在汽轮机启动过程和正常运行时会有蒸汽及一些漏入空气进入凝汽器。因此需要抽汽设备将汽水管路中的不凝结气体及时抽出，以维持凝汽器的真空，提高汽轮机设备的热经济性。射水抽气系统能很好的解决这些问题，该系统能在机组启动初期建立凝汽器真空并且在机组正常运行中保持凝汽器真空，确保机组的安全经济运行。
本文介绍了射水抽气系统的理论研究和设计方法。首先通过查表计算，由机组一些参数先确定射水抽气器的抽气容量、温度等各种所需参数。然后利用这些参数选出合适的射水抽气器，当射水抽气器完成选型后即可对该系统其它部件进行分析选型设计。本文通过对射水抽气系统的设计对射水抽气系统分析和研究，从而找到提高射水抽气系统效率的方法，并对射水抽气系统一些问题提出建议。
关键词：射水抽气器；射水泵；管道；阀门
Abstract
there will be steam and some leakage air into the condenser when the turbine startup and normal operation.So the air ejector is needed to draw out the non-condensed gas from the soft pipe in a timely manner to maintain the condenser vacuum and improve the thermal economy of the turbine equipment. Water System can solve these problems well,the system can establish condenser vacuum when the unit start up in the initial stage and maintain the condenser vacuum when the unit normal operation to ensure the safe operation of unit.
This paper describes the Water System study and design theory. First of all, by look-up table and calculation, determine the parameters of Water Jet Air Ejector exhaust capacity, temperature and other parameters required by some parameters of the unit. Then select an appropriate Water Jet Air Ejector by these parameters. When the selection of Water Jet Air Ejector completed,it is time to analyze and design for the Other components of the system. Based on the Water System design,this paper about analysis and research the Water System is to improve the Water System to find efficient ways and give advice to solve some problems of the Water System.
Key words: Water Jet Air Ejector；Eject pump；pipe；valve
前言
能源是工业进步社会发展的重要物质基础，随着科学技术的高速发展能源的消耗也越来越多。人类已面临了能源紧张的危机。而我国是世界上少有的几个以煤电为主的一次能源国家，对于中小型火电厂能源消耗大，环境污染严重。因此提高火电厂的热经济型节能减排已势在必行。
本论文以提高汽轮机系统的效率和经济性为目的对汽轮机的射水抽气器系统设计进行了研究和讨论。目前我国中小型火电厂的射水抽气系统的设计还不是很完善，主要通过性能试验和经验完成设计。本论文根据大量的资料将射水抽气系统的设计方法进行了明确，对系统的一些内容进行了整合和优化。论文的重点是对射水抽气系统的各个组成设备的理论研究和选型，从而对射水抽气系统设计理论进行完善。
在论文撰写的过程中，借鉴了大量的相关资料，同时得到了温小萍老师的大力支持和帮助，在此表示衷心的感谢。
由于水平有限，本论文有许多不足之处，望老师们批评指正。
1．绪论
汽轮机设备在启动和正常运行过程中，都需要将设备（特别是凝汽器）和汽水管路中的不凝结气体及时抽出，以维持凝汽器的真空，改善传热效果，提高汽轮机设备的热经济性。因此，由抽气设备，管道，阀门等组成的抽气系统是凝气设备中非常重要的组成部分。射水抽气系统是由射水抽气器，射水池，射水泵，凝汽器，阀门，管道为主要部件构成的。射水抽气器广泛作为于火电厂汽轮机凝汽的抽气设备。
1.1 选题的目的及意义
我国一些背压或凝气式汽轮机常采用射水抽气器作为抽气设备，采用射水抽气器的好处是简化抽气系统和热力系统，噪音低，安全可靠。射水抽气系统的主要关键部件是射水抽气器。对于低水头的射水抽气器，其优点更为突出，还可以辅助抽气器，系统简化，结构紧凑，喷嘴直径大，易于加工制造，运行中不易堵塞，维修方便，运行可靠，功率大，质量小，价格低廉，能获得更高一些的真空度。另外，射水抽气系统是保证汽轮机正常运行的系统之一，因而该系统的良好设计是保证汽轮机安全经济运行的重要一环，不容忽视。
与射汽式抽气器比较，采用射水式抽气器能够节省消耗在射汽式抽气器的蒸汽量，且不需要冷却器，提高了电厂的经济性。射汽抽气器工作蒸汽是从新蒸汽节流而来，因此产生节流损失，从效率上考虑是不经济的；如果射汽抽气器与单元制机组配套，当这种机组采用冷态滑参数启动方式时，还需要为射汽抽气器准备汽源。通过研究表明，综合射水抽气器和射汽抽气器相比较优点主要有以下三个方面：
(1) 射水抽气器不消耗蒸汽，射水抽气系统更为经济方便。
(2) 在同一台机组上，使用射水抽气器比使用射汽式抽气器效果好。两种抽气器在抽吸同样的空气量时，射水式抽气器可以在凝汽器喉部获得较高的真空度。
(3) 在抽气负荷增大时，射水抽气器的工作要比射汽抽气器稳定。
对于中小型火电机组凝汽器，抽气器选用射水抽气器更为合理和经济。因为射水抽气器对凝汽的真空和工作效率有着直接的影响，所以只有射水抽气系统合理高效的工作，才能正常的维持机组的真空度，汽轮机组才能正常的工作。因此对射水抽气器的研究对于维持汽轮机凝汽器真空，改善传热效果，提高汽轮机设备的热经济型是很重要的。并且对射水抽气系统设计研究对射水抽气系统的发展和汽轮机组的发展也有着重要的意义。
1.2 抽气设备的概述
用于汽轮机凝汽器的抽气器其工作特点：一是抽吸的真空并不要求很高，为了维持凝汽器在多种工况下正常工作，其抽吸压力一般在0.00267~0.0533MPa就可以了；二是抽气速率和抽气量都很大，且抽出的介质为汽气混合物。抽气器的任务就是将漏人凝汽器内的空气和蒸汽中所含的不凝结气体连续不段地抽出，保持凝汽器始终在高度真空下运行，抽气器运行状况的优劣，影响着凝汽器内绝对压力的大小，对机组的安全，经济运行起着重要的作用。
抽气器设备的型式很多，按其工作原理可分为容积式（或称机械式）和射流式两大类。射水抽气器属于射流式抽气器，这是利用具有一定压力的流体，在喷管中膨胀加速，以很高的速度将吸入室内的低压气体吸走。射流式抽气器没有运动部件，制造成本低，运行稳定可靠，占地面积小，能在较短时间内（通常5~6min）建立起所需要的真空，且可回收凝结水。
抽气器型式的选择主要根据汽轮机设备的情况和抽气设备的特点来考虑。例如，对于高中压母管制额定参数启动的机组，工作蒸汽来源方便，多采用射汽式抽气器。而对于高参数大容量单元制机组，若采用射汽式抽气器，则因其过载能力小，需要另设启动抽气器，滑参数启动时，还需要有其他工作蒸汽来源，使系统复杂，经济性下降；而采用射水抽气器，则管道系统简单，维护工作量少，启停快，但需要配射水泵和专用水箱，占据空间也比射汽式大。采用机械式抽气器则启停灵活、效率高、但地少，但造价高，维护工作量较射流式大。欧美等国电站采用机械式抽气器较多。目前，我国生产设计的非再热机组、中小型机组用射汽抽气器，单元制一般用射水抽气器。由于一些机组抽气器运行时间较长，进行了一些改造，最近几年大有把真空泵引入中小型机组的趋势。
1.3 射水抽气系统的发展
射水抽气器的出现已有一百多年历史 ,但普遍用于汽轮机组凝汽器上是从本世纪年代初开始的。最早使用的是瑞士勃郎一鲍浮利 （B、B、C）工厂生产的汽轮机组上 ,后来为其它国家所广泛采用,在抽气器发展史上沿用了四十多年其构造无多大改变。
射水抽气器的最初形式是单通道短喉部射水抽气器，最早使用的是瑞士勃郎一鲍浮利 （B、B、C）工厂生产的汽轮机组上 ,后来为其它国家所广泛采用,在抽气器发展史上沿用了四十多年其构造无多大改变。单通道短喉部射水抽气器抽气器在世界各国从20年代初一直沿用到60年代中期。70年代初,国产大型凝汽式汽轮机所配套的射水抽气器，这种型式与旧勃郎一鲍浮利式这种抽气器在结构上有改进,但仍无重大突破。压缩效率低于25﹪,抽吸每公斤耗功高达3.5kW。
50年代末,苏联全苏热工研究所提出了四喷嘴抽气器的改革方案,并作了多次试验台及工业性试验,目的是提高旧式抽气器效率。
该型抽气器的构造特点是：
（1）水喷嘴由一只改成四只,而总截面积基本不变；
（2）空气进口由单侧改成双侧,对称排列,避免单侧进气时射流喷入喉管的气相偏流。实验证明这种偏流确实存在。
由单喷嘴改为四喷嘴基于,当时人们对抽气器工作原理的认识：工作水由喷嘴射人吸人室,由于水流束对气体的粘滞作用,水束将气体带人喉管,使吸人室形成真空,而水束在吸人室中尚未来得及破碎成小滴,所以只有水束的外缘才能对气体产生较强的粘滞作用。在喷嘴总面积不变的情况下,增加喷嘴数目,将使水束在吸人室的分布更趋均匀,其外缘对气体的附吸、粘滞作用更强烈。
这一改进未能达到预期的效果，这是因为采用多喷嘴,对于液一液一相喷射泵,确是能提高效率（例如汽轮机的注油器）。但使用在水一气两相流的射水抽器中,效果则不明显,往往还产生了更为严重的喉口冲击,虽然单侧进气改为双侧进气能有效地改变气体进人喉管时的偏流。该型抽气器未能得到普遍推广。
70年代,很多国家都对抽气器的工作原理进行了深人研究。原苏联“全苏热工研究所”较早发表这一成果,他们在液流能量方程的基础上导出了射水抽气两相流的能量平衡方程,从理论上首先定量地阐明了长喉管对抽气器工作的作用。
80年代中期为了适应大型汽轮机组的发展需要。全苏热工研究所将抽气器加以改进,将原有的扇形通道改成圆形,并以此作为母型进行一系列的对比试验。在理论上采用了一套较为合理的计算方法。研制成了一种七通道长喉型抽气器。
随着技术的进步科技的发展，射水抽气系统中的关键部件射水抽气器有了较大的进步和发展，在我国目前较为先进的是低耗搞笑多通道抽气器，这种抽气器的特点主要是：①.多通道抽气器具有结构简单无机械传动，使用安全，运行寿命长，噪声低，投资少；②.对水质要求较低，运行部件不结垢；③.具有良好的启动型，小能耗、高效率、建立真空快；④.具有余速抽气性能，可抽吸轴封加热器气体。
