1什么是轴向位移？轴向位移变化有什么危害？
答：气压机与汽轮机在运转中，转子沿着主轴方向的串动称为轴向位移。 3 D8 \/ w6 e! Z: [& _, H
机组的轴向位移应保持在允许范围内，一般为0.8～1.0mm，超过这个数值就会引起动静部分发生摩擦碰撞，发生严重损坏事故，如轴弯曲，隔板和叶轮碎裂，汽轮机大批叶片折断等。转子轴向位移（也被成为窜轴）这一指标主要是用以监督推力承轴的工作状况。
汽轮机运行中，汽流在其通道中流动时所产生的轴向推力是由推力承轴来承担的，并由它来保持转子和汽缸的相对轴向位置。不同负荷下轴向推力的大小是不同的，推力承轴在受压时产生的弹性变形也相应变化，所以运行中应该将位移数值和准值作比较，借以查明机组运行是否正常。/ u& C. |! }. f6 u9 ?; ~( U
作用在汽轮机转子的轴向推力，是由推力承轴来承受的，推力承轴承受转子的轴向推力并维持汽轮机通流部分正常的动静轴向间隙。如果显然，轴向推力的变化将影响推力承轴工况的变化，进而会影响到汽轮机动静轴向间隙。从汽轮机安全运行的角度看来，动静轴向间隙是不允许由过大的变化的，所以通常均在推力承轴部位装设汽轮机转子轴向位移监测装置，以保证汽轮机组的安全工作。: p1 [8 V ?: g& [+ g
推力承轴，包括承轴座架、瓦架、油膜，并非绝对刚性，也就是说在轴向推力用下会产生一定程度的弹性位移。如果汽轮机轴向推力过大，超过了推力承轴允许的负载限度，则会导致推力承轴的损坏，较常见到的就是推力瓦磨损和烧毁，此时推力承轴将不能保持机组动静之间的正常轴向间隙，从而将导致动静碰磨，严重时还会造成更大的设备损坏事故。而在机组运行中，轴向推力增大的因素常常有：（1）负载增加，则主蒸汽流量增大，各级整齐压差随之增大，使机组轴向推力增大。抽气供热式或背压式机组的最大轴向推力可能发生在某一中间负荷，因为机组除了电负荷增加外，还有供热负荷增加的影响因素。（2）主蒸汽参数降低，各级的反动度都将增大，使机组轴向推力增大。（3）隔板气封磨损，漏气量增加，使级间压差增大。（4）机组通流部分因蒸汽品质不佳而结垢时，相应级的叶片和叶轮前后压差将增大，使机组的轴向推力增加。（5）发生水冲击事故时，机组的轴向推力将明显增大。
由于机组在正常工况下运行时，作用在汽轮机转子上的轴向推力就很大，如果再发生以上几种异常情况，轴向推力将会更大，引起推力瓦块温度升高，严重时会使推力瓦块融化。
从上述分析可知，轴向位移可以较直观反映出运行中机组轴向推力的变化。同时还可看到，轴向推力的大小将影响到推力承轴工况的变化，也就是说提倡者工况的变化可在一定程度反映出轴向推力的变化，这一点已为运行实践所证实，例如轴向推力增大时，推力瓦温度将升高，推力承轴回油温度也将升高。近来一些机组还装设了推力瓦油膜压力表。实践表明，用推力瓦油膜压力表来监视轴向推力的变化，反映很灵敏。当然用推力瓦温、推力承轴回油温度或推力瓦油膜压力都不能直接反映出轴向推力的绝对值，但都可在一定限度内反映轴向推力变化的幅度。应该指出：推力承轴回油温度对轴向推力变化的反映比较迟缓，已经由不少慈乌金已磨损或开始熔化，但回油温度仍无明显变化的实例，所以我们认为应选择推力瓦温和油膜压力作为轴向推力和轴向位移的主要辅助监视表计。一些机组推力瓦片未装热电阻测温装置，这是不够安全的，应该创造条件加装。目前大功率机组推力承轴不仅每一推力瓦片均装设热电阻，甚至非工作瓦片也装设有测温装置。
轴向位移指示通常是按推力盘仅靠推力承轴非工作面（俗称定位面）来定零点的，因此正常运行中，轴向位移的指示值中包括推力承轴非工作瓦片与工作瓦片间推力盘的游动间隙（此值一般推力承轴均在0.4~0.6mm之间），以及在轴向推力作用下承轴座架、瓦架、油膜等的弹性位移。对大功率机组，由于轴向推力作用方向比较复杂，瞬时推力出现负值的可能性也存在，为此轴向位移的零位常采用和胀差指示相同的定位方法，即推力盘仅靠工作面时定零位，此时正向的轴向推力将仅表现为轴承座架、瓦架等在轴向推力下的弹性位移；而负推力将表现未座架、非工作面瓦架等的反相弹性位移和轴承游动间隙之和。对单缸中小功率机组，
多采用前一种定位方式，此时轴向位移的限值一般仅考虑正值，很少考虑负推力的问题。对采用后一种定位方式的大功率机组，其轴向位移应同时考虑政府两个方向的限值。轴向位移的限值通常应根据机组具体动静间隙给出，但实际上还应考虑推力承轴的承载能力以及机组运行中胀差的存在，所以常常给出较小的数值。9 v$ `) t+ j3 u% z5 E$ \$ F
正常运行中，运行人员应注意监视轴向位移指示，当发现其逐步增大且超过正常值0.2mm 时，应特别注意检查推力瓦温、推力瓦回油温度或推力瓦油膜压力，以确证轴向位移指示无误。此时还应进一步检查机组负荷、蒸汽流量、蒸汽参数、各监视段压力是否超限，各段抽汽量有无显著变化。抽汽量变化时，则应根据抽汽量的变化进行调整，对供热机组这以点尤为明显。此外还挺注意推力承轴是否断油，引起瓦块磨损。若瓦块磨损或熔化，轴向位移指示肯定要超过限值，推力瓦温度也将达90摄氏度以上确系瓦块磨损或熔化时应立即破坏真空紧急停机，在停机过程中认真记录转子的惰走时间，一面引起机组严重损伤。& {* l/ j9 E# a* z$ U4 l; g
为了防止轴向推力过大引起轴向位移超限，进而造成动静碰磨事故，目前大中功率汽轮机组均在轴向位移监测基础上装置轴向位移保护装置，当轴向位移达极限值而运行人员来不及处理时，此保护装置自动动作，关闭自动主汽门和调节气阀。轴向位移监测保护装置有多种类型，目前我国多采用电磁式，与相对膨胀指示和保护装置相同，这一类仪表受电网周波和其他因素影响，有可能发生指示不准甚至误动作，所以有的厂采用推力瓦温串联动作跳闸的保护方式。
轴向位移与相对膨胀均能反映运转中动静向间隙的变化，因此二者之间是有一定关系的，但应注意二者的出发点不同，前者主要反应轴向推力对轴向间隙的影响，而后者则主要反映汽缸转子热膨胀差值引起的轴向间隙的变化。当轴向位移增大时，胀差正值也必增大；当由于出现负推力轴向位移朝负值方向变化时，胀差也必朝负值方向变化。! M1 d- J- z3 D
由于汽轮机转子与静子之间的间隙很小，当转子的轴向推力过大，致使推理承轴乌金熔化时，转子将产生不允许的轴向位移，造成动静部分摩擦，导致设备严重损坏事故。因此，汽轮机都装有轴向位移保护装置，其作用是：当轴向位移达到一定数值时，发出警报当轴向位移达到危险值时，保护装置动作，切断汽源停机。轴向位移保护装置有液压式和电磁式两种，前者常用于中小型汽轮机上，后者则多用于大功率汽轮机上。
