汽轮机及辅 助设备（常家芳）汽轮机(一 3) - 图文

第四章 汽轮机调节与保护

4.1 汽轮机调节系统的基本原理及组成 4.1.1 汽轮机自动调节的任务

电能的产生具有无法储存的特点，决定了发电厂必须随时根据电力用户的需要来改变电能的产量。也就是当用户的用电量发生变化时，汽轮机的输出功率必须作出相应的改变，以使发电机发出的电能适应电力用户的要求。

汽轮发电机组的电功率主要取决于汽轮机的进汽参数、排汽压力和蒸汽流量。如果汽轮机的进汽参数和排汽压力均保持不变，则机组发出的电功率基本上与汽轮机的进汽量成正比。因此，当电力用户的用电量，即外界负荷增加时，汽轮机的进汽量应增大；反之，则进汽量应减少。

如果外界负荷增加（或减小）时，汽轮机的进汽量不相应增大（或减少），则汽轮机的转速将会自行减小（或增大），以使汽轮发电机组发出的电功率与外界电负荷相适应，机组将在另一转速下运行，这就是汽轮机的自调节性能。

由于外界电负荷的变化常常是很大的，如果仅仅依靠自调节性能，将会使汽轮机转速经常性产生很大的变化。特别是当发电机出线端发生故障，甩去全部负荷时，汽轮机将出现最大的转速飞升。所以，仅仅依靠汽轮机的自调节性能，必将发生严重事故。此外，仅依靠自调节性能，还会与汽轮机运行的客观要求不相符合。除了不能保证电能质量（电频率、电压）外，还会使汽轮发电机组并网发生困难。当转速变化很大时，汽轮机的速度比变化很大，效率就降低。所以，汽轮机的自调节性能无法满足运行的要求。

于是，就必须在汽轮机上安装自动调节系统，利用汽轮机转速变化的信号，对汽轮机进行调节。因此，调节系统的任务是：当外界负荷改变，汽轮机转速有一很小变化时，就自动改变进汽量，使机组发出的功率与外界电负荷相适应，并保证调节后机组转速的偏差不超过规定的范围。

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4.1.2 调节系统的类型

根据调节系统的原理和性能，可将其分为：直接调节与间接调节系统、有差调节与无差调节系统、速度调节与功率调节系统。下面分别介绍它们的工作原理和性能。

4.1.2.1 直接调节与间接调节系统

图1-79（a）为汽轮机直接调节系统示意图。当外界电负荷减小时，将使汽轮机转速升高，离心式调速器1的飞锤向外扩张，使滑环A向上移动，通过杠杆2关小调节阀，汽轮机的进汽量减小，汽轮发电机组发出的电功率也相应减小，从而与外界负荷建立起新的平衡；反之亦然。由此可知，自动调节系统不仅能使机组转速保持在一定的范围内，而且还能使进汽量与功率相平衡。该系统的基本原理可用图1-79（b）的方框图来表示。

图1-79 直接调节系统示意图和方框图

(a)示意图；(b)方框图

1－调速器；2－杠杆；3－调节汽门；

?－转速；?－调节汽门开度

在上述调节系统中，调节阀是由调速器本身直接带动的，所以称为直接调节系统。

由于调速器的能量有限，一般难以直接带动汽轮机的调节阀，所以将调速器滑环的位移通过油动机从能量上加以放大后，间接带动汽轮机的调节阀，从而构成间接调节系统。图1-80（a）是一种最简单的一级放大调节系统。利用调速器滑环带动错油门滑阀，再借助压力油的作用，使油动机带动调节阀。当外界电负荷

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减小，转速升高时，调速器滑环A向上移动，通过杠杆2带动错油门5的滑阀向上移动；此时，错油门的上油口与压力油相通，而下油口则与排油口相通，压力油进入油动机上油腔，而其下油腔与回油口相通，所以在油动机活塞上形成较大的压差，推动活塞向下移动，关小调节阀，减小汽轮机的进汽量，从而使机组功率与外界相适应；反之亦然。

当转速升高，调速器滑环带动错油门滑阀上移时，油动机活塞向下移动，而油动机活塞的位移又通过杠杆带动错油门滑阀向下移动；当错油门滑阀恢复到中间位置时，压力油不再与油动机相通，活塞停止运动，机组就达到了新的功率平衡，调节系统也达到了新的平衡状态。

油动机活塞的运动是由错油门滑阀位移所引起的，而活塞位移反过来又影响错油门滑阀的位移，这种作用称为反馈，杠杆2称为反馈杠杆。由于油动机活塞对错油门滑阀的反馈作用与调速器滑环对错油门滑阀的作用是相反的，所以称为负反馈。

图1-80（b）为间接调节系统原理方框图。

图1-80 间接调节系统示意图和方框图

（a）示意图；(b)方框图

1－调速器；2－杠杆；3－油动机；4－调节汽门；5－错油门；

4.1.2.2 有差调节与无差调节系统

从图1-80（a）可以看出，当调节系统处于不同负荷的稳定工况时，调节阀的开度各不相同，油动机活塞的位置也相应改变。而在调节过程结束，调节系统处于稳定状态时，错油门滑阀必定处于中间位置。因此，通过杠杆的联系，调速器滑环也必然处于与油动机活塞位置相对应的另一位置，即汽轮机的转速将改变。

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也就是说，当外界电负荷改变，调节系统动作结束后，机组并不能维持原来的转速，不同的负荷将对应不同的转速，只是转速变动的范围较小，这种调节称有差调节。

在有差调节中，采用的是刚性反馈，只要油动机活塞位置一定，就有一定的反馈量，而且不随时间的变化而变化。还有另外一种反馈，其反馈作用只发生在油动机活塞最初运动阶段；当调节过程结束后，反馈作用也就消失，这种反馈称为弹性反馈。采用弹性反馈可以做到无差调节。

图1-81为具有弹性反馈的无差调节系统原理图。缓冲油缸中，活塞上、下油腔中的油通过针阀控制的小孔相通，由于针阀的节流作用，油的流动很慢。当外界电负荷变化引起转速改变时，开始阶段可以认为缓冲油缸与其中的活塞没有相对移动，相当于一个整体。此时，调节系统与图1-80（a）的杠杆反馈的间接调节系统相同。稳定时，错油门滑阀处于中间位置，油动机活塞和调节阀的

图1-81 具有弹性反馈的无差调节

系统原理图

不同位置所对应的调速器滑环位置也不相同，是有差调节。但同时，因M点位置改变，上部与它相连的弹簧所受的拉力就发生相应的变化，使缓冲油缸的活塞慢慢移动，其移动速度由活塞上、下油腔中经针阀流过的油量决定。弹簧力使M点缓慢移动，与此同时也使错油门滑阀和油动机活塞相应移动，进行缓慢调节，直至M点恢复原来位置，弹簧力消失后才能不动；这时错油门滑阀也处于中间位置，调速器滑环恢复原先位置，即转速不变，称为无差调节。对于无差调节，在其整个调节过程中，最初阶段是有差调节，以保证系统稳定；然后才缓慢地让反馈量减小，使静态偏差变小，最终达到无差调节的目的。

无差调节常被应用于供热汽轮机的调节系统中，使其供热压力维持不变；而凝汽式汽轮机的速度调节系统中，一般不采用无差调节。

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4.1.2.3 速度调节与功率调节

图1-79和图1-80所示的直接调节与间接调节系统中，都是以汽轮机的转速作为调节信号。即，根据转速的变化来控制调节阀的开度，改变汽轮机的进汽量的，因此称为速度调节。

在功频电液调节系统中，除了测量速度信号外，还要测取功率信号。图1-82表示功频电液调节系统的简化方框图，通过电子测量元件测得汽轮机转速和功率，在转换成电压信号Uf和UP后，在A点进行比较；当外界电负荷发生变化时，汽轮机的转速将有所改变，但此时汽轮机的功率还没有来得及变化，因此，有一偏差信号UfP?Uf?UP。这一信号经过比例-积分（PI）调节器放大转换为输出信号?，该信号经功率放大、电液转换器，转换成液压信号，以控制错油门和油动机，改变汽轮机的功率。当UP?Uf，即UfP?0时，PI调节器的输出信号?不再改变，油动机达到新的平衡状态。

图1-82 功频电液调节系统简化方框图

有关功频电液调节系统及其工作原理将在本章第9节中再详细介绍。 4.1.3 具有一级放大的间接调速系统 4.1.3.1 工作原理

图1-83是一个间接调节系统的示意图。调速器是机械离心式的，由汽轮机主轴通过减速装置带动。当外界负荷变化时，机组转速相应变化，离心调速器感受转速的变化，经连杆带动滑环上下移动，再通过杠杆带动滑阀离开中间位置，由主油泵来的油进入滑阀的上部或下部，使油动机活塞上下移动，带动调节汽门（调

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节阀）一起移动，改变进汽量，从而改变汽轮机的功率。由于上述这种调节系统的工作原理是通过改变汽轮机的功率，来调节汽轮机的转速，所以这种调节系统也称为调速系统。 由于油动机的活塞直径、活塞上下的油压差都可设计得较大，因此油动机能有很大的功率，使活塞具有很高的移动速度，可以满足开启各类汽轮机调节阀的要求。该调速系统不是直接用调速器滑环的位移信号来控制调节阀，而是通过滑阀和油动机把滑

图1-83 具有一级放大的间接调速系统

1-调速器；2－错油门；3－油动机；4－调节汽门；5－汽轮机；6－发电机；7－压力油管；8、9－油动

机油管；10－减速器

环的位移信号加以功率放大后间接控制调节阀的。所以，该调速系统是一个具有一级中间放大装置的间接调速系统，它在目前汽轮机调速上有一定的实用价值。 间接调速系统处于稳定工况时，其滑阀必须处于中间位置，否则控制油动机的压力油就不会中断，调速系统就无法稳定工作。例如，当外界负荷增大时，机组转速降低，调速器离心力减小，滑环下移，压力油进入油动机的下油室，活塞向上移动，调节阀开大。当蒸汽主力矩增加到与负载的电磁阻力矩相适应时，油动机活塞应停止移动。如果这时滑阀仍处于中间位置的下方，去油动机下油室的压力油油压没有减小，油动机滑阀仍然继续上移，调节阀一直开大，就产生过调。过调的结果，机组的主蒸汽力矩大于负载的电磁阻力矩，转速又上升，形成又一次转速偏差，整个调节过程又按上述相反方向进行。如此周而复始，调节系统就产生一种不衰减的摆动，调节过程也就无法稳定下来，这是不允许的。为此，调节系统都设有一种能使滑阀恢复中间位置的装置，图1-82中的杠杆abc就起这种作用。由图上可以看出，在油动机活塞动作时，此杠杆可以使滑阀回到中间位置。由于油动机活塞的位移是由滑阀动作引起的，而油动机活塞的动作又反过来使滑阀恢复中间位置，这种反作用称为负反馈。调节系统有了这种负反馈装置，其调节过程可以很快得到稳定。