1.4 射水抽气系统设计方法
本次设计是根据所选汽轮机凝汽器的型号为标准设计相应的射水抽气系统。经过计算和查表，由凝汽器的型号参数先确定射水抽气器的容量。当射水抽气器的容量大小确定后，即可对该系统的设计安装进行研究和分析。由射水抽气器的大小对射水泵和阀门进行选型，本次设计射水泵设两台，一台运行一台备用，备用泵应按照自启动设计。同时对射水池进行设计，确定射水池的大小容量，射水池要采用合理的结构满足系统需求，射水池要尽可能的结构简单，方便维修，节约场地。射水抽气器，射水池，射水泵，阀门都设计完毕后对管道进行选型，管道要简单，布置合理，节约能耗。最后对射水抽气系统进行安装。这就是本次射水抽气系统的设计方法。
2．射水抽气器理论研究
射水抽气器是射水抽气系统的关键设备。主要由工作水入口室，喷嘴，混合室，扩散管和逆止门等部件组成，工作原理是：由射水泵供给的压力水，通过进水管进入水室后，再进入喷嘴。在喷嘴中水的静压力能转换成速度能，水以高速通过混合室形成高度真空，抽吸凝汽器中的不凝结气体并与之混合一起进入扩散管，降入升压后排入射水池。在射水池中，不凝结气体逸出大气。射水抽气器的选择对系统是至关重要的。
2.1射水抽气器简介和特点
2.1.1 射水抽气器的型式
一般的，目前我国电站等设备多用的射水抽气器有以下几种型式：
(1) 长喉部射水抽气器。这种射水抽气器的特点是喉管长度与喉管截面直径比值不小于18。效率要比短喉射水抽气器高，应用也极其广泛。
(2) 短喉部射水抽气器。短喉管部射水抽气器的喉管长度与喉管截面直径比值为2～5的射水抽气器。
(3) 单通道射水抽气器，单通道射水抽气器即为单个喉管的射水抽气器。
(4) 多通道射水抽气器，多通道射水抽气器是指有两个或两个以上通道的射水抽气器。
2.1.2 结构
我国设计制造的高压凝气式机组中，较多的是用射水抽气器作抽气设备。
图为典型的射水抽气器，它主要由工作水入口水室、喷嘴、混合室、扩压管和止回阀等组成。在喷嘴前安装有水室，以防止工作水在进入喷嘴前形成漩涡，并提高喷嘴的工作性能。
工作水压保持在0.2~0.4MPa，由专用的射水泵供给。压力水经过水室进入喷管，喷管将压力水的压力能变成速度能，以高速射出。在混合室内形成高度真空，使凝汽器内的气、汽混合物被吸入混合室，在混合室内，气、汽混合物和水混合后一起进入扩压管。
工作水在扩压管中流速逐渐降低，由速度能转变成压力能，最后在扩压管出口其压力升至略高于大气压力而排出扩压管进入冷却池。为防止升压泵发生事故，使供水压力降低，导致喷嘴的工作水吸入凝汽器中，必须在射水抽气器的气。汽混合物的入口装有止回阀。
1．工作水入口 2.喷嘴 3.混合室 4.扩压管
5.逆止阀 6.上水室 7.水室平衡孔
图2-1 射水抽气器
2.1.3 连接方式
射水抽气器在系统中的连接方式通常有两种：一种方式是开水供水方式，工作用射水泵从凝汽器循环水入口管引出，经抽气器后排出的汽、水混合物引到循环水出水管中；另一种方式是系统设有专门的工作水箱，水箱给射水抽气器提供工作水，工作水在射水抽气器内喷射抽气后从夹带着凝汽器的未凝结空气和漏人空气流回水箱，这种方式叫做闭式供水方式。由于受水源的，一般热力发电厂都采用闭式供水方式。
2.1.4 喉部结构特征对射水抽气器工作性能的影响
（1）喉度的影响。研究成果表明，提高射水抽气器经济性的关键在于其喉部获得水、气混合物的临界流动工况，而临界流动工况的实现又以在喉部水、气混合物完全充满，并在压缩增压前混合的均匀程度达到足够高的条件为前提。在长喉部射水抽气器中，正由于喉部有足够的长度在一定的流体参数和几何参数下足以使水、气混合物的流动逐渐趋于均匀而获得临界流动工况，此时，复环流损失及突然压缩损失均可达到最小值，提高射流效率。这一点在短喉部射水抽气器中是达不到的。因而大大节省了功耗。
短喉部射水抽气器和长喉部射水抽气器的对比：①.无论是长喉部还是短喉部射水抽气器，随着工作水压力的增高，虽然工作水流量随之减少，但是功耗却随之增加，因此高工作水压射水抽气器的经济性不如低工作水压下的经济性好。②.短喉部射水抽气器的比功耗为1.84~2.26，长喉部射水抽气器的比功耗为1.33~1.76，显然与短喉部相比，长喉部射水抽气器的经济性明显地提高。③.在低工作水压下，长喉部射水抽气器比短喉部的工作水量的降低量要大于高工作水压条件下工作水量的降低量，导致在高工作水压下长喉部射水抽气器比短喉部的耗功的降低率要小于低工作水压条件下耗功的降低率，因此表明，在低工作水压条件下，长喉部射水抽气器的经济性更为显著。
短喉部射水抽气除经济性差之外，还存在着结构落后，机械加工工作量大，铸件毛坯报废率高，运行时振动噪声大等缺陷。因此，短喉部射水抽气器已经逐步被长喉部射水抽气器所代替。
不仅如此，喉度还对抽气器的流量比有着较大的影响，通过研究表明，在一定范围内增加喉管的长度，可以提高流量比。
(2) 多通道抽气器。多通道抽气器采用吸入室内有分流室的结构作为主要通道和以小孔群方式组合的辅助通道，以降低气阻，消除气相偏流，增加两相质点能量交换；同时应用了新的计算方法，经过对比实验确定了吸入室几何结构、喉部形状、喉颈喷嘴面积比、喉颈喷嘴径比等，并根据不同抽气的容量，选择通道数及水压，以获得最佳截面与流速，实现吸入室的高效率。根据等截面喉管末端仍具有较高流速及整个喉管之间流速互不干涉原理，该型抽水器实现了喉管下段及出口的分段抽气；所提供的后置式抽气器也多为多通道，可供抽吸轴封加热器之空气。
多通道射水抽气器和旧型相比，优点如下：
1涡旋斜切空气喷嘴，可使水束外的空气层更加有效地约束高压水束的扩张，使汽水混合物顺利地进入喉部并排至大气。
图2-2 斜切空气喷嘴
2涡旋斜切喷嘴的设计，使进入内部通道的每个水束发挥同等高效，解决气水分布不均，水束做功不均的现象。
3该抽气器的喉部设计了带缓冲均压室的聚流口，吸收噪音，减少抽气器的振动从而进一步提高了抽气器效率。
4抽气器喉部内侧设有扰流螺旋，消除边界层和气体析出上飘，加强气、水混合。结构如图。
5抽气管喉部上侧空气管入口处装有止回阀，可有效地防止汽机停机时凝汽器真空的快速下降。
图2-3 各类型射水抽气器
2.2 射水抽气器抽出的产物确定
射水抽气器设备是汽轮机主要辅助设备之一，在机组正常运行时，需要用射水抽气器及时的抽出凝汽器及真空系统中漏人的不凝结气体，维持凝汽器的真控。抽气器在维持机组真空和机组的安全正常运行有着十分重要的作用。
射水抽气设备在机组运行中必须能正常的从凝汽器中抽出不凝结蒸汽，以产生与物性参数和传热相适应的最小蒸汽凝结压力，需要抽出的不凝结气体的主要来源包括以下几项，但不以次为限：
(1)所存在低于大气压下运行的系统中漏人的空气；
(2)进入凝汽器的疏水和排放释放出来的气体；
(3)进入凝汽器补给水释放出来的气体；
(4)在闭式循环中使用凝结水平衡箱内所产生的气体；
(5)在某些形式的核燃料的循环中，给水离解出来的氧气，氢气以及其它不凝结气体。
具体的真空系统的空气分为正常漏人与非正常漏人两方面。正常漏入的途径有：
① 汽轮机低压轴封、真空系统阀门门杆水位计填料等处漏入空气；
② 汽轮机排气疏水中折出的气体。其数量每种机组都有经验数据，加上一定的富裕量后即为制造厂确定抽气器单台容量的依据。
非正常漏入空气的途径有：
① 低压缸中分面不严密处漏入的空气；
② 排气缸与凝汽器接口及其它真空管道、容器裂口处漏入，由于这些设备由缺陷漏入的气体最大值无法预料，所以一般不作为确定抽气器单台容量的依据。
除了不凝结气体，还需要抽出一定的附带蒸汽，以保证凝汽器的正常运行，并产生合理的气流速度，使凝汽器汽侧的腐蚀减小到最小程度。
2.3 射水抽气器设计参数
2.3.1 抽气器的容量确定
抽气器的容量是指在设计工况下，单位时间内抽气器所抽干空气的质量。
汽轮机发电机组在启动初期建立凝汽器真空以及运行过程中保持凝汽器真空都需要抽真空系统完成。国内外汽轮机组抽气装置容量的确定大多采用美国热交换协会(HEI)《表面式凝汽器表转》推荐的计算方法。抽气装置的设计容量不应小于HEI的规定，应保证在各种运行工况下，有足够的抽气能力。从HEI标准确定漏人汽轮机组空气量的计算中可以看出，由凝汽器中抽出的汽气混合物量与汽轮机低压缸的排气量、辅助汽轮机的排气量及排气口数目、凝汽器客体数目有关。也就是说漏人的空气量不单与排气量大小有关，而其与排气口数目、凝汽器壳体数目有关。这一观点抛弃了过去那种只与排气量有关的粗糙近似公式（如别尔曼公式）。由于HEI标准给抽气器装置容量计算带来了满意的经济效果，所以被世界各国所公认。
当采用多壳体凝汽器时，可选用并联抽气或串联抽气器方式。当采用多背压单壳体或多壳体时，可按每一压力凝汽器壳体或每一壳体的一个压力确定抽气器装置的总设计容量。
抽气装置的设计抽吸空气量应等于或大于按HEI标准设计的数值，即C=GV／Gh
式中，C为储备系数；GV为抽气装置设计抽吸空气量，kg/h；Gh按HEI标准计算的漏人空气量，kg/h。
根据美国热交换学会（HEI）提出的标准，抽气器的容量应不小于表中规定值。其选择方法按凝汽器壳体数，排气口总数和每个排气口有效蒸汽量来选定。应注意的定义：
(1)每个主排汽口的有效蒸汽流量。将主汽轮机和给水泵汽轮机排气量的总和除以主汽轮机排汽口数，即得每个主排汽口的有效蒸汽流量。
(2)排汽口总数。排汽口总数为主汽轮机排汽口数加上给水泵汽轮机的总台数。
(3)混合物状态参数。混合物总量是在3.4kpa和22℃状态下计算得出的。
表2-1 抽气设备的容量
| 单壳体凝汽器 (kg/h） | |||||||
| 每个主排气口的 有效蒸汽流量 | 项 目 | 排气口总数 | |||||
| 1 | 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | ||
≤11340 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 6.12 13.47 19.60 | 8.16 17.96 26.13 | 10.21 22.45 32.66 | 10.21 22.45 32.66 | 15.33 33.75 49.08 | 15.33 33.75 49.08 |
11341~22680 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 8.16 17.96 26.13 | 10.21 22.45 32.66 | 15.33 33.75 49.08 | 15.33 33.75 49.08 | 20.41 44.91 65.32 | 20.41 44.91 65.32 |
22681~45360 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 10.21 22.45 32.66 | 15.33 33.75 49.08 | 20.41 44.91 65.32 | 20.41 44.91 65.32 | 25.49 56.06 81.56 | 25.49 56.06 81.56 |
