300mw汽轮机热力计算1

1、.300MW汽轮机热力计算一、 热力参数选择1.类型：N300-16.67/537/537机组形式为亚临界、一次中间再热、两缸两气1.额定功率：Pel=300MW;高压缸排气压力prh=p2=3.8896MPa;中压缸排汽压力p3=p4=0.7979Mpa;凝汽器压力Pc=0.004698Mpa;汽轮机转速n=3000r/min;2.其他参数给水泵出口压力Pfp=凝结水泵出口压力Pcp=机械效率ni=发电机效率g=加热器效率h=3、 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：高压缸，riH= ;中压缸，riM= ；低压缸riL=4、 损失的估算主汽阀和调节汽阀节流压力

2、损失：p0=再热器压损Prh=0.1Prh=中压缸联合气阀节流压力损失Prh=0.02 Prh=中低压缸连通管压力损失ps=0.02ps=低压缸排气阻力损失pc=0.04pc=1、 汽轮机热力过程线的拟定1、在焓熵图上，根据新蒸汽压力p0= 和新蒸汽温度t0= ,可确定汽轮机进气状态点0（主汽阀前），并查的该点的比焓值h0= ,比熵s0= ,比体积v0=2、在焓熵图上，根据初压p0= 和主汽阀和调节气阀节流压力损失p0= 以确定调节级级前压力p0= p0-p0= ，然后根据p0和h0的交点可以确定调节级级前状态点1，并查的该店的温度t0= ，比熵s0= ，比体积v0=3、在焓熵图上，根据高压缸

3、排气压力prh= 和s0= 可以确定高压缸理想出口状态点为2t，并查的该点比焓值hHt= ,温度tHt= ,比体积vH=4、在焓熵图上，根据高压缸排气压力prh= 和再热器压损prh= 可以确定热再热压力prh=prh-prh= ,然后根据prh和再热蒸汽温度tth= 确定中压缸进气状态点为3（中压缸联合气阀前），并查的该点的比焓值hrh= 比熵3rh= ,比体积vrh=5、在焓熵图上，根据热再热压力prh= 和中压缸联合气阀节流压力损失prh= ，可以确定中压缸气阀后压力prh=prh-prh= 然后根据prh与hrh的交点可以确定中压缸气阀状态点4，并查得该点的温度th= ,比熵srh=

4、比体积vrh= 若将中、低压缸的热力过程线分别用直线画出，则进行如下步骤： 在焓熵图上，根据中压缸排气压力ps= 和srh= 可以确定中压缸理想出口状态点5t,并查得该点比焓值hmt= ,温度tMt= ,比体积vMt= ,由此可以得到中压缸理想比焓降HtM=hrh-hmt= ,进而可以确定中压缸实际比焓降HiM=HtM-riM= ,再根据hrh、HiM和ps可以确定中压缸实际出口状态5，并查得该点比焓值hs= ，温度ts= ,比体积vs= ss= 在焓熵图上，根据中压缸排汽压力Ps= 和中低压缸连通管压力损失ps= ;可以确定低压缸进气Ps=Ps-ps= ,然后根据Ps和中压缸排汽比焓hs可以

5、确定低压缸进气状态点6，并查得该点的温度ts= ,比熵ts= ,比体积vs= 在焓熵图上，根据凝汽器压力pc= 和低压缸排气阻力损失pc= 可以确定低压缸排气压力pc=pc+pc= 在焓熵图上，根据凝汽器压力pc= 和ss= 可以确定低压缸理想状态出口状态点7t，并查得该点比焓值hct= ,温度tct= ，比体积vct= ，干度xct= 。由此可以得到汽轮机低压缸理想比焓降HtL=hs- hct= ,进而可以确定低压缸实际比焓降HiL=HtL*riL= ,再根据hs、HiL和pc可以确定低压缸实际出口状态7，并查得该点比焓值hc7= ,温度tc7= ,比体积vc7= ，干度xc7= 按顺序用直

