完整word版,630MW凝汽式机组全厂原则性热力系统计算
一、邵阳学院课程设计（论文）任务书
年级专业2007级热能工程方向学生姓名詹志谋学号0741125101 题目名称630MW凝汽式机组全厂原则性热力系统计算设计时间10.25~11.30 课程名称热力发电厂课程编号设计地点教室与宿舍一、课程设计（论文）目的
本课程设计是《热力发电厂》课程的具体应用和实践，是热能工程专业方向的各项基础课和专业课知识的综合应用，其重点在于将理论知识应用于一个具体的电厂生产系统，介绍实际电厂热力系统的方案、系统连接方式的选择，详细阐述实际热力系统的能量平衡计算方法和热经济性指标的计算与分析。
完成课程设计任务的学生应熟练掌握系统能量平衡的计算，可以应用热经济性分析的基本理论和方法对各种热力系统的热经济性进行计算、分析，熟练掌握发电厂原则性热力系统的常规计算方法，了解发电厂全面性热力系统的组成。
二、已知技术参数和条件
某火力发电厂二期工程准备上两套630MW燃煤汽轮机发电组，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2128T/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630MW凝汽式汽轮机。
全厂的原则性热力系统如课程设计教材图5-1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，第四抽汽做为0.9161MPa压力除氧器的加热汽源。
第一、二、三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摄氏度、0摄氏度、-1.7摄氏度。第一、二、三、五、六、七级回热加热器装设疏水冷却器，下端差为5.5摄氏度。
汽轮机的主凝结水泵送出，依次经过轴封加热器、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摄氏度，进入锅炉。
三台高压加热器的疏水逐级自流至除氧器；第八级低加的疏水用疏水泵送回本机的主凝结水出口。
凝汽器为双压式凝气器，汽轮机排汽压力为4.4/5.38KPa。
锅炉的排污水经过一级排污利用系统加以回收。扩容器的工作压力为1.55MPa，扩容器的疏水引入排污水冷却器，加热补充后排入地沟。
锅炉过热器的减温水（③）取自给水泵的出口，设计喷水量为66240kg/h。
热力系统的汽水损失有：（⒁）33000kg/h 、厂用汽（⑾）22000kg/h （不回收）、锅炉暖风器用汽量为65800kg/h ，暖风器汽源（⑿）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，引入除氧器（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（⒃）一股去轴封加热器SG （⒂），一股去凝起器的热水井。各汽水流量的数值见课程设计教材表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 =630MW
（3）主蒸汽参数（主汽阀前）：p 0= 16.68MPa ，t 0= 538℃；
（4）再热蒸汽参数（进汽阀前）：热段p rh = 3.232 MPa ，t rh = 538℃ ； 冷段p rh ′=3.567MPa ，t rh ′= 315℃ ； （5）汽轮机排汽压力p c =4.4/5.38kPa ，排气比焓h c =2315.6kJ/kg 。 2．回热加热系统参数
（1）机组各级回热抽汽参数见表5-1 ； （2）最终给水温度 t fw =274.8℃ ；
（3）给水泵出口压力p pu =21.47 MPa ,给水泵效率83.0=pu η； （4）除氧器至给水泵高差 H pu =22.4 m
（5）小汽机排汽压力 p c , xj =6.27 kPa ；小汽机排汽焓 h c , xj =2422.6 kJ/kg 。 3．锅炉型式及参数
（1）锅炉型式：德国BABCOCK —2107t/h 一次中再热、亚临界压力、自然循环汽包炉； （2）额定蒸发量 D b =2107t/h ；
（3）额定过热蒸汽压力 p b =17.42 MPa ；额定再热蒸汽压力 p r =3.85 MPa ； （4）额定过热汽温 t b =541℃ ；额定再热汽温 t r =541℃ ； （5）汽包压力 p du =18.28 MPa ； （6）锅炉热效率b η=92.5% 。 4．其他数据
（1）汽轮机进汽节流损失 & p1 = 4% ，中压缸进汽节流损失 & p2 = 2% ；
（2）轴封加热器压力 p sg =102kPa ，疏水比焓 h d , 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5-2 ；
（4）锅炉暖风器耗汽、过热汽减温水等全厂性汽水流量及参数见表5-2 ； （5）汽轮机机械效率m η =0.985 ；发电机效率g η=0.99 ； （6）补充水温度t ma =20℃ ； （7）厂用电率 ∑=0.07 。 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。
三、任务和要求
学生应熟练掌握系统能量平衡的计算，可以应用热经济性分析的基本理论和方法对各种热力系统的热经济性进行计算、分析，熟练掌握发电厂原则性热力系统的常规计算方法，了解发电厂全面性热力系统的组成。
任务：
1、 对系统的设计布置方式进行初步的分析；
2、 在h-s 图上做出蒸汽的汽态膨胀线,并表示出各点的参数；
3、 计算额定功率新汽流量及各处汽水流量；
4、 计算机组和全厂的热经济指标；
5、 绘制原则性热力系统图，并将所计算的各汽水参数标在图上；
6、 撰写课程设计说明书。 要求：
1、计算部分要求列出所有计算公式，凡出现公式均必须代入相应数据。
2、文本必须用A4纸打印。
3、有关图与表格均用计算机绘制。
4、每组每人的设计材料不能完全雷同。
四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）
教材：黄新元，热力发电厂课程设计，中国电力出版社，2004.4。
主参考书：1.郑体宽. 热力发电厂. 北京：中国电力出版社，2001.3。
2.沈维道. 工程热力学. 北京：高等教育出版社，2004.2。
3. 靳智平等主编，《电厂汽轮机原理及系统》,中国电力出版社,2004年版。
五、进度安排
11.4~9 阅读热力发电厂课程设计教材,弄清设计要求和设计方法.
11.10~29 学生完成全部课程设计内容.
12.1~3 学生进行答辩,评定成绩,资料归类.
六、教研室审批意见
教研室主任（签字）：年月日七、主管教学主任意见
主管主任（签字）：年月日八、备注
注：1．此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；
2．此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。
指导教师（签字）：学生（签字）：
邵阳学院课程设计（论文）评阅表
学生姓名詹志谋学号0741125101
系机械与能源工程系专业班级07级机械类热能工程方向
题目名称630MW凝气式机组全厂原则性热力系统计算课程名称热力发电厂
一、学生自我总结
经过三星期的努力搜索、查阅资料，计算相关数据，我的《热力发电厂原理》课程设计终于如期完成。在这三周的时间里面，每天过的都是那么的充实，在这么短的时间内真正学会这门课是不可能的，但经过老师的经验讲解和自己的认真学习，还是让我们获得了热力发电厂的基础知识,提高了自己的设计能力。三个星期的设计，凝聚着我的设计热情和努力；终于在最后将自己所设计的作品完成。
课程设计发端之始，思绪全无，对于理论知识学习不够扎实的我深感“书到用时方恨少”，于是便重拾教材与实验手册，遇到难处先思考再向同学请教，熟练掌握了基本理论知识，找到了设计的灵感。我很喜欢这次的课程设计，感觉很充实，重要的是在这次课程设计中我学到了很多东西。这次课程设计中的热力系统的各步计算，让我更进一步加深了对《热力发电厂原理》知识的理解，也加深了对发电厂的理解，结合我们的实习经验，我相信这些对我们从事发电行业工作大有裨益。
为完成这次课程设计我们确实很辛苦，但苦中仍有乐，非常感谢黄老师对我的辅导及帮助，让我们有信心和勇气将设计完成。对我而言，知识上的收获重要，精神上的丰收更加可喜，让我知道了学无止境的道理。这次课程设计必将成为我人生旅途上一个非常美好的回忆！谢谢！！！
学生签名：2010年11月22日二、指导教师评定
评分项目综合成绩权重
单项成绩
指导教师评语：
指导教师（签名）：年月日注：1、本表是学生课程设计（论文）成绩评定的依据，装订在设计说明书（或论文）的“任务书”页后面；
2、表中的“评分项目”及“权重”根据各系的考核细则和评分标准确定。
课程设计说明书
一、原始资料
1.1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 =630MW
（3）主蒸汽参数（主汽阀前）：p 0= 16.68MPa ，t 0= 538℃；
（4）再热蒸汽参数（进汽阀前）：热段p rh = 3.232 MPa ，t rh = 538℃ ； 冷段p rh ′=3.567MPa ，t rh ′= 315℃ ； （5）汽轮机排汽压力p c =4.4/5.38kPa ，排气比焓h c =2315.6kJ/kg 。 1.2回热加热系统参数
（1）机组各级回热抽汽参数见表5-1 ； （2）最终给水温度 t fw =274.8℃ ；
（3）给水泵出口压力p pu =21.47 MPa ,给水泵效率ηpu =0.83 ； （4）除氧器至给水泵高差 H pu =22.4 m
（5）小汽机排汽压力 p c , xj =6.27 kPa ；小汽机排汽焓 h c , xj =2422.6 kJ/kg 。 1.3锅炉型式及参数
（1）锅炉型式：德国BABCOCK —2128/h 一次中再热、亚临界压力、自然循环汽包炉；
（2）额定蒸发量 D b =2107t/h ；
（3）额定过热蒸汽压力 p b =17.42 MPa ；额定再热蒸汽压力 p r =3.85 MPa ； （4）额定过热汽温 t b =541℃ ；额定再热汽温 t r =541℃ ； （5）汽包压力 p du =18.28 MPa ； （6）锅炉热效率g η b η=92.5% 。 1.4其他数据
（1）汽轮机进汽节流损失1p η = 4% ，中压缸进汽节流损失2p η= 2% ； （2）轴封加热器压力 p sg =102kPa ，疏水比焓 h d , 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5-2 ；
（4）锅炉暖风器耗汽、过热汽减温水等全厂性汽水流量及参数见表5-2 ； （5）汽轮机机械效率m η =0.985 ；发电机效率g η=0.99 ； （6）补充水温度t ma =20℃ ； （7）厂用电率 ∑=0.07 。 1.5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。