45361~113400 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 15.33 33.75 49.08 | 25.49 56.06 81.56 | 25.49 56.16 81.56 | 30.62 67.36 97.98 | 35.70 78.52 114.21 | 40.82 .81 130.63 |
113401~226800 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 20.41 44.91 65.32 | 30.62 67.36 97.98 | 35.70 78.52 114.21 | 40.82 .81 130.63 | 51.03 112.26 163.29 | 51.03 112.26 163.29 |
226801~453600 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 25.49 59.06 81.56 | 40.82 .81 130.63 | 40.82 .81 130.63 | 51.03 112.26 163.29 | 61.23 134.72 195.95 | 61.23 134.72 195.95 |
453601~907200 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 30.62 67.36 97.98 | 51.03 112.26 163.29 | 51.03 112.26 163.29 | 61.23 134.72 195.95 | 71.44 157.17 228.61 | 71.44 157.17 228.61 |
907201~1360800 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 35.70 78.52 114.21 | 51.03 112.26 163.29 | 61.23 134.72 195.95 | 71.44 157.17 228.61 | 81.65 179.62 261.27 | 91.85 202.08 293.93 |
1360800~1814400 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 40.82 .81 130.63 | 61.23 134.72 195.95 | 71.44 157.17 228.61 | 81.65 179.62 261.26 | 91.85 202.08 293.92 | 102.06 224.53 326.59 |
| 双壳体凝汽器 (kg/h） | |||||||
| 每个主排气口的 有效蒸汽流量 | 项 目 | 排气口总数 | |||||
| 2 | 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | ||
45361~113400 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 30.62 67.36 97.98 | 40.82 .81 130.63 | 40.82 .81 130.63 | 40.82 .81 130.63 | 51.03 112.26 163.29 | 51.03 112.26 163.29 |
113401~226800 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 40.82 .81 130.63 | 40.82 .81 130.63 | 51.03 112.26 163.29 | 61.23 134.72 195.95 | 61.23 134.72 195.95 | 71.44 157.17 228.61 |
226801~453600 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 51.03 112.26 163.29 | 51.03 112.26 163.29 | 61.23 134.72 195.95 | 71.44 157.17 228.61 | 81.65 179.62 261.27 | 102.06 224.53 326.59 |
453601~907200 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 61.23 134.72 195.95 | 71.44 157.17 228.61 | 81.65 179.62 261.27 | 81.65 179.62 261.27 | 102.06 224.53 326.59 | 102.06 224.53 326.59 |
| 907201~1360800 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 71.44 157.17 228.61 | 81.65 179.62 261.27 | 81.65 179.62 261.27 | 102.06 224.53 326.59 | 122.47 269.43 391.90 | 122.47 269.43 391.90 |
1360800~1814400 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 81.65 179.62 261.27 | 102.06 224.53 326.59 | 102.06 224.53 326.59 | 122.47 269.43 391.90 | 142.88 314.34 457.22 | 142.88 314.34 457.22 |
| 三壳体凝汽器 (kg/h） | |||||||
| 每个主排气口的 有效蒸汽流量 | 项 目 | 排气口总数 | |||||
| 3 | 4 | 5 | 6 | 7 | 8 | ||
113401~226800 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 61.23 134.72 195.95 | 61.23 134.72 195.95 | 76.57 168.46 245.03 | 76.57 168.46 245.03 | 76.57 168.46 245.03 | 91.85 202.08 293.93 |
226801~453600 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 61.23 134.72 195.95 | 76.57 168.46 245.03 | 91.85 202.08 293.93 | 91.85 202.08 293.93 | 107.18 235.82 343.00 | 107.18 235.82 343.00 |
453601~907200 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 76.57 168.46 245.03 | 91.85 202.08 293.93 | 107.18 235.82 343.00 | 107.18 235.82 343.00 | 122.47 269.43 391.90 | 153.09 336.79 4.88 |
907201~1360800 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 91.85 202.08 293.93 | 107.18 235.82 343.00 | 122.47 269.43 391.90 | 153.09 336.79 4.88 | 153.09 336.79 4.88 | 153.09 336.79 4.88 |
1360800~1814400 | 干空气量 水蒸气量 混合物总量 | 107.18 235.82 343.00 | 122.47 269.43 391.90 | 153.09 336.79 4.88 | 153.09 336.79 4.88 | 183.70 404.15 587.86 | 183.70 404.15 587.86 |
表2-2 抽气容量的换算
抽气器容量
| 标准m3/min | 凝结水含量 Ug/L | 抽除的非凝结气体量L | 非凝结气体量q 标准m3/min |
≤0.566 | 42 | ≤50 | |
| 14 | ≤35 | ||
| 7 | ≤25 | ||
| 0.566＜Q≤1.132 | 42 | ≤50 | |
| 14 | ≤25 | ||
| 7 | ≤15 | ||
| ＞1.132 | 42 | ≤0.566 | |
| 14 | ≤0.283 | ||
| 7 | ≤0.170 |
(1)多压单壳凝汽器的抽气容量对于每一压力区可选择的抽气系统，也可选择一容量较大的单一抽气系统，并确定那个相应的容量。
(2)使用射汽抽气器，进入其冷却器的凝结水按凝汽器可能出现的最高压力下的蒸汽饱和温度来计算。
(3)核电机组按表确定容量时，还应考虑在循环中排入凝汽器的附加非凝结气体。
(4)当有旁路蒸汽全负荷排放时，循环水泵全部或部分投入，抽气器应能抽吸出比凝汽器的最高压力所对应的饱和温度低4.16℃的非凝结气体。
2.3.2 抽气器的吸入压力
射水抽气器的吸入压力是指汽、气混合物入口管法兰前D1或610mm处的绝对静压力。
抽气器的任务是将漏人凝汽器内的空气和蒸汽中所含的不凝结气体连续不断的抽出，保证凝汽器始终在高度真空下运行。而用于汽轮机凝汽器的抽气器其抽吸压力一般在0.00267~0.0533Mpa就可以。
为了调整好抽泣设备和凝汽器的运行，通过查阅资料，推荐抽气器设备的吸入压力应按照下列要求：
(1)电站汽轮机凝汽器
设计吸入压力为3.386kpa(绝对)或凝汽器设计压力，取二者的最小值，最终选择还应该考虑在整个预期的运行压力内的凝汽器与其抽气设备的协调运行，此外，当选择设计吸入压力时，还应考虑抽气设备的实际位置。
(2)工业或船用汽轮机凝汽器
设计吸入压力为凝汽器设计压力减去3.386kpa(绝对)或为运行所要求的最低压力，取二者最小值，其值最低为3.386kpa。
由于凝汽器是处于负压下运行，因从而从真空系统不严密处有空气漏人，它将严重影响凝汽器内的凝结换热，为了维持凝汽器内合理的真空，必须随时把凝汽器内的非凝结气体抽出。抽气器从凝汽器中抽出的气体是气、汽混合物，通常情况下混合气体按质量分，空气占1／3，水蒸气占2／3.水蒸汽被抽吸到抽气器后与工作水混合排到射水池内放热，从而使工作水温升高。
射水抽气器的性能方程为：
（2-1）
式中，pm为抽气器吸入 压力；tw为抽气器工作水温度；ps为工作水温度所对应的饱和蒸汽压力；Da为抽吸干空气的质量流量；Va为抽吸干空气的体积流量。
由式中，工作水温度升高，对应饱和蒸汽压力增大，在抽吸的干空气量不变的情况下，抽气器吸入压力增大，抽吸能力下降，凝汽器真空也随之下降。