6、线链接0、1、2、3、4、5、6、7点，可得到该机组在该设计工况下的近似热力过程线。若将中、低压缸的过程线画为一条圆滑曲线，则在前面步之后进行如下步骤： 在焓熵图上，根据凝汽器压力pc= 和低压缸排汽阻力损失pc= ，可以确定低压缸排汽压力pc=pc+pc= 在焓熵图上，根据凝汽器压力pc= 和srh= 可以确定低压缸理想出口状态为5t，并查得该点比焓值hct= ,温度tct= ,比体积vct= ,干度xct= 。由此可以得到汽轮机中、低压缸实际比焓降HiML=HtML *riML= ,再根据hrh、 HiML、和pc可以确定低压缸实际出口状态点5，并查得该点比焓值hc5= ,温度tc5= ,

7、比体积vc5= ,干度xc5= 若不考虑低压缸末级余速损失，直接到下一步骤，若考虑低压缸末级余速损失，则需计算hc2=0.02*HtML= ,然后沿压力线下移pc下移得6点，并查得该点比焓值hc6= ,温度tc6= ,比体积vc6= ,干度xc6= 则用直线连接4、5点，在中间7点中间处沿压力线下移7KJ/Kg 得7点，光滑连接4、7、5点，则由0.1.2.3.4.7.5连接的线即为该机组在设计工况下的近似热力过程线。拟定的热力过程线如下2、 汽轮机进汽量计算设，设计功率为300MW，则3、 抽汽会热系统热平衡初步计算1. 给水温度的选取根据初压，可以求得对应下的饱和水温，则给水温度2. 回热

8、抽汽级数的选择选择8段回热抽汽，采用“三高、四低、一除氧”的形式，高压加热器采用内置式蒸汽冷却器和内置式疏水冷却器，抵押加热器采用内置式疏水冷却器；高压加热器疏水手机方式为逐级自流到除氧器，低压加热器疏水收集方式为逐级自流到凝汽器(也可根基设计需要在最后几级选择一个或两个疏水泵)。其加热器(包括除氧器)的编号从抵押到高压一次排列，为1、2.8号。给水泵驱动方式为汽动。拟定的原则性热力系统图如图所示3. 除氧器工作压力的选择除氧器滑压运行，在设计工况下工作压力选为？4. 各加热器汽水参数计算已知：高压加热器上端差低压加热器上端差各段抽气压损给水温度凝汽器压力对应下的饱和水温，即凝结水温度除氧器工

9、作压力对应下的饱和水温,即除氧器水箱出口水温由等温升法可得58号低压加热器水侧温升为，其中凝结水泵及轴封加热器温升取1。（1）8号低压加热器8号低压加热器入口水温；8号低压加热器出口水温；由凝结水泵出口压力和可得8号低压加热器入口水比焓；由凝结水泵出口压力和可得8号低压加热器出口水比焓；8号低压加热器凝结段的饱和水温度；8号低压加热器汽侧工作压力；8段抽汽压力；8号低压加热器疏水温度；8号低压加热器疏水比焓。（2）7号低压加热器。7号低压加热器入口水温；7号低压加热器出口水比焓；7号低压加热器出口水温；由凝结水泵出口压力和可得7号低压加热器出口水比焓；7号低压加热器凝结段的饱和水温度；7号低压

10、加热器汽侧工作压力；7段抽汽压力；7号低压加热器疏水温度；7号低压加热器疏水比焓。（3）6号低压加热器。6号低压加热器入口水温；6号低压加热器出口水比焓；6号低压加热器出口水温；由凝结水泵出口压力和可得6号低压加热器出口水比焓；6号低压加热器凝结段的饱和水温度；6号低压加热器汽侧工作压力；6段抽汽压力；6号低压加热器疏水温度；6号低压加热器疏水比焓。（4）5号低压加热器。5号低压加热器入口水温；5号低压加热器出口水比焓；5号低压加热器出口水温；由凝结水泵出口压力和可得5号低压加热器出口水比焓；5号低压加热器凝结段的饱和水温度；5号低压加热器汽侧工作压力；5段抽汽压力；5号低压加热器疏水温度；5

