Ⅰ 請問一下如何測量汽輪機中汽封的整圈膨脹間隙
採用貼膠帶的方法。外加紅丹粉啊。錯了，那個是汽封間隙，那就是應該用深度尺
Ⅱ 請問抽氣式汽輪機後汽封間隙是多少
軸向間隙：0.4--0.5mm；徑向間隙：0.15--0.2mm
Ⅲ 汽輪機軸瓦的間隙規定是多少
用塞尺在軸瓦中分面四角測量瓦口間隙，塞尺插入深度約為軸頸直徑的1/12~1/10，並做好記錄。
用壓鉛絲法測量頂部間隙，將長50~70mm的鉛絲橫放在軸頸兩處，在下瓦結合面處，相對應的放上鉛絲，為了壓的均勻，常在軸瓦結合面四角放上約厚0.5mm，長50mm，寬30mm的四塊白鐵皮或不銹鋼皮，然後將上瓦扣上均勻堅固螺栓，然後松開吊走上瓦，用千分尺測量鉛絲厚度，根據鉛絲的平均厚度差，可計算出軸瓦頂部間隙的大小。
汽輪機注意事項.
從熱膨脹原理知道，當金屬部件溫度均勻上升，沿長度方向的熱膨脹也是均勻的。如果金屬部件受熱不均勻，兩側溫度上升不一致，當上側溫度高於下側時，金屬部件上側的膨脹量大於下側的膨脹量，從而使金屬部件向上彎曲，產生了熱變形。熱變形的規律是：溫度高的一側向外凸出，溫度低的一側向內凹進，即「熱凸內凹」。
在汽輪機啟動、停止過程中，上、下缸存在著溫差，且上缸溫度高於下缸溫度，而使上缸變形大於下缸，引起氣缸向上拱起，發生熱翹曲變形，俗稱貓拱背。這種變形使下缸底部徑向間隙減小甚至消失，造成動靜摩擦，同時還會使隔板和葉輪偏離正常時的垂直平面，使軸向發生摩擦。
Ⅳ 汽輪機汽封
「王常春」節能汽封技術在300MW、600MW汽輪機上的應用
哈爾濱通能電氣股份有限公司 王勝五
摘要：「王常春」節能汽封自問世以來給汽封行業帶來了一次革命。通過目前對我國電力生產主力機組300MW、600 MW機組的設計、運行等實際工況的論證，找出機組缸效低的一些原因，闡述了使用「王常春」節能汽封技術的實用性及帶來的經濟效益，並對在安裝及使用中的安全性、經濟性等方面進行了論述。
關鍵詞：300MW、600 MW汽輪機 「王常春」節能汽封 「接觸汽封」專利 安全 節能
前言
隨著全球能源的日益嚴峻，節能已成為各國能源政策的一大主題。我國國家發展和改革委員會在《節能中長期專項規劃》中明確提出宏觀節能目標是在2003年～2020年年平均節能率為3%，形成的節能能力為14億噸標准煤。汽輪機現已成為高能耗設備之一，如何降低能量損失，提高機組的可用率、機組熱力性能和增大出力，即降低能耗成為日益突出的問題。
1 目前機組缸效低的原因分析
汽輪機的損失一般可分為：汽輪機內部損失和外部損失。內部損失是直接影響蒸汽熱力狀態的各種損失，外部損失是不影響蒸汽狀態的損失（主要是機械損失和軸端損失）。近幾年投產使用的300MW、600MW汽輪機在通流的設計方面，已經引進採用了世界領先技術，如噴嘴的設計加工，動靜葉片的三維、四維設計等，所以汽輪機內、外部損失，即導致機組缸效低的主要問題就集中在汽封的結構型式上。目前，為了提高機組運行效率，發電廠通過採用各種先進成熟技術對汽封進行技術改造，來提高機組的安全可靠性、以及機組的可用率、機組熱力性能和出力，已成為節能提效的一項重要措施。現主力機組300MW、600MW汽輪機組，都存在汽封漏汽量大等現象，尤其高中壓合缸機組，由於高中壓間汽封的磨損，高中缸竄汽並部分漏入夾層，夾層汽流影響汽缸上下溫度，高壓缸效率低，通流徑向汽封磨損嚴重等問題，是影響機組運行經濟性的主要原因。
隨著汽封漏汽現象越來越引起汽輪機行業的重視，各大發電公司與汽輪機設計製造廠家紛紛論證使用新型汽封。作為解決上述問題的重要技術措施之一， 「王常春」節能汽封在全國電廠及製造廠家的推廣和使用，所帶來的巨大經濟效益，已經引起業內的廣泛關注。
2 「王常春」節能汽封使用情況
哈爾濱通能電氣股份有限公司成立二十餘年來始終至力於密封問題的研發，針對汽輪機普遍存在的汽封漏汽（氣）問題，研製出「接觸汽封」專利（發明專利號：ZL 02 1 28382.6），並開發出「王常春」系列節能汽封產品。自2001年至今已先後安裝在三百餘台容量為3~600MW汽輪機上（幾乎涵蓋了國內各種機型），其中300MW、600MW汽輪機五十餘台，經過多年來的運行實踐以及熱力性能和真空嚴密性試驗所得數據，證明「接觸汽封」是一項節能降耗、安全可靠、先進成熟的新技術，2005年已被列為國家重點新產品，並在2008年成為國家發展和改革委員會首批重點節能技術推廣產品。由於使用節能效果明顯，目前國內一些較大的汽輪機製造廠（如哈汽、北重、東汽、上汽等）均在新機組製造及現有機組改造時採用該專利技術產品。