2.3.3 抽气器的吸入温度
抽气的吸入温度是指在射水抽气器吸入口处被抽吸的汽气混合物的温度。
被抽吸的汽气混合物温度应为吸入室压力下，饱和蒸汽温度减去下列两个温度值中较高的一者。
(1)饱和蒸汽温度与循环水进口设计温度之差的25％
(2)4.16℃
运行中，抽气口蒸汽的实际温度受到运行特征，不凝结气体的负荷和抽气设备的容量特性的影响，和设计温度可能有所差别。
2.3.4 工作水温度
工作水温度是射水抽气器进口水的温度。
根据式（1）可画出射水抽气器的特性曲线，如图。由图可知当工作水温超过30℃时，每升高5℃，吸入室的压力提高约1.97kpa。另一方面，根据水蒸气的热力性质，由于射水温度高于射水抽气的温度高于射水抽气器喉部压力所对应的饱和温度，使得部分水汽化，体积突然膨胀，以国产200MW机组为例，当工作水温升高到30℃时，工作水汽化后的水汽总的体积流量为汽化前的3841倍，工作水流量下降，抽气器吸入室压力突然升高，抽吸能力下降，从而影响凝汽器的真空。
表2-3 工作水温变化与射水抽气器抽吸压力的关系曲线
对于凝汽器的工作水温度选择，一般按照当地的气象、水文条件及补水量。一般推荐：15℃、20℃、25℃或用户要求。
根据演马电厂的当地气象和机组要求，工作水温设计为20℃比较合适。
2.3.5 工作水压力
长喉部的射水抽气器一般取0.18～0.40MPa（a）
短喉部的射水抽气器一般取0.30～0.60MPa(a)
本次射水抽气器的选型工作水的压力，符合上述的规定即可。
3．射水抽气器的计算及选型
3.1 射水抽气器的计算所需要的量
3.1.1 演马电厂的机组参数
本次射水抽气系统的设计是以河南煤化集团演马电厂的汽轮机组为基础设计的。由于射水抽气系统的设计核心是射水抽气器的选型，所以本章以演马电厂机组参数为基础对射水抽气器选型所需的参数进行计算。通过查照演马电厂三号机组运行规程确定射水抽气器计算所需的参数，以下是演马电厂机组的具体参数：
(1)汽轮机型号
演马电厂的汽轮机是FC25-3.43/0.4型非调整抽汽式汽轮机。这种汽轮机是中温中压，冲动凝气式汽轮机。
(2)汽轮机主要规范
表3-1 汽轮机主要规范
| 额定功率 | 25MW | 最大功率 | 28MW |
| 旋转方向 | 顺时针 | 转速 | 3000r/min |
| 级数 | 十三级 | 回热抽汽级数 | 五级 |
表3-2 凝汽器主要参数
凝汽器
| 型号 | N-2002-Ⅰ | 型式 | 分列二道制表面式 | 管径 | Φ25×0.7 |
| 冷却面积 | 5400t/h | 管长 | 6560mm | 管子材料 | Sus304 |
| 设计冷却水温 | 20℃ | 冷却水阻力 | 0.0343MPa | 管数 | 3920 |
本次射水抽气器选型计算所需要确定的量有：工作水压、工作水温、吸入室压力P1。抽出空气量D1、大气压力Pa、水汽混合物密度ρ、最大工作水压P、最小工作水压P、抽出空气容积流量V1、速度系数φ、工作水速C1、工作水容积流量Vω、容积引射系数u0。
3.2 射水抽气器选型计算
3.2.1 工作水压
工作水压力就是射水抽气器水室内喷嘴前的绝对静压力。长喉部的射水抽气器一般取0.18～0.40MPa，短喉部的射水抽气器一般取0.30～0.60MPa。本次射水抽气器的选型工作水的压力，符合上述的规定即可。
本次由演马电厂《运行规程》查的工作水压：
P0=3.5 ata （3-1）
3.2.2 工作水温度
工作水温度就是射水抽气器水室进口处水的温度。由焦煤集团演马电厂的《运行规程》查得工作水温度：
=20℃ （3-2）
3.2.3 抽出空气量
抽出空气量即抽气器容量，是指在设计工况下，单位时间内抽气器所能抽吸干空气的质量。由美国HEI表面式凝汽器标准确定抽气器的容量，可查得：
=15.33 Kg/h （3-3）
3.2.4 吸入室压力
吸入室压力就是指汽、气混合物入口管法兰前或610mm处的绝对静压力。用于汽轮机凝汽器的抽气器其抽吸压力一般在0.00267~0.0533Mpa就可以。由焦煤集团演马电厂的《运行规程》查得吸入室压力：
P1=0.034 ata （3-4）
3.2.5 大气压力Pa
大气压力由当地大气压定，本地大气压力约为：
Pa=1.02 ata （3-5）
3.2.6 水气混合物密度ρ
水气混合物密度即为混合室出的水流和其所卷吸携带的空气所组成的水气混合物密度。由《机械工程手册》查得，其值一般为800~850，此处取为：
ρ=830 Kg/ m （3-6）
3.2.7 抽出空气容积流量
抽出空气容积流量由《机械工程手册》查得，可按下式公式（3-7）计算
=293×10D1 （3-7）
式中 D1——抽出空气量，D1=15.33 Kg/h;
——工作水温, =20℃;
——吸入室压力, =0.034 ata;
——饱和蒸汽压力, =0.0238 ata.
=293×10×15.33×=0.358 m/s
3.2.8 速度系数φ
速度系数由《机械工程手册》查得:
单喷嘴时，φ=0.95；四喷嘴时，φ=0.90，本设计为单喷嘴，所以取:
φ=0.95
3.2.9 工作水速
工作水速由《机械工程手册》查得，可按下式公式（3-8）计算:
=14φ （3-8）
式中 =－=3.5－0.034=3.466 ata;
φ——速度系数, φ=0.95。
=14×0.95=24.76 m/s
3.2.10 工作水容积流量
工作水容积流量由《机械工程手册》查得，可按下式公式(3-9)计算:
Vw=0.785 (3-9)
式中 ——喷嘴出口截面直径, =0.10m;
——工作水速, =24.76 m/s.
Vw=0.785××24.76=0.149 m/s
3.2.11 容积引射系数
容积引射系数由《机械工程手册》查得，可按下式公式(3-10)计算:
= （3-10)
式中 ——抽出空气容积流量， =0.358 m/s；
——工作水容积流量， =0.149 m/s。
==1.845
3.3 射水抽气器的选型分析
抽气器型式的选择主要根据汽轮机设备的情况和抽气设备的特点来考虑。例如，对于高中压母管制额定参数启动的机组，工作蒸汽来源方便，多采用射汽式抽气器。而对于高参数大容量单元制机组，若采用射汽式抽气器，则因其过载能力小，需要另设启动抽气器，滑参数启动时，还需要有其他工作蒸汽来源，则因其过载能力小，需要另设启动抽气器，则管道系统简单，维护工作量小，启停快，但需要配射水泵和专用水箱，占据空间也比射汽式大。采用机械式抽气器则启停灵活、效率高、占地少、但造价高，维护工作量较射流式大。欧美等国电站采用机械式抽气器较多。目前，在我国生产设计的非再热机组、中小型机组用射汽抽气器，单元制一般用射水抽气器。
射水抽气器结构简单，安全可靠，投资较省，并有50多年的的运行经验。但由于最初的射水抽气器的效率比较低，为此，研究新型高效的射水抽气器用于新的火电汽轮机机组十分重要。
目前中小型汽轮机机组运用较多的是TD型的射水抽气器，专利产品《低耗高效多通道水——汽喷射泵》（即TD型射水抽气器）。TD型射水抽气器虽然效率高，耗能低，但由于不同类型的机组真空系统结构不同，其真空严密性也有一定差别，所以为维持正常真空并降低能耗，选用适当的抽吸量的抽气器，正确的选用工作水耗用量及进水压力参数都至关重要。
TD型射水抽气器的设计选型原则：
(1)工作水在吸入室应具有最佳流速，且单股水束应具有最佳截面，以期水束能实现最佳分散度，分散后水质点又具有最佳动量，实现以最少的水量裹胁最多的气体。
(2)水质点与空气在吸入室内接触达到最均匀。
(3)被水束裹胁的气体能全部压入喉管。
(4)能制止初始段的气相返流（这是单靠加长喉管难以实现的）。
(5)在混合室内既要在不太长的喉管中实现两相流的均匀混合，又要充分利用余速使排出的能量达到最少。
TD型射水抽气器由进水室、吸水室、喉管束、轴封抽气器等部分组成。在吸入室内采用了有分流室的结构作为主要通道和小孔群方式组合辅助通道来降低气阻，消除气相偏流，增加两质点间的能量交换。吸入室的几何结构，喉口形状，喉劲喷嘴面积比，喉长喉管径比等都根据两相流的最新研究成果、用新的计算方法、并经试验确定。喉管在结构上分为三段：气体压入段。漩涡强化交流段和增压段。
汽轮机组凝汽器配置的主抽气器数量，国外规定：25MW以下机组，每机装置1台抽气器，50MW以上机组每机装置2台100％容量的抽气器，其中1台备用。也有厂家配置3台50％容量的抽气器。目前大型机组除600MW机组以逐步统一为2台100％容量的配置方案。汽轮机组的抽气器容量选择是否合理，对机组的安全经济运行至关重要，因容量过大耗功大，容量过小，凝汽器的真空下降。
TD系列的射水抽气器是按真空严密度上限设计的。
目前我国火力发电厂中小型汽轮机组常用射水抽气器的型号如下表：
表3-3 射水抽气器型号
汽轮机
| 型号 | 射水抽气器型号 | 抽吸能力kg/h | 配用水泵 | 电机 | ||
| 0.004Mpa，水温20℃ | 型号 | 流量 M3/h | 扬程 米 | |||
| N6MW以下 | TD-12 | 7.5 | IS100-80-160 | 100 | 32 | 160M2-2（15KW） |
| N12MW | TDA-12 | 8.5 | IS100-80-60 | 100 | 32 | 180M-2（22KW） |
| N25MW | TD-25 | 10.5 | IS125-100-200B | 172 | 37 | 180M-2(30KW) |
| N50MW（Ⅰ） | TD-18 | 21 | 8SH-13A | 280 | 41 | Y200L-2(37KW) |
| N50MW(Ⅱ) | TD-32 | 32 | 250S-39A | 432 | 35 | Y250M-4（55KW） |
| N100MW | TD-4 | 36.5 | 250S-39 | 486 | 39 | Y280S-4（75KW） |
| N125MW | TD-40 | 40 | 250S-39 | 486 | 39 | Y280S-4（90KW） |
| N200MW | TD-90 | 14SH-13A | 1120 | 36 | JA116-4（155KW） | |
TD-18型射水抽气器抽干空气量为21kg/h，工作水量280t/h,按表查的，配用水泵8SH-13A,流量280m3,扬程为41m,配用电机为Y200L-2(37KW)。
4．射水泵的选型
4.1 选型泵的要求
泵是将原动机的机械能转换成流体的压力能和动能从而实现流体定向输送的动力设备。
泵的用途各不相同，根据原理可分为三大类，分别是容积泵，叶片泵和其他类型的泵。
容积泵的工作原理是利用工作容积周期性变化来输送液体，例如：活塞泵、柱塞泵、隔膜泵、齿轮泵、滑板泵、螺杆泵等。叶片泵的工作原理是利用叶片和液体相互作用来输送液体，例如：离心泵、混流泵、轴流泵、旋涡泵等。
离心泵属于叶片泵，离心泵应用非常广泛，其特点是：转速高，体积小，重量轻，效率高，流量大，结构简单，性能平稳，容易操作和维修；其不足是：起动前泵内要灌满液体。液体精度对泵性能影响大，只能用于精度近似于水的液体，流量适用范围：5-20000立方米/时，扬程范围在3-2800米。
