680MW超超临界机组热力系统计算及其选型

目 录

摘要........................................................................ Ⅰ ABSTRACT.................................................................... Ⅱ 绪论......................................................................... 1 第一章 主设备选型............................................................ 3

1.1主要设备选择原则...................................................... 3 1.2 主设备选择 ........................................................... 3 第二章 原则性热力计算........................................................ 4

2.1发电厂原则性热力系统的拟定............................................ 4 2.2全厂原则性热力系统计算................................................ 5 第三章 辅助热力系统......................................................... 18

3.1 补充水系统 .......................................................... 18 3.2 轴封蒸汽系统 ........................................................ 19 第四章 主蒸汽再热蒸汽系统................................................... 21

4.1 主蒸汽再热系统的设计 ................................ 错误！未定义书签。 4.2主蒸汽系统的计算..................................................... 23 第五章 旁路系统............................................................. 28

5.1旁路系统的选择....................................................... 28 5.2 旁路系统的容量 ...................................................... 28 5.3 旁路系统的管径和壁厚计算 ............................................ 28 5.4旁路系统及其管道阀门的拟定........................................... 30 第六章 给水系统............................................................ 32

6.1 给水系统的选择 ...................................................... 32 6.2 给水泵的配置 ........................................................ 33

6.3给水系统管道的计算................................................... 34

第七章 回热抽汽系统......................................................... 36

7.1本设计回热加热系统确定............................................... 36 7.2加热疏水系统的确定................................................... 37 7.3加热疏水系统图....................................................... 37 7.4回热抽气系统管道计算................................................. 37 7.5 阀门的选择 .......................................................... 42 第八章 其他系统............................................................. 43

8.1主凝结水系统及其管道阀门的确定....................................... 43 8.2除氧系统的确定....................................................... 44 第九章 总结................................................................. 48 结束语...................................................................... 49 致 谢...................................................................... 50 参考文献.................................................................... 51 附录........................................................................ 52

外文原文 ................................................................ 52 外文译文 ................................................................ 62 毕业设计任务书 .......................................................... 68 开题报告.................................................................... 71

摘要

热力系统是将热力设备按照热力循环的顺序用管道和附件连接起来的一个有机整体。根据使用的目的不同,发电厂热力系统又可分为发电厂原则性热力系统和发电厂全面性热力系统。我国作为煤炭的资源大国，如何提高燃煤发电机组的效率，减少有害气体的排放成为放在决策与科研部门面前的非常迫切的问题。高参数大容量凝汽式机组是目前新建火电机组的主力机型，大力发展超超临界火电机组对于提高燃煤发电机组的效率，减少有害气体的排放成为放有着重大意义。本文针对680MW超超临界凝汽式发电机组热力系统进行设计，对拟定的凝汽式发电机组原则性热力系统进行设计计算和热经济性计算，绘制原则性热力系统图、全面性热力系统图。

关键词 超超临界 热力系统 热经济性 高参数

Ⅰ

ABSTRACT

The thermal system heat equipment according to thermodynamic

cycle sequence with an organic whole connecting pipes and accessories. According to different purposes, China's coal resources as a big country, how to improve the efficiency of coal-fired generating units, reducing harmful gas emissions has become a very urgent issue put before the decision and scientific research departments.the thermodynamic system of power plant can be divided into the power plant thermal system of principle and power plant thermal system.High parameter and large capacity of condensing steam turbine is the new thermal power units of the main models, vigorously develop the ultra-supercritical thermal power generating units to improve the efficiency of coal-fired generating unit, reducing harmful gas emissions become .In this paper, the thermodynamic system of 680MW supercritical steam turbine design, calculation and design and calculation on heat economy of condensing steam turbine thermal system of principle proposed, drawing of thermal system of principle diagram, the overall thermal system diagram.

Key words ultra supercritical thermodynamic system

Thermal economy High parameter

Ⅱ

绪论

超超临界燃煤发电技术是一种先进、高效的发电技术，它比超临界机组的

热效率高出约4%，与常规燃煤发电机组相比优势就更加明显。由于超超临界机组与常规火电机组相比，超临界机组的可用率与亚临界机组相当，效率比亚临界机组约提高2%。超超临界机组效率可比超临界机组再提高约2%～3%，若再提高其主汽压力到28MPa以上，效率还可再提高约2个百分点。因此它具有明显的高效、节能和环保优势，已成为当今世界发达国家竞相采用和发展的新技术。我国的能源装备政策是要发展大容量高参数的火电机组，国家计委明确新建600MW及以上容量燃煤机组原则上采用超临界或超超临界参数的火电机组。 蒸汽温度不低于593℃或蒸汽压力不低于31 MPa被称为超超临界。在1985～1990年，美、苏、日、德、法等国已着手研制开发可实际运行的超超临界机组，并制定了超超临界机组的两步发展计划，其中第一步目标是主蒸汽参数为30 MPa，593℃；第二步目标是主蒸汽参数为34.5 MPa，649℃。第二步目标比目前常规的蒸汽参数为24.1MPa，538/566℃的超临界机组（国内机组）净效率提高8.8%。

