（工程热物理专业论文）基于给水泵透平拖动的厂用汽电系统优化节能研究.pdf

a thesis submitted in partial fulfillment of the requirements for the degree of master of engineering the energy-saving research of feed-water pump system of the unit at 600mw level in the power plant candidate : liang tian major : thermal physics and engineering supervisor : prof. xu. guoliang huazhong university of science 如果是直流 炉，给水泵入口流量 q=1.05d0 。 3.4.2 已知机组负荷及初压条件下，计算给水泵已知机组负荷及初压条件下，计算给水泵出口压力出口压力 从汽电系统的示意图可以看出，给水泵的给水从泵的出口依次流过给水管道， 进入各级高压加热器加热给水后，最终打入锅炉，其中给水在锅炉中会发生相变。 所以在给水泵的出口压力时必须考虑流经的管道、高压加热器以及锅炉存在着沿程 阻力和局部阻力降。 将沿程阻力降和局部阻力降统一起来，可以得到整个给水系统总的压降 p 为： （3-1） 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 20 其中，c 为给水的流速， 为损失系数（为沿程阻力损失系数和局部阻力损失系数之 和） 。损失系数 只与从给水泵出口到汽轮机主汽门之前的这一段管路的特性有关， 与工况参数没有关系。所以，如果用下标 d 表示额定工况下的参数，则可以推出： (3-2) 在不同的工况下， 给水流经的通流部分是不变的， 所以将 代入 （3-2） 有 (3-3) 上式中 表示主蒸汽质量流量（这里认为除氧器出口的主凝结水流量等于主蒸汽流 量。如果用 p4wb表示给水泵出口压力，用 p0示主汽门前蒸汽压力，则可由式（3-3） 可以推导出： 经整理的泵的出口压力计算公式为 (3-4) 3.4.3 已知机组负荷已知机组负荷及初压条件下，计算给水泵及初压条件下，计算给水泵扬程扬程 h 给水泵的扬程为下列四项之和： （1）从除氧器给水箱出口到省煤器进口介质流动总阻力（按锅炉最大连续蒸发 量时的给水量计算） ，汽包炉加 20%裕量，直流炉加 10%的裕量。 （2）省煤器与除氧器给水箱正常水位间的水珠静压差。对于汽包炉，为锅炉汽 包正常水位与除氧器给水箱正常水位间的水柱静压差；对于直流炉，为锅炉水冷壁 锅炉水汽化始、终点标高的平均值与除氧器给水箱正常水位间的水柱静压差。 （3）锅炉最大连续蒸发量时、省煤器入口的给水压力。 （4）除氧器的额定工作压力（取负值） 。 在工程应用中可按下式计算： m，代入（3-4）式则有得出给水泵 扬程计算公式为： 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 21 m 3.4.4 计算不同负荷下给水泵的计算不同负荷下给水泵的转速转速25 由图 3-1 可以看出给水泵同一转速在不同的流量下的给水泵效率是不同的， 而在 同一流量下不同的转速时给水泵的效率还是不同。在一个确定的给水流量负荷条件 下，对于一台确定的给水泵，存在一个最佳转速，此时给水泵的效率最高。所以， 计算变工况下给水泵的转速的目的就是为了找到这个最佳工况，通过调节措施来将 给水泵的转速调到最佳转速，使得给水泵维持较高的运行效率。 可按如下方法确定给水泵的转速。如图 3-1 所示，工况点 a 的流量、扬程已经 知道，可以求出通过 a 点一系列相似工况汇聚而成的相似抛物线，其方程为： (3-10) 在图上作出该相似抛物线，与额定转速 n0下的特性曲线相交于点 a，查出 a 点 的流量 qa，将 qa 代入 ,确定新工况点 a 点的转速 n2。