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℃。

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，气轮机排气压力4.4/5.38kPa。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植确定。

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。各汽水流量的数值见表1-1

表1-1 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/kg）3397.2 3397.2 3024.3 3024.3 3024.3 3024.3 3169 汽、水点代号⑨⑩○11○12○13○14○15○16

汽水流量（kg/h）1551 2785 22000 65800 33000 1270 5821

汽水比焓（kJ/kg）3473 3474 3169.0 3169.0 84.1 3397.2

（五）原始资料

1.汽轮机型以及参数

（1）机组刑式：亚临界压力、一次中间再热、四缸四排汽、单轴、凝汽式气轮机；

（2）额定功率P e=660MW；

（3）主蒸汽初参数（主汽阀前）p0=3.232MPa，t0=538℃；

（4）再热蒸汽参数（进汽阀前）：

热段p rh=3.232MPa；t th=538℃；

冷段p rh′=3.567MP a；t th′=315℃；

（5）汽轮机排汽压力p c=4.4/5.38kPa,排汽比焓h c=2315kJ/kg。

2.机组各级回热抽汽参数见表1-2

表1-2 回热加热系统原始汽水参数

抽汽管道压损△P j% 3 3 3 5 3 3 3 3 项目单位H1 H2 H3 H4 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h j k J/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 0 -1.7 —— 2.8 2.8 2.8 2.8 加热器下端差δt1℃ 5.5 5.5 —— 5.5 5.5 5.5 5.5 5.5 水侧压力p w MPa 21.47 21.47 21.47 0.916 2.758 2.758 2.758 2.758

（2）最终给水温度t fw=274.8℃；

（3）给水泵出口压力p pu=21.47MPa，给水泵效率ηpu=0.83

（4）除氧器至给水泵高差Hp u=22.4m；

（5）小汽机排汽压力p c,xj=6.27kPa；小汽机排汽焓h c,xj=2315.6k J/kg 3.锅炉型式及参数

（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D b=2208t/h

（3）额定过热蒸汽压力P b=17.42Mpa；

额定再热蒸汽压力p r=3.85MPa；

（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=18.28MPa；

（6）锅炉热效率ηb=92.5%。

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p sg=102KPa,

疏水比焓h d,sg=415k J/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、过热器减温水等全厂汽水流量及参数见表5-2；（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t ma=20℃；

（7）厂用点率ε=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。 二 、热力系统计算 (一) 汽水平衡计算 1.全厂补水率αma

全厂汽水平衡如图1-3所示，各汽水流量见表1-4。将进、出系统的各流量用相对量α表示。由于计算前的气轮机进汽量Do 为未知，故预选Do=2033724kg/h 进行计算，最后校核。 αL αpl 全厂工质渗漏系数 αL =D L /D O =33000/2033724=0.0162263

锅炉排污系数 α

b1

αhl =D bl /D O =22000/2033724=0.0108175 其余各量经计算为 α 厂用汽系数 αpl =0.01081

减温水系数 αsp =0.02974 图1-3全厂汽水平衡图 暖风机疏水系数 αnf =65800/2033724=0.032354439 由全厂物质平衡

补水率 αma =αpl +αhl +αL

=0.01081+0.0108175+0.0162263=0.0358538

2.给水系数αfw

由图1-3所示，1点物质平衡

αb =αo +αL =1+0.162263=1.0162263 2点物质平衡

αfw =αb +αbl -αsp =

1.01622+0.005408-0.02974=0.9919

3.各小汽流量系数αsg,k

按预选的气轮机进汽量D O 和表1-1原始数据，计算得到门杆漏汽、轴封漏汽等各小汽的流量系数，填于表1-1中。 （二）气轮机进汽参数计算 1. 主蒸汽参数

由主汽门前压力p o =16.68Mpa,温度 t o =538℃,查水蒸气性质表， 得主蒸汽比焓值h 0=3397.1kJ/kg.

主汽门后压力p ′0=(1-δp1)p 0=(1-0.04)16.68=16.0128Mpa 由p ′0=16.0128Mpa, h ′0= h 0=3397.1kJ/kg,查水蒸气性质表，得主

1

αb α0=1 αsp

α

2

αfw αsp

αma

汽门后气温t′0=535.254℃。

表2-5 全厂汽水进出系统有关数据

名称全厂工质渗漏锅炉排污厂用汽暖风器过热器减温水

汽（水）量kg/h 33000 11000 22000 65800 60483

离开系统的介质比焓3397.2 1760.3 3108.2 3108.2 724.7

返回系统的介质比焓83.7 83.7 83.7 687 724.7

2.再热蒸汽参数

由中联门前压力p rh=3.232Mpa,温度t rh=538℃,查水蒸气性质表，得再热蒸汽比焓值 h rh=3538.9029kJ/kg.

中联门后再热气压p′rh=(1-δp2)p rh=(1-0.02)3.232=3.16736Mpa

由p′rh=3.1673Mpa, h′rh= h rh=3538.9029kJ/kg,查水蒸气性质表,

得中联门后再热气温t′rh=537.716℃.

(二)辅助计算

1.轴封加热器计算

以加权平均法计算轴封加热器的平均进汽比焓h sg.计算详表见表2-6.

表5-4 轴封加热器物质热平衡计算

项目④⑤⑥⑦⑧⑨⑩○15Σ

汽水量Gi,kg/h 2908 2099 3236 2572 1369 1551 2785 1270 17790 汽水系数αi 0.001429 0.0010320 0.0015911 1.776 0.000673 0.0007626 0.0013694 0.0006244 0.0087455 汽水点比焓hi 3024.3 3024.3 3024.3 3024.3 3169.0 3474 3474 3217.7

总焓αihi 4.3217 3.1211 4.8119 3.8227 2.1327 2.6443 4.7573 2.0091 23.6325 平均比焓 23.6729/0.0087455=2702.29

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2-7

表5-5 均压箱平均蒸汽比焓计算

项目⑨⑧⑦⑤②Σ

汽水量Gi,kg/h 1551 2785 2572 2099 389 9396

汽水系数αi 0.0007626 0.000673 0.001264 0.001032 0.0001913 0.0039263

汽水点比焓hi 3474 3169 3024.3 3024.3 3397.2

总焓αihi 2.64927 2.13305 3.8227 3.12107 0.64988 12.3759

平均比焓 12.3759/0.0039263=3152.1

3.凝汽器平均压力计算

由p sl=4.40kpa,查水蒸气性质表,得t sl=30.54℃;

由p s2=5.38kpa,查水蒸气性质表,得t s2=34.19℃;

凝汽器平均温度t s=0.5（t sl+t s2）=0.5（30.54+34.19）=32.365℃;查水蒸气性质表,得凝汽器平均压力p s=4.854kpa;