美国是发展超临界发电技术最早的国家。世界第一台超超临界参数机组（125MW，31.03MPa 621/565/538℃）于1957年在美国投运。美国投运的超临界机组占大型火电机组的30%以上，容量以50～80万千瓦为主。美国于上世纪60年代初完成世界首台超超临界火电机组的设计和制造，后经过20余年努力，用材体系不断完善，掌握了大型铸锻件制造技术，超超临界火电机组逐渐得以推广应用。美国拥有超临界机组两个世界之最，即最大单机容量1300MW和最高蒸汽参数（费城电力公司EDDY-STONE电厂的#1机组，蒸汽参数为34.5MPa，649/566/566℃）。近年来，美国GE公司还为日本设计制造了蒸汽参数分别为26.6Mpa/577℃/600℃和25Mpa/600℃/610℃的超超临界机组。

1

俄罗斯是发展超临界机组最坚决的国家。1963年，前苏联第一台30万千瓦超临界机组投入运行，机组参数为23.5Mpa/580℃/565℃。现在共有超临界机组200多台，占总装机容量的50%以上，其30万千瓦以上容量机组全部采用超临界参数。目前，俄罗斯研制的新一代大型超超临界机组采用参数为28～30Mpa/580～600℃。前苏联发展超临界技术主要依靠本国力量，以自主开发为主，初期也走过不少弯路，但经过长期试验研究已具有一套比较完整的超临界技术和产品系列。

日本采用引进、仿制、创新的技术发展路线。日本的超临界机组占常规火电机组装机容量的60%以上，其45万千瓦以上机组全部采用超临界参数，最初投运的两套超超临界机组由三菱公司设计，装机容量70万千瓦、蒸汽参数34.5Mpa/620℃/650℃。日本发展超超临界机组起步较晚，但很快由仿制过渡到应用自己的科研成果，同时建立了自己的试验台，发展速度很快、收效显著。

我国超临界、超超临界机组发展较晚。我国于上世纪80年代后期开始从国外引进30万千瓦、60万千瓦亚临界机组，第一台超临界机组于1992年6月投产于上海石洞口二厂（2×600MW，25.4MPa，541/569℃）。从引进到完全消化吸收，用了近20年时间。国产超临界发电技术从新世纪元年起步，到投入商业化运行，只用了3年时间。而国产百万千瓦超超临界技术从项目研发到2006年玉环电厂首台机组投运，仅用了4年时间。应当说，这种跨越式的发展正是发电业和电站装备制造业共同进步、共同发展的必然结果。在“超超临界燃煤发电技术”的研发和应用下，我国发电业及电站装备制造业的整体水平跃上了一个新台阶。

2

第一章 主设备选型

1.1主要设备选择原则

发电厂的设计，必须按国家规定的基本建设程序进行。发电厂设计的程序为：初步可行性研究、可行性研究、初步设计、施工图设计。在初步可行性研究报告中就应明确发电厂的类型和容量，通常是根据建厂地区电力系统现有容量、发展规划、负荷增长速度和电网结构并对燃料来源、交通、水源及环保等进行技术经济比较和经济效益分析后确定的。若该地区只有电负荷，可建凝汽式电厂；当有供热需要，且供热距离与技术经济条件合理时，发电厂应优先考虑热电联产。

机组蒸汽参数和机组容量的选择应该从现有国内制造业基础及技术可行性考虑，从效率、单位千瓦投资、占地、建设周期、我国经济和电力工业发展的需要进行综合考虑，选择符合我国国情的大型化超超临界机组方案。

1.2主设备选择

1.2.1锅炉选择

锅炉选择为哈尔滨锅炉厂有限责任公司设计的超超临界变压运行直流锅炉（型号：HG-2953/27.56-YM1），主蒸汽额定温度为605oC，主汽压力27.56 MPa，再热汽温600 oC，再热汽压5.746MPa；启动系统采用内置式汽水分离器和炉水循环泵；点火系统同时配备了油枪和等离子系统。

1.2.2汽轮机选择

汽轮机为上海汽轮机厂（德国西门子公司提供技术支持）设计的一次中间再热、单轴、四缸四排汽、双背压、凝汽式汽轮机（型号：N680-26.25/600/600(TC4F)），额定功率680MW，主蒸汽额定温度为600oC，主汽压力26.25MPa，再热汽温600oC，再热汽压力5.746MPa；采用八级不可调整抽汽。

3

第二章 原则性热力计算

2.1发电厂原则性热力系统的拟定

初步拟定原则性热力系统图2.1

图2.1 680mw超超临界机组原则性热力系统图

4

2.2全厂原则性热力系统计算 2.2.1原始数据 已知条件如下

1．汽轮机形式和参数

汽轮机为上海汽轮机有限公司和德国西门子公司联合设计制造的超超临界压力，一次中间再热，单轴，四缸四排汽，双背压，八级回热抽汽，反动凝汽式汽轮机。

机组型号 N680—26.25/600/600（TC4F） 初蒸汽参数 p0=26.25MPa t0=600℃ 再热蒸汽参数

ininppt2rhrh 高压缸排汽 ==6.393 MPa， =t2=377.8℃ outoutptrhrh 中压缸进汽 =5.746MPa， =600℃

平均排汽压力 pc=（0.00440+0.0054）/2=0.0049MPa 给水温度 表2-2 加热器端差

加热器1号高压2号高压3号高压5号低压6号低压7号低压8号低压 端差 上端差（℃） 下端差（℃）

5

tfw=297.3℃

加热器 加热器 加热器 加热器 加热器 加热器 加热器 -1.7 0 0 2.8 2.8 2.8 2.8 5.6 5.6 5.6 5.6

表2-3 各回热抽汽参数 项目 单位 H4 H1

回热抽汽 H2 H3 （HD） H5 H6 H7 H8 C 抽汽压力 抽汽温度 抽汽管道压损系数 加热器端差 疏水冷却器进口端差 MPa 8.391 417.6.32.493 19 377464.8 .6 1.190 364.2 0.659 285.1 0.258 1840.067 X=0.0.025 X=0.0.0049 X=0.8972 oC 3 .5 9811 9421 % 5 5 5 5 5 5 5 5 o－C 1.7 0 0 2.8 2.8 2.8 2.8 2.8 oC 5.6 5.6 5.6 5.6 表2-4各计算点的参数