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 22 4 汽电汽电系统的汽源切换情况探讨系统的汽源切换情况探讨 4.1 大容量机组给水泵系统配置大容量机组给水泵系统配置方式方式比较比较 国内外大容量机组的给水泵的典型配置方式有 4 种，分别是单台全容量式、两 台 50%汽动泵和 1 台 50%电动泵备用、 3 台 50%容量电动泵以及 1 台 100%容量的汽 动泵配 50%的电动泵。下表 4-1 分别从其配置的经济性、安全性和调节友好性以及 国内外应用现状几个层面进行了比较。 表 4-1 四种典型给水泵配置方式比较情况表 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 23 4.2 配汽系统简介配汽系统简介 在大型火电机组汽电系统中，配汽系统是决定汽电系统经济性和运行可靠性的 核心组成部分。为了使得小汽轮机在全工况范围下都能保证给水泵稳定正常的工作， 其供汽汽源设计为高压和低压两种。一般在 40%的负荷以上使用低压汽源来驱动给 水泵做功；同时为了提高机组运行的可靠性和稳定性，在低负荷工况时低压汽源已 经无法满足系统工况的要求时，小汽机的供汽汽源被自动切换为高压。与此同时， 由于机组启动之前，主机无法提供蒸汽，所以一般需要设置电动泵来实现启动和备 用的功能，也有的电厂利用引进其他机组的高压蒸汽来作为启动动力源。下图 4-1 是配汽系统的原则性示意图， 可以看出该 600mw 机组的汽电系统的小汽轮机的汽源 有三个，一个是来自四段抽汽的低压汽源，一个是来自冷端再热抽汽高压汽源，还 一个是来自其他机组辅助来汽作为备用汽源。 图 4-1 给水系统及给水泵汽轮机汽源配置图 为了保证系统正常运行，提高系统的可靠性，驱动给水泵的凝汽式小汽机设计 有高、低压两个汽源。不同的系统组织形式，其汽源也不尽相同。但一般情况下， 系统抽取再热蒸汽的冷端作为高压汽源，而低压汽源则一般来自与汽轮机的四段抽 汽。同时为了提高机组调试的灵活性，近段时期出现了一种新的改进型设计，其中 从辅助蒸汽系统抽出部分蒸汽用作汽动给水泵的调试用汽。这种设计可以实现机组 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 24 的无电泵启动和停机。 在系统正常运行时， 低压汽源作为驱动给水泵的小汽机的主要汽源。 在系统中， 小汽机进汽压力会随着主机负荷的变化而改变，因为低压汽源取自主汽轮机的抽汽， 其压力与主机负荷呈正比关系。而汽机通过改变进汽参数如压力来调节汽轮机的转 速， 从而调节给水泵的流量。 由系统的特性可得知， 当给水流量在额定负荷的 75%-100% 的范围之内， 给水系统可以维持自平衡， 这样在此范围就无需再去调节阀门的开度。 对锅炉汽包水位的调节系统而言，给水流量的这种自平衡特性可以看做在调节系统 中添加了一前馈信号，这使得汽包的水位调节更为及时，更为准确。 4.3 备用汽源的选择方案备用汽源的选择方案 之所以要设计备用汽源，是因为机组在低负荷下，低压气源的抽汽无法达到驱 动型小汽轮机的进汽参数指标，这样使得必须采用新蒸汽来推动小汽轮机来驱动给 水泵，保证给水泵的正常供水。作为备用汽源的新蒸汽能满足从零负荷到最低负荷 切换点内小汽轮机所有的进汽参数需求。除了新蒸汽，还可以使用再热冷端蒸汽作 为给水泵汽轮机的备用汽源。但是新蒸汽作为备用气源存在一定的问题，第一是新 蒸汽的参数很高，这样就造成在蒸汽切换时造成给配汽系统造成很大的扰动；第二 作完功后的排汽的参数仍然很高，易造成转子不对中造成漏气。同时这样的备用起 源选择方案不仅浪费了能源，而且使机组造价大大提高，既不符合经济性的要求， 在结构设计上也不合理。