汽轮机热力计算设计

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1620812008

目录

第一章绪论 (1)

§1.1 我国电力工业发展概况 (1)

§1.1.1 我国电力工业的成就及前景 (1)

§1.1.2 燃煤发电在我国电力工业发展中的地位 (2)

§1.2 热经济性计算与机组优化调度系统的重要性 (3)

第二章热力性能与机组优化调度系统的简单介绍 (6)

§2.1 热力性能检测与优化调度系统的功能组成 (6)

§2.1.1 系统在电厂中所起的作用 (6)

§2.1.2 系统的主要功能 (7)

§2.2 性能分析与优化调度方法 (8)

§2.2.1 性能分析方法 (8)

§2.2.1 优化调度方法 (9)

第三章热力性能计算基本理论概述 (11)

§3.1 计算方法的选择 (11)

§3.2 计算流程 (12)

§3.3 软件功能和特点 (15)

第四章机组优化调度基本理论概述............................. .16§4.1 优化调度原理 (16)

§4.2 数据输入和输出 (19)

§4.3 关于负荷优化程序计算的说明 (20)

第五章IAPWS-IF97水和水蒸汽热力性质计算理论 (22)

§5.1 简介 (22)

§5.2 IAPWS-IF97公式简介 (23)

第六章汽轮机热力性能计算软件程序使用说明 (26)

§6.1 软件简介 (26)

§6.2 系统运行平台 (26)

§6.3 程序功能说明 (26)

§6.3.1 软件主界面 (26)

§6.3.2 菜单主要功能 (28)

第七章机组优化调度软件程序使用说明 (35)

§7.1 软件简介 (35)

§7.2 系统运行平台 (35)

§7.3 程序功能说明 (35)

§7.3.1 软件主界面 (35)

§7.3.2 程序主要功能 (36)

第八章温度标定系统及数据采集程序 (41)

§8.1 动力工程基本量测控实验室概述 (41)

§8.2 实验室温度压力测试用设备 (41)

§8.3 数据采集卡简介 (41)

§8.4 MCGS系统介绍 (42)

§8.5 MCGS程序设计概述 (44)

全文总结 (47)

参考文献 (48)

专业英文翻译

第一章绪论

§1.1 我国电力工业发展概况

§1.1.1 我国电力工业的成就及前景

电力是国民经济发展的基本条件,是社会基础设施的重要组成部分。经济要发展,电力要先行。电力工业的发展,不但推动了电力设备制造业和安装业的发展,同时也推动了与之相关的科研工作的发展。

我国是世界上电力生产最早的国家之一【1】,早在19世纪80年代初(1882年)就开始生产电力。然而直到“六五”之前,我国的电力工业发展一直非常缓慢。因此在“六五”、“七五”特别是“八五”计划期间,国家将增加发电设备装机容量作为一件大事来抓,取得了明显的成绩。到1995年底,我国发电设备装机容量跃居世界第三位,发电量居世界第二位。

“九五”期间,电力工业发展的具体目标为:到2000年全国发电设备装机容量将达到300000 MW,电力年均增长率约7%。根据1996年3月八届人大四次会议批准的《国民经济和社会发展“九五”计划和2010远景目标纲要》,2010年国民生产总值比2000年翻一番,按照电力与国民经济同步发展考虑,到2010年,全国发电设备装机容量将达到50~55万MW。

尽管我国电力建设取得了巨大的成就,但我国电力供应的缺口仍然很大。按1996年的用电情况测算,全国大约缺少装机容量20000 MW,缺电约800亿度【2】。人口的增长以及现代化进程使我国对电力的需求不断增加。到1995年底,我国人均装机容量仅为0.181 kW,按照每人1kKW计(1995年美国人均为3.4 kW,俄罗

斯1.1 kW ,日本1.2 kW)的目标,按2050年我国人口达到15亿计,则至2050年我国发电装机容量需达到150万MW,比1995年净增130万MW,因此,我国电力工业仍有非常巨大的发展空间。

§1.1.2 燃煤发电在我国电力工业发展中的地位

从全世界范围来看,火力发电在电力工业中起着主导作用,在我国所占的比例更大(70%),我国煤炭资源丰富,故以煤电为主,燃煤发电在我国电力工业中起者决定性的作用。在今后几十年内,仍将保持在60~70%【3】。

1995年我国发电设备总装机容量217224.2 MW,其中火电装机占74%,核电占0.97%,水电占25.03%【4】。到2000年全国发电设备装机容量将达到290000 MW,其中火电218700MW,占75%;水电62900 MW,占22.0%;核电2100 MW,占0.7%。年发电量约为14000亿度,其中火力发电11740亿度,占83.86%。到2010年发电设备装机容量将达到500000~550000 MW,三峡全部建成,水电装机容量达到115000MW,但火电仍居主要地位。发电量达到25000亿度,占80%【5】。

我国的能源资源特点决定了火电要继续发展。我国的石油和天然气储量有限,探明程度低,资源宝贵,大多要作为重要的工业原材料,不能用于发电。因此,以煤为主的能源结构在相当长的时期内难以改变。我国煤炭资源在1990年末保存储量达9543亿吨,1995年原煤产量达11.98亿吨,居世界首位。据有关部门预测,2000年原煤产量可达14.5亿吨左右,2010年可达19亿吨左右。1995年全国发电供热用煤4.4亿吨,占原煤总产量的36.7%。到2000年,全国需发电供热用煤6.3亿吨,占原煤总产量的43.4%【1】。2000~2010年期间,计划新增火电机组15万MW以上,年新增用煤约4000万吨,占新增煤炭产量的90% 左右(按2010年煤产量19亿吨测算)。表1-1为我国一次能源消费结构【6】。

表1-1 我国一次能源消费结构(%)

从表1-1可以看出,在未来相当长一段时期内,燃煤发电仍是我国电力工业的主力军。

§1.2 热经济性计算与机组优化调度系统的重要性

火电厂的热力系统是实现热功转换的系统。它是通过热力管道及阀门将各热力设备有机地联系起来,在各种工况下安全、经济、连续地将燃料的热能转换成电能。因而要监测电厂热经济性就要计算各种工况下热力系统的热经济指标。

火电厂热力系统计算是热能动力工程的一项重要的技术工作,通过热力系统计算可求出机组和电厂准确的热经济性,其基本原理是系统的质量守恒方程和能量守恒方程。火电厂的设计、技术改造、运行优化以及对火电厂性能监测、运行偏差的分析等均需对火电厂的热力系统作详细的热平衡计算,求出热经济性指标作为决策的依据,因此,电厂的热力系统计算是实现上述任务的重要技术基础,直接反映出全厂的经济效益,对电厂的节能具有重要意义。

随着我国国民经济的发展和人民生活水平的提高,电厂的负荷状况有了很大的变化,主要表现是昼夜负荷峰谷差值加大,对于一个电厂而言,可能需要在每天的不同时间之内对机组分配不同的负荷。对于大、中容量的机组更是如此。

随着市场经济的深入发展,竞价上网使电厂对于机组发电的经济性越来越关心;可持续发展也要求对一次的不可再生能源进行节约。火电厂每天每时都在消耗着各种燃料,如果提高火电厂的燃料利用的效率,无疑会为国家节约大量的宝贵的一次资源。