一、液压式轴向位移保护装置。它主要控制活塞、随动活塞和喷油嘴等组成。控制活塞下部的油压由轴头（或挡油盘）与喷油嘴之间的间隙决定，轴向位移正常时，油压向上作用大于弹簧向下作用力，使控制活塞处于上部位置，压力油经油口进入随动活塞的上部，克服下部弹簧的作用力将随动活塞压至下部位置。当轴向位移超过允许值时，轴头与喷油嘴的间隙增大，泄油量增加，使控制活塞下部油压降低，弹簧将控制活塞压下，切断压力油来源，与此同时将油口与排油相通，随动活塞上部油室压力降低，随动活塞在其下部弹簧的作用下，被顶到上部位置，切断压力油去主汽阀的油口，并将油口与排油相同，自动主汽阀关闭器活塞下部的油被泄掉，主汽阀迅速关闭。试验调整时，可手动旋进或推出喷油嘴，改变喷油嘴与轴头之间的间隙，以改变控制活塞的动作油压数值。试验结束后，必须将喷油嘴用螺帽固定。# G; v3 ~ ^3 D5 R
二、电磁式轴向位移保护装置。大功率几轮上多采用电磁式轴向位移保护装置，它由轴向位移发讯器和磁力断路油门两部分组成。它由Ⅲ型铁芯和线圈组成。在铁芯中心导磁柱上绕有初级线圈、通交流激磁电流。由于两侧导磁柱上有大小相等但磁通方向相反的两个串联的线圈，因而当汽轮机轴上的凸肩处于正中位置时，两侧线圈所感应的电势大小相等，方向相反，即线圈两端的电位差为零。当汽轮机转自发生轴向位移时，一侧间隙减小，磁通增大，所感应的电势增大；另一侧间隙增大，感应的电势相应减少。这样次级线圈就输出一个电压，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讯号，当轴向位移达到危险数值时，电压达到一定数值，可通过控制回路使磁力断路油门动作，关
闭主汽阀和调节气阀。
在正常工作时，电磁铁线圈不通电，活塞被弹簧压在下限位置，安全油和二次油均与回油管路隔开；当电磁铁线圈通电时，电磁铁将活塞提起，安全油与二次油都与回油相通，使汽轮机自动主汽阀与调节气阀关闭，停止汽轮机的运行。由于直流电磁铁的线圈受温升的限制，通电时间不能过长，因此在直流回路中，装有时间继电器，以便在磁力断路油门动作以后的一定时间内，切断只留电源。当电源切断后，磁力断路油门的活塞在弹簧的作用下重新复位。显然，其他保护装置所发出的电气讯号，也可以通过磁力断路油门，使汽轮机停机。
此外，还有其他保护装置：低优雅保护装置、低真空保护装置和防火油门。& t( n! L. F' C- i2 w. O1 {
最后还有关于负推力的问题，因为推理承轴非工作面承载能力弱，有许多机组负轴向位移侧无停机保护，负推力的存在对汽轮机的安全运行时一个威胁。负轴向推力的形成，对大功率机还是可以理解的，因为气流方向在各个汽缸内是不同的，例如高压缸通常气流方向指向机头，在低参数低负荷工况下，整齐焓值主要降落在高压缸，此时常变现出负推力的存在，再如汽轮机蒸汽侧发生进水进冷汽事故（水冲击），必然是负推力增大。对于100MW一下的中功率机轮，通常负推力的产生往往不好理解，但经分析，还是可得出产生负推力的原因：（1）有一部分汽轮机，高压转子端轴封段具有平衡活塞结构，在高负荷时调节级汽室压力较高，如此时轴封漏汽室压力维持得较低，则会使平衡活塞的反推力作用过大，形成负推力。（2）通流部分制造上的偏差允许±2%，例如由于制造偏差引起的反动度变化±3%，就可使轴向推力由正值到负值变化相当大的幅度，从而可能使机组呈现负推力。（3）低周波运行时，机组转速降低，叶片圆周速度随之降低，使级的速比减小，级的反动度减小，从而造成正向轴向推力的减小，甚至负轴向推力的增大。还应指出的是，对常用的电磁式轴向位移指示仪表，当周波降低时也将长生测量指示误差，且此误差表现为负值增大，这是应与注意的。（4）通流部分的间隙对轴向推力有不容忽视的影响，例如当为了提高机组经济性，将各级动静叶轴向间隙调得过小时，将会出现轴向推力朝负值方向的变化，这主要是因为叶根汽封的抽吸作用而造成的；再如当高压钱轴封间隙过大时，漏汽量增大，调节级叶轮前后可能产生负推力。（5）发电机磁力中心有偏差，特别是动静轴向中心偏差，在运转中会产生电磁轴向力，次作用力的方向可能为正亦可能为负。 5 F/ Z7 _3 r) o1 Z$ `
汽轮机组轴向推力的大小和方向与许多因素有关，特别是负推力的影响因素，目前有不少还未被充分认识，这样就不能采取有效把那予以解决。对于负推力暂时无法消除的机组，应采取必要的安全措施，例如加大非工作面瓦片的面积，非工作面瓦片加装测温装置或油膜压力测点考虑到轴向位移负值的存在将叶片进汽侧的轴向间隙扩大，轴向位移保护加装负值动作等。上述措施在大功率机组中均已有所考虑，这主要是和大功率机组瞬时推理的大小和方向比较复杂有关。2．轴向位移的监视
汽轮机转子的轴向位移是用来监视推力轴承工作状况的。近来，一些机组还装设了推力瓦油膜压力表，运行人员利用这些表计监视汽轮机推力瓦的工作状况和转子轴向位移的变化。汽轮机轴向位移停机保护值一般为推力瓦块乌金的厚度减0．1—0．2mm，其意义是当推力瓦乌金磨损熔化而瓦胎金属尚未触及推力盘时即跳闸停机，这样推力盘和机组内部都不致损坏，机组修复也比较容易。. e, j/ F4 K1 L7 `+ l
在推力瓦工作失常的初期，较难根据推力瓦回油温度来判断。因为油量很大，反应不灵敏，推力瓦乌金温度表能较灵敏地反映瓦块温度的变化。但是运行机组推力瓦块乌金温度测点位置及与乌金表面的距离，均使测得的温度不能完全代表乌金最高温度。因此，各制造厂根据自己的经验制定了限额。油膜压力测点能够立即对瓦块负荷变化作出反应，但对油膜压力的安全界限数值，目前还不能提出一个共同的标准。* a- P9 V D6 v m
当轴向位移增加时，运行人员应对照运行工况，检查推力瓦温度和推力瓦油回温度是否升高及差胀和缸胀情况。如证明轴向位移表指示正确，应分析原因，并申请做变负荷试验，做好
记录，汇报上级，并应针对具体情况，采取相应措施加以处。汽轮机都有设计的推力轴承的工作面和非工作面，一般正常情况下受力应该与设计一致，即工作面承受轴向推力，但这并不是一成不变的，与安装水平、进汽方式、机组各级级压力、轴向推力的平衡情况等等有关，在某些特殊工况或异常工况下，原设计的非工作面也可承受轴向推力，但无论正向还是负向的轴位移都不能超过危险值（跳闸值）。7 A0 W9 g# N5 \& X" r7 b; R h
汽轮机推力瓦工作面与非工作面只是名称上的不同，其瓦块构造及受力能力完全相同（但由于安装定位插销及进油口的位置不同，一般安装时不好随意调换），推力瓦的工作面在运行中不一定就是受推力的瓦块。汽轮机在全冷态时需对汽轮机的轴位移、差胀、安装间隙等参数进行定0位或测量时，用外力（如千斤顶）预加一定的力在转子的推力盘上（如10吨的力），使推力盘与推力瓦靠紧，此时就是差胀、轴位移的测量0位，推向的那一侧推力瓦侧称为推力瓦工作面。8 G" g8 j4 Q3 b* N& t8 P |6 a! Q
对于高中压合缸的汽轮机,低压缸对轴向推力的大小影响比较大.正常情况下,汽机的轴向推力是指向发电机侧的,所以靠近发电机一侧的为工作面.当机组负荷急剧变化时,轴向推力的方向指向鸡头,靠近鸡头侧的一面为工作面.工作面和非工作面只是相对的,没有严格的界限.不同情况有不同的解释。
在运行中，发现轴向位移增大怎么办?