而如果备用汽源选用用再热器冷端蒸汽，它只能使机组负 荷降到 10%的额定负荷，此时必须要借用新蒸汽才能使得机组的负荷降到更低的水 平。对于只采用汽动给水泵的机组而言，这样的方案使得供汽系统变得十分复杂。 所以一般的大功率机组配置两台汽动泵的同时，还配置一台电动泵来满足极低负荷 的要求。 在我国的大功率机组中，大部分汽源配置方案为选择再热器冷端蒸汽作为高压 汽源，利用四段抽汽作为低压气源。这种配置方式有两个优点： a 不需要在低于 10%的负荷时通入新汽，既可以避免能源不匹配造成的损失， 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 25 也可以避免汽源切换的剧烈扰动。 b 冷端蒸汽和四段抽汽的蒸汽的压力差和温度差不大，在切换抽汽时对汽室的 冲击小，作完功的排汽也不会恶化凝汽器的工作环境，机组的安全性和稳定性也相 应较高。 4.4 低负荷下小汽机的运行低负荷下小汽机的运行 在机组负荷较低时，小汽机的汽源压力和温度都会下降，可能致使小汽机功率 不足，进而引起给水系统不能正常运行。为了避免这种不利的情况，需要采取措施 使其在低负荷下也能满足驱动给水泵的动力要求。这种情况下，目前常用的措施有 以下几种47-48： 4.4. 1 加大喷嘴加大喷嘴面积面积 在机组负荷很低时，加大小汽机的喷嘴面积，这时虽然汽源的蒸汽参数有所下 降， 但是喷嘴面积的增加可以保证足够的蒸汽流量， 这样依旧能满足给水泵的需求。 但是如果采用这种方案，就必须要求给水泵及轮机的第一级喷嘴面积有足够的富裕 度。 当主机负荷降低时，抽汽的参数也很低，蒸汽的绝热焓降就很小，此时小汽轮机 的效率也将减小，此时导致整个机组的经济性也不佳。当机组运行符合在低于这个 切换工况点时，给水泵汽轮机对整个系统的经济性影响为负。因此，无论是从经济 性还是稳定性的角度上看，在机组低负荷运行时，增大给水泵汽轮机的喷嘴面积都 是有利的。 4.4.2 采用采用电动给水泵电动给水泵 电动给水泵有着汽动给水泵没有的种种优势，特别是在低负荷时更能体现出它 的灵活性。因此可以在给水系统中设置辅助的电动给水泵，当主机负荷下降到 40% 以下时，给水泵的驱动方式可以切换为电动方式或者汽动和电动联合的方式。当然 这就需要系统增加设备， 增加了初投资； 并且电动给水泵还必须拥有足够大的功率， 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 26 同时由于电动给水泵直接消耗电能，会增加厂用电率。 给水系统必须要求汽动泵和电动泵能够自动切换，否则当负荷急剧降低时而无 法及时切换，可能会导致整个发电系统的崩溃。 4.4.3 采用采用高压补汽方式高压补汽方式 常见的高压补汽方式有两种，分别是高压蒸汽内切换和高压蒸汽外切换两种汽 源切换方式 49-52。 无论主机的运行方式、抽汽方式、配汽方式等如何，当机组负荷突然下降的时 候，汽源的切换过程对于给水泵汽轮机都是不可避免的。因此，一个显而易见的问 题就摆在面前，主机负荷多低时才会进行汽源的切换，这个问题要有定量的分析才 能保证汽源的正常切换。为了使主汽轮机能够在更低的负荷下工作，一般将参数比 较高的工况点设置为供汽切换点，这样即使负荷较低，也能保证给水泵汽轮机的正 常运行，进而使主机也能正常运行。这个工作点叫做切换点。在炉给水泵的小流量 不稳定区域与汽轮机的临界转速区域，对于汽源切换的定量计算不能正常进行，所 以要避开这两个区域。 （1）高压蒸汽内切换高压蒸汽内切换 在高压蒸汽内切换方式下，每台给水泵都有两个相互独立的蒸汽室及其配汽系 统，它们分别与低压汽源及高压汽源相联，其中高压蒸汽源自高压缸排汽(pn） ，而低 压蒸汽则来自联通管(pc)，具体的结构如图 4-2 所示。 