二、热力系统介绍
某火力发电厂二期工程准备上两套630MW 燃煤汽轮机发电组，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2128T/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630MW 凝汽式汽轮机。
全厂的原则性热力系统如附图所示。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，第四抽汽做为0.9161MPa 压力除氧器的加热汽源。
第一、二、三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摄氏度、0摄氏度、-1.7摄氏度。第一、二、三、五、六、七级回热加热器装设疏水冷却器，下端差为5.5摄氏度。
汽轮机的主凝结水泵送出，依次经过轴封加热器、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摄氏度，进入锅炉。
三台高压加热器的疏水逐级自流至除氧器；第八级低加的疏水用疏水泵送回本机的主凝结水出口。
凝汽器为双压式凝气器，汽轮机排汽压力为4.4/5.38KPa 。
锅炉的排污水经过一级排污利用系统加以回收。扩容器的工作压力为1.55MPa ，扩容器的疏水引入排污水冷却器，加热补充后排入地沟。
锅炉过热器的减温水（③）取自给水泵的出口，设计喷水量为66240kg/h 。 热力系统的汽水损失有：全厂汽水损失（⒁）33000kg/h 、厂用汽（⑾）22000kg/h （不回收）、锅炉暖风器用汽量为65800kg/h ，暖风器汽源（⑿）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，引入除氧器（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（⒃）一股去轴封加热器SG（⒂），一股去凝起器的热水井。各汽水流量的数值见表2。
三、热系统计算
3.1汽水平衡计算
3.1.1全厂补水率α
ma
全厂汽水平衡如图1所示，各汽水流量见表2。将进、出系统的各流量用相
对量a表示。由于计算前汽轮机的进汽量D
0为未知，故预选D
=1941282kg/h进
行计算，最后校核。全厂工质漏气系数
α
L =D
L
/ D
=33000/1941282=0.01700
锅炉排污系数
α
bl
=0.005678 其余各量经计算为
厂用汽系数α
pl =D
bl
/ D
=22000/1941282=0.01133
减温水系数α
sp
=66240/1941282=0.03412
暖风器蔬水系数α
nf
=65800/1941282=0.03425 由全厂物质平衡得
补水率α
ma =α
pl
+α
bl
+α
L
=0.01133+0.005678+0.01700=0.03401
图1 全厂汽水平衡图
3.1.2给水系数α
fw
由图1，1）.点物质平衡
αb =α0+αL
=1+0.01700=1.01700
2）.点物质平衡
α
fw
=αb +α
bl
-α
sp
=1.01700+0.005678-0.03412=0.98856
3）．各小汽流量系数αk
sg ,
按预选的汽轮机进汽量D 0和表2的原始数据，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中。
表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/'
j p MPa 5.945
3.668 1.776 0.964 0.416 0.226 0.109 0.0197 抽汽温度j t
℃
387.18 311.31 446.70 355.52 257.59 191.32 119.54 58.00 抽汽焓j h
KJ/g
3143.1 3027.3 3352.2 3169.0 2978.5 2851.0 2716.0 2455.8 加热器上端差t δ ℃ -1.7 0 -1.7 - 2.8 2.8 2.8 2.8 加热器下端差1t δ ℃ 5.5 5.5 5.5 - 5.5 5.5 5.5 - 水侧压力w p MPa
21.47 21.47 21.47 0.916 2.758 2.758 2.758 2.758 抽汽管道压损j p ?
％
3
3
3
5
3
3
3
3
表2 各辅助汽水、门杆漏汽、轴封漏汽数据
汽、水点代号①②③④⑤⑥⑦⑧汽水流量kg/h 1824 389 66240 2908 2099 3236 2572 1369 汽水比焓KJ/h 3397.2 3397.2 746.5 3024.3 3024.3 3024.3 3024.3 3169 汽、水点代号⑨⑩⑾⑿⒀⒁⒂⒃
汽水流量kg/h 1551 2785 22000 65800 21070 33000 1270 5821 汽水比焓KJ/h3474 3474 3169.0 3169.0 84.1 3397.2 3155.07 3155.07
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p
0=16.68MPa,温度t
=538οC，查水蒸气性质表，得主蒸汽
比焓值h
=3396.6kJ/kg。
主汽门前压力P′
o =（1—δP
1
）P
o
=（1-0.04）16.68=16.013MPa
由P′
o =16.013MPa h′
o
= h
o
= 3396.6 kJ/kg 查水蒸气性质表得主汽
门后气温t
′=535.7οC。
3.2.2再蒸汽参数
由中联门前压力P
rh =3.232MPa 温度t
rh
= 538οC，查水蒸汽性质表，得
再热蒸汽比焓值h
rh
=3537.52kJ/㎏
中联门后再热汽压P
rh ′=（1－δP
2
）P
rh
=（1-0.02）3.232=3.167MPa
由P
rh ′=3.167MPa，h
rh
′=h
rh
=3537.51kJ/㎏，查水蒸气性质表，得中联门后再
热汽温t′
rh
= 536.60οC
3.3辅助计算
3.3.1轴封加热器计算
由于进入轴封加热器SG的蒸汽流只有（15）,根据均压箱焓值计算结果可知
h
sg
=3155.07 kJ/㎏
3.3.2均压箱计算
以加权平均法计算均压箱内的平均蒸汽比焓h
jy
。计算详见表3。
表3 均压箱平均蒸汽比焓计算
项目②⑤⑦⑧⑨∑漏汽量kg/h389 2099 2572 1369 1551 7980 漏汽比焓KJ/h3397.2 3024.3 3024.3 3169 3474 漏汽系数0.0002525 0.0013624 0.0016694 0.0008886 0.0010067 0.005179 总焓0.85779 4.12031 5.04876 2.81597 3.49728 16.34011 平均比焓16.34011/0.005179=3155.07
3.3.3凝汽器平均压力计算
由P
s1=4.40kPa ，查水蒸气性质表，得t
s1
=30.54οC
由P
s2=5.38kPa ，查水蒸气性质表，得t
s2
=34.22οC
凝汽器平均温度 t
s =0.5（t
s1
+ t
s2
）=0.5（30.54+34.22）=32.38οC
查水蒸气性质表，得凝汽器平均压力Ps =4.89kPa
将所得数据与表1的数据一起，以各抽汽口的数据为节点，在h—s图上绘制汽轮机的汽态膨胀过程线见图2。
单位：
图 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P
1： P
1
=（1－ΔP
1
）P′
1
=(1-0.03)5.945=5.769MPa
式中 P′
1
—第一抽汽口压力；
ΔP1—抽气管道相对压损；
由P
1
=5.769MPa，查水蒸气性质表得
加热器饱和温度t
s1
=273.0οC
H1出水温度t
w?1： t
w?1
=t
s1
-δt=273.0-（-1.7）=274.6οC
式中δt—加热器上端差。
H1疏水温度t
d?1 =t′
w?1
+δt
1
=243.5+5.5=249.0οC
式中δt
1—加热器下端差，δ
t1
=5.5οC
t′
w?1
—进水温度，οC，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P
w =21.47 MPa，由t
1
=274.7οC，查得H1出水比焓h
w?1
=1204.4kJ/㎏
由t′
w?1= 243.5οC，P
w
= 21.47MPa，查得H1出水比焓 h
w?2
=1056.4kJ/㎏
由t
d?1 = 249.0οC，P
1
= 5.767MPa，查得H1出水比焓 h
d?1
=1080.4kJ/㎏
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4。
表4 回热加热系统汽水参数计算
项目单位H1 H2 H3 H4 H5 H6 H7 H8 SG
汽侧
抽汽压力P＇j MPa 5.945 3.668 1.776 0.964 0.416 0.226 0.109 0.0197 3 抽汽比焓h j kJ/kg 3143.1 3027.3 3352.2 3169.0 2978.5 2851.0 2716.0 2455.8 3155.07 抽汽管道压损
δpj ％ 3 3 3 5 3 3 3 3 —
加热器侧压力
p j
MPa 5.767 3.558 1.723 0.916 0.404 0.219 0.106 0.0191 0.102
汽侧压力下饱
和温度t s
℃273.0 243.5 205.1 176.2 144.0 123.1 101.5 59.8 —
水侧压力p w MPa 21.47 21.47 21.47 0.916 2.758 2.758 2.758 2.758 2.758 加热器上端差
δt℃-1.7 0 -1.7 — 2.8 2.8 2.8 2.8 —
水侧
出水温度t w，j ℃274.7 243.5 206.8 176.2 141.2 120.3 98.7 57.0 32.91 出水比焓h w，j kJ/kg 1204.04 1056.4 891.0 746.5 595.9 506.8 415.6 240.9 140.32 进水温度t＇w，j ℃243.5 206.8 179.8 141.2 120.3 98.7 57.0 32.91 32.37 进水比焓h＇w，j kJ/kg 1056.4 891.0 773.8 595.9 506.8 415.6 243.4 140.32 138.08 加热器下端差
δt1 ℃ 5.5 5.5 5.5 — 5.5 5.5 5.5 ——
疏水温度t d，j ℃249.0 212.3 185.3 141.2 125.8 104.2 63.1 —37.87 疏水比焓h d，j kJ/kg 1080.4 908.7 783.7 746.5 528.3 436.9 264.2 253.0 415 3.5锅炉连续排污扩容系统计算
已知21740
=
bl
D kg/h 1.