答：在汽机运行中，发现钠向位移增大，应对机组进行全面检查，若轴向位移指示比该负荷下的轴向位移正常值增大时。应减负荷，使轴向位移恢复正常值。当轴向位移超过允许值时，应立即停机，防止产生动静部分摩擦碰撞，造成设备严重损坏事故。0 P9 C+ R% E1 s
汽轮机的窜轴变化可监视什么? ; c2 f" H$ q1 Y+ L1 l) T5 G7 G
答：汽轮机转子的轴向位移，通常称窜铀。通过转子轴向位移的变化，可以监视推力轴承工作情况以及汽轮机通流部分的动静间隙的变化情况。
《汽轮机原理》 一、单项选择题 6.在其他条件不变的情况下，余速利用系数增加，级的轮周效率η u 【 A 】 A. 增大 B. 降低 C. 不变 D. 无法确定 9.在多级汽轮机中重热系数越大，说明【 A 】 A. 各级的损失越大 B. 机械损失越大 C. 轴封漏汽损失越大 D. 排汽阻力损失越大 1.并列运行的机组，同步器的作用是【 C 】A. 改变机组的转速 B. 改变调节系统油压 C. 改变汽轮机功率 D. 减小机组振动 5．多级汽轮机相对内效率降低的不可能原因是（D）。A.余速利用系数降低 B.级内损失增大 C.进排汽损失增大 D.重热系数降低 19.关于喷嘴临界流量，在喷嘴出口面积一定的情况下，请判断下列说法哪个正确：【 C 】 A．喷嘴临界流量只与喷嘴初参数有关B．喷嘴临界流量只与喷嘴终参数有关 C．喷嘴临界流量与喷嘴压力比有关D. 喷嘴临界流量既与喷嘴初参数有关，也与喷嘴终参数有关 13.冲动级动叶入口压力为P 1，出口压力为P 2 ，则P 1 和P 2 有______关系。【 B 】 A. P 1＜P 2 B. P 1 ＞P 2 C. P 1 ＝P 2 D. P 1 =0.5P 2 6.汽轮机的进汽节流损失使得蒸汽入口焓【 C 】A. 增大B. 减小C. 保持不变 D. 以上变化都有可能 14.对于汽轮机的动态特性，下列哪些说法是正确的？【 D 】 A. 转速调节过程中，动态最大转速可以大于危急保安器动作转速 B. 调节系统迟缓的存在，使动态超调量减小 C. 速度变动率δ越小，过渡时间越短 D. 机组功率越大，甩负荷后超速的可能性越大 27.在反动级中，下列哪种说法正确【 C 】A. 蒸汽在喷嘴中理想焓降为零 B. 蒸汽在动叶中理想焓降为零 C. 蒸汽在喷嘴与动叶中的理想焓降相等 D. 蒸汽在喷嘴的理想焓降小于动叶的理想焓降 25.在各自最佳速比下，轮周效率最高的级是【 D 】A. 纯冲动级B.带反动度的冲动级 C.复速级D.反动级 26.蒸汽在喷嘴斜切部分膨胀的条件是【 A 】A. 喷嘴后压力小于临界压力 B. 喷嘴后压力等于临界压力 C. 喷嘴后压力大于临界压力 D. 喷嘴后压力大于喷嘴前压力 12.下列哪个说法是正确的【 C 】A. 喷嘴流量总是随喷嘴出口速度的增大而增大； B. 喷嘴流量不随喷嘴出口速度的增大而增大； C. 喷嘴流量可能随喷嘴出口速度的增大而增大，也可能保持不变； D. 以上说法都不对 8.评价汽轮机热功转换效率的指标为【 C 】A. 循环热效率 B. 汽耗率 C. 汽轮机相对内效率 D. 汽轮机绝对内效率 13.在其它条件不变的情况下，冷却水量越大，则【 A 】A. 凝汽器的真空度越高B. 凝汽器的真空度越低 C. 机组的效率越高 D. 机组的发电量越多 4.两台额定功率相同的并网运行机组A, B所带的负荷相同，机组A的速度变动率小于机组B的速度变动率， 当电网周波下降时，两台机组一次调频后所带功率为P A 和P B ，则【 C 】
1 轴向水推力的计算 表1
如图1所示，混流可逆式水 轮机转轮轴向水推力F w (方向向下为正)的构成可描述[1]为： F w =F 1-F 2-F 3-F 4 F 1=F 11+F 12+F 13+F 14 F 2=F 21+F 22+F 23 F 3=F 31+F 32 F 4=F 41+F 42 式中：F 1—转轮上冠上表面所受轴向水推力，向下为正；F 2—转轮下环外表面所受轴向水推力，向上为正；F 3—转轮进、出口所受轴向水推力，向上为正；F 4—转轮内腔流道表面所受轴向水推力及转轮在水中浮力，向上为正；F 11— 上止漏环外侧高压腔上冠上表面 所受轴向水推力；F 12—上止漏环齿 槽处上冠上表面所受轴向水推力；F 13—上止漏环内侧低压腔上冠上表面所受轴向水推力；F 14—主轴密封腔内法兰盘上表面所受轴向水推力；F 21—下止漏环外侧高压腔下环外表面所受轴向水推力；F 22—下止漏环齿槽处下环外表面所受轴向水推力；F 23—下止漏环内侧低压腔下环外表面所受轴向水推力；F 31—转轮进口断面所受轴向水推力；F 32—转轮出口断面所受轴向水推力；F 41—转轮内腔流道(包括叶片)表面所受轴向水推力；F 42—转轮在水中浮力。 轴向水推力的计算采用两种方法。F3和F4采用ANSYS CFX 软件数值模拟计算得到，而转轮上冠和下环水体计算域由于尺寸太小，采用数值模拟方法无法准确计算出结果，所以F1和F2采用解析计算方法得到。 1.1 转轮轴向水推力的解析计算 (1) F 11，F 13，F 14和F 21，F 23的求解 转轮上冠上表面或下环外表面所受轴向水推力的公式[1]如下： F ij =π p 0?ρ2 πK 0nr 030 2 r 22?r 12 +ρ πK 0n 30 2r 24?r 14 4 式中：F ij —所求轴向水推力(即F 11，F 13，F 14和F 21，F 23)(N)；r 0，p 0—已知 点处的半径(m)和静压力(Pa)；ρ—水的密度(kg/m 3)；n —转轮转速(RPM)；r 1，r 2—对应腔体内、边界处的半径(m)；K 0—圆周速度系数，一般取0.5。 (2) F 12和F 22的求解 转轮上、下止漏环齿槽处的轴向水推力公式[1]如下： F ij =π p 1?p 2?p 121r 1 r 22?r 12 +2π r 23?r 13 p 2?p 1 21 式中：F ij —所求轴向水推力(即F 12，F 22)(N)；r 1，r 2—上、下止漏环内外侧的半径(m)；p 1、p 2—上、下止漏环内外侧的静压力(Pa)。 1.2 转轮轴向水推力的数值模拟计算 水轮机的计算区域由蜗壳、固定导叶、活动导叶、转轮和尾水管等组成。三维建模软件采用Siemens PLM Software 公司出品的UG NX 8.0 ，为更接近真实 图 1
一、嵌岩桩单桩轴向受压容许承载力计算公式 采用嵌岩的钻（挖）孔桩基础，基础入持力层1～3倍桩径，但不宜小于1.00m，其单桩轴向受压容许承载力[P]建议按《公路桥涵地基与基础设计规范》JTJ024—85第4.3.4条推荐的公式计算。 公式为：[P]=(c1A+c2Uh)Ra 公式中，[P]—单桩轴向受压容许承载力(KN)； Ra—天然湿度的岩石单轴极限抗压强度(KPa)，按表4.2 查取，粉砂质泥岩：Ra =14460KPa；砂岩：Ra =21200KPa h—桩嵌入持力层深度(m)； U—桩嵌入持力层的横截面周长(m)； A—桩底横截面面积(m2)； c1、c2—根据清孔情况、岩石破碎程度等因素而定的系数。挖孔桩取c1=0.5，c2=0.04；钻孔桩取c1=0.4，c2=0.03。 二、钻（挖）孔桩单桩轴向受压容许承载力计算公式 采用钻（挖）孔桩基础，其单桩轴向受压容许承载力[P]建议按《公路桥涵地基与基础设计规范》JTJ024—85第4.3.2条推荐的公式计算。 公式为：[]()R p A Ul Pσ τ+ = 2 1 公式中，[P] —单桩轴向受压容许承载力(KN)； U —桩的周长(m)； l—桩在局部冲刷线以下的有效长度(m)； A —桩底横截面面积(m2)，用设计直径(取1.2m)计算；
