汽轮机毕业设计3.docx
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汽轮机毕业设计3
毕业设计
（说明书）
题目:
300MW汽轮机原则性热力系统设计计算
姓名:
彭丽娜
编号:
专业：
电厂热能动力装置
指导老师：
武月枝
2012年05月22日
300MW汽轮机原则性热力系统设计计算
内容摘要
1.本设计得内容有以下几方面：
1）简述热力系统的相关概念；
2）回热循环的的有关内容（其中涉及到混合式加热器、表面式加热器的特点，并对其具有代表性的加热器作以细致描述。
表面式加热器的端差、设置疏水冷却段、蒸汽冷却段、疏水方式及热经济性、除氧器的运行及其热经济性分析、除氧器的汽源连接方式及其热经济性）
3）原则性热力系统的一般计算方法
2.关键词
除氧器、高压加热器、低压加热器
一．热力系统
热力系统的一般定义为：
将热力设备按照热力循环的顺序用管道和附件连接起来的一个有机整体。
通常回热加热系统只局限在汽轮机组的范围内。
二．实际机组回热原则性热力系统
由于回热系统的三个基本参数：
给水回热级数、给水温度、和回热加热在各级中的焓升分配与汽轮机联系密切，在汽轮机设计时就已经同时考虑，并经综合技术经济比较后确定的。
绝大多数回热系统随汽轮机本体的定型而确定，一般系统都采用一台混合式加热器作为除氧器，将回热加热器分为高压加热器组和低压加热器组。
高压加热器疏水逐级自流进入除氧器，低压加热器疏水也采用逐级自流方式进入凝汽器热井或在末级加热器采用疏水泵方式打入加热器出口水管道中。
不论机组的大小，这是最基本的连接方式。
随着高参数大容量机组的出现，对热经济性的要求也在提高，如前所述，对机组热经济性影响较大的有蒸汽冷却器和输水冷却器等，究竟是否采用他们要经过技术经济比较，同时要注意它们换热的特点，蒸汽冷却器内过热蒸汽与水的传热系数仅为蒸汽凝结换热时的0.05~0.30；输水冷却器内疏水与给水的传热系数仅为蒸汽凝结换热时的0.20~0.70，所以回热抽气过热度较小时不宜采用蒸汽冷却器，小机组也不宜采用蒸汽冷却器和疏水冷却器。
三．汽轮机原则性热力系统
以下就汽轮机原则性热力系统计算做以简要概述；
1.计算目的及基本公式
1.1计算目的
汽轮机组原则性热力系统计算是发电厂原则性热力系统计算的基础和核心，其计算的目的是：
确定汽轮机组在某一工况下的热经济指标和各部分汽水流量，根据以上计算结果选择有关的辅助设备和汽水管道，确定某些工况下汽轮机的功率或新汽耗量，新机组本体热力系统定型设计。
在选择辅助设备和汽水管道时，除了要用到设计工况下的计算数据外，应有最大工况下的热力系统计算的数据来核对，以确保在各种工况下满足运行安全和设计规程要求的范围。
对发电厂热力设备不同设置或系统的连接方式进行热经济性分析或技术比较时，都要用到热经济指标，尤其是设计工况下的指标最具有代表性，该工况下的热力系统计算也最普遍，对汽轮机或发电厂的设计、运行有非常重要的作用。
另外对新设计的汽轮机回热系统，电力设计院或运行电厂进行了部分修改的回热系统，运行机组大修前后都应进行计算，以确定其热经济指标，作为对机组的完善程度、回热系统修改的可能性、机组大修的效果进行评价的依据。
对于随热负荷变化较大的热电厂，应选择全年中几个具有代表性的工况（如冬季和夏季平均工况）来计算，以确定热电厂全年运行的热经济指标。
为选择与供热机组匹配的锅炉容量和台数，还需计算最大热、电负荷和其他某些工况（如夏季最小热负荷时）所对应的汽轮机新汽耗量。
原则性热力系统计算有“定功率计算”和“定流量计算”两种。
对负荷已给定情况下的计算，称为“定功率计算”，其结果为给定功率下汽轮机新汽耗量、各抽气量及热经济指标。
电力设计院、电厂运行部门用得较多。