将所得数据与表5-1的数据一起,以各抽气口的数据为节点,在h-s 图上绘制出气轮机的气态膨胀过程线,见图2-14

P0′=116.0128 p rh=3.232

p?h?t p0=16.68t0′=535.29 p rh′=3.167t rh=538

t0=5382′h rh=3538.9

0 h0=3397.2 t3=446.1

0 t1=385.6 3 h3=3352.2

P1=5.945 1 h1=3144.2p3=1.776

2 t2=320 4 t4=354.6

H2=3.27.1 p4=0.964 5 t5=354.6h5=53169 p rh=3.232p2=3.668p5=0.416t6=191.1

6 h6=2851

P6=0.226t7=120.2

单位：p-MPa 7 h7=2716

t-℃p7=0.109 t8=59.7

h-kJ/kg 8 h8= 2455.8

p8=0.0197

C h c=2315.6

p c=0.0049 x=0.899

s[kJ(kg?k])

图2-14气轮机的气态膨胀过程线

（四）各加热器进、出水参数计算

首先计算高压加热器H1。

加热器压器Ｐ1：

Ｐ1=（1-Δp1）P1=（1-0.03）×5.945=5.766MPa 式中Ｐ1——第一抽汽口压力；

△P1——抽汽管道相对压损；

又P1=5.766MPa，查水蒸气性质表得

加热器饱和温度t s,1=272.9

H1出水温度t w,1：

t w,1=t s,1-δt=272.9-（-1.7）=274.6式中δt——加热器上端差。

H1疏水温度t d1：

T d1= t w,1+δt1=243.4+5.5=248.9

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P w=20.47MPa,由t1=274.6,查的H1出水比焓h w,1=1204.5k J/kg

由t w,1=243.4,p w=20.47MPa,

查得H1进水比焓h w,1=1056.0k J/kg

由t d1=248.9, Ｐ1=5.766MPa, 查得H1疏水比焓

h d,1=1080.4k J/kg.至此,高温加热器H1的进、出口汽水参数

已经全部算出。

计算高压加热器H2

加热器压器Ｐ2：

Ｐ2=（1-Δp2）P2=（1-0.03）×3.668=3.557MPa 式中Ｐ2——第二抽汽口压力；

△P2——抽汽管道相对压损；

又P2=3.557MPa，查水蒸气性质表得

加热器饱和温度t s,2=243.4

H2出水温度t w,2：

t w,2= t s,2-δt=243.4-0=243.4

式中δt——加热器上端差。

H2疏水温度T d，2：

T d，2= t w,2+δt2=208.3+5.5=213.5

式中δt2——加热器下端差，δt2=5.5

t w,2——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P w=20.47MPa,由t2=243.4,查的H2出水比焓h w,2=1056.0k J/kg

由t w,2=208.3,p w=20.47MPa, 查得H2进水比焓h w,2=897.2k J/kg

由t d，2=213.5, Ｐ2=3.557MPa, 查得H2疏水比焓h d,2=914.2k J/kg.至此,高温加热器H2的进、出口汽水参数已经全部算出。

计算高压加热器H3

加热器压器Ｐ3：

Ｐ3=（1-Δp3）P3=（1-0.03）×1.776=1.722MPa 式中Ｐ3——第三抽汽口压力；

△P3——抽汽管道相对压损；

又P3=1.722MPa，查水蒸气性质表得

加热器饱和温度t s,3=204.9

H3出水温度t w,3：t w,3=t s,3-δt=204.9- (-1.7)=206.6

式中δt——加热器上端差。

H3疏水温度t d3：

T d3= t w,3+δt3=179.2+0=179.2

式中δt3——加热器下端差，δt3=0

t w,3——进水温度，其值从处氧气器H4的上端差δt计算得到

已知加热器水侧压力P w=20.47MPa,由t3=206.6,查的H3出水比焓h w,3=889.7k J/kg

由t w,3=179.2,p w=20.47MPa, 查得H3进水比焓h w,3=769.9k J/kg

由t d，3=179.2, Ｐ3=1.722MPa, 查得H3疏水比焓h d3=759.9k J/kg.至此,高温加热器H3的进、出口汽水参数已经全部算出。

计算高压加热器H4

加热器压器Ｐ4：

Ｐ4=（1-Δp4）P4=（1-0.05）×0.964=0.9158MPa 式中Ｐ4——第四抽汽口压力；

△P4——抽汽管道相对压损；

又P4=0.9158MPa，查水蒸气性质表得

加热器饱和温度t s,4=176.0

H4出水温度t w,4：

t w,4=t s,4-δt4=176.0-0=176.0

式中δt4——加热器上端差。

H4疏水温度t d4：

T d4= t w,4+δt4=141+5.5=146.5

式中δt4——加热器下端差，δt4=5.5

t w,4——进水温度，其值从底压加热器H5的上端差δt计算得到

已知加热器水侧压力P w=0.9161MPa,由t4=176.0,查的H4出水比焓h w,4= 745.4k J/kg

由t w,4=141,p w=0.9161MPa, 查得H4进水比焓h w,4= 593.7k J/kg

由t d，4=146.5, Ｐ4=0.9158MPa, 查得H4疏水比焓h d,4= 617.3k J/kg.至此,高温加热器H4的进、出口汽水参数已经全部算出。

计算低压加热器H5

加热器压器Ｐ5：

Ｐ5=（1-Δp5）P5=（1-0.03）×0.416=0.403MPa 式中Ｐ5——第五抽汽口压力；

△P5——抽汽管道相对压损；

又P5=0.403MPa，查水蒸气性质表得

加热器饱和温度t s,5= 143.8

H5出水温度t w,5：

t w,5= t s,5-δt5= 143.8-2.8=141

式中δt5——加热器上端差。

H5疏水温度t d5：

T d5= t w,5+δt5=120.3+5.5=125.8

式中δt5——加热器下端差，δt5=5.5

t w,5——进水温度，其值从高温加热器H6的上端差δt计算得到

已知加热器水侧压力P w=2.758MPa,由t5=2125.8,查的H5出水比焓h w,5= 530.1k J/kg

由t w,5=120.3,p w=2.758MPa, 查得H5进水比焓h w,5= 506.7k J/kg

由t d，5=125.8, Ｐ5=0.403MPa, 查得H5疏水比焓h d,5= 528.5k J/kg.至此,高温加热器H5的进、出口汽水参数已经全部算出。

计算低压加热器H6

加热器压器Ｐ6：

Ｐ6=（1-Δp6）P6=（1-0.03）×0.226=0.219MPa 式中Ｐ6——第六抽汽口压力；

△P6——抽汽管道相对压损；

又P6=0.219MPa，查水蒸气性质表得

加热器饱和温度t s,6= 123.1

H6出水温度t w,6：

t w,6=t s,6-δt= 123.1-2.8=120.3

式中δt——加热器上端差。

H6疏水温度t d6：

T d6= t w,6+δt6=89.3+5.5=94.8

式中δt6——加热器下端差，δt6=5.5

t w,6——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P w=2.758MPa,由t6=120.3,查的H6出水比焓h w,6= 506.7k J/kg