离心泵按其结构形式分为：立式泵和卧式泵，立式泵的特点为：占地面积少，建筑投入小，安装方便，缺点为：重心高，不适合无固定底脚场合运行。卧式泵特点：适用场合广泛，重心低，稳定性好，缺点为：占地面积大，建筑投入大，体积大，重量重。例如：立式泵有DL立式离心泵，DL立式多级泵，潜水电泵。卧式泵有CFW泵、D型多级泵、SH型双吸泵、B型、IH型、BA型、IR型等。按扬程流量的要求并根据叶轮结构组成级数分为：
A.单级单吸泵：泵有一只叶轮，叶轮上一个吸入口，一般流量范围为：5.5-300m2/h，H在8-150米，流量小，扬程低。
B.单级双吸泵：泵为一只叶轮，叶轮上二个吸入口。流量Q在120-20000 m2/h，扬程H在10-110米，流量大，扬程低。
A.单吸多级泵：泵为多个叶轮，第一个叶轮的排出室接着第二个叶轮吸入口，以此类推。
4.2 单级双吸式离心泵
单级双吸式离心泵分为S型和SH型单级双吸式离心泵。
4.2.1 单级双吸式离心泵的应用范围和优点
单级双吸离心泵主要供抽送温度低于80℃的清水或物理化学类似于水的其它液体之用。单级双吸式离心泵主要适用于自来水厂、空调循环用水、建筑供水、灌溉、排水泵站、电站、工业供水系统、消防系统、船舶工业等输送液体的场合。离心泵安装形式 装配时不需调整，可根据现场使用条件。分立式或卧式安装。
S型和Sh型单级双吸离心泵的工作条件：
流量范围：0.8 m3/h～120 m3/h；
扬程范围：5.6m ～330m；
温度范围：-20℃～120℃；
输送液体种类：各种清洁水及轻腐蚀液体；
离心泵泵腔承压：≤4.0MPa。
单级双吸式离心泵结构特点：
(1) 结构紧凑 外形美观，稳定性好，便于安装。
(2) 运行平稳 优化设计的双吸叶轮使轴向力减小到最低限度，且有优异水力性能的叶型，离心泵泵壳内表面及叶轮表面具有抗汽蚀性能。
(3) 轴承选用SKF及NSK轴承保证运行平稳，噪音低，使用寿命长。
(4) 轴封选用机械密封或填料密封。能保证8000小时运行无泄漏。
(5) 离心泵安装形式 装配时不需调整，可根据现场使用条件。分立式或卧式安装。
(6) 加装自吸装置，可实现自动吸水，即不需安装底阀，不需真空泵，不需倒灌离心泵可以启动。
4.2.2 泵结构型式及标号意义
泵的根据结构型式分为：
（1）单级双吸卧式，壳体为水平中开。
（2）单级双吸立式，壳体为中开。
（3）型号的表示方法
泵的型号有大写的拉丁字母和阿拉伯数字构成。、
S型泵：
标记示例：
吸口直径为300mm，扬程32m，卧式、正常叶轮直径的单级离心式泵，其标记为：300S32。
吸口直径为500 mm，扬程为22 mm，立式、正常叶轮直径的单级离心式泵，其标记为：500SL22。
SH型泵：
标记示例：
吸口直径为250m，扬程为54m、卧式、叶轮直径经第一次车小的单级双吸式离心泵，其标记为：250Sh54A。
吸口直径为800m，扬程为22m、卧式、正常叶轮直径的单级双吸式离心泵，其标记为：800ShL22。
图4-1 单级双吸式离心泵
4.2.3 SH型泵选型表
表4-1 SH型泵性能表
| SH型泵性能表 | ||||||
| 泵型号 | 流量Qm3/h | 扬程H(m) | 转速n(r/min) | 电机功率(KW) | 效率η(%) | 必需汽蚀余量(NPSH)r(m) |
| 6sh-6 | 126 162 198 | 84 78 70 | 2950 | 55 | 72 74 72 | 5.0 |
| 6sh-6A | 112 144 180 | 67 62 55 | 45 | 68 72 70 | 5.0 | |
| 6sh-9 | 130 180 220 | 52 46 38 | 45 | 74 79 74 | 5.0 | |
| 6sh-9A | 122 162 198 | 44 40 35 | 30 | 72 75 73 | 5.0 | |
| 8sh-6 | 180 234 288 | 100 97 80 | 110 | 69 76 78 | 4.5 | |
| 8sh-6A | 172 224 276 | 88 83 77 | 90 | 68 75 76 | 4.5 | |
| 8sh-9 | 216 288 351 | 69 62.5 54 | 75 | 74 79 75 | 3.0 4.5 5.3 | |
| 8sh-9A | 180 270 324 | 54.5 47 40 | 55 | 67 76 72 | 3.8 5.0 5.5 | |
| 8sh-13 | 216 288 342 | 48 42 35 | 55 | 79 82 77 | 2.8 3.6 5.0 | |
| 8sh-13A | 198 270 310 | 43 36 31 | 37 | 76 80 76 | 3.0 4.2 5.2 | |
| 10sh-6 | 360 486 612 | 71 65.1 56 | 1470 | 132 | 70 76.5 74 | 5.5 |
| 10sh-6A | 342 468 540 | 61 54 50 | 110 | 69 75 72 | 6.0 | |
| 10sh-9 | 360 486 612 | 42.5 38.5 32.5 | 1470 | 75 | 75 81 80 | 6.0 |
| 10sh-9A | 324 486 576 | 35.5 30.5 25 | 75 | 74 80 77 | 6.0 | |
| 10sh-13 | 360 486 576 | 27 23.5 19 | 55 | 80 86 82 | 6.0 | |
| 10sh-13A | 342 414 482 | 22.2 20.3 17.4 | 37 | 80 83 80 | 6.0 | |
| 12sh-6 | 590 792 936 | 98 90 82 | 300 | 74 77.5 75 | 3.5 4.5 5.4 | |
| 12sh-6A | 576 756 918 | 86 78 80 | 260 | 71 74 71 | 3.6 4.7 5.5 | |
由于射水抽气器抽吸空气的能力与工作水流经喷嘴的流量及流速有关，所以利用较小的流量、较低的流速吸较多的气体是设计低耗高效射水抽气器的重要课题。为此配用合适参数的水泵尤为重要。
射水抽气器用于发电厂凝汽器已经70多年的历史了，在此期间，射水抽气器所发展出的结构型式不下十余种。因每一种型式的抽气器在设计中都已确定了其流速。所以在喷嘴总截面选定后，抽气器前的水压就成为反应工作水流量、流速最直观的参数了。如按喷嘴前的工作水压分类，我国自行设计的射水抽气器常用的有如下四种类型。
（1）中等水压、大流量型
水压在0.3～0.35MPa(表压)，耗水量在25～28m3/kg气，以大喷嘴、单通道、短喉型为特点，面积比f3/f1=2.27。它最初与二十年代使用与勃朗—鲍浮利汽轮机上。我国五十年代末设计的汽轮机组，即以此结构为母型。其效率极低，比功耗高达3.5KW·h/kg气左右。
（2）低水压、大流量型
由于中等水压，大流量型抽气器喉管出口余速损失高达50％以上，所以产生了低水压、大流量型抽气器。水压为0.18～0.22MPa，耗水量为20m3气，仍以大喷嘴、单通道、短喉型为特点面积比不超过2．5。它在我国早期的N100型，N200型机组上均采用过，不仅效率低，而且难以获得大抽吸量，比耗功在2．5～2．8KW·h/kg克气之间。该型抽气器之两相流进入喉管后压力恢复较快，故加长喉管不但无助于内效率的提高，相反会增大水力损失。
（3）高水压、小流量型
水压0．55～O．6MPa，水流量l0～1lm3/kg气． 以小喷嘴、单通道．长喉型为特点，面积比高达5．5～6。我国在8O年代初采用。该跫抽气器两相流在流经整个喉管后的绝对压力尚低， 故加长喉管可减少余速损失．提高抽气能力。又因水泵扬程高， 具增大安装高度的条件， 但因其系以增高水速来实现大抽气量， 故余速损失大， 单位耗功高迭3．5kW·h／kg气。
（4）中等水压、小流量型
以多通遭， 长喉型为特点。出现于70年代初， 在我国发展至今也有15年历程。近几年来新一代产品TD型射水抽气器的水压为0.35MPa，水流量为1 3m3/kg气，面积比在4．7～5．3之间。根据实际水压偏差，靠改变喷嘴口径方法来修正面积比。当实际水压偏低 ，面积比适当增大以作部份补偿； 反之， 则适当减小面积比。
低耗高效型射水抽气器的设计就是其结构型式、几何尺寸及工作水参数的最佳配置过程。每一种型式的抽气器均有最经济的水压值(即在水温0℃、大气压力0．1MPa， 抽气器不进空气情况下所能抽到的极限真空)，抽气器将在最低耗功下实现设计抽吸量。
选TD型抽气器喷嘴前0．35MPa(表压)为经济水压，抽气量与水压的关系为:
式中 GH——抽气器抽吸量，kg/h
Q——流经抽气器的水流量，kg/h
K——水压对抽吸量的影响系数
当满足了流量Q在进水压力为0.35MPa时 ，研究发现值为K=1，抽气器能述设计抽气量；当水压低至0.3MPa时，空气吸入量将比设计值降低30％；当水压高至0．4MPa时， 虽然抽气量仅增加l2.5％ ，但耗功增加超过3O％ 。因此选定0．35MPa为TD型抽气器的经济水压。
TD型抽气器适宜选用单级双吸、卧式中开S型离心泵， 如没有合适型号， 也可选用SH型泵。
按表查按表查的，配用水泵8SH-13A,流量280m3,扬程为41m,配用电机为Y200L-2(37KW)，这种水泵和所选的TD-18比较合适。按该系统设计，电厂汽轮机机组在25MW以上每机装置2台100％容量的抽气器，其中1台备用。
5．射水池的设计和研究
5.1 射水池的作用和设计
5.1.1 射水池的作用
射水池是射水抽气系统中不可缺少的一部分，射水池的设计是否合理关系到射水泵和射水抽气器的效率和能力问题，即关系到机组的经济性问题。
射水箱连接着射水抽气器和射水泵，以射水抽气器典型系统图为例：射水泵从射水箱中吸水，从射水箱吸出的水经管道由射水泵加压送如射水抽气器，压力水进入射水抽气器水室（该室防止压力水进入喷嘴前形成漩涡产生压力损失）后，再进入射水抽气器中的喷管，在喷嘴中的水的静压力转换成速度能，水以高速通过混合室形成高度真空，从而抽吸凝汽器中不凝结气体并与之混合一起进入扩散管，降入升压后再排入射水箱，在射水箱中不凝结气体排入大气。水在射水箱，管道，经射水泵和射水抽气器中循环把凝汽器的不凝结气体带出。所以射水箱是射水抽气的重要组成部分。
1—水室 2—喷嘴 3—吸入室 4—汽气混合物入口管 5—收缩管
6—喉管 7—辅助接管 8—射水泵 9—射水箱 H—布置标高
图5-1 射水抽气系统示意图
5.1.2 射水池的设计
（1）射水池容量大小的确定
以南京汽轮电机厂机组为例，该厂C12、N12 机组推荐射水泵出力为140m3／h，射水箱容量3.0 m3 ，射水箱容量储存时间3．0／140—0．021h。该厂C25,N25 机组推荐射水泵出力为170 m3／h，射水箱容量3.78 m3 ，射水容量储存时间3.78/170=0．022h。该厂的N50机组推荐射水泵出力为792 m3／h，射水箱容量储存时间为5／792=O．0063h.