84
=
ps
h kJ/kg 并假定
f
η=0.99，
r
η=0.99 由55
.1
=
k
P MPa查表可得bl
h'=851.84kJ/kg 40
.
2792
=
f
h kJ/kg
式中：bl
h'、
f
h—扩容器压力下的饱和水比焓、饱和蒸汽比焓，kJ/kg。
由汽包压力
du
P=18.28Mpa，查表得
bl
h=1744.26 kJ/kg
计算：
由扩容器的物质平衡bl
D'=
bl
D-
f
D
由扩容器的热平衡
bl
D.
bl
h.
h
η=
f
D.
f
h+bl
D'.bl
h'
f
D+bl
D'=21740 ①
2174084
.
851
4.
2792
99
.0
26
.
1744'?
+
?
=
?
?bl
f
D
D②
联立①，②
f
D=9802 kJ/kg
bl
D'=21740-9802=11938 kJ/kg
工质回收率50
.0
21740
9802
=
=
=
bl
f
f D
D
α
由疏水加热器的热平衡bl
D'（bl
h'-
ps
h）
h
η=
ma
D（
ma
ma h
h-
'）解出ma
h' 11570)
96
.
83
(
1.
76070
99
.0
)1.
84
84
.
851
('-
?
=
?
-
?ma
h
解得ma
h'=199.554 kJ/kg
连续排污水系数00505
.0
1941282
9802
,
=
=
=
D
D
f
f
sg
α
3.6高压加热器组抽气系数计算
3.6.1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；
07093.04
.10801.31430
.1/)4.10564.1204(98856.0/)(1
,12,1,1=--=
--=
d h
w w fw h h h h ηαα
高压加热器H1的疏水系数1,d α：
1,d α =α1 =0.07093
3.6.2由高压加热器H2热平衡计算2α、αrh
高压加热器H2的抽汽系数2α：
2
,22,1,1,3,2,2)
(/)(d d d d h w w fw h h h h h h ----=
αηαα
07143.07.9083.3027)7.9084.1080(07093.00.1/)0.8914.1056(98856.0=----= 高压加热器H2的疏水系统2,d α：
2,d α=1,d α+2α=0.07093+0.07143=0.14236 再热气流量系数αrh ：
αrh =1-1α-2α-)
2( sg α-)
4( sg α-)
5( sg α-)
6( sg α-)
7(
sg α =1-0.07093-0.07143-0.0002525-0.0021003-0.0016694-0.0018875 -0.0013624-0.0011839=0.849184 3.6.3由高压加热器H3热平衡计算3α
本级计算时，高压加热器H3的进水比焓'
3
,w h 为未知，故先计算给水泵的介
质比焓升pu h ?
如图3所示，泵入口静压pu p '
pu p '=4'p +pu H g ??'ρ=0.9161+8924.228.9106???-=1.1120Mpa 式中4'p ―除氧压力，MPa ；
除氧器
给水泵'ρ―除氧器至给水泵水的平均密度，㎏／m 3 。
给水泵内介质平均压力pj p ：
pj p =0.5×（pu p ＋pu p '）= 31.11)1116.147.21(5.0=+?MPa 给水泵内介质平均比焓h pj ： 取h pj =pu h '=746.03kJ/㎏
根据p pj =11.29 MPa 和h pj = 747.2kJ/㎏ 查得： 给水泵内介质平均比容pu ν=0.001114m 3／㎏ 给水泵介质焓升pu τ
pu
pu pu pu pu
pu pu p p h
h ηντ3''
10)(?-=-=
29.2783
.010)29.1147.21(001114.03=?-?=kJ/kg
图 3 给水泵焓升示意图 给水泵出口比焓pu h :
pu h =pu h '+pu h ?=747.2+27.3=775.1kJ/㎏ 高压加热器H3的抽汽系数3α：
3
,33,2,2,3,3)
(/)(d d d d h pu w fw h h h h h h ----=αηαα
7
.7832.3352)
7.7837.908(14236.00.1/)1.7750.891(98856.0--?--?=
=0.03768
高压加热器H3的疏水系数3,d α：
3,d α=32,αα+d =0.14236+0.03768=0.18004 3.7除氧器抽汽系统计算
除氧器出水流量4,c α：
02268.103412.098856.04,=+=+=sp fw c ααα 抽汽系数4α：
除氧器的物质平衡和热平衡见图 4.由于除氧器为汇集式加热器，进水流量
5,c α为未知。但利用简捷算法可避开求取5,c α。
)
()()(/)([5,)6()6(5,)4()4(5,3,3,5,4,4,4w sg w sg w d d h w w c h h h h h h h h -------=αααηαα )/()]()()(5,45,5,,5,)10()10(w w nf nf w f f sg w sg h h h h h h h h -------ααα
?----?=001887.0)9.5957.783(18004.00.1/)9.5955.746(02268.1[
?--?--001808.0)9.5953.3024(002100.0)9.5953.3024(
?--?--04271.0)9.5954.2792(00505.0)9.5953474( 03494.0)9.5950.3169/()]9.595697(=--
图4 除氧器物质平衡和热平衡
3.8低压加热器组抽汽系数计算 3.8.1由低压加热器H5热平衡计算5α
低压加热器H5的出水系数5,c α： 由图3，
f s
g nf sg sg sg d c c ,)10()6()4(43,4,5,ααααααααα-------= =1.02268-0.18004-0.03494-0.001887-0.002100-0.001808 -0.03425-0.00505
=0.751445 低压加热器H5的抽汽系数5α： 02733.03
.5285.29780
.1/)8.5069.595(0.751445/)(5
,56,5,5,5=--?=
--=
d h
w w c h h h h ηαα
低压加热器H5的疏水系数5,d α 5,d α=5α=0.02733 3.8.2由低压加热器H6热平衡计算
低压加热器H6的抽汽系数6α： 6
,66,5,5,7,6,5,6)
(/)(d d d d h w w c h h h h h h ----=
αηαα
=
02747.09
.4360.2851)
9.4363.528(02733.00.1/)6.4158.506(751445.0=----?
低压加热器H6的疏水系数6,d α
6,d α==+65,ααd 0.02733+0.02747=0.05480 3.8.3由低压加热器H7热平衡计算
低压加热器H7的抽汽系数7α：
7
,67,6,6,8,7,5,7)
(/)(d d d d h w w c h h h h h h ----=αηαα
2
.2640.2851)
2.2649.436(05480.00.1/)9.2406.415(751445.0----=
=0.04709
低压加热器H6的疏水系数7,d α
7,d α==+76,ααd 0.05480+0.04709=0.10189 3.8.4由低压加热器H8热平衡计算8α
5
,,,)(c h
sg d sg sg c
g w h h h h αηα-+'=
=138.08+
kg kJ /09.141751445
.00
.1)41507.3155(0008243.0=?-?