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4.1.3.2 调节系统的组成及其作用

间接调速系统通常由四部分机构组成：感应机构、传动放大机构、配汽机构和反馈机构。在上述调速系统中，调速器是感应机构；错油门和油动机是传动放大机构；调节阀是配汽机构（也称执行机构）；反馈杠杆是反馈机构。各部分的作用如下：

(1) 感应机构

它在发电机负荷变化时，感受汽轮机的转速变化，并将此转速变化信号转变成其他物理量的变化。例如，图1-83所示的系统中，转速变化时调速器飞锤的离心力变化信号通过杠杆转变为滑环位移的变化信号。 (2) 传动放大机构

由于转速感应机构所产生的信号往往功率太小，不能直接带动执行机构。因此，需要把信号放大，然后再传递给执行机构，使其动作，如图1-83中的滑阀和油动机把调速器滑环的位移转变并放大成油动机活塞的推动力。 (3) 配汽机构

它包括传动装置和调节阀，其作用是接受传动放大后的信号来使调节阀的开度发生变化，以改变汽轮机的进汽量。如图1-83中的调节阀和油动机活塞的连杆。 (4) 反馈机构

它的作用是使滑阀恢复平衡位置，保持调节系统的稳定工作。

各调节机构之间的关系如图1-84所示。

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图1-84 调节系统原理方框图

4.2 调节系统的静态特性

调节系统的静态是指，汽轮机的功率与发电机的负载平衡、转速稳定的状况。调节系统的静态特性是指，在稳定状态下，调节系统输入量（转速变化?n）与输出量（机组功率变化?P）之间的关系。调节系统的静态特性与汽轮机的安全经济运行有着十分密切的关系。

在稳定状况下，调节阀的开度与转速是对应的，即，在调节阀开度较小时（机组功率较小时），对应的转速较低。所以说，不同的功率下就有不同的稳定转速，这类调节称有差调节。把稳定状况下的机组转速n和输出功率P的对应关系，按不同比例绘制在同一坐标系中所得到的曲线，称为调节系统的静态特性曲线。对于一台运行机组，其静态特性曲线与工作转速线的交点就是它的稳定工作点。 调节系统的静态特性可以表示为：

?P?x?m?P??? ?n?n?x?m 式中：?x——调速器滑环的位移；

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?m——油动机活塞的位移。 由上式可知，调节系统的静态特性动放大机构的静态特性

?P?x，取决于感应机构的静态特性、传?n?n?m?P和配汽机构（执行机构）的静态特性。在调节系统?x?m?P = 常数。也就?n工作范围内，上述各静态特性均可人为地近似等于常数，因而是说，调节系统的静态特性曲线近似为一条直线。 4.2.1 静态特性曲线的绘制

调节系统的静态特性曲线一般不能用试验方法直接求得。因为并列在电网中的机组，其转速取决于电网的频率，不可能随意改变；孤立运行的机组，由于电负荷取决于用户，也不能随意变动。因此调节系统的静态特性曲线通常都是用间接方法求得的。也就是说，先分别测出调节系统各机构的静态特性曲线，然后通过在四象限图中投影作图的方法，得出调节系统的静态特性曲线。用

图1-85 调节系统四方图

这种方法得出的图形称为四方图，如图1-85所示。

按照习惯，在绘制特性曲线时，常把感应机构、传动放大机构和配汽机构的静态特性曲线，分别画在直角坐标的第二、三、四象限中，再用投影作图法，在第一象限内求得调节系统的静态特性曲线。 绘制四方图时，应注意以下问题：

(1) 滑环的位移应以转速增加方向为正；油动机活塞的位移应以负荷增加方向为正；

(2) 四象限坐标图是以中心交点向外发射方向为正；

(3) 在绘制四方图时，转速和功率坐标参数为固定的，其他参数则应根据具

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体的调节系统来确定。例如，转速与径向泵出口油压关系中，既可用径向泵的出口油压作坐标参数，也可用压力变换器活塞位移作坐标参数。由于油压比位移更容易测得，所以常用前者而不用后者。又如，在旋转阻尼转速与一次油压关系中，既可用一次油压作坐标参数，也可用控制油压作坐标参数。但一次油压的调整除用针形阀外，别无其他手段，而在运行中针形阀往往不再进行调整，因而常常按转速与二次控制油压关系绘制。 4.2.2 速度变动率和迟缓率 4.2.2.1 速度变动率?

(1) 速度变动率的定义及其物理意义

汽轮机稳定运行的转速是随负荷变化的。随着汽轮机输出功率的增加，转速不断地下降，而调节系统只能限制转速在很小的范围内变动。当功率从零增加到额定功率时，稳定转速也相应地从nmax变到nmin。转速差nmax-nmin与工作转速n0的比率，称为调节系统的速度变动率?。即，

??nmax?nmin?10%0 n0 式中，nmax——机组在空载时所对应的转速； nmi——机组在满载时所对应的转速； n n0——nmax与nmin的平均值。但因汽轮机的转速变化不大， 为方便起见，常用n0= 3000 r/min（额定转速）来计算。

由图1-86可知，速度变动率?就是静态特性曲线的斜率。?值较大时，静态特性曲线较陡；反之，?值越小，静态特性曲线就越平坦。速度变动率对调节系统的工作有很大的影响，是调节系

图1-86 并列运行机组的负荷分配

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统的一个重要品质指标。通常，速度变动率?在3—6% 的范围内。太大或太小都会给机组带来不利影响。 (2) 速度变动率的确定

确定速度变动率时，应综合考虑以下几个方面：

a. 并列运行时机组之间的负荷分配

当机组并列在电网中运行时，外界负荷改变，将使电网频率发生变化，从而引起电网中各机组自动地按其静态特性承担一定的负荷变化，以减少频率的变化，即一次调频。例如，有两台机组并列在电网中运行，其负荷分配如图1-86所示。其中，N0。1机组的速度变动率为?1，N0。2机组的速度变动率为?2，且?1>?2。当外界负荷降低?P时，电网频率增加，汽轮机转速相应增加?n，两台机组的负荷都按各自的静态特性曲线变化，分别减少功率?P1和?P2，且?P1 + ?P2= ?P。由图上可知，?P2>?P1。这说明，并列运行的机组，当外界负荷变化时，速度变动率越大，分配给该机组的负荷变化量越小；反之，则越大。因此，带基本负荷的机组，其速度变动率应选大一些，使电网频率改变时，负荷变化较小。即，减少参加一次调频的作用。而带尖峰负荷的调频机组，速度变动率应选小一些，以增强其一次调频的作用。

b. 对运行稳定性的影响

速度变动率越大，调节系统的稳定性越好；反之，则越差。可以这样设想，当速度变动率?为零时，调节系统的静态特性曲线为一根水平线，这当然是不稳定的。对凝汽式机组而言，一般速度变动率减小到2 % 以下时，就不稳定了。因此，在考虑一定的稳定储备后，通常速度变动率不小于3 % 。 c. 对甩负荷时机组转速的影响

速度变动率对汽轮机甩负荷时动态超速影响很大，一般情况下，甩满负荷时动态超速偏差较静态偏差大50 % 左右，即动态最大转速升高可达静态偏差的1.5倍。可见，速度变动率?越大，动态超速也越大。为了保证甩满负荷时，不致引起超速保护装置动作，通常速度变动率以不大于6 % 为宜。

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由以上分析可知，对调节系统的速度变动率，既不希望它过大，也不要求它过小，应根据具体情况，权衡利弊，统筹考虑后才能确定。 4.2.2.2 迟缓率?

上述调节系统的静态特性曲线仅仅是理论的，它是建立在机组转速和负荷一一对应的基础上得出的。即，一旦出现转速偏差，调速系统就立即动作，机组功率就立即改变。但是，实际上由于构件间的摩擦、间隙以及滑阀过封度等因素的影响，调节系统在机组转速上升及下降过程中，静态特性曲线不再是一条直线，而变成两条近乎平行的曲线，并称为调节系统的迟缓现象，如图1-87所示。

由于迟缓现象的存在，在同一功率下，转速上升过程的特性曲线与转速下降过程的特性曲线之间的转速差?n与额定转速n0之比，称为调节系统的迟缓率，或称不灵敏度，以?表示。即：

???n?100% n0 图1-87 调速系统的迟缓现象

迟缓率对汽轮机运行是十分不利的。因为，迟缓率越大，说明从汽轮机转速变化到调节阀动作所需的时间越长，从而造成汽轮机不能及时适应外界负荷变动的需要。特别在机组甩负荷时，迟缓率造成的调节阀关闭滞后，将使转速升高过多，从而引起危急保安器动作。此外，由于迟缓率的存在，在并列运行时，机组负荷发生摆动；单机运行时，转速发生摆动，引起供电频率波动。因此，要求迟缓率越小越好。按照《电力工业技术管理法规》（试行）规定，调节系统的迟缓率应不大于0.5 %，对新装的机组应不大于0.2 %。目前根据我国的设计和制造水平，规定?≤0.3—0.5 %；而国外机组一般均按照国际电工委员会规定的标准，?≤0.06 %。

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4.2.2.3 速度变动率与迟缓率对机组的共同影响

在调速系统的迟缓区内，机组转速与功率的单值对应关系被破坏，因而不起调节作用。如果当速度变动率?和迟缓率?一定时，其单值对应关系的破坏程度还与机组的运行方式有关.。

(1) 单机运行

单机运行时，机组发出的功率取决于外界负荷。只要负荷不变，机组发出的功率就不变。此时，由于存在迟缓率，机组转速将在?n范围内任意变动（如图1-88所示），其变动值为： ?n???n0

图1-88 迟缓率对单机运行的影响

显然，单机运行时，转速的变动值只与调节系统的迟缓率有关，而与速度变动率无关。

(2) 并列运行

并列运行的机组，发电机的频率必须严格地与电网频率相同。在电网频率稳定时，可以认为汽轮机的转速是恒定的。这时，机组调节系统迟缓区的存在，将使机组的功率P在较大范围内任意变化，其变动值为?P（见图1-89所示）。因为

?ABC∽?abc，所以，

ABab? BCbc于是可得：

?PH???P 或 ?P??PH ?

