电厂热力系统计算

本科毕业设计（论文）

660 MW凝汽式发电机组热力系统的设计

学    院：  材料与能源学院    

专    业：  热能与动力工程    

  （热电工程方向）  

             年级班别：   2007级（1）班    

姓    名：     林            

学    号：    3107007838      

指导教师：   柯秀芳副教授     

2011年  5月

摘    要

高参数大容量凝汽式机组是目前新建火电机组的主力机型，本文针对660MW亚临界凝汽式发电机组热力系统进行设计，对拟定的凝汽式发电机组原则性热力系统进行设计计算和热经济性计算，绘制原则性热力系统图、全面性热力系统图。

本机组选用德国BABCOCK公司生产的2208t/h自然循环汽包炉；汽轮机为GE公司的亚临界压力、一次中间再热660MW凝汽式汽轮机。共设8级不调节抽汽，其中3级高压加热器，4级低压加热器，及一级除氧器。主蒸汽初参数：16.68Mpa，538，再热蒸汽参数：3.232Mpa，538，排汽压力4.4kpa。

热经济性指标：全厂效率40.50%，发电标准煤耗0.29504 kg/kW·h。

计算误差：汽轮机进汽量计算误差0.901%，汽轮机内功计算误差0.55%。

关键词：电厂，热力系统，锅炉，汽轮机

Abstract

High-power and high parameters of condensing unit is the main of the new thermal power units.A thermal system of a subcritical 660MW condensing unit is designed in this paper.The baseless thermal systems and thermal economy is designed and calculated. And baseless Thermal system diagram and Comprehensive Thermal system diagram is drew.

A 2208t/h of natural circulation drum boiler produced by German BABCOCK is selected for this unit.The turbine is subcritical pressure, one reheat 660MW Condensing Steam Turbine produced by GE. There are a total of eight level steam extraction. Including three high-pressure heater, four low pressure heaters and a deaerator. The main steam parameters is as follow: 16.68 Mpa, 538, reheat steam parameters:3.232 Mpa, 538. Exhaust steam pressure 4.4 kpa.

Thermal Economy index is as follow: The efficiency of the whole plant 40.50%; Generation standard coal consumption 0.29504 kg/kW·h.

Calculation errors is as follow: Throttleflow error 0.901%,Counter-balance checking error 0.55%.

Key words：Power Plant，Thermal System，Boiler，Steam Turbine

目    录

1    绪    论    1

2    热力系统与机组资料    4

2.1.    热力系统简介    4

2.2.    原始资料    5

3    热力系统计算    7

3.1.    汽水平衡计算    7

3.2.    汽轮机进汽参数计算    8

3.3.    辅助计算    8

3.4.    各加热器进、出水参数计算    10

3.5.    高压加热器组抽汽系数计算    16

3.6.    除氧器抽汽系数计算    17

3.7.    低压加热器组抽汽系数计算    18

3.8.    凝汽系数计算    20

3.9.    汽轮机内功计算    21

3.10.    汽轮机内效率、热经济指标、汽水流量计算    22

3.11.    全厂性热经济指标计算    24

4    反平衡校核    26

5    辅助系统设计、选型    28

5.1.    主蒸汽系统    28

5.2.    给水系统    28

5.3.    凝结水系统    28

5.5.    旁路系统    29

5.6.    补充水系统    29

5.7.    阀门    30

6    结   论    32

参 考 文 献    34

致  谢    35

1

绪    论

 火力发电厂简称火电厂，是利用煤炭、石油、天然气作为燃料生产电能的工厂。其能量转换过程是：燃料的化学能→热能→机械能→电能。

最早的火力发电是1875年在巴黎北火车站的火电厂实现的。随着发电机、汽轮机制造技术的完善，输变电技术的改进，特别是电力系统的出现以及社会电气化对电能的需求，20世纪30年代以后，火力发电进入大发展的时期。火力发电机组的容量由200兆瓦级提高到300～600兆瓦级（50年代中期），到1973年，最大的火电机组达1300兆瓦。大机组、大电厂使火力发电的热效率大为提高，每千瓦的建设投资和发电成本也不断降低。到80年代后期，世界最大火电厂是日本的鹿儿岛火电厂，容量为4400兆瓦。但机组过大又带来可靠性、可用率的降低，因而到90年代初，火力发电单机容量稳定在300～700兆瓦。进入21世纪后，为提高发电效率，我国对电厂机组实行上大压小。高参数大容量凝汽式机组成为目前新建火电机组的主力机型,全世界数十年电站发展史的实践表明，火电设备逐渐大容量化是不可抗拒的发展趋势。

人类已进入21世纪，“能源、环境、发展”是新世纪人类所面临的三大主题。这三者之中，能源的合理开发与利用将直接影响到环境的保护和人类社会的可持续发展。作为能源开发与利用的电力工业正处在大发展的阶段，火力发电是电力工业的重要领域，环境保护和社会发展要求火力发电技术不断发展、提高。在已经开始的21世纪，火力发电技术发展趋势是我们十分关注的问题。

就能量转换的形式而言，火力发电机组的作用是将燃料（煤、石油、天然气）的化学能经燃烧释放出热能，再进一步将热能转变为电能。其发电方式有汽轮机发电、燃气轮机发电及内燃机发电三种。其中汽轮机发电所占比例最大，燃气轮机发电近年来有所发展，内燃机发电比例最小。汽轮机发电的理论基础是蒸汽的朗肯循环，按朗肯循环理论，蒸汽的初参数（即蒸汽的压力与温度）愈高，循环效率就愈高。目前蒸汽压力已超过临界压力（大于22.2MPa），即所谓的超临界机组。进一步提高超临界机组的效率，主要从以下两方面入手。