應用實例一：1、2005年6月在雲南宣威電廠對東汽產300MW N300-16.7/537/537-6型#8機進行軸封改造，安裝高壓軸封10圈、中壓軸封8圈、高中壓間汽封9圈、低壓前後共10圈，該機組大修後一次啟動並網成功。為檢驗使用效果，在2006年2月由山西電力科學院進行了#8機的熱力性能試驗。
實驗結果如下：
軸封漏汽對熱耗率的影響
大修前後軸封漏汽量
名 稱 單位 設計值 大修前 大修後
高壓後軸封漏汽流量 kg/h 4417 10540.1 6577.1
中壓後軸封漏汽流量 kg/h 812 1648 1156.6
高壓缸夾層漏汽流量 kg/h 1601 12560 5100
高中壓缸過橋漏量 kg/h 6825 35498.1 15666
大修前後軸封系統對經濟性的影響
名 稱 影響熱耗（kJ/kW.h） 大修效益
kJ/kW.h 大修效益
g/kW.h
大修前 大修後
高壓後軸封漏汽量 27.163 8.935 18.228 0.691
中壓後軸封漏汽量
高壓缸夾層漏汽量 8.969 2.862 6.107 0.232
高中壓缸過橋漏量 50.133 14.593 35.540 1.348
合計 86.265 26.390 59.875 2.271
大修後明顯改善了軸封漏汽、過橋及夾層漏汽等不良漏汽，對經濟影響為59.875kJ/kw.h,約節煤2.27g/kw.h。
應用實例二：2005年9月在河北邯鄲熱電廠對哈汽產200MW CC140/N200-12.75/535/535型#11機進行軸封改造，安裝高壓前端汽封11圈、高壓後端汽封7圈、中壓前端汽封8圈、中壓後端汽封6圈、低壓前後共10圈，該機組大修後一次啟動並網成功。2005年11月和2006年5月，西安熱工研究院有限公司依據美國機械工程師協會《汽輪機性能試驗規程》（ASME PTC6-1996）對#11汽輪機進行了嚴格的熱力性能試驗，試驗效果如下：
一、軸封一漏、二漏的汽封漏汽量達到設計值。該機組的軸封漏汽量設計值為：一漏6.87t/h，二漏2.86t/h。現場測量值一漏為5.1t/h，二漏為3.0t/h。而改造前一漏和二漏的漏汽量分別為8.6t/h和4.8t/h。汽封漏汽量大幅度減少，機組運行的經濟性顯著提高。
二、通過對高壓內檔汽封安裝接觸式汽封，使機組一段抽汽溫度明顯減低。改造後機組一段抽汽溫度為363℃，改造前一段抽汽溫度為388℃，該溫度設計值為370℃。該溫度的降低表明主蒸汽通過高壓內檔汽封漏入內外缸夾層的蒸汽量大幅度的低於設計值，機組運行的經濟性得到提高。
三、通過對低壓缸兩側軸端汽封改造為接觸式汽封，使機組運行的真空嚴密性得到改善。改造前該機組的真空泄漏率為700-800Pa/min，改造後為105Pa/min，優於300Pa/min的合格值，達到優良水平。真空的提高使得機組運行的經濟性得到大幅度提高。
四、通過改造，機組軸端外檔漏汽量極少，油中帶水問題得到解決，保證了機組的安全運行。
五、改造後，機組的軸向位移，高、中壓缸脹差，高、中、低壓缸膨脹均在合格範圍內，機組運行穩定。
試驗結果表明該機組的熱力性能達到國際領先水平。
應用實例三：2009年2月在貴州黔西電廠#1機對哈汽73B型汽輪機N300-16.7/537/537-2型進行改造，汽封改造范圍：高壓後軸封---4道為接觸式鐵素體汽封，中壓後軸封---4道為接觸式鐵素體汽封，平衡環汽封---10道為浮動齒式鐵素體汽封，低壓前後軸封—6道為接觸式鐵素體汽封。
名稱 設計 改前 改後 改前、該後偏差 設計值與改後偏差
主蒸汽流量(t/h） 902.5 932.1 900 ↓-32.1 ↓-2.5
機側主汽壓力(MPa) 16.67 16.74 16.88 ↑0.14 ↑0.21
機側主汽溫度（℃) 537 541 539 ↓-2 ↑2
調節級壓力(MPa) 11.831 11.9 11.47 ↓-0.43 ↑0.36
高排壓力(MPa) 3.534 3.29 3.2 ↓-0.09 ↓-0.334
高排溫度（℃) 311.1 319.8 310.1 ↓-9.7 ↓-1
機側再熱汽壓力(MPa) 3.171 3.05 2.96 ↓-0.09 ↓-0.21
機側再熱溫度（℃) 537 540 540 0 3
機側給水溫度（℃) 274.1 270.18 268.6 ↓-1.5 ↓-5.5