由t w,6=89.3,p w=2.758MPa, 查得H6进水比焓h w,6= 376.0k J/kg

由t d，6=94.8, Ｐ6=0.219MPa, 查得H6疏水比焓h d,6= 397.2k J/kg.至此,高温加热器H6的进、出口汽水参数已经全部算出。

计算低压加热器H7

加热器压器Ｐ7：

Ｐ7=（1-Δp7）P7=（1-0.03）×0.109=0.076MPa 式中Ｐ7——第七抽汽口压力；

△P7——抽汽管道相对压损；

又Ｐ7=0.076MPa，查水蒸气性质表得

加热器饱和温度t s,7= 92.1

H7出水温度t w,7：

t w,1=t s,7-δt= 92.1-2.8=89.3

式中δt——加热器上端差。

H7疏水温度t d7：

T d7= t w,1+δt7=56.1+5.5=61.6

式中δt——加热器下端差，δt7=5.5

t w,7——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P w=2.758MPa,由t7=89.3,查的H7出水比焓h w,7= 376.07k J/kg

由t w,7=56.1,p w=2.758MPa, 查得H7进水比焓h w,7= 237.09k J/kg

由t d，7=61.6, Ｐ7=0.076MPa, 查得H7疏水比焓h d,7= 257.8k J/kg. 至此,高温加热器H7的进、出口汽水参数已经全部算出。

计算低压加热器H8

加热器压器Ｐ8：

Ｐ8=（1-Δp8）P8=（1-0.03）×0.0197=0.019MPa

式中Ｐ8——第八抽汽口压力；

△P8——抽汽管道相对压损；

又P8=0.019MPa，查水蒸气性质表得

加热器饱和温度t s,8= 58.9

H8出水温度t w,8：

t w,8=t s,8-δt= 58.9-2.8=56.1

式中δt——加热器上端差。

H8疏水温度t d8：

T d8= t w,8+δt8=32.78+5.5=38.28

式中δt8——加热器下端差，δt8=5.5

t w,8——进水温度，其值从低压加热器SG的上端差δt计算

得到

已知加热器水侧压力P w=2.758MPa,由t8=56.1,查的H8出

水比焓h w,8= 237.09k J/kg

由t w,8=32.78,p w=2.758MPa, 查得H8进水比焓h w,8= 139.7k J/kg

由t d，8=38.28, Ｐ8=0.019MPa, 查得H8疏水比焓h d,8= 160.27k J/kg.至此,高温加热器H8的进、出口汽水参数已经全部算出。

现将计算结果列于表2-8。

表2-8 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

汽测

抽汽压力P’j MPa 5.945 3.668 1.776 0.964 0.416 0.226 0.109 0.019

抽汽比焓hj kJ/kg3144.2 3027.1 3352.2 3169.0 1978.5 2851.0 2716.0 2455.8 2976.5 抽汽管道压损δpj% 3 3 3 3 3 3 3 3

加热器侧压力Pj MPa 5.766 3.557 1.722 0.915 0.403 0.219 0.076 0.019 0.102 气侧压力下饱和温度ts ℃272.9 243.4 204.9 176.0 143.8 123.1 92.1 59.8

水测水侧压力Pw MPa 21.47 21.47 21.47 0.916 2.758 2.758 2.758 2.758 2.758 加热器上端查δt ℃-1.7 0 -1.7 0 2.8 2.8 2.8 2.8

出水温度tw，j ℃274.6 243.4 2.6.6 176.0 141 120.3 89.3 56.1

出水比焓hw，j kJ/kg1204.5 1056.0 889.7 745.4 594.9 506.7 376.07 237.09

进水温度t’w，j ℃243.4 208.3 179.2 141.0 120.3 89.3 56.1 32.78

进水比焓h’w，j kJ/kg1056.2 897.2 769.9 593.7 506.7 376.0 237.09 139.7

加热器下端查δt

1℃ 5.5 5.5 5.5 5.5 5.5 5.5 5.5 5.5 疏水温度tdj ℃248.9 213.5 179.2 146.5 125.8 94.8 61.6 38.28

疏水比焓hdj kJ/kg1080.4 914.2 759.9 617.3 528.5 397.2 257.8 160.27 415

(五)高压加热器组抽汽系数计算

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：

α1={αfw（h w1-h w2）/ηh}/h1-h d,1=0.07089

高压加热器H1的疏水系数αd,1:

αd,1=α1=0.07089

2.由高压加热器H2热平衡计算α 2 、αrh

高压加热器H2的抽汽系数α2：

α2={αfw（h w,2-h w,3）/ηh}-αd,1（h d,1-h d,2）/h2-h d,2=0.07216

高压加热器H2的疏水系数αd,2:

αd,2=αd,1+α1=0.07089+0.07216=0.143

再热器流量系数αrh:

αrh=1-α1-α2-αsg,1-αsg,2-αsg,42-αsg,5-αsg,8-αsg,7

=1-0.07089-0.07216-0.0008968-0.0007913-0.001429

- 0.001032-0.0015911-0.001264

=0.8505

3.由高压加热器H3热平衡计算α 3

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Δh pu。

如图2-15所示，泵入口静压p′pu:

p′pu=p′4+ρ′·g·H pu=0.964+889×10-6×9.8×22.4

=1.15952MPa

式中 p'4—除氧器压力，Mpa；

ρ'—除氧器至给水泵水的平均密度，㎏/m3

给水泵内介质平均压力p pj

p pj=0.5×（p pu＋p'pu）=0.5×（21.47+1.1592）=11.31MPa

给水泵内介质平均比焓h pj ： 取h pj =h'pu =617.3

根据p pj =11.31和h pj =617.3查得： p 4 p 4

给水泵内介质平均比容υpu =0.00108 m 3/㎏

给水泵介质焓升τpu

除氧器

τ

pu

= h pu - h ′pu =

()3

10

pu pu pu pu

v p p η'-? p ′ H pu

=

()3

0.0010821.47 1.159210

0.83

?-?=26.41k J /kg ρ

pu

h pu 给水泵 h ′pu 给水泵出口比焓h pu ： p pu p ′pu

h pu = h'pu ＋Δh pu =617.3+26.4=643.7kJ/㎏ 2-15

给水泵焓升示意

图

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: αd,3=αd,2+α3 =0.143+0.0856=0.2286