11、号低压加热器疏水比焓。（5）1号高压加热器根据给水温度，可以得到1号高压加热器出口水温；由给水泵出口压力和可得1号高压加热器出口水比焓；1号高压加热器凝结段和饱和水温度；1号高压加热器汽侧工作压力；1段抽汽压力；（6）2号高压加热器一般将高压缸的排汽的一部分作为2段抽汽，所以2段抽汽压力；2号高压加热器汽侧工作压力；2号高压加热器凝结段的饱和水温度；2号高压加热器出口水温；由给水泵出口压力和可得2号高压加热器出口水比焓；1号高压加热器疏水温度；1号高压加热器疏水比焓；（7）3号高压加热器为了降低再热器后抽汽的参数，灵活应用等温升法，使2号高压加热器温升是3号高压加热器的1.5倍，即，若给水泵温

12、升取，则；可得；由给水泵出口压力和可得3号高压加热器出口水比焓；由给水泵出口压力和可得3号高压加热器入口水比焓；3号高压加热器凝结段的饱和水温度；3号高压加热器汽侧工作压力；3段抽汽压力。3号高压加热器疏水温度；3号高压加热器疏水比焓。2号高压加热器疏水温度；2号高压加热器疏水比焓。（8）除氧器除氧器工作压力；水温；四段抽汽压力,出口水比焓。拟定的各回热加热器汽水参数下表所示。300MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数表项目单位H1H2H3H4（HDH5H6H7H8SGC回热抽汽抽汽压力抽汽温度抽汽比焓值抽汽压损加热器汽侧压力下的饱和水比温下的饱和水比焓抽汽放热疏水上端差下端差疏水温度疏水比焓疏水放

13、热水侧加热器出口水温加热器水侧压力加热器出口水比焓给水比焓升*表示给水泵后比焓值5. 回热系统热平衡初步计算（1）1号高压加热器。1号高压加热器平衡如图所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程（2）2号高压加热器。2号高压加热器平衡如图所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程（3）3号高压加热器。3号高压加热器热平衡图如图7-21所示，根据表面式加热器热平衡器原理可列出方程（4）除氧器。除氧器热平衡图如图7-22所示。根据混合加热式热平衡原理可列出方程（5）5号低压加热器。5号低压加热器热平衡图如图7-23所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程（6）6号低压加热器：6号低压加热器热平衡

14、图如图7-24所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程（7）7号低压加热器。7号低压加热器热平衡图如图7-25所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程（8）8号低压加热器。8号低压加热器热平衡图如图7-26所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程4、 阀杆漏气量、轴封漏气量和给水泵汽轮机用汽估算（1）阀杆漏气包括主汽阀及调节汽阀阀杆漏气和中压缸联合气阀漏气，可根据相应状态的公式计算出漏气量，前者约为总汽量的1%，后者约为总进气量的0.4%。（2）轴封漏气包括高压缸后轴封漏汽和中压缸后轴封漏汽，可根据相应状态对应的公式计算出漏汽量，前者约为总进汽量的1.3%，后者约为总进汽量的0.1%。（

15、3）给水泵汽轮机用汽量5、 调节级的选择和计算(一) 基本参数(1) 调节级的形式为单列调节级(2) 调节级的比焓降为(3) 调节级的速比(4) 调节级平均直径(5) 调节级的反动度(6) 部分进气。由确定调节级的叶高和部分进汽度，须使与之和为最小，求得(7) 气流出口角和。设计中选用亚音速喷嘴叶栅，其型号为，有关参数为：相对节距进气角出气角(8) 动叶栅选用型号TP-2，有关参数：相对节距进气角出气角具体上，设计中选取喷嘴汽流出汽角，动叶汽流出汽角。(二) 调节级详细计算1、 喷嘴部分的计算（1） 调节级的进口参数及调节级的滞止理想比焓降。调节级进口参数即为高压缸进口参数，由于进口调节级的汽