电厂通过技术改造,提高单台机组的效率,可以使单台机组节约大量的燃料,但是,对于一个电厂而言,通常是有许多台机组并列运行;对于一个电力系统,是有许多的电厂在运行。对于电厂,给定的负荷是要在多台机组间分配的,有时一种功率的分配方式并不能完全保证所有的机组都能够在比较经济的负荷下运行。一个电厂里的机组的容量不同,经济负荷区就有可能不同,即使是同一类型的机组,各自的效率也会有差别,把负荷优先分配给效率高的大容量的机组似乎是一种经济的分配方式。但是通过分析可以知道,这样分配负荷并不一定最经济。通过对电厂的运行记录进行分析,可以知道,并不是增加高效率的机组的负荷和减少效率低的机组的负荷就会使电厂总的供电煤耗最少。通常,提高高效率机组的负荷能节约燃料的话,降低低效率的机组的负荷可能会浪费更多的燃料,如果分配不当的话有可能使浪费的燃料反而多于节约的燃料。

随着当前计算机技术、控制技术、系统软件等高新技术的迅速发展,电厂的技术水平不断提高,国外电厂基本上已装备了DCS系统,具有在线实时机组热经济分析和优化运行监控等功能。采用这一技术的关键之一是机组热经济分析和优化软件。然而,杭州半山发电有限公司目前还没有装备DCS系统,也没有发电部、值长和生产技术部等都需要的热经济性分析和负荷调度、(热效率、热耗以及汽耗计算等)软件,以及在WINDOWS平台上运行的水和水蒸汽性质计算软件。为了提高机组运行水平和经济效益,配合4号机的改造和上脱硫设备,在半山发电有限公司的支持下,我们开发了125MW机组热经济性分析和负荷优化调度软件。该软件包括基于最新的国际水和水蒸汽热力性质公式IAPWS-IF97的水和水蒸汽热力性质计算软件、在此基础上发展的根据ASME PTC-6汽轮机热力性能试验规程的

125MW汽轮机热力性能计算软件和能用于2台125MW机组间最佳负荷分配的软件。目前此软件已交付杭州半山发电厂使用,且反映良好。

第二章热力性能与机组优化调度系统的简单介绍§2.1热力性能检测与优化调度系统的功能组成

§2.1.1 系统在电厂中所起的作用

杭州半山发电厂一期工程安装建造的两台125MW汽轮发电机组,经过几十年运行调整,随着管理方式和机组运行技术的日趋完善,机组的

可靠性越来越高,在保证电网的负荷要求和稳定电网运行方面发挥了非

常重要作用。但是,随着机组投运时间的增加,机组的设备也不可避免

地会发生老化,从而会导致机组性能的改变。因此,如何设法监视机组

的运行性能,改进机组的运行方式,进一步提高机组的安全性和经济性,

充分发挥在役机组的作用,就成为在解决机组运行可靠性问题后亟待解

决的另一个重要问题。与此同时,在我国电力工业中,电网中高参数大

容量发电机组越来越多,促使对网中机组经济性要求也越来越高,特别

是与经济性密切相关的“竟价上网”已越来越引起国家电力管理部门

和企业单位的高度重视。面对电力工业的这种发展趋势,大型汽轮发电

机组如何监视机组的运行性能,提高机组的运行经济性,延长机组的运

行寿命亦已成为我国电力工业中必须抓紧研究和解决的重要问题。

125MW汽轮发电机组性能监测与调度系统是针对杭州半山发电厂3,4号机组研制开发的,该系统通过离线计算机组各组成设备的性能指标,

把数量庞大的原始采集数据分析和处理成为直观的为数较少的性能结

果,实时指导运行人员及时调整机组运行工况,从而取得最好的经济效

益。

§2.1.2 系统的主要功能

125MW汽轮发电机组性能与调度系统为汽轮机安全与有效运行提供了性能计算、优化调度、数据输出和保存功能。

●性能计算

与汽轮机热力性能有关的性能计算主要有机组总热耗率偏差和总负荷偏差计算、各影响因素产生的热耗率偏差和负

荷偏差计算、汽轮机效率计算、不可测参数计算、回热系统

有关性能特性计算。对热耗率偏差和负荷偏差的影响因素各

有十多项.

●优化调度

由于目前杭州半山发电厂机组都没有能够实现数据的实时采集,所以无法精确的根据实时数据计算得到机组优化所

需的目标函数。而且在运行中,机组的工况随时可能有小范

围的波动,利用实时数据采集的结果也难以保证真正的实时

优化分配负荷。所以不采用实时的分配负荷,而是根据机组

在相邻近的不同日期同时间段的工况特性具有相似的特点,

根据前一段时间的运行记录数据拟合出机组的煤耗与机组负

荷的函数,利用两台机组的煤耗关于负荷的函数得到负荷优

化分配目标函数。用户可以根据实际需要刷新数据,以适应

机组的工况特征随季节的变化。

●数据输出和保存

所有计算结果和原始数据均以EXCEL的表格形式输出,图

1、图2分别给出了汽轮机热力性能和负荷优化分配的输出表格。

运行人员根据少量的输出数据就可方便地了解机组当前的运行状态,从而正确指导机组运行。

图1

图2

§2.2 性能分析与优化调度方法

§2.2.1 性能分析方法

性能分析方法是指在性能计算中如何正确处理各种测量数据从而获得有用信息的方法,这是在性能检测系统研制开发过程中的一个关键

问题。性能计算的最终目的是指导运行人员选用合适的运行或调整方式,使机组处于最佳或接近最佳运行状态。这意味着性能计算应能为运行人员提供两类重要性能数据,一类是能用来定量地评价机组实际运行状态的优劣,另一类是能定量地确定各种运行条件变化对实际运行性能的影响。

在一般性能试验或新机组性能考核试验中,通常采用绝对量来衡量机组的性能优劣。如采用热耗率来确定机组的经济性,热耗率高低表明了机组经济性的好坏。在这些试验中对运行工况、过程稳定性、数采测点的精确性以及有关阀门的隔离情况都必须严格服从试验规范要求,因而采集得到的或计算得到的数据均具有较高的可信度和较强的可比较性,以此确定机组性能优劣不存在太大偏差。

125MW汽轮发电机组性能计算系统根据当前工况下的各种真实测量值计算机组的性能指标,为了便于进行比较,可同时与当前工况的初终参数为值来计算性能指标的应达值。显然,由于测点问题这两种热耗率都存在误差,但两者差值的误差通常比绝对值的误差要小。运行人员依据热耗率的偏差值可以确定当前机组运行经济性的好坏,或了解当前工况偏离理想工况的程度,明确机组运行的改进方向。另外,理想热耗率与当前的运行参数密切相关,即理想热耗率随工况的改变而改变,故由此得到的热耗偏差有较好的可比较性。

§2.2.2 优化调度方法

根据电厂的实际情况,电厂的负荷在某一段时间内是不变的,总的说来是阶梯状变化。所以,优化分配的任务主要是在某个时段内合理分配负荷,令投入运行的机组总的燃料消耗是最少的。进行优化的方法使用最多的是基于拉格朗日乘数法的“等微增率法”,其目标函数是参与分配的机组总燃料(煤)消耗量对总负荷的函数,约束条件为各机组的