(六)除氧器抽汽系数计算

除氧器出水流量αc,4

αc,4 =αfw +αsp =0.989+0.03257=1.02157 抽汽系数α4：

α4=[αc,4

（h w,4-h w,5）/ηh -α

d,3

（h d,3-h w,5）-α

sg,4

（h sg,4-h w,5）

-α

sg,5

（h sg,5-h w,5）-αsg,6

（h sg,6-hw,5）-αsg,7

（h sg,7-h w,5）

-αnf （h nf -h w,5）]/（h 4-h w,5）

=[1.02157×（745.9-595.3）/1.0-0.2286×（759.9-595.3） -0.001429×（3024.3-595.3）-0.0015911×（3024.3-595.3） -0.0013694×（3474-595.3）-0.032354×（3169-595.3） -0.03235×（697-595.3）]/（3169-595.3）=0.00714

除氧器的物质平衡和热平衡见图2-16。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。

α 4 （七）低压加热器组抽汽系数计算 αsg ?4 ααc ，5 αg ?5

1.由低压加热器H5热平衡计算α5 αnf αd3 低压加热器H5的出水系数αc ，5： 2 1 由图2-16， αpu αc,4

αc ，5=-αd,3-α4-αsg,L1-αnf

=1.02157-0.2286-0.00714-0.001429 图2-16除氧器的物质平衡和热平衡 -0.0015911-0.0013694-0.032354-0.03235 1-除氧器；2-ge 给水泵；αsg ?4

=0.7167 αg ?5-轴封漏汽系数；αnf

-暖风器凝结系数

α

c,4

-除氧器出水系数

低压加热器H5的抽汽系数α 5

α5=

()(),5,5,655

/0.7167594.9507.2/1.0

2978.5528.5

c w w h

d h h h h αη-?-=

--=0.02553

低压加热器H5的疏水系数αd,5

α

d,5

=α5=0.02553

2.由低压加热器H6热平衡计算α 6

低压加热器H6的抽汽系数 α6=

()()

,5,6,7,5,5,66,6

/c w w h d d d d h h h h h h αηα----

=

()()

0.716507.2414.3/1.00.2553528.5397.22851.0397.2

?--?--=0.02577

低压加热器H6疏水系数 α

d,6

=α

d,5

＋α6=0.02553+0.02577=0.0513

3.由低压加热器H7热平衡计算α7

低压加热器H7的抽汽系数α

7

α7=()()

,5,7,8,5,6,77,7

/c w w h d d d d h h h h h h αηα----

=

()()

0.716414.3237.9/1.00.0513397.24257.82851.0257.8

?--?--=0.04599

低压加热器H7的疏水系数αd,7

:

α

d,7

=α

d,6+

α7=0.0513-0.04599=0.09729

4.由低压加热器H8热平衡计算α

8

由于低加H8的进水焓h sg 、疏水焓h d,8为未知，故先计算轴封加热器SG 。由SG 的热平衡，得轴封加热器出水焓h w,sg ： h w,sg =h ′c+

(),,5

sg

sg

d sg h

c h

h αηα-∑

=()0.00874553217.7415 1.0

137.30.7167

?-?+

=171.49k J /kg

表2-6.

由p w,sg =2.758Mpa, h w,sg =139.7℃,查得轴封加热器出水温度t w,sg =32.78℃.

低压加热器H8疏水温度t d,8：

t d,8=t w,sg +δt1=32.78+5.5=38.28℃

由p's =0.0197Mpa, t d,8=38.28℃查得低压加热器H8疏水焓h d,8=160.27kJ/kg.

低压加热器H8的抽汽系数α8：

α8=()()

,5,8,,7,7,88,8

/c w w sg h d d d d h h h h h h αηα----

=

()()

0.7167237.9139.7/1.00.09729257.8160.272455.8160.27

?--?--=0.2653

低压加热器H8的疏水系数αd,8： αd,8=αd,7+α8

=0.09729+0.02653=0.1238 (八)凝汽系数αc 计算 1.小汽机抽汽系数αxj ：

αxj =,44

, 1.0215726.43169.02422.6

c pu

c xj

h

h ατ?=

=

-- 0.03613

2.由凝汽器的质量平衡计算α c

αc =αc ，5-αd,8-Σαsg -αxj -αma

=0.7167-0.1238-0.008445-0.03613-0.0039263-0.03244=0.51658 3.由气轮机汽侧平衡校验α c H4抽汽口抽汽系数和α'4：

α'4=α4+αxj +αnf +αpl

=0.00714+0.03613+0.03235+0.01081 =0.08643

各加热器抽汽系数和Σαj ：

Σαj =α1+α2+α3+α'4+α5+α6+α7+α8

=0.07089+0.07216+0.0856+0.08643+0.02553+0.02577+0.04599+0.02653=0.0659 轴封漏汽系数和Σαsg ，k ：

Σαsg ，k =Σαsg ，④+Σαsg ，⑤+Σαsg ，⑥+Σαsg ，⑦+Σαsg ，⑧+Σαsg ，⑨+Σαsg ，⑩+Σαsg ，⒂=0.001429+0.001032+0.0015911+0.001264

+0.000673+0.0007626+0.0013694+0.0006244

=0.0087455 凝汽系数αc ：

αc =1-Σαj -Σαsg =1-0.0659-0.0087455=0.51658

该值由凝汽器质量平衡计算得到的αc 相等，凝汽系数计算正确。 （九）气轮机内功计算 1.凝汽流做工ωc

ωc =(αc –αsg,S +αsg,T )( h 0–h c +q rh ) –αJ q rh -αsg,A (h 0 –h 2) =0.51658+(3397.2-2315.6+511.8)-(3397.2-3027.2)× 0. 01622=815.68kJ/kg