序 号 项 目 符单抽 汽 级 数 H4 H1 H2 H3 （HD） 1 抽汽压力 抽汽温度 pj 数据来源 号 位 H5 H6 H7 H8 SG C MPa8.396.392.411.190.650.280.060.02 01 417.3 3 377.8 9 464.6 0 364.2 9 285.1 5 184,5 7 X=0.9811 5 0.0049 X=0.8972 已知 2 tf C X=0.9421 已知 6

3 抽汽比焓 抽汽管hj kJ/kg31793111.6 3384.8 3184.7 3029.5 2836.4 5 0.271 2614.5 5 0.064 2481.7 3193.2 2310.8 查水蒸汽表 已知 ?pj.9 4 道压损系数 % 5 5 5 5 5 5 MPa7.975 加热器压力 加热器p 'j6.073 2.298 1.1305 0.626 0.024 0 0.0047 pj(1??pj) 查饱和06 饱和水温度 加热器tsj C 294.79 276.41 219.55 185.31 160.52 130.12 87.6 64.06 31.78 水蒸汽表 hp7 饱和比焓 'jkJ/kg13151217.39 941.39 786.71 677.9 546.89 366.85 268.14 .06 －1.7 296.49 133.14 查水蒸汽表 已知 tsj?? 8 加热器端差 加热器出温 加热器? ℃ 00 276.41 1211.7 0 219.55 954.1 2.8 182.51 774.3 2.8 157.72 666.9 2.8 127.32 536.6 2.8 2.8 61.26 258.7 0 31.78 9 tj C 84.8 10 出口水比焓 疏水冷hwjkJ/kg1310357.2 查水蒸 汽表 已知 .5 011 却器进口端差 ? C 5.6 5.6 5.6 5.6 7

疏水冷12 却器疏水温度 疏水冷13 却器疏水比焓 t's

0C 282.01 225.15 188.11 163.32 tj?1?? hdwjkJ/kg1246968.44 799.61 690.19

查水蒸 汽表 .57 2，锅炉类型和参数

锅炉类型：HG2953/27.46YM1 型变压运行直流燃煤锅炉 铭牌工况下主要参数如下

过热蒸汽出口参数：pb=27.56MPa，t0=605℃

outoutptrh（b） 再热蒸汽出口参数：=5.81MPa，rh（b）=603℃ ininptrh（b） 再热蒸汽进口参数：=6.12MPa，rh（b）=372℃

锅炉效率： ?b=93.8%

锅炉过热器减温水取自省煤器出口，再热器减温水取自给水泵中间抽头。 3.计算中采用的其他数据 （1）小汽水流量

制造厂家提供的轴封汽量及其参数如表2-5所示。 表2-5 轴封汽量及其参数

项目 单位 Dsg1 Dsg2 ?D Hsg ?D Isg 汽量 汽焓 去处 kg/h kj/kg 910.8 3193.2 SG 2034 3194.4 凝汽器 32997.6 1443.6 高压缸排气管道；中低压连通管；SG；凝汽器 SG；凝汽器 8

上表中，

?DHsg为高压缸轴封总漏汽量，其中引入高压缸排气管道的轴封

漏汽量为18662.4kg/h，引入中低压连通管的轴封漏汽量为11044.8kg/h，引入

SG的轴封漏汽量为324kg/h，引入凝汽器的轴封漏汽量为2966.4kg/h；

?DIsg为

中低压缸轴封总漏汽量，其中引入SG的的漏汽量为144kg/h，引入凝汽器的的漏汽量为1299.6kg/h。

全厂汽水损失 D1=0.01Db. （2）其他有关的数据

选择回热加热器效率 ?h=0.99

补充水入口水温 tma=15℃，hw，ma=62.8kj/kg。 在计算工况下机械效率 ?m=99.6%，发电机效率

?g=99.06%.

pupu?h?hfwcw 给水泵组焓升 =43.5kj/kg，凝结水泵组焓升=3kj/kg。

小汽机用汽量 Dlt=168109.2kg/h。

（3）新蒸汽，再热蒸汽及排污扩容器计算点汽水参数如表2-6. 表2-6 各计算点汽水参数 汽水参数 单位 锅炉过热器出口 压力p 温度t 汽焓h 再热蒸汽焓升 MPa ℃ kj/kg kj/kg 27.56 605 3485.2 汽轮机高压缸入口 26.25 600 3482.1 6.393 377.8 3111.6 5.746 600 3660.8 再热器入口 再热器出口 554.18 9

2.2.2各项抽汽系统计算

（1）号高压加热器（H1）

?1?h1?hdw1??h?hw1?hw2

?1??hw1?hw21310.5?1211.7??0.0516197d ??h1?hw?3179.9?1246.57?0.991h? H1的疏水系数?d1??1?0.0516197 （2）2号高压加热器（H2）

[?2?h2?hdw2???d1?hdw1?hdw2?]?h?hw2?hw3

dd??1211.7?954.1?/0.99?0.0516197hw2?hw3?/?h??dl?hw??1310.5?1211.7?1?hw2??2??dh2?hw23111.6?968.44?2?0.119 H2的疏水系数

?d2??d1??2?0.0516197?0.119?0.1706197

再热蒸汽系数

?rh?1??1??2?1?0.1706197?0.8293803

（3）3号高压加热器（H3）

pu

先计算给水泵的焓升Δhw。设除氧器的水位高度为21m，则给水泵的进口压

力为pin=20x0.0098+0.803×0.94=0.95082取给水的平均比容为

vav=0.0011m3/kg,给水泵效率ηpu

w

pu=0.83，则

103vav(pout?pin)103?0.0011(20.81?0.95082)?26.32 Δh==

0.83ηpu由H3的热平衡式得

10

dddpu[?3?h3?hw?h?hw3??hw3??hw?3???d2?hw2?hw3?]