其具体的运行方式如下：系统通过高压阀来控制切换点的汽源切换模式，当主 机的负荷高于切换点设置的参数阀值时，高压阀全关，小汽轮机的进汽汽源全部来 自于低压汽源;而当主机负荷突然降到切换点设置的阀值参数时， 高压阀打开的同时， 保持低压阀门处于打开的状态。此时，小汽轮机的工作蒸汽既有高压抽汽，又有来 自低压汽源的抽汽。而当主汽轮机负荷的进一步降低使得低压蒸汽量不断减少而高 压蒸汽量不断加大。最后小汽轮机的工作汽源全部来自高压汽源的抽汽。 使用高压蒸汽内切换的汽源切换方式切换汽源，热应力较小，给水系统的调节 更加稳定。同时，高压蒸汽在阀门中的节流损失也较小，有利于机组在切换汽源后 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 27 经济性。究其原因，是由于其汽源切换过程是逐渐进行的，是一个连续过程。 （2）高压蒸汽外切换高压蒸汽外切换 大体上讲，高压蒸汽外切换方式的原理和过程和内切换方式差不多，区别在于 在高压蒸汽内切换方式下，给水泵有两个相互独立的蒸汽室及其配汽系统，它们分 别与低压汽源及高压汽源相联；而外切换方式下，每台小汽机则只有一个蒸气室， 分别连接高低压汽源，其中低压气源来自主汽轮机的连通管 pc，高压气源则源自高 压缸排汽，具体结构如图 4-3 所示。 4-3 高压蒸汽外切换方式 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 28 主机在正常负荷下运行时，及主机负荷高于切换点，此时小汽机汽源为低压蒸 汽，高压管道上的减压阀 a 处于关闭状态，而连通管上的止回阀则处于开启状态； 当机组负荷降至一定程度，低压汽源已不能满足给水系统的需求，此时的负荷即切 换点，为了维持其低压负荷下运行，需要把给水泵汽轮机的供汽点改换到压力较高 的抽汽口。此时低压管道上的止回阀 b 动作，组织低压蒸汽进入小汽机，同时，高 压管道上的减压阀 a 开启，来自高压缸排汽的高压蒸汽流经节流后进入给小汽机， 此时完成率给水泵汽轮机由低压汽源到高压汽源的切换过程。从上述过程可以看出， 汽源切换主要依靠两个阀门的动作实现的，它们都位于给水泵外部，所以这个切换 方式被称为高压蒸汽外部阀门切换，简称外切换。图 4-4 给出了新汽切换时，不同工 况下给水泵汽轮机的进汽分配曲线。a 点代表切换点，图中线段 12 和 34 分别代表切 换前后的低压进汽量和高压进汽量。由图中可以看出，外切换是个不连续的过程， 同内切换相比，可能会带来热应力等问题。但是其结构要比内切换简单。 图 4-4 高压蒸汽外部阀门切换时的流量分配 （3）新汽内切换新汽内切换 新汽内切换系统与高压蒸汽内切换系统的物理结构基本相似，区别在于新汽内 切换系统的小汽机配置有两套相互独立的配汽系统和蒸汽室，各蒸汽室配有独立的 喷嘴组来接受参数不同的抽汽。其中低压蒸汽室配置低压喷嘴组，接受来自主汽轮 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 29 机的低压抽汽，高压蒸汽室配置相应的高压喷嘴组，接受来自锅炉的新汽。蒸汽的 切换控制依靠高压阀组和低压阀组的动作来完成。如图 4-5 所示。 机组的负荷高于切换点时，小汽机可完全由低压蒸汽驱动，此时高压喷嘴不运 行，而低压调节阀动作；当机组负荷低于切换点时，低压蒸汽已经不能满足给水泵 的驱动要求，需要高压气源提供高参数的蒸汽，这时开始起源的切换过程，高压阀 门开始动作，来自锅炉的一部分新蒸汽直接由高压喷嘴组进入给水泵汽轮机。 图 4-6 是切换过程中高低压蒸汽流量分配的示意图。 由图中可以看出， 当机组负 荷高于切换点时，小汽机的汽源完全取自低压蒸汽，高压汽源停用。随着负荷的逐 渐下降，低压蒸汽的流量也逐渐减少。当负荷降至切换点时(图中 m 点)，低压喷嘴 组全部开启。