一段抽汽壓力(MPa) 5.792 5.55 5.44 ↓-0.11 ↓-0.35
一段抽溫度（℃) 381.4 398.7 388.3 ↓-9.6 ↑6.9
二段抽汽壓力(MPa) 3.534 3.17 3.15 ↓-0.02 ↓-0.384
二段抽溫度（℃) 316.8 327.3 317.7 ↓-9.6 ↑0.9
三段抽汽壓力(MPa) 1.575 1.51 1.51 0 ↓-0.065
三段抽溫度（℃) 435 465 462 ↓-3 ↑27
四段抽汽壓力(MPa) 0.7442 0.75 0.74 ↓-0.01 0
四段抽溫度（℃) 338.9 366 362 ↓-4 ↑23.3
五段抽汽壓力(MPa) 0.2509 0.26 0.26 0 ↑0.01
五段抽溫度（℃) 235.5 290.8 275 ↓-15.8 ↑39.5
六段抽汽壓力(MPa) 0.03 0.05 0.05 0 ↑0.02
六段抽溫度（℃) 136.9 222 196 ↓-26 ↑59.1
七段抽汽壓力(MPa) -0.027 -0.0063 -0.0045 ↑0.0018 ↓-0.0225
七段抽溫度（℃) 86.6 89.5 86.3 ↓-3.2 0
八段抽汽壓力(MPa) -0.066 -0.0615 -0.05 ↑0.015 ↑0.016
八段抽溫度（℃) 62.7 64.5 62.7 ↓-1.8 0
低壓缸[排汽溫度 37.5 38.3 38.3 0 0
推力瓦溫度（℃) 48℃ 48℃ 0
備註：以上數據為瞬時數據。記錄時以機組大修前、後機側主汽壓力、主汽溫度\再熱後溫度\排汽溫度均相同時記錄。大修前參數記錄時間為：08年4月30日；大修後參數記錄為09年4月13日10：30分-10：50分數據。調速汽門控制方式為：順閥。
通過運行數據可看出汽耗在THA工況下汽耗率由改造前3.107kg/kw.h減小至同工況下的3.00kg/kw.h，高壓排汽溫度由改造前311.1℃下降至310.1℃接近了設計值，各瓦運行數據良好，推力無改變，並滿足自密封的運行要求。
3 使用「王常春」節能汽封安全及經濟性情況
在電廠決定採用該項技術的可行性分析時，所關注的首先是安全性問題，啟、停過程中是否會產生軸系振動，是用戶最為關注的問題，其次是產生的經濟效益。
「王常春」節能汽封，在改造中根據原機組設計理念和實際運行情況，合理設計使用汽封結構及安裝方案。如壓力區段：ⅰ.外側軸封，主要採用接觸式軸封：非金屬接觸齒可將徑向間隙調整至原汽封齒無法達到的0-0.05mm間隙, 平均動靜間隙減小0.30-0.40mm。ⅱ.在平衡環汽封（或過橋汽封）、高中隔板汽封由於汽流量及壓差相對較大，採用間隙浮動齒式汽封：浮動齒即可保證讓一小部分汽流通過，不改變原機組的性能設計，又可在保證安全的前提下有效的減小動靜間隙，調整至原汽封齒無法達到的0.25-0.30mm間隙。
對此即能大大減小缸內各漏點的漏汽量,又能確保進入汽輪機的全部蒸汽量都沿著汽輪機的葉柵通道前進做功,又有效的防止了汽缸內蒸汽漏出缸外,引起軸承溫度升高或使潤滑油中含水,從而減少能源的損失，使機組的效率有顯著提高。通過採用專利技術—間隙浮動齒汽封與非金屬密封齒汽封的配合使用，達到解決汽封漏汽問題，從而達到節能增效的目的；
在真空區段,軸封採用接觸式軸封，非金屬接觸齒採用金屬齒無法達到的0-0.05mm的徑向間隙，對此有效的防止了汽輪機外側的空氣向汽輪機內泄漏,保證汽輪機真空系統有良好的真空,從而保證汽輪機有盡可能低的背壓參數,即保證了汽輪機的效率。
正是「王常春」節能汽封工作原理具有上述的工作特性，從而增加了用戶使用該項技術的決心，即可保證安全運行，又能獲得很大的經濟效益。以300 MW為例，通過全部軸封及高中平衡環汽封（或過橋汽封）的改造平均降熱耗約60kJ/kw.h。
4使用「王常春」節能汽封所關注的問題
4.1是否能保證自密封運行
根據汽封工作原理，所謂自密封即是軸封用汽主要靠高、中壓軸封的漏汽供給。現在的300MW、600MW汽輪機汽封漏汽遠遠大於設計值，「王常春」節能汽封改造是將原汽封1/3---1/5的汽封齒改造為小間隙的汽封齒，來保證機組各段的漏汽量接近設計值，提高機組的運行質量。所以通過黔西電廠#1機的軸封及平衡環汽封改造、宣威電廠#8機的實際應用也可以證明，此汽封技術不改變自密封性能。