?968.44?799.61???0.99?954.1??774.3?26.32???3?3384.8?799.61??0.1706197 ?3?0.032111 ?0.032111?0.20273H3的疏水系数?d3??d2??3?0.1706197（4）除氧器HD

'd(hw4?hw5)/ηh??4(h4?hw5)??d3(hw3?hw5)??sg1(hsg1?hw5)

?774.3?666.9?/0.99'?3184.7?666.9??0.20273?799.61?666.9??0.013?3193.2?666.9? ??4'?4?0.019358

' ?c4?1??d3??sg1??4?1?0.20273?0.013?0.019358?0.764912' ?4??4??pu?0.019358?0.038?0.057358（5）5号低压加热器（H5）

?5?h5?h5'??h??c4?hw5?hw6?

?666.9?536.6??5?3029.5?6779??0.99?0.764912?5?0.042811

H5的疏水系数?d5??5?0.042811

（6）6号低压加热器（H6）

'[?6?h6?h6???d5?h5'?h6'?]?h??c4(hw6?hw7)

?677.9?546.89???0.99?0.764912?536.6?357.2???6?2836.4?546.89??0.042811

?6?0.05809

H6的疏水系数?d6??d5??6?0.042811?0.05809?0.100903

（7）7号低压加热器（H7）

'''??7?h7?h7??h?h????d667???h??c4?hw7?hw8?

11

?357.2?258.7???7?2614.5?366.85??0.100903??546.89?366.85???0.99?0.764912

?7?0.02578

H7的疏水系数

?d7??d6??7?0.100903?0.02578?0.12668

（8）8号低压加热器（H8）与轴封加热器（SG）

为了计算方便，将#8加热器和轴封加热器可作为整体考虑，采用图2-39所示的热平衡范围来列出物质平衡和热平衡式，由热井的物质平衡式，可得

?c??pu??c4??d7??sg2??8根据?

吸热量=?放热量写出热平衡式

hc''?c4hw8??8h8??sg2hsg2??d7h7?(?c??pu)hc'将

?c??pu消去，并整理成以

?c4

吸热为基础以进水焓为基准的热平衡式，

'得[?8(h8?hc')??d7(h7?hc')??sg2(hsg2?hc')]ηh??c4(hw8?hc')

?8???c4?hw8?hc'?/?h??d7?h7'?hc'???sg2?hsg2?hc'?h8?hc'0.764912??258.7?133.14?/0.99?0.12668??366.85?133.14??0.0014??3194.4?133.14?2481.7?133.14?0.026876

（9）凝汽器系数?c的计算与物质平衡校核 由热井的物质平衡计算?c

?c??c4??d7??sg2??8??pu?0.764912?0.12668?0.02792?0.038?0.572

由汽轮机通流部分物质平衡来计算

?8??c?1????j??sg1??sg2??1?

?c，以校核计算的准确性

12

?0.119?0.032111?0.057358??0.0526297???1???0.042811?0.05809?0.02578?0.026876?0.013?0.0014???

?0.572 二者相等，说明计算正确

2.2.3汽轮机汽耗量及各项汽水流量的计算

?qrh?hrh2?hrh1?3658.50?3114.64?543.86?kj/kg?

?ic?h0?hc??qrh?3457.68?2310.8?543.86?1690.74?kj/kg?

表2-7 作功不足系数计算

Y的计算式 Yi ?i 0.0516197 0.119 0.032111 0.057358 0.042811 0.05809 0.02578 0.026876 ?iYi 0.04314 0.09464 0.0204 0.02965 0.0182 0.01806 0.00463 0.00272 0.23144 Y1??h1?hc??qr.h?/?hr.h Y2??h2?hc??qr.h?/?hr.h Y3??h3?hc?/?hr.h Y4??h4?hc?/?hr.h Y5??h5?hc?/?hr.h 0.8357 0.7953 0.6352 0.5169 0.4251 0.3109 0.1796 0.1011 Y6??h6?hc?/?hr.h Y7??h7?hc?/?hr.h Y8??h8?hc?/?hr.h ??Y iii?18汽轮发电机组汽耗量

3600?6.8?105Dc0?10??10?3?1656.85t/h

?ic?m?g1690.74?0.996?0.99063600pe?3抽气做功不足汽耗增加系数β为

13

821????1/?1???jYj???sgjYsgj???1.313984

11??1?0.23144?0.007516则D0?Dc0??1656.85?1.313984?2177.079t/h

2.2.4功率核算

2-8 功率核算表

?j hj ?jhj 164.15 ?j hj ?jhj 84.58 ?1?0.0516197 3179.9 ?7?0.02578 ?8?0.026876 2614.5 ?2?0.119 ?3?0.032111 ?4?0.057358 ?5?0.042811 ?6?0.05809 3111.6 3384.8 3184.7 3029.5 2836.4 370.28 108.69 182.67 129.696 164.77