一般水泵房吸水池的容量为3～5 m3。
射水箱的容量最低限度的要求应满足射水泵故障时自动倒泵的要求。射水泵出口阀门为闸阀或截止阀时，时间应大于0．0333h；射水泵出口阀门为蝶阀时，时间应大于0.025h。
C12、N12 机组射水箱容量应大于3．5～4．7m ，C25,N25 机组应大于4．3～ 5．7 m3 ，N50机组应大于20～26m 。有条件扩大容量时宁大勿小，以防止事故停泵时发生水的大量外溢。
（2）射水箱的结构处理
射水箱设计的不合格常引起进出水互相干扰，这样从而影响了射水泵的工作。所以射水箱的结构是否合理直接或间接的影响了射水抽气器系统的工作效率，因而射水箱的结构建议采取下列做法：
① 射水抽气器的射水箱做成两格，射水箱的两格之间设一隔墙，隔墙高度应低于溢流口底部50～1OOmm。隔墙下部不应开孔，两格池底均应设排泥管，两格池只设一处溢流管。
② 射水抽气器排水和射水泵吸水管应分别布置在射水箱水箱的两格中。在射水池中布置隔墙把射水池分成两格这是为了使射水抽气器排水口和射水泵的吸水口隔离间距加大，这样可以防止射水管排水直接流向射水泵入口管，有利于水中的气体分离和排放。
③ 射水箱钢制或混凝土都可以，地上式或地下布置也都均可，采用钢制的水箱，地上布置较好，这是为了方便维修，如果采用钢筋混凝土的水箱，地下布置较好，这样布置的话可以节约更多的场地，同时也方便通行。
5.2 射水池的参数确定
射水箱的容量最低限度的要求应满足水泵故障时自动倒泵的要求。射水泵出口阀门为闸阀或截止阀时，时间应大于0.0333h；射水泵出口阀门为蝶阀时，时间应大于0.025h。
5.2.1 水箱的计算容积
水箱的计算容积就是水箱的全部容积，即：
V方=L×B×H （m3）
V圆=0.785D2×H （m3）
5.2.2 水箱的有效容积
水箱的有效容积是指水箱的最大可存储容量，即水箱的计算容积减去水箱的出水管以下和溢水管以上的部分的容积，即：
V方= L×B×（H-h1-h2） (m3)
V圆=0.785D2×（H-h1-h2） (m3)
其中：H-----箱体的高度（m）;
h1-----箱底至出水管（管底）高度（m）;
h2-----箱底至溢水管（管底）高度（m）;
D------水箱内径（m）。
为简化计算，h1和h2可作为水箱的出水管和溢水管的中心线高度计算。
5.2.3 水箱的水位控制
水箱的高低自控水位应考虑保持一定的安全容积，高水位应低于溢水管接口不少于100mm，低水位应高于设计最低水位不少于200mm。
当采用自来水为水箱直接进行补水时（或上水）且补水口（或进水口）低于溢水口时，在补水口或（进水口）上应设倒流防止器或采取其他措施防止水的回流污染。
5.2.4 水箱的设计要求
C12、N12 机组射水箱容量应大于3．5 m3～4．7 m3 ，C25,N25 机组应大于4．3 m3～ 5．7 m3 ，N50机组应大于20～26m3 。有条件扩大容量时宁大勿小，以防止事故停泵时发生水的大量外溢。
本次设计的所选压演马电厂汽轮机组是25MW，射水泵前进水阀门使用的截止阀。因为射水箱的容量最低限度的要求应满足水泵故障时自动倒泵的要求。射水泵出口阀门为闸阀或截止阀时，时间应大于0.0333h。本次设计选用的泵为S型单级双吸离心泵，配用水泵8SH-13A,流量280m3/h,扬程为41m,配用电机为Y200L-2(37KW)。所以本次射水系统的射水箱应不小于：280×0.0333=14.39m3。
根据射水箱的设计要求，N25机组应大于4．3 m3～ 5．7 m3，本次设计所选的机组为N25，所以其射水箱的大小应大于14.39m3。
综合上述，射水池的容量应在14.39m3以上。本次设计射水箱容量选为18m3，根据资料选定射水箱：长为3m,宽为2m，高为3m。水位为水箱设计容量的3/4，所以正常的水位为2.25m,溢水管高于正常水位0.3m,溢水管的高度为2.55m。水箱设置隔墙。水箱底部设置出水管。
5.3 射水系统的补水
5.3.1 工作水温对射水抽气器工作的影响
射水抽气器在工作时，其特性经证明可认为当工作水量一定时，抽吸空气的容积出力不变。为着在工作水温升高时能抽吸处相同的漏人空气量，则必然将会使抽吸压力提高，以补偿因温度升高所增大的容积，以维持容积出力不变，亦即是随着工作水温的升高抽吸压力亦将升高。
这双抽影响使当夏季射水抽气器工作水温升高时真空变坏更多。
5.3.2 补水量
对于射水抽气器，因在工作时不断消耗射水泵的功率，以及有蒸汽随同空气被抽人，将使工作水温不断升高。因而在实际工作时，需要排去部分工作水，补充部分温度较低的补给水。若能有较多的补水，排水量较多，则射水抽气器的工作水温将较低，真空将较好，机组经济性较高，是有利的。
以C12机组为例，射水抽气工作水流量为140m3/h，抽吸压力为0.0049MPa，相应的饱和温度为32.53℃。，最大抽气量为7.9kg／h。假设抽气量全部为蒸汽(实际上抽出蒸汽量只占气体混合物的少数)，凝结这些蒸汽传递到水中的热量约为2423×7.9=19145kJ／h，工作lh后水温只增加4572.7/140×103 =0.033℃。从理论上说，该水箱水温只能接近而会超过凝汽温度，进水温度2O℃时，该系统假设既不泄漏也不补水，则水温接近32℃需经过(32-20)／0.033=363．6h。既使在夏季循环水系统水温达32C时凝汽压力0.007MPa下运行，系统小时凝汽热量也不会增加。循环水要接近凝汽温度39℃，也需要(39～32)/0.033=212h，要做做到水温不增加只要维持溢流所带走的热最等于凝汽传热量就可，因此推出的补水率不会超过3％。
从上述分析可看出，射水系统循环水并不需要冷却，从降温的观点和泄露损失补充方面看系统补水率为3％即可，进行大量的补水是不必要的。
由上述本次设计的射水抽气系统射水箱的补水率为3％即可。
6．管道和阀门设计及设备的安装
6.1 管道和阀门的基本介绍
6.1.1 管道
热力发电厂的管道是指发电厂热力系统范围内的汽水输送线路。它的任务是把汽、水从一个设备输送到另一个设备，或把他们排放到大气、地沟里去。
（一）管道的类别和材料
① 管道的类别
发电厂的管道按管内介质的工作压力分为六大类，如表所示。
表6-1 按管道介质的工作压力划分的管道类别
| 序号 | 介质工作压力（MPa） | 类 别 | 序号 | 介质工作压力（MPa） | 类 别 |
| 1 | ﹥22.1 | 超临界 | 4 | 6.0～9.8 | 高 压 |
| 2 | 13.8～22.1 | 亚临界 | 5 | 2.5～5.9 | 中 压 |
| 3 | 9.9～13.7 | 超高压 | 6 | ﹤2.5 | 低 压 |
② 管道的材料
发电厂汽水管道多为黑色金属管道，常用管道材料有普通碳素钢、优质碳素钢、普通低合金钢及耐热合金钢。发电厂管材的选择主要依据管内介质的最高工作温度，表给出了常用管材的刚好及推荐使用温度。
表6-2 常用管材的钢号及推荐使用温度
| 钢种 | 钢号 | 推荐使用温度（℃） | 允许上限温度（℃） |
| 普通碳素钢 | A3F A3，A3g | 0～200 -20～300 | 250 350 |
| 优质碳素钢 | 10 20 | -20～440 -20～450 | 450 450 |
| 普通低合金钢 | 16Mn 15MnV | -40～450 -20～450 | 475 500 |
耐热钢 | 15GrMo 12 GrMoV 12MoVWBSiRe 12GrMoVSiTiB | 510 540～555 540～555 540～555 540～555 | 540 570 580 600 600 |
直缝管用钢板卷制而成，材料一般为A3F钢或16Mn钢，主要适用于压力不超过PN16（1568Kpa）,温度不超过300℃的低压管道中，如循环水管、补给水管、锅炉烟风管道、工业水管、除灰管等。通常使用在管径大于300mm的大口径管道上。
（二）管道规范
为了实现管道制造和使用上的标准化，国家对管道及其附件制定了两个技术规范—公称压力和公称直径，作为管道的承压等级和计算直径等级。
① 公称压力
管道所能承受的最大工作压力，不仅取决于管道材料，还与管内流通介质的工作温度有关。不同温度下管道允许的工作压力，都折算成某一基准温度下的允许工作压力，并以此压力表示管道的承压管级，称为公称压力PN。对于碳素钢，这一温度为200℃，耐热钢为350℃。表为20号钢的公称压力、试验压力及在各种介质温度下的最大工作压力。
表6-3 20号钢制成的管子和管件压力
公称压力
| PN | 试验压力 PT | 设计温度（℃） | ||||||
| ≤200 | 250 | 300 | 350 | 400 | 425 | 450 | ||
| P20 | P25 | P30 | P35 | P40 | P42.5 | P45 | ||
| 1 | 2 | 1 | 1.9 | 0.8 | 0.7 | 0.6 | 0.5 | 0.4 |
| 2.5 | 3.1 | 2.5 | 2.4 | 2.1 | 1.9 | 1.7 | 1.4 | 1.0 |
| 4 | 5 | 4 | 3.9 | 3.5 | 3.1 | 2.7 | 2.2 | 1.6 |
| 6 | 7.5 | 6 | 5.8 | 5.2 | 4.6 | 4.0 | 3.4 | 2.4 |
| 10 | 12.5 | 10 | 9.7 | 8.7 | 7.8 | 6.8 | 5.7 | 4.1 |
| 16 | 20 | 16 | 15.6 | 14.0 | 12.5 | 10.8 | 9.1 | 6.6 |
| 25 | 31 | 25 | 24 | 22 | 19 | 17 | 14.2 | 10.3 |
| 40 | 50 | 40 | 39 | 35 | 31 | 27 | 22 | 16.5 |
| 80 | 62 | 56 | 50 | 43 | 36 | 26 | ||
| 100 | 125 | 100 | 97 | 87 | 78 | 68 | 57 | 41 |
| 160 | 200 | 160 | 156 | 140 | 125 | 108 | 91 | 66 |
| 200 | 250 | 200 | 195 | 175 | 156 | 136 | 114 | 82 |
| 250 | 313 | 250 | 243 | 219 | 195 | 170 | 142 | 103 |
| 320 | 400 | 320 | 312 | 280 | 250 | 217 | 182 | 132 |
| 400 | 500 | 400 | 390 | 350 | 312 | 272 | 228 | 165 |
| 500 | 625 | 500 | 487 | 438 | 390 | 340 | 285 | 207 |
PN100:表示管道公称压力为9.8MPa(100kgf/cm2).
