660MW凝汽式机组全厂原则性热力系统计算设计计算Word文件下载.docx

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4.5厂用汽损失Δqpl 20

4.6凝汽流冷源损失Δqc 20

4.7小汽机冷源损失Δqxj 20

4.8化学补充水冷源损失Δqma 20

4.9轴封加热器疏水冷源损失Δqd,sg 20

4.10均压箱去热水井的冷源损失Δqjyx 21

4.11暖风器损失Δqnf 21

4.12管道散热损失Δqp 21

4.13轴封汽散热损失ΣΔqsg 21

参考文献 22

致谢 23

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。

火电厂的三大主机包括锅炉、汽轮机和发电机，分别实现燃料的化学能到热能的转化、热能到机械能的转化以及机械能到电能的转化。

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200MW级提高到300～600MW级（50年代中期），到1973年，最大的火电机组达1300MW。

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4400MW。

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300～700MW。

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政策。

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。

目前国内火电机组仍以大型凝汽式机组为主力机组。

其热力系统的计算原则、经济分析原则也可应用于核电站、燃气—蒸汽联合循环机组及供热机组。

因此，对凝汽式机组的热力计算进行学习、训练是很有意义的。

2热力系统与原始资料

2.1热力系统简介

某火力发电厂二期工程准备上两套660MW燃煤汽轮发电机组，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凝汽式汽轮机。

全厂的原则性热力系统如图2-1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。

然后由汽动给水泵升压，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。

凝汽器为双压式凝汽器，汽轮机排汽压力4.4/5.38kPa。

给水泵汽轮机（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（）33000kg/h、厂用汽（）22000kg/h（不回收）、锅炉暖风器用汽量为65800kg/h，暖风器汽源（）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1%取值。

高压缸门杆漏汽（①和②）分别引入再热热段管道和均压箱SSR，高压缸的轴封漏汽按压力不同，分别进入除氧器（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、⑨）。

从均压箱引出三股蒸汽：

一股去第七级低加（），一股去轴封集热器SG（），一股去凝汽器的热水井。

图2-1　660MW亚临界压力凝汽式机组热力系统图

2.2原始资料

2.2.1汽轮机型式及参数

（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Pe=660MW；

（3）主蒸汽初参数（主汽阀前）：

p0=16.68MPa，t0=538℃；

（4）再热蒸汽参数（进汽阀前）：

热段prh=3.232MPa，trh=538℃；

冷段p'

rh=3.567MPa,t'

rh=315℃；

（5）汽轮机排汽压力p0=4.4/4.538kPa，排汽比焓hc=2315.6kJ/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；

（2）最终给水温度tfw=274.8℃；

（3）给水泵出口压力ppu=21.47MPa，给水泵效率ηpu=0.83；

（4）除氧器至给水泵高差Hpu=22.4m；

（5）小汽机排汽压力pc,xj=6.27kPa；

小汽机排汽焓hc,xj=2422.6kJ/kg。

表2-1　回热加热系统原始汽水参数

项目

单位

H1

H2

H3

H4（除氧器）

H5

H6

H7

H8

抽汽压力p′j

MPa

5.945

3.668

1.776

0.964

0.416

0.226

0.109

0.0197

抽汽焓hj

kJ/kg

3144.2

3027.1

3352.2

3169.0

2978.5

2851.0

2716.0

2455.8

加热器上端差δt

℃

-1.7

—

2.8

加热器下端差δt1

5.5

水侧压力pw

21.47

0.916

2.758

抽汽管道压损Δpj

%

3

5

2.2.3锅炉型式及数据

（1）锅炉型式：

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Db=2208t/h；

（3）额定过热蒸汽压力pb=17.42MPa，额定再热蒸汽压力pr=3.85MPa；

（4）额定过热汽温tb=541℃，额定再热汽温tr=541℃；

（5）汽包压力pdu=18.28MPa；

（6）锅炉热效率ηb=92.5%。

2.2.4其他数据

（1）汽轮机进汽节流损失δpl=4%，中压缸进汽节流损失δp2=2%；

（2）轴封加热器压力psg=102kPa，疏水比焓hd,sg=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性汽水流量及参数见表2-2；