根据加热器各汽水点处的热平衡方程和热平衡方程计算8α，8,d h ，8,c α，
8,d α,sg w h ,
对疏水泵疏水出口处，列热平衡方程
8,8,8,8,8,'5,d d w c w c h h h ?+?=?ααα ③ 列物质平衡方程
8,8,5,d c c ααα+= ④ 对于第八级加热器,列热平衡方程 8
,88,7,7,,8,8,8)
(/)(d d d d h sg w w c h h h h h h ----=
αηαα ⑤
列物质平衡
87,8,ααα+=d d ⑥
对于轴封加热器，列热平衡方程
sg
c h
sg d sg sg c
sg w h h h h ,,,)(αηα-+'= ⑦
列物质平衡
8,,c sg c αα= ⑧ ③，④，⑤，⑥, ⑦, ⑧联立代入已知数据,解得 8α=0.03466 8,d h =253.0kJ/kg
8,c α=0.614895 8,d α=0.13655 sg w h ,=140.27 kJ/kg 3.9凝汽系数c α计算
3.9.1小汽轮机抽汽系数xj α：
037405.06
.24220.31693
.2702268.1,44,=-?=
-?=
xj
c pu
c xj h h ταα
3.9.2由凝汽器的质量平衡计算c α
ma xj sg d c c αααααα----=8,5,
=0.751445-0.13655-0.0008243-0.037405-0.03401 =0.54266
上式中ma α为补充水系数 3.9.3由汽轮机汽侧平衡校验c α
H4抽汽口抽汽系数和4’
α
pl nf xj ααααα+++='44
=0.03494+0.037405+0.03425+0.01133 =0.11793
各加热器抽汽系数和j α∑：
j α∑=87654
321αααααααα++++'+++ =0.07093+0.07143+0.03768+0.11793+0.02733+0.02747 +0.04709+0.03466=0.43452
发电厂原则性热力系统计算
发电厂原则性热力系统计算： 已知条件 1. 汽轮机形式和参数 制造厂家： 哈尔滨汽轮机厂 型 号： N300—16.7/538/538型 型 式： 亚临界、一次中间再热、单轴、双缸、双排汽、反动凝汽式汽轮 机 额定功率： 300MW 最大功率： 330MW 初蒸汽参数： =0p 16.67MPa ，=0t 538C ο 再热蒸汽参数： 冷段压力==in rh p p 2 3.653MPa ，冷段温度=in rh t 320.6C ο 热段压力=out rh p 3.288MPa ，热段温度=out rh t 538C ο 低压缸排汽参数： =c p 0.0299MPa ，=c t 32.1C ο ， =c h 2329.8kJ/kg 给水泵小汽轮机耗汽份额：=st α0.0432 机组发电机实际发出功率：=' e P 300MW 给水泵出口压力： =pu p 20.81MPa 凝结水泵出口压力： 1.78MPa 机组机电效率： ==g m mg ηηη0.98 加热器效率： =h η0.99 额定排汽量： 543.8t/h 给水温度： 273.6℃ 冷却水温度： 20℃ 最高冷却水温度： 34℃ 额定工况时热耗率： （计算）7936.2Kj/KW .h （保证）7955Kj/KW .h 额定工况时汽耗率 3.043Kg/KW .h 主蒸汽最大进汽量： 1025t/h 工作转速： 3000r/min 旋转方向： 顺时针（从汽轮机向发电机看） 最大允许系统周波摆动： 48.5—50.5Hz 空负荷时额定转速波动： ±1r/min 噪音水平： 90db 通流级数： 36级
600MW凝汽式汽轮机组的热力计算
超临界压力600MW 中间再热凝汽式汽轮机在额定工况下的热经济指标计 机组型号：N600-24.2/566/566 汽轮机型式：超临界、单轴、三缸（高中压合缸）、四排汽、一次中间再热 凝汽式 蒸汽初参数：MPa p 2.240=，5660=t ℃；MPa p 51546.00=?， 再热蒸汽参数：冷段压力MPa p in rh 053.4=，冷段温度5.303=in rh t ℃；热段压 力MPa p out rh 648.3=，热段温度0.566=out rh t ℃；MPa p rh 4053 .0=?， 排汽压力：kPa p c 4.5= （0.0054MPa ） 抽汽及轴封参数见表1。给水泵出口压力MPa p pu 376.30=，凝结水泵出压 力为MPa 84.1。机械效率、发电机效率分别取为99.0=m η，988.0=g η。 汽动给水泵用汽系数pu α为0.05177 表1 N600-24.2/566/566型三缸四排汽汽轮机组回热抽汽及轴封参数
解： 1.整理原始资料 （1）根据已知参数p 、t 在s h -图上画出汽轮机蒸汽膨胀过程线，得到新 汽焓等。0.33960=h kg kJ ，82.2970=in rh h kg kJ ，2425.3598=out rh h kg kJ ， 9.62782.29702425.3598=-=rh q kg kJ 。 （2）根据水蒸汽表查的各加热器出口水焓wj h 及有关疏水焓'j h 或d wj h ，将机 组回热系统计算点参数列于表2。
图1 超临界压力600MW三缸四排汽凝汽式机组蒸汽膨胀过程线
热电厂热力系统计算
热力发电厂课程设计 1.1 设计目的 1. 学习电厂热力系统规划、设计的一般途径和方案论证、优选的原则 2. 学习全面性热力系统计算和发电厂主要热经济指标计算的内容、方法 3. 提高计算机绘图、制表、数据处理的能力 1.2 原始资料 西安 某地区新建热电工程的热负荷包括： 1）工业生产用汽负荷； 2）冬季厂房采暖用汽负荷。 西安 地区采暖期 101 天，室外采暖计算温度 –5℃，采暖期室外平均温度 1.0℃，工业用汽 和采暖用汽热负荷参数均为 0.8MPa 、230℃。通过调查统计得到的近期工业热负荷和采暖热 负荷如下表所示： 1.3 计算原始资料 （1）锅炉效率根据锅炉类别可取下述数值： 锅炉类别 链条炉 煤粉炉 沸腾炉 旋风炉 循环流化床锅炉 锅炉效率 0.72～0.85 0.85～0.90 0.65～ 0.70 0.85 0.85～ 0.90 （2）汽轮机相对内效率、机械效率及发电机效率的常见数值如下： 汽轮机额定功率 750～ 6000 12000 ～ 25000 5000 汽轮机相对内效率 0.7～0.8 0.75～ 0.85 0.85～0.87 汽轮机机械效率 0.95～0.98 0.97～ 0.99 ～ 0.99 发电机效率 0.93～0.96 0.96～ 0.97 0.98～0.985 3）热电厂内管道效率，取为 0.96。 4）各种热交换器效率，包括高、低压加热器、除氧器，一般取 0.96～0.98。
5）热交换器端温差，取3～7℃。 2%
6）锅炉排污率，一般不超过下列数值： 以化学除盐水或蒸馏水为补给水的供热式电厂 以化学软化水为补给水的供热式电厂5% 7）厂内汽水损失，取锅炉蒸发量的3%。 8）主汽门至调节汽门间的压降损失，取蒸汽初压的3%～7%。 9）各种抽汽管道的压降，一般取该级抽汽压力的4%～8%。 10）生水水温，一般取5～20℃。 11）进入凝汽器的蒸汽干度，取0.88～0.95。 12）凝汽器出口凝结水温度，可近似取凝汽器压力下的饱和水温度。 2、原则性热力系统 2.1 设计热负荷和年持续热负荷曲线 根据各个用户的用汽参数和汽机供汽参数，逐一将用户负荷折算到热电厂供汽出口，见 表2-1 。用户处工业用汽符合总量：采暖期最大为175 t/h, 折算汇总到电厂出口处为166.65 t/h 。 2-1 折算到热电厂出口的工业热负荷，再乘以0.9 的折算系数，得到热电厂设计工业热负荷，再按供热比焓和回水比焓（回水率为零，补水比焓62.8 kJ/kg）计算出供热量，见表2-2。根据设计热负荷，绘制采暖负荷持续曲线和年热负荷持续曲线图，见图2-1 、图2-2。 表2-2 热电厂设计热负荷
换热器热力学平均温差计算方法