1.提高初参数，采用超超临界

初参数的提高主要受金属材料在高温下性能是否稳定的，目前，超临界机组初温可达538℃～576℃。随着冶金技术的发展，耐高温性能材料的不断出现，初温可提高到600℃～700℃。如日本东芝公司1980年着手开发两台0型两段再热的700MW超超临界汽轮机，并相继于19年和1990年投产，运行稳定，达到提高发电端热效率5%的预期目标，即发电端效率为41%，同时实现了在140分钟内启动的设计要求，且可在带10％额定负荷运行。在此基础上，该公司正推进1型（30.99MPa、593/593/593℃）、2型（34.52Mpa,650/593/593℃）机组的实用化研究。据推算，超超临界机组的供电煤耗可降低到279g/kWh

2.采用高性能汽轮机

汽轮机制造技术已很成熟，但仍有进一步提高其效率的空间，主要有以下三种途径：

首先是进一步增加末级叶片的环形排汽面积，从而达到减小排汽损失的目的。末级叶片的环形排汽面积取决于叶片高度，后者受制于材料的耐离心力强度。日本700MW机组已成功采用钛制1.016m的长叶片，它比目前通常采用的12Cr钢制的0.842m的叶片增加了离心力强度，排汽面积增加了40%，由于降低了排汽损失，效率提高1.6%。

其次是采用减少二次流损失的叶栅。叶栅汽道中的二次流会干扰工作的主汽流产生较大的能量损失，要进一步研制新型叶栅，以减少二次流损失。

最后是减少汽轮机内部漏汽损失。汽轮机隔板与轴间、动叶顶部与汽缸、动叶与隔板间均有一定间隙。这些部位均装有汽封，以减少漏汽损失。要研制新型汽封件以减少漏汽损失。

发展大机组的优点可综述如下：

1.降低每千瓦装机容量的基建投资

随着机组容量的增大，投资费用降低。在一定的范围内，机组的容量越大越经济。一般将这个范围称为容量极限。 

以20万千瓦燃煤机组的建设费比率为100%。30万千瓦燃煤机组为93%，到60万千瓦时进一步下降为84%。容量每增加一倍，基建投资约降低5%。

2.提高电站的供电热效率

机组容量越大，电站的供电热效率也越高。在15万千瓦以前，热效率的上升率较高。达到15万千瓦以后，热效率上升趋于和缓。原因在于容量在15万千瓦前，蒸汽参数随容量增加而提高的缘故。容量超过15万千瓦后，蒸汽参数变化不大。欲取得更高的供电热效率，只有采用超临界领域的蒸汽参数。

16.9Mpa,566/538℃，50万千瓦机组的供电热效率为38.6%。24.6Mpa538/538℃，90万千瓦机组的供电热效率则高达40.7%，与前者相比约提高2.1%。 

3.降低热耗

以15万千瓦机组的单位热耗比率为100%，当机组容量增加到60万千瓦时，降低1.3%；由30万千瓦增加到60万千瓦时降低1.0%。由60万千瓦提高到120万千瓦时降低0.5%左右。 

4.减少电站人员的需要量

15万千瓦机组，需0.45人/兆瓦；到30万千瓦时下降到0.27人/兆瓦；到120万千瓦时会进一步下降到0.12人/兆瓦。这表明，机组容量越大，工资支出越少

5.降低发电成本

在燃料价格相同的情况下，机组容量越大，发电成本越低。 

机组容量增大，蒸汽参数提高，每千瓦装机容量的建设费用降低，热效率变大，热耗降低，工作人员减少，发电成本降低。这充分显示了大机组的优势。

2

热力系统与机组资料

2.1.热力系统简介

本机组采用一炉一机的单元制配置。其中锅炉为德国BABCOCK公司生产的2208t/h自然循环汽包炉；气轮机为GE公司的亚临界压力、一次中间再热660MW凝汽式气轮机。

全厂的原则性热力系统附图所示。该系统共有八级不调节抽汽。其中第一、二、三级抽汽分别供三台高压加热器，第五、六、七、八级抽汽分别供四台低压加热器，第四级抽汽作为0.9161Mpa压力除氧器的加热汽源。

第一、二、三级高压加热器均安装了内置式蒸汽冷却器，上端差分别为-1.7、0、-1.7。第一、二、三、五、六、七级回热加热器装设疏水冷却器，下端差均为5.5。

汽轮机的主凝结水由凝结水泵送出，依次流过轴封加热器、4台低压加热器，进入除氧器。然后由气动给水泵升压，经三级高压加热器加热，最终给水温度达到274.8，进入锅炉。

三台高压加热器的疏水逐级自流至除氧器，第五、六、七级低压加热器的疏水逐级自流至第八级低压加热器；第八级低加的疏水用疏水泵送回本级的主凝结水出口。

凝汽器为单压式凝汽器，汽轮机排气压力4.4kPa。给水泵气轮机（以下简称小汽机）的汽源为中压缸排汽（第四级抽汽），无回热加热其排汽亦进入凝汽器，设计排汽压力为6.34kPa。

锅炉的排污水经一级连续排污利用系统加以回收。扩容器工作压力1.55Mpa，扩容器的疏水引入排污水冷却器，加热补充水后排入地沟。

锅炉过热器的减温水（3）取自给水泵出口，设计喷水量为66240kg/h。

热力系统的汽水损失计有：全厂汽水损失（14）33000kg/h、厂用汽（11）22000kg/h(不回收)、锅炉暖风器用气量为65800kg/h,暖风器汽源（12）取自第4级抽汽，其疏水仍返回除氧器回收，疏水比焓697kJ/kg。锅炉排污损失按计算值确定。

高压缸门杆漏汽（1和2）分别引入再热热段管道和均压箱，高压缸的轴封漏汽按压力不同，分别引进除氧器（4和6）、均压箱（5和7）。中压缸的轴封漏汽也按压力不同，分别引进除氧器（10）和均压箱（8和9）。从均压箱引出三股蒸汽：一股去第七级低加（16），一股去轴封加热器SG（15），一股去凝汽器的热水井。