2481.7 2310.8 3193.2 3194.4 66.698 1322.47 41.51 4.47 ?c?0.5723 ?csg1?0.013 ?sg1?0.0014 ?ah?2639.984 1 kg新汽比内功wi（其中?81ajhj计算数据见表）为

2wi?h0??rhqrh?(??jhj??chc??sgjqsgj)1

=3457.68+0.8293803×543.86－2639.984=1361.556 据此，可得汽轮发电机的功率Pe'为

'pe?D0?i?m?g/3600?690.44MW

'/pe?100%?680?690.44/680?100%?0.01535% 计算误差??pe?pe误差非常小，在工程允许范围内，表示上述计算正确。

表2-9各项汽水流量，抽汽及排汽内功率

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项目 汽轮机汽耗D0?D0? D0 锅炉蒸发量Db?1.0101D0 给水量Dfw?1.0101

数量（t/h） 2177.09 2198.86 2198.86 30.051627 全厂汽水损失Di?0.010101D0 D0 化学补充水量Dma?0.01010130.051627 1792.29 再热蒸汽量Drh?0.829836D0-14335.2

表2-10 各段抽汽量

项目 第一段抽汽D1 第二段抽汽D2 第三段抽汽D3 第四段抽汽D4 第五段抽汽D5 第六段抽汽D6 第七段抽汽D7 第八段抽汽D8 汽轮机排汽Dc D（kg/h） 抽汽量（t/h） 155.360453 350.896846 126.293598 268.281288 132.413399 144.200801 89.048137 90.833187 1614.838524 （内功率W ijkj/h）46949.9289?103 130007.2814?103 81648.80529?103 227126.9384?103 132651.7431?103 172305.5371?103 126163.4005?103 140755.1066?103 2778329.681?103 h（kj/kg） h0?3482.1 D0 15

Drh?0.829836D0-14335.2 D1?0.052220D0 D2?0.117944D0 D3?0.042450D0

qrh?549.2 h1?3179.9 h2?3111.6 h3?3384.8 h4?3184.7 D4?0.033670D0?168109.2 D5?0.044507D0 D6?0.048469D0 D7?0.029931D0 h5?3029.5 h6?2836.4 h7?2614.5 h8?2481.7 hc?2310.8 D8?0.030930D0-1187.088297 Dc?0.599878D0-169866.9117 .1117 ?Dj?0.400121D0?16692218 D（kg/h） Dsg1?910.8 Dsg2?2034 H（kj/kg） hsg1?3193.2 hsg2?3149.4 ?D12sgj?2944.8

2.2.5全厂热经济性指标计算

电机组热经济性指标计算

1kg新汽的热耗量q

?kj/kg?q?h0??rhqrh?hfw?3457.68?0.8293803?543.86?1310.5?2598.24677

16

汽轮机绝对内效率

?i??iq?1361.556?0.524029

2598.24677汽轮发电机组绝对电效率

?e??i?m?g?0.524029?0.996?0.9906?0.517027?51.7027%

汽轮发电机组热耗率q0

q0?3600?3600?kg/?kw?h?? ?6962.8858840.517027?e汽轮发电机组汽耗率d0

d0?q6962.885884?kg/?kw?h?? ??2.67984q02598.24677

锅炉热负荷Qb和管道效率?p

根据锅炉蒸汽参数查过热器出口焓值hb?3485.2kj/kg Qb?Dbhb?Drhhrh-Dfwhfw

3 ?7863516 .351?10（kj/h） ?p?Q0?0.9857 Qb 全厂热效率 ?cp??b?p?e?0.938?0.9857?0.4876?0.4508 全厂热耗率 qcp?3600?cp?cp?3600?kj/kw?h? ?7985.8030.45080.123?kg（? ?0.273/kw?h）0.4508 发电标准煤耗率 bs?0.123?通过计算数据可以看出本设计煤耗较低，全厂效率较高所以设计比较合理和科学。

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第三章 辅助热力系统

3.1 补充水系统

由于热力系统中工质损失，故需要对锅炉进行给水的补充，以弥补工质的损失，保证系统系统汽水总量保持动态稳定。

补充水引入系统不仅确保补充水量的需要，同时还涉及补充制取方式及补充水引入回热系统的地点选择。因此，补充水引入系统在满足主要的技术要求之上力求合理、经济效益最高。

补充水引入热力系统，随系统工质损失的大小进行水量调节，在热力系统适宜进行水量调节的地方有凝汽器和给水除氧器。其水量调节要考虑热井水位和除氧箱水位的双重影响，增加了调节的复杂性。补充水量应与工质损失相等，本设计中大致为0.01Db。

发电厂工质循环过程中虽然采取了各种减少工质损失的措施，仍不可避免的存在一定数量的工质损失，为了维持工质损失的连续，需要将损失的工质数量适时的足量补入循环系统。补入的工质通常称为补充水，可用以下公式计算

Dma?Dl?Dlo kg/h 式中 Dma——补充水量，kg/h；

Dl——电厂内部汽水损失量，kg/h； Dlo——电厂外部汽水损失量，kg/h；

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补充水引入系统如图3.1。

图3.1 补充水系统

3.2 轴封蒸汽系统

为了让提高发电厂的热经济性，汽轮机装置设有轴封蒸汽系统。

轴封蒸汽系统的主要功能是向汽轮机、给水泵小汽轮机的轴封和主汽阀、调节阀的阀杆汽封提供密封蒸汽，同时将各汽封的漏汽合理导向或抽出。在汽轮机的高压区段，轴封系统的正常功能是防止蒸汽向外泄漏，以确保汽轮机有较高的效率；在汽轮机的低压区段，则是防止外界的空气进入汽轮机内部，保证汽轮机有尽可能高的真空（即尽可能低的背参数），也是为了保证汽轮机组的高效率。