随着负荷的进一步下降，高压阀门开启，小汽机的汽源有一部分为高 参数的新蒸汽，同时低压阀门仍然处于全部开启状态，即该小汽机的汽源中既有高 压蒸汽，也有低压蒸汽，两股参数不同的蒸汽分别在各自所对应的喷嘴弧段中膨胀 做功，并在调节级汽室中混合后再进入小汽轮机的各压力级推动叶轮做功。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 30 随着主汽轮机负荷的继续降低，虽然低压阀门保持全开，但低压蒸汽量依旧不 断减少(图中bn曲线)直至为零， 同时高压调节阀则逐渐开大， 高压蒸汽量不断增加(图 中 ms 曲线)，最后给水泵汽轮机全部由锅炉供汽(n 点)。 当负荷低于切换点时，此时开始切换抽汽源，即开始用新汽作为高压气源来推 动小汽轮机做功。随着负荷的进一步降低，小汽轮机的进汽参数也要求随之降低。 当小汽轮机的进汽参数需求值达到低压汽源的抽汽压力时，此时低压汽源的抽气量 变为零。此时低压管道上的逆止阀发挥作用，防止高压蒸汽流入低压管道影响主机 的工作效率。 所以可以看出，新汽内切换完全可以实现高低负荷甚至灵负荷的情况下，都能 保证顺利地驱动给水泵，大大地增加了机组的可靠性和安全性。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 31 5 岳阳电厂岳阳电厂 600mw 机组机组汽动泵变工况计算汽动泵变工况计算 5.1 岳阳岳阳电厂汽电系统简介电厂汽电系统简介 电厂汽电系统电厂汽电系统主要包括给水泵、驱动小汽轮机、配汽系统、控制 系统及相关管道、阀门等附件组成。电厂汽电系统中的控制部分是汽电系统的神经 中枢，对汽电系统的运行和保护起着至关重要的左右，常用汽电部分控制系统为 meh 系统，主要由控制机柜、操作盘、液压机构等部件组成。控制系统有锅炉自 动、转速自动和手动调节三种控制方式。 岳阳电厂 1 号机组为汽电系统中的小汽轮机和给水泵的基本情况如下表 5-1 所 示。从表 5-1 可以看出，岳阳电厂 1 号机组为 n600-16.7/538/538 型亚临界、一次 中间再热、四缸四排气、单轴、凝气、带八级回热抽汽汽轮机组。该机组的汽电系 统的参数如下： 给水泵汽轮机为杭州汽轮机股份有限公司制造型号为 nk63/71 的单 缸、轴流、反动式小汽轮机。总共有 11 级，工作转速为 2800-4960r/min 之间，额 定转速为 4608r/min,额定功率为 6293kw， 最大功率达 10000kw, 旋转方向为顺时针 即顺气流方向，排汽压力为 7kpa/13.5kpa (能力)。 汽电系统汽源分别来自再热器冷端再热抽汽和四段抽汽，冷的再热器冷端抽汽 压力为 3.38/3.83mpa，温度为 320.5/333；四段抽汽的压力参数为 1.0/1.3mpa, 68.3/380。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 32 表 5-1 岳阳电厂汽电系统基本情况表 给水泵为上海 ksb 泵业有限公司制造的型号为 chtc6/5 的三级卧式离心 泵。额定流量 1270m3/h，额定扬程为 2260m，最小流量为 292.28m3/h, 额定工作转 速为 4960rpm，效率介于 85%-83.5%。给水泵额定下（转速为 5028r/min）的性能参 数如下表所示： 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 33 表 5-2 给水泵额定工况下的性能参数表 5.2 小小汽轮机的汽轮机的变工况变工况计算计算 小汽轮机的抽汽来自于主机，抽汽推动小汽机的叶片转动做功带动给水泵转 动，将水沿着给水系统打入锅炉。所以小汽轮机的效率几何主机相关，还和汽电系 统的设备和具体运行环境紧密相关。下面来依次探讨小汽轮机的工作参数的确定和 计算方法66-73。 （1） 由能量守恒原理（即小汽轮机的输出功等于水泵的耗功）推出计算小汽 轮机的抽气量计算公式如下。 