当给定汽轮机进气量情况下，进行热力系统计算，称为“定流量计算”，其结果是求得给定流量下的汽轮发电机组的功率及其热经济性指标，一般为汽轮机制造厂采用。
无论是定功率计算还是定流量计算，都应满足能量消耗或能量供应相等的原则。
如果计算正确，两种计算得出的热经济指标应相同。
1.2计算的基本方式
要对原则性热力系统进行计算，必须已知计算工况下的机组的类型、容量、初终参数、回热参数、再热参数及供热抽汽参数、回热系统的连接方式，机组相对内效率ηi，机械效率ηm和发电机效率ηg等
具体计算时用的最多的三个基本公式是热平衡式，物质平衡式和汽轮机功率方程式。
（1）加热器热平衡式
吸热量=放热量×ηh或流入热量=流出热量
（2）汽轮机物质平衡式
DC=DO-∑Dj或αc=1-Σαj
（3）汽轮机功率方程式
3600Pe=Wiηmηg=Doωiηmηg
其中Wi=Doho+Drhqrh-ΣDjhj-Dchc
ωi=ho+αrhqrh-Σαjhj-αchc
通过功率方程式可求出汽轮发电机组的功率Pe（定流量计算）或汽轮机新汽耗量Do（定功率计算。
）在此基础上进一步计算出机组的热经济指标。
2.计算方法和步骤
机组原则性热力系统计算方法有多种，有传统的常规计算法、等效热降法、循环函数法以及矩阵法等。
这里只介绍常规计算法。
若回热系统是由z级回热抽气所组成，对于每一级回热相连的加热分别列出热平衡时，在加上一个求凝气流量的物质平衡式或功率方程式组成z+1个线性方程既可以用绝对流量（Dj、Do或Dc）来计算，也可以用相对量（αj、αc）来计算，然后以及有关公式求得相应热经济指标。
实际进行计算时用串联法（对凝气式机组采用“由高到低”的计算次序，从抽气压力较高的加热器开始计算，依次逐个算至抽气压力最低的加热器）
1）整理原始资料
2）回热抽气量计算
3）物质平衡式计算
4）计算结果校验
5）热经济指标计算
3.设计内容
计算超临界压力300MW三缸四排气凝气式汽轮机组在设计工况下的热经济指标。
已知：
汽轮机类型，N600-24.2∕566∕566;
蒸汽初参数：
po=24.2MPa，to=566℃，
Δpo=0.515MPa，Δto=1.8℃；
再热蒸汽参数：
冷段压力prhin=4.053MPa。
冷段温度trhin=303.5℃
冷段压力prhout=3.648MPa，
热段温度trh=566℃，Δprh=0,069MPa，Δtrh=1.7℃；
排气压力：
p2=5.4kPa（0.0054MPa）
给水泵出口压力ppu=30.38MPa，凝结水泵出口压力为1.84MPa。
机械效率、发电机效率分别为ηm=0.99，ηg=0.988。
汽动给水泵用汽系数αpu=0.052
抽气及轴封参数见表1和表2
表1回热抽气参数
项目
单位
回热抽气点及凝汽器参数
加热器编号
H1
H2
H3
H4
（HD）
H5
H6
H7
H8
C
抽汽压力pj
MPa
6.003
4.053
1.827
0.941
0.389
0.1033
0.0461
0.0191
0.0054
抽汽温度tj
℃
353.4
303.5
456.2
360.9
253.9
121.5
X=
0.98
X=
0.953
X=
0.917
表2回热系统利用的轴封蒸汽参数
项目
单位
αsg1
αsg2
αsg3
来源
高中压缸之间漏气
高压门杆漏气
低压缸后轴封漏气
轴封汽量αsg
0.0029
0.0001
0.0007
轴封汽比焓hsg
kJ∕kg
3323.8
3396.0
2716.2
去处
H2
SG
机组回热系统如图一：
3.1整理原始资料
（1）根据已知参数p、t在图二h-s图上画出汽轮机蒸汽膨胀过程线，得到新汽焓h0,、各级抽气焓hj及排汽焓hc,以及再热蒸汽比焓升qrh；也可根据p、t查水蒸汽表得出上述焓值。