16、流速度很小，可以近似认为滞止参数与进口参数相等。由拟定热力过程线的步骤可得：，由前面选取其理想比焓降为。（2） 调节级进气量。取进入高压缸前各种阀门及连接处漏气量故进入调节级的汽量为则调节喷嘴流量（3）平均反动度的确定（4） 喷嘴的滞止理想焓降（5） 喷嘴出口汽汽流速度与式中喷嘴速度系数（6） 喷嘴出口等比熵出口参数、。由和求出喷嘴出口理想比焓降为该过程为等比熵膨胀过程，由、查水蒸气h-s图得出口比体积，喷嘴出口压力。（7） 喷嘴压比由此可知，喷嘴中为亚音速汽流，采用渐缩喷嘴，选喷嘴型号为、。（8） 喷嘴出口面积。因为喷嘴中是亚音速流动，故为式中喷嘴流量系数。（9） 级的假想速度（10） 记得

17、圆周速度（11） 喷嘴高度为了设计制造方便，取喷嘴的计算高度为整数值，这里取（12） 膨胀损失（13） 喷嘴出口比焓值由、查得，。（14） 求动叶进口汽流相对速度和进汽角2、 动叶部分计算（1） 动叶出口相对速度和式中动叶速度系数，由与与的关系曲线（图A-1）查得。（2） 动叶等比熵出口参数与由，查得，动叶出口压力。（3） 动叶出口面积式中动叶流量系数动叶进口流量，未考虑叶顶漏气量，即取。（4） 动叶高度。由、可知，进出口比体积相差不大，故可取，根据喷嘴高度有式中叶顶盖度，取叶根盖度，取（5） 动叶汽流出口角式中，因此根据动静叶的工作条件和配对要求，动叶型号选用型（6） 作动叶出口速度三角形。

18、由、确定速度三角形（7） 动叶损失（8） 动叶出口比焓值由查的=6.4446 KJ/（kg·K），=0.0258846（9） 余速损失（10） 轮周损失（11） 轮周有效比焓降（12） 轮周效率调速后余速不可利用，系数为（13） 校核轮周效率，误差在允许范围内。3、 级内其他损失的计算(1) 叶高损失(2) 扇形损失(3) 叶轮摩擦损失由前面，(4) 部分进汽损失鼓风损失斥汽损失式中喷嘴级数，取6故有所以(5) 级内各项损失之和(6) 下一级入口参数由查的4、 级效率与内功率的计算（1）级的有效比焓降（2）级效率（3）级的内效率6、 压力级的级数确定和比焓降分配(一) 高压缸1. 进

19、入高压缸第一压力级的流量式中高压缸平衡环漏气，估计为1.5%2. 高压缸第一压力级直径3. 高压缸末级直径的确定4. 高压缸非调节级级数的确定（1）直径和速比变化规律确定。汽轮机非调节级级数的确定，可以采用图解法。具体的做法就是在坐标纸上，画出横坐标AB表示本汽缸第一压力级和最后一级之间的中心距离，AB的长度可以任意选择；纵坐标以AC表示本汽缸第一压力级的平均直径，AE表示第一级的速比，BD表示最后一级平均直径，BF表示最后一级的速比；同样，用一条逐渐上升的光滑曲线把C,D两点连接起来，该曲线就表示各级平均直径的变化规律。先预分7级，即将AB等分为6段，在等分点做垂直线与CD，EF相交，根据比

20、例计算垂线的长度，拟定的各段平均直径与速比如表7-13所示。表7-13拟定的非调节级各段平均直径与速比值分段号0-01-12-23-34-45-56-6直径7808218629039449851026速比0.5880.59420.60040.60660.61280.6190.6252（2）求各段等分点的理想比焓降计算得出各段的平均理想比焓降值如7-14所示。表7-14 拟定的高压缸各段的理想比焓降值分段号0-01-12-23-34-45-56-6比焓降21.6723.5325.427.3129.2531.2133.19（3）求各段等分点的平均理想比焓降，则（4）计算高压缸压力级的级数。则（5）