轴封蒸汽系统主要是由密封装置、轴封蒸汽母管、汽封冷却器等设备及相应的阀门、管路系统构成。

汽轮机组启动前，汽轮机内部必须建立必要的真空。此时，利用辅助蒸气向汽轮机的轴封装置送气。在汽轮机组正常运行时，汽轮机的高压区段的蒸汽向外泄漏，同时，为了防止空气进入轴封系统，在高压区段的最外侧一个轴封汽室，则必须将蒸汽和空气的混合物抽出；在汽轮机的低压区段，则必须向汽室b送气，而将汽室a的蒸汽、空气混合物抽走。在汽轮机启动时，高、中压缸轴封的送汽温度范围是：冷态启动时，用压力为0.75~0.80MPa、温度为208~375℃的蒸汽向轴封送汽。对于高、中压缸，较好的轴封送汽温度范围是208~260℃，这一温度范围适用于各种启动方式。低压缸轴封的送汽温度则取150℃或更低一些。

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当汽轮机紧急停机时，高、中压缸的进汽阀迅速关闭。此时，高压缸内的蒸汽压力仍然较高，而中、低压缸内的蒸汽压力接近于凝汽器内的压力，于是，高压缸内的蒸汽将通过轴封蒸汽系统泄漏到中、低压缸内膨胀做功，造成汽轮机的超速。为了避免这种危险，轴封系统应稀有危急放汽阀，当轴封系统的压力超限时，放汽阀立即打开，将轴封系统与凝汽器接通。

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第四章 主蒸汽再热蒸汽系统

主蒸汽系统的功能是把锅炉产生的蒸汽送到各用汽点。它包括从过热器出口联箱至汽轮机进口主汽阀的主蒸汽管道、阀门、疏水装置及通往用新汽设备的蒸汽支管所组成的系统。对于装有中间再热式机组的发电厂，还包括从汽轮机高压缸排汽至锅炉再热器进口联箱的再热冷段管道、阀门及从再热器出口联箱至汽轮机中压缸进口阀门的再热热段管道、阀门。

4.1 主蒸汽再热蒸汽系统的设计

主蒸汽系统管道的设计压力为锅炉过热器出口额定主蒸汽压力，主蒸汽系统管道的设计温度为锅炉过热器出口额定主蒸汽温度加锅炉正常运行时允许温度正偏差5℃。 冷再热蒸汽系统管道的设计压力为机组VWO工况热平衡图中汽轮机高压缸排汽压力的1.15倍，冷再热蒸汽管道系统的设计温度为VWO工况热平衡图中汽轮机高压缸排汽参数等熵求取在管道设计压力下相应温度。热再热蒸汽管道系统的设计压力为VWO工况热平衡图中汽轮机高压缸排汽压力的1.15倍或锅炉再热器出口安全阀动作的最低整定压力，热再热蒸汽管道系统的设计温度为锅炉再热器出口额定再热蒸汽温度加锅炉正常运行时的允许温度正偏差5℃ 。

主蒸汽再热蒸汽系统设计如下：

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主蒸汽支管管选型（即：汽机进汽管）

已知参数：p?28.94MPa，t?610℃，D?232.242mm， 主蒸汽管道选用材料为合金钢P91,此材料在设计温度下的许用应力

[σ]t=100MPa,本设计采用无缝钢管，η=1.0；α=0；本管道为合金钢Y=0.63,将数据代入壁厚计算公式得： 主蒸汽管道主管壁厚为sm2=37.64mm

4.2.4主蒸汽管道阀门的选定

对于本机组可以选择四个高压主汽阀和两个调速汽阀。 (1) 高压缸排汽止回阀

作用：防止汽轮机甩负荷时冷再热蒸汽倒流入汽轮机而引起超速。安装在靠近高压缸排汽口处的冷再热管道上。

(2)安全阀

为防止过热器超压，锅炉过热器出口管道设有弹簧安全阀，还装有电磁泄压阀，作为过热器超压保护的附加措施。电磁泄压阀前装设一只隔离阀，供电磁泄压阀隔离检修。

再热器出口和热再热蒸汽管道也装有安全阀。 (3)高压缸VV（通风）阀

高压缸排汽管上安装了一通风阀，直接通往凝汽器，保持高压缸内真空。防止在使用旁路系统进行机组启动和低负荷运行时，高压缸不进汽而引起的高压级叶片因摩擦鼓风而过热

(4)高压缸倒暖阀

倒暖阀用于在汽轮机冲转前对高压缸进行到暖，当高压缸第一级内壁金属温度小于150℃时，强制关闭通风阀，一抽管道疏水阀，加热蒸汽由到暖阀经高压缸末级倒流至高压缸进口，经高压调门后导汽管疏水回路进入凝汽器。当高压缸第一级金属内壁温度达到150℃时关闭到暖阀，解除通风阀。

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第五章 旁路系统

5.1旁路系统的选择

由于外置式分离器启动系统存在许多问题，所以不可选取。而内置式分离器启动系统在超临界锅炉上已有成熟的设计、制造和运行经验，因此超超临界锅炉启动系统应选用内置式分离器启动系统。本机组中，锅炉启动系统应选用扩容器式内置式分离器启动系统。