h0=3396.0kJ∕kg，
hinrh=2970.3kJ∕kg，
houtrh=3598.2kJ∕kg，
qrh=3598.2—2970.3=627.9kJ∕kg
（2）根据水蒸气表查得各加热器出口水焓hwj及有关疏水焓hj′或hwjd,将机组回热系统计算点参数列于表3中
3.2计算回热抽气系数与凝气系数
采用相对量方法进行计算。
（1）1号高压加热器（H1）
回热循环
是由回热加热器、回热抽气管道、水管道、输水管道等组成的一个加热系统，回热加热器是该系统的核心。
回热，就是利用汽轮机抽汽以加热给水的方法。
在朗肯循环基础上，采用给水回热的循环，叫做给水回热循环，简称回热循环。
加热器按照内部汽、水接触方式的不同可分为混合式加热器与表面式加热器两类：
3.2.1混合式加热器及其系统的特点
1）可以将水加热到该级加热器压力下所对应的饱和水温度，充分利用了加热蒸汽的能位，热经济性比表面式加热器高。
2）由于汽、水直接接触，没有金属传热面，因而加热器结构简单，金属消耗量少，造价低，便于汇集各种不同参数的汽、水流量，如疏水、补充水、扩容蒸汽等。
3）可以兼做除氧设备使用，避免高温金属受热面氧腐蚀。
4）全部由混合式加热器组成的回热系统，其系统复杂，导致回热系统运行安全性、可靠性降低，系统投资大。
一方面由于凝结水需要依靠水泵提高后才能进入比凝汽器压力高的混合式加热器内，在该加热器内凝结水被加热到该加热器压力下的饱和水温度，压力也与该加热器内蒸汽压力一致，欲使其在更高压力的混合式加热器内被加热，还得借助于水泵来重复该过程。
另一方面为防止输送饱和水的水泵发生汽蚀，水泵应该有正的吸入水头，需设置一水箱安装在适当高度，水箱还要具有一定的容量来确保负荷波动时时运行的可靠性。
如再考虑各级水泵的的备用，则该回热系统的复杂性也就不难理解了，设备多、造价高、主厂房布置复杂、土建投资大、安全可靠性低使该系统的应用受到限制。
3.2.2表面式加热器的特点：
1）因为有端差存在，未能最大程度地利用加热蒸汽的能位，热经济性比混合式差。
2）由于有金属传热面，金属耗量大，内部结构复杂，制造较困难，造价高。
3）不能除去水中的氧气和其他气体，未能有效地保护高温金属部件的安全。
4）全部由表面式加热器组成的回热系统简单，运行安全可靠，布置方便，系统投资和土建费用少。
5）由于水被加热后要进入锅炉，水泵出口的压力比锅炉高，各加热器内水管应能承受比锅炉压力还高的水压，导致加热器的材料价格上升。
综合经济技术比较，绝大多数电厂都不会采用全部表面式加热器的回热系统，而是在中间适当的位置采用一混合式加热器，兼做除氧和收集各种汽、水流的作用，同时也将表面式加热器系统分为高压加热器和低压加热器，水侧部分承受除氧器下给水泵压力的表面式加热器称为高压加热器；承受凝汽器下凝结水泵压力的表面式加热器称为低压加热器。
3.2.3表面式加热器的端差θ及热经济性
加热蒸汽与水在加热器内通过金属管壁进行传热，通常水在管内流动，加热蒸汽在管外冲刷放热后凝结下来成为加热器的疏水（为区别主凝结水而称之为疏水），表面式加热器的端差，有时也称上端差，若不特别注明，通常都是指加热器汽侧出口疏水温度（饱和温度）与水侧出口温度之差，通常用θ﹦tdj—twj代表加热器的端差。
端差越小，热经济性就越好。
如加热器出口水温twj不变，端差θ越小意味着疏水温度tdj不需要原来的那样高，回热抽气压力可以降低一些，回热抽气做功比Xr增加，热经济性变好。
但是减小端差θ是以付出金属耗量和投资为代价的。
3.2.4抽气管道压降Δpj及热经济性
抽气管道压降Δpj是指汽轮机抽气管道压力pj和j级回热加热器内汽侧压力pj，之差，即Δpj=pj—pj，若端差不变，抽气压降加大，则pj，、tdj随之减小，引起加热器出口水温twj降低，导致增加压力较高的抽气量，减少本级抽气量，使整机回热抽气做功比Xr减小，热经济性下降