4.2是否改變各段抽汽的數值及軸向推力是否有變化
以通能公司為黔西電廠#1機哈汽產300MW汽輪機進行「王常春」節能汽封改造為例：該機型由34級組成，高壓缸有1個單列調節級和12個壓力級，中壓缸有9個壓力級，低壓缸有2×6個壓力級；回熱加熱器抽汽為7段，分別從第9、13、18、22、24、31、26/32級後抽出，供三台高壓加熱器、一台除氧器和三台低壓加熱器用汽，在凝結水泵和7號低壓加熱器之間設有軸封加熱器。而此次改造只為軸封及平衡環汽封，沒有涉及到隔板及葉頂汽封，即各段抽汽變化不受影響，#1機實驗數據可以說明此問題。
大修前後抽汽壓力變化表
名稱 設計 改前 改後 改前、該後偏差
一段抽汽壓力(MPa) 5.792 5.55 5.44 ↓-0.11
二段抽汽壓力(MPa) 3.534 3.17 3.15 ↓-0.02
三段抽汽壓力(MPa) 1.575 1.51 1.51 0
四段抽汽壓力(MPa) 0.7442 0.75 0.74 ↓-0.01
五段抽汽壓力(MPa) 0.2509 0.26 0.26 0
影響推力的因素主要有：1.負荷升高，則主蒸汽流量增大，各級蒸汽壓力差增大，使機組軸向推力增大。 2.主蒸汽參數降低，各級反動度增大，使軸向推力增大。 3.隔板汽封磨損，漏汽量增大，使各級壓力差增大。 4.機組通流部分因蒸汽品質不佳而結垢，相應級葉片和葉輪的前後壓力差增大，使軸向推力增大等。通過大修前後高壓排氣溫度及推力瓦溫變化表可以看出改造前後推力瓦溫度一直為48℃，可以說明軸向推力沒有發生變化，同時改造後高壓排汽溫度明顯改善，接近設計值。
名稱 設計 改前 改後
高排溫度（℃) 311.1 319.8 310.1
推力瓦溫度（℃) 48℃ 48℃
大修前後高壓排氣溫度及推力瓦溫變化表
5 國內主力機組300MW、600MW汽輪機採用「王常春」節能汽封的可行性
5.1機組存在的問題
現國內主力機組300MW、600MW汽輪機，普遍存在汽封漏汽，機組缸效低等問題。運行實績表明，高壓缸效率普遍在76～80%，且大修後缸效率經幾次啟、停機後下降較快。高壓缸排汽溫度比設計值高。導致鍋爐再熱器減溫水量增加，軸封溢流量大，與同容量及類型進口機組相比，機組運行煤耗率普遍較高。機組大修解體檢查發現，高、中壓內缸存在不同程度的變化，汽封徑向間隙磨損嚴重，有的達1.5～2.5mm，彈性退讓汽封普遍卡死，基本無退讓作用，有些機組還發現汽封塊背弧板式彈簧斷裂等問題。
由於平衡盤直徑大，前後壓差大，汽封間隙稍增大一點，漏汽量增加較大，所帶來的安全隱患及經濟性問題亦愈大。
5.2採用「王常春」節能汽封的可行性
哈爾濱通能電氣股份有限公司通過對國內主力機組300MW、600MW汽封結構、工作原理，設計、加工、安裝技術條件的了解和機組運行情況及大修檢查結果的調查。針對汽輪機結構特點及所存在的問題，應用「接觸汽封」專利技術成果，開發出「王常春」系列節能汽封產品，採用專利結構：接觸浮動密封齒與蜂窩汽封、鐵素體汽封等新型材料、結構相結合，背部彈簧採用螺旋彈簧等新型結構，並根據不同部位採用不同汽封間隙，達到大幅度減少汽封漏汽量、提高機組真空度，實現機組運行經濟性的顯著提高。
6 結束語
目前國內300MW、600MW汽輪機作為主力機組在全國電廠中大量使用，提高機組出力、降低發電煤耗、提高機組熱力性能，是全國各大發電公司對機組進行技術改造的主要目標， 「王常春」節能汽封已經為全國主機製造廠配套及發電廠改造300MW、600MW汽輪機五十餘台，取得了令用戶十分滿意的效果，哈爾濱通能電氣股份有限公司將不斷總結經驗，嚴格設計、加工和安裝的質量控制，為汽輪機的節能、增效提供可靠的保證，為我國電力事業的發展做出積極貢獻。
Ⅳ 汽輪機的部分進汽度如何計算
汽輪機原理練習題 ，這些你看得懂就會了
1.1 已知噴管進口蒸汽壓力P0=8.4MPa，溫度t0=490℃，初速C0=50m/s；噴管後壓力P1=5.8MPa。試求：
①噴管前滯止焓、滯止壓力；
②若速度系數為0.97，噴管出口理想速度與實際速度； ③當P1降為臨界壓力時的臨界速度。
1.2 已知噴管前蒸汽參數為P0=8.824MPa，溫度t0=500℃；噴管後壓力P1=3.431MPa，蒸汽流量30kg/s，流量系數μn=0.96，問應採用何種噴管？並求噴管出口面積（若採用縮放噴管還應計算噴管喉部面積）。