（5）汽轮机机械效率ηm=0.985，发电机效率ηg=0.99；

（6）补充水温度tma=20℃；

（7）厂用电率ε=0.07。

表2-2　各辅助汽水、门杆漏汽、轴封漏汽数据

汽、水点代号

①

②

③

④

⑤

⑥

⑦

⑧

汽水流量（kg/h）

1824

389

66240

2908

2099

3236

2572

1369

流量系数αsg,k

0.0009023

0.0001924

0.03277

0.001438

0.001038

0.001601

0.001272

0.0006772

汽水比焓（kJ/kg）

3397.2

773.4

3024.3

3169

1551

2785

22000

65800

65989

33000

1270

5821

0.0007672

0.001378

0.01088

0.03255

0.03261

0.01632

0.0006282

0.002879

3474

84.1

3154.7

2.2.5简化条件

（1）忽略加热器和抽汽管道的散热损失。

（2）忽略凝结水泵的介质焓升。

3热系统计算

3.1汽水平衡计算

3.1.1全厂补水率αma

全厂汽水平衡如图3-1所示，各汽水流量见表3-1。

将进、出系统的各流量用相对量α表示。

由于计算前汽轮机进气量D0为未知，故预选D0=2021600kg/h进行计算，最后校核。

图3-1　全厂汽水平衡图

表3-1　全场汽水进出系统有关数据

名称

⑭全厂工质渗漏

锅炉排污

⑪厂用汽

⑫暖风器

③过热器减温水

汽（水）量，kg/h

1%D0

离开系统的介质比焓

209.4

返回系统的介质比焓

84.0

697.0

全厂工质渗漏系数

下面是锅炉连续排污利用系统的计算。

扩容器工作压力为1.55MPa，此压力下的饱和水比焓h′bl=851.7kJ/kg；

饱和蒸汽比焓hf=2792.0kJ/kg。

汽包压力pdu=18.28MPa，此压力下的饱和水比焓hbl=1743.6kJ/kg。

扩容器产生的蒸汽Df可由下式计算：

扩容器的疏水引入排污水冷却器，

则αf=0.004597，α′bl=0.005403。

假设排到地沟的污水温度为50℃，由p=0.101325MPa，查得排污水的比焓hps=209.4kJ/kg。

由补充水温度tma=20℃和p=0.101325MPa，查得补充水的比焓hma=84.0kJ/kg。

由疏水加热器的热平衡解得

其余各量经计算为

厂用汽系数αpl=0.01088；

减温水系数αsp=0.03277；

暖风器疏水系数αnf=0.03255；

由全厂物质平衡

补水率

3.1.2给水系数αfw

3.1.3各小汽流量系数αsg,k

按预选的汽轮机进汽量D0和表2-2原始数据，计算得到门杆漏汽、轴封漏汽等各小汽流量的流量系数，填于表2-2中。

3.2汽轮机进汽参数计算

3.2.1主蒸汽参数

由主汽门前压力p0=16.68MPa，t0=538℃，查水蒸气性质表，得主蒸汽比焓值h0=3398.8kJ/kg。

主汽门后压力

由p′0=16.0128MPa，h′0=h0=3398.8kJ/kg，查水蒸气性质表，得主汽门后汽温t′0=535.3℃。

3.2.2再热蒸汽参数

由中联门前压力prh=3.232MPa，温度trh=538℃，查水蒸气性质表，得再热蒸汽比焓值hrh=3540.3kJ/kg。

中联门后再热汽压

由p′rh=3.167MPa，h′rh=hrh=3540.3kJ/kg，查水蒸气性质表，得中联门后再热汽温t′rh=537.7℃。

3.3辅助计算

3.3.1均压箱计算

以加权平均法计算均压箱内的平均蒸汽比焓hjy。

计算详见表3-2。

表3-2　均压箱平均蒸汽比焓计算

⑨

Σ

漏汽量Gi，kg/h

7980

漏汽系数αi

0.003947

漏汽点比焓hi

总焓αihi

0.64988

3.12108

3.82574

2.13305

2.64927

12.37903

平均比焓hjy

12.37903/0.003947=3154.7

3.3.2轴封加热器计算

轴封加热器平均进汽比焓hsg=3154.7kJ/kg。

3.3.3凝汽器平均压力计算

由ps1=4.4kPa，查水蒸气性质表，得ts1=30.62℃；

由ps2=5.38kPa，查水蒸气性质表，得ts2=34.19℃；

凝汽器平均温度ts=0.5（ts1+ts2）=32.41℃；

查水蒸气性质表，得凝汽器平均压力ps=4.87kPa；

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　汽轮机汽态膨胀过程线

3.4各加热器进、出水参数计算

首先计算高压加热器H1。

加热器压力p1：

式中p′1—第一抽汽口压力；

Δp1—抽汽管道相对压损。

由p1=5.767MPa，查水蒸气性质表得

加热器饱和温度ts1=273.0℃

H1出水温度tw,1：

式中δt—加热器上端差。

H1疏水温度td,1：

式中δt1—加热器下端差，δt1=5.5℃；

t′w,1—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pw=21.47MPa，由tw,1=274.7℃，查得H1出水比焓hw,1=1204.8kJ/kg