式中：PH——额定功率。

如果?= 0.5 %,?= 5 %,则?P= 10 %PH。这说明机组在并列运行时，同样的迟缓率（?=

图1-89 并列运行机组迟缓

区存在的影响

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0.5 %），将使负荷任意变动值在10 %额定负荷范围内。并且?越小，这种负荷变动值的范围就越大。如果上例中的?= 2.5 %，则?P将扩大到20 %PH。对于并列运行机组，由于?和?的共同影响，就在较大的范围内破坏了功率与转速的单值对应关系，这是不允许的。由于目前绝大多数机组都在并列运行，所以必须考虑?和

?对调节系统的共同影响。当?较小时，?也应相应减小，从而对调节系统部件的

结构、加工工艺和装配等方面提出了更高的要求。 4.2.3 静态特性曲线的合理形状 4.2.3.1 对静态特性的基本要求

为了保证汽轮机在任何功率下都能稳定运行，不发生转速或负荷摆动，调节系统的静态特性曲线应是连续、平滑和沿负荷增加方向逐渐向下倾斜的曲线，中间没有任何水平段或垂直段，如图1-90所示。

4.2.3.2 汽轮机空载和满负荷时的要求 (1) 空载时的要求

静态特性曲线在空载附近应陡一些，这样有利于汽轮发电机组的并网和机组低负荷暖机。当静态特性曲线在空载附近较陡时，调节系统产生的波动、调节阀开度变化较小，进汽量的变化也就较小，因而机组的转速波动较小，容易并网。另外，机组并网后开始带负荷时，它仍然处于加热阶段。此时，调节系统的静态特性曲线较陡，在电网频率降低时，能避免机组负荷增加过多，从而使机组不至于因加热过快而引起热应力过大和膨胀不均匀。

(2) 满负荷时的要求

静态特性曲线在满负荷附近也要陡一些，这样一方面在电网频率降低时，能防止机组超负荷过多，保证机组安全运行；另一方面，当机组在经济功率下运行时，如果电网频率升高，机组负荷降低较少，从而使机组保持较高的经济性。

图1-90 静态特性曲线的合理形状

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4.3. 同步器 4.3.1 同步器的作用

从调节系统的静态特性曲线可以看出，在不考虑迟缓率时，汽轮机的每一个功率都对应着一个确定的转速。这样，在单机运行时，机组的转速将随负荷的变化而变化，也就是供电的频率将随着负荷的变化而变化，因而不能保

图1-91 平移静态特性线改变转速

证供电的质量。同样，在机组并列运行时，它的转速取决于电网的频率，当电网频率不变时，机组只能带一个与该转速所对应的负荷。显然，这样的调节系统是不能满足运行要求的。为了解决上述问题，汽轮机的调节系统中，都设置了同步器。同步器的作用是：

(1) 在单机运行时，操作同步器可以调整机组的转速，使机组在任何负荷下都能保持在额定转速下运行，从而保证供电频率的稳定。例如，当机组处于功率P1、转速n1下运行时（见图1-91），要使转速恢复到额定转速n0，可操作同步器，将调节系统的静态特性线从a平移到a‘处即可。

(2) 在机组并列运行时，操作同步器可以改变电网中各台机组的负荷分配以及调整电网的频率。利用同步器调整电网的频率称为二次调频。现以两台并列运行的机组为例说明。假设N0。1机组的功率为P1，N0。2机组的功率为P2，电网频率为f1（对应转速为n1），如图1-92所示。为了使电网的频率增加到f0（即，使转速增加到n0)，并同时改变机组的负荷分配，可以操作同步器，使机组负荷增加。例如，操作N0。1机组的同步器，将其静态特性线上移到a‘处，则该机组调节阀开大，功率增加

图1-92 并列运行机组转速与负荷的调整

?P1。由于此时外界负荷没有变，两台机组所发出的功率大

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于外界负荷，因而电网频率升高，N0。2机组的功率随着频率升高而减小?P2，其减小值与N0。1机组增加值相等时，电网频率稳定于f0（对应转速为n0）。所以，通过操作一台机组的同步器不仅调整了电网的频率，而且又改变了机组的负荷分配。

如果电网容量很大，而一台机组的容量相对很小，则改变一台机组的功率对电网的影响可以忽略不计。此时，操作同步器可以改变本机组的功率。例如，静态特性线上移，机组功率增加；反之，则机组功率减小。

(3) 在机组并网前，同步器可用来调整机组的转速，使机组转速与电网的频率同步，以利并网。正因为有此作用，所以称为同步器。

4.3.2 同步器的工作范围 4.3.2.1 同步器工作范围的含义

通过操作同步器可以平移调节系统的静态特性曲线。因此，对于同步器的每个位置就有一条与它相对应的静态特性曲线。当同步器处于上限位置与下限位置时，静态特性曲线也相应有上限曲线与下限曲线，如图1-89中AB与CD线。这就意味着，操作同步器时，静态特性曲线可以在AB线与CD线之间移动，这就是通常所说的同步器工作范围。 4.3.2.2 同步器工作范围应满足的条件 (1) 空载转速应低于电网允许的最低频率所对应的转速

图1-93中，下限线的B点的转速是在主汽阀全开条件下，空载时的转速。要求该转速必须低于电网所允许的最低频率相对应的转速。如果，该转速高于电网允许的最低频率所对应的转速（如图中B‘点），则同步器就不能使机组负

图1-93 同步器上下限位置的要求

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荷降到零；并且，在启动时，也不能用同步器，而只能靠控制主汽阀来减速并网，这显然是不允许的。实际上，B点的转速比电网允许的最低频率所对应的转速还要再低2—3%，否则，当蒸汽参数及真空在允许范围内升高时，就不能用同步器将负荷减低到零，或升速并网。

(2) 上限线的C点应满足在电网允许最高频率的条件下，以及在进汽参数降低到允许最低值时，仍能带满负荷。实际上，上限线C点应调整到比额定进汽参数时在额定转速下带满负荷的点更高。

根据上述要求，通常规定，同步器可以改变的转速范围为额定转速的-5 %—+7 %。

4.3.3 常用同步器及其工作原理 目前大多数汽轮机是采用作用在传动放大机构的同步器，其静态特性曲线见图1-94。由于它的结构简单，最容易实现调整的目的，所以国产N200型汽轮机的两种调节系统都采用这种形式的同步器。下面分别介绍它们的基本工作原理。

4.3.3.1 辅助弹簧式同步器

弹簧A 弹簧B 图1-95表示采用这种同步器的调节系统。该系统主要由离心调速器1、滑环2、错油门3、油动机4、调节阀5、同步器6和反馈杠杆7组成。

图1-95 辅助弹簧式同步器的调节系统

图1-94 作用在传动放大机构的同步器平移调节系统

静态特性曲线

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它的工作原理是：通过调整作用在调速器滑环上的辅助弹簧，来实现静态特性曲线的平移。即，通过平移感应机构的静态特性曲线来实现调节系统静态特性曲线的平移过程。

在调节系统稳定时，由于调速器1的滑环位置一定，调速器飞锤的离心力与弹簧A、弹簧B的合力相平衡，所以，油动机4的活塞位置也就一定，即调节阀5的开度一定。通过调整同步器手轮6，改变弹簧B的预紧力，使调速器滑环位置发生相应变化，从而改变油动机活塞位置和调节阀的开度，实现静态特性曲线的平移。

例如，转动手轮使弹簧B的预紧力减小，调速器滑环下移，油动机活塞相应下移，调节阀关小，转速下降，静态特性曲线就下移；反之，静态特性曲线就上移。

4.3.3.2 活动套筒式同步器

图1-96表示采用这种同步器的调节系统。该系统主要由离心调速器1、滑环2、错油门固定套筒3、杠杆4、错油门活动套筒5和调节手轮6组成。

它的工作原理是，利用手轮6改变同步器活动套筒5的位置，使错油门油口启、闭，引起油动机活塞运动并带动调节阀动作，改变进汽量，从而改变机组的转速或负荷，达到静态特性曲线平移的目的。这种同步器是通过改变其活动套筒的位置来改变转速，同时也改变了调速器滑环的位置。因此，转速与滑环位置也是一一对应的。

例如，转动手轮使活动套筒上移，使错油门下油口开启，控制油进入油动机活塞下部，使油动机活塞上移，调节阀开大，进汽量增加，汽轮机转速升高，静态特性曲线就上移；由于转速升高，调速器1飞锤所受的离心力增大，使滑环上移，并带动滑阀上移使下油口关闭，达到新的稳定状态。反之，则可使静态特性

图1-96 活动套筒式同步器的调节系统

112

曲线下移。

4.3.3.3 活动支点式同步器

图1-97表示采用这种同步器的调节系统。该系统主要由离心调速器1、滑环2、调节手轮3、杠杆4、错油门5、油动机6和固定支点7组成。

它的工作原理是：利用手轮改变活动支点A的位置，在滑环暂时不动的情况下，借助错油门滑阀动作，改变错油门油口开度，使油动机动作，改变调节阀开度，从而改变机组的转速或负荷，达到静态特性曲线平移的目的。

图1-97 活动支点同步器的调节系统

例如，调节手轮使A点下移，错油门滑阀上移，油动机活塞下移，调节阀

1－离心调速器；2－滑环；3－手轮；4－杠杆；

5－错油门；6－油动机；7－固定支点

关小，转速下降，静态特性曲线就下移。反之，则静态特性曲线就上移。 4.3.3.4 改变错油门弹簧预紧力的同步器

图1-98表示采用改变错油门弹簧预紧力的同步器。 它的工作原理是：通过改变作用在错油门滑阀上的弹簧预紧力，实现调节系统静态特性曲线平移的目的。在机组转速不变的情况下，通过改变作用在调速器滑阀上的弹簧预紧力，可控制滑阀泄油口的开度，从而改变脉动油压，使油动机动作，达到平移静态特性曲线的目的。