2.2.原始资料

2.2.1.汽轮机型以及参数

1.机组型式：亚临界压力、一次中间再热、四缸四排汽、单轴、凝汽式汽轮机；

2.额定功率=660MW；

3.主蒸汽初参数（主汽阀前）=3.232MPa， =538；

4.再热蒸汽参数（进汽阀前）：

                  热段=3.232MPa； =538；

                  冷段=3.567MPa； =315；

5.汽轮机排汽压力=4.4kPa,排汽比焓=2315kJ/kg。

2.2.2.回热加热系统参数

1.机组各级回热抽汽参数见表2-1

表2-1 回热加热系统原始汽水参数

3.给水泵出口压力=21.47MPa，给水泵效率=0.83

4.除氧器至给水泵高差=22.4m；

5.小汽机排汽压力=6.27kPa；小汽机排汽焓=2315.6kJ/kg

2.2.3.锅炉型式及参数

1.锅炉：德国BABCOCK-2208t/h一次中间再热、亚临界压力、自然循环汽包炉；

2.额定蒸发量=2208t/h

3.额定过热蒸汽压力=17.42Mpa；

4.额定再热蒸汽压力=3.85MPa；

5.额定过热汽温=541；额定再热汽温=541；

6.汽包压力=18.28MPa；

7.锅炉热效率=92.5%。

2.2.4.其他数据

1.汽轮机进汽节流损失=4%，

中压缸进汽节流损失=2%；

2.轴封加热器压力=102KPa,

疏水比焓=415kJ/kg；

3.机组各门杆漏汽、轴封漏汽等小汽流量及参数见表2-2；

4.锅炉暖风器耗汽、过热器减温水等全厂汽水流量及参数见表2-2；

5.汽轮机机械效率=0.985；发电机效率=0.99；

6.补充水温度=20；

7.厂用点率ε=0.07。

表2-2 各辅助汽水、门杆漏汽、轴封漏汽数据

热力系统计算

3.1.汽水平衡计算

3.1.1.全厂补水率

全厂汽水平衡如图3-1所示，各汽水流量见表。将进、出系统的各流量用相对量表示。由于计算前汽轮机进汽量为未知，故预选=2033724kg/h进行计算，最后校核。

全厂工质渗漏系数

=/=33000/2033724=0.01622

锅炉排污系数

=/=15000/2033724=0.007376

取=40%=6000， =60%=9000

=40%=0.002950

图3.1 全厂汽水平衡

=60%=0.004425

扩容器工作压力1.55Mpa

扩容蒸汽焓=2792.0kj/kg，扩容蒸汽送进除氧器。

扩容饱和水焓=851.7 kj/kg，加热补充水后排地沟。

其余各量经计算为

厂用汽系数=0.01082

减温水系数=0.03257

暖风器疏水系数=0.03235

由全厂物质平衡得

补水率=++=0.01082+0.004425+0.01622=0.03147

3.1.2.给水系数

=++-=1+0.01622+0.004425-0.03257=0.9945

3.1.3.各小汽流量系数

表3-1 门杆漏汽、轴封漏汽数据

3.1.1.主蒸汽参数

由主汽门前压力=16.68Mpa，温度=538，查水蒸所性质表，得主蒸汽比焓值=3398.8kj/kg。

主汽门后压力=（1-）=（1-0.04）16.68=16.013Mpa。

由=16.013Mpa， ==3398.8kj/kg，查表，得主汽门后汽温=535.3

3.1.2.再热蒸汽参数

由中联门前压力=3.323Mpa，温度=538，查水蒸气性质表，得再热蒸汽比焓值=3539.4 kj/kg。

中联门后再热汽压=（1-）=（1-0.02）3.323=3.257Mpa。

同=3.257Mpa， ==3539.4 kj/kg，查水蒸所性质表，得中联门后再热汽温=537.7

3.3.辅助计算

3.1.1.均压箱计算

以加权平均法计算均压箱内平均进汽比焓。计算详见下

表3-2  均压箱比焓表

以加权平均法计算轴封加热器内平均进汽比焓。计算详见下

表3-3  轴封加热器比焓表

由=0.0044Mpa=4.4Kpa，查水蒸所性质表，得=30.6

将所得数据与表2-1的数据一起，以各抽汽口的数据为节点，在h-s图上绘制出汽轮机的汽态膨胀过程线，见图3.2

图3.2汽轮机的汽态膨胀过程线

3.4.各加热器进、出水参数计算

3.4.1.高压加热器H1

加热器压力：

=（1-Δ）=（1-0.03）*5.945=5.767Mpa

式中——第一抽汽口压力；

Δ——抽汽管道相对压损；

由=5.767Mpa，查水蒸所性质表得

加热器饱和温度=273.0

H1出水温度：

=-δt=273.0-（-1.7）=274.7

式中δt——加热器上端差。

H1疏水温度：

=+δ=243.5+5.5=249.0

式中δ——加热器下端差，δ=5.5

——进水温度，其值从高压加热器H2的上端差δt计算得到。

已知加热器水侧压力=21.47Mpa，由=274.7，查得H1出水比焓=1204.8kj/kg

由=243.5， =21.47Mpa，查得H1进水比焓=1056.6 kj/kg

由=249.0， =5.767Mpa，查得H1疏水比焓=1080.9 kj/kg。

至此，高压加热器H1的进、出口汽水参数已全部算出。

3.4.2.高压加热器H2

加热器压力：

=（1-Δ）=（1-0.03）*3.668=3.558Mpa

式中——第二抽汽口压力；

Δ——抽汽管道相对压损；

由=3.558Mpa，查水蒸所性质表得

加热器饱和温度=243.5

H2出水温度：

=-δt=243.5-0=243.5

式中δt——加热器上端差。

H2疏水温度：

=+δ=206.7+5.5=212.2

式中δ——加热器下端差，δ=5.5

——进水温度，其值从高压加热器H3的上端差δt计算得到。

已知加热器水侧压力=21.47Mpa，由=243.5，查得H2出水比焓=1056.6kj/kg

由=243.5， =21.47Mpa，查得H2进水比焓=0.4 kj/kg

由=249.0， =3.558Mpa，查得H2疏水比焓=908.2 kj/kg。

至此，高压加热器H2的进、出口汽水参数已全部算出。

3.4.3.高压加热器H3

加热器压力：

=（1-Δ）=（1-0.03）*1.776=1.722Mpa

式中——第三抽汽口压力；

Δ——抽汽管道相对压损；

由=1.722Mpa，查水蒸所性质表得

加热器饱和温度=204.9

H3出水温度：

=-δt=204.9-（-1.7）=206.7

式中δt——加热器上端差。

H3疏水温度：

=+δ=177.0+5.5=182.5

式中δ——加热器下端差，δ=5.5