1.3 一個具有斜切部分的漸縮噴管前的蒸汽壓力P0=1.078MPa，溫度t0=280℃，初速C0=90m/s，求此噴管的臨界壓力和臨界速度。當噴管出口P1=0.49MPa時，求噴管出口速度和汽流偏轉角，噴管出口角α1=15º。若此噴管的臨界流量Gc=13.89kg/s，求P1=0.392MPa，及P1=0.70MPa時該噴管的流量。
1.4 某汽輪機級前參數P0=10MPa，x0=0.93。級後壓力P2=4MPa，進入該級的初速動能δhc0=8kJ/kg，問最小反動度應為多少方能保證噴管斜切部分中汽流不發生膨脹？設汽流在噴管中為理想流動。
1.5 汽輪機某級的入口參數為P0=3.4MPa，溫度t0=435℃，該級反動度Ωm=0.38，級後P2=2.2MPa，該級採用漸縮噴管，其出口面積An=52cm2。試計算：
①通過噴管的實際流量；
②若級後壓力降為1.12 MPa，反動度降為0.3，通過噴管的流量又為多少？
1.6 某級級前參數P0=2.0MPa，溫度t0=350℃，級後P2=1.5MPa，反動度Ωm=0.15，速比x1=0.53，出汽角α0=14º，β2
=β1-6º，φ=0.97，
入口動能為0，試求：
①解出並畫出該級的速度三角形； ②輪周有效焓降和輪周效率。 1.7 試進行沖動級的熱力計算。
已知汽輪機轉速n=3000rpm，流過該級的蒸汽量G=60T/h，級平均直徑dm=1.44m，級理想焓降Δht=125.6kJ/kg，入口初速C0=91.5m/s，級前汽壓P0=0.0981MPa，干度x0=0.99，反動度Ωm=0.2，出汽角α1=19º。試求：
①進行噴管熱力計算，確定噴管通流面積和高度； ②進行動葉熱力計算，確定動葉通流面積和高度； ③畫出該級的速度三角形； ④內功率，內效率； ⑤畫出級的熱力過程線。
2.1 試求蒸汽初參數P0=8.83MPa，溫度t0=500℃及背壓Pc=1.08MPa時的背壓式汽輪機的重熱系數α。該機共有九級，調節級汽室壓力P2=4.9MPa，調節級內效率η=0.67，八個壓力級具有相同的
比焓降和內效率，汽輪機相對內效率η=0.83。蒸汽在進汽機構和排汽機構的損失可以忽略不計。
2.2 試問在某高壓汽輪機前端軸封的第一段中需要有多少片軸封片，才能使漏汽量不超過汽輪機設計流量的1.5%？已知該設計流量為179.2T/h，軸封直徑為55cm，軸封徑向間隙為0.05cm，流量系數為1，調節級汽室汽壓P0=4.1MPa，密度ρ0=13.49kg/m3，第一段軸封後壓力Pz=0.7MPa。
2.3 試求某級的軸向推力。已知該級為全周進汽整鍛轉子的葉輪，動葉平均直徑db=1.1m，主軸直徑為0.4m，動葉高度lb=0.30m，動葉前壓力P1=1.5MPa，動葉後壓力P2=1.4MPa，葉輪前壓力Pd= P1，隔板汽封為高低齒汽封，其有七個齒，級前壓力P0=2MPa，軸封槽深5mm。
3.1 設計工況下，漸縮噴管過熱蒸汽壓力P0=5.39MPa，噴管後壓力P1=3.63MPa，問當P0不變，流量減少一半時， P1應變為多少？
3.2 某高壓凝汽式汽輪機，調節級級前參數P0=8.43MPa，t0=480℃，調節級汽室壓力P2=3.92MPa，蒸汽流量G=200T/h，調節級內效率η=0.63。工況變動後，流量減為G1=150T/h，級效率假定不變，求調節級汽室壓力變為多少（計算時應考慮調節級汽室溫度的變化）？
3.3 因故拆除凝汽式汽輪機第七級隔板與動葉，當流量比設計值增大20%時，求調節級汽室壓力。已知設計工況下，調節級汽室、第七級前後壓力分別為6.01、2.62和2.19 MPa，忽略溫度的變化。
3.4 因結垢某汽輪機第2~5級與6~9級通流面積各減少5%和3%，在設計工況下，調節級後與第6、10級前後壓力分別為6.01、3.12、1.5 MPa，若流量比設計值增大20%，求第2-5級與6-9級的焓降變化了多少？
3.5 試確定某超高壓凝汽式汽輪機（P0=16.67MPa，t0=550℃）在蒸汽流量G=225T/h時各調速汽門之間的流量分配，以及調速汽門後的壓力。若假定通過全開汽門的汽流相對內效率為0.7，通過部分開啟汽門的汽流相對內效率為0.65，再求調節級的出口狀態點。
已知設計流量G=300T/h時，有四隻汽門完全開啟，第一隻汽門供給8隻噴嘴，第二隻汽門供給6隻噴嘴，第3、4隻汽門各供給4隻噴嘴，調節級後設計壓力為10 MPa，全開閥門後壓力為15.88 MPa，反動度為0，各噴管面積相等，各閥門重疊度為0.