例如，增加弹簧的预紧力时，在稳定工况下，错油门滑阀下移，使脉动油的泄油口关小，脉动油压升高，再通过中间滑阀和油动机活塞

图1-98 改变错油门弹簧预紧力的

同步器

113

使调节阀完成相应动作。单机运行时，机组转速升高；并列运行时，机组负荷增加。直至机组转速变化引起主油泵油压变化，同步器滑阀上的受力平衡为止。 4.3.3.5 改变支点位置的同步器

图1-99表示这种同步器的工作原理。

当与调速器错油门滑阀（简称调速滑阀）相连的杠杆支点O不动时，随动滑阀动作CC‘行程，通过杠杆使调速滑阀移动AB行程。根据它们的几何关系可得：

ABl1?l2 ?l1CC'则，

AB?(l1?l2)?CC' l1上式正是在同步器、调速器不动作时的关系式。当操作同步器时，支点移动到O’，如果杠杆的C点仍然位移了CC‘，则调速滑阀移动到A’B‘。按几何关系同样可得：

A'B'l1?l2 ?CC'l1图

1-99 改变支点位置的同步器

则，

A'B'?(l1?l2)?CC' l1因为AB?A'B'，所以A'B?BB'?A'B'。则， A'B?BB'?(l1?l2)?CC' l1上式说明，支点O的移动并没有改变线性传动关系，也没有改变传动特性线的斜率，但是调速滑阀却多移动了BB'?OO'?l2距离，这就使调速滑阀增加了一个初始l1114

位移。因此，改变支点的位置，也就相当于平移了调节系统的静态特性曲线。 当转速不变时，C点位置不动，通过杠杆使调速滑阀移动，改变了错油门泄油口的开度，使脉动油压发生变化，随之改变油动机活塞位置，并带动调节阀动作以达到平移调节系统静态特性曲线的目的。

4.4 调节系统的动态特性

汽轮机运行稳定与否除了与静态特性有关之外，还与动态特性有关，因此在分析调节系统特性时，必须同时研究静态特性与动态特性。所谓动态特性是指从一个稳定工况变化到另一个稳定工况的过渡过程。这些过程可能是稳定的，也可能是不稳定的。如果过程是稳定的，调节系统动作结束时，达到新的稳定工况；否则，调节系统动作起来就无止境，当然这种系统根本就不能用。 4.4.1 动态特性的质量指标

调节系统动态特性品质的好坏，主要由下列三项指标进行评价。

图1-100 机组甩全负荷时转速的过渡过程

4.4.1.1 稳定性

当机组受到扰动后，经过调节系统的调节作用，能够在新的状态下稳定，或者恢复到原来的稳定状态。那么，这种调节系统是稳定的。但是，稳定是相对的，一般在调节好的波动值不超过允许范围时，就可以认为该调节系统是稳定的。对转速而言，只要其稳定后的转速与机组空载转速的偏差值，不大于速度变动率与

115

额定转速乘积的1/15；并且，动态特性明显的振荡次数不超过3—5次，就可认为该调节系统是稳定的。例如，图1-100为汽轮机全甩负荷时，转速的几种过渡过程。 图1-100（a）上的三条过渡曲线，都随着时间t的增长最终趋近于由静态特性线决定的空载转速nmax。这样的过程是稳定的，能完成这样过程的调节系统称为稳定的调节系统。图1-100（b）所示的三条过渡曲线，或者围绕nmax作不衰减的谐振（曲线d），或者振幅随时间t逐渐增大（曲线e），或者偏离后就一直扩散开去（曲线f）。这些过程都是不稳定的过程，这种不能使机组重新稳定的调节系统称为不稳定调节系统。就普遍意义上讲，一个在运行中的闭环汽轮机调节系统，当给定值、负荷以及蒸汽参数等发生变化时，它的输出量（功率或转速）就发生变化，如果上述干扰所引起的输出量的变化，随着时间的推移趋向于某一个定值，如图1-100（a）中的三条过渡曲线，则该系统为稳定的调节系统。否则，就是不稳定的调节系统。

图中，?为甩全负荷时，机组瞬时转速n同额定转速nmin之差与工作转速n0的比值。 4.4.1.2 超调量

机组甩负荷后，所达到的瞬时最高转速与稳定后的转速之差，称为超调量。超调量的概念可以从图1-101清楚看出，图中nmax是机组甩负荷后所达到的瞬时最高转速，n0???n0?(1??)n0是机组稳定后的转速，?nmax?nmax?(1??)n0即为超调量。超调量不应过大，否则会引起危急保安器动作，以及动态过程振荡次数增加。因此，通常要求额定参数下甩

图1-101超调量的示意图

全负荷后出现的最高转速应比危急保安器动作转速低额定转速的3 %。 4.4.1.3 过渡时间

机组受到扰动后，从原来的稳定状态过渡到新的稳定状态所需的时间，称为

116

过渡时间。显然，过渡时间越短越好。通常要求机组甩全负荷后，其过渡时间应保持在5—50 s之内。 4.4.2 影响动态特性的主要因数

影响机组动态特性的因素很多，为了便于了解，从两个方面进行对比介绍。 4.4.2.1 机组方面

(1) 转子的飞升时间Ta

机组转子在额定功率时，受蒸汽力矩M0的作用，转速从零升至额定转速所需的时间，称为转子的飞升时间Ta。即，

Ta?J(?0?0)J?0 ?M0M0式中：J为转子的转动惯量；?0为额定转速时，转子的角速度。Ta的值越小，说明转子越容易加速，机组甩负荷时就越容易造成超速。随着机组容量的增加，Ta值越来越小。例如，中、低压机组的Ta= 11—14s，高压机组Ta≈7—10s，超高压再热机组的Ta≈5—8s。因而对调节系统的要求也越来越高。 (2) . 中间容积时间Tv

汽轮机在运行时，从调节阀到末级的通流部分，回热抽汽管道（逆止阀之前）、中间再热器以及再热器与汽轮机之间的联络管道内都充满着蒸汽。机组甩负荷时，尽管各调节阀已关至空载位置（或关闭），但储存在这些中间容积内的蒸汽将继续进入汽轮机膨胀作功，使机组转速继续增加，以致引起危急保安器动作。因此，这些中间容积的存在，将使调节过程变慢，动态偏差增大，调节品质下降。 中间容积对调节过程的影响，不仅与其容积大小有关，而且还与容积内的蒸汽参数有关。通常，用中间容积时间来Tv来表示其对调节过程的影响。在额定流量D0下，将中间容积充满额定工况下的蒸汽流量所需的时间，称为中间容积时间。它可以表示为：

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Tv?DV?V ??D0D0D0v 式中：V——中间容积；

v，D——分别为额定工况下，中间容积内的蒸汽比容和流量； D0——额定工况下，主蒸汽的流量。

中间容积时间越长，对调节过程越不利，应尽可能降低其值。主要措施是减小中间容积。例如把调节阀直接装在汽缸上，抽汽管道逆止阀尽可能靠近汽缸等。 4.4.2.2 调节系统方面 (1) 速度变动率?

图1-102表示速度变动率?对动态过程的影响。图中，?n/n0是机组甩负荷后瞬时转速的相对变化量。从图上可以看出，?增大，则机组甩负荷后的瞬时最高转速增高，因此要求?< 6 %；?减小，甩负荷后的最高转速就降低；但超调量却增大，因而波动次数增多，即衰减得慢，稳定性变差。因此，通常要求?> 3 %，局部速度变动率也不得小于2.5 %。 (2) 油动机时间常数

油动机时间常数是在错油门开度最大、油压差为额定值时，油动机活塞完成工作行程所需的时间。油动机时间常数越小，则表明油动机动作越迅速，对调节系统的稳定性越有利，使超调量减小。但是，要减少油动机时间常数，就需增大主油泵的供油量；因而油动机的时间常数也不宜过小，应全面考虑后确定。 (3) 迟缓率?

图1-102?对动态过程的影响

Ta?10s,T0?0.24s,Tm?0.2s

?-转速相对值?n/n0

118

迟缓率对调节系统是不利的。迟缓率增大，对周期性调节过程的影响是，使过渡时间延长，超调量增大，甚至造成不稳定的振荡。因此，应尽可能减少调节系统的迟缓率。

4.4.3 中间再热机组的动态特性 4.4.3.1 再热机组动态特性的缺陷

中间再热机组在甩去额定负荷时的动态特性远不如一般凝汽式机组。它在甩去额定负荷后，动态飞升转速很大，容易造成机件的严重损坏。所以，对再热机组动态特性不理想问题必须引起足够的重视。 4.4.3.2 影响再热机组动态特性的原因 (1) 中间容积很大

由于再热器以及连接再热器与汽轮机的管道，在高、中压缸之间形成一个很大的中间蒸汽容积，当汽轮机甩负荷后，虽然高压缸的自动主汽阀和调节阀很快关闭，新蒸汽不再进入高压缸；但是，残留在中间容积内的再热蒸汽。仍能进入中、低压缸继续膨胀作功，使汽轮机转速急剧上升，可能超过额定转速的140—150 %。这将使汽轮机零件的应力远远超出了它的强度极限，会造成严重的事故。 (2) 调节阀与汽缸之间的导汽管、抽汽管道和各个汽缸之间的连接管道的蒸汽容积

为了简化大功率汽轮机的汽缸结构，降低汽缸热应力，常将调节阀与汽缸分离，设在汽缸的两侧，并用导汽管相连。因此，在机组甩负荷时，新蒸汽虽然不能进入调节阀后，但导汽管内的蒸汽仍然进入汽缸，也会造成汽轮机超速。另外，大功率汽轮机的抽汽段数多，抽汽管道长；汽缸数多，各个汽缸之间的连接管道也多，因而形成一个很大的蒸汽容积。在机组甩负荷时，这些容积内的蒸汽都会引起汽轮机超速。

(3) 双水内冷发电机转子的转动惯量较小

如果，与中间再热机组配套的是双水内冷发电机，则因其转子的体积和质量

119

都较小，所以，转子的转动惯量就小。在机组甩负荷时，整个汽轮发电机组转子的转速上升较快，比用一般发电机的机组更容易超速。

图1-103 飞锤式危急保安器

1－飞锤外壳（短轴）；2－两半环；3－测整螺母；4－偏心飞锤；5－导向衬套；6－弹簧；7－螺钉；

8－限位衬套；9－塞头；10－特制链；11－特制螺塞；12－链；13－泄 油孔门

4.5 汽轮机的保护装置 4.5.1 作用和组成

为了确保设备和运行人员的安全，除了要求调节系统十分可靠外，还设置了必要的保护装置。运行中，当调节系统发生故障或设备发生事故时，保护装置能及时动作，迅速地关闭自动主汽阀，切断汽轮机的进汽而紧急停机，以避免扩大事故或损坏设备。对于不同的功率、不同型式的汽轮机，所设置的保护装置也不