P40:表示管道工作温度为400℃时的允许工作压力。
P40140：表示管道工作温度为400℃允许最大工作压力为13.72MPa(140kgf/cm2)。
② 公称直径
为满足强度要求，一定外径（D0）的管子随着管内介质工作压力的不同，就应有不同的管壁厚度（S），使得内径尺寸（Di）各不相同，这给管道设计、制造和选用带来许多不便，且在允许的介质流速和压损下，管道的通流能力是由管道内径所决定的。因此，国家标准规定管道内径等级作为公称直径，公称直径只是名义上的计算内径，一般并不等于管道的实际内径。对于同一材料、同一公称直径的管道，随着公称压力的升高、壁厚的增大，管道的实际内径与公称直径差距也越来越大。在进行管道设计、制造及管件连接时，都采用公称直径作为管道的基本尺寸。
管道的公称直径等级范围在1～4000mm之间，共分54级。如表所示，其表示方法为DN×××，其中×××为公称直径，单位为mm，如DN100表示管道公称直径为100mm。
表6-4 管道的公称直径
公称直径
| DN | 公称直径DN | 公称直径 DN | 公称直径 DN | 公称直径 DN | 公称直径 DN | 公称直径 DN |
| 1 | 7 | 50 | 225 | 700 | 1500 | 3000 |
| 1.5 | 8 | 65 | 250 | 800 | 1600 | 3200 |
| 2 | 10 | 80 | 300 | 900 | 1800 | 3400 |
| 2.5 | 15 | 100 | 350 | 1000 | 2000 | 3600 |
| 3 | 20 | 125 | 400 | 1100 | 2200 | 3800 |
| 4 | 25 | 150 | 450 | 1200 | 2400 | 4000 |
| 5 | 32 | 175 | 500 | 1300 | 2600 | |
| 6 | 40 | 200 | 600 | 1400 | 2800 |
发电厂的许多管道经常工作在较高的温度下，如主蒸汽管道、再热蒸汽管道和主给水管道等，这些管道在投运或停运过程中，即受热或冷却过程中，都要产生热胀冷缩，引起管道的伸长或缩短。如果管道的布置和支吊架的选择配置不当，则会由于热胀冷缩使管道产生很大的热应力，致使管道和与管道相连的热力设备等的安全受到严重威胁，甚至遭到破坏。因此要保证热力管道及设备的安全运行，就必须考虑汽水管道的热膨胀问题，即管道的补偿。
补偿是指吸收管道热膨胀、减少管道热应力及作用力的措施，常用的补偿方法有热补偿和冷补偿两种。
6.1.2 阀门
（一）阀门的分类及材料
阀门的种类很多，可以按不同的分来表转来划分。按阀门的结构分为截止阀、闸阀、旋塞阀、旋启阀和蝶阀等；按用途分为关断用阀门、调节用阀门和保护用阀门；按驱动方式分为手动阀、电动阀、液动阀和气动阀。
发电厂阀门的主要材料有铸铁、钢、铸钢、青铜、合金钢及特种合金钢，阀，门的材料不同，使用范围也不一样。阀门材料根据介质的工作参数来选择，用青铜材料制造的阀门使用温度范围不大于250℃；低压阀的壳体用铸铁制成，一般用于介质压力不超过1.96MPa、温度不超过300℃的管道上；中压阀门可用碳素钢制成；当公称压力大于6.72MPa时，应采用标号为15、25及35的优质钢和特殊钢制造；高温高压阀门则用合金钢制成。
（二）发电厂常用阀门
发电厂各种不同类型的阀门都是由阀体、阀盖、阀杆、阀瓣、填料层、驱动装置等部件组成。
发电厂中应根据系统的要求，按公称压力、公称直径、设计参数、介质种类、泄露等级、启闭时间来选择阀门，以满足汽水系统关闭、调节、保护等不同的要求和布置设计的需要。对阀门的基本要求是：有足够的强度，关闭严密性好，流动阻力小，阀门结构简单，质轻体小，部件的互换性好，便于操作维修。
① 关断用阀门
关断用阀门用于切断或接通管道与设备之间的介质通路，包括截止阀、闸阀、蝶阀、球阀、旋塞阀、隔膜阀等。关断用阀门在电厂用得最多的是截止阀和闸阀。
闸阀和截止阀只作为关断用，不作为流量或压力调节阀，否则阀门会迅速磨损导致泄露，失去严密性。闸阀的特点是流动阻力小，启闭扭矩小，介质可两个方向流动，但阀体较高，密封面多，制造要求高。闸板闸阀可装于任意位置的管道上，双闸板阀宜装于水平管道上，阀杆垂直向上，截止阀的特点是结构简单，密封性好，便于维修，但流动阻力较大，启闭扭矩大，启闭时间较长，可装于任意位置的管道上。为便于开启大直径的闸阀或阀瓣承受压力很大的截止阀，需装尺寸小的旁路阀。运行时，闸阀、截止阀要全开，停运时要全关。
球阀可作为调节或关断用，用于要求迅速关断或开启的时候。球阀密封面小，不易磨损，可装于任意位置管道上。
在大直径的循环水管道上、给水泵汽轮机排气管道及锅炉的风烟管道上常使用蝶阀，它是利用圆盘形的阀瓣绕着阀体内一固定轴旋转，从而开启或关闭介质通路。
快速关断阀是用以瞬间关断或接通管内介质的阀门。快速关断阀有球形液压止回阀、扑板式液压止回阀、电磁式启闭阀。前两种用于回热抽汽管道上，后一种用于控制水管道上。
② 调节用阀门
调节用阀门用于调节介质的流量和压力，包括调节阀、疏水阀、节流阀、减压阀等，应根据介质种类、管系布置、使用目的、调节方式和调节范围的不同选用调节阀，一般不宜作关断阀使用。当调节幅度小且不需要经常调节时，在设计压力不大于1.6MPa的水管，或设计压力不大于1.0MPa的蒸汽管道上，可用截止阀或闸阀兼做关断或调节用。
调节阀在运行中需要经常开关，为防止介质泄露，一般在调节阀之前要串联关断阀，开启时，要先全开关断阀而后再开调节阀，关闭时，先关调节阀然后再关关断阀。
③ 保护用阀门
保护用阀门用于保护设备或管系安全运行，包括止回阀、安全阀和快速关断阀等。
6.2 管道和阀门的选型
管道设计应根据热力系统和主厂房布置进行，做到选材正确、布置合理、补偿良好、疏水通畅、流阻较小、造价低廉、支吊合理、安装维护方便、扩建灵 活、整齐美观，并应避免水击和共振，降低噪声。
管道设计应符合国家和部颁有关标准、规范。
本次管道设计所用的参数有：
G—介质的流量（t/h），根据3.2.10得G为536.4 t/h；
v—介质的比容（m3/kg），根据3.2.6得V为0.00012 m3/kg；
w—介质的流速（m/s），根据3.2.8得w为24.76m/s；
P—管道的设计压力（kgf/cm2）,根据3.2.1得P为35 kgf/cm2 ；
—钢材在设计温度t下的基本许用应力（kgf/cm2）；
η—基本许用应力修正系数。对于无缝钢管，η=1.0；
6.2.1 管材的选择
管子所用钢材应符合国家或冶金工业部有关钢材现行标准的规定。当需要采用新钢种时，应经有关部门鉴定后，方可采用。当需要采用国外钢材时，应根据可靠资料，经分析确认适合使用条件时，才能采用。
本设计为射水抽气器系统，设计供水温度为20℃。设计的工作水压力为=0.35MPa，根据表5-2，本次管道的材质选择为20号优质碳素钢。
6.2.2 管径的选择
（1）管子的内径：
对于单相流体的管道，按选定的允许介质流速计算管径时应按下式计算：
（6-1）
式中Dn—管道的内径
代入数值 Dn=549.5×0.162=96mm
（2）管壁最小厚度
（6-2）
式中S1—管子的理论计算最小壁厚（mm）
η取1，代入数值S1=（35×96.5）÷765=4.4mm
6.2.3 阀门的选择
闸阀和截止阀都可作为关断用，闸阀的特点是流动阻力小，启闭扭矩小，介质可两个方向流动，但阀体较高，密封面多，制造要求高。闸板闸阀可装于任意位置的管道上，双闸板阀宜装于水平管道上，阀杆垂直向上，截止阀的特点是结构简单，密封性好，便于维修，但流动阻力较大，启闭扭矩大，启闭时间较长，可装于任意位置的管道上。为便于开启大直径的闸阀或阀瓣承受压力很大的截止阀，需装尺寸小的旁路阀。运行时，闸阀、截止阀要全开，停运时要全关。
本次设计的阀门采用截止阀较好。
6.3 管道和阀门的运行维护
6.3.1 管道的运行维护和防腐
（1）管道的启停注意事项
水管道的投入要注意把管内的空气排净，缓慢向管内充水，并避免发生水击现象，因为这种水冲击的力量很大，往往能破坏阀门和设备。
(2) 管道的正常运行和维护
正常运行中，要注意蒸汽参数的变化，一般要求主蒸汽管道不能超温、超压运行，同时应避免温度的频繁变化。
(3) 管道的防腐
管道停止运行后，外界的空气必然会进入管道系统。如果管道内金属表面因受潮而附着一层水膜或管内还残留一部分没有排净的水，则空气中的氧就会溶解在水中，使金属表面遭到氧腐蚀，如不采取措施，管道停用时的腐蚀速度远远大于运行时的腐蚀速度。
汽水管道停运时常用防腐方法有干保和充满水保。