5.2 旁路系统的容量

旁路系统的容量是指额定参数下旁路阀通过的蒸汽流量Dby，与锅炉最大蒸发量Db,max的比值。旁路系统由旁路阀、旁路管道、暖管设施及其相应的控制装置和必要的隔音设施组成。DL5000-2000设计技术规程规定：中间再热机组旁路系统的设置及其类型、容量和控制水平，应根据汽轮机和锅炉的类型、结构、性能及电网对机组运行方式的要求确定，其容量宜为锅炉最大连续蒸发量的30%。如设备条件具备，且经工程设计任务明确，机组需具备甩负荷带厂用电或停机不停炉的功能时，旁路容量可加大至锅炉最大连续蒸发量的40%-50%。在特殊情况下，经论证比较，旁路系统的容量可按照实际需要加大。

参考国内680MW机组两级旁路串联系统使用的系统、性能和参数，该系统高压旁路容量选择为50%额定负荷蒸汽流量，低压旁路容量为40%额定负荷蒸汽流量。

5,3旁路系统管径和壁厚计算

5.3.1 旁路系统管道内径计算

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旁路系统蒸汽管道的设计压力和温度应按照流经的最大压力和温度确定，故

高压旁路管道的设计压力P1=Pb=27.56MPa,设计温度T1=Tb=6050C；低压旁路的

ooo'

设计压力为P2=prh=5.746Mpa，设计温度T2=trh；高压旁路喷水减(b)=600（C）

'温器后设计压力取低温再热器管道设计压力P3=6.393 MPa, 设计温度℃;低压旁路喷水减温器后管道设计压力取低压缸排汽压力温度， trh(t=377.8)（一）高压旁路管道内径：

由设计压力P1 =27.56MPa，设计温度T1=605（oC），查得

v=0.0128706m3/kg,w取50m/s,G=2298.88 t/h，代入管道内径计算公式得：

D1 =594.7?2298.88?0.0128706 =457.48 mm

50（二）低压旁路管道内径：

由设计压力P2 =5.746Mpa，设计温度T2=600（oC），查得v=0.078675

m3/kg,w取60m/s,G=2298.88 t/h，代入管道内径计算公式得：

D2?594.7?2298.88?0.078675=1032.52 mm

605.3.2旁路系统管道壁厚计算

（一）高压旁路管道壁厚：

根据设计温度T1=605（oC）, 高压旁路管道选用材料为合金钢P91,此材料在设计温度下的许用应力[σ]t= 100MPa（查常用国产钢材的许用应力表得出）,本设计采用无缝钢管，η=1.0；α=0；本管道为合金钢Y=0.63,将数据代入壁厚

pDi?2[?]t???2Yp?计算公式sm? t2[?]??2p[1?Y]高压旁路管道壁厚：sm1=53.49mm.

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（二）低压旁路管道壁厚：

根据设计温度T2=600（oC）, 高压旁路管道选用材料为合金钢P91,此材料在设计温度下的许用应力[σ]t= 100MPa（查常用国产钢材的许用应力表得出）,本设计采用无缝钢管，η=1.0；α=0；本管道为合金钢Y=0.63,将数据代入壁厚计算公式得：

低压旁路管道壁厚：sm2=37.64mm.

5.4旁路系统及其管道阀门的拟定

600MW超临界火电机组普遍采用两级串联旁路系统，为高、低压两级旁路串联系统,故本机组旁路系统拟定为两级串联旁路系统，如下图5.1所示。在各种工况下，通过高压旁路均能保护再热器；通过两级串联旁路系统协调，能满足机组启动性能的各项要求。例如，机组冷、热启动时可加热主蒸汽和再热蒸汽管道；调节再热蒸汽以适应中压缸的温度要求；可调节中压缸的进汽参数和流量以适应高、中压缸同时冲转或中压缸冲转方式等。

图5.1 两级旁路串联系统

高压旁路系统阀门有一个高压旁路阀、一个减温水隔离阀、控制调节阀。 高压旁路系统阀门的具体作用：

（a）高压旁路阀是高压旁路的核心部件，使高温高压蒸汽先降压再降温。

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（b)高压喷水调节阀用于降低减温水压力，调节减温水流量，以降低蒸汽温度。

(c)高压喷水隔离阀具有关断作用，在旁路停用时关闭减温水。 低压旁路系统阀门有一个低压旁路阀、一个减温水隔离阀和一个控制调节阀。

低压旁路系统阀门的作用： (a)低压旁路阀是使再热蒸汽降压。

(b)低压喷水调节阀用于降低减温水压力，调节减温水流量，以降低蒸汽温度。

(c)低压喷水隔离阀具有关断作用，在旁路停用时关闭减温水。

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第六章 给水系统

6.1给水系统的选择

结合机组的形式、容量和主蒸汽系统的形式，本机组给水管道系统选择单元制给水系统，如下图6.1所示，其主要优点与单元制主蒸汽系统相同。单元制给水系统由于具有管道最短，阀门最少，阻力小，可靠性高，又非常便于集中控制等优点，因此在现代发电厂是最为理想的给水系统。

图6.1 单元制给水系统

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6.2 给水泵的配置 6.2.1给水泵的选择

给水泵是向锅炉输送高温给水的设备，锅炉一旦断水会带来严重后果，所以对给水泵的可靠性要求很高。另外，给水泵的耗功占厂用电较大比例，正确选择给水泵对机组的安全经济运行具有重要的意义。