120

完全相同。按照《电力工业技术管理法规》的要求，汽轮机应设置以下自动保护装置：超速保护装置、串轴保护装置、低油压保护装置以及低真空保护装置。

下面将对这些保护装置分别进行介绍。 4.5.2 超速保护装置

汽轮机调节系统工作失灵，可能使汽轮机的转速急剧升高，转子零件的应力将达到不允许的程度，从而发生损坏设备的严重事故。为此，汽轮机必须设有超速保护装置。其作用是，当机组转速达到额定转速的1.10—1.12倍时，超速保护装置就动作，使自动主汽阀和调节阀迅速关闭而停机。超速保护装置由危急保安器和危急遮断油门两部分组成。 4.5.2.1 危急保安器

危急保安器主要有飞锤式和飞环式两种型式，它们的基本工作原理相同。

(1) 飞锤式危急保安器的结构 图1-103为飞锤式危急保安器结构图。它由飞锤外壳（短轴）1、偏心飞锤4、导向衬套5、弹簧6和调整螺母3等主要部件组成，并安装在汽轮机主轴前端的纵向孔内。飞锤的重心与汽轮机主轴的几何中心之间有一定的偏心距，在导向衬套孔内装入弹簧，并用调整螺母把弹簧压紧在飞锤上。弹簧的预紧力可以用调整螺母进行调整。

(2) 飞锤式危急保安器的动作原

理汽轮机转动时，飞锤受到两个作用力，一个是飞锤自身产生的离心力力图使自己向外飞出；另一个是弹簧变形所产生的作用力，它要阻止飞锤飞出。在正常情况下，弹簧力大于离心力，飞锤不动。在汽轮机的转速超过规定的最大转速时，

图1-104 飞环式危急保安器

1－飞环；2－调整螺帽；3－主轴；4－弹簧；5－

螺钉；6－圆柱销；7－螺钉；8－油孔；9－泄油孔；

10－套筒

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飞锤的离心力增加到大于弹簧的压紧力，于是飞锤就飞出，并撞击由杠杆和锁钩等部件组成的传动机构，泄去调节系统中的安全油，迅速关闭汽轮机的主汽阀和各个调节阀，迫使机组立即停机。

(3) 飞环式危急保安器的结构与动作原理

图1-104为飞环式危急保安器的结构图。它由飞环1、调整螺帽2、弹簧4等主要部件组成。其工作原理与飞锤式完全相同，只是用一个套在主轴上、具有偏心重量的飞环代替了偏心飞锤。调整螺帽用来调整弹簧的预压缩量，以改变危急保安器的动作转速。

为了提高保护装置的可靠性，每台机组设置了两个危急保安器。 4.5.2.2 危急遮断油门

危急遮断油门是接受危急保安器的动作，使自动主汽阀和调节阀关闭的机构。它与危急保安器共同组成超速停机的保护装置。

(1) 危急遮断油门的结构

危急遮断油门的结构型式很多。图1-105所示为上海汽轮机厂采用的危急遮断油门结构图。它主要由活塞1、拉钩2、压弹簧4和扭弹簧5等组成。

(2) 危急遮断油门的工作原理 正常运行时，活塞被拉钩顶住，处于图示的位置。此时，二次油和安全油均不与回油管路相通，二次油和安全油的油压保持正常值。当危急保安器动作，撞击子飞出，打

图1-105 上海汽轮机厂危急遮断油门

1－活塞；2－拉钩；3－导销；4－压弹簧；

5－扭弹簧

在拉钩上时，拉钩沿逆时针方向旋转而脱钩，活塞1在弹簧4的作用下，向上移动到上限位置，安全油与下部回油孔相通，二次油与C室排油孔相通，使自动主汽阀和调节阀关闭停机。如果，需要重新启动时，可操作复位装置，使复位高压

122

油进入A室，将活塞压下，拉钩2受扭弹簧5的作用，沿顺时针方向旋转，重新顶住活塞，然后断开复位高压油，危急遮断油门便处于工作位置。 4.5.3 串轴保护装置

4.5.3.1 串轴保护装置的作用

汽轮机运行时，动叶与喷管之间要保持一定的轴向间隙。为了防止动、静部件之间的碰擦，汽轮机主轴上都有推力轴承，用它来保持动、静部分之间的间隙。但是，当轴向推力很大时，就很容易使轴向间隙消失，而发生动、静摩擦，导致部件的严重损坏。为此，汽轮机通常都装有串轴保护装置。

串轴保护装置的作用：当轴向位移增加时，首先发出报警。如果运行人员不能及时消除过量位移而继续增大到某一极限值时，串轴保护装置就动作，关闭自动主汽阀和调节阀，迫使汽轮机组停止运行。

图1-106 电磁式轴向位移发信器

(a)原理图；(b)外形图

1－初级绕组；2－次级绕组；3－山形铁心；4－主轴；5－凸肩；6－调节螺栓；7－支架；8－刻度盘

4.5.3.2 串轴保护装置的结构与工作原理

轴向位移保护装置主要有两种型式：液压式和电磁式。前者常用于中、小型

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汽轮机上，后者则大多用于大功率汽轮机。这里仅介绍电磁式串轴保护装置。电磁式串轴保护装置由轴向位移发信器和磁力断路油门两部分组成。 (1) 轴向位移发信器

图1-106（a） 为轴向位移发信器原理图，它由山形铁心3和绕组组成。在铁心中间导磁柱上绕有初级绕组1，通以交流激磁电流。而在铁心两侧的导磁柱上绕有大小相等但磁通方向相反的两个串联的绕组2。当汽轮机轴上的凸肩处于正常位置时，两侧绕组所感应的电势大小相等、方向相反，即绕组2两端的电位差为零。当汽轮机转子发生轴向位移时，铁心一侧的间隙减小，磁通增大，所感应的电势增大；而另一侧则相反，感应的电势相应减小。于是，就从次级绕组输出一个电压，该电压的大小，反映了轴向位移的大小。因此，这个电压可用作轴向位移保护动作的控制信号。当轴向位移达到危险值时，电压也达到一定数值，可通过控制回路使磁力断路油门动作，关闭主汽阀和调节阀。

图1-106（b） 为电磁式轴向位移发信器外形图，铁心与转子凸肩的间隙a、b可由伸出轴承箱外壳的调节螺栓6进行调整。目前，这种结构应用得较为广泛。

4.5.4 低油压保护装置

润滑油油压过低将使汽轮机轴承不能正常工作，情况严重时，不但会损坏轴瓦，而且还会造成动、静部件摩擦等恶性事故。因此，润滑系统中都设有低油压保护装置。

4.5.4.1 低油压保护装置的作用

(1) 当润滑油低于正常要求的数值时，首先发出报警信号，提醒运行人员注意，并及时采取措施。

(2) 当油压继续下降到某一数值时，自动投入辅助油泵，以提高系统的油压。

(3) 辅助油泵启动后，若油压仍继续下降到某一极限数值时，应掉闸停机， 并停止盘车。

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图1-107 波纹筒式低油压保护装置 图1-108 弹簧式低油压保护装置

1－弹簧；2－心杆；3－微型开关； 1－活塞；2－弹簧 4－波统一筒；5－角钢架

4.5.4.2 低油压保护装置的结构与工作原理

图1-107为N100型和N200型汽轮机所采用的低油压保护装置。这是一种波纹筒式的低油压保护装置，它由三个波纹筒和对应的三个微型开关组成三组继电器，每组继电器均对应一个动作油压。当润滑油的油压降低到0.05Mpa时，第一组继电器接通，启动交流润滑油泵，并发出灯光信号；当润滑油油压降低到0.04Mpa时，第二组继电器接通，启动直流润滑油泵，同时发出灯光信号，并接通磁力断路油门的电路，使主汽阀和调节阀关闭停机；当润滑油的油压降低到0.03Mpa时，第三组继电器接通，切断盘车装置，停止盘车。

图1-108为国产N125型和N300型汽轮机所采用的低油压保护装置。它主要由活塞1、弹簧2，以及A、B、C、D四个触点组成。正常情况下，润滑油进入活塞下部后，油压对活塞的向上作用力与弹簧向下的拉力相平衡。当润滑油的油压下降时，活塞向下移动，依次接通A、B、C、D各个触点，分别完成各项保护任务。

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4.5.5 低真空保护装置 4.5.5.1 低真空保护装置的作用

汽轮机运行中，由于各种原因会造成冷凝系统中的真空降低。真空降低不仅会影响机组出力和降低经济性；而且真空降低过多时，还会因排汽温度升高和轴向推力增加，而影响汽轮机的安全。因此，大功率汽轮机均装有低真空保护装置。当真空降低到某一数值时，发出报警信号；当真空降低到规定的极限数值时，能自动停机。

4.5.5.2 低真空保护装置结构与工作原理

图1-109为单筒波纹管式低真空保护装置。它主要由弹簧1、波纹管2和微型开关4、5等组成。波纹管外部汽室与凝汽器喉部相通，随着真空数值的变化，波纹管相应伸缩，通过心杆3带动支架8移动。当真空正常时，触头7不与微型开关4接触，处于断开位置，而微型开关5则被支架8压住，处于闭合状态；当真空降低到一定数值时，波纹管受压收缩，带动心杆下移，支架8与微型开关5脱开，并发出真空低的声光报警信号；当真空进一步下降到规定的极限值时，心杆7与微型开关4接通，使磁力断路油门接通电源而停机。