由t′w,1=243.5℃，pw=21.47MPa，查得H1进水比焓hw,2=1056.6kJ/kg

由td,1=249℃，p1=5.767MPa，查得H1疏水比焓hd,1=1080.8kJ/kg。

至此，高压加热器H1的进、出口汽水参数已全部算出。

按同样计算，可依次计算出其余加热器H2~H8的各进、出口汽水参数。

将计算结果列于表3-3。

表3-3　回热加热系统汽水参数计算

SG

汽侧

抽汽比焓hj

加热器侧压力pj

5.767

3.558

1.723

0.9158

0.4035

0.2192

0.1057

0.0191

0.102

汽测压力下饱和温度ts

273.0

243.5

205.0

176.1

144.0

123.1

101.2

59.0

水侧

出水温度tw,j

274.7

206.7

141.2

120.3

98.4

56.2

32.6

出水比焓hw,j

1204.8

1056.6

890.6

746.0

595.9

506.9

414.4

237.6

138.9

进水温度t′w,j

179.9

56.6

31.9

进水比焓h′w,j

594.7

239.2

136.2

疏水温度td,j

249.0

212.2

185.4

125.8

103.9

62.1

疏水比焓hd,j

1080.8

908.3

787.4

528.6

435.6

260.0

247.0

415.0

3.5高压加热器组抽汽系数计算

3.5.1由高压加热器H1热平衡计算α1

高压加热器H1的抽汽系数α1：

高压加热器H1的疏水系数αd,1：

3.5.2由高压加热器H2热平衡计算α2、αrh

高压加热器H2的抽汽系数α2

高压加热器H2的疏水系数αd,2：

再热器流量系数αrh：

3.5.3由高压加热器H3热平衡计算α3

本级计算时，高压加热器H3的进水比焓h′w,3为未知，故先计算给水泵的介质比焓升Δhpu。

如图3-3所示。

图3-3　给水泵焓升示意图

泵入口静压p′pu：

给水泵内介质平均压力ppj：

给水泵内介质平均比焓hpj：

取hpj=h′pu=746.1kJ/kg

根据ppj=11.30MPa和hpj=746.1kJ/kg查得：

给水泵内介质平均比容vpu=0.001112m3/kg

给水泵介质焓升τpu

给水泵出口比焓hpu：

高压加热器H3的抽汽系数α3：

高压加热器H3的疏水系数αd,3：

3.6除氧器抽汽系数计算

除氧器出水流量αc,4：

抽汽系数α4：

除氧器的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αc,5为未知。

但利用简捷算法可避开求取αc,5。

图3-4　除氧器物质平衡和热平衡

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α5

低压加热器H5的出水系数αc,5：

由图3-4，

低压加热器H5的抽汽系数α5：

低压加热器H5的疏水系数αd,5

3.7.2由低压加热器H6热平衡计算α6

低压加热器H6的抽汽系数

低压加热器H6的疏水系数αd,6：

3.7.3由低压加热器H7热平衡计算α7

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，故先假设h′w,7=239.24kJ/kg，最后进行校核。

低压加热器H7的抽汽系数α7：

低压加热器H7的疏水系数αd,7：

3.7.4由低压加热器H8热平衡计算α8

由于低加H8的进水焓hsg、疏水焓hd,8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，故先假设αc,sg=0.6322，最后进行校核。

下面先求凝结水泵进口凝结水比焓h′c。

由热井的热平衡得

式中αjyx为均压箱引出蒸汽去热水井的流量系数，由下式计算：

由ts=32.41℃和patm=0.101325MPa，查得hs=135.9kJ/kg。

由SG的热平衡，得轴封加热器出水焓hw,sg：

由pw,sg=2.758MPa，hw,sg=139.0kJ/kg，查得轴封加热器出水温度tw,sg=32.6℃。

由于低压加热器H8未设疏水冷却器，所以疏水温度td,8=ts,8=59.0℃。

由p8=0.0191MPa，td,8=59.0℃，查得低加H8疏水焓hd,8=247.0kJ/kg。

低压加热器H8的抽汽系数α8：

低压加热器H8的疏水系数αd,8：

3.8凝汽系数αc计算

3.8.1小汽机抽汽系数αc,xj：

3.8.2由凝汽器的质量平衡计算αc

3.8.3由汽轮机汽测平衡校验αc

H4抽汽口抽汽系数和α′4：

各加热器抽汽系数和Σαj：

轴封漏汽系数和Σαsg,k：

凝汽系数αc：

该值与由凝汽器质量平衡计算得到的αc的相对误差在0.2%以内，凝汽系数计算正确。

3.9汽轮机内功计算

3.9.1凝汽流做功wc

式中qrh—再热汽吸热，

3.9.2抽汽流做功Σwa,j

1kgH1抽汽做功wa,1：

1kgH2抽汽做功wa,2：

1kgH3抽汽做功wa,3：

1kgH4抽汽做功wa,4：

其余H5、H6、H7、H8抽汽做功（每kg）的计算同上，结果列于表6。

表3-4　做功量和抽汽量计算结果

H4

（除氧器）

1kg抽汽做功（kJ/kg）

254.6

371.7

559.8

743.0

933.5

1061.0

1196.0

1456.2

各级抽汽量（kg/h）

144262

145619

78157

237762

56255

57137

95473

55800

抽汽流总内功Σwa,j：

3.9.3附加功量Σwsg,k

附加功量Σwsg,k是指各小汽流量做功之和：

3.9.4汽轮机内功wi

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q0：

汽轮机绝对内