——进水温度，其值从除氧器H4的上端差δt计算得到。

已知加热器水侧压力=21.47Mpa，由=206.7，查得H3出水比焓=0.4kj/kg

由=177.0， =21.47Mpa，查得H3进水比焓=761.0 kj/kg

由=182.5， =1.722Mpa，查得H3疏水比焓=774.5kj/kg。

至此，高压加热器H3的进、出口汽水参数已全部算出。

3.4.4.除氧器H4

加热器压力：

=（1-Δ）=（1-0.05）*0.9=0.916Mpa

式中——第四抽汽口压力；

Δ——抽汽管道相对压损；

由=0.916Mpa，查水蒸所性质表得

加热器饱和温度=176.1

H4出水温度：

=-δt=176.1-0=176.1

式中δt——加热器上端差。

H4疏水温度：

=+δ=141.1+0=141.1

式中δ——加热器下端差，δ=0

——进水温度，其值从低压加热器H5的上端差δt计算得到。

已知加热器水侧压力=0.916Mpa，由=176.1，查得H4出水比焓=746.0kj/kg

由=141.1， =0.916Mpa，查得H4进水比焓=594.4 kj/kg

由=141.1， =0.916Mpa，查得H4疏水比焓=594.4kj/kg。

至此，除氧器H4的进、出口汽水参数已全部算出。

3.4.5.低压加热器H5

加热器压力：

=（1-Δ）=（1-0.03）*0.416=0.404Mpa

式中——第五抽汽口压力；

Δ——抽汽管道相对压损；

由=0.404Mpa，查水蒸所性质表得

加热器饱和温度=144.0

H5出水温度：

=-δt=144.0-2.8=141.1

式中δt——加热器上端差。

H5疏水温度：

=+δ=120.3+5.5=125.8

式中δ——加热器下端差，δ=5.5

——进水温度，其值从低压加热器H6的上端差δt计算得到。

已知加热器水侧压力=2.758Mpa，由=141.1，查得H5出水比焓=595.6kj/kg

由=120.3， =2.758Mpa，查得H5进水比焓=507.0 kj/kg

由=125.8， =0.404Mpa，查得H5疏水比焓=528.7kj/kg。

至此，低压加热器H5的进、出口汽水参数已全部算出。

3.4.6.低压加热器H6

加热器压力：

=（1-Δ）=（1-0.03）*0.226=0.219Mpa

式中——第六抽汽口压力；

Δ——抽汽管道相对压损；

由=0.219Mpa，查水蒸所性质表得

加热器饱和温度=123.1

H6出水温度：

=-δt=123.1-2.8=120.3

式中δt——加热器上端差。

H6疏水温度：

=+δ=98.4+5.5=103.9

式中δ——加热器下端差，δ=5.5

——进水温度，其值从低压加热器H7的上端差δt计算得到。

已知加热器水侧压力=2.758Mpa，由=120.3，查得H6出水比焓=507.0kj/kg

由=98.4， =2.758Mpa，查得H6进水比焓=414.2 kj/kg

由=103.9， =0.219Mpa，查得H6疏水比焓=435.5kj/kg。

至此，低压加热器H6的进、出口汽水参数已全部算出。

3.4.7.低压加热器H7

加热器压力：

=（1-Δ）=（1-0.03）*0.109=0.106Mpa

式中——第七抽汽口压力；

Δ——抽汽管道相对压损；

由=0.106Mpa，查水蒸所性质表得

加热器饱和温度=101.2

H7出水温度：

=-δt=101.2-2.8=98.4

式中δt——加热器上端差。

H7疏水温度：

=+δ=56.3+5.5=61.8

式中δ——加热器下端差，δ=5.5

——进水温度，其值从低压加热器H8的上端差δt计算得到。

已知加热器水侧压力=2.758Mpa，由=98.4，查得H7出水比焓=414.2kj/kg

由=56.3， =2.758Mpa，查得H7进水比焓=238.0 kj/kg

由=61.8， =0.106Mpa，查得H7疏水比焓=258.7kj/kg。

至此，低压加热器H7的进、出口汽水参数已全部算出。

3.4.8.低压加热器H8

加热器压力：

=（1-Δ）=（1-0.03）*0.0197=0.0191Mpa

式中——第八抽汽口压力；

Δ——抽汽管道相对压损；

由=0.0191Mpa，查水蒸所性质表得

加热器饱和温度=59.1

H8出水温度：

=-δt=59.1-2.8=56.3

式中δt——加热器上端差。

H8疏水温度：

=+δ=32.8+5.5=38.3

式中δ——加热器下端差，δ=5.5

——进水温度，其值从轴封加热器的上端差δt计算得到。

已知加热器水侧压力=2.758Mpa，由=56.3，查得H8出水比焓=237.9kj/kg

由=32.8， =2.758Mpa，查得H8进水比焓=139.9 kj/kg

由=38.3， =0.0191Mpa，查得H8疏水比焓=160.4kj/kg。

至此，低压加热器H8的进、出口汽水参数已全部算出。

表3-4  回热加热系统汽水参数计算

3.5.1.由高压加热器H1热平衡计算

高压加热器H1的抽汽系数：

==0.07143

高压加热器H1的疏水系数：

==0.07143

3.5.2.由高压加热器H2热平衡计算、

高压加热器H2的抽汽系数：

==0.07218

高压加热器H2的疏水系数：

=+=0.07143+0.07218=0.14362

再热器流量系数

=1-------

=1-0.07143-0.07218-0.0001912-0.001429-0.001032-0.001591-0.0012=0.8509

3.5.3.由高压加热器H3热平衡计算

本级计算时，高压加热器H3的进水比焓为未知，故先计算给水泵的介质比焓升。

如图3-3所示，泵入口静压：

=+=0.916 +975**9.8*22.4=1.130Mpa

式中   ——除氧器压力，Mpa；

——除氧器至给水泵水的平均密度， 。

给水泵内介质平均压力

=0.5*（+）=0.5*（21.47+1.130）=11.30 Mpa

给水泵内介质平均比焓：

取==746.0

根据=11.30 Mpa和=746.0查得：

给水泵内介质平均比容=0.001112

给水泵介质焓升

=-=

   ==27.3

给水泵出口焓：

=+=746.0+27.3=773.2

图3.3 给水泵焓升示意图

高压加热器H3的抽汽系数：

   ==0.03749

高压加热器H3的疏水系数：

=+=0.14362+0.03749=0.1811

3.6.除氧器抽汽系数计算

除氧器出水流量：