4.5.6 自动主汽阀的操纵机构（自动关闭器）

图1-109 单筒波纹管式低真空保护装置

1－弹簧；2－波形管；3－心杆；4，5－微动开关；6

－接头；7－触头；8－支架；9-触头

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4.5.6.1 自动主汽阀的作用

自动主汽阀是汽轮机保护系统的执行机构，它担负着危急情况下快速切断汽轮机进汽的任务。为了确保汽轮机组的安全，主汽阀应动作迅速，关闭严密。

图1-110 高压汽轮机的自动关闭器

流油口；8－反馈杠杆；9－上部限位环；10－主滑阀活塞；12－下横梁；

13－上横梁；14－弹簧组；15－油动机；16－油动机活塞

1－弹簧座；2－手轮；3，4，11－油口；5－活动滑从事贸易的活塞；6－活动滑阀；7－节

4.5.6.2 自动主汽阀操纵机构的结构与工作原理

自动主汽阀操纵机构通常采用单侧进油的油动机。图1-110是一种常用的自动主汽阀操纵机构，它由断流式滑阀和单侧进油的油动机组成，并配置有活动滑阀。

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控制主汽阀的安全油压（即控制油压）作用在主滑阀活塞的下端，在启动汽轮机时，安全油压逐渐升高而使主滑阀的活塞向上推移，使滑阀上的油口与油口11相通，安全油经滑阀上的节流油口7和油口11进入油动机的下油室，推动其活塞向上移动，上横梁通过导杆带动下横梁（主汽阀的阀杆就固定在下横梁上），从而打开主汽阀。当油动机活塞移到上限位置时，通过反馈杠杆8使滑阀的活塞回到中间位置，将油口11封闭，油动机的活塞稳定在上限位置，主汽阀处于全开状态。当保护装置动作使安全油油压降低时，反馈弹簧将主滑阀的活塞推向下限位置（图示位置），油动机下油室经油口11与其上油室相通（即与泄油口相通），活塞快速下移而关闭主汽阀。

为了防止主汽阀在长期运行中因阀杆结垢而卡涩，可定期用活动滑阀使其小范围地移动一次。此时通过手轮使活动滑阀的活塞5上移而打开油口4，使安全油油压稍许降低，主滑阀的活塞随着下移而打开油口11，在油动机活塞下移时，通过反馈杠杆使滑阀的活塞返回中间位置，活塞的下移量约15mm。当关闭油口4时，油动机活塞又返回上限位置，从而达到活动主汽阀的目的。

4.6 汽轮机的供油系统及其主要设备 4.6.1 供油系统的作用

汽轮机的调节和保护装置的动作都是以油作为工作介质的；汽轮机的润滑和冷却也需要大量的油。因此供油系统与调节系统、保护系统和润滑系统密切联系在一起，成为保证汽轮发电机组正常运行不可缺少的一个重要组成部分。下面介绍汽轮机的供油系统及其主要设备的工作原理。 供油系统具有以下作用：

(1) 供给调节系统和保护系统的用油。

(2) 供给轴承润滑用油。在轴颈和轴瓦之间建立液压摩擦，以减少主轴转动时的摩擦力，并带走因摩擦所产生的热量和高温转子传来的热量。 (3) 供给各运动付机构的润滑用油。

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(4) 对于采用氢冷的发电机，向氢气环密封瓦的气侧提供密封油。 (5) 供给盘车装置和顶轴装置用油。

供油系统必须在任何情况下，即不论在机组正常运行，还是在启动、停机、事故，甚至当电厂交流电源断电时，都应能确保供油。对于高速旋转的汽轮发电机组，哪怕是短暂的供油中断，也会引起重大事故。例如，轴承的巴氏合金因中断冷却而熔化，使汽轮机失去支承，将使动、静部分发生严重的磨损。如果调节系统断油，整个机组将失去控制。 4.6.2 典型的供油系统

根据供油系统中主油泵的型式，汽轮机的供油系统基本上可分为两种：具有容积式油泵的供油系统和具有离心式油泵的供油系统。

图1-111 具有容积式油泵的汽轮机供油系统

1－主轴泵；2－减速机构；3－油箱；4－调节系统；5－弹簧减压阀；6－高压溢油阀； 7－低压溢油阀；8－冷油器；9－汽轮机辅助油泵；10－止回阀；11－事故电动油泵；

12－直流电动机；13－轴承润滑油

4.6.2.1 具有容积式油泵的供油系统

这类供油系统的主油泵采用容积式油泵。容积式油泵有齿轮泵、螺杆泵、柱塞泵等，在汽轮发电机组上用得较多的是齿轮泵。

129

图1-111是齿轮泵供油系统的原理图。主油泵1是由主轴通过减速装置带动的，在正常运行中供给机组的全部用油。主油泵出来的油分为三路：一路供给调节和保安系统；一路经自动减压阀5降压后，再经冷油器8送往各轴承；另一路经溢流阀回油箱。两只溢流阀用来使主油泵出口和送往轴承去的油压维持在一定的范围内。除了主油泵外，系统中还设置了两台油泵：一台是汽动辅助油泵9，它在机

图1-112 离心泵供油系统

组启动、停机时，代替主油泵供给机组的全部用油；另一台是事故备用油泵11，它由直流电动机带动，在停机和盘车过程中，当汽动油泵不能供油时，自动启动供润滑用油的油泵。油箱3用来储油和分离油中的水分、沉淀物、空气等。

4.6.2.2 具有离心式油泵的供油系统

130

图1-112是采用离心泵作为主油泵的供油系统。它主要由：一台由汽轮机主轴直接带动的离心式主油泵、一台交流高压辅助油泵、一台交直流低压润滑油泵、两台注油器、三台冷油器、滤油器、过压阀和润滑油低油压发讯器等部件组成。正常运行时，由主油泵供给机组的用油。主油泵出口的高压油经止回阀后分为两路：一路供给调节和保安系统的用油；另一路到注油器，作为注油器的动力油。其中，Ⅰ级注油器的出油送往主油泵进口，并在主油泵进口处维持正压（0.05—0.1Mpa）。Ⅱ级注油器的出油经止回阀、冷油器、滤油器、低油压发讯器、过压阀送往轴承。过压阀有自动调节回油量的作用，它使润滑油油压保持在0.08—0.15Mpa的范围内。低油压发讯器是在润滑油油压低于0.08Mpa时发出报警讯号，并根据油压降低的程度，自动启动高压辅助油泵、交流润滑油泵、直流润滑油泵进行供油。高压辅助油泵在机组启动时，代替主油泵供油；正常运行时，作为主油泵的备用油泵。低压交流油泵在机组启动高压辅助油泵前，先开启，用来赶走低压管道及个调节部件中的空气；停机时，供给润滑用油。直流油泵是在失去交流电源时，供给润滑用油。 4.6.2.3 两种型式油泵的供油特点 (1) 齿轮泵

图1-113 齿轮泵的工作图

(a)油路示意图；(b)工作特性图

图1-113为简化的齿轮泵油路示意图和齿轮泵工作特性图。齿轮泵的出油量与

131

转速成正比，而与出口压力无关；转速一定时，出油量就一定。理论上，齿轮泵的Up*（压力-流量）特性是一条直线。实际上，由于存在一定的漏油，直线上端向左略有弯曲，而且压力越高漏油越严重，弯曲越大。齿轮泵的工作点是p?Q特性线与油路阻力特性线的交点，如图1-113（b）中的A点。油路的阻力曲线如图1-113（b）所示，大致上由两部分油路阻力所组成。一部分是油在润滑系统中产生的流动阻力，用当量面积fe表示；另一部分是油在调节系统中产生的阻力，用当量面积P*?0表示。油泵的阻力特性是由fe+fg决定的，当量面积越小，表示油路阻力越大；反之，油路阻力就越小。对于已定的供油系统，润滑油的当量面积fe是不变的，可作为一个定值。但是，调节系统的当量面积fg，则与调节系统的工作情况有关。当机组在平衡状态下运行时，断流式滑阀处于中间位置，此时，油路可看作断路，阻力为无限大，即fg= 0；当调节系统动作时，断流式错油门油口打开，油动机进油，阻力就下降，fg> 0，断流式滑阀油口开启越大，则阻力下降也越多，fg就越大。

当汽轮发电机组在电网并列运行时，由于转速几乎不变，因此，齿轮泵的p?Q特性可看作是一条不变的垂直线。从图113（b）中可以看出，当机组在平衡状态下工作时，fg= 0，油路阻力特性线为OA，则油泵的工作点在A点，油泵的额定排油量QH全部送入润滑系统，油泵的工作压力即为额定值p1。当断流式滑阀动作时，向油动机供油，fg> 0，，油路阻力降低，油路阻力特性线为OB，油泵的工作点从A点移到B点。此时，油泵出口压力从p1下降到p11，相应的润滑油量为QH，它与fe曲线上的C点相对应。因此，润滑油量减少了?Qe。?Qe就是供给油动机工作的油量，它是通过减少润滑油量得到的。断流式滑阀油动机的动作，不仅使油压下降?p，而且使润滑油量减少了?Qe。调节系统越是希望油动机快速动作，油动机的耗油量将越大，则?p和?Qe就越大。显然，这对调节系统和润滑系统的工作都是不利的。

为了克服上述缺点，在齿轮泵供油系统中采取了以下措施：

a. 将油动机的排油引入润滑系统，从而可以在不减少润滑油量的情况下，提

'

132

高油动机的动作速度。

b. 在供油系统中，设置自动减压阀，以维持油泵出口压力基本不变。

齿轮泵在正常工作时，具有从布置在它下面的油箱吸油的自吸能力，油泵不需要另外的供油设备；并且，齿轮泵在工作过程中不受空气的影响。但是，为了保证油动机快速动作，正常运行时，油泵的出油量总是设计成大于润滑系统的用油量，多余的油则通过溢流阀返回油箱，造成一定功率损耗。其次，齿轮泵不能由汽轮机主轴直接带动，需要减速装置，这不仅增加了机械损失，而且降低了工作的可靠性。所以，齿轮泵不能适应机组的需要，而被离心式油泵所代替。

(2) 离心式油泵

图1-114 离心式油泵工作图

(a)油路示意图；(b)工作特性图

图1-114为离心泵供油系统的油路示意图和工作特性图。从图1-114（b）可见，离心泵的p?Q特性与齿轮泵的显然不同，它是一条比较平坦的曲线（图中BE曲线）。机组在平衡状态下工作时，油泵的工作点在A点。当油动机快速动作时，由于油路阻力降低，油泵工作点移到B点，因为离心泵的p?Q特性曲线比较平坦，油压差?p的变化不大，润滑油量的减少?Qe也就不大，但油动机却获得了大量的工作油?Q。

133

由此可见，采用离心泵供油时，油动机既可获得快速动作所需的油量，又不至于引起油压和润滑油量的激烈变化，这对静态和动态过程都是非常有利的。离心泵p?Q特性曲线越是平坦，它的工作性能就越好。

离心式油泵除了上述性能比容积式油泵优越外，它还可由汽轮机主轴直接带动，不需要减速装置，所以结构简单，工作可靠。离心式油泵的这些优点，使它在近代大功率汽轮机上得到了广泛的应用。