为给水泵出口水焓， 为给水泵入口水焓， 为小汽轮机入口蒸汽焓， 为小汽轮机的排汽焓， 为小汽轮机抽汽量， 为小汽轮机的机械效率，小汽轮机 排汽焓的数值可近似主汽轮机的末级排汽焓值。该机组经过水泵的工质水的平均比 热容 的计算公式为： 。 （2）根据相似理论确定新工况下对应的给水泵特性曲线和水泵效率，求得给水 泵的功耗 pp 后计算给水泵汽轮机在新工况下的内功率，即 （6-1） 式中 汽轮机给水泵组的机械效率。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 34 （3）小汽轮机的进汽参数确定 小汽轮机进汽的压力大小等于主机的抽汽压力值减去管道压损； 小轮机的进口蒸汽的焓值大小近似与抽汽的焓值相等。 （4）小汽轮机的排汽压力参数确定。小汽轮机的排汽压力取决于小汽轮机排汽 的去处，如果送到主汽轮机凝汽器，排气压力等于主凝汽器的工作压力加上排汽管 道的压损；如果排入自带的小凝汽器，排气压力就等于小凝汽器的工作压力。 （5）计算小汽轮机的理想功率 pt。理想功率 pt 等于进、排汽蒸汽的焓降和抽 气量的乘积。 （6）计算小汽轮机的内效率 。 （6-2） 按照上面的步骤依次算得给水泵汽轮机和给水泵的工作参数如下表所示： 表 5-1 小汽轮机工作参数计算结果 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 35 5.3 给水泵工作参数与主机流量的关系给水泵工作参数与主机流量的关系探讨探讨 5.3.1 当机组进行定压运行当机组进行定压运行和滑压运行工作参数计算和滑压运行工作参数计算 a0 点为设计工况，它的工作参数如下，求在 60%-100%的流量下给水泵的 转速。 流量 m3/h 扬程 m 效率 转速 r/min 流量变化范围 1400 2268 83% 5028 0.6q0q0 计算过程如下 【66】-【69】 ： （1）首先利用泵的流量-扬程曲线来确定出工况点1a； （2）由工况点1a的工作参数做出所有相似工况点组成的过原点的抛物线。 （3）1a为该相似曲线曲线与给水泵额定工况下特性曲线的交点，再通过已知的 水泵的性能曲线，确定出相交点 a1 的流量、效率、扬程。图中1a为流量为 90%的 额定工况下水泵的实际工况点。 由 a1 点的实际流量和扬程计算值可以得到通过此工 况的相似抛物线的方程为： 2 0.000976 v h q 扬程与流量的关系列表见图 5-1： 图 5-1 h 与 qv的关系表 将列表中各工况点的流量和扬程参数标到图 5-2 中，拟合出过 a1 点实际的相似 抛物线。相似曲线与水泵的转速性能曲线 n0 的交点 a1 极为 a1 的相似工况点。故 有相似定律，a1 和 a1 的流量和扬程参数满足如下关系： 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 36 图 5-2 给水泵变速调节 将已知了的参数代入， 可计算出 n1 的数值。 依此原理， 计算出在 60%-100% ecr 工况范围下给水泵的转速、流量和功率的大小，结果见如下表 5-2 所示。将计算的结 果数据用 excel 可以得出定压运行下流量与转速、 流量与给水泵转速的定性关系曲 线图 5-3，图 5-4 如下： 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 37 表 5-2 定压运行时的计算结果 图 5-3 定压运行转速与流量关系曲线 图 5-4 定压运行功率与流量关系曲线 同理在滑压运行条件下， 在 60%-100%额定给水负荷下计算出给水泵的工作参数 如下表 5-3 所示： 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 38 表 5-3 