=+=0.99447 +0.032570791=1.02704

除氧器物质平衡和热平衡见图3-4。由于除氧器为汇集式加热器，进水流量为未知。但利用简捷算法可避开求取。

图3.4 除氧器热平衡和物质平衡图

=

=0.04232

3.7.低压加热器组抽汽系数计算

3.7.1.由低压加热器H5热平衡计算

低压加热器H5的出水系数：

=------

   =1.02704-0.18110-0.04232-0.001430-0.001591-0.001369-0.03235

   =0.76688

低压加热器H5的抽汽系数：

==0.02773

低压加热器H5的疏水系数：

==0.02773

3.7.2.由低压加热器H6热平衡计算

低压加热器H6的抽汽系数：

   =

   =0.02838

低压加热器H6的疏水系数：

=+=0.02772+0.02838=0.05611

3.7.3.由低压加热器H7热平衡计算

由于低压加热器H8的疏水采用疏水泵打回本级的主凝结水出口的形式，低压加热器H7的进水比焓未知，故先预选=239.5kj/kg，最后校核。

则低压加热器H7的抽汽系数：

=

=0.04699

低压加热器H7的疏水系数：

=+=0.05611+0.04699=0.10310

3.7.4.由低压加热器H8热平衡计算

由于低加H8的进水焓、疏水焓为未知，故先计算轴封加热器SG。

又由于轴封加热器SG的出水系数未知，故先预选=0.63094，最后校核。

由SG的热平衡，得轴封加热器出水焓：

=

==131.14kj/kg

由=2.758Mpa， =131.14 kj/kg，查得轴封加热器出水温度=30.69。

由于低压加热器H8未设疏水冷却器，所以疏水温度==59.1

由=0.0197Mpa, =59.1查得低压加热器H8疏水焓=247.3 kj/kg

低压加热器H8的抽汽系数：

   =

   =0.02997

低压加热器H8的疏水系数：

=+=0.10319+0.02998=0.13307

3.8.凝汽系数计算

3.8.1.小汽机抽汽系数

==0.03751

3.8.2.由凝汽器的质量平衡计算

   =0.76667-0.13307-0.03751-0.003924-0.03786

   =0.55451

3.8.3.由汽轮机汽侧平衡校验

H4抽汽口抽汽系数和

=+++

=0.04252+0.03751+0.03235+0.01082

=0.12300

各加热器抽汽系数和

=+++++++

     =0.07143+0.07218+0.03749+0.12320+0.02772+0.02838+0.04709+0.02998

      =0.43718

轴封漏汽系数和

=+++++++

       =0.0001913+0.001430+0.001032+0.001591+0.001265+0.0006731+

        0.0007626+0.001369

       =0.008314

凝汽系数：

=1--=1-0.43718-0.008314=0.55451

该值与由凝汽器质量平衡计算得到的相等，凝汽系数计算正确。

由低加H5～轴封加热器SG的质量平衡校验轴封加热器SG的出水系数：

=-=0.76667-0.13317=0.63094

轴封加热器SG的出水系数=0.63094，与初选值相等。

校验低压加热器H7的进水比焓：

=

   =（0.63094*237.9+0.13307*247.3）/（0.63094+0.13317）

   =239.5kj/kg

低压加热器H7的进水比焓=239.5kj/kg，与初选值相等。

3.9.汽轮机内功计算

3.9.1.凝汽流做功

=（-+）-*

   =0.55451*（3398.8-2315.6+512.3）-0.0009057*512.3

   =884.3kj/kg

式中  ——再热汽吸热， =-=3539.4-3027.1=512.3 kj/kg

3.9.2.抽汽流做功

1kgH1抽汽做功

=-=3398.8-3144.2=254.6 kj/kg

1kgH2抽汽做功

=-=3398.8-3027.1=492.0 kj/kg

1kgH3抽汽做功

=-+=3398.8-3352.2+512.3=558.9 kj/kg

1kgH4抽汽做功

=-+=3398.8-3169.0+512.3=742.1 kj/kg

1kgH5抽汽做功

=-+=3398.8-2978.5+512.3=932.6 kj/kg

1kgH6抽汽做功

=-+=3398.8-2851.0+512.3=1060.1kj/kg

1kgH7抽汽做功

=-+=3398.8-2716.0+512.3=1195.1 kj/kg

1kgH8抽汽做功

=-+=3398.8-2455.8+512.3=1455.3kj/kg

表3-5 做功量和抽汽量计算结果

=+++++++

        =0.07143*254.6+0.07218*492.0+0.03749*558.9+0.12300*742.1+

0.02773*932.6+0.02838*1060.1+0.04699*1195.1+0.02997*1455.3

            =322.1 kj/kg

3.9.3.附加功量

附加功量是指各小汽流量做功之和：

=*（-）+（+）*（-）+（+）*（-）+*（-+）+（+）*（-+）

       =0.0001913*（3398.8-3397.2）+（0.001430+0.001032）*（3398.8-3395.3）+

        （0.001591+0.001265）*（3398.8-3024.3）+0.0006731*（3398.8-3169.0+

512.3）+（0.0007626+0.001369）*（3398.8-3474.0+512.3）

           =2.510 kj/kg

3.9.4.汽轮机内功

=++=884.3+322.1+2.51=1208.9 kj/kg

3.10.汽轮机内效率、热经济指标、汽水流量计算

汽轮机比热耗：

=-+*=3398.8-1204.8+0.85088*512.3=2629.9 kj/kg

汽轮机绝对内效率：

=/=1208.9/2629.9=0.45967

汽轮机绝对电效率：

=**=0.985*0.99*0.45967=0.44824

汽轮机热耗率：

=3600/=3600/0.44824=8031.4 kJ/(kWh)