离心式油泵的缺点是自吸能力差，吸入侧受空气的影响大。如果进口有空气漏入，将破坏离心泵的工作。为了保证供油的可靠性，离心式油泵进口均由注油器供油，使油泵进油维持正压。 4.6.3 油箱及注油器 4.6.3.1 油箱

在供油系统中, 油箱除了用来储油外，还起着分离油中空气、水分和机械杂质的作用。

由于油的粘度很大，因而油中的气泡不容易漂浮到表面上；同样，由管道带

图1-115油箱简图

来的机械杂质的沉淀也进行得很慢。为了从油中可靠地分离出空气和机械杂质，应使通过油箱的油速尽量低；而且在油箱整个流动截面上，流速要均匀，避免局部流速过高。油箱中的油速越低，油在油箱内停留的时间就越长，空气、水分和杂质从油中的分离效果就越好，油的质量就越高。油在油箱中停留的时间通常由循环倍率决定，循环倍率等于每小时流经全系统的油量与系统有效容积之比，即每小时内流过系统的次数。通常，循环倍率在8—12的范围内，对于释气性差、粘度高的透平油应取较小值。循环倍率越小，油在系统内逗留的时间越长，但供油系统就很庞大，降低了机组的经济性。根据选定的循环倍率来设计油箱的容积，就能保证油在油箱中有足够的停留时间。

134

合理地设计油箱的结构，妥善地布置供油管路，能有效地提高净油效果。图1-115是油箱的一种布置简图。将油箱分成污段与净段两部分，中间用两层垂直布置的滤网隔开。从轴承、溢流阀和调节系统来的所有回油都进到污段，而主油泵和辅助油泵的吸油口则接在净段。为了便于空气从油中分离出来，回入油箱的油必须靠近油面，同时尽可能地减小油的流速。为此，在图示的油箱中，在回油进口处的油面下，装设了一只铜质导流网槽。回油在导流网槽上形成薄层流动，气泡只需通过很薄的油层就可浮到上表面，同时导流网槽还可以防止气泡深入到油箱的下面去，起到滤油作用。油泵的吸入口应布置在净段较深的位置。为了使沉淀下来的水分和杂质能排出去，油箱底部应做成斜坡形，并在最低处装设排泄管。排泄管不仅可以用来放水和杂质，而且也可从此处将油引向净油装置。

在油箱上装有油位计，用来指示油位高低。在油位计上还装有最高、最低油位的电接点，当油位超过最高或最低油位时，相应接点就接通，发出声光报警信号。在大型机组上，通常都装有两个油位计，其中一个装在滤网前，另外一个装在滤网后，以便对照监视。如果两个油位计的指示相差太大，则表示滤网堵塞严重，需要及时清洗。

为了排除油箱中的油烟，在油箱上设有排烟孔。大功率机组，特别是用氢冷却的汽轮发电机组，单靠自然排烟还不够，还需专门设置排烟风机，强制抽出油箱内的烟气。

为了提高油质，确保机组安全运行和延长润滑油使用寿命，现代大型机组都装设了油净化器。它并联在主机供油系统中，主油箱的油始终有一部分进入净化器进行净化，净化后的油再送回油箱。 4.6.3.2 注油器

注油器又称为射油器，图1-116是注油器的简图。它由喷嘴1、混合室2、和扩压管3组成。从主油泵来的压力油经喷嘴形成油的高速射流，在混合室

图1-116 注油器简图

中，由于自由射流的卷吸作用，将油箱中的油吸入并一起带走，进入扩压管；具

135

有一定速度的混合油流经扩压管减速升压后送出。 对于大型机组的供油系统，通常装有两台注油器，它们既可并联也可串联，如图1-117所示。由于注油器关系到供油的经济性，而且在机组运行中调整油压时，互相不干扰，便于调整。所以，目前大型机

组均趋向于采用注油器并联的供油方式。其中，一个注油器出口压力为0.1Mpa左右，向主油泵供油；另一个注油器出口压力为0.2—0.3Mpa ，供润滑用油。 4.7 中间再热式汽轮机的调节

由于中间再热机组具有较高的经济性，近代大容量汽轮机几乎无例外地都采用中间再热式。图1-118为具有一次中间再热式汽轮机组的原则性系统图。来自锅炉（或蒸汽发生器）14的蒸汽经主汽阀1和调节阀后进入汽轮机高压缸11膨胀作功；高压缸排汽经中间再热管道到再热器16，蒸汽在再热器中再次被加热，加热后的蒸汽回到中、低压缸继续膨胀作功，最后排入凝汽器凝结成凝结水。中间再热的采用，对汽轮机的动态特性有显著影响。为了适应对象的要求，调节系统相应地采取了一些措施，从而构成中间再热式汽轮机调节的特点。

图1-117 双注油器的供油系统 (a)注油器并联；(b)注油器串联 图1-118 中间再热式汽轮机原则性系统图

1、3－高压及中压主汽门；2、4－高压及中压调节阀；5、8、10－减温减压调节阀；

6、7、9－截止阀；11、高压缸；12－中压缸；13－低压缸；14－锅炉；165－过热程；

16－再热器；17－上回在阀

136

4.7.1 中间容积的影响 4.7.1.1 中、低压缸功率滞后

当外界要求增加机组负荷时，调节系统将把调节阀开大。如果是凝汽式机组，随着调节阀开大，机组功率几乎立即增加。但是，在中间再热机组中却不是。当流量增加时，高压缸的功率随着增加，如图1-119（a）中P1曲线所示，由于流量增加，高压缸背压稍有升高，因而高压缸功率有所减小；而中、低压缸由于存在很大的中间容积，其功率随着中间容积内蒸汽压力的逐渐升高而增加，如图1-119（a）中P2曲线所示，这就是功率滞后现象。由于受中、低压缸功率的影响，汽轮机的总功率不是立即增加到电网所要求的数值，而是缓慢地增加，如图1-119（a）中P??P图中的阴影部分为功率的滞后部分。通常，大容量汽轮机1?P2曲线所示。中、低压缸功率约占全机功率的2/3—3/4，这就使中间再热式汽轮机功率滞后的特点更为突出。由于机组总功率的滞后，降低了机组参加一次调频的能力，使机组对负荷变化的适应性变差。

中间再热式汽轮机的这个特点对电网工作带来不利影响。因为，机组的功率如果不能迅速跟随负荷变化，就会引起电网频率更大变化，随着中间再热式机组的大量应用，问题就变得更加严重。

图1-119 中间再热机组动态滞后及过调过程

137

为了解决上述问题，一种措施是采用高压调节阀动态过调的办法。所谓动态过调是指，在机组负荷突然变化时，将高压调节阀的开度暂时调整到超过负荷变化时所需的调节阀静态开度，使得高压缸暂时额外地多承担一些负荷变化，以弥补中、低压缸的功率滞后；待到中、低压缸功率逐渐变化时，高压调节阀再相应地逐渐恢复到新负荷所要求的静态位置，从而总功率消除滞后。图1-119（b）是在负荷突然增加，高压调节阀动态过开的功率变化曲线。瞬时，高压缸多发了

4P1减少与P2增加的速1?P1的功率，正好弥补中、低压缸滞后的功率2?10，然后，P'\度相等，于是，整机功率P??P1?P2，就与凝汽式汽轮机一样，从调节开始就能达到需要的数值。

调节系统中，使高压缸动态过调的装置称为动态校正器。

改善中间再热式汽轮机负荷适应能力的方法，除了使高压缸调节阀动态过调外，还可采用过调中压调节阀以利用中间再热容积所积累的能量，瞬时切除高压加热器，以及向中间再热器喷水等方法。但是，目前应用较多的是高压调节阀动态过调法。

4.7.1.2 甩负荷时容易超速

中间再热式汽轮机的再热器及再热管道形成庞大的蒸汽容积，加上大功率机组转子的时间常数又比较小，因此，甩负荷时，即使高压调节阀能立即关闭，中间再热容积中储存的蒸汽量，也能使汽轮机超速40—50%，这是绝对不允许的。为此，在中压缸前与高压缸一样也设置了调节阀，即中压调节阀。中压调节阀也受调节系统控制。在机组甩负荷时，调节系统使高、中压调节阀同时关闭，防止中间再热容积内的蒸汽进入汽轮机膨胀作功，限制了汽轮机超速。

为了减小机组运行时的节流损失，调节阀的调节规律设计成图1-120所示。在机组负荷高于额

图1-120 高、中压调节阀及旁路门配合关系

138

定负荷35%时，中压调节阀处于全开状态，机组负荷仅由高压调节阀控制；在机组负荷低于35%时，中压调节阀才起调节作用，并与高压调节阀一起控制机组的负荷。

为了防止中压调节阀卡涩时不能关闭，在中压调节阀之前，另外装设了中压自动主汽阀。在正常运行时，中压自动主汽阀全开；当安全油失压时，自动关闭。为了简化结构，减少节流损失，通常将中压调节阀与中压自动主汽阀安置在同一个壳体内，并称为中压联合阀。

机组在甩负荷的瞬时，虽然转速信号很小，但转子的加速度信号却达到最大值。因此，可利用加速度信号传给油动机，就能使调节阀迅速关闭。当转速信号升高时，加速度信号却逐渐减小；当转速达到稳定，加速度变为零时，机组再转换成由转速控制。转速与加速度信号两者恰好起到互补的作用。由此可见，在甩负荷时，引入加速度信号控制油动机，来改善机组的超速性能，是非常有效的方法。

用来测取转子加速度信号的元件称为加速器。在液压调节系统中，加速器获得

了广泛的应用。加速器的种类很多，常用的有电磁加速器和机械微分器。 4.7.2 动态校正器及微分器

图1-121为哈尔滨汽轮机厂N200型汽轮机调节系统的示意图。该调节系统属于一级放大的液压式间接调速系统。此系统应用了动态校正器和微分器，下面结合系统的动作原理介绍动态校正器和微分器的工作原理。 4.7.2.1 调节系统的动作原理

当汽轮机转速升高时调速器挡油板向右移动，随动滑阀2跟随挡油板右移，通过杠杆带动调速滑阀3向右移动，使滑阀上的各油口面积增大。油口a和De的面积增大，加大了二次脉动油路的泄油量，使二次脉动油压