21、校核重热系数a。则（6）级数确定。得到高压缸非调节级为12级，将AB线等分为11等分，在原假定的平均直径和速比变化线CD，EF上，读出每级的直径及速比，如表7-15所示。表7-15 高压缸各非调节级平均直径与速比值级序号123456直径780802825847869892速比0.5880.59140.59480.59810.60150.6049级序号789101112直径91493795998110041026速比0.60830.61170.61510.61840.62180.6252（7）高压缸各级比焓降分配计算得出高压缸各非调节级理想比焓降值如表7-16所示。表7-16 高压缸各非调节级理

22、想比焓降值级序号123456比焓降21.6722.6723.71724.71725.7226.80级序号789101112比焓降21.6927.8328.92329.96331.01332.135. 将各级比焓降画在h-s图上校核并修改在h-s图中拟定的热力过程线上逐级做出各级比焓降，如最后一级的背压不能与应有背压重合，则需要修改。调整后的高压缸各非调节级平均直径，速比及比焓降分配如表7-17所示。表7-17 高压缸各非调节级平均直径及比焓降分配级序号123456直径d1（mm）速比xai比焓降hti（KJ/kg）调整后比焓降hti（KJ/kg）级后压力pi（MPa）级序号789101112直

23、径d1（mm）速比xai比焓降hti（KJ/kg）调整后比焓降hti（KJ/kg）级后压力pi（MPa）(二) 中压缸1.进入中压缸第一压力级的流量G2=G1z-2G0-Gsg1-Gv2+G11=821.66-911.3×0.08216-911.3×0.017+911.3×0.015=206.92kg/s2. 中压缸第一压力级直径dM1=60G2xav1te2nlnn1-msin1=60×206.92×0.577×0.12121×3.142×3000×103×10-3×0.97

24、5;1-0.459×0.3421=1081mm3.中压缸末级直径的确定G2z=G2-3G0=197.18kg/sdMz=G2zv2zMc2sin2=197.18×0.3407082×7.53.14×95=1300mm4.中压缸级数的确定（1）直径和速比变化规律确定。先预定7级，即将AB等分6段，在等分点做垂直线与CD、EF相交，根据比例计算垂线的长度，即为各分段的直径和速比，如表7-18所示。表7-18 拟定的中压缸各段平均直径和速比值分段号0-01-12-23-34-45-56-6直径d1（mm）速比xai（2）求各等分点的理想比焓降hti。则hti=

25、12.3245×d1xai2计算得出中压缸各段理想比焓降如表7-19所示。 拟定的中压缸各段理想比焓降值分 段 号0-01-12-23-34-45-56-6比焓降hti（kJ/kg）（3）求BD上各等分点的平均理想比焓降ht。则ht=hti7=49.6kJ/kg（4）计算中压缸压力级的级数。则z=Htp(1+a)ht=433.13×(1+0.03)49.69（5）校核重热系数a。则a'=Ka1-ri'Htpz-1z=4.8×10-4×3129.18-3104.61×89=0.01061=a'-a''a&#

26、39;=0.01061-0.030.01061>1%z=Htp(1+a')ht=433.13×(1+0.01061)49.69a''=Ka1-ri'Htpz-1z=4.8×10-4×3129.18-3104.61×89=0.01061=a''-a'a''=0.01061-0.010610.01061<1%（6）级数确定。得到中压缸为9级，将AB线等分为8等分，在原假定的平均直径和速比变化线CD、EF上，读出每级的直径及速比，如表7-20所示。表7-20 中压缸各级平均直径

27、与速比值级序号12345直径d1（mm）速比xai级序号6789直径d1（mm）速比xai（7）中压缸各级比焓降分配。则hti=12.3245×d1xai2计算得出中压缸各级比焓降如表7-21所示。表7-21 中压缸各级比焓降级序号12345比焓降hti（kJ/kg）级序号6789比焓降hti（kJ/kg）5.将各级比焓降画在h-s图上校核并修改修正后的中压缸各级平均直径及比焓降分配如表7-22所示。表7-22 中压缸各级平均直径及比焓降分配级序号12345直径d1（mm）速比xai比焓降hti（KJ/kg）调整后比焓降hti（KJ/kg）级后压力pi（MPa）级序号6789直径d1