负荷之和等于总负荷。

举个例子来说,如电力系统分配给电厂负荷小于100MW,电厂只要开一台机组,当然由热经济性较好的机组来承担。如果系统分配的负荷介于100~200MW之间,则有如何在两台机组间进行分配才经济的问题。似乎是让经济性好的机组带满负荷,余下的负荷由另外一台机组承担,其实这样分配却是不经济的。设系统给定的负荷为120MW,有甲乙两种不同的负荷分配方案,假设经济性好的机组为1号机组,另外一台为2号机组。前者先让1号机组带满100MW,余下20MW由2号机承担;后者与之相反。根据有关的能量特性曲线上的有关数据,甲、乙两方案的总汽耗为:

甲方案:P1d1+P2d2=10*4.28+2*9.2=61.2 t/h

乙方案:P2d2+P1d1=10*4.38+2*6.8=57.4 t/h

两者相差标准汽3.8 t/h,可见按能耗率分配负荷是不经济的。发电厂内热力设备间或电厂之间的负荷经济分配,起主导作用的是微增能耗率,不是能耗率。

第三章热力性能计算基本理论概述

§3.1计算方法的选择

电厂热力系统计算的目的是为了确定热力系统各部分的汽水流量和电厂的热经济性指标。其计算的方法有多种,如热平衡法、等效热降法、循环函数法和组合结构法等。本软件根据ASME PTC-

6汽轮机热力性能试验规程,结合热平衡法和组合结构法编制。热平衡法即常规计算方法,它主要是利用热力系统的物质平衡和热平衡关系计算热力系统的热经济性。计算的核心,实际上是对Z个加热器的热平衡式和一个功率方程式或一个求凝水流量的物质平衡所组成的(Z+1)个线性方程的方程组求解,最终求得Z个加热器的抽汽量和凝水流量。

采用热平衡为基础的热力系统计算可分为串联算法和近年来发展的并联矩阵算法(或称同时算法),传统算法都遵循串联方法,严格遵守系统中汽水流动的实际物理过程分步计算,比较直观。但若系统构成有变化时,要重新建立方程。并联矩阵算法,就是以系统的热平衡原理为基础列出热平衡和质量平衡方程组组成矩阵进行求解。当热力系统发生改变时,只需调整矩阵的维数或相应的系数矩阵即可,使计算变得更加简明、层次明晰。因此本软件采用了并联矩阵算法。

求热经济性指标(汽耗、热耗、汽轮机内效率及高中低压缸效率)的计算采用了正平衡法。

§3.2 计算流程

半山发电有限公司4#和5#机组是125MW,二高加、四低加一除氧器的凝汽式机组。其原则性热力系统图如图所示。

计算步骤如下:

(1)整理原始资料

对热力性能试验得到的有关原始数据进行整理、分类,按已确定的格式写入Excel表格中,并按ASME PTC-6规程确定某些辅助设备的汽水流量和效率。

(2)建立各个加热器的热平衡方程和物质平衡方程组

根据得到的数据建立能量平衡和质量平衡方程组如下:(h1-hd1)D1+ (hw2-hw1) Dfw = (hd1-h1) Dgj

(h2-hd2)D2 + (hd1-hd2) D1+ (hw3-hw2) Dfw = (hd2-hd1) Dgj

(h3-hwp3)D3 + (hd2- hwp3) D2+ (hd2- hwp3) D1 = (hwp3-hw4)Gc

+(hwp3-h3)Dcy+

(hwp3-hd2)Dgj-hwp3Djy+hjy

Djy

(h4-hd4)D4= (hw4-hw5)Gc

(h5-hd5)D5+ (hd4-hd5) D5= (hw5-hw6)Gc

(h6-hw7)D6+ (hd5-hw7) D5 +(hd5-hw7) D4= (hw6-hw7)Gc- (hw6-hw7)Djd

(h7-hd7)D7+ (hw7 –hw8) D6 +(hw7 –hw8) D5 + (hw7 –hw8) D4= (hw7-hw8)Gc+ (hw8-hw7)Djd

D1+D2+D3-Dfw=Djy+Grh-Dgj-Dcy-Gc-(Gbfp-Gboo)

(3)将以上线性方程组整理成矩阵的形式,进行回热系统计算,得到各个加热器的抽汽量和给水流量Dfw:

a11 a12 a13 a14 a15 a16 a17 a18 D1 b1

a21 a22 a23 a24 a25 a26 a27 a28 D2 b2

a31 a32 a33 a34 a35 a36 a37 a38 D3 b3

a41 a42 a43 a44 a45 a46 a47 a48 D4 = b4

a51 a52 a53 a54 a55 a56 a57 a58 D5 b5

a61 a62 a63 a64 a65 a66 a67 a68 D6 b6

a71 a72 a73 a74 a75 a76 a77 a78 D7 b7

a81 a82 a83 a84 a85 a86 a87 a88 D fw b8

说明:第六抽汽点已进入湿蒸汽区,此时压力和温度不再是独立的参数,在蒸汽湿度事先未知的情况下,软件采用整个机组

的热平衡方程式不断迭代的方法得到6#和7#低加的汽水

焓值和抽汽量

(4)热经济指标的计算

为了定量评价凝汽式电厂的热经济性,世界各国目前均用热量法制定了全厂和汽轮机组的热经济指标。这些指标一般可以分为三类:直接说明热经济性的热效率和能耗率(单位发电量的能耗),以及说明与产量(Pe 或Wi)和热经济性有关的单位时间能耗。它们之间可通过反映能量生产关系的功率方程式相联系。

凝汽式电厂最重要的热经济性指标是:全厂热效率、煤耗率;汽轮发电机组的绝对电效率和热耗率。

这里给出的是:

a.汽轮机的绝对内效率Wηi

b. 汽轮发电机组的热耗率q 、汽耗率d

c. 汽轮机高、中、低压缸的效率

(5)计算结果的修正

由于汽轮机热力系统的主汽参数、再热蒸汽参数、背压、发电机功率因素等在运行时与制造厂给定的额定参数不尽相同,得到的热耗率、效率等也不相同。为能对结果进行比较,必须对计算结果进行修正。按ASME PTC6标准,我们将制造厂给出的各种修正曲线拟合成函数,编入程序。软件会根据输入的参数自动对计算结构进行修正,并给出修正前和修正后的热耗值等参数。

§3.3 软件功能和特点

(1)由于目前半山发电有限公司的热力性能试验或各测点的测量结果还不能直接进入计算机数据采集系统进行处理,软件只能采取

张吉培300MW汽轮机热力系统方案

N300MW汽轮机组热力系统分析- TMCR 专科生毕业设计开题报告 2011 年 09 月 24 日

摘要 节能是我国能源战略和政策的核心。火电厂既是能源供应的中心也是资源消耗及环境污染和温室气体排放的大户,提高电厂设备运行的经济性和可靠性,减少污染物的排放,已经成为世人关注的重大课题。 热经济性代表了火电厂的能量利用、热功能转换技术的先进性和运行的经济性,是火电厂经济性评价的基础。合理的计算和分析火电厂的热经济性是在保证机组安全运行的基础上,提高运行操作及科学管理水平的有效手段。火电厂的设计、技术改造、运行优化以及目前国外对大型火电厂性能监测的研究、运行偏差的分析等均需对火电厂的热力系统作详细的热平衡计算,求出热经济指标作为决策的依据。因此电厂的热力系统计算是实现上述任务的重要技术基础,直接反映出全厂的经济效益,对电厂的节能具有重要意义。 本文主要设计的是300MW凝汽式汽轮机。先了解了汽轮机及其各部件的工作原理。再设计了该汽轮机的各热力系统,并用手绘了各系统图。最后对所设计的热力系统进行