3.6 某凝汽式汽輪機新汽參數P0=8.826MPa，t0=535℃，各調速汽門均全開時流量G=50kg/s，當新汽參數變為P01=8.2MPa，t01=540℃時，求全機流量和功率各變了多少？設排汽壓力Pc=5KPa，電效率ηd=0.82且均保持不變，閥門開度不變。
4.1 某凝汽式汽輪機的凝汽器在設計工況下蒸汽流量
Gc=20.7T/h，排汽壓力Pc=0.0147MPa，排汽焓hc=2448kJ/kg。冷卻
Ⅵ 汽輪機推力間隙是如何調整
附圖：（網路知道不能上傳圖片，需要的話請聯系我），給你個汽輪機推力瓦全部檢修及調整程序，比單獨講調整間隙更直接和深刻，可惜不能上傳間隙標識圖
1.1.1推力軸承檢修
1.1.1.1推力軸承解體：
a推力軸承蓋上油杯介體，拆除溫度計，拆開平頭緊固螺釘，旋出罩蓋，取出透明罩，外罩，最後旋出油杯。
b撥出推力軸承蓋上靠高壓側的立銷，和中分面定位銷兩只。
c松水平結合面螺帽，吊出軸承蓋。
d拆除推力瓦內蓋水平結合面螺栓，用支頭螺釘均勻頂起軸承內蓋30-40mm左右，然後吊去軸承蓋。
e拆松球枕水平接合面螺栓，撥出錐銷，用特殊吊環吊去球枕，並拆除推力瓦塊溫度計引出線。
f將擋油圈上拉彈簧松下，取出兩半擋油圈（改形後，是浮環式油擋，只需拆除平面螺釘即可取出擋油圈）。
g拆去推力瓦安裝環平面螺栓，取出上半隻正反方向的推力瓦安裝環，再挖出下半隻正反向的推力瓦安裝環。
1.1.1.2測量推力瓦間隙：
a推力軸承組合狀態，蓋上推力軸承的外蓋，打入錐銷，擰緊水平中分面螺栓。
b在推力軸承外殼上裝一百分表，測量桿支在推力球枕上且與軸平行，以測量瓦枕的軸向移動量。
c另一隻百分表測量桿支持在轉子的某一平面上，並與軸線平行。用千斤頂兩只，將轉子來迴向前後級限位置，讀出百分表的最大與最小的指示值。轉子百分表的差值便是總竄動量，以竄動量減去瓦枕移動量、即為推力瓦間隙，都可通過調整瓦枕外軸向調整環墊片解決。
1.1.1.3檢查推力瓦塊：
a檢查瓦塊烏金工作面並測量瓦塊厚度與原始值比較，如異常應查明原因，作必要處理。
b檢查瓦塊背部搖擺線和銷釘，推力瓦組合後，檢查每塊瓦塊的搖擺度。
c檢查測溫元件和導線。
d檢查推力瓦塊楔形進油間隙：
用鋼皮尺擱在瓦塊烏金面上，用塞尺測量楔形外口油隙，根據軸承烏金上接觸痕跡，觀察油隙形狀是否符合圖紙要求。
e瓦塊組合後在平板上檢查接觸狀況。
1.1.1.4檢查檔油圈烏金及間隙。
1.1.1.5檢查回油檔油環間隙並調整（按軸瓦內油檔調整方法進行）
1.1.1.6檢查推力軸承外殼及附件。
1.1.1.7按解體程序逆序組裝，組裝結束後，復測推力瓦間隙並檢驗組裝是否正確。
1.1.2檢查發電機後軸承及勵磁機軸承座絕緣，為防止在運行中產生軸電流而造成軸瓦烏金的電腐蝕，在發電機後軸承，勵磁機軸承座底部和油管法蘭間加裝絕緣層（包括螺栓絕緣套管，墊圈）：
1.1.2.1絕緣電阻在汽輪發電機中心調整結束後，進行測量。
1.1.2.2將發電機轉子用行車起10mm左右。
1.1.2.3用厚0.5mm左右的絕緣布或青殼紙墊在軸頸與軸瓦間，使軸與軸瓦完全隔開。
1.1.2.4用500伏搖表測量軸承座對地電阻。
1.1.2.5如發現電阻小於規定值，應逐步分解找原因，一般可先拆除油管，然後逐只松座架螺栓，直至吊起軸承座重新檢查墊片為止。
1.1.3緊基礎底腳螺栓（不常修項目，各道軸承座底腳螺栓每次大修要檢查，每隔一次大修或機組有振動時應將底腳螺栓緊一遍）。
1.2質量標准
1.2.1軸承合金錶面光滑，無脫胎，碎落，裂紋腐蝕，過熱和異常磨損。
1.2.2軸瓦間隙（mm）
第一瓦（￠300） 兩側油隙：0.20-0.30