式中q rh —再热器吸热，q rh = h rh –h 2=3538.9-3027.1=511.8 kJ/kg 2.抽汽流做功Σωa,j

1㎏H1抽汽做功ωa,1：

ωa,1= h 0 –h 1=3397.2-3144.2=253 kJ/kg 1㎏H2抽汽做功ωa,2：

ωa,2= h 0 –h 2=3397.2-3027.1=370.1 kJ/kg 1㎏H3抽汽做功ωa,3：

ωa,3= h0–h3+ q rh=3397.2-3352.2+511.8

=566.8 kJ/kg

1㎏H4抽汽做功ωa,4：

ωa,4= h0–h4+ q rh =3397.2-3169+511.8

=556.8 kJ/kg

1㎏H5抽汽做功ωa，5：

ωa,5= h0–h5+ q rh =3397.2-2978.5+511.8

=930.5 kJ/kg

1㎏H6抽汽做功ωa,6：

ωa,6= h0–h6+ q rh =3397.2-2851+511.8

=1058 kJ/kg

1㎏H7抽汽做功ωa,7：

ωa,7= h0–h7+ q rh =3397.2-2716+511.8

=1193 kJ/kg

1㎏H8抽汽做功ωa,8：

ωa,8= h0–h8+ q rh =3397.2-2455.8+511.8

=1453.2 kJ/kg

表2-9 做功量和抽汽量计算结果

H1 H2 H3 H4 H5 H6 H7 H8

1㎏抽汽做功

（kJ/kg）

253 370.1 556.8 740 930.5 1058 1193 1453.2 各级抽汽量

（kJ/h）

144170 146753 174086 14520 51920 52409 93530 53454 抽汽流总内功Σωa,j：

Σωa,j=α1ωa,1+α2ωa,2+α3ωa,3+α'4ωa,4+α5ωa,5+α6ωa,6+α7ω

a,7+α8ωa,8

=0.07089×253+0.07216

×370.1+0.0856×556.8+0.08643

×740+0.02553×930.5+02577

×1.58+0.04599×1193+0.02653×1453.2

=273.4 kJ/kg

3.附加功量Σωsg,k

附加功量Σωsg,k是指各小汽流量作功之和：

Σωsg,k=α12(h0–h12+ q rh)+( α8 + α9+,α10 ) (h0–h8)

=0.03235(3397.2-3169+511.8)+(0.000673+0.0007626+

0.0013694)(3397.2-3169)=24.58 kJ/kg

4.气轮机内功ωi

ωi=ωc+Σωa,j+Σωsg,k=815.68+273.4+24.58

=1113.66 kJ/kg

（十）气轮机的内效率、热经济指标、汽水流量计算

气轮机比热耗q0：

q0= h0–h fw+αrh q rh=3397.2-1204.4+0.8505×511.8 =1757.5 kJ/kg

气轮机绝对内效率ηi：

ηi=ωi /q0=1113.66/1757.5=0.63365

气轮机绝对电效率ηe：

ηe=ηmηgηi=0.985×0.99×0.63365=0.61791

气轮机热耗率q：

q=3600/ηe=3600/0.61791=5826.1 kJ/(kwh)

气轮机汽耗率d：

d=q/ q0=5826.1/1757.5=3.3149 kJ/(kwh)

气轮机进汽量D0：

D0=1000 d P e=1000×3.3149×660=2033724㎏/h 式中P e—气轮机额定功率，P e=660MW

校验：气轮机进汽量D0=2033724㎏/h，与初选值相等。

给水流量G fw：

G fw=αc,4 D0=1.02157×2033724=2077591㎏/h

凝结水泵流量G cp：

G cp=αc,5 D0=0.7167×2033724=1457569㎏/h

凝汽量D c：

D c=αc D0=0.51658×2033724=1050581㎏/h

第一级抽汽量D1：

D1=α1 D0=0.07089×2033724=144170㎏/h

第二级抽汽量D2：

D2=α2 D0=0.07216×2033724=146753㎏/h

第三级抽汽量D3：

D3=α3 D0=0.0856×2033724=174086㎏/h

第四级抽汽量D4：

D4=α4D0=0.00714×2033724=14520㎏/h

第五级抽汽量D5：

D5=α5 D0=0.02553×2033724=51920㎏/h

第六级抽汽量D6：

D6=α6D0=0.02577×2033724=52409㎏/h

第七级抽汽量D7：

D7=α7 D0=0.04599×2033724=93530㎏/h

第八级抽汽量D8：

D8=α8D0=0.02653×2033724=53954㎏/h

（十一）全厂性热经济指标计算

1.锅炉参数计算

过热蒸汽参数：

由p b=17.42MPa,t b=541℃,查表得过热蒸汽出口比焓h b=3397.3 kJ/kg 再热蒸汽参数：

锅炉设计再热蒸汽出口压力p r=3.85 MPa，该压力以高于气轮机排汽压力p′rh=3.57 MPa，故按照气轮机侧参数，确定锅炉再热器出口压力p r=3.41 MPa.由p r=3.294 MPa和t r=541℃,查表得再热蒸汽出口比焓h r=3544 kJ/kg.

再热器换热量q′rh=h r–h2=3544-3027.1=516.9 kJ/kg

2.锅炉有效热量q1

q1=(αfW–αbl)( h b–h fw)+ αbl( h bl–h fw)+ αsp( h b–h sp)+ αrh q rh′

=(0.989-0.005408)×(3397.3-1204.41)+0.005408×(1760.3

-1204.41)+0.03257×(3397.3-890.4)+0.8505×516.9

=2681.1 kJ/kg

3.管道效率ηp

ηp= q0 /q1=1757.5/2681.1=0.6555

4.全厂效率ηcp

ηcp=ηbηpηe=0.925×0.6555×0.61791=0.37465

5.全厂发电标准煤耗b s

系数r= q1 /(q1–ηb q nf)=2681.1/(2681.1-0.925×79.81)

=1.02831

式中q nf—暖风器吸热量，按下失计算：

q nf=αnf(h nf– h′nf)=0.03235(3164-697)=79.8 kJ/kg

相应于1㎏标煤的输入热量Q S b：

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：

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

热力发电厂课程设计

学校机械工程系课程设计说明书热力发电厂课程设计 专业班级： 学生姓名： 指导教师： 完成日期：

学校机械工程系 课程设计评定意见 设计题目：国产660MW凝汽式机组全厂原则性热力系统计算 学生姓名：专业班级 评定意见： 评定成绩： 指导教师（签名）： 2010年 12 月9日 评定意见参考提纲： 1.学生完成的工作量与内容是否符合任务书的要求。 2.学生的勤勉态度。 3.设计或说明书的优缺点，包括：学生对理论知识的掌握程度、实践工作能力、表现出的创造性和综合应用能力等。