滑压运行下给水泵的工作参数计算结果 将流量和转速， 流量和功率的数值关系用 excel 拟合得到它们的定性关系曲线图 如下： 图 5-5 滑压运行时转速与流量定性关系曲线 图 5-6 滑压运行时给水泵轴功率与流量定性关系曲线 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 39 5.3.2 定速运行与变速运行经济性比较定速运行与变速运行经济性比较 当主机定压运行给水泵变速调节时工况点分别为 a1、a2、a3、a4 如图 6-5 所 示。当主机定压运行而通过调节泵的出口阀门的开度来进行流量调节时，这时候实 际上泵的管路性能曲线发生了改变，工作点依次变为 c1、c2、c3、c4。计算节流 调节下的工况点 c1、c2、c3、c4 的轴功率来和变速运行进行经济性比较。 图 5-5 截流调节与变速调节的比较 表 5-4 给水泵定速运行 为了适应负荷变化，定速泵通常是靠改变出口阀门的开度，采用节流的方法来 改变流量，这种方法实际上存在很大的能量损失，因为节流调节相当于增大了系统 的阻力损失。而如果通过改变转速来调节水泵的运行工况点，譬如采用变速调节给 水泵，则是通过调整变转速来调节流量的大小，来适应水泵的运行负荷的变化，就 可以避免节流损失，提高系统效率。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 40 可以看出，在同样的给水流量负荷条件下，运行压力不一样，给水泵所需的轴 功率明显地不一样。经分析比较得出：定压运行给水泵定速调节时水泵所需的轴功 率最大，定压运行水泵变速调节时水泵所需的轴功率居中，主机滑压运行泵变速调 节时给水泵所消耗的轴功率最小。由此可见，在满足相同的给水流量负荷条件，滑 压调节下水泵变速调节时给水泵的经济性最忧。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 41 6 总结与展望总结与展望 6.1 结论结论 本文围绕基于透平拖动的厂用汽电系统优化节能研究这一课题着重分析讨论了 汽电系统中的给水泵和驱动给水泵的小汽轮机在变负荷下的参数计算、汽源配置及 其切换情况。在变负荷运行条件下，在已知负荷和初压的前提下，利用流量-扬程曲 线和相似定律确定汽动泵在变负荷的效率，为机组的优化运行建立了理论基础。还 讨论了汽动泵的运行和调节特性，推导了变工况下汽动泵抽气量的计算公式。 通过上面的分析得到了一下的结论： （1）国内电厂给水泵一般有电动机驱动和小汽轮机驱动两种方式。对于 200mw 级别的机组，采用汽动泵可以提高机组整体的经济性，节约了厂用电，增加主机出 力，降低发电综合煤耗率，降低发电成本，提高电厂的经济效益，而且汽动泵运行 稳定性好，调节性能良好。一般情况下，200mw 级别以上的机组采用汽动泵可以完 全取代电动泵。 （2）本文利用相似定律和给水泵的性能曲线来确定变负荷条件下给水泵的各项 参数。同时利用能量平衡原理计算小汽轮机的抽气量和效率。提出了一系列计算公 式，将计算的结果和现场运行的数据对比，证明基本吻合，这些推导的公式对于电 厂汽电系统的热力计算有一定的工程应用意义。 （3）给水泵汽轮机运行的经济性不仅随着用电负荷的变动而有所改变，而且还 与主机运行方式相关。比较滑压运行和定压运行两种运行方式，得出以下结论：1） 滑压运行的扬程和功率要比定压运行时小，所以从给水泵的功耗来讲，滑压运行有 较好的经济性；2）在全工况范围，滑压运行比定压运行有着较高的给水泵效率;3) 给水泵在低负荷下运行时，需要对驱动的小汽轮机进行汽源切换，经分析，在 40% 时切换汽源，同时建议用再热器冷端蒸汽作为备用抽汽汽源。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 42 随着电厂发电效率的不断提升和汽电系统变工况下优化运行的研究的深入发展， 给水泵和给水泵汽轮机内部流动分析、小汽轮机的叶片走向和管道布局的研究均可 以提高汽电系统的经济性。 