换热器热力学平均温差计算方法 1·引言 换热器是工业领域中应用十分广泛的热量交换设备，在换热器的热工计算中，常常利用传热方程和传热系数方程联立求解传热量、传热面积、分离换热系数和污垢热阻等参数[1，2]。温差计算经常采用对数平均温差法(LMTD)和效能-传热单元数法(ε-NTU)，二者原理相同。不过，使用LMTD方法需要满足一定的前提条件；如果不满足这些条件，可能会导致计算误差。刘凤珍对低温工况下结霜翅片管换热器热质传递进行分析，从能量角度出发，由换热器的对数平均温差引出对数平均焓差，改进了传统的基于对数平均温差的结霜翅片管换热器传热、传质模型[3]。Shao和Granryd通过实验和理论分析认为，由于R32/R134a混合物温度和焓值为非线性关系，采用LMTD法会造成计算误差；当混合物的组分不同时，所计算的换热系数可能偏大，也可能偏小[4]，他们认为，采用壁温法可使计算结果更精确。王丰利用回热度对燃气轮机内流体的对数平均温差和换热面积进行计算[5]。Ziegler定义了温度梯度、驱动平均温差、热力学平均温差，认为判定换热效率用热力学平均温差，用对数平均温差判定传热成本的投入，而算术平均温差最易计算；当温度梯度足够大时，对数平均温差、算术平均温差和热力学平均温差几乎相等[6]。孙中宁、孙桂初等也对传热温差的计算方法进行了分析，通过对各种计算方法之间的误差进行比较，指出了LMTD法的局限性和应用时需要注意的问题[7，8]。Ram在对LMTD法进行分析的基础上，提出了一种LMTDnew的对数平均温差近似算法，减小了计算误差[9]。本文在已有工作的基础上，分别采用LMTD和测壁温两种方法，计算了逆流换热器的传热系数，对两种方法进行比较，并在实验的基础上，进一步分析了二者的不同之处。 2·平均温差的计算方法 在换热设备的热工计算中，经常用到对数平均温差和算术平均温差。 对数平均温差在一定条件下可由积分平均温差表示[10]，即：
管壳式换热器传热计算示例(终-)---用于合并
管壳式换热器传热设计说明书 设计一列管试换热器，主要完成冷却水——过冷水的热量交换设计压力为管程 1.5MPa （表压），壳程压力为0.75MPa（表压），壳程冷却水进,出口温度分别为20℃和50℃，管程过冷水进，出口温度分别为90℃和65℃管程冷水的流量为80t/h。 2、设计计算过程： （1）热力计算 1)原始数据： 过冷却水进口温度t1′=145℃； 过冷却水出口温度t1〞=45℃； 过冷却水工作压力P1=0.75Mp a（表压） 冷水流量G1=80000kg/h； 冷却水进口温度t2′=20℃； 冷却水出口温度t2〞=50℃； 冷却水工作压力P2=0.3 Mp a（表压）。改为冷却水工作压力P2=2.5 Mp 2)定性温度及物性参数： 冷却水的定性温度t2=( t1′+ t1〞)/2=(20+50)/2=35℃； 冷却水的密度查物性表得ρ2=992.9 kg/m3； 冷却水的比热查物性表得C p2=4.174 kJ/kg.℃ 冷却水的导热系数查物性表得λ2=62.4 W/m.℃ 冷却水的粘度μ2=727.5×10－6 Pa·s； 冷却水的普朗特数查物性表得P r2=4.865； 过冷水的定性温度t1=(t1?t1′′)==77.5℃； 过冷水的密度查物性表得ρ1=976 kg/m3； 过冷水的比热查物性表得C p1=4.192kJ/kg.℃； 过冷水的导热系数查物性表得λ1=0.672w/m.℃； 过冷水的普朗特数查物性表得P r2=2.312； 过冷水的粘度μ1=0.3704×10－6 Pa·s。 过冷水的工作压力P1=1.5 Mp a（表压） 3)传热量与水热流量 取定换热器热效率为η=0.98； 设计传热量： ? Q0=G1·C p1·(t1?t1′′)η×10003600
600MW凝汽式机组原则性热力计算
国产600MV凝汽式机组全厂原则性热力系统计算 （一）计算任务 1.最大计算功率下的汽轮机进汽量D,回热系统各汽水流量D j； 2?计算机组和全厂的热经济性指标（机组汽耗量、机组热耗量、机组热耗率、绝对电效率、 管道效率、全厂热耗率、全厂标准煤耗率、全厂热效率）； 3?按《火力发电厂热力系统设计制图规定》绘出全厂原则性热力系统图，并将所计算的全部汽水流量绘制成表格，绘制回热系统计算点汽水参数表格，并进行功率校核。 （二）计算类型：定功率计算 （三）系统简介 国产600MW凝汽式机组，机组为亚临界压力、一次中间再热、单轴、反动式、四缸四排汽机组。汽轮机高、中、低压转子均为有中心孔的整锻转子。汽轮机配HG-2008/18-YM2型 亚临界压力强制循环汽包炉。采用一级连续排污系统，扩容器分离出得扩容蒸汽送入除氧器。 该系统共有八级抽汽。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，第四级抽汽作为除氧器的加热汽源。八级回热加热器（除 氧器除外）均装设了疏水冷却器，以充分利用本级疏水热量来加热本级主凝结水。三级高压 加热器均安装了内置式蒸汽冷却器，将三台高压加热器上端差分别减小为-1.7 C、0C、0C, 从而提高了系统的热经济性。四台低压加热器上端差均为 2.8 C,八级加热器下端差（除氧 器除外）均为5.5 Co 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273.3 C,进入锅 炉。 三台高加疏水逐级自流至除氧器；四台低加疏水逐级自流至凝汽器。凝汽器为双压式凝汽器，汽轮机排汽压力0.0049MPa ,凝汽器压力下饱和水焓h'c=136.2 （ kJ/kg）与单压凝汽器相比，双压凝汽器由于按冷却水温度低、高分出了两个不同的汽室压力，因此它具有更低些的凝汽器平均压力，汽轮机的理想比焓降增大。 给水泵汽轮机（以下简称小汽机）的汽源为中压缸排汽（第4级抽汽），无回热加热， 其排汽亦进入凝汽器。热力系统的汽水损失计有：全厂汽水损失、锅炉排污量（因排污率较 小，未设排污利用系统）。 轴封漏气量D sg =2%D 0全部送入轴封加热器来加热主凝结水，化学补充水量直接送入凝 汽器。 （四）全厂原则性热力系统图如图4-2所示。
热电厂热力系统计算
热力发电厂课程设计 1.1设计目的 1.学习电厂热力系统规划、设计的一般途径和方案论证、优选的原则 2.学习全面性热力系统计算和发电厂主要热经济指标计算的内容、方法 3.提高计算机绘图、制表、数据处理的能力 1.2原始资料 西安某地区新建热电工程的热负荷包括： 1）工业生产用汽负荷； 2）冬季厂房采暖用汽负荷。 西安地区采暖期101天，室外采暖计算温度–5℃，采暖期室外平均温度1.0℃，工业用汽和采暖用汽热负荷参数均为0.8MPa、230℃。通过调查统计得到的近期工业热负荷和采暖热负荷如下表所示： 热负荷汇总表 1.3计算原始资料 （1）锅炉效率根据锅炉类别可取下述数值： 锅炉类别链条炉煤粉炉沸腾炉旋风炉循环流化床锅炉 锅炉效率0.72～0.85 0.85～0.90 0.65～0.70 0.85 0.85～0.90 （2）汽轮机相对内效率、机械效率及发电机效率的常见数值如下： 汽轮机额定功率750～6000 12000～25000 5000 汽轮机相对内效率0.7～0.8 0.75～0.85 0.85～0.87 汽轮机机械效率0.95～0.98 0.97～0.99 ～0.99 发电机效率0.93～0.96 0.96～0.97 0.98～0.985 （3）热电厂内管道效率，取为0.96。 （4）各种热交换器效率，包括高、低压加热器、除氧器，一般取0.96～0.98。 （5）热交换器端温差，取3～7℃。
（6）锅炉排污率，一般不超过下列数值： 以化学除盐水或蒸馏水为补给水的供热式电厂2% 以化学软化水为补给水的供热式电厂5% （7）厂内汽水损失，取锅炉蒸发量的3%。 （8）主汽门至调节汽门间的压降损失，取蒸汽初压的3%～7%。 （9）各种抽汽管道的压降，一般取该级抽汽压力的4%～8%。 （10）生水水温，一般取5～20℃。 （11）进入凝汽器的蒸汽干度，取0.88～0.95。 （12）凝汽器出口凝结水温度，可近似取凝汽器压力下的饱和水温度。 2、原则性热力系统 2.1设计热负荷和年持续热负荷曲线 根据各个用户的用汽参数和汽机供汽参数，逐一将用户负荷折算到热电厂供汽出口，见表2-1。用户处工业用汽符合总量：采暖期最大为175 t/h,折算汇总到电厂出口处为166.65 t/h。 表2-1 热负荷汇总表 折算到热电厂出口的工业热负荷，再乘以0.9的折算系数，得到热电厂设计工业热负荷，再按供热比焓和回水比焓（回水率为零，补水比焓62.8 kJ/kg）计算出供热量，见表2-2。根据设计热负荷，绘制采暖负荷持续曲线和年热负荷持续曲线图，见图2-1、图2-2。 表2-2 热电厂设计热负荷
凝汽器热力计算