28、（mm）速比xai比焓降hti（KJ/kg）调整后比焓降hti（KJ/kg）级后压力pi（MPa）(三) 低压缸1.进入低压缸第一压力级的流量G3=G2z-4G0-xDTG0-Gsg22=89.18kg/s2.低压缸第一压力级直径dL1=60G3xav1te2nlnn1-msin1=60×89.18×0.648×0.41405931×3.142×3000×86×10-3×0.97×1-0.405×0.2267=1824mm3.低压缸末级直径的确定G3z=G3-5+6+7+8G02=71.87kg

29、/sdLz=G3zv3zLc2sin2=71.87×23.1178×3.073.14×250=2549mm4.低压缸级数的确定（1）直径和速比变化规律确定。先预分7级，即将AB等分6段，在等分点做垂直线与CD、EF相交，根据比例计算垂线的长度，即为各分段的直径，同样获得各分段速比的值。表7-23 拟定的低压缸各段平均直径和速比值分段号0-01-12-23-34-45-56-6直径d1（mm）速比xai（2）求各等分点的理想比焓降htihti=12.3245×d1xai2计算得出低压缸各级比焓降如表7-24所示。表7-24 拟定的低压缸各段比焓降分段号0-

30、01-12-23-34-45-56-6比焓降hti（kJ/kg）（3）求各等分点的平均理想比焓降htht=hti7=117.49kJ/kg（4）计算低压缸压力级的级数z=Htp(1+a)ht=870.5×(1+0.05)117.948（5）校核重热系数aa'=Ka1-ri'Htpz-1z=4.3×10-4×(2373.9-2258.68)×78=0.04404=a'-a''a'=0.04404-0.050.04404>1%（）（）“-4.3X10-4X（2373.9-2258.68）X780.0440

31、4=丨-'丨1%（6）级数确定。得到低压缸为8级，将AB线等分为7等分，在原假定的平均直径和速比变化线CD、EF上，读出每级的直径及速比，结果如表7-25所示。表7-25 低压缸各级平均直径、速比值级序号12345678直径di(mm)18241842187018951936203322282549速比xai0.6480.6510.6540.6570.660.00630.6660.669（7）低压缸各级比焓降分配hti=12.3245X(dixai)2计算得出低压缸各级比焓降如表7-26所示。表7-27低压缸各级平均直径及比焓降分配级序号12345678直径di(mm)18241839

32、186419001965205521892549速比xai0.6480.6510.6540.6570.660.00630.6660.669比焓降hti(kJ/kg)97.6598.67100.76102.53106.05115.88137.92178.92调整后的比焓降hti(kJ/kg)101.34102.36104.46106.23109.74119.58141.62182.61级后压力pi(MPa)0.5340.33850.2170.1350.06590.025670.01460.00567、 抽气压力调整表7-12中的回热抽气压力是在理想情况下确定的。它是由凝结水温、加热器的等温升、加

33、热器端差和抽气管路压损等设定的条件决定的。表7-17、表7-22、表7-27中各级前后的眼里是机组级数和各级理想焓降合理分配完毕后的最终值。理论抽气压力要由相邻的级间压力代替。因此需要调整各回热抽气压力，调整后的结果如表7-28所示。表7-28调整后的各级回热抽气压力加热器编号H1H2H3H4H5H6H7H8调整前抽气压力（MPa）5.923.6221.640.810.43680.19550.077660.026调整后抽气压力（MPa）5.9283.62216.40.810.33850.1350.06590.02567位置9级后高排18级后中排24级后26级后27级后28级后8、 重新列汽水参