经济性指标计算,分析温度压力等参数如何影响效率。本设计采用了三种计算方法—— 常规计算方法、简捷计算、等效热降法。 关键词:节能、热经济性分析、热力系统 目录 N300MW汽轮机组热力系统分析- TMCR (1) 专科生毕业设计开题报告 (1) 摘要 (4) 关键词 (4) 第一章绪论 (9) 1.1 毕业设计的目的 (9) 1.2国外研究综述 (9) 第二章 300MW汽轮机组的结构与性能 (11) 2.1汽轮机工作的基本原理 (11) 第三章热力系统的设计 (14) 3.1主、再热蒸汽系统 (14) 3.1.1主蒸汽系统 (15) 3.1.2再热蒸汽系统 (15) 3.2主给水系统 (16) 3.2.1除氧器 (16) 3.2.2高压加热器 (16) 3.2.3其他 (17) 3.3凝结水系统 (17) 3.3.1凝结水用户 (17) 3.3.2凝结水泵及轴封加热器 (18) 3.4抽汽及加热器疏水系统 (18) 3.5轴封系统 (19) 3.6高压抗燃油系统 (20) 3.6.1磁性过滤器 (20) 3.6.2自循环滤油系统 (21) 3.7润滑油系统 (21) 3.8本体疏水系统 (21) 3.9发电机水冷系统 (22)

原则性热力系统计算说明书-热电联产计算

具有工业及采暖抽汽供热式汽轮机的热电厂原则性热力系统计算 热电厂原则性热力系统附图所示,求在计算的供热工况和汽轮机耗汽量0 D '下的发电量和全厂各项热经济指标。 已知: 1、 汽轮机、锅炉主要特征 (1) 汽轮机 机组型式 前苏联 ∏T —135/165-12.75/1.27型 新汽参数 0p =12.75 M a p (130ata), 0t =565℃ 终参数 c p =3.4×310- M a p 抽汽 七级抽汽,其中第3、6、7为调节抽汽,第3级为工业抽汽。第6、7级为采暖抽汽 功率 额定功率135MW ,最大功率165MW (2) 锅炉 型式 自然循环汽包炉 参数 b p =13.83 M a p , b t =570℃ 锅炉效率 b η=0.92 2、 供热抽汽及供热系统 第3级工业抽汽调压范围为0.785~1.27 M a p (8~13ata)。直接向热用户供汽,回水率50%, 回至补充水除氧气MD 。 第6、7级采暖汽调压范围分别为0.0588~0.45 M a p (0.6~2.5ata), 0.0392~0.11M a p (0.4~1.2ata)。 经由基载热网加热器(BH1、BH2)和热水锅炉(WB )通过水网热用户供暖。在凝汽器内装有部分管束,用以预热采暖热网返回水。网水设计送水温度d sn t =150℃。 3、回热抽汽及回热系统 七级回热抽汽分别供三个高压加热器、一个前置式定压给水除氧器HD 和四个低压加热器用汽。另外还专门设置了大气式补水除氧器MD ,以及保证MD 正常运行设立的补水预热器SW 。 在计算工况下各级抽汽压力、抽汽温度如表所示。 给水温度234℃,给水泵出口压力17.5 M a p 。给水在给水泵中理想泵功a pu w =186kJ/kg ,

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

汽轮机课程设计(中压缸)

题目:600MW超临界汽轮机通流部分设计 (中压缸) 学生姓名:丁艳平 院(系)名称:能源与动力工程 班级: 热能与动力工程03-03班 指导教师:谭欣星 2006 年11 月

能源与动力工程学院 课程设计任务书 热能动力工程专业036503班 课程名称汽轮机原理 题目600MW超临界汽轮机通流部分设计(中压缸)任务起止日期:2006年11 月13 日~ 2006年12 月4 日 学生姓名丁艳平2006年12月4日指导教师谭欣星2006年11月5日教研室主任年月日院长年月日

能源与动力工程学院 2. 此任务书最迟必须在课程设计开始前三天下达给学生。

600MW超临界汽轮机通流部分设计(中压缸) 摘要 本文根是根据给定的设计条件,确定通流部分的几何尺寸,以求获得较高的相对内效率。 设计原则是保证运行时具有较高的经济性;在不同的工况下工作均有高的可靠性;同时在满足经济性和可靠性要求的同时,考虑了汽轮机的结构紧凑,系统简单,布置合理,成本低廉,安装与维修方便,心以及零件的通用化和系列化等因素。 主要设计过程是:分析与确定汽轮机热力设计的基本参数,选择汽轮机的型式,配汽机构形式,通流部分及有关参数;拟定汽轮机近似热力过程曲线,并进行热经济性的初步计算;根据通流部分形状和回热抽汽点的要求,确定中压级组的级数并进行各级比焓降的分配,对各级进行详细的热力计算,确定汽轮机实际热力过程曲线,根据热力计算结果,修正各回热汽点压力以符合热力过程曲线的要求,并修正回热系统的热平衡计算,汽轮机热力计算结果。

目录 摘要 (1) 第一章:汽轮机热力计算的基本参数 (2) 第二章:汽轮机蒸汽流量的初步计算 (3) 第三章:通流部分选型 (9) 第四章::压力级比焓降分配及级数确定 (10) 第五章:汽轮机级的热力计算 (14) 第六章;高中压缸结构概述 (17) 第七章:600MW汽轮机热力系统 (19) 第八章:总结 (20) 参考文献 (23)

600MW汽轮机汽水热力计算

第三章 热力分析 3.1汽轮机主要参数 汽轮机类型:600-24.2/566/566 蒸汽初参数 ;024.2p MPa =, 0566t =.0℃ 再热蒸汽参数:冷段压力 4.33in rh p MPa =,冷段温度314.9in rh t =℃: 热段压力 3.90out rh p MPa =,热段温度566.0out rh t =℃。 排气压力:0.00490c p MPa = 。 抽汽及轴封参数见表3-1和表3-2。机械效率、发电机效率分别取为0.99m η=、 0.988g η=。 表3-1 项目 单位 各 段 回 热 抽 汽 参 数 加热器编号 — H1 H2 H3 H4 H5 H6 H7 H8 抽汽压力 j p MPa 5.62 4.33 2.31 1.16 0.438 0.128 0.0619 0.0237 抽汽温度j t ℃ 349.2 314.9 483.9 379.6 261.3 139.8 86.8 63.8 表3-2 项 目 单 位 1sg α 2sg α 3sg α 来 源 高压杆漏汽 低压缸后轴封 漏汽 高中压缸之间漏汽 轴封汽量sg α 0.0006339 0.001038 0.00007958 轴封汽比焓sg h kJ/kg 3396.0 2753.7 2993.7 去 处 H8 SG H2

原则性热力系统图3-1如下: 图 3-1 3.2热平衡法 热平衡式一般有两种写法:一是吸热量=放热量×h η,h η为加热器的效率;另一种方法是流入热量=流出热量。为了在同一系统计算中采用相同的标准,应采用统一的,h η故热平衡式的写法,在同一热力系统计算中也采用同一个方法。 拟定热平衡式时,最好根据需要与简便的原则,选择最合适的热平衡范围。热平衡范围可以是一个加热器或数个加热器,乃至全部加热器,或包括一个水流混合点与加热器组合的整体。 3.2.1 整理原始资料