1 凝汽设备的作用和特性 1.1凝汽设备的作用 凝汽设备主要由凝汽器（又称凝结器、冷凝器等）、冷却水泵（或称循环水泵）、凝结水泵及抽气器等组成，其中凝汽器是最主要的组成部分。在现代大型电站凝汽式汽轮机组的热力循环中，凝汽设备起着冷源的作用，其主要任务是将汽轮机排汽凝结成水，并在汽轮机排汽口建立与维持一定的真空度。凝气设备的任务是：（1）凝汽器通过冷却水与乏汽的热交换，把汽轮机的排汽凝结成水。 （2）凝结水由凝结水泵送至除氧器，经过回热加热作为锅炉给水继续重复使用。 （3）不断的将排汽凝结时放出的热量带走。 （4）不断地将聚集在凝汽器内的空气抽出，在汽轮机排汽口建立与维持高度的真空度。 （5）凝汽设备还有一定的真空除氧作用。 （6）汇集和贮存凝结水、热力系统中的各种疏水、排汽，能够缓冲运行中机组流量的急剧变化、增加系统调节稳定性。 图1.1为简单的凝汽设备原则性系统。冷却水泵抽来的具有一定压力的冷却水（地下水、地表水或海水），流过凝汽器的冷却水管。汽轮机的排汽进入凝汽器后，蒸汽凝结成水释放出的热量被由冷却水泵不断送来的冷却水带走，排汽凝结成水并流入凝汽器底部的热水井，然后由凝结水泵送往加热器和除氧器，送往锅炉循环使用。抽气器不断地将凝汽器内的空气抽出以保持高度真空
图1.1 凝汽设备的原则性系统 1—汽轮机；2—发电机；3—凝汽器；4—抽汽器；5—凝结水泵；6—冷却水泵优良的凝气设备应满足以下要求： （1）凝汽器具有良好的传热性能。主要通过管束的合理排列、布置、选取合适的管材来达到良好的传热效果，使汽轮机在给定的工作条件下具有尽可能低的运行背压。 （2）凝汽器本体和真空系统要有高度的严密性。凝汽器的汽侧压力既低于壳外的大气压力，也低于管内的水侧压力。所以如果水侧严密性不好，冷却水就会渗漏到汽侧，恶化凝结水水质；如果汽侧严密性不好，空气将漏入汽侧，恶化传热效果。 （3）凝结水过冷度要小。具有过冷度的凝结水将使汽轮机消耗更多的回热抽汽，以使它加热到预定的锅炉给水温度，增大了热耗率。同时，过冷也会使凝结水的含氧量增大，从而加剧了对管道的腐蚀。因此现代汽轮机要求凝结水过冷度不超过2℃。 （4）凝汽器汽阻、水阻要小。蒸汽空气混合物在凝汽器内由排汽口流向抽气口时，因流动阻力使其绝对压力降低，常把这一压力降称为汽阻。汽阻的存在会使凝汽器喉部压力升高，凝结水过冷度及含氧量都增加，引起机组的热经济性降低和管子的腐蚀。 对大型机组汽阻一般为-4 。水阻是冷却水在凝汽器冷 2.710MPa 却管中的流动阻力和进出管子及进出水室时的局部阻力之和。水阻的大小对冷却水泵选择和管道布置都有影响，应通过技术经济比较来确定。
凝汽器介绍(600MW)
东方汽轮机厂凝汽器介绍 2000年2月
东方汽轮机厂凝汽器介绍 一东方汽轮机厂凝汽器概况 东方汽轮机厂是国内生产大型电站汽轮机及其配套辅机的主要厂家之一，从建厂至今，共配套提供了各类凝汽器300多台套，功率范围1.5MW～600MW，凝汽器面积从140～36000m2，按冷却管材分有铜管、不锈钢管、钛管凝汽器，按背压分有单、双背压凝汽器，按冷却介质分有淡水、半海水、海水凝汽器。另外，还为300～600MW国外机组配套凝汽器共8套，产品不仅在国内使用，还出口到马来西亚等多个国家，运行实绩良好。 东方汽轮机厂获得国家颁发的一、二类压力容器制造许可证，获得美国机械工程师协会颁发的ASME压力容器设计制造授权证书和U法规钢印，通过了ISO9001质量体系认证；东方汽轮机厂凝汽器开发的发展与水平建立在试验和与高等院校及国外公司的技术交流与合作上；是国内唯一进行过大型凝汽器传热性能及水室流场工业性试验的凝汽器制造厂家；是国内唯一采用大型数值计算程序对壳侧汽相流场进行流场的速度、压力、温度、空气浓度、相对传热系数及热负荷进行计算的凝汽器制造厂家，通过该手段可以优化凝汽器排管；东方汽轮机厂与德国BALCKE-DüRR公司及日本日立公司就300MW及600MW具体工程凝汽器设计、制造进行过广泛技术合作。 二东方汽轮机厂凝汽器特点 东方汽轮机厂凝汽器设计、制造、安装执行的标准为：HEI标准（美国传热协会）、DB3.18.10-1998《凝汽器加工装配技术条件》及
其它相关标准。 凝汽器排管设计是影响凝汽器性能的决定性因素之一，东方汽轮机厂排管设计手段进程:早期手工绘图，经验设计；经过实物对比试验，以验证各排管的优劣；70年代为优化排管，东方汽轮机厂曾用二种排管实物进行了电站工业性试验，这也是国内的制造厂中唯一的一家；在取得电站实测数据的基础上开发了准三维凝汽器汽相流场及传热特性数值模拟计算程序。该程序是可得到凝汽器汽相流速、温度、压力、传热系数、热负荷等重要参数分布图，据此调整管束排列，达到最优化排管，实现设计和排管自动化。该方法目前世界上仅有几家大公司具备，国内仅东汽一家。东方汽轮机厂已广泛用于300～600MW 凝汽器排管设计中。 东方汽轮机厂采用的模块排管，经数值计算程序模拟完全符合优化管束排列的判别标准，经国外工业性试验证明总体传热系数比HEI 计算值提高15～30%。 东方汽轮机厂有二种风格的喉部结构型式：一种为衍架支撑，壳板无加强肋，便于电站布置；一种为喉部壳板采用足够强度和刚度的工字钢，内部支撑杆少，对降低蒸汽流阻有利。在尺寸较大的设备(如低压加热器)和管道(抽汽管等)采用消除下方旋涡的措施。东汽厂凝汽器喉部扩散角合理，曾在70年代作过吹风试验；按ASME标准制作和布置了四个网状探头测量排汽压力；喉部内的低压加热器和抽汽管均有不锈钢罩隔热、防冲罩。所有支撑板均采用使汽阻最小的结构。 东方汽轮机厂凝汽器空冷区采用了在抽空气通道区布置有冷却水管，适当放大孔与管间的间隙，蒸汽至抽汽口的流动是沿抽空气通道区的冷却管流动，并由此造成空气与水间的逆流换热，它既有助于
发电厂原则性热力系统计算
发电厂原则性热力系统计算: 已知条件 1. 汽轮机形式和参数 制造厂家： 哈尔滨汽轮机厂 型 号： Ｎ300—16.７/５3８/53８型 型 式： 亚临界、一次中间再热、单轴、双缸、双排汽、反动凝汽式汽轮 机 额定功率: 300MW 最大功率： 33０ＭW 初蒸汽参数： =0p 16.67ＭP ａ ，=0 t ５38C 再热蒸汽参数： 冷段压力 ==in rh p p 2 3.65３MPa ,冷段温度=in rh t 320.６C 热段压力=out rh p ３.288MP ａ ，热段温度=out rh t 538C 低压缸排汽参数: =c p 0．0299M Ｐa ，=c t 32．1C , =c h 2329.8kJ/kg 给水泵小汽轮机耗汽份额:=st α0.0４32 机组发电机实际发出功率:=' e P 30０ＭW 给水泵出口压力: =pu p ２０.81M Ｐa 凝结水泵出口压力： １．７8MPa 机组机电效率: ==g m mg ηηη０.98 加热器效率： =h η０.９9 额定排汽量: 543.８ｔ／ｈ 给水温度： ２73.6℃ 冷却水温度： 20℃ 最高冷却水温度: 34℃ 额定工况时热耗率: (计算)793６.2Ｋj ／KW ．h (保证）795５Kj/K Ｗ.h 额定工况时汽耗率 3．043K ｇ/KW .h 主蒸汽最大进汽量: 1025t/h 工作转速： 3000r/min 旋转方向： 顺时针(从汽轮机向发电机看） 最大允许系统周波摆动: ４８．5—５0.５Hz 空负荷时额定转速波动: ±１r/m ｉｎ 噪音水平: 90ｄb 通流级数: 3６级
凝汽器热力计算
1 凝汽设备的作用和特性 凝汽设备的作用 凝汽设备主要由凝汽器（又称凝结器、冷凝器等）、冷却水泵（或称循环水泵）、凝结水泵及抽气器等组成，其中凝汽器是最主要的组成部分。在现代大型电站凝汽式汽轮机组的热力循环中，凝汽设备起着冷源的作用，其主要任务是将汽轮机排汽凝结成水，并在汽轮机排汽口建立与维持一定的真空度。凝气设备的任务是：（1）凝汽器通过冷却水与乏汽的热交换，把汽轮机的排汽凝结成水。 （2）凝结水由凝结水泵送至除氧器，经过回热加热作为锅炉给水继续重复使用。 （3）不断的将排汽凝结时放出的热量带走。 （4）不断地将聚集在凝汽器内的空气抽出，在汽轮机排汽口建立与维持高度的真空度。 （5）凝汽设备还有一定的真空除氧作用。 （6）汇集和贮存凝结水、热力系统中的各种疏水、排汽，能够缓冲运行中机组流量的急剧变化、增加系统调节稳定性。 图为简单的凝汽设备原则性系统。冷却水泵抽来的具有一定压力的冷却水（地下水、地表水或海水），流过凝汽器的冷却水管。汽轮机的排汽进入凝汽器后，蒸汽凝结成水释放出的热量被由冷却水泵不断送来的冷却水带走，排汽凝结成水并流入凝汽器底部的热水井，然后由凝结水泵送往加热器和除氧器，送往锅炉循环使用。抽气器不断地将凝汽器内的空气抽出以保持高度真空