干保的原理是金属表面不与水接触，以达到防腐的目的。在管道停运后，立即放水，如果汽水管道介质温度较高，可以带压放水，利用管道的余热将金属表面烘干，然后再管道内充以纯度在99％以上的氮气，以阻止空气渗入。充氮时，要使管内氮气压力高于大气压力，并将汽水阀门关闭严密，以维持必要的氮气压力。要经常检查氮气压力，如发现管道内压力消失，应及时充氮，并查找原因，予以解决。
充满水保是利用保护性水溶液充满停运后的管道内，以阻止空气中氧气进入管道。一般常用的药剂为氨或联氨。其浓度达到200～300mg/L，PH值大于10。在大气温度不低于0℃以下时，则必须采取干保。
另外还有干燥剂法和气相防腐蚀法。干燥剂法是采用吸湿能力很强的干燥剂吸收管内水分，保持管内干燥，从而防止腐蚀。
凝结水和给水管道停运时的防腐工作，可以与加热器同时进行，采用充满水保，充以除过氧，含有联氨并调整好PH值的凝结水或除盐水。
6.3.2 阀门的运行和维护
正确地运行于维护阀门，不仅能保护阀门的安全，而且能延长其使用寿命。
必须按照规程和制造厂家的要求操作阀门。关断用阀门不能作为调节阀使用，应处于全开位置，否则将损坏封面。在阀门关闭时，如果密封面处有缝隙，介质将从缝隙间高速流出，从而加速密封面的损坏。
用于高温高压工况的阀门，要经常检查其保温状况，如果阀门本体保温层脱落，要及时处理。没有保温层的阀门，在运行中其外表面温度比阀门内表面温度低，会产生温差，出现热应力；当阀门关闭时，阀门外壳冷却得快，而阀杆与阀瓣冷却得慢，使得阀杆与阀瓣处于受压状态。如果压缩应力过大，会使阀杆弯曲，并产生永久变形。
为保证阀门经常处于良好状态，能够在必要紧急开启或迅速关闭，须定期对阀门进行开关试验。在运行中做阀门开关试验时，一定要做好安全措施，以免影响正常运行。
6.4 射水抽气器布置方式
抽气设备是汽轮机的主要辅助设备之一。在机组启动时，需要用它把汽、水管道和一些设备中的空气、疏水抽走，并在凝汽器气侧建立一定真空，以加快启动速度，避免汽水冲击；正常运行中，需要用抽气器及时地抽出凝汽器及真空系统中漏入的不凝结气体，维持凝汽器的真空。
一般的射水抽气器系统的安装分为两种方式，分别是闭式系统和开式系统。
闭式系统：
闭式系统是传统的布置方式,是将射水抽气器设置置于射水箱上,以射水泵-抽气器-水箱循环供水,并投入一定量的补水,从而控制夏季使用射水箱水温。
开式系统:
开式循环就是射水泵进水来自循环水进水管,而排水管则直接接入地沟。开式系统的优点是:1.夏季可降低水温 4～8℃,将可提高真空 7～15mm汞柱；2.余速抽气器投入后不会影响水温;3.避免了因排出气体的过压缩而引起的功率损耗,但开式系统的缺点是增加了循环水消耗量。
6.5 射水抽气器的安装与抽吸能力分析
射水抽气器的抽吸能力与安装质量密切相关,主要的应注意如下几个方面:
（1） 抽气器安装应垂直,各段在组合时应严格对中,支撑支架应稳固。
（2） 抽气器安装高度适当,对采用闭式循环的抽气器其余速接口高于水面1.5m以上。低耗高效抽气器,由于出口余速相对小一些,故出口埋入水的深度不宜过深,否则会导致在水压偏低或夏季水温升高时,影响抽吸能力,其出口管入水深度以 250-300mm为宜。抽气器的补充冷却水应加至水泵进口处,以发挥其冷却效果。增加扩压管出口截面到排水箱水面的高度,可相应地使这段液柱高度增加,在水面上为大气压的前提下,可使扩压管出口截面压力降低,所需的压缩功减少,这样在其他条件不变时,就可以获得更低的吸入压力。
（3）对开式循环射水抽气器,其出口管应尽量短,弯头最好不多于一只,并采用大半径弯头,其水平管段应向外倾斜,其倾斜度>3/1000mm。管道插入循环水出水管内应接有向出水方向中的弯头一只,以利气水混合物的排出。
（4）对闭式循环的抽气器,在夏季,其下置式的抽气器不宜使用,射水箱的结构应有利于空气的排出,上述措施均有助于水箱水温的降低。在相同的抽气量下,工作水温升高,抽气器混合室压力也升高,这是因为混合室内绝对压力低、工作水温升高,水易汽化。由于汽的比容比水大得多,所以混合室压力升高,抽气能力下降。
（5）抽气器本体安装前应以0.5MPa压力的水压试验,五分钟不漏。
（6）当每机仅安装一台抽气器时,空气管道不必过高;当安装两台抽气器时,为避免水经备用抽气器逆止阀返入凝汽器,其空气连通管高度应≥11m。
（7）抽气器空气进管口口径一般与凝汽器空气出口管相同,长度应尽量缩短,以降低阻力;在管道上,除阀门及设备接口外,均不采用法兰连接,以减少空气漏入量。
6.6 管道的布置
管道布置应结合主厂房土建结构及设备布置情况进行，管道走向 一般与厂房轴线一致。在水平管道交叉较多的地区，一般按管道的走向，划定纵横走向的标高范 围 ，将管道分层布置。管道布置一般不应让介质的主流在三通内变换方向。
管道布置应尽量避免管系中由于刚度较大或应力较低部分的弹性 转移而产生局部区域的应变集中。例如：
(1)小管与大管或与较硬管子连接，而此小管具有较高的应力；
(2)局部缩小管道断面尺寸或局部采用性能较差的材料；
(3)管系中的极小部分远离推力线，使这小部分管道吸收大部分应变。
如果上述情况不能避免，应采用合理的限位装置或冷紧等措施，以缓和弹性 转移现象。
当管道中有阀门时，应注意阀门关闭工况下，两侧管段温度差别对管段刚性的影响。
管道与墙、梁、柱及设备之间的净空距离，应符合下列规定：
不保温的管道：管子外壁与墙之间的净空距离不小于200mm。
保温的管道：保温表面与墙之间的净空距离不小于150mm。
管道与梁、柱、设备之间的局部距离，可按管道与墙之间的净空距离减少 50mm。
地沟内管道应尽量采用单层布置。当采用多层布置时，一般将小 管或压力高的、阀门多的管道布置在上面。
地沟内布置的管道，各种间距应符合下列规定：不保温 的管道：
管子外壁至沟壁的净空距离100～150mm ；
管子外壁至沟底的净空距离不小于200mm；
相邻两管外壁之间的净空距离，垂直方向不小于150mm，水平方向不小于100mm。
保温的管道：上述净空距离可适当加大，使保温后的净空距离不小于50 mm。
多层布置时，上层管道应有一个不小于400mm的水平间距。
阀门应尽量布置在便于操作、维护和检修的地方。重型阀门和较大的焊接式阀门，一般布置在水平管道上，且门杆垂直向上。重型阀门还应考虑 必要的起吊设施。
对于法兰连接的阀门或铸铁阀门，应布置在补偿弯矩较小处。 水平布置的阀门，门杆不得朝下。
7 总结与展望
7.1 总结
（1）本次射水抽气系统设计是以河南煤化集团演马电力有限公司的汽轮机组的运行参数为基础，最终设计的射水抽气系统和演马电力的实际射水抽气系统差别不大，系统的各种设备和系统的整体结构和电厂实际的系统设备和结构相似。由此说明本次射水抽气系统的设计方法是正确的。
（2）射水抽气系统的设计重点在于各种射水抽气设备的选型。本文首先对射水抽气系统的理论进行研究，根据演马电厂机组的实际情况和射水抽气系统的的理论研究确定的本次射水抽气系统的基本设计思路。由汽轮机组凝汽器的参数，由美国热交换协会（HEI）《表面式凝汽器标准》推荐计算方法确定了射水抽气系统核心部件射水抽气器的抽气量大小，然后通过查表计算和参考大量相关资料对射水抽气器进行了选型。
本次的射水抽气系统的核心部件射水抽气器确定后，射水泵即可参照配置，然后对射水箱进行设计。最后是该系统的管道和阀门的选型及设备的安装。
（3）本次课题的设计过程中，画了不少图制了许多表格，这使我更加熟练的掌握了CAD和word的使用方法。
（4）由于条件有限，本次射水抽气系统设计中的一些方法并未进行实际的试验，因此本文的设计方法需要在今后的学习研究中用更多的试验来改进完善理论部分。
7.2 展望
射水抽气系统已经有几十年的发展历史，但在该系统的设计方面仍存在着许多问题，如射水抽气器的研制开发不够，种类不全，射水抽气系统设计中一些问题并没有完善的理论依据，许多是凭借经验而得。因此为更进一步提高系统的效率机组的经济性，仍需进一步研究和试验。相信在不久的将来，通过不懈的努力研究，射水抽气系统会更加完善和高效，为建设新型节能社会做出贡献。
致谢
本次设计任务对自己是个很大的挑战，之前对射水抽气系统了解甚少，随着设计的深入遇到困难重重，在此我要特别的感谢我的指导老师温小萍。温老师在我本次设计的整个过程都给了我许多帮助，他在百忙之中仍抽出时间来帮我解决了许多设计上的问题，在精神上鼓励着我给了我完成本次设计的信心。在此再次向温老师表示感谢。
此次设计过程中查阅了大量的相关文献和技术资料，通过这些资料我学到了许多知识并顺利的完成了本次设计。在此向这些文献资料的作者专家们致敬。你们为了科技的进步鞠躬尽瘁是我一生学习的榜样。本次设计没有同学的帮助而完成时非常困难的，在此感谢毋鹏、徐帅月、吴延辉同学，感谢他们此次设计的帮助。
最后感谢大学这三年教过我的老师们，是你们为我奠定了知识基础，学生在此向我的老师们表示感谢，老师您辛苦了！
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