汽轮机汽耗率：

=/=8031.4/2629.9=3.0539 kg/(kWh)

汽轮机进汽量：

=1000**=1000*3.0539*660=2015555.6 kg/h

式中  ——汽轮机额定功率， =660MW。

检验：汽轮机进汽量=2015555.6kg/h，与初选值误差δ：

δ=(2033724-2015555.6)/2015555.6=0.901%

误差在允许范围内。

给水流量：

=*=1.02704*2015555.6=20700.3 kg/h

凝结水泵流量：

=*=0.63094*2015555.6=1271694.7 kg/h

凝汽量：

=*=0.55451*2015555.6=11175.2 kg/h

第一级抽汽量：

=*=0.07143*2015555.6=143979 kg/h

第二级抽汽量：

=*=0.07218*2015555.6=145487 kg/h

第三级抽汽量：

=*=0.03749*2015555.6=75560 kg/h

第四级抽汽量：

=*=0.12300*2015555.6=247908 kg/h

第五级抽汽量：

=*=0.02773*2015555.6=55885 kg/h

第六级抽汽量：

=*=0.02838*2015555.6=57211 kg/h

第七级抽汽量：

=*=0.04699*2015555.6=94717 kg/h

第八级抽汽量：

=*=0.02997*2015555.6=60406 kg/h

3.11.全厂性热经济指标计算

3.11.1.锅炉参数计算

过热蒸汽参数：

由=17.42Mpa， =541，查表得过热蒸汽出口比焓=3399.0 kj/kg

再热蒸汽参数：

锅炉设计再热蒸汽出口压力=3.85 Mpa，该压力已高于汽轮机排汽压力=

3.567 Mpa，故按照汽轮机侧参数，确定锅炉再热器出口压力=3.3232 Mpa。由=3.3232 Mpa和=541，查表得再热蒸汽出口比焓=3546.2 kj/kg。

再热器换热量=-=3546.2-3027.1=519.1 kj/kg。

3.11.2.锅炉有效热量

=（-）（-）+（-）+（-）+*

  =（0.9945-0.01082）*（3399.0-1204.8）+0.01082（1762.0-1204.8）+

    0.03257*（3399.0-746.0）+0.8509*519.1

  =2692.4 kj/kg

3.11.3.管道效率

=/=2629.9/2692.4=0.9768

3.11.4.全厂效率

==92.5*97.68*44.82=40.50%

3.11.5.全厂发电标准煤耗

系数===1.0283

式中  ——暖风器吸热量，按下式计算：

=（-）=0.03235*（3169-697）=79.98 kj/kg

相应于1kg标煤的输入热量：

=29300*=29300*1.0283=30128 kj/kg

发电标准煤耗：

===0.29504 kg/kW·h

3.11.6.全厂热耗率

=*29300=0.29504*29300=84.7 kj/kW·h

3.11.7.全厂供电标准煤耗：

===0.31725 kg/kW·h

式中  ——厂用电率， =0.07。

4

反平衡校核

为检查计算结果的正确性，以下做全厂反平衡校核计算。校核目标为汽轮机的内功。反平衡计算中的各量均相应于1kg汽轮机进汽。

4.1.锅炉输入热量

=/=2692.4/0.925=2910.7 kj/kg

4.2.锅炉损失

=（1-）=（1-0.925）*2910.7=218.3 kj/kg

4.3.排污损失

=（-）=0.01082*（1762.0-84.1）=18.15 kj/kg

式中  ——化学补充水的比焓， =84.1 kj/kg

4.4.全厂工质渗漏损失

=（-）=53.76 kj/kg

4.5.厂用汽损失

=（-）=0.01082*（3169-84.1）=33.37 kj/kg

4.6.凝汽流冷源损失

=（-）=0.55451*（2315.6-128.3）=1212.9 kj/kg

4.7.小汽机冷源损失

=（-）=0.03751*（2422.6-128.3）=86.1 kj/kg

4.8.化学补充水冷源损失

=（-）=0.03786*（84.1-128.3）=-1.675 kj/kg

4.9.轴封加热器疏水冷源损失

=（-）=0.0006245*（415-128.3）=0.179 kj/kg

4.10.均压箱去热水井汽流的冷源损失

=（-）=0.0004371*（3252.3-128.3）=1.366 kj/kg

以上第6～10项为凝汽器的直接冷源损失

4.11.暖风器损失

=（-）=0.03235*（3169-697）=79.9 kj/kg

4.12.管道散热损失

=（-）+（-）

=1.01623*（3399.0-3398.8）+0.8509*（3546.2-3539.4）

       =5.938 kj/kg

4.13.轴封汽散热损失

=*（-）+（+）*（-）+（+）*（-）

       =0.0001913*（3398.8-3397.2）+（0.001430+0.001032）*（3398.8-3395.3）+

        （0.0007626+0.001369）*（3539.4-3474.0）

       =0.148 kj/kg

损失之和

=++++++++++

++

          =218.3+18.2+53.8+33.4+1212.9+86.1-1.675+0.179+1.366+79.98+5.938+0.148

      =1708.4 kj/kg

汽轮机内功

=-=2910.7-1708.4=1202.3 kj/kg

正、反平衡相对误差

==0.55%

计算无误。

5

辅助系统设计、选型

5.1.主蒸汽系统

由于本设计采用一次中间再热高参数凝汽式电厂，故选用单元制系统。机组主蒸汽及高、低温在热蒸汽系统采用单管、双管混合系统，管道从过热器的出口联箱的两侧引出，在机头处汇集成一根管，到高压缸前分成两根支管分别进入高压缸左右侧主汽阀和调节阀，在汽轮机入口前设压力平衡联通管。