汽轮机详细计算

300MW汽轮机热力计 算数据汇总表 项目符号单位调节级高压缸1高压缸2高压缸3高压缸4蒸汽流量G kg/s250.6250.82250.82250.82250.82喷嘴平均直径dn mm1155796816836856动叶平均直径do mm1155796816836856级前压力po Mpa15.836512.167411.3291910.58489.7538级前温度/干度to/x C533.62493.87485.4474.5462.5级前比焓值ho kj/kg3396.133336.3833317.583298.0543277.755圆周速度u m/s181.335124.9829128.1033131.2609134.3796理想比焓降⊿ht kj/kg8522.5923.4624.3525.24理想速度Ct m/s412.3106212.5559216.6102220.6808224.6775假想速比Xt-0.4398020.5880.59140.59480.5981反动度Ωm%847.942.948.347.9利用上级余速动能⊿hco kj/kg00 1.21 1.3 1.34喷嘴理想比焓降⊿hn kj/kg78.211.7693913.3956612.5889513.15004喷嘴滞止比焓降⊿hn*kj/kg78.211.7693913.3956612.5889513.15004喷嘴出口理想速度C1t m/s395.4744153.4235163.6805158.6755162.173喷嘴速度系数ψ-0.970.970.970.970.97喷嘴出口实际速度c1m/s383.6102148.8208158.7701153.9152157.3078喷嘴损失⊿hnζkj/kg 4.621620.6955710.7916840.7440070.777167喷嘴出口理想焓值h1t3317.933324.6133304.1843285.4653264.605熵st 6.4338 6.46 6.47 6.476749 6.483727喷嘴后压力p1Mpa12.433311.7410.9433710.14689.333897喷嘴后温度/干度t1/x C/490.347487.39479.201468.172455.962喷嘴出口理想比体v1t m3/kg0.02530.0268740.0285280.0303950.032609喷嘴出口截面积An cm2165.2737452.9297450.6714495.3104519.943喷嘴出汽角α1(o)15.114.7814.7914.814.78喷嘴高度Ln mm2079.8129877.4173882.9951685.19964部分进汽度e-0.891111喷嘴出口焓h13322.5523325.3093304.9763286.2093265.382 p112.433311.7410.9433710.14689.333897 s1 6.44084 6.46047 6.471979 6.47858 6.485347动叶进口相对速度w1m/s213.7542.4158947.8351143.0552443.86994相对于W1的比焓降⊿hw1kj/kg22.844530.899554 1.1440990.9268770.962286动叶滞止比焓降⊿h*b kj/kg29.6445311.7201611.2084412.6879313.05225动叶出口理想速度W2t m/s243.4935153.1023149.7227159.298161.5688动叶速度系数Ψ-0.9280.93550.93550.93550.9365动叶损失⊿hbζkj/kg 4.115135 1.463142 1.399259 1.583958 1.605005动叶出口相对速度w2m/s225.9619143.2272140.0656149.0233151.3092动叶出口绝对速度c2m/s83.3625235.6355735.5533836.6125336.95065余速损失⊿hc2kj/kg 3.4746550.6349470.6320220.6702390.682675 h2t3315.7523314.4883294.9113274.4483253.292 s1 6.44084 6.46047 6.471979 6.47858 6.485347动叶后压力p2Mpa12.167411.3291910.58489.75388.9521动叶后温度/干度t2/x2℃/489.52482.419473.951461.955449.581动叶出口比体积v2m3/kg0.0258820.027650.0293580.0314060.033667动叶出口面积Ab cm3273.3054464.777504.6194507.3747536.2627动叶出汽角β2(o)20.0318313.1375614.3584113.144313.22654动叶高度lb mm2281.8129879.4173884.9951687.19964轮周损失hu12.21141 2.79366 2.822964 2.998203 3.064848轮周有效比焓降⊿hu kj/kg72.7885919.7963420.6370421.351822.17515轮周功率pu kw18240.824965.3185176.1815355.4585561.972轮周效率ηu%85.6336487.633287.9669187.6870587.85718

汽轮机组热力系统..

第二节汽轮机组热力系统 汽轮机组热力系统主要是由新蒸汽管道及其疏水系统、汽轮机本体疏水系统、汽封系统、主凝结水系统、回热加热系统、真空抽气系统、循环水系统等组成。 一、新蒸汽管道及其疏水系统 由锅炉到汽轮机的全部新蒸汽管道,称为发电厂的新蒸汽管道,其中从隔离汽门到汽轮机的这一段管道成为汽轮机的进汽管道。在汽轮机的进汽管道上通常还连接有供给汽动油泵、抽气器和汽轮机端部轴封等处新蒸汽的管道,汽轮机的进汽管道和这些分支管道以及它们的疏水管构成了汽轮机的新蒸汽管道及其疏水系统。3)在机组启动和低负荷运行时,为了保证除氧器的用汽,必须装设有饱和蒸汽或新蒸汽经减压后供除氧器用的备用汽源。 5)在机组启动、停止和正常运行中,要及时地迅速地把新蒸汽管道及其分支管路中的疏水排走,否则将会引起用汽设备和管道发生故障。这些疏水是: ①隔离汽门前、后的疏水和汽轮机进汽管道疏水。这两处疏水在机组启动暖管和停机时,都是排向地沟的,正常运行中经疏水器可疏至疏水扩容器或疏水箱。 ②汽动油泵用汽排汽管路的凝结水。由于废汽是排入大气的,它的凝结水接触了大气,水质较差,且在机组启、停时才用,运行时间不长,故一般都排入地沟。 ③汽轮机本体疏水。我们通常把汽轮机高压缸疏水、抽汽口疏水、低压缸疏水、抽汽管路上逆止门前后疏水以及轴封管路疏水等,统称为汽轮机本体疏水。这些疏水,由于压力的不同,而引向不同的容器中。高压疏水一般都是汇集在疏水膨胀箱内,在疏水膨胀箱内进行扩容,扩容后的蒸汽由导汽管送至凝汽器的喉部,而凝结水则由注水器(水力喷射器)送入凝汽器的热水井中。低压疏水可直接排入凝汽器。 6)一般中、低压汽轮机的自动主汽门前必须装设汽水分离器。汽水分离器的作用是分离蒸汽中所含的水分,提高进入汽轮机的蒸汽品质。21-1.5型机组的汽水分离器是与隔离汽门装置在一起的,N3-24型机组的汽水分离器是和自动主汽门装置在一起的。 二、凝结水管道系统 蒸汽器热水井中的凝结水,由凝结水泵升压,经过抽气器的冷却器、轴封加热器、低压加热器,然后进入除氧器,其间的所有设备和管道组成了凝结水系统。 凝结水系统的任务是不间断地把凝汽器内的凝结水排出和使主抽气器能够正常地工作,从而保证凝汽器所必须的真空,并尽量收回凝结水,以减少工质损失。 2)汽轮机组在启动和低负荷运行时,为了保证有足够的凝结水量通过抽器冷却器,以保证抽气器的冷却和维持凝汽器热水井水位,在抽气器后的主凝结水管道上装设了一根在循环管,使一部分凝结水可以在凝汽器到抽气器这一段管路内循环。再循环水量的多少,由再循环管上的再循环门来调节。 3)汽轮机在第一次启动及大修后启动时,凝汽器内还无水,这时首先应通过专设的补充水管向凝汽器充水,一般电厂都补充化学软水。机组启动运转正常后,应化验凝结水水质是否合格,若不合格则应通过放水管将凝结水

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)

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

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:

汽轮机课程设计---23MW凝汽式汽轮机热力设计.