p τ— 桩壁土的平均极限摩阻力(kPa)，可按下式计算： ∑==n i i i p l l 11ττ n — 土层的层数； i l — 承台底面或局部冲刷线以下个土层的厚度(m)； i τ— 与i l 对应各土层与桩壁的极限摩阻力(kPa)，按表 3.1查取； R σ— 桩尖处土的极限承载力(kPa)，可按下式计算： {[]()}322200-+=h k m R γσλσ []0σ— 桩尖处土的容许承载力(kPa)，按表3.1查取； h — 桩尖的埋置深度(m)； 2k — 地面土容许承载力随深度的修正系数，据规范表 2.1.4取为0.0； 2γ— 桩尖以上土的容重(kN/m 3)； λ— 修正系数，据规范表4.3.2-2，取为0.65； 0m — 清底系数，据规范表4.3.2-3，钻孔灌注桩取为 0.80，人工挖孔桩取为1.00。
关于室外直埋管固定墩选择的计算 室外直埋保温管热胀冷缩补偿工艺中，《施-S-04-02市政管线设计说明5.3附件》要求：敷设在市政管沟内的热水管每隔75米设复式拉杆式轴向型不锈钢波纹补偿器；组团内热水管道在地下室外边沿设不锈钢球形伸缩器；其工作压力应与所在管道工作压力一致。其它部位热水管道采用“门”形补偿器和管道敷设的自然弯曲吸收管道的自然变形。 直埋管道的“门”形补偿器设置时需同时配合设置固定支架、固定墩，可据各直埋管的规格，计算各单管推力后，依据《05R410 热水管道直埋敷设》确定固定墩尺寸。下面以“不锈钢无缝管57*3”为例，进行单管推力计算。 根据《CJJ ／T81-98城镇直埋供热管道工程技术规程》附录E 确定，单管推力以max H=F l N +计算。 其中：max F ——轴线方向每米管道的摩擦力（N/m ）； N ——管道工作循环最高温度下，锚固段内的轴向力（N/m ）； 一、 抗外压稳定临界压力P cr （Mpa ） 依据《水电站压力钢管设计规范 DL t5141-2001》， 1.70.25612t P cr s r δ=（） 其中：P cr ——抗外压稳定临界压力，Mpa ； t ——钢管壁计算厚度，mm ； r ——钢管内半径，mm ；
s δ——钢材屈服点，Mpa ；查《水电站压力钢管设计规范 DL t5141-2001》中表6.1.4-1可知，s δ=235 Mpa 。 故：323563.0225.5 1.70.25612MPa P cr ?==?（）（） 二、 径向均布外压力标准值ok P （Mpa ） 依据《水电站压力钢管设计规范 DL t5141-2001》， K P P c cr ok = 其中：K c ——抗外压安全稳定系数，1.8； 则：P ok =35.01（Mpa ） 三、 钢管管壁环向应力t σ（Mpa ） 依据《水电站压力钢管设计规范 DL t5141-2001》， ok P r t t σ?=- 其中：P cr ——抗外压稳定临界压力，Mpa ； t ——钢管壁计算厚度，mm ； r ——钢管内半径，mm ； P ok ——径向均布外压力标准值。 故：ok P r 35.0125.5297.61MPa t 3t σ??=- =-=-（） 四、 钢管轴向推力（N ） 依据《CJJ ／T81-98城镇直埋供热管道工程技术规程》， ()610t N aE t t A 10N νσ=--?????（） 其中：a ——钢管的线性膨胀系数（m/m ·℃），查“常用钢材的弹性模量和线性膨胀系数表”可知，a=612.210-?（m/m ·℃）； E ——钢材的弹性模量（Mpa ），查“常用钢材的弹性模量
管道支架受力分析 ——曹伟 选取购物中心地下室某段压力排水管道进行受力分析： 系统：压力排水 材质：镀锌钢管 管径：DN100 管道数量：两根 相邻两支架间距：6米 一、管道重量由三部分组成：按设计管架间距内的管道自重、满管水重及以上两项之合10%的附加重量计算（管架间距管重均未计入阀门重量，当管架中有阀门时，在阀门段应采取加强措施）。 1、管道自重： 由管道重量表可查得，镀锌钢管 DN100：21.64Kg/m ，支架间距按6米/个考虑,计算所得管重为： f1=21.64*6kg=129.84kg*10=1298.4N 2.管道中水重 l=3.14*0.1062*1000*6kg=211.688kg=2116.88N f2=πr2ρ 介质 3、管道重量 f=f1+f2+(f1+f2)*10%=3756.81N 4、受力分析 根据支架详图，考虑制造、安装等因素，系数按1.35考虑，每个支架受力为： F=3756.81*1.35/2=2535.85N 假设选取50*5等边角钢（材质为Q235）做受力分析试验 1）应力应变关系如下：
绘制成应力应变曲线图如下： 从图中可以看出，应力/应变曲率变化平缓，处于弹性应力应变行为阶段，各部位均没有发生屈服现象。 由相关资料可查的50*5等边角钢的抗拉强度σb=423MPa，抗剪强度σr=σb*0.8=338.4MPa，型钢吊杆拉伸强度小于它的抗拉强度，型钢横担小于它的抗剪强度，所以50*5等边角钢可以满足使用要求。 2）危险部位应力分析 图中的蓝色区域为支架应变最大的地方，也即该处最容易发生变形与开裂，在设计中应对有较大变形的地方，解决办法有两个：1、加固：可以通过增加肋板来加固，在型钢焊接的地方更应该满焊以此增大接触面，从而减小开裂的可能；
汽轮机原理练习题 1.1 已知喷管进口蒸汽压力P0=8.4MPa，温度t0=490℃，初速 C0=50m/s；喷管后压力P1=5.8MPa。试求： ①喷管前滞止焓、滞止压力； ②若速度系数为0.97，喷管出口理想速度与实际速度； ③当P1降为临界压力时的临界速度。 1.2 已知喷管前蒸汽参数为P0=8.824MPa，温度t0=500℃；喷管后压力P1=3.431MPa，蒸汽流量30kg/s，流量系数μn=0.96，问应采用何种喷管？并求喷管出口面积（若采用缩放喷管还应计算喷管喉部面积）。 1.3 一个具有斜切部分的渐缩喷管前的蒸汽压力P0=1.078MPa，温度t0=280℃，初速C0=90m/s，求此喷管的临界压力和临界速度。当喷管出口P1=0.49MPa时，求喷管出口速度和汽流偏转角，喷管出口角α1=15o。若此喷管的临界流量Gc=13.89kg/s，求P1=0.392MPa，及P1=0.70MPa时该喷管的流量。 1.4 某汽轮机级前参数P0=10MPa，x0=0.93。级后压力P2=4MPa，进入该级的初速动能δhc0=8kJ/kg，问最小反动度应为多少方能保证喷管斜切部分中汽流不发生膨胀？设汽流在喷管中为理想流动。 1.5 汽轮机某级的入口参数为P0=3.4MPa，温度t0=435℃，该级反动度Ωm=0.38，级后P2= 2.2MPa，该级采用渐缩喷管，其出口面积A n=52cm2。试计算：