4下降。中间滑阀12稳

定时，压力油向下的作用力与二次脉动油向上的作用力相等；当p2下降时，中间滑阀向下移动，开大了滑阀上p?41?224、r两个分配油口的排油面积。q、r油口分别控制左右两侧高压油动机的三次脉动油压p3h（图中只画出其中一个），随着q、r油

139

口开大，p3h下降，则油动机滑阀7向下移动，打开油路Ⅰ和Ⅱ，于是，油动机活塞上部通压力油，下部通回油口，活塞向下运动，关小调节阀，使汽轮机功率减小。

同时，通过反馈滑阀8使三次脉动油路进油口开大，p3h升高，当p3h恢复到动作前数值时，系统重新稳定。中间滑阀上油口s是控制中压油动机三次脉动油油压p3l的。只有在机组负荷低于35 %额定负荷时才开启。即，中压油动机在机组负荷高于35 %额定负荷时，不参加调节。

图1-121 N200型汽轮机调节系统

1-弹性调速器；2－随动滑阀；3－调速滑阀；4－起动滑阀；5－同步器；6－高压油动机；7－油动机滑阀；8－反馈滑阀；9－中压油动机；10－错油门；11－反馈滑阀；12－中间滑阀；13－主滑阀；14－延迟活塞；15－继电滑阀；16－校正活塞；17－校正滑阀；18－切除阀；19－节流阀 二次脉动油路 控制油路

三次脉动油路

4.7.2.2 动态校正器的工作原理

动态校正器由校正滑阀17和校正活塞16组成。它与调速滑阀3配合，可以实现高压调节阀的动态过调，改善机组参加一次调频的能力。系统中还设置了一个切除阀18，它在汽轮机功率小于额定值35 %时，将动态校正器从调节系统中切

140

除。

二次脉动油路有两个进油口，即，校正活塞16上的油口f和中间滑阀12下部的油口g；还有两个排油口，即，调速滑阀3上的油口a和b。油口b是正常工作油口，油口a是动态校正油口。如果将切除阀18关闭，则油口a和f将与二次脉动油路隔离，对调节系统不起作用；调节系统工作时，仅有油口g和b起作用，没有校正功能。此时，即为动态校正器的切除状态。

将切除阀18打开，动态校正器就投入工作。当电网频率降低时，随动滑阀2随着调速器挡油板向左移动，并通过杠杆带动调速滑阀3向左移动。于是，二次脉动油的排油面积a和b减小，二次脉动油油压p2升高，推动中间滑阀12向上移动。因为油口a的宽度是油口b的两倍，所以，在动态校正器投入，油口a和油口b同时起作用时，调速滑阀单位位移所引起的中间滑阀位移，是油口b单独作用（动态校正器切除）时的三倍。因此，高压调节阀的位移将达到稳定值的三倍。在调速滑阀3移动时，排油口c的面积也同时减小，使校正滑阀17下部的控制油压pc升

高，于是，滑阀17向上移动，打开油口Ⅲ和Ⅳ，使校正活塞16下部通压力油，上部通回油口，动态校正器活塞在压差作用下，向上运动。校正活塞上移时，开大反馈油口e，使控制油压pc降低；当控制油压pc恢复到设计值时，校正滑阀17也恢复到中间位置，校正活塞16在新的稳定位置上停止运动。校正活塞16向上移动时，同时也关小了油口f，使二次脉动油油压p2降低。当校正活塞停止运动时，进油口f面积减小所引起的作用恰好抵消油口a面积减小的作用，中间滑阀12在一度向上大幅度移动后，又逐渐恢复到静态时的位置。这个位置与动态校正器切除，只有油口b起作用时的位置相同。中间滑阀位移变化过程如图1-122所示。显然，高压缸功率的变化规律与中间滑阀行程变化规律是一致的，这就实现了动态过开的调节规律。

动态校正器的校正活塞16的运动速度取决于它的时间常数。为了使高压缸的

141

图1-122 中间滑阀位移在动态过程

中的变化曲线

功率变化能与中、低压缸的功率变化规律理想地配合，需要合理选择动态校正器校正活塞的时间常数。例如，当高压缸的功率占整机功率1/3时，校正活塞的时间常数应是中间再热容积时间常数的1/3。校正活塞的时间常数可以通过调整节流阀19，改变进入校正活塞的油压来达到。 4.7.2.3 微分器的工作原理

微分器主要由主滑阀13、延迟活塞14和继电滑阀15等组成。压力油pp经B进入主滑阀13下部，然后从调速滑阀3的油口d排出，在主滑阀13的下部形成一个比压力油较低的油压pd，它给主滑阀一个向上的作用力；压力油pp从油口A进入主滑阀13 的的上腔室，给主滑阀一个向下的作用力。主滑阀13的静止与运动就取决于作用在它上、下两个面上的油压所产生作用力是否平衡。压力油pp经油口A还从主滑阀13的中心油道经油口k和延迟活塞上油口j进入延迟活塞下腔室

l，形成向上的作用力。j油口还可与主滑阀13上的h油口相通，经主滑阀中心油

道排油。压力油从延迟活塞上油口F进入延迟活塞的上腔室n，形成对延迟活塞向下的作用力。延迟活塞14就在n和l两个油室的压力油作用下处于某个位置。 当汽轮机转速升高时，调速滑阀3向右移动，油口d开大，增大了排油面积，使微分器主滑阀13底部的油压pd降低。在上腔室压力油的推动下，主滑阀13向下移动。主滑阀下移后，延迟活塞14底部的油室l中的油经油口j、h与顶部的排油口相通，油室l中的油压下降，延迟活塞在其上腔室n压力油的推动下，也向下移动。当延迟活塞的位移将排油口j重新封住时，延迟活塞停止运动。在延迟活塞上有排油口m，它由主滑阀13与延迟活塞14的相对位置来确定其开度。在正常情况下，主滑阀13相对延迟活塞14有Δ= 0.5mm的过封度，所以油口m是关闭的。因为延迟活塞的运动速度受到排油面积的限制，当转速升高较快时，主滑阀下油压pd下降就快，主滑阀13下移速度也快，这时延迟活塞跟不上主滑阀的运动，两者之间产生相对位移。当相对位移超过过封度Δ时，油口m被打开，继电滑阀15顶部的油压降低，在压力油pp的推动下，继电滑阀15 向上移动到限位点，使继电滑阀15上的二次脉动油路p2和中压油动机三次脉动油路p3l的两个泄油口打开，p2和p3l就降低。p2降低时，中间滑阀12下移，油口q开大，高压油动机三

142

次脉动油压p3h相应降低，于是，高压油动机使高压调节阀关小。p3l下降时，中压油动机使中压调节阀关小。

在转速升高较慢时，主滑阀13与延迟活塞14的相对位移不超过过封度Δ，则油口m不会打开，微分器不起作用。

当转速下降时，油口d关小，主滑阀13下油压升高，主滑阀向上移动，压力油进入油室l，推动延迟活塞向上移动。在这种情况下，延迟活塞的运动虽然也落后于主滑阀，但它只会使过封度Δ增大，油口m不会打开，因而微分器不起作用。 4.8 调节系统的试验和调整 4.8.1 调节系统的静态特性试验

调节系统静态特性试验的目的是，检查调节系统的静态工作性能是否符合要求。当发现有缺陷时，可及时分析其产生的原因，采取消除缺陷的正确措施。通过静态特性试验可以求得调节系统的静态特性曲线，即在各稳定工况下，汽轮机转速与功率的关系曲线。静态特性试验主要包括静止试验、空载试验和带负荷试验，现分别说明如下。 4.8.1.1 静止试验

静止试验是在汽轮机不转动的条件下进行的，此时因主油泵不能供给压力油，因而需要先启动高压辅助油泵，以代替主油泵供应压力油。供油压力应调节到主油泵在额定转速下的供油压力，然后再由人工产生转速信号使调节系统动作。具体做法因不同的调节系统而异。例如，对全液压调节系统，应切断原转速信号的油路，另用人工产生一个可调节的油压，此油压通常可由压力表校验台供给，使调节系统动作。如果脉冲油漏油使油压不易稳定时，可将压力油经针形阀节流后供给。对机械液压式调节系统，则应拆去调速器弹簧，改装调速器滑环可控设备，调节滑环位置就可使调节系统动作。

静止试验可以测定不同同步器位置（上限、中限、下限）条件下的转速感受机构特性（此时转速信号为模拟量），以及传动放大机构特性。当已知调节阀升程与负荷关系时，可作出调节系统的静态特性曲线。应该指出，在静止试验时，高

143

压辅助油泵的供油压力是不变的，而调节系统在实际运行中，主油泵出口油压是随转速的变化而有所变化的。因此，试验结果与实际运行情况存在一定的偏差，还需通过理论计算加以修正。

4.8.1.2 空载试验

空载试验在机组启动空转和无励磁的条件下进行。当同步器处于某一位置时，控制主汽阀或其旁通阀改变机组转速。随着转速的改变，调节系统各部件将发生相应于负荷变化的运动。在这个过程中，测取转速、调速器滑环行程、油动机位移、调节阀开度等变化，就可得到调速器特性曲线和传动机构特性曲线。试验时，在各测点处应稳定一定时间，以利测得的数据更接近于实际运行的稳定工况。通常，该试验也在同步器上限、中限和下限位置下，升速、降速过程中各进行一次。当调节阀开度与机组负荷关系已知时，就可作出调节系统的静态特性曲线，并计算出速度变动率和迟缓率等。 4.8.1.3 带负荷试验

带负荷试验是在机组并网、带负荷条件下进行的，此时汽轮机转速已不再变化。试验的目的，主要是测取负荷与油动机行程之间的关系，求得配汽机构特性曲线。此外，还应测取油动机活塞上下压差，即油动机的提升力与调节阀开度之间的关系、同步器位置与功率的关系，以及各调节阀开度与阀门前后压差的关系等。在试验时，汽轮机进汽、排汽等参数和电网频率应尽可能稳定，并保持额定值，或控制在额定值允许变动的范围内。低压加热器应在机组启动前投入，并及时向除氧器、高压加热器等供汽，以免投入回热系统时，在同一同步器位置，即油动机位移不变条件下功率发生变动，而使负荷特性线不连续。

除了上述试验外，在静态特性试验中，还可在额定蒸汽参数、真空和额定转速下，进行主汽阀、调节阀的严密性试验，以及在无蒸汽力作用下的静止状态和空载状态下，进行主汽阀、调节阀的关闭时间试验。 4.8.2 调节系统的动态特性试验

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