34、数表根据调整后的各回热抽气压力，可重新确定各台回热加热器的汽水参数，如表7-29所示。表7-29 300MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数表项目单位H1H2H3H4(HD)H5H6H7H8SGC回热抽气抽气压力pjMPa5.9283.6221.640.810.33850.1350.06590.02567-0.00539抽气温度tj383317433335232140X=0.99X=0.953-34.2抽气比焓值hjKJ/kg3137.63020.53325.73130.62929.72753.52635.62508.2-2386.8抽气压损pj%66666666-加热器汽侧压力pj'MPa

35、5.57233.40471.54160.76140.31820.12690.06190.024130.095-pj'下的饱和水温tbj270.77240.96199.59168.38135.56106.4386.7764.2098.132.2pj'下的饱和水比焓KJ/kg1189.11042.2850.52712.00570.06446.21363.38268.68411.52143.3抽气放热qjKJ/kg2068.52144.022573.862418.72471.522378.32355.162337.22-疏水上端差j-1.60002.82.82.82.8-下端差j5.

36、65.65.605.65.65.65.6-疏水温度twj（疏水冷却器出口水温）246.56205.19177.38168.38109.2389.5767.0040.84-疏水温度hwj（疏水冷却器出口比焓）KJ/kg1069.1876.48751.84712.00458.18375.20280.44170.95-疏水放热jKJ/kg-192.62124.64-82.9894.76109.46-水侧加热器出口水温twj272.37240.96199.59171*/168.4132.76103.6283.9761.4035.234.2加热器水侧压力pwMPa19.8219.8219.820.752

37、1.731.731.731.731.73-加热器出水比焓hwjKj/kg149.1186.06120.88153.15123.4782.6694.53109.365.73143.3给水比焓升jKj/kg149.1186.06120.88153.15123.4782.6694.53109.365.73143.3轴封和阀杆漏气进口比焓hsgjKj/kg149.1186.06120.88153.15123.4782.6694.53109.365.73143.3比焓降hsgjKj/kg-3396.133537.743019.95-数量份额sgj%-121e-40.004060.01215-*表示给水泵

38、后比焓值9、 汽轮机各部分汽水流量和各项经济指标计算1. 重新计算汽轮机各抽气量（1）1号高压加热器。1号高压加热器热平衡图如图7-27所示，根据表面是加热器热平衡原理可列出方程1=fw1/hq1=0.0735374642968137（2）2号高压加热器。2号高压加热器热平衡图如图7-28所示，根据表面是加热器平衡原理可列出方程2=fw1/h-12-sg1hsg1q2=0.081825202（3）3号高压加热器。3号高压加热器热平衡图如图7-29所示，根据表面是加热器平衡原理可列出方程3=fw3/h-（1+2）3-sg2hsg2q3=0.036058215（4）除氧器。除氧器热平衡图如图7-3

39、0所示，根据混合式加热器热平衡原理可列出方程4=fw（hwd-hw5）/h-（1+2+3+sg1+sg2)（hwd3-hw5）-sg3(hsg3-hw5)h4-hw5=0.0344c4=1-1-2-3-4-sg1-sg2-sg3=0.757847963（5）5号低压加热器。5号低压加热器热平衡图如图7-31所示，根据表面式加热器平衡原理可列出方程5=c45/hq5=0.038633046（6）6号低压加热器。6号低压加热器热平衡图如图7-32所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程6=c46h-56q6=0.025527442（7）7号低压加热器。7号低压加热器热平衡图如图7-33所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程7=c47h-（5+6）7q7=0.02846112（8）8号低压加热器。8号低压加热器热平衡图如图7-34所示，根据表面式加热器热平衡原理可列出方程8=c48h-（5+6+7）8q8=0.031816979c=c4-5-6-7-8-xq=0.05950093782. 汽轮机汽耗量计算及流量校核（1）做功不足系数的计算(2) 汽轮机的汽耗量计算并校核=916.81t/h设计合格（3） 汽轮机功率核算=303756.75KW设计基本合格3. 汽轮机热耗量 热耗率=24201065535KJ/h7971.718kJ