①通过喷管的实际流量； ②若级后压力降为1.12 MPa，反动度降为0.3，通过喷管的流量又为多少？ 1.6 某级级前参数P0= 2.0MPa，温度t0=350℃，级后P2=1.5MPa，反动度Ωm=0.15，速比x1=0.53，出汽角α0=14o，β2=β1-6o，φ=0.97，入口动能为0，试求： ①解出并画出该级的速度三角形； ②轮周有效焓降和轮周效率。 1.7 试进行冲动级的热力计算。 已知汽轮机转速n=3000rpm，流过该级的蒸汽量G=60T/h，级平均直径d m=1.44m，级理想焓降Δh t=125.6kJ/kg，入口初速C0=91.5m/s，级前汽压P0=0.0981MPa，干度x0=0.99，反动度Ωm=0.2，出汽角α1=19o。试求： ①进行喷管热力计算，确定喷管通流面积和高度； ②进行动叶热力计算，确定动叶通流面积和高度； ③画出该级的速度三角形； ④内功率，内效率； ⑤画出级的热力过程线。 2.1 试求蒸汽初参数P0=8.83MPa，温度t0=500℃及背压 P c=1.08MPa时的背压式汽轮机的重热系数α。该机共有九级，调节级汽室压力P2=4.9MPa，调节级内效率η=0.67，八个压力级具有相同的
2-4. 图示结构中，1、2两杆的横截面直径分别为10mm 和20mm ，试求两杆内 的应力。设两根横梁皆为刚体。 解：（1）以整体为研究对象，易见A 处的水平约束反力为零； （2）以AB 为研究对象 由平衡方程知 0===A B B R Y X （3）以杆BD 由平衡方程求得 KN N N N Y KN N N m C 200 10 01001101 0212 11==--===?-?=∑∑ （4）杆内的应力为 1
MPa A N MPa A N 7.6320 41020127104101023 2222 3111=???== =???==πσπσ 2-19. 在图示结构中，设AB 和CD 为刚杆，重量不计。铝杆EF 的l 1=1m ， A 1=500mm 2，E 1=70GPa 。钢杆AC 的l 2=1.5m ，A 2=300mm 2，E 2=200GPa 。若载荷作用点G 的垂直位移不得超过2.5mm 。试求P 的数值。 解：（1）由平衡条件求出EF 和AC 杆的内力 P N N N P N N AC EF AC 4 3 32 2112===== （2）求G 处的位移 2 2221111212243)ΔΔ23 (21)ΔΔ(21Δ21ΔA E l N A E l N l l l l l l A C G + =+=+== （3）由题意 kN P P P A E Pl A E Pl mm l G 1125.2300 102001500500107010009212143435.23 3222111≤∴≤???+????=??+??≤ 2-27. 在图示简单杆系中，设AB 和AC 分别是直径 为20mm 和24mm 的圆截面 杆，E=200GPa ，P=5kN ，试求A 点的垂直位移。
力学计算公式 Company number：【WTUT-WT88Y-W8BBGB-BWYTT-19998】
常用力学计算公式统计 一、材料力学： 1.轴力（轴向拉压杆的强度条件） σmax=N max/A≤[σ] 其中，N为轴力，A为截面面积 2.胡克定律（应力与应变的关系） σ=Eε或△L=NL/EA 其中σ为应力，E为材料的弹性模量，ε为轴向应变，EA 为杆件的刚度（表示杆件抵抗拉、压弹性变形的能力） 3.剪应力（假定剪应力沿剪切面是均匀分布的） τ=Q/A Q 其中，Q为剪力，A Q为剪切面面积 4.静矩（是对一定的轴而言，同一图形对不同的坐标 轴的静矩不同,如果参考轴通过图形的形心，则 x c=0，y c=0，此时静矩等于零） 对Z轴的静矩S z=∫A ydA=y c A 其中：S为静矩，A为图形面积，y c为形心到坐标轴的 距离，单位为m3。 5.惯性矩 对y轴的惯性矩I y=∫A z2dA 其中：A为图形面积，z为形心到y轴的距离，单位为 m4
常用简单图形的惯性矩 矩形：I x=bh3/12，I y=hb3/12 圆形：I z=πd4/64 空心圆截面：I z=πD4（1-a4）/64，a=d/D （一）、求通过矩形形心的惯性矩 求矩形通过形心，的惯性矩I x=∫Ay2dA dA=b·dy，则I x=∫h/2-h/2y2（bdy）=[by3/3]h/2-h/2=bh3/12 （二）、求过三角形一条边的惯性矩 I x=∫Ay2dA，dA=b x·dy，b x=b·（h-y）/h 则I x=∫h0（y2b（h-y）/h）dy=∫h0（y2b –y3b/h）dy =[by3/3]h0-[by4/4h]h0=bh3/12 6.梁正应力强度条件（梁的强度通常由横截面上的正 应力控制） σmax=M max/W z≤[σ] 其中：M为弯矩，W为抗弯截面系数。 7.超静定问题及其解法 对一般超静定问题的解决办法是：（1）、根据静力学平衡条件列出应有的平衡方程；（2）、根据变形协调条件列出变形几何方程；（3）、根据力学与变形间的物理关系将变形几何方程改写成所需的补充方程。8.抗弯截面模量 W x=I x/y c
支架受力分析 集团文件版本号：（M928-T898-M248-WU2669-I2896-DQ586-M1988）
管道支架受力分析 ——曹伟 选取购物中心地下室某段压力排水管道进行受力分析： 系统：压力排水 材质：镀锌钢管 管径：DN100 管道数量：两根 相邻两支架间距：6米 一、管道重量由三部分组成：按设计管架间距内的管道自重、满管水重及以上两项之合10%的附加重量计算（管架间距管重均未计入阀门重量，当管架中有阀门时，在阀门段应采取加强措施）。 1、管道自重： 由管道重量表可查得，镀锌钢管 DN100：21.64Kg/m ，支架间距按6米/个考虑,计算所得管重为： f1=21.64*6kg=129.84kg*10=1298.4N 2.管道中水重 l=3.14*0.1062*1000*6kg=211.688kg=2116.88N f2=πr2ρ 介质 3、管道重量 f=f1+f2+(f1+f2)*10%=3756.81N 4、受力分析 根据支架详图，考虑制造、安装等因素，系数按1.35考虑，每个支架受力为：
F=3756.81*1.35/2=2535.85N 假设选取50*5等边角钢（材质为Q235）做受力分析试验 1）应力应变关系如下： 绘制成应力应变曲线图如下： 从图中可以看出，应力/应变曲率变化平缓，处于弹性应力应变行为阶段，各部位均没有发生屈服现象。 由相关资料可查的50*5等边角钢的抗拉强度σb=423MPa，抗剪强度σr=σb*0.8=338.4MPa，型钢吊杆拉伸强度小于它的抗拉强度，型钢横担小于它的抗剪强度，所以50*5等边角钢可以满足使用要求。 2）危险部位应力分析 图中的蓝色区域为支架应变最大的地方，也即该处最容易发生变形与开裂，在设计中应对有较大变形的地方，解决办法有两个：1、加固：可以通过增加肋板来加固，在型钢焊接的地方更应该满焊以此增大接触面，从而减小开裂的可能；2、通过选择更大规格的型钢来试验，直到满