3.2.5蒸汽冷却器及其热经济性
随着火电机组向高参数大容量发展，特别是再热的采用，较大地提高了中、低压部分回热抽气的过热度，尤其再热后第一、二级抽气口的蒸汽过热度。
即让过热度较大的回热抽气先经过一个冷却器或冷却段降低蒸汽温度后，再进入回热加热器，这样不但减少了回热加热器的内汽水换热的不可逆损失，而且还可不同程度的提高加热器水温，减小加热器端差θ，改善回热系统热经济性。
蒸汽冷却器有内置和外置两种方式，内置式蒸汽冷却器是在加热器内隔离出一部分加热面积，使加热蒸汽先流经该段加热面将过热度降低后再流至加热器的冷凝段，通常离开蒸汽冷却段的蒸汽温度仍保持有15~20℃的过热度，不致使过热蒸汽在该段冷凝为疏水；外置式蒸汽冷却器是一个独立的换热器，具有较大的换热面积，布置方式灵活，既可以减小本级加热器的端差，又可以提高最终给水温度，降低机组热耗，从而使热经济性获得较大提高。
外置式蒸汽冷却器的水侧连接依据回热级数，蒸汽冷却器的个数与主水流的连接关系主要有串联与并联两种方式，（串联连接是指全部给水进入冷却器，并联连接时，只有一部分给水进入冷却器。
）
在实际回热加热系统中，往往又是内置式蒸汽冷却段与外置式蒸汽冷却器混合应用，总之，蒸汽冷却器是提高大容量、高参数机组热经济性的有效措施。
由H1的热平衡式求α1
α1（h1-hw1d）ηh=hw1-hw2
α1=﹙120.6-1085﹚／0.99／﹙3055.4-1109.6﹚=0.063229
H1的疏水系数αd1＝α1＝0.063229
3.2.6表面式加热器的疏水方式及热经济性
加热蒸汽进入表面式加热器放热后，冷凝为凝结水—疏水，为保证加热器内换热过程的连续进行，必须将疏水收集并汇集于系统的主水流（主给水或主凝结水）中。
疏水收集方式有疏水逐级自流和疏水泵方式两种。
疏水逐级自流方式是指利用相邻表面式加热器汽侧压差，将压力较高的疏水自流到压力较低的加热器中，逐级自流直至与主水流混合；疏水泵方式是疏水必须借助疏水泵才能将疏水与水侧的主水流混合，汇入地点通常是该加热器的出口水流中。
虽然疏水逐级自流方式的热经济性最差，从热量法角度分析时，着眼于疏水不同收集方式对回热抽气的做功比Xr的影响程度，疏水逐级自流由于j级疏水热量进入j+1级加热器，使压力较高的j-1级加热器进口水温比疏水泵方式低，水在其中的焓升Δhwj-1及相应的回热抽气量Dj-1增加。
而在较低压力的j+1级加热器因疏水热量的进入，排挤了部分低压回热抽气，Dj+1减少。
这种疏水逐级自流的方式造成高压抽气量增加，低压抽汽量减少，从而使Wir、Xr、ηi减小，热经济性降低。
而疏水泵方式避免了对j+1级低压抽气的排挤，同时提高了进入j-1级加热器的水温，使j-1级抽汽略有减少，故热经济性高。
但是它具有系统简单、无转动设备、工作可靠、投资小、不需附加运行费、维护工作量小等优点，大多数机组的回热系统均因该优势而乐于采用它，尤其是高压加热器几乎全部采用它，低压加热器的绝大部分也采用这种方式，疏水冷却段的采用又不同程度地弥补了疏水逐级自流对热经济性的影响。
虽然疏水泵方式热经济性较高，但使可靠性降低，维护工作量大，在实际中并未获得广泛应用。
3.2.7设置疏水冷却段的意义及热经济性指标
为了减少疏水逐级自流排挤低压抽汽所引起的附加冷源损失或因疏水压力降产生热能贬值带来的Δer（j+1）,而又要避免采用疏水泵方式带来其他问题时，可采用疏水冷却段（器），疏水冷却装置分为内置式和外置式两种，内置式疏水冷却段即在加热器内隔离出一部分加热面积，使汽侧疏水先流经该段加热面，降低疏水温度和焓值后再自流到较低压力的加热器中；外置式疏水冷却器实际上是一个独立的水—水换热器，借用主水流官道上孔板造成的压差，使部分主水流流入疏水冷却器吸收疏水的热量，疏水的温度焓值降低后流入下一级加热器中，加装疏水冷却段（器）后，疏水温度与本级加热器进口水温之差成为下端差（入口端差），ν=tdj，-twj+1，下端差一般推荐v=5~10℃。