第一章 23MW凝汽式汽轮机设计任务书 1.1 设计题目: 23MW凝汽式汽轮机热力设计 1.2 设计任务及内容 根据给定条件完成汽轮机各级尺寸的确定及级效率和内功率的计算。在保证运行安全的基础上,力求达到结构紧凑、系统简单、布置合理、使用经济性高。 汽轮机设计的主要内容: 1.确定汽轮机型式及配汽方式; 2.拟定热力过程及原则性热力系统,进行汽耗量于热经济性的初步计算; 3.确定调节级型式、比焓降、叶型及尺寸等; 4.确定压力级级数,进行比焓降分配; 5.各级详细热力计算,确定各级通流部分的几何尺寸、相对内效率、内功率与 整机实际热力过程曲线; 6.整机校核,汇总计算表格。 1.3 设计原始资料 额定功率:23MW 设计功率:18.4MW 新汽压力:3.43MP a 新汽温度:435℃ 排汽压力:0.005MP a 冷却水温:22℃ 机组转速:3000r/min 回热抽汽级数:5 给水温度:168℃ 1.4 设计要求 1.严格遵守作息时间,在规定地点认真完成设计,设计共计两周; 2.完成设计说明书一份,要求过程完整,数据准确; 3.完成通流部分纵剖面图一张(A0图) 4.计算结果以表格汇总。

第二章多极汽轮机热力计算 2.1 近似热力过程曲线的拟定 一、进排汽机构及连接管道的各项损失 蒸汽流过个阀门及连接管道时,会产生节流损失和压力损失。表2-1列出了这些损失通常选取范围。 表2-1 汽轮机各阀门及连接管道中节流损失和压力估取范围 图2-1 进排汽机构损失的热力过程曲线

二、汽轮机近似热力过程曲线的拟定 根据经验,对一般非中间再热凝汽式汽轮机可近似地按图2-2所示方法拟定近似 热力过程曲线。 由已知的新汽参数p 0、t 0,可得汽轮机进汽状态点0,并查得初比焓h 0=3304.2kj/kg 。由前所得,设进汽机构的节流损失ΔP 0=0.04 P 0=0.1372 MPa 得到调节级前压力P 0'= P 0 - ΔP 0=3.2928MPa ,并确定调节级前蒸汽状态点1。过1点作等比熵线向下交于P x 线于2点,查得h 2t =2152.1kj/kg ,整机的理想比焓降 ()'0 23304.221201184.2mac t t h h h ?=-=-=3304.2-2128=1176 kj/kg 。由上估计进汽量后得到的相对内效率 ηri =83.1%,有效比焓降Δht mac =(Δht mac )' ηri =1176×0.831=977.3kj/kg ,排汽比 焓03304.2986.3282317.872mac z t h h h =-?=-=3304.2-977.3=2326.9 kj/kg ,在h-s 图上得排汽点Z 。用直线连接1、Z 两点,在中间'3点处沿等压线下移21~25 kj/kg 得3点,用光滑连接1、3、Z 点,得该机设计工况下的近似热力过程曲线,如图2-2所示。 图2-2 12MW 凝汽式汽轮机近似热力过程曲线

330MW汽轮机主要热力系统

2. 热力系统 2.1 330MW汽轮机本体抽汽及疏水系统 2.1.1 抽汽系统的作用 汽轮机有七级非调节抽汽,一、二、三、四级抽汽分别供四台低压加热器,五级抽汽供汽至除氧器及辅助蒸汽用汽系统,六、七级抽汽供两台高压加热器及一台外置式蒸汽冷却器(六级抽汽经蒸汽冷却器至六号高加)。 抽汽系统具有以下作用: a)加热给水、凝结水以提高循环热效率。 b)提高给水、凝结水温度,降低给水和锅炉管壁之间金属的温度差,减少热冲击。 c)在除氧器内通过加热除氧,除去给水中的氧气和其它不凝结气体。 d)提供辅助蒸汽汽源。 2.1.2 抽汽系统介绍 一段抽汽是从低压缸第4级后引出,穿经凝汽器至#1低压加热器的抽汽管道; 二段抽汽是从低压缸第3级后引出,穿经凝汽器至#2低压加热器的抽汽管道; 三段抽汽是从低压缸第2级后引出,穿经凝汽器至#3低压加热器的抽汽管道; 四段抽汽是从中压缸排汽口引出,至#4低压加热器的抽汽管道; 二、三、四级抽汽管道各装设一个电动隔离阀和一个气动逆止阀。气动逆止阀布置在电动隔离阀之后。电动隔离阀作为防止汽机进水的一级保护,气动逆止阀作为汽机的超速保护并兼作防止汽机进水的二级保护。 五段抽汽是从中压缸第9级后引出,至五级抽汽总管,然后再由总管上引出两路,分别接至除氧器和辅助蒸汽系统; 在五段抽汽至除氧器管道上装设一个电动隔离阀和两个串联的气动逆止阀。装设两个逆止阀是因为除氧器还接有其他汽源,在机组启动、低负荷运行、甩负荷或停机时,其它汽源的蒸汽有可能窜入五段抽汽管道,造成汽机超速的危险性较大。串联装设两个气动逆止阀可起到双重保护作用。

五段抽汽至辅助蒸汽联箱管道上装设一个电动隔离阀和一个气动逆止阀,气动逆止阀亦布置在电动隔离阀之后。电动隔离阀作为防止汽机进水的一级保护,气动逆止阀作为汽机的超速保护并兼作防止汽机进水的二级保护。 正常运行时,除氧器加热蒸汽来自于五段抽汽。辅助蒸汽系统来汽作为启动和备用加热蒸汽。 六段抽汽是从中压缸第5级后引出,先经#6高加外置式蒸汽冷却器(副#6高加)冷却后再至#6高压加热器;六级抽汽管道上各装设一个电动闸阀和两个气动逆止阀。 七段抽汽是从再热冷段引出一路至#7高压加热器的抽汽管道,装设一个电动闸阀和一个气动逆止阀,电动隔离阀作为防止汽机进水的一级保护,气动逆止阀作为汽机的超速保护并兼作防止汽机进水的二级保护。 电动隔离阀和气动逆止阀的布置位置一般尽量靠近汽机抽汽口,以减少在汽机甩负荷时阀前抽汽管道上贮存的蒸汽能量,有利于防止汽机超速。 本系统四台低加、两台高加及六号高加外置式蒸汽冷却器均为立式加热器。七台立式加热器从扩建端至固定端按编号从1号至7号再至蒸汽冷却器顺列布置。七台加热器均布置在A—B框架内,其水室中心线距B排柱中心线6.9米。 除氧器及给水箱布置在运转层12.00米层。 汽轮机各抽汽管道连接储有大量饱和水的各级加热器和除氧器。汽轮机一旦跳闸,其内部压力将衰减,各加热器和除氧器内饱和水将闪蒸,使蒸汽返回汽轮机;此外,五级抽汽管道支管上还接有备用汽源——辅助蒸汽,遇到工况变化或误操作,外来蒸汽将通过五级抽汽管道进入汽轮机;还有,各抽汽管道内滞留的蒸汽也可能因汽轮机内部压力降低返回汽轮机;各种返回汽轮机的蒸汽有可能造成汽轮机超速。 为防止上述蒸汽的返回,除一级抽汽外,其它各级抽汽管道上均串联安装有电动隔离阀和气动逆止阀。一旦汽机跳闸,气动逆止阀和电动隔离阀都关闭。 由于汽轮机上有许多抽汽口,而有可能有水的地方离各抽汽口又很近,各抽汽管道上还接有储水容器——高、低压加热器和除氧器,汽轮机负荷突然变化、给水或凝结水管束破裂以及其他设备故障,误操作等因素,可组合