绪论 1.按工作原理分，汽轮机的分类。 2.按热力特性分，汽轮机的分类。 3.某国产汽轮机的型号为N300-16.7/537/537，说明该汽轮机的主要特点。 第一章 1、熟悉并掌握蒸汽在喷嘴和动叶通道中的流动过程、蒸汽在喷嘴和动叶入口、出口处各参数的计算公式。 2、如何计算喷嘴与动叶出口的汽流速度，喷嘴损失与动叶损失的大小如何确定? 速度系数的大小与哪些因素有关？ 3、什么是级的的反动度？根据反动度的大小，级可分为哪几种？各有什么特点？ 3、何为喷嘴的临界状态？临界速度与流动损失的大小有关吗？喷嘴的压比与喷嘴的流量有何关系？何为彭台门系数，如何计算喷嘴的实际流量？流量系数在过热区和饱和区一样吗？ 4、斜切部分的作用是什么?何为极限膨胀压力？ 5.推导轮周效率的各种表达式，证明 解释级的轮周功率的物理意义；何为余速利用系数，分析余速利用系数对下级入口状态的影响。 6.速比、最佳速比及假想速比的定义 7.纯冲动级、反动级和复速级各自的最佳速比，余速利用对最佳速比的影响，速比与级的作功能力的关系 8.级内损失由哪几种？解释每种损失产生的主要原因。 9.为什么反动级的漏汽损失比冲动级大？ 10.为什么级的相对内效率是衡量级的能量转化完善程度的最终指标？ 11、试述可控涡流型的优缺点。 12、试述扭叶片级的工作原理。 13、使用直叶片时主要产生那些附加损失。 14、理想等环流流型有什么特性。 15. 某汽轮机一个中间级的理想滞止焓降为 级的平均反动度 ，动叶的平均直径为1.44m ，级的流 量为 ,下级的余速利用系数为0.9，汽轮机的转速 (1). 计算并画出级的速度三角形; (2). 计算级的轮周损失、轮周功率和轮周效率; (3). 在h-s 图上画出整级的热力过程线，并标注各焓降和损失 119α?=0.97?=0.937ψ=215ββ?=-0.2m Ω=3000r/min
第三章复习思考题 一、填空题 1．多级汽轮机中除级内损失外，还有进汽阻力损失、排汽阻力损失、机械损失和（ ）损失。 2．对于大容量喷嘴配汽汽轮机，一般只在（ ）级采用部分进汽。 3．汽轮机的汽耗率与汽轮机的初终参数（ ）。 4．运行中，常采用（ ）和绝对电效率来衡量不同参数机组运行经济性的好坏。 5．汽轮机每生产1kwh 电能所需的蒸汽量，称为汽轮机的（ ）。 6．上一级损失中的一小部分可以在以后各级中得到利用，这种现象称为多级汽轮机的（ ）。 7．汽轮机运行中，为了克服轴承摩擦阻力、带动调速器、带动（ ），都要消耗一部分功率，由此产生机械损失。 8．多级汽轮机中，重热现象产生的前提条件是级内（ ）。 9．曲径轴封通常应用于单缸汽轮机的（ ）压段轴封。 10．由于多级汽轮机内存在着重热现象，使整个汽轮机的相对内效率（ ）于各级的平均相对内效率。 11．单缸汽轮机的（ ）压段轴封通常采用光轴轴封。 12．汽轮机的绝对内效率可以表示成理想循环热效率和（ ）效率的乘积。 13．多级汽轮机中，重热系数的很少量增大是在（ ）效率降低较多的前提下实现的。 14．对于某一确定的汽轮机来说，重热系数越大，则表明汽轮机的各级平均内效率越（ ）。 15．比较而言，汽轮发电机组的电功率（ ）于汽轮机的内功率。 二、选择题 1．评价不同类型不同参数汽轮机的运行管理水平，可以采用（ ）。 （1）热耗率 （2）汽耗率 （3）电功率 （4）汽耗微增率 2．在实际应用中汽耗率的单位常采用（ ）。 （1）kg/h （2）kg/kw （3）h kw kJ ?/ （4）h kw kg ?/ 3．当蒸汽依次通过各组轴封齿后，保持不变的是（ ）。 （1）速度 （2）压力 （3）温度 （4）焓 4．在实际应用中，汽轮机热耗率的单位通常采用（ ）。 （1）kJ/kg （2）kw （3）kJ/kwh （4）kJ/kw 5．当用汽耗率来评价两台汽轮机的运行经济性时，这两台机组应是（ ）。 （1）同类型 （2）相同初参数、终参数 （3）同类型、同初、终参数 （4）任意机组
滚动轴承所承受的载荷取决于 所支承的轴系部件承担的载荷。右图 为一对角接触球轴承反装支承一个 轴和一个斜齿圆柱齿轮的受力情况。 图中的F re、F te、F ae分别为所支承零 件（齿轮）承受的径向、切向和轴向 载荷，F d1和F d2为两个轴承在径向 载荷F r1和F r2（图中未画出）作用下 所产生的派生轴向力。这里，轴承所 承受的径向载荷F r1和F r2可以依据 两个角接触球轴承反装的受力分析 （径向反力） F re、F te、F ae经静力分析后确定，而轴向载荷F a1和F a2则不完全取决于外载荷F re、F te、F ae，还与轴上所受的派生轴向力F d1和F d2有关。 对于向心推力轴承，由径向载荷F r1和F r2所派生的轴向力F d1和F d2的大小可按下表所列的公式计算。 注：表中Y和e由载荷系数表中查取，Y是对应表中F a／F r＞e的Y 值 下图中把派生轴向力的方向与外加轴向载荷F ae的方向一致的轴承标为2，另一端则为1。取轴和与其相配合的轴承内圈为分离体，当达到轴向平衡时，应满足：F ae＋F d2＝F d1 由于F d1和F d2是按公式计算的，不一定恰好满足上述关系式，这时会出现下列两种情况： 当F ae＋F d2＞F d1时,则轴有向左窜动的趋势,相当于轴承1被“压紧”,轴承2被“放松”,但实际上轴必须处于平衡位置，所以被“压紧”的轴承1所受的总轴向力F a1必须与F ae＋F d2平衡，即 F a1＝F ae＋F d2 而被“放松”的轴承2只受其本身派生的轴向力F d2，即F a2＝F d2。 当F ae＋F d2＜F d1时,同前理，被“放松”的轴承1只受其本身派生的轴向力F a1， 即F a1＝F d1 而被“压紧”的轴承2所受的总轴向力为: F a2＝F d1－F ae
支架结构受力计算书 设计：___ ___ _日期：___ 校对：_ 日期：___ 审核：__ _____日期：____ 常州市**实业有限公司
1 工程概况 项目名称： *****30MW 光伏并网发电项目 工程地址： 新疆 建设单位： **集团 结构高度： 电池板边缘离地不小于500mm 2 参考规范 《建筑结构可靠度设计统一标准》GB50068—2001 《建筑结构荷载规范》GB50009—2012 《建筑抗震设计规范》GB50011—2010 《钢结构设计规范》GB50017—2003 《冷弯薄壁型钢结构设计规范》GB50018—2002 《不锈钢冷轧钢板和钢带》GB/T3280—2007 《光伏发电站设计规范》 GB50797-2012 3 主要材料物理性能 3.1材料自重 铝材——————————————————————327/kN m 钢材————————————————————3/78.5kN m 3.2弹性模量 铝材————————————————————270000/N mm 钢材———————————————————2206000/N mm 3.3设计强度 铝合金 铝合金设计强度[单位：2/N mm ]
钢材 钢材设计强度[单位：2/N mm ] 不锈钢螺栓 不锈钢螺栓连接设计强度[单位：2/N mm ] 普通螺栓 普通螺栓连接设计强度[单位：2/N mm ] 角焊缝 容许拉/剪应力—————————————————2160/N mm 4 结构计算 4.1 光伏组件参数 晶硅组件： 自重PV G ：0.196kN (20kg /块) 尺寸（长×宽×厚）992164400mm ?? 安装倾角：37°