6.2 展望展望 由于课题研究时间短促，本人科研水平有限，本文对汽电系统在 60%-100%的额 定负荷范围下进行了给水泵和小汽轮机的各项参数计算，并推导出了一系列公式， 并讨论了在变工况下汽源的抽气量大小和切换情况。今后，可以在此基础上，研发 一套汽电系统的优化运行软件，在线进行监测和控制给水系统的运行，既提升了给 水系统的安全性，又提高了机组整体的经济性。同时还可以对整个热力系统的热力 循环过程进行进一步的理论研究，探讨基于给水泵拖动的厂用汽电系统的节能的热 力学原理。 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 43 致致 谢谢 短暂的两年半硕士生涯行将结束，回首过往的两年半的生活，心中满怀的是无 尽的不舍和感激之情。 在两年半的时间里，师从导师许国良获益颇多。他的谆谆教诲提升了我的学术 素养，拓展了我的专业视野，而他平易近人、为人随和的处事风格和潜心钻研、扎 实奋进的工作态度更是对我的为人处事留下了潜移默化的影响。本文也是在许老师 的悉心指导下完成，对于论文写作的技术问题许老师每次都是不厌其烦的解答，对 论文的成型更是提出了大量宝贵的意见。值此毕业之际，衷心地祝愿许老师身体健 康、工作顺利、家和万事兴。 还要借此机会感谢能源学院的全体老师，特别是工热系的黄素逸老师、罗小兵 老师、范爱武老师、杨昆老师、杨金国老师、邬田华老师、黄晓明老师、明廷臻老 师、靳世平老师等。您们提供的最优质专业课课程教学以及课外各种形式的指导帮 助同样让我在以后的工作和学习中受用终生。 最后要感谢实验室同窗学习的王慧芳师姐、王贤辉、彭烁、汪明君、张绍林、 李高才、谢梦茜。两年半的互相帮助、朝夕相处是我最美好的回忆！ 华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论华 中 科 技 大 学 硕 士 学 位 论 文文 44 参考文献参考文献 1 靖 长 财 , 刘 路 明 .350 mw 机 组 采 用 邻 机 电 源 启 动 方 式 分 析 j. 电 站 辅 机,2002(3):49250. 2 王中森. 国内外锅炉给水泵汽轮机的概况j.工业汽轮机，1991,（4） ：721 3 李维特，黄保海.汽轮机变工况热力计算m.中国电力出版社,2001 4 康松，杨建明，胥建群.汽轮机原理m.中国电力出版社,1992 5 沈士一，庄贺庆，康松，庞立云.汽轮机原理m.中国电力出版社,1992 6 江宁，陈行庚，曹祖庆.火电厂优化运行中汽轮机能损分析问题的讨论j.热力透 平,2004,3 7 李勇，曹祖庆.汽轮机超临界级的变工况核算方法分析及验证j.汽轮机技 术,1998,4 8 朱明善，刘颖，林兆庄，彭晓峰.工程热力学m.清华大学出版社,1994 9 庞麓鸣，汪孟乐等.工程热力学m.高等教育出版社,1980 10 沈维道，郑佩芝等.工程热力学m.人民教育出版社,1965 11 曹炳元，陆春洪，吴广云. 135mw 机组电动给水泵节电改造研究与实践，2004 12 崔璟，600mw 机组给水泵汽轮机的热经济性分析，华北电力大学，2007 13 李延雷，用于小型汽轮机排汽冷却的蒸发冷凝器设计，华北电力大学 14 bryan orchard.high pressure pumps for energy-efficient desal.world pumps，2007， (10)：3033 15 doug filker.pumps in power plants：life cycle approach ensures 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