頂部油隙：0.30-0.55
頂軸油隙：0.02-0.04
頂軸油麵積:35×45
第二瓦（￠325） 兩側油隙：0.25-0.35
頂部油隙：0.45-0.60
頂軸油隙：0.02-0.04
頂軸油麵積:40×55
第三瓦（￠325） 兩側油隙：0.25-0.35
頂部油隙：0.45-0.60
頂軸油隙：0.02-0.04
頂軸油麵積:40×60
第四瓦（￠300） 兩側油隙：0.20-0.30
頂部油隙：0.30-0.55
頂軸油隙：0.02-0.04
頂軸油麵積:45×65
第五瓦（￠160） 兩側油隙：0.10-0.15
頂部油隙：0.15-0.25
頂軸油隙：0.02-0.04
頂軸油麵積:45×65
1.2.3軸頸與下瓦接觸均勻,接觸角60度左右,軸瓦兩端5-10mm范圍內保持與軸頸間0.02mm
楔形間隙,以免引起軸向振動。
1.2.4檔油板間隙mm
A:0.30-0.5
B:0.08-0.14
C:0.1-0.32
D:0.1-0.30 見圖「檔油板間隙」
1.2.5檔鑲入的齒片不松動，水平結合面無貫穿槽紋或張口（0.05塞尺塞不進）。
1.2.6承緊力或間隙：
1.2.6.1瓦枕與球面殼體間緊力 0-0.02mm
1.2.6.2球面殼體與球枕緊力 0-0.02mm
1.2.6.3球枕與軸承蓋間緊力 0.10-0.15mm
(以上緊力值均為運行狀態下的應有數值，具體安裝值應根據各道軸承內外溫差作適當修正；即外殼溫度高的軸承宜適當增加緊力。)
1.2.7瓦枕的每塊墊鐵接觸痕跡應占總面積70％以上，均勻分布，瓦上每塊瓦枕鐵里墊片不超過四張，且薄厚均勻平整，無毛刺。
1.2.8吊去轉子後，球枕左右有兩塊墊鐵塞尺塞進，底部可塞0.05-0.07mm。
1.2.9瓦枕：球面殼體，瓦枕結合面接觸良好，0.03mm塞尺塞不進，紅丹粉檢查接觸面積不少於75％且接觸均勻。
1.2.10軸承座進排油口暢通清潔，油室內清潔無雜物。
1.2.11座蓋之結合面平整光滑、無貫穿斑痕。
1.2.12頂軸油管清潔暢通不滲漏。
1.2.13推力瓦塊烏金錶面完整，無裂紋剝落，脫胎，磨損、電腐蝕痕跡和過載發白、過熱熔化、或其它機械損傷各瓦塊工作印痕大致均勻類同。
1.2.14推力瓦烏金厚度一般為1.50±0.10mm、瓦塊厚度與原始記錄比較無明顯磨損，瓦塊楔形油隙區符合圖紙要求入口間隙0.50mm。
1.2.15瓦胎內外弧及銷釘孔無磨亮痕跡、搖擺支承線無明顯磨損、瓦塊組裝後能沿搖擺線自由搖擺。
1.2.16推力瓦軸封間隙（mm）
a:0.04-0.12
b:0.04-0.12
δ1（工作面） 0.10
δ2（非工作面） 0.50
1.1.1推力瓦兩側浮環密封檔油圈組裝正確,拉彈簧無嚴重變形。上、下半隻螺紋槽互相吻合。烏金無脫胎、裂紋、剝落。組裝後用0.03mm塞尺檢查中分面無間隙。
1.1.2推力瓦軸向間隙0.04-0.06mm；瓦枕竄動〈0.05mm。
1.1.3推力瓦塊在全組合狀態下檢查與推力盤接觸的印痕面積不少於75％（各瓦塊大致相等並接觸均勻）。
1.1.4推力軸承外殼結合面定位銷與孔拂配不松動、彎曲：外殼上下兩半不錯位。
1.1.5推力瓦回油調節閥開度符合正常回油量要求（運行中瓦溫正常）。
1.1.6組裝後推力瓦內無垃圾雜物。
1.1.7推力軸承擋油圈拉緊彈簧裝復後應拉長58-65mm，以保證擋油圈上、下中分面密合。
1.1.8軸承座底部的絕緣板清潔無油垢（最好採用兩層絕緣墊板並與鋼墊片交錯堆選呈塔狀、絕緣墊片用汽油或丙酮洗凈烘乾）。組合後絕緣值大於1兆歐。
1.2注意事項