汽轮机思考题 1汽轮机有那些用途，我国的汽轮机是如何进行分类的，其型号和型式如何表示？ 答：汽轮机除了发电，还被用作大型舰船动力设备，并广泛作为工业动力源，用于驱动鼓风机、泵、压缩机等设备。 按做功原理分：冲动式汽轮机、反动式汽轮机。 按热力过程特性分：凝汽式汽轮机、背压式汽轮机、调整抽汽式汽轮机、 中间再热式汽轮机。 按蒸汽压力分：低压汽轮机、中压汽轮机、高压汽轮机、超高压汽轮机、 亚临界压力汽轮机、超临界压力汽轮机、超超临界压力 汽轮机。 另外，按气缸数可以分为单缸汽轮机和多缸汽轮机；按机组转轴数可以分为单轴汽轮机和双轴汽轮机；按工作状况可以分为固定式汽轮机和移动式汽轮机等。 我国制造的汽轮机的型号大多包含三部分信息。第一部分信息由汉语拼音字母表示汽轮机的形式，由数字表示汽轮机的容量，即额定功率（MW）； 第二部分信息用几组由斜线分割的数字分别表示新蒸汽参数、再热蒸汽参数、供热蒸汽参数等。第三部分为厂家设计序号。 型式表示为：热力过程特性+做功方式+几缸几排气+蒸汽压力。 1.汽轮机课程研究的主要内容有那些，如何从科学研究及工程应用的不同角度 学习该课程？ 答：该课程研究主要内容有：汽轮机级内能量转换过程、汽轮机的变工况特性等、汽轮机零件强度与振动、自动调节基本理论等。从科学研究方面，我们需要细致的了解汽轮机做功原理及每个零部件的运动受力情况，从工程应用方面学习，我们则侧重于汽轮机的安全运行过程。 2.研究汽轮机原理要用到那些基本假设与基本方程，要用到那些经验及试验修 正？ 答：基本假设：①流动是稳定的；②绝热；③理想气体；④一元流。 基本方程：①连续方程；②状态方程；③能量平衡方程。 修正系数：速度系数?、动叶速度系数ψ
滚动轴承所承受的载荷取决于所支承的轴系部件承担的载荷。右图为一对角接触球轴承反装支承一个轴和一个斜齿圆柱齿轮的受力情况。图中的F re、F te、F ae分别为所支承零件（齿轮）承受的径向、切向和轴向载荷，F d1和F d2为两个轴承在径向载荷F r1和F r2（图中未画出）作用下所产生的派生轴向力。这里，轴承所承受的径向载荷F r1和F r2可以依据 两个角接触球轴承反装的受力分析 （径向反力） F re、F te、F ae经静力分析后确定，而轴向载荷F a1和F a2则不完全取决于外载荷F re、F te、F ae，还与轴上所受的派生轴向力F d1和F d2有关。 对于向心推力轴承，由径向载荷F r1和F r2所派生的轴向力F d1和F d2的大小可按下表所列的公式计算。 注：表中Y和e由载荷系数表中查取，Y是对应表中F a／F r＞e的Y 值 下图中把派生轴向力的方向与外加轴向载荷F ae的方向一致的轴承标为2，另一端则为1。取轴和与其相配合的轴承内圈为分离体，当达到轴向平衡时，应满足：F ae＋F d2＝F d1 由于F d1和F d2是按公式计算的，不一定恰好满足上述关系式，这时会出现下列两种情况： 当F ae＋F d2＞F d1时,则轴有向左窜动的趋势,相当于轴承1被“压紧”,轴承2被“放松”,但实际上轴必须处于平衡位置，所以被“压紧”的轴承1所受的总轴向力F a1必须与F ae＋F d2平衡，即 F a1＝F ae＋F d2 而被“放松”的轴承2只受其本身派生的轴向力F d2，即F a2＝F d2。 当F ae＋F d2＜F d1时,同前理，被“放松”的轴承1只受其本身派生的轴向力F a1， 即F a1＝F d1 而被“压紧”的轴承2所受的总轴向力为: F a2＝F d1－F ae
一、选择题（请将正确答案的代号填入括号内，每题1分，共20题） 1. 如果汽轮机部件的热应力超过金属材料的屈服极限，金属会产生（）。 (A)塑性变形； (B)热冲击； (C)热疲劳； (D)断裂。 答案:A 2. 蒸汽在有摩擦的绝热流动过程中，其熵是（）。 (A)增加的； (B)减少的； (C)不变的； (D)均可能。 答案:A 3. 当需要接受中央调度指令参加电网调频时，机组应采用（）控制方式。 (A)机跟炉； (B)炉跟机； (C)机炉协调； (D)机、炉手动。 答案:C 4. 汽轮机低油压保护应在（）投入。 (A)盘车前； (B)定速后； (C)冲转前； (D)带负荷后。 答案:A 5. 汽轮发电机振动水平是用（）来表示的。 (A)基础振动值； (B)汽缸的振动值； (C)地对轴承座的振动值； (D)轴承和轴颈的 振动值。 第 1 页答案:D 6. 下列参数哪个能直接反映汽轮发电机组的负荷（）。 (A)主汽压力； (B)调节级压力； (C)高调门开度； (D)凝汽器真空。 答案:B 7. 滑参数停机时，不能进行超速试验的原因是（）。 (A)金属温度太低，达不到预定转速； (B)蒸汽过热度太小，可能造成水冲击； (C)主 汽压不够，达不到预定转速； (D)调速汽门开度太大，有可能造成超速。答案:B
8. 汽轮机调节油系统中四个AST电磁阀正常运行中应（）。 (A)励磁关闭； (B)励磁打开； (C)失磁关闭； (D)失磁打开。 答案:A 9. 机组启动前，发现任何一台主机润滑油泵或其他启动装置有故障时，应该（）。 (A)边启动边抢修； (B)切换备用油泵； (C)汇报； (D)禁止启动。 答案:D 10. 汽轮机大修后，甩负荷试验前必须进行（）。 (A)主汽门严密性试验； (B)调速汽门严密性试验； (C)主汽门及调速汽门严密性试验；(D)主汽门及调速汽门活动试验。答案:C 11. 超临界锅炉冷态清洗水质合格指标中，铁含量应小于（）。 (A)200ug/kg； (B)500ug/kg； (C)1000ug/kg； (D)1200ug/kg。 答案:B 12. 汽轮机胀差保护应在（）投入。 (A)带部分负荷后； (B)定速后； (C)冲转前； (D)冲转后。 答案:C 13. 雷诺数Re可用来判别流体的流动状态，当（）时是层流状态。 (A)Re<2300； (B)Re>2300； (C)Re>1000； (D)Re<1000。 答案:A 14. 对于一种确定的汽轮机，其转子和汽缸热应力的大小取决于（）。 (A)蒸汽温度； (B)蒸汽压力； (C)机组负荷； (D)转子和汽缸内温度分布。 答案:D 15. 炉跟机的控制方式特点是（）。 (A)主汽压力变化平稳； (B)负荷变化平稳； (C)负荷变化快，适应性好； (D)锅炉 运行稳定。答案:C 16. 计算机硬件系统主机由（）组成。
700HLB-17型 立式斜流泵设计计算说明书 编制： 校对： 审核： 2010年5月
目录 一、水力计算 (1) 1、水力模型换算 (1) 2、轴向推力计算 (3) 二、零件强度计算 (5) 1、轴的强度计算 (5) 2、筒体壁厚计算 (7) 3、调整盘的强度计算 (8) 4、联接卡环的强度计算 (8) 5、叶轮螺母的强度计算 (9) 6、键的强度计算 (10) 7、基础载荷计算 (11) 8、刚性联轴器联接螺栓计算 (11) 9、泵轴临界转速计算 (12)