热再热蒸汽管道从再热器的出口联箱的两侧引出，平行接到汽轮机前，分别接入中压缸左右侧再热主汽阀，在汽轮机入口前设压力平衡连通管。

热再热蒸汽管道从再热器的出口联箱的两侧引出，平行接到汽轮机前，分别接入中压缸左右再热主汽阀调节阀，在汽轮机入口前设压力平衡连通管。冷再热蒸汽管道从高压缸的两个排气口引出，在机头处汇成一根总管，到锅炉前再分成两根支管分别接入再热器进口联箱。既减少由于锅炉两侧热偏差和管道布置差异所引起的蒸汽温度和压力偏差，有利于机组的安全运行，同时还可以选择合适的管道规格，节省管道投资。

高压缸排汽管道上为了防止机组甩负荷时，再热管道内的蒸汽倒流入汽轮机，设置了气动止回阀。当汽轮机甩负荷时，高、中压自动主汽阀在高压油作用下瞬间关闭（0.1～0.3s），高压缸排气止回阀以及各回热抽汽官道上的逆止阀也在气动机构作用下迅速关闭，从而保证汽轮机不至超速。

5.2.给水系统

本设计给水泵系统按最大运行流量即锅炉最大连续蒸发量（BMCR）工况时对应的给水量进行。系统设置2台容量为最大给水量50%的汽动给水泵作经常运行，1台容量为50%的电动调速给水泵作备用泵。给水泵由德国KSB公司生产，出口压力21.47Mpa，最大流量为1324.8t/h，中间抽头流量为39.7 t/h，效率83%。每台气动给水泵配有1台电动前置泵，电动调速给水泵与前置泵用同一电动机通过液力偶合器拖动，在一台给水泵出现故障时，其余两台给水泵还能继续工作。每套泵都配有一前置泵进口滤网、给水泵进口滤网、给水泵出口逆止门和最小流量再循环系统。最小流量再循环系统包括一个再循环阀、两个再循环截止阀及差压开关和再循环减压装置。

5.3.凝结水系统

本次设计采用两台100%容量的立式筒型泵，一台运行，一台备用。凝结水泵的容量满足汽机VWO工况下的凝结水流量，再加上10%的欲量。其扬程也按在VOW工况下运行并留有欲量，且能适应机组变工况运行的要求。凝结水泵选用电动、立式、多级、筒式、离心泵。

5.4.抽空气系统

各加热器汽侧与加热蒸汽管道相连，运行中蒸汽不断凝结成疏水，而蒸汽中含有部分不凝结性气体则会在简体内停留，影响加热器中的传热系数值。为此在加热器汽侧设置了抽空气管道以排除不凝结性气体。高压加热器汽侧抽空气管路与除氧器相连，再接入低压加热器抽空气系统，最后连接至凝汽器的真空维持系统。为减少抽空气过程中携带蒸汽造成的热损失和降低抽气器负担，在抽气管路上设置有节流孔板，用以阻止蒸汽大量流入下一级或凝汽器。

凝汽器侧抽真空系统设置3台50%容量水环式真空泵，电动机与真空泵采用直联式。正常运行时，1台真空泵作为备用。抽气器的任务是抽除凝汽器内不能凝结的气体，以维持凝汽器的正常真空。所以抽气器的工作正常与否对凝汽器压力的影响很大。任何一种抽气器，不管其结构和作用原理如何，其实都是一种扩容器。它将蒸汽空气混合物从抽气口德压力扩压到略高于大气压以排入大气，其压缩比一般为15～40。

5.5.旁路系统

本机组设有两级串联的高、低旁路系统。主蒸汽管与汽机高压缸排气逆止阀后的冷段再热蒸汽管道之间连接高压旁路，使蒸汽直接进入再热器；再热器出口管路上连接高压旁路管道使蒸汽直接进入凝汽器。在机组启停、运行和异常情况期间旁路系统起到控制、监视蒸汽压力和锅炉超压保护的作用。

高压旁路每台机组安装两套，从汽机入口前主蒸汽联络管接出，经减压、减温后接至再热（冷段）蒸汽管道，高压旁路的减温水取自汽动给水泵和电动给水泵出口的凝结水系统。

高、低压旁路包括蒸汽控制阀、减温水控制阀、关断阀和控制装置。系统设置预热管，保证高、低压旁路管道在机组运行时始终处于热备用状态。

5.6.补充水系统

本机组设置了凝结水补充水箱，补充水进入凝汽器，由于补充水充分利用了低压回热抽汽加热，回热抽气做功比较大，热经济性提高。并设有补充水除盐装置，去除水中钙、镁、硅酸盐和钠盐，凝结水精处理采用中压系统。除盐采用离子交换树脂制取的化学除盐水。补充水采用二级除氧，一级除氧在凝汽器中，设有真空除氧装置和鼓泡除氧装置，然后通过回热系统的高压除氧器进行二次除氧。

5.7.阀门

5.7.1.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。

闸阀和截止阀只作关断用，不作流量或压力调节阀，否则阀门会迅速磨损导致泄漏，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。闸析闸阀可装于任意位置的管道上，双闸板闸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，但流动阴力较大，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、截上载阀要全开，停运时要全关。

5.7.2.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，一般调节用阀门不宜作关断阀使用。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的小管，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作关断或调节用。

调节阀在运行中需要经常开关，为防止介质泄漏，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。

5.7.3.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。

止回阀用以防止管道内介质倒流，当介质倒流时，阀瓣自动关闭，截断介质流量，以防发生事故。在发电厂中主要用于各种泵的出口、锅炉给水管道、汽轮机抽汽管道等不允许介质倒流的地方。