设置疏水冷却段除了能提高热经济性外，而且对系统的安全运行也有好处。
原来的疏水为饱和水，当自流到压力较低的加热器时，经过节流降低后，疏水会产生蒸汽而形成两相流动，对管道下一级加热器产生冲击、振动等不良后果，加装疏水冷却后，这种可能性就降低了。
对高压加热器而言，加装疏水冷却段后，疏水最后流入除氧器时，也将降低除氧器自生沸腾的可能性。
（自生沸腾现象即不需要回热抽气加热，仅凭其他进入除氧器的蒸汽和疏水就可以满足将水加热到除氧器工作压力下的饱和温度。
）
（2）2号加高压热器（H2）
[α2﹙h2－hw2d﹚＋αd1﹙hw1d－hw2d﹚＋αsg1﹙hsg1－hw2d﹚]ηh
=hw2－hw3
α2=[﹙1085.1－888.2﹚／0.99－0.063299×﹙1109.6－901.8﹚－0.0029×﹙3323.8－901.8﹚]／﹙2970.3－901.8﹚=0.086404
H2的疏水系数
表3回热系统计算点参数
疏
水
被
加
热
水
加
热
蒸
汽
xiangmu
输水冷却器后疏水
焓hwjd
输水冷却器出口水
温tdˊ
疏水冷却器端差υ
加热器出口
水焓hwj
加热器水侧压力pw
加热器出口水温tj
加热器端差θj
pjˊ饱和水焓hjˊj
pjˊ饱和水温td度
轴封汽焓hsgj
抽汽焓hj
加热器汽侧压力pj
抽气压损Δpj
抽气压力pj
kJ/kg
℃
℃
kJ/kg
MPa
℃
℃
kJ/kg
℃
kJ/kg
kJ/kg
MPa
%
MPa
单位
1109.6
254.9
5.6
1206.9
30.38
275.3
-1.7
1203.5
273.6
3055.4
5.823
3
6.003
H1
901.8
210.9
5.6
1085.1
30.38
249.3
0
1082.4
249.3
3323.8
2970.3
3.391
3
4.053
H2
789.3
185.9*
5.6
888.2
30.38
205.3
0
876.35
205.3
3373.6
1.736
5
1.827
H3
741.7
0.894
175.1
0
741.59
175.1
3182.6
0.894
5
0.941
H4（HD）
427.0
101.9
5.6
581.6
1.84
138.0
2.8
592.64
140.8
2972.9
0.3698
5
0.389
H5
338.4
80.9
5.6
403.6
1.841.84
6.3
2.8
415.34
99.1
2719.2
0.0982
5
0.1033
H6
254.4
60.8
5.6
315.1
1.84
75.3
2.8
326.81
78.1
2593.0
0.0438
5
0.0461
H7
171.3
40.9
5.6
231.2
1.84
55.2
2.8
242.83
58.0
2501.1
0.0182
5
0.0191
H8
1.84
35.3
415.05
99.0
3396.0
2716.2
0.098
SC
143.5
0
143.5
34.27（tc）
2362.1（hc）
0.0054
C
由pjˊtdˊ查
水蒸汽表
tdˊ=tj+1+υ
由pw,tj查水
蒸气表
已知
tdj-θj
已知
由pj＇查水蒸汽表
由pj＇查水蒸汽表
已知
查水蒸汽表
pj＇=（1-Δpj）pj
已知
已知
数据来源