《热力发电厂》课程设计任务书 一、课程设计的目的（综合训练） 1、综合运用热能动力专业基础课及其它先修课程的理论和生产实际知识进行某660MW凝气式机组的全厂原则性热力系统的设计计算，使理论和生产实际知识密切的结合起来，从而使《热力发电厂》课堂上所学知识得到进一步巩固、加深和扩展。 2、学习和掌握热力系统各汽水流量、机组的全厂热经济指标的计算，以及汽轮机热力过程线的计算与绘制方法，培养学生工程设计能力和分析问题、解决问题的能力。 3、《热力发电厂》是热能动力设备及应用专业学生对专业基础课、专业课的综合学习与运用，亲自参与设计计算为学生今后进行毕业设计工作奠定基础，是热能动力设备及应用专业技术人员必要的专业训练。 二、课程设计的要求 1、明确学习目的，端正学习态度 2、在教师的指导下，由学生独立完成 3、正确理解全厂原则性热力系统图 4、正确运用物质平衡与能量守恒原理 5、合理准确的列表格，分析处理数据 三、课程设计内容 1. 设计题目 国产660MW凝汽式机组全厂原则性热力系统计算（设计计算） 2. 设计任务 （1）根据给定的热力系统原始数据，计算汽轮机热力过程线上各计算点的参数，并在h-s图上绘出热力过程线； （2）计算额定功率下的汽轮机进汽量Do，热力系统各汽水流量Dj、Gj； （3）计算机组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）。 3. 计算类型 定功率计算 4. 热力系统简介 某火力发电厂二期工程准备上两套660MW燃煤气轮发电机组，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Geg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1-1所示。该系统共有八级不调节抽汽。其中第一、第二、第三级抽汽分别供高压加热器，第五、六、七、八级抽汽分别供低压加热器，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留置式蒸汽冷却器，上端差分别为-1.7oC、0oC、-1.7oC。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5.5oC。

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

板式换热器的换热计算方法Word版

板式换热器的计算方法 板式换热器的计算是一个比较复杂的过程，目前比较流行的方法是对数平均温差法和NTU法。在计算机没有普及的时候，各个厂家大多采用计算参数近似估算和流速-总传热系数曲线估算方法。目前，越来越多的厂家采用计算机计算，这样，板式换热器的工艺计算变得快捷、方便、准确。以下简要说明无相变时板式换热器的一般计算方法，该方法是以传热和压降准则关联式为基础的设计计算方法。 以下五个参数在板式换热器的选型计算中是必须的： ?总传热量(单位:kW). ?一次侧、二次侧的进出口温度 ?一次侧、二次侧的允许压力降 ?最高工作温度 ?最大工作压力 如果已知传热介质的流量，比热容以及进出口的温度差，总传热量即可计算得出。 温度 T1 = 热侧进口温度 T2 = 热侧出口温度 t1 = 冷侧进口温度 t2= 冷侧出口温度 热负荷 热流量衡算式反映两流体在换热过程中温度变化的相互关系，在换热器保温良好，无热损失的情况下，对于稳态传热过程，其热流量衡算关系为： （热流体放出的热流量）=（冷流体吸收的热流量）

在进行热衡算时，对有、无相变化的传热过程其表达式又有所区别。

（1）无相变化传热过程 式中 Q----冷流体吸收或热流体放出的热流量，W； m h,m c-----热、冷流体的质量流量，kg/s； C ph,C pc------热、冷流体的比定压热容，kJ/(kg·K)； T1,t1 ------热、冷流体的进口温度，K； T2,t2------热、冷流体的出口温度，K。 （2）有相变化传热过程 两物流在换热过程中，其中一侧物流发生相变化，如蒸汽冷凝或液体沸腾，其热流量衡算式为： 一侧有相变化 两侧物流均发生相变化，如一侧冷凝另一侧沸腾的传热过程 式中 r,r1,r2--------物流相变热，J/kg； D,D1,D2--------相变物流量，kg/s。 对于过冷或过热物流发生相变时的热流量衡算，则应按以上方法分段进行加和计算。

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。

热力发电厂课程设计报告dc系统

东南大学 热力发电厂课程设计报告 题目：日立250MW机组原则性热力系统设计、计算和改进 能源与环境学院热能与动力工程专业 学号 姓名 指导教师 起讫日期 2015年3月2日～3月13日 设计地点中山院501 2015年3月2日

目录 1 本课程设计任务 (1) 2 ******原则性热力系统的拟定 (2) 3 原则性热力系统原始参数的整理 (2) 4 原则性热力系统的计算 (3) 5 局部热力系统的改进及其计算 (6) 6 小结 (8) 致谢 (9) 参考文献 (9) 附件：原则性热力系统图

一本课程设计任务 1.1 设计题目 日立250MW凝汽机组热力系统及疏水热量（DC系统）利用效果分析。 1.2 计算任务 1、整理机组的参数和假设条件，并拟定出原则性热力系统图。 2、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。 3、对原始热力系统计算其机组内效率，并校核。 4、确定原则性热力系统的改进方案，并对改进后的原则性热力系 统计算其机组内效率。 5、将改进后和改进前的系统进行对比分析，并作出结论。 1.3设计任务说明 对日立MW凝汽机组热力系统及疏水热量（DC系统）利用效果分析，我的任务是先在有DC系统情况下通过对抽汽放热量，疏水放热量，给水吸热量等的计算，求出抽汽份额，从而用热量法计算出此情况下的汽机绝对内效率（分别从正平衡和反平衡计算对比，分析误差）。然后再在去除DC系统的情况下再通过以上参量计算出汽轮机绝对内效率（也是正平衡计算，反平衡校核对比）。最后就是对两种情况下的绝对内效率进行对比，看去除DC系统后对效率有无下降，下降多少。

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。

热力发电厂课程设计计算书详解

热力发电厂课程设计

指导老师:连佳 姓名:陈阔 班级:12-1 600MW 凝汽式机组原则性热力系统热经济性计算 计算数据选择为A3，B2，C1 1.整理原始数据的计算点汽水焓值 已知高压缸汽轮机高压缸进汽节流损失：δp 1=4%，中低压连通管压损δp 3=2%, 则 ）（MPa 232.232.24)04.01('p 0=?-=; p ’4=(1-0.02)x0.9405=0.92169; 由主蒸汽参数：p 0=24.2MPa ，t 0=566℃，可得h0=3367.6kJ/kg; 由再热蒸汽参数：热段： p rh =3.602MPa ，t rh =556℃， 冷段：p 'rh =4.002MPa ，t 'rh =301.9℃， 可知h rh =3577.6kJ/kg ，h'rh =2966.9kJ/kg ，q rh =610.7kJ/kg 。 1.2编制汽轮机组各计算点的汽水参数（如表4所示）

1.1绘制汽轮机的汽态线，如图2所示。

1.3计算给水泵焓升： 1.假设给水泵加压过程为等熵过程； 2.给水泵入口处水的温度和密度与除氧器的出 口水的温度和密度相等； 3.给水泵入口压力为除氧器出口压力与高度差产生的静压之和。 2.全厂物质平衡计算 已知全厂汽水损失：D l =0.015D b （锅炉蒸发量），锅炉为直流锅炉，无汽包排污。 则计算结果如下表：（表5） 3.计算汽轮机各级回热 抽汽量 假设加热器的效率η=1