汽轮机课程设计说明书

课程设计说明书 题目:12M W凝汽式汽轮机热力设计 2014年6月28 日

一、题目 12MW凝汽式汽轮机热力设计 二、目的与意义 汽轮机原理课程设计是培养学生综合运用所学的汽轮机知识,训练学生的实际应用能力、理论和实践相结合能力的一个重要环节。通过该课程设计的训练,学生应该能够全面掌握汽轮机的热力设计方法、汽轮机基本结构和零部件组成,系统地总结、巩固并应用《汽轮机原理》课程中已学过的理论知识,达到理论和实际相结合的目的。 重点掌握汽轮机热力设计的方法、步骤。 三、要求(包括原始数据、技术参数、设计要求、图纸量、工作量要求等) 主要技术参数: 额定功率:12MW ;设计功率:10.5MW ; ;新汽温度:435℃; 新汽压力:3.43MP a ;冷却水温:20℃; 排汽压力:0.0060MP a 给水温度:160℃;机组转速:3000r/min ; 主要内容: 1、确定汽轮机型式及配汽方式 2、拟定热力过程及原则性热力系统,进行汽耗量与热经济性的初步计算 3、确定调节级形式、比焓降、叶型及尺寸等 4、确定压力级级数,进行比焓降分配 5、各级详细热力计算,确定各级通流部分的几何尺寸、相对内效率、内功率与整机实 际热力过程曲线 6、整机校核,汇总计算表格 要求: 1、严格遵守作息时间,在规定地点认真完成设计;设计共计二周。 2、按照统一格式要求,完成设计说明书一份,要求过程完整,数据准确。 3、完成通流部分纵剖面图一张(一号图) 4、计算结果以表格汇总

四、工作内容、进度安排 1、通流部分热力设计计算(9天) (1)熟悉主要参数及设计内容、过程等 (2)熟悉机组型式,选择配汽方式 (3)蒸汽流量的估算 (4)原则性热力系统、整机热力过程拟定及热经济性的初步计算 (5)调节级选型及详细热力计算 (6)压力级级数的确定及焓降分配 (7)压力级的详细热力计算 (8)整机的效率、功率校核 2、结构设计(1天) 进行通流部分和进出口结构的设计 3、绘制汽轮机通流部分纵剖面图一张(一号图)(2天) 4、编写课程设计说明书(2天) 五、主要参考文献 《汽轮机课程设计参考资料》.冯慧雯 .水利电力出版社.1992 《汽轮机原理》(第一版).康松、杨建明编.中国电力出版社.2000.9 《汽轮机原理》(第一版).康松、申士一、庞立云、庄贺庆合编.水利电力出版社.1992.6 《300MW火力发电机组丛书——汽轮机设备及系统》(第一版).吴季兰主编.中国电力出版社.1998.8 指导教师下达时间 2014 年6月 15 日 指导教师签字:_______________ 审核意见 系(教研室)主任(签字)

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,研究各级抽汽有效火用降时,Ej的计算是从排挤l kg抽汽的火用降(e j-e c)ηej中减去某些固定

汽轮机组效率及热力系统节能降耗定量分析计算

汽轮机组主要经济技术指标的计算 为了统一汽轮机组主要经济技术指标的计算方法及过程,本章节计算公式选自中华人民国电力行业标准DL/T904—2004《火力发电厂技术经济指标计算方法》和GB/T8117—87《电站汽轮机热力性能验收规程》。 1 凝汽式汽轮机组主要经济技术指标计算 1.1 汽轮机组热耗率及功率计算 a. 非再热机组 试验热耗率: G 0H G H HR0 fw fw N t kJ/kWh 式中G ─主蒸汽流量,kg/h;G fw ─给水流量,kg/h;H ─ 主蒸汽焓值,kJ/kg ;H fw─ 给水焓值,kJ/kg; N t ─实测发电机端功率,kW。 修正后(经二类)的热耗率: HQ HR C Q kJ/kWh 式中C Q─主蒸汽压力、主蒸汽温度、汽机背压对热耗的综合修正系数。修正后的功率: N N t kW p Q 式中K Q ─主蒸汽压力、主蒸汽温度、汽机背压对功率的综合修正系数。 b. 再热机组 试验热耗率:: G 0H G fw H fw G R (H r H 1 ) G J (H r H J) HR N t kJ/kWh 式中G R─高压缸排汽流量,kg/h; G J ─再热减温水流量,kg/h; H r ─再热蒸汽焓值,kJ/kg; K

p c ?υ0 p 0?υc k H k H 1─ 高压缸排汽焓值,kJ/kg ; H J ─ 再热减温水焓值,kJ/kg 。 修正后(经二类)的热耗率: HQ HR C Q kJ/kWh 式中 C Q ─ 主蒸汽压力、主蒸汽温度、再热蒸汽温度、再热压损、再热减温水流量及汽 机背压对热耗的综合修正系数。 修正后的功率: N N t kW p Q 式中 K Q ─主蒸汽压力、主蒸汽温度、再热蒸汽温度、再热压损、再热减温水流量及 汽机背压对功率的综合修正系数。 1.2 汽轮机汽耗率计算 a. 试验汽耗率: SR G 0 N t kg/kWh b. 修正后的汽耗率: SR G c kg/kWh c p 式中G c ─修正后的主蒸汽流量,G c G 0 ,kg/h ; p c 、c ─设计主蒸汽压力、主蒸汽比容; p 0、 ─实测主蒸汽压力、主蒸汽比容。 1.3 汽轮机相对效率计算 a. 非再热机组 汽轮机相对效率: H 0 H k 100% oi 0 - H ' 式中 ' H k ─ 汽轮机等熵排汽焓,kJ/kg ; ─ 汽轮机排汽焓,kJ/kg 。 K N H