1.2.1吊出軸承蓋或球枕，球面殼體時注意檢查平面或頂部有無墊片。如有墊片應測量厚度，作好記錄，並妥善保管。
1.2.2第一道軸承吊出前，應先吊去調速部分蓋。
1.2.3吊低壓後軸承蓋時，應先拆除低壓軸承外油檔上半隻的垂直面螺栓、待吊出軸承蓋後再取出油檔。
1.2.4園筒形和橢圓形軸瓦，壓油隙前應先調整好瓦襯的緊力。
1.2.5壓青鉛絲測油隙時，青鉛絲放置的位置應避開上瓦頂部回油槽。
1.2.6軸瓦油隙不正確，不應盲目處理、應對照歷次記錄、查明原因後再作處理。
1.2.7目前製造廠不供應橋規，各廠應自製橋規並將機組編號及軸承編號打在橋規上。測量時按標記位置放置平穩，使用塞尺不超過三片，將塞尺緊壓在軸頸上、輕輕地在間隙中移動，以塞尺正好碰上橋規凸緣而又能通過間隙時為准。
1.2.8外油檔與軸承座用螺栓緊固時，螺孔不可與油室貫通，以免油從螺紋中漏出，用修刮平面的方法調整油檔上下間隙時，不可修刮過多以免固著螺孔銼得過大、從螺孔中漏油。
1.2.9捻打油檔銅齒時，注意勿使銅齒斷裂。
1.2.10注意檢查保持內油檔疏油孔（口）暢通。
1.2.11用青鉛絲測油隙緊力時放置在頂部的青鉛絲不能太粗，以免軸承蓋螺栓緊力過大使軸承蓋變形、引起測量誤差、青鉛絲放置的部位不能有凹坑麻點等、測量鉛絲厚度時應取最小值。
1.2.12球面殼體緊力不足時，可在球枕平面抽墊片或拂平面、但不可將墊片加在球面上。
1.2.13軸瓦平面墊片應和軸瓦平面外形一致，不可碰到軸頸，不可擋住環形油室。
1.2.14研刮軸瓦墊塊前、應先查明墊塊前後位置記號和窪窩情況和中心情況，以免重復反工。
1.2.15研刮操作時在窪窩內移動量宜小，一般動15-20mm即可。用大錘在軸瓦平面敲擊移動時要襯墊鋁板，防止將軸瓦平面敲毛。開始時應盡量先使左右兩側先接觸，避免底部頂硬，使軸瓦左右搖晃造成假象。修拂結束轉子吊入後應復查橋規值。
1.2.16球面不宜過度修拂兩側，以防兩側刮松後造成報廢。
1.2.17拂軸承平面時，注意平面傾斜度、防止拂偏。
1.2.18軸承扣蓋時，結合面塗料不宜塗得太多，以免劑入軸承室內，靠內側留一條邊不要塗。
1.2.19禁止用砂頭清洗軸承和軸承箱。
1.2.20進油孔的節流孔板不可裝反，或漏裝，孔口斜面應在進油側。
1.2.21裝上半軸承時，注意檢查調整油隙或緊力的墊片不可漏裝。
1.2.22軸瓦上及聯軸器護罩上的螺栓都要有防松裝置並裝置牢固。
1.2.23低壓缸後軸承上油檔墊片比較難裝，軸承座上油杯墊片比較窄，裝的時候均要注意放准，防止漏油。
1.2.24裝油杯銀溫度計表袋時要檢查表袋頂端不可和油杯頂煞。
1.2.25推力瓦塊的編號與位置不可任意交換、拆下的另部件都應做好記號，特別注意正反方向不可調錯。
1.2.26四隻推力瓦回油調節螺栓（節流閥）的長度（或開啟圈數）應先量好，做好記號，按原位置裝復。
1.2.27測量推力軸承間隙時，百分表架必須固定在靜止件上、不可放在軸瓦平面等可動部位。千手斤頂不可頂在葉片，葉輪外緣或聯軸器波形節等處，以防變形。千斤頂頂到百分表指示針不動時，應立即停止，不可硬頂。記錄表計讀數，應將千斤頂松去後讀出。
1.2.28推力瓦塊的熱電偶線裝復時不可碰壞，不可拎在電線上將瓦翻入。在裝復球面座時，注意推力瓦塊熱電偶引出線的密封，不可有油漏出。
1.2.29裝復推力軸承時，檢查上、下球面座之間不可有錯口。
1.2.30設備解體後應將絕緣墊片，墊圈，套筒立即揩清烘乾。
1.2.31測量未道軸承座絕緣時應將進出油管裝復後一起測，如果僅測軸承座，則油管裝復後應復測，電轉子冷卻水管裝復時應復測轉子對地絕緣。
1.2.32大修結束油漆時，注意不可把油漆塗到絕緣墊片上以免破壞絕緣。