（1）高压加热器组的计算 由H1，H2，H3的热平衡求α1，α2，α3 063788.0) 3.11068.3051()10791.1203(111fw 1=--?==ητααq 09067.06 .9044.2967)6.9043.1106(063788.0/1)1.8791079(1h h -212fw 221=--?--?=-=q d w d w ）（αηταα154458 .009067.0063788.0212=+=+=αααs 045924 .02.7825.3375) 2.7826.904(154458.0/1)1.7411.879(h h -332s23fw 3=--?--=-=q d d w w ）（αηταα200382 .0154458.0045924.02s 33=+=+=αααs （2）除氧器H4的计算 进除氧器的份额为α4’；176 404.0587.43187.6) 587.4782.2(200382.0/1)587.4741.3(h h -453s34fw 4=--?--=-=q w w d ）（’αηταα 进小汽机的份额为αt 根据水泵的能量平衡计算小汽机的用汽份额αt

板式换热器热力计算及分析(整合)

第一章概论 综述 板式换热器发展简史 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

1000 MW凝汽式发电机组全厂原则性热力系统的设计 学院：交通学院 专业：热能与动力工程 姓名：高广胜 学号： 1214010004 指导教师：李生山 2015年 12月

1000MW 热力发电厂课程设计任务书 1.2设计原始资料 1.2.1汽轮机形式及参数 机组型式:N1000-26.25/600/600（TC4F ） 超超临界、一次中间再热、四缸四排气、单轴凝汽式、双背压 额定功率：P e =1000MW 主蒸汽参数：P 0=26.25MPa ，t 0=600℃ 高压缸排气：P rh 。i =6.393MPa ，t rh 。I =377.8℃ 再热器及管道阻力损失为高压缸排气压力的8%左右。 MPa 5114.0MPa 393.608.0p rh =?=? 中压缸进气参数：p rh =5.746MPa ，t rh =600℃ 汽轮机排气压力：P c =0.0049MPa 给水温度：t fw =252℃ 给水泵为汽动式，小汽轮机汽源采用第四段抽汽，排气进入主凝汽器；补充水经软化处理后引入主凝汽器。 1.2.2锅炉型式及参数 锅炉型式：HG2953/27.46YM1型变压运行直流燃煤锅炉 过热蒸汽参数：p b =27.56MPa ，t b =605℃ 汽包压力：P drum =15.69MPa 额定蒸发量：D b =2909.03t/h 再热蒸汽出口温度：603t 0 .rh b =℃ 锅炉效率：%8.93b =η 1.2.3回热系统 本热力系统共有八级抽汽，其中第一、二、三级抽汽分别供给三台高压加热器，第五、六、七、八级分别供给四台低压加热器，第四级抽汽作为高压除氧器的气源。七级回热加热器均设置了疏水冷却器，以充分利用本机疏水热量来加热本级主凝结水。三级高压加热器和低压加热器H5分别都设置内置式蒸汽冷却器，为保证安全性三台高压加热器的疏水均采用逐级自流至除氧器，四台低压加热器是疏水逐级自流至凝汽器。 汽轮机的主凝结水经凝结水泵送出，依次流过轴封加热器、四台低压加热器、除氧器，然后由汽动给水泵升压，在经过三级加热器加热，最终给水温度为252℃。 1.2.4其它小汽水流量参数 高压轴封漏气量：0.01D 0，送到除氧器； 中压轴封漏气量：0.003D 0,送到第七级加热器； 低压轴封漏气量：0.0014D 0，送到轴封加热器； 锅炉连续排污量：0.005D b 。 其它数据参考教材或其它同等级汽轮机参数选取。 1.3设计说明书中所包括的内容 1.原则性热力系统的拟定及热力计算； 2.全面性热力系统设计过程中局部热力系统的设计图及其说明； 3.全面性热力系统过程中管道的压力、工质的压力、温度、管道的大小、壁厚的计算； 4.全面性热力系统的总体说明。

板式换热器选型与计算方法

板式换热器选型与计算方法 板式换热器的选型与计算方法 板式换热器的计算方法 板式换热器的计算是一个比较复杂的过程，目前比较流行的方法是对数平均温差法和NTU法。在计算机没有普及的时候，各个厂家大多采用计算参数近似估算和流速-总传热系数曲线估算方法。目前，越来越多的厂家采用计算机计算，这样，板式换热器的工艺计算变得快捷、方便、准确。以下简要说明无相变时板式换热器的一般计算方法，该方法是以传热和压降准则关联式为基础的设计计算方法。 以下五个参数在板式换热器的选型计算中是必须的： 总传热量(单位:kW). 一次侧、二次侧的进出口温度 一次侧、二次侧的允许压力降 最高工作温度 最大工作压力 如果已知传热介质的流量，比热容以及进出口的温度差，总传热量即可计算得出。 温度 T1 = 热侧进口温度 T2 = 热侧出口温度 t1 = 冷侧进口温度 t2= 冷侧出口温度 热负荷 热流量衡算式反映两流体在换热过程中温度变化的相互关系，在换热器保温良好，无热损失的情况下，对于稳态传热过程，其热流量衡算关系为： （热流体放出的热流量）=（冷流体吸收的热流量）

在进行热衡算时，对有、无相变化的传热过程其表达式又有所区别。 （1）无相变化传热过程 式中 Q----冷流体吸收或热流体放出的热流量，W； mh,mc-----热、冷流体的质量流量，kg/s； Cph,Cpc------热、冷流体的比定压热容，kJ/(kg·K)； T1,t1 ------热、冷流体的进口温度，K； T2,t2------热、冷流体的出口温度，K。 （2）有相变化传热过程 两物流在换热过程中，其中一侧物流发生相变化，如蒸汽冷凝或液体沸腾，其热流量衡算式为： 一侧有相变化 两侧物流均发生相变化，如一侧冷凝另一侧沸腾的传热过程 式中 r,r1,r2--------物流相变热，J/kg； D,D1,D2--------相变物流量，kg/s。 对于过冷或过热物流发生相变时的热流量衡算，则应按以上方法分段进行加和计算。 对数平均温差(LMTD) 对数平均温差是换热器传热的动力，对数平均温差的大小直接关系到换热器传热难易程度.在某些特殊情况下无法计算对数平均温差,此时用算术平均温差代替对数平均温差，介质在逆流情况和在并流情况下的对数平均温差的计算方式是不同的。在一些特殊情况下，用算术平均温差代替对数平均温差。 逆流时： 并流时：

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

【精品】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 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. 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； 回热加热系统参数