安全阀用以防止超压，当介质压力超过规定值时，安全阀自动开启，把多余的介质排放到低压系统或大气中，而在压力降至规定值时又能自动关闭，防止事故发生，保证安全运行。

5.7.4.各阀门安装

1.循环水管道，采用蝶阀

2.抽汽管道，在尽量接近汽轮机抽汽口的地方安装止回阀，止回阀后安装电动闸阀。止回阀前和电动闸阀后分别设疏水阀。第四级抽汽管道上，至除氧器的管道上设置一个电动闸阀和一个止回阀；至给水泵汽轮机的蒸汽管道上设置一个止回阀，在每个支管上再分别装设一个电动闸阀和一个止回阀；至辅汽的蒸汽管道上装设一个电动闸阀和一个止回阀。

3.汽包、过热器、再热器、高压加热器、除氧器等高压设备，均安装安全阀。

4.凝结水泵、给水泵等泵入口前设置闸阀和泵入口滤网，出口均设止回阀，止回阀后安装电动截止阀，防止高压水倒流。

5.各高、低加热器，均设置加热器隔离旁路，旁路上设置电动隔离阀。

6.各高压加热器疏水经疏水调节阀逐级自流至除氧器。各低压加热器的疏水用疏水调节阀逐级自流入低压加热器H8，H8的疏水用疏水泵打回H8主凝结水出口。

7.主蒸汽系统，在过热器出口联箱两侧各接一弹簧式安全阀和一电磁安全阀。在靠近主汽门的管道上装设疏水阀和暖管用疏汽阀。

8.再热蒸汽系统，在靠近高压缸排汽口处设置止回阀，止回阀前后设有疏水阀，疏水阀后串联一汽动截止阀。再热器进口联箱前的冷段管道上，设弹簧式安全阀。再热器出口联箱引出的管道上，装设一个弹簧式安全阀和一个放气阀。在靠近中联门的地方安装疏水阀。

6

结   论

本机组采用一炉一机的单元制配置。其中锅炉为德国BABCOCK公司生产的2208t/h自然循环汽包炉；汽轮机为GE公司的亚临界压力、一次中间再热660MW凝汽式气轮机。

该系统共有八级不调节抽汽。其中第一、二、三级抽汽分别供三台高压加热器，第五、六、七、八级抽汽分别供四台低压加热器，第四级抽汽作为0.9161Mpa压力除氧器的加热汽源。

汽轮机的主凝结水由凝结水泵送出，依次流过轴封加热器、4台低压加热器，进入除氧器。然后由气动给水泵升压，经三级高压加热器加热，最终给水温度达到274.8，进入锅炉。

凝汽器为单压式凝汽器，汽轮机排气压力4.4kPa。给水泵气轮机（以下简称小汽机）的汽源为中压缸排汽（第四级抽汽），无回热加热其排汽亦进入凝汽器，设计排汽压力为6.34kPa。

原则性热力计算结果如下：

1.汽轮机内功=1208.9 kj/kg

2.汽轮机比热耗=2629.9 kj/kg

3.汽轮机绝对内效率=0.45967

4.汽轮机绝对电效率=0.44824

5.汽轮机热耗率=8031.4 kJ/(kWh)

6.汽轮机汽耗率=3.0539 kg/(kWh)

7.汽轮机进汽量=2015555.6 kg/h

检验：与初选值误差δ=0.901%

计算无误。

8.锅炉有效热量=2692.4 kj/kg

9.管道效率=0.9768

10.全厂效率=40.50%

11.全厂发电标准煤耗=0.29504 kg/kW·h

12.全厂热耗率=84.7 kj/kW·h

13.全厂供电标准煤耗：=0.31725 kg/kW·h

14.反平衡校核汽轮机内功=1202.3 kj/kg

15.正、反平衡相对误差=0.55%

计算无误。

参 考 文 献

1.黄新元，热力发电厂课程设计［M］，北京：电国电力出版社，2004

2.叶涛，热力发电厂［M］，北京：电国电力出版社，2009

3.康松 杨建明 胥建群，汽轮机原理［M］，北京：电国电力出版社，2000

4.阎维平，热能与动力工程专业英语［M］，北京：电国电力出版社，2006

5.李树春，火力发电集控运行［M］，重庆，重庆大学出版社，2009

6.樊泉桂，超超临界及亚临界参数锅炉［M］，北京：电国电力出版社，2007

7.代云修 张灿勇，汽轮机设备及系统［M］，北京：电国电力出版社，2006

8.丁立新，电厂锅炉原理［M］，北京：电国电力出版社，2008

9.杨诗成 王喜魁，泵与风机［M］，北京：电国电力出版社，2007

10.史美中 王中铮，热交换器原理与设计［M］，南京：东南大学出版社，2009

11.阎维平，洁净煤发电技术［M］，北京：电国电力出版社，2002

12.Stefan Spreng, Harald Weber, Matthias Hladkyb，Investigation of the dynamic behaviour of hydro power plants for restoration scenarios［J］，Electrical Power and Energy Systems(2003)

13.Antonio Rovira , María José Montes , Manuel Valdes , José María Martínez-Val, Energy management in solar thermal power plants with double thermal storage system and subdivided solar field［J］, Applied Energy,2011

14.Helge V. Larsen , Halldo´r Pa´lsson, Hans F. Ravn, Probabilistic production simulation including combined heat and power plants［J］, Electric Power Systems Research 48 (1998) 45–56

15.A. Sanchez-Lopez, G. Arroyo-Figueroa, A. Villavicencio-Ramirez, Advanced control algorithms for steam temperature regulation of thermal power plants［J］, Electrical Power and Energy Systems 26 (2004) 779–785

16.A. D’Ovidio, M. Pagano,Probabilistic multicriteria analyses for optimal biomass power plant design［J］, Electric Power Systems Research 79 (2009) 5–652

致  谢

本论文是在我的指导教师柯秀芳副教授的亲切关怀和悉心指导下完成的。她严肃的科学态度，严谨的治学精神，精益求精的工作作风，深深地感染和激励着我。感谢柯老师自始至终都给予我的细心指导和不懈支持。