图凝汽设备的原则性系统 1—汽轮机；2—发电机；3—凝汽器；4—抽汽器；5—凝结水泵；6—冷却水泵优良的凝气设备应满足以下要求： （1）凝汽器具有良好的传热性能。主要通过管束的合理排列、布置、选取合适的管材来达到良好的传热效果，使汽轮机在给定的工作条件下具有尽可能低的运行背压。 （2）凝汽器本体和真空系统要有高度的严密性。凝汽器的汽侧压力既低于壳外的大气压力，也低于管内的水侧压力。所以如果水侧严密性不好，冷却水就会渗漏到汽侧，恶化凝结水水质；如果汽侧严密性不好，空气将漏入汽侧，恶化传热效果。 （3）凝结水过冷度要小。具有过冷度的凝结水将使汽轮机消耗更多的回热抽汽，以使它加热到预定的锅炉给水温度，增大了热耗率。同时，过冷也会使凝结水的含氧量增大，从而加剧了对管道的腐蚀。因此现代汽轮机要求凝结水过冷度不超过2℃。 （4）凝汽器汽阻、水阻要小。蒸汽空气混合物在凝汽器内由排汽口流向抽气口时，因流动阻力使其绝对压力降低，常把这一压力降称为汽阻。汽阻的存在会使凝汽器喉部压力升高，凝结水过冷度及含氧量都增加，引起机组的热经济性降低和管子的腐蚀。 对大型机组汽阻一般为-4 。水阻是冷却水在凝汽器冷 2.710MPa 却管中的流动阻力和进出管子及进出水室时的局部阻力之和。水
汽轮机火用分析方法的热力系统计算
汽轮机火用分析方法的热力系统计算 前言 在把整个汽轮机装置系统划分成若干个单元的过程中，任何一个单元由于某些因素而引起的微弱变化，都会影响到其它单元。这种引起某单元变化的因素叫做“扰动”。也就是说，某单元局部参量的微小变化(即扰动)，会引起整个系统的“反弹”，但是它不会引起系统所有参数的“反弹”。就汽轮机装置系统而言，系统产生的任何变化，都可归结为扰动后本级或邻近级抽汽量的变化，从而引起汽轮机装置系统及各单元的火用损变化。因此，在对电厂热力系统进行经济性分析时，仅计算出某一工况下各单元火用损失分布还是不够的，还应计算出当某局部参量变化时整个热力系统火用效率变化情况。 1、火用分析方法 与热力系统的能量分析法一样，可以把热力系统中的回热加热器分为疏水放流式和汇集式两类(参见图1和图2)，并把热力系统的参数整理为3类：其一是蒸汽在加热器中的放热火用，用q’表示；其二是疏水在加热器中的放热火用，用y 表示；其三是给水在加热器中的火用升，以r’表示。其计算方法与能量分析法类似。
对疏水式加热器： 对疏水汇集式加热器： 式中，e f、e dj、e sj分别为j级抽汽比火用、加热器疏水比火用和加热器出口水比火用。1．1 抽汽有效火用降的引入 对于抽汽回热系统，某级回热抽汽减少或某小流量进入某加热器“排挤”抽汽量，诸如此类原因使某级加热器抽汽产生变化(一般是抽汽量减少)，如果认为此变化很小而不致引起加热器及热力系统参数变化，那么便可基于等效焓降理论引入放热火用效率来求取某段抽汽量变化时对整个系统火用效率的影响。 为便于分析，定义抽汽的有效火用降，在抽汽减少的情况下表示1kg排挤抽汽做功的增加值；在抽汽量增加时，则表示做功的减少值；用符号Ej来表示。当从靠近凝汽器侧开始，
热力计算汇总表
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说明 1.本计算按照《锅炉机组热力计算标准》（苏联1937年版）进行。 2.计算中有关数据取自SJ D144-13《锅炉几何尺寸计算书》。 目录 一、锅炉规范 二、锅炉燃料 三、热力计算汇总表
一、锅炉规范 1.锅炉额定蒸发量240t/h 2.额定过热蒸汽压力9.8Mpa 3.额定过热蒸汽温度540℃ 4.锅炉给水温度215℃ 5.冷空气温度20℃ 二、锅炉燃料 1.煤种
600MW凝汽式机组全厂原则性热力系统计算
［键入文字］ 华址电力*营 《热力发电厂》课程设计 题目：国产600MW凝汽式机组全厂原则性热力系统设计 计算 指导教师：李惊涛 专业:热能与动力工程 班级: 热能09 学号: 1091 姓名: 能源动力与机械工程学院
目录 一、............................................................. 课程设计的目的 3 二、................................................................... 计算任务 3 三、............................................................... 计算原始资料 3 3.1汽轮机形式及参数 (3) 3.2回热加热系统参数 (3) 3.3锅炉型式及参数 (4) 3.4其他数据 (4) 3.5简化条件 (4) 四、................................................................. 热系统计算 5 4.1汽水平衡计算 (5) 4.2 汽轮机进汽参数计算 (5) 4.3辅助计算 (5) 4.4各级加热器进、出水参数计算 (6) 4.5高压加热器组及除氧器抽汽系数计算 (7) 4.6除氧器抽汽系数计算 (8) 4.7低压加热器组抽汽系数计算 (8) 4.8汽轮机排汽量计算与校核 (10) 4.9汽轮机内功计算 (11) 4.10汽轮机发电机组热经济性指标计算 (12) 4.11全厂热经济性指标计算 (13) 五、反平衡校核 14 六、参考资料 15 附图（汽态膨胀过程线） (16)
板式换热器热力计算及分析(整合)
第一章概论 1.1综述 目前板式换热器已成为高效、紧凑的热交换设备，大量地应用于工业中。它的发展已有一百多年的历史。 德国在1878年发明了板式换热器，并获得专利，到1886年，由法国M.Malvazin首次设计出沟道板板式换热器，并在葡萄酒生产中用于灭菌。APV 公司的R.Seligman在1923年成功地设计了可以成批生产的板式换热器，开始时是运用很多铸造青铜板片组合在一起，很像板框式压滤机。1930年以后，才有不锈钢或铜薄板压制的波纹板片板式换热器，板片四周用垫片密封，从此板式换热器的板片，由沟道板的形式跨入了现代用薄板压制的波纹板形式，为板式换热器的发展奠定了基础。 与此同时，流体力学与传热学的发展对板式换热器的发展做出了重要的贡献，也是板式换热器设计开发最重要的技术理论依据。如：19世纪末到20世纪初，雷诺（Reynolds）用实验证实了层流和紊流的客观存在，提出了雷诺数——为流动阻力和损失奠定了基础。此外，在流体、传热方面有杰出贡献的学者还有瑞利（Reyleigh）、普朗特（Prandtl）、库塔（Kutta）、儒可夫斯基（жуковскиǔ）、钱学森、周培源、吴仲华等。 通过广泛的应用与实践，人们加深了对板式换热器优越性的认识，随着应用领域的扩大和制造技术的进步，使板式换热器的发展加快，目前已成为很重要的换热设备。 近几十年来，板式换热器的技术发展，可以归纳为以下几个方面。 1：研究高效的波纹板片。初期的板片是铣制的沟道板，至三四十年代，才用薄金属板压制成波纹板，相继出现水平平直波纹、阶梯形波纹、人字形波纹等形式繁多的波纹片。同一种形式的波纹，又对其波纹的断面尺寸——波纹的高度、节距、圆角等进行大量的研究，同时也发展了一些特殊用途的板片。 2：研究适用于腐蚀介质的板片、垫片材料及涂（镀）层。 3：研究提高使用压力和使用温度。 4：发展大型板式换热器。 5：研究板式换热器的传热和流体阻力。
热力发电厂课程设计说明书国产600MW凝汽式机组全厂原则性热力系统设计计算word文档
国产600MW 凝汽式机组全厂原则性热力系统设计计算 1 课程设计的目的及意义： 电厂原则性热力系统计算的主要目的就是要确定在不同负荷工况下各部分汽水流量及参数、发电量、供热量及全厂的热经济性指标，由此可衡量热力设备的完善性，热力系统的合理性，运行的安全性和全厂的经济性。如根据最大负荷工况计算的结果，可作为发电厂设计时选择锅炉、热力辅助设备、各种汽水管道及附件的依据。 2 课程设计的题目及任务： 设计题目：国产600MW 凝汽式机组全厂原则性热力系统设计计算。 计算任务： ㈠ 根据给定的热力系统数据，在h - s 图上绘出蒸汽的汽态膨胀线 ㈡ 计算额定功率下的汽轮机进汽量0D ，热力系统各汽水流量j D ㈢ 计算机组和全厂的热经济性指标（机组进汽量、机组热耗量、机组汽耗率、机组热耗率、 绝对电效率、全厂标准煤耗量、全厂标准煤耗率、全厂热耗率、全厂热效率） ㈣ 按《火力发电厂热力系统设计制图规定》绘制出全厂原则性热力系统图 3 已知数据： 汽轮机型式及参数 机组型式：亚临界、一次中间再热、四缸四排汽、单轴、凝汽式汽轮机；
锅炉型式及参数 锅炉型式英国三井2027-17.3／541／541额定蒸发量Db：2027t／h 额定过热蒸汽压力P b17.3MPa 额定再热蒸汽压力 3.734MPa 额定过热蒸汽温度541℃ 额定再热蒸汽温度541℃ 汽包压力：P du18.44MP 锅炉热效率92.5％ 汽轮机进汽节流损失4％ 中压缸进汽节流损失2％ 轴封加热器压力P T98kPa 疏水比焓415kJ／kg 汽轮机机械效率98.5％ 发电机效率99％ 补充水温度20℃ 厂用电率0.07 4 计算过程汇总: ㈠原始资料整理：
热力发电厂课程设计---660MW凝汽式机组全厂原则性热力系统计算