一、水力计算 1、水力模型换算 1.1确定性能参数 根据要求， 700HLB-17型循环水泵设计参数为： rpm n m H s m Q 980,17,95.03===转速扬程流量。 1.2选择水力模型 432.41617 95 .098065.365.34 34 3=?= = H Q n n s 根据432.416=s n ，选择ns420型泵为模型泵，rpm n m 1480=，％54.78max =m η，最高效率点处的102.386=s n 。 1.3相似工况点的确定 3 2323 43/23 448.30432.416148065.365.3m m m s m m Q Q Q n n H =??? ???=??? ? ? ?= 作等比转数曲线，其与ns420模型泵的Q H -曲线交于点M ，M 即为所求工况点。M 点的参数为：s l Q m /39.292=，m H m 427.13=，%0.78=m η。 1.4计算放大系数 6993.1980 148029239.095.033=?=?=n n Q Q m m Q λ 6993.1427 .1317 9801480=== m m H H H n n λ 实取7.1=λ。 1.5确定性能换算关系（6993.1按λ） m m m m Q Q Q n n Q 2492.31480 9806993.133 =?==λ m m m m H H H n n H 2661.114809806993.12 2 =??? ???=??? ? ? ??=λ
汽轮机原理复习思考题 1．汽轮机原理课程研究的主要内容有那些，如何从科学研究及工程应用能力培养的不同角度学习该课程？ 2．汽轮机有那些用途，我国的汽轮机是如何进行分类的，其型号和型式如何表示？ 3．研究汽轮机原理要用到那些基本假设与基本方程，对理论计算要作何修正？ 4．简述汽轮机级的组成及工作过程。 5．汽轮机的喷嘴和动叶流道是何形状，如何判别喷嘴及动叶的流态，如何选用叶型？ 6．流过喷嘴的流量与喷最前后压比之间的函数式可简化为什么公式，其图形有何特点？什么是彭台门系数，有何作用？ 7．动叶进出口速度三角形由那些速度及角度构成，如何确定和计算各速度及角度? 计算速度三角形的目的是什么? 8．什么是反动度，如何对汽轮机级进行分类，级的轮周效率与速比间有何图形关系，不同类型的级的热力特性有何不同？ 9．什么是速比和最佳速比？写出纯冲动单列级，纯冲动双列级，反动级及带一定反动度的冲动级的最佳速比表达式；在圆周速度相同的条件下，比较前三种级的作功能力大小。 10．什么是速度系数，其与那些因素有关，如何确定喷嘴及动叶的速度系数？ 11．什么是临界状态和临界参数，临界压力比只与什么因素有关？临界流速计算公式有那三个？ 12．什么是余速利用系数，余速利用与不利用对轮周效率和最佳速比有何影响？ 13．蒸汽在喷嘴和动叶栅斜切部的膨胀流动有何特点，什么是极限压力？ 14．喷嘴和动叶流道的通流面积如何计算，喷嘴和动叶高度如何计算，影响叶高的因素有那些；什么是部分进汽度，为何要采用部分进汽？ 15．影响汽轮机运行安全经济性的内部动静间隙有那些，如何合理确定这些间隙？ 16．汽轮机级的热功转换损失有那九项，减小这些损失的措施有那些？ 17．评价汽轮机级的热功转换经济性的最终指标是那一个，级内损失对最佳速比有何影响？如何计算汽轮机级的相对内效率和内功率？
1什么是轴向位移？轴向位移变化有什么危害？ 答：气压机与汽轮机在运转中，转子沿着主轴方向的串动称为轴向位移。 3 D8 \/ w6 e! Z: [& _, H 机组的轴向位移应保持在允许范围内，一般为0.8～1.0mm，超过这个数值就会引起动静部分发生摩擦碰撞，发生严重损坏事故，如轴弯曲，隔板和叶轮碎裂，汽轮机大批叶片折断等。转子轴向位移（也被成为窜轴）这一指标主要是用以监督推力承轴的工作状况。 汽轮机运行中，汽流在其通道中流动时所产生的轴向推力是由推力承轴来承担的，并由它来保持转子和汽缸的相对轴向位置。不同负荷下轴向推力的大小是不同的，推力承轴在受压时产生的弹性变形也相应变化，所以运行中应该将位移数值和准值作比较，借以查明机组运行是否正常。/ u& C. |! }. f6 u9 ?; ~( U 作用在汽轮机转子的轴向推力，是由推力承轴来承受的，推力承轴承受转子的轴向推力并维持汽轮机通流部分正常的动静轴向间隙。如果显然，轴向推力的变化将影响推力承轴工况的变化，进而会影响到汽轮机动静轴向间隙。从汽轮机安全运行的角度看来，动静轴向间隙是不允许由过大的变化的，所以通常均在推力承轴部位装设汽轮机转子轴向位移监测装置，以保证汽轮机组的安全工作。: p1 [8 V ?: g& [+ g 推力承轴，包括承轴座架、瓦架、油膜，并非绝对刚性，也就是说在轴向推力用下会产生一定程度的弹性位移。如果汽轮机轴向推力过大，超过了推力承轴允许的负载限度，则会导致推力承轴的损坏，较常见到的就是推力瓦磨损和烧毁，此时推力承轴将不能保持机组动静之间的正常轴向间隙，从而将导致动静碰磨，严重时还会造成更大的设备损坏事故。而在机组运行中，轴向推力增大的因素常常有：（1）负载增加，则主蒸汽流量增大，各级整齐压差随之增大，使机组轴向推力增大。抽气供热式或背压式机组的最大轴向推力可能发生在某一中间负荷，因为机组除了电负荷增加外，还有供热负荷增加的影响因素。（2）主蒸汽参数降低，各级的反动度都将增大，使机组轴向推力增大。（3）隔板气封磨损，漏气量增加，使级间压差增大。（4）机组通流部分因蒸汽品质不佳而结垢时，相应级的叶片和叶轮前后压差将增大，使机组的轴向推力增加。（5）发生水冲击事故时，机组的轴向推力将明显增大。 由于机组在正常工况下运行时，作用在汽轮机转子上的轴向推力就很大，如果再发生以上几种异常情况，轴向推力将会更大，引起推力瓦块温度升高，严重时会使推力瓦块融化。 从上述分析可知，轴向位移可以较直观反映出运行中机组轴向推力的变化。同时还可看到，轴向推力的大小将影响到推力承轴工况的变化，也就是说提倡者工况的变化可在一定程度反映出轴向推力的变化，这一点已为运行实践所证实，例如轴向推力增大时，推力瓦温度将升高，推力承轴回油温度也将升高。近来一些机组还装设了推力瓦油膜压力表。实践表明，用推力瓦油膜压力表来监视轴向推力的变化，反映很灵敏。当然用推力瓦温、推力承轴回油温度或推力瓦油膜压力都不能直接反映出轴向推力的绝对值，但都可在一定限度内反映轴向推力变化的幅度。应该指出：推力承轴回油温度对轴向推力变化的反映比较迟缓，已经由不少慈乌金已磨损或开始熔化，但回油温度仍无明显变化的实例，所以我们认为应选择推力瓦温和油膜压力作为轴向推力和轴向位移的主要辅助监视表计。一些机组推力瓦片未装热电阻测温装置，这是不够安全的，应该创造条件加装。目前大功率机组推力承轴不仅每一推力瓦片均装设热电阻，甚至非工作瓦片也装设有测温装置。 轴向位移指示通常是按推力盘仅靠推力承轴非工作面（俗称定位面）来定零点的，因此正常运行中，轴向位移的指示值中包括推力承轴非工作瓦片与工作瓦片间推力盘的游动间隙（此值一般推力承轴均在0.4~0.6mm之间），以及在轴向推力作用下承轴座架、瓦架、油膜等的弹性位移。对大功率机组，由于轴向推力作用方向比较复杂，瞬时推力出现负值的可能性也存在，为此轴向位移的零位常采用和胀差指示相同的定位方法，即推力盘仅靠工作面时定零位，此时正向的轴向推力将仅表现为轴承座架、瓦架等在轴向推力下的弹性位移；而负推力将表现未座架、非工作面瓦架等的反相弹性位移和轴承游动间隙之和。对单缸中小功率机组，