*考虑给水泵的焓升后，H3入口水比焓为741.7+38.8=780.5（kJ/kg），由该处压力为30.38MPa查得此处给水温度为180.3（℃），故H3的疏水温度为180.3+5.6=185.9（℃）
αd2＝αd1＋α2＋αsg1
＝0.063229＋0.086404＋0.0029
＝0.152533
H2的疏水系数
αd2＝αd1＋α2＋αsg1
＝0.063229＋0.086404＋0.0029＝0.152533
再热蒸汽系数αrh
αrh=1－α1－α2－αsg1－αsg2
＝1－0.149633－0.0029－0.0001＝0.847367
（3）3号高压加热器（H3）
先计算给水泵的焓升Δh。
设除氧器的水位高度为20m，则给水泵的进口压力为p＝20×0.0098＋0.894＝1.09（MPa），取给水的平均比体积为νav=0.0011m3/kg,给水泵效率为ηpu=0.83，则
Δhwpu=103νav﹙pout－pin﹚／ηpu
=103×0.0011×﹙30.38－1.09﹚／0.83＝38.8（kJ／kg）
由H3的热平衡式得：
[α3（h3－hw3d）+αd2（hw2d－hw3d）]ηh＝hw3－﹙hw4＋Δhwpu﹚
α3=﹛[888.2－﹙741.7＋38.8﹚]／0.99－0.152533×﹙901.8－789.3﹚﹜／﹙3373.6－789.3﹚
=0.035456
H3的疏水系数
αd3=αd2＋α3=0.152533＋0.035456=0.187989
（4）除氧器HD
3.2.8除氧器
给水品质对热力设备的安全性、可靠性及经济性造成影响外，水中所有的不凝结气体还会使传热恶化，热阻增加，降低机组热经济性。
给水除氧有化学除氧和物理除氧两种方法。
火电厂中应用最普遍的是热力除氧法，同时除氧器作为回热系统中的一个混合式加热器，而突现了回热系统在热经济性上的优势。
热力除氧原理：
时建立在亨利定律和道尔顿定律基础上的。
亨利定律反映了气体在水中溶解和离析的规律，它指出在一定的温度下，气体溶于水中和气体自水中逸出是动态过程，当处于动态平衡时，单位体积中溶解的气体量b与水面上该气体的分压力pb成正比；道尔顿定律则指出了混合气体全压力与各组成汽体分压力之间的关系，混合气体的全压力等于个组成气体分压力之和。
对除氧气中的给水进行定压加热时，随着温度上升，水蒸发过程不断加深，水面上水蒸气的分压力逐渐增大，溶于水中的其他气体的分压力也逐渐减少。
当水被加热到除氧器工作压力下的饱和温度时，水蒸气的分压力ps接近或等于水面上气体的全压p时，则水面上其他气体的分压力∑pj趋向于零，水中也就不含其它气体。
因此说来，除氧器不仅除去了氧气，也除去了其他气体。
3.2.9除氧器的运行及其热经济性分析
除氧器有定压和滑压两种运行方式。
定压运行除氧器是保持除氧器工作压力为一定值，为此需在进气管上安装一压力调节阀，将压力较高的回热抽气降低至定值，造成抽气节流损失；而且为确保所有工况下除氧器都能在定压下工作，在低负荷时，还必须切换到更高压力的回热抽气上，节流损失则会更大。
滑压运行除氧器是指在滑压范围内运行时其压力随主机负荷与抽气压力的变动而变化，启动时除氧器保持最低恒定压力，抽气管上只有一止回阀防止蒸汽倒流如汽轮机，没有压力调节阀及其引起的额外的节流损失，与定压运行除氧器相比，其热经济性要高一些，尤其在低负荷时更为突出。
3.2.10除氧器的汽源连接方式及其热经济性
除氧器的运行方式不同，其汽源连接的方式也不同，主要有三种，以下做以简要分析：
1.单独连接定压除氧器方式，这种连接方式，由于压力调节阀的存在，一方面节流损失增加，降低了该级抽气的能位，使除氧器出口水温未能达到抽气压力相对应
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