660MW凝汽式机组全厂原则性热力系统计算 （设计计算） 一、计算任务书 （一）计算题目 国产660MW凝汽式机组全厂原则性热力系统计算（设计计算）（二）计算任务 1.根据给定热力系统数据，计算气态膨胀线上各计算点的参数， 并在ｈ-s图上绘出蒸汽的气态膨胀线； 2.计算额定功率下的气轮机进汽量Do，热力系统各汽水流量D j、G j； 3.计算机组的和全厂的热经济性指标； 4.绘出全厂原则性热力系统图，并将所计算的全部汽水参数详细 标在图中（要求计算机绘图）。 （三）计算类型 定功率计算 （四）热力系统简介 某火力发电场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；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如图5-1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℃、0℃、℃。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℃。 气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℃，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，气轮机排气压力。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
管壳式热交换器计算
列管式换热器的设计计算 列管式（管壳式）换热器的设计计算 1．流体流径的选择 哪一种流体流经换热器的管程，哪一种流体流经壳程，下列各点可供选择时参考(以固定管板式换热器为例) (1) 不洁净和易结垢的流体宜走管内，以便于清洗管子。 (2) 腐蚀性的流体宜走管内，以免壳体和管子同时受腐蚀，而且管子也便于清洗和检修。 (3) 压强高的流体宜走管内，以免壳体受压。 (4) 饱和蒸气宜走管间，以便于及时排除冷凝液，且蒸气较洁净，冷凝传热系数与流速关系不大。 (5) 被冷却的流体宜走管间，可利用外壳向外的散热作用，以增强冷却效果。 (6) 需要提高流速以增大其对流传热系数的流体宜走管内，因管程流通面积常小于壳程，且可采用多管程以增大流速。 (7) 粘度大的液体或流量较小的流体，宜走管间，因流体在有折流挡板的壳程流动时，由于流速和流向的不断改变，在低Re(Re>100)下即可达到湍流，以提高对流传热系数。 在选择流体流径时，上述各点常不能同时兼顾，应视具体情况抓住主要矛盾，例如首先考虑流体的压强、防腐蚀及清洗等要求，然后再校核对流传热系数和压强降，以便作出较恰当的选择。 2. 流体流速的选择 增加流体在换热器中的流速，将加大对流传热系数，减少污垢在管子表面上沉积的可能性，即降低了污垢热阻，使总传热系数增大，从而可减小换热器的传热面积。但是流速增加，又使流体阻力增大，动力消耗就增多。所以适宜的流速要通过经济衡算才能定出。 此外，在选择流速时，还需考虑结构上的要求。例如，选择高的流速，使管子的数目减少，对一定的传热面积，不得不采用较长的管子或增加程数。管子太长不易清洗，且一般管长都有一定的标准；单程变为多程使平均温度差下降。这些也是选择流速时应予考虑的问题。 3. 流体两端温度的确定 若换热器中冷、热流体的温度都由工艺条件所规定，就不存在确定流体两端温度的问题。若其中一个流体仅已知进口温度，则出口温度应由设计者来确定。例如用冷水冷却某热流体，冷水的进口温度可以根据当地的气温条件作出估计，而换热器出口的冷水温度，便需要根据经济衡算来决定。为了节省水量，可使水的出口温度提高些，但传热面积就需要加大；为了减小传热面积，则要增加水量。两者是相互矛盾的。一般来说，设计时可采取冷却水两端温差为5～10℃。缺水地区选用较大的温度差，水源丰富地区选用较小的温度差。 4. 管子的规格和排列方法 选择管径时，应尽可能使流速高些，但一般不应超过前面介绍的流速范围。易结垢、粘度较大的液体宜采用较大的管径。我国目前试用的列管式换热器系列标准中仅有φ25×2.5mm及φ19×mm两种规格的管子。 管长的选择是以清洗方便及合理使用管材为原则。长管不便于清洗，且易弯曲。一般出厂的标准钢管长为6m，则合理的换热器管长应为1.5、2、3或6m。系列标准中也采用这四种管长。此外，管长和壳径应相适应，一般取L/D为4～6(对直径小的换热器可大些)。 如前所述，管子在管板上的排列方法有等边三角形、正方形直列和正方形错列等，如第五节中图4－25所示。等边三角形排列的优点有:管板的强度高；流体走短路的机会少，且管外流体扰动较大，因而对流传热系数较高；相同的壳径内可排列更多的管子。正方形直列排列的优点是便于
管式换热器热力计算
这只是个模板，你还要自己修改数据，其中有些公式显示不出来。不明白的问我。 一．设计任务和设计条件 某生产过程的流程如图所示，反应器的混合气体经与进料物流患热后，用循环冷却水将其从110℃进一步冷却至60℃之后，进入吸收塔吸收其中的可溶组分。已知混和气体的流量为227301㎏/h，压力为6.9MPa ,循环冷却水的压力为0.4MPa ，循环水的入口温度为29℃，出口温度为39℃，试设计一台列管式换热器，完成该生产任务。 物性特征： 混和气体在35℃下的有关物性数据如下（来自生产中的实测值）： 密度 定压比热容=3.297kj/kg℃ 热导率=0.0279w/m 粘度 循环水在34℃下的物性数据： 密度=994.3㎏/m3 定压比热容=4.174kj/kg℃ 热导率=0.624w/m℃ 粘度 二．确定设计方案 1．选择换热器的类型 两流体温的变化情况：热流体进口温度110℃出口温度60℃；冷流体进口温度29℃，出口温度为39℃，该换热器用循环冷却水冷却，冬季操作时，其进口温度会降低，考虑到这一因素，估计该换热器的管壁温度和壳体温度之差较大，因此初步确定选用浮头式换热器。2．管程安排 从两物流的操作压力看，应使混合气体走管程，循环冷却水走壳程。但由于循环冷却水较易结垢，若其流速太低，将会加快污垢增长速度，使换热器的热流量下贱，所以从总体考虑，应使循环水走管程，混和气体走壳程。
三．确定物性数据 定性温度：对于一般气体和水等低黏度流体，其定性温度可取流体进出口温度的平均值。故壳程混和气体的定性温度为 T= =85℃ 管程流体的定性温度为 t= ℃ 根据定性温度，分别查取壳程和管程流体的有关物性数据。对混合气体来说，最可靠的无形数据是实测值。若不具备此条件，则应分别查取混合无辜组分的有关物性数据，然后按照相应的加和方法求出混和气体的物性数据。 混和气体在35℃下的有关物性数据如下（来自生产中的实测值）： 密度 定压比热容=3.297kj/kg℃ 热导率=0.0279w/m 粘度=1.5×10-5Pas 循环水在34℃下的物性数据： 密度=994.3㎏/m3 定压比热容=4.174kj/kg℃ 热导率=0.624w/m℃ 粘度=0.742×10-3Pas
热电厂热力系统计算
热电厂热力系统计算
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热力发电厂课程设计 1.1设计目的 1．学习电厂热力系统规划、设计的一般途径和方案论证、优选的原则 ２.学习全面性热力系统计算和发电厂主要热经济指标计算的内容、方法 3．提高计算机绘图、制表、数据处理的能力 1．２原始资料 西安某地区新建热电工程的热负荷包括： 1）工业生产用汽负荷； 2）冬季厂房采暖用汽负荷。 西安地区采暖期101天，室外采暖计算温度–５℃，采暖期室外平均温度1.０℃,工业用汽和采暖用汽热负荷参数均为0．8MＰa、230℃。通过调查统计得到的近期工业热负荷和采暖热负荷如下表所示: 热负荷汇总表 项目单位 采暖期非采暖期 最大平均最小最大平均最小 用户热负荷工业ｔ/h １75 １42 1０8 1２6 ９2 7５采暖ｔ／h 177 72 ４３0 0 0 1.3计算原始资料 (1)锅炉效率根据锅炉类别可取下述数值： 锅炉类别链条炉煤粉炉沸腾炉旋风炉循环流化床锅炉锅炉效率０.72~0.85 ０.85~0.90 0.65～０.7００．８5 0.８5~０．９０(2)汽轮机相对内效率、机械效率及发电机效率的常见数值如下： 汽轮机额定功率７50~6000 120０0～25000 500０ 汽轮机相对内效率０．7~0．8 0.７5~0.８5 ０.８5～0．８7 汽轮机机械效率0.95～0.98 0.９7~０.99 ～０.９９ 发电机效率0.93～0.96 0.96～0.97 0.98~０.9８５（３）热电厂内管道效率，取为0.96。 (4)各种热交换器效率,包括高、低压加热器、除氧器,一般取0．96～０．98。 (５)热交换器端温差，取3～7℃。