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：

热力发电厂课程设计计算书

热 力 发 电 厂 课 程 设 计 指导老师:连佳 姓名:陈阔 班级:12-1

600MW 凝汽式机组原则性热力系统热经济性计算 计算数据选择为A3，B2，C1 1.整理原始数据的计算点汽水焓值 已知高压缸汽轮机高压缸进汽节流损失：δp 1=4%，中低压连通管压损δp 3=2%, 则 ）（MPa 232.232.24)04.01('p 0=?-=; p ’4=(1-0.02)x0.9405=0.92169; 由主蒸汽参数：p 0=24.2MPa ，t 0=566℃，可得h0=3367.6kJ/kg; 由再热蒸汽参数：热段： p rh =3.602MPa ，t rh =556℃， 冷段：p 'rh =4.002MPa ，t 'rh =301.9℃， 可知h rh =3577.6kJ/kg ，h'rh =2966.9kJ/kg ，q rh =610.7kJ/kg 。 1.2编制汽轮机组各计算点的汽水参数（如表4所示）

1.1绘制汽轮机的汽态线，如图2所示。 1.假设给水泵加压过程为等熵过程； 2.给水泵入口处水的温度和密度与除氧器的出 口水的温度和密度相等； 3.给水泵入口压力为除氧器出口压力与高度差 产生的静压之和。 2.全厂物质平衡计算 已知全厂汽水损失：D l=0.015D b（锅炉蒸发量），锅炉为直流锅炉，无汽包排污。 则计算结果如下表：（表5）

3.计算汽轮机各级回热抽汽量 假设加热器的效率η=1 （1）高压加热器组的计算 由H1，H2，H3的热平衡求α1，α2，α3 063788.0) 3.11068.3051() 10791.1203(111fw 1=--?== ητααq 09067 .06 .9044.2967)6.9043.1106(063788.0/1)1.8791079(1h h -2 12fw 22 1 =--?--?= -= q d w d w ）（αηταα154458 .009067.0063788.0212=+=+=αααs 045924 .02 .7825.3375) 2.7826.904(154458.0/1)1.7411.879(h h -3 32s23fw 3=--?--= -= q d d w w ）（αηταα200382.0154458.0045924.02s 33=+=+=αααs （2）除氧器H4的计算 进除氧器的份额为α4’； 176 404.0587.4 3187.6) 587.4782.2(200382.0/1)587.4741.3(h h -4 53s34fw 4=--?--= -= q w w d ）（’αηταα 进小汽机的份额为 αt 根据水泵的能量平衡计算小汽机的用汽份额αt 1 .31)(4t =-pu mx t h h ηηα 即 056938 .09 .099.0)8.25716.3187(1 .31=??-=t α 0.1011140.0569380.044173t 44=+=+=ααα’ 根据除氧器的物质平衡，求αc4 αc4+α’4+αs3=αfw 则αc4=1-α’4-αs3=0.755442 表6 小汽机参数表

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

热力发电厂课程设计样本

热力发电厂 课程设计计算书 题目: 600MW凝汽式机组全厂原则性热力系统计算 专业: 火电厂集控运行 班级: 火电062班 学号: 姓名: 王军定 指导教师: 周振起 目录

1.本课程设计的目的..................... 错误!未定义书签。 2.计算任务............................. 错误!未定义书签。 3.计算原始资料......................... 错误!未定义书签。 4.计算过程............................. 错误!未定义书签。 4.1全厂热力系统辅助性计算........... 错误!未定义书签。 4.2原始数据整理及汽态线绘制......... 错误!未定义书签。 4.3全厂汽水平衡..................... 错误!未定义书签。 4.4各回热抽汽量计算及汇总........... 错误!未定义书签。 4.5汽轮机排汽量计算与校核........... 错误!未定义书签。 4.6汽轮机汽耗量计算................. 错误!未定义书签。 5.热经济指标计算....................... 错误!未定义书签。 5.1.汽轮机发电机组热经济性指标计算 .. 错误!未定义书签。 5.2.全厂热经济指标计算.............. 错误!未定义书签。 6.反平衡校核........................... 错误!未定义书签。 7.参考文献............................. 错误!未定义书签。

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℃。 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，气轮机排气压力 4.4/5.38kPa。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

换热器及其基本计算

姓名：杜鑫鑫学号：0903032038 合肥学院 材 料 工 程 基 础 姓名： 班级：09无机非二班 学号：\ 课题名称：换热器及其基本计算 指导教师：胡坤宏

换热器及其基本计算 一、换热器基础知识 （1）换热器的定义： 换热器是指在两种温度不同的流体中进行换热的设备。 （2）换热器的分类： 由于应用场合不同，工程上应用的换热器种类很多，这些换热器照工作原理、结构和流体流程分类。 二、几个不同的换热器 （1）管壳式换热器 管壳式换热器又称列管式换热器，是一种通用的标准换热设备。它具有结构简单、坚固耐用、造价低廉、用材广泛、清洗方便、适应性强等优点，应用最为广泛，在换热设备中占据主导地位。 管壳式换热器是把换热管束与管板连接后，再用筒体与管箱包起来，形成两个独立的空间。管内的通道及与其相贯通的管箱称为管程；管外的通道及与其相贯通的部分称为壳程。一种流体在管内流动，而另一种流体在壳与管束之间从管外表面流过，为了保证壳程流体能够横向流过管束，以形成较高的传热速率，在外壳上装有许多挡板。 而壳管式换热器又可根据不同分为U形管式换热器、固定管板换热器、浮头式换热器、填料函式换热器几类。 (2) 套管式换热器 套管式换热器是用两种尺寸不同的标准管连接而成同心圆套管，外面的叫壳程，内部的叫管程。两种不同介质可在壳程和管程内逆向流动(或同向)以达到换热的效果。 套管式换热器以同心套管中的内管作为传热元件的换热器。两种不同直径的管子套在一起组成同心套管，每一段套管称为“一程”，程的内管（传热管）借U形肘管，而外管用短管依次连接成排，固定于支架上。热量通过内管管壁由一种流体传递给另一种流体。通常，热流体由上部引入,而冷流体则由下部引入。套管中外管的两端与内管用焊接或法兰连接。内管与U形肘管多用法兰连接,便于传热管的清洗和增减。每程传热管的有效长度取4～7米。这种换热器传热面积最高达18平方米，故适用于小容量换热。当内外管壁温差较大时,可在外管设置U形膨胀节或内外管间采用填料函滑动密封，以减小温差应力。管子可用钢、铸铁、陶瓷和玻璃等制成，若选材得当，它可用于腐蚀性介质的换热。这种换热器具有若干突出的优点，所以至今仍被广泛用于石油化工等工业部门。