该680MW超临界机组采用单元制系统的给水系统，其给水泵的类型、台数和容量配置为：系统设置两台 50%容量的汽动给水泵(TDBFP)和 1 台 25%容量的电动启动给水泵(MDBFP).每台汽动 给水泵配置 1 台同轴前置泵.电动给水泵采用变速调节,配有 1 台与主泵用同一电机拖动的前置泵。一台汽动泵工作时,保证机组 50%负荷的给水量,两台汽动泵工作时,保证机组 100%负荷 的给水量.在一台汽动给水泵故障时,电动给水泵和另一台汽动给水泵并联运行可以满足汽轮机 83 %负荷的需要。

6.2.2给水泵的连接方式

图6.2给水系统全面性热力系统

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6.3 给水系统管道计算

6.3.1 给水管道参数

高压给水管道参数（给水泵至锅炉进口）：对于调速给水泵，设计压力取用泵在额定转速特性曲线最高点对应的压力与进水侧压力之和，则P1=26.25+1.19=27.44MPa。设计温度取用高压加热器后高压给水的最高温度，T1=302.5oC。

低压给水管道参数（除氧器至给水泵）：对于滑压除氧系统，取用汽轮机最大计算出力工况下除氧器加热抽汽压力的1.1倍与除氧器最高水位时水柱静压之和，则P2=1.1×1.19+1×0.00985×20=1.506 MPa。对于滑压除氧系统，设计温度选用汽轮机最大计算出力工况下1.1倍除氧器加热抽汽压力对应的饱和温度，则查焓熵表得T2= 198.51oC。

6.3.2 给水管道内径

（一）高压给水管道内径：

由设计压力P1 =27.44MPa，设计温度T1=302.5oC，查得v=0.0038628

m3/kg,w取4m/s,G=2386.24 t/h，代入管道内径计算公式得： D1 =594.7?2386.24?0.0038628=902.77mm.

4（二）低压给水管道内径

由设计压力P2 =1.506 MPa，设计温度T2= 198.51oC，查得v= 0.0011541

m3/kg,w取1.5m/s,G=2386.24 t/h，代入管道内径计算公式得： D2 =594.7?2386.24?0.0011541= 805.81mm.

1.56.3.3 给水管道壁厚

（一）高压给水管道壁厚

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根据设计温度T1=302.5（oC）, 高压给水管道选用材料为碳素结构钢10号,此材料在设计温度下的许用应力[σ]t=90MPa（查常用国产钢材的许用应力表得出）,本设计采用无缝钢管，η=1.0；α=0；Y=0.4,将数据代入壁厚计算公式

pDi?2[?]t???2Yp? sm?t2[?]??2p[1?Y]得：sm1= 2.03mm。 （二）低压给水管道壁厚

根据设计温度T2= 198.51oC, 低压给水管道选用材料为Q235-A,此材料在设计温度下的许用应力[σ]= 115.957MPa（查常用国产钢材的许用应力表得出）,本设计采用无缝钢管，η=1.0；α=0；Y=0.4,将数据代入壁厚计算公式

t

pDi?2[?]t???2Yp? sm?2[?]t??2p[1?Y]得：sm2= 2.418225mm.

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第七章 回热抽汽系统

7.1本设计回热加热系统确定

回热抽汽系统用来加热进入锅炉的给水（主凝结水）。回热抽汽系统

性能的优化，对整个汽轮机组热循环效率的提高起着重大的作用。

本设计680MW超临界机组包括三台高压加热器、一台除氧器、四台低压加热器、一台轴封加热器。采用八级调节抽汽，一、二、三级抽汽分别供给三台高压加热器，四级抽汽供汽至除氧器和辅助蒸汽系统，五、六、七、八级抽汽分别供给四台低压加热器用汽。高、中、低压缸轴封漏气供给轴封加热器，中压缸第四段抽汽一部分进入除氧器，另一部分为小汽机提供动力。

1、2、3号高压加热器及5。6.7号低压加热器均设有蒸汽冷却段和疏水冷却段，1号高压加热器疏水自流至2号高压加热器，2号高压加热器疏水自流至3号高压加热器，3号高压加热器疏水自流至4号混合式加热器（除氧器），汇合到给水中。

系统三台高压加热器设有大旁路，即在进口和出口处设有液动三通阀。当任一台高压加热器故障时，都同时切除3台高压加热器，给水通过旁路进入省煤器。

汽轮机的各级抽汽，除了最后两级抽汽外，均装设具有快关功能的电动闸阀和强制关闭自动逆止阀（气动控制），作为汽轮机防进水保护的主要手段。

中压缸的第四段抽汽除了向除氧器供汽外，同时也向给水泵小汽轮机供汽。四级抽汽去除氧器管道上安装一个闸阀和一个逆止阀。除氧器还接有从辅助蒸汽系统来的蒸汽，用作启动加热和低负荷稳压及防止前置泵汽蚀的压力跟踪。四级抽汽管道上由于连接有众多的设备，或者接有高压汽源，或者接有辅助蒸汽汽源，在机组启动、低负荷运行、汽轮机突然甩负荷或停机时，为防止汽源蒸汽进入抽汽管道，因此设有逆止阀。

机组正常运行时，抽汽系统所有的抽汽隔离阀全开，而抽汽管道上的疏水阀全关。当加热器出现高水位等故障时，相应的抽汽隔离阀和抽汽逆止阀即自动关

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