N25-3.5435汽轮机通流部分热力计算

第一节25MW汽轮机热力计算 一、设计基本参数选择 1. 汽轮机类型 机组型号: N25-3.5/435。 机组形式:单压、单缸单轴凝器式汽轮机。 2. 基本参数 额定功率:P el=25MW; 新蒸汽压力P0=3.5MPa,新蒸汽温度t0=435℃; 凝汽器压力P c=5.1kPa; 汽轮机转速n=3000r/min。 3. 其他参数 给水泵出口压力P fp=6.3MPa; 凝结水泵出口压力P cp=1.2MPa; 机械效率ηm=0.99 发电机效率ηg=0.965 加热器效率ηh=0.98 4. 相对内效率的估计 根据已有同类机组相关运行数据选择汽轮机的相对内效率,ηri=83% 5. 损失的估算 主汽阀和调节汽阀节流压力损失:ΔP0=0.05P0=0.175Mpa。 排气阻力损失:ΔP c=0.04P c=0.000204MPa=0.204kPa。 二、汽轮机热力过程线的拟定 (1)在h-s图上,根据新蒸汽压力P0=3.5MPa和新蒸汽温度t0=435℃,可确定汽轮机进气状态点0(主汽阀前),并查得该点的比焓值h0=3303.61kJ/kg,比熵s0=6.9593kJ/kg (kg·℃),比体积v0= 0.0897758m3/kg。 (2)在h-s图上,根据初压P0=3.5MPa及主汽阀和调节汽阀节流压力损失ΔP0=0.175Mpa 可以确定调节级前压力p0’= P0-ΔP0=3.325MPa,然后根据p0’与h0的交点可以确定调节级级前状态点1,并查得该点的温度t’0=433.88℃,比熵s’0= 6.9820kJ/kg(kg·℃),比体积v’0= 0.0945239m3/kg。 (3)在h-s图上,根据凝汽器压力P c=0.0051MPa和排气阻力损失ΔP c=0.000204MPa,可以确定排气压力p c’=P c+ΔP c=0.005304MPa。 (4)在h-s图上,根据凝汽器压力P c=0.0051MPa和s0=6.9593kJ/kg(kg·℃)可以确定气缸理想出口状态点2t,并查得该点比焓值h ct=2124.02kJ/kg,温度t ct=33.23℃,比体积v ct=22.6694183 m3/kg,干度x ct=0.8194。由此可以的带汽轮机理想比焓降 1179.59kJ/kg,进而可以确定汽轮机实际比焓降

汽轮机原则性热力系统资料

汽轮机原则性热力系统 根据热力循环的特征,以安全和经济为原则,将汽轮机与锅炉本体由管道、阀门及其辅助设备连接起来,组成发电厂的热力系统。汽轮机热力系统是指主蒸汽、再热蒸汽系统,旁路系统,轴封系统,辅助蒸汽系统和回热抽汽系统等。下面着重介绍主蒸汽系统及旁路系统。 第一节主蒸汽及再热蒸汽系统 锅炉与汽轮机之间的蒸汽管道与通往各用汽点的支管及其附件称为主、再热蒸汽系统。本机组的主蒸汽及再热蒸汽采用单元制连接方式,即一机一炉相配合的连接系统,如图3-1所示。该连接方式结构简单、阀门少、管道短而阻力小,便于自动化的集中控制。 一、主蒸汽系统 主、再热蒸汽管道均为单元双—单—双管制系统,主蒸汽管道上不装设隔断阀,主蒸汽可作为汽动给水泵及轴封在机组启动或低负荷时备用汽源。 主蒸汽从锅炉过热器的两个出口由两根蒸汽管道引出后汇合成一根主蒸汽管道送至汽轮机,再分成两根蒸汽管道进入2只高压自动主汽阀、4只调节阀,然后借助4根导汽管进入高压缸,在高压缸内做功后的蒸汽经过2只高压排汽逆止阀,再经过蒸汽管道(冷段管)回到锅炉的再热器重新加热。经过再热后的蒸汽温度由335℃升高到538℃,压力由3.483MPa 降至3.135MPa,由于主、再热蒸汽流量变化不多蒸汽比容增加将近一倍。再热后蒸汽由两根蒸汽管道引出后汇合成一根再蒸汽管道送至汽轮机,再分成两根蒸汽管道经过2只再热联合汽阀(中压自动主汽阀及中压调节阀的组合)进入中压缸。 它设有两级旁路,I级旁路从高压自动主汽阀前引出,蒸汽经减压减温后排至再热器冷段管,采用给水作为减温水。II级旁路从中压缸自动主汽阀前引出,蒸汽经减压减温后送至凝汽器,用凝结水泵出口的凝结水作为减温水。 带动给水泵的小汽轮机是利用中压缸排汽作为工作汽源(第4段抽汽,下称低压蒸汽)。由于低压蒸汽的参数随主机的负荷降低而降低,当负荷下降至额定负荷的40%时,该汽源已不能满足要求,所以需采用新蒸汽(下称高压蒸汽)作为低负荷的补充汽源或独立汽源。当低压蒸汽的调节阀开足后,高压蒸汽的调节阀才逐步开启,使功率达到新的平衡。 主蒸汽管道上还接出轴封备用及启动供汽管道。 主蒸汽管道设计有通畅的疏水系统,在主蒸汽管道主管末端最低点,去驱动给水泵的小汽轮机的新蒸汽管道的低位点,以及靠近给水泵汽轮机高压主汽阀前,均设有疏水点,每一根疏水管道分别引至凝汽器的热水井。 主蒸汽管道主管及支管的疏水管道上各安装一只疏水阀,不再装设其它隔离阀。疏水阀在机组启动时开启,排除主蒸汽管道内暖管时产生的凝结水,避免汽轮机进水,并可加速暖管时的温升。待机组负荷达到10%时,疏水阀自动关闭;当汽轮机负荷降至10%时或跳闸时,疏水阀自动开启,也可以在单元控制室手动操作。 冷再热蒸汽管道从汽轮机高压缸排汽接出,先由单管引至靠近锅炉再热器处,再分为两根支管接到再热器入口联箱的两个接口上。在再热蒸汽冷段管道上接出2号高压加热器抽汽管道。汽轮机主汽阀及调节汽阀的阀杆漏汽、高压旁路的排汽均送入本系统。

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。

25mw凝汽式汽轮机组热力设计.

毕业设计说明书 25MW 凝汽式汽轮机组热力设计 学号: 学 院: 专 业: 指导教师: 2016年6月 1227024207 中北大学(朔州校区) 热能与动力工程 张志香

30MW凝汽式汽轮机组热力设计 摘要 本课题针对30MW凝汽式汽轮机组进行热力设计,在额定功率下确定汽轮机型式及参数,使其运行时具有较高的经济性,并考虑汽轮机的结构、系统、布置等方面的因素,以达到“节能降耗,保护环境”的目的。 本文首先对汽轮机进行了选型,对汽轮机总进汽量进行了计算、通流部分的选型、压力级比焓降分配及级数的确定、汽轮机级的热力计算、漏气量的计算与整机校核等。根据通流部分选型,确定排汽口数与末级叶片、配汽方式和调节级的选型,并进行各级比焓降分配与级数的确定;对各级进行热力计算,求出各级通流部分的几何尺寸,相对内效率,实际热力过程曲线。根据热力计算结果,修正各回热抽汽点压力达到符合实际热力过程曲线的要求,并修正回热系统的热力平衡计算,分析并确定汽轮机热力设计的基本参数。 关键词:汽轮机,凝汽式,热力系统,热力计算

Thermodynamic design of 30MW condensing steam turbine Abstract This topic for 30MW steam turbine unit for thermal design, seek appropriate turbine at rated power, to make it run with higher economic and to considered to steam turbine structure, system and arrangement and parts. So it can achieve "energy saving, environmental protection" purpose. Determination of machine, firstly, the steam turbine for the selection of the turbine total inlet were calculated through flow part of the selection pressure enthalpy drop distribution and series, steam turbine thermodynamic calculation, the leakage amount of calculation and check. According to the through flow part of selection to determine the exhaust port number and the last stage blades of steam distribution mode and regulation level selection, and for different levels of specific enthalpy drop distribution and the series of levels with a thermodynamic calculation for at all levels through flow part of the geometry and relative internal efficiency, the actual thermodynamic process curve. According to the thermodynamic calculation results, correction of regenerative extraction steam pressure to conform to the actual thermodynamic process curve, and repair Thermodynamic equilibrium calculation, analysis and determination of the basic parameters of the thermal design of the turbine. keywords:steam turbine, condensing type, thermodynamic system, thermodynamic calculation

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