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600MW机组给水泵汽轮机的热经济性分析


华北电力大学(保定) 硕士学位论文 600MW机组给水泵汽轮机的热经济性分析 姓名:崔璟 申请学位级别:硕士 专业:动力工程 指导教师:张春发;王彦刚 20071215

华北电力大学工程硕士学位论文摘要





随着电网容量和电网负荷峰谷差的增大,要求更大功率的机组参与调峰运行,


例如300MW甚至600MW的大容量火力发电机组作为或设计为调峰机组。这就要 求机组不仅在设计工况下具有良好的经济性,在其它变工况时也具有良好的经济 性。本文利用给水泵的额定转速性能曲线和相似理论,针对600MW机组汽动给水 泵在不同负荷下的变工况计算,指出汽动给水泵在变工况范围内有较高的经济性; 同时对机组定压运行和滑压运行作出比较,把计算出的给水泵消耗的功率作为己知
条件,确定小汽轮机在怎样的工况下具有较高的效率。对实际运行具有~定的指导 意义。

关键词:变工况,相似理论,功率,效率

ABSTRACT

With

the increase of electricity capacities and the change between load peak age
are

and

bottom of grid,larger capacity units
that

required to include in the load
as

adjustment,such adjustment.

300MW

unit

or

600MW

unit is used

units participating in the load

Then more demands not only

hi曲efficiency

in design condition but also in variable
curves

condition was proposed.This paper introduces the

of operation characteristics of

boiler feed water pump and the similarity theory,and variable condition calculations in various partial-load of steam-turbine-driven

pump in

600MW

unit are

proceeded.

Thermal efficiency in variable conditions for steam??turbine??driven pump is high and comparing between
capacity of boiler
constant pressure and sliding pressure is carried out.Based on the

feed

water pump,thermal efficiencies

in

various conditions are

calculated,which is meaningful to the operation optimization.

Cui Jing(power engineering) Directed by prof.Zhang Chunfa Senior Engineer

Wang

Yan’gang

KEY WORDS:variable condition,similarity theory,power,efficiency

华北电力大学工程硕士学位论文摘要





随着电网容量和电网负荷峰谷差的增大,要求更大功率的机组参与调峰运行,

例如300MW甚至600MW的大容量火力发电机组作为或设计为调峰机组。这就要 求机组不仅在设计工况下具有良好的经济性,在其它变工况时也具有良好的经济 性。本文利用给水泵的额定转速性能曲线和相似理论,针对600MW机组汽动给水 泵在不同负荷下的变工况计算,指出汽动给水泵在变工况范围内有较高的经济性; 同时对机组定压运行和滑压运行作出比较,把计算出的给水泵消耗的功率作为己知
条件,确定小汽轮机在怎样的工况下具有较高的效率。对实际运行具有~定的指导 意义。

关键词:变工况,相似理论,功率,效率

ABSTRACT

With

the increase of electricity capacities and the change between load peak age
are

and

bottom of grid,larger capacity units
that

required to include in the load
as

adjustment,such adjustment.

300MW

unit

or

600MW

unit is used

units participating in the load

Then more demands not only

hi曲efficiency

in design condition but also in variable
curves

condition was proposed.This paper introduces the

of operation characteristics of

boiler feed water pump and the similarity theory,and variable condition calculations in various partial-load of steam-turbine-driven

pump in

600MW

unit are

proceeded.

Thermal efficiency in variable conditions for steam??turbine??driven pump is high and comparing between
capacity of boiler
constant pressure and sliding pressure is carried out.Based on the

feed

water pump,thermal efficiencies

in

various conditions are

calculated,which is meaningful to the operation optimization.

Cui Jing(power engineering) Directed by prof.Zhang Chunfa Senior Engineer

Wang

Yan’gang

KEY WORDS:variable condition,similarity theory,power,efficiency

华北电力大学工程硕士学位论文

主要符号表
qv-给水泵流量,m3/h H一给水泵扬程

P一给水泵功率
n_给水泵转速
qp_-给水泵效率

p4们一给水泵出口压力 以,一给水泵入121压力 Jjl4柚一给水泵出121水焓 以,一给水泵入121水焓 ^,一小汽轮机入口蒸汽焓 JIl。一小汽轮机的排汽焓 D.一小汽轮机抽汽量 巩一小汽轮机的机械效率 Q。一具有中间抽头时,给水泵的当量流量 Q’一级间抽水量 Pi一小汽轮机的内功率

P卜小汽轮机的理想功率
D2和D2,_实物和模型叶轮的外径

11v、Tlk、11,泵的容积效率、水力效率、机械效率;带’的表示模型泵的值
Hst_管道静扬程 Pb一锅炉汽包内的压力 △Z一锅炉汽包水位与给水泵轴线之间的水位差,为定值,m p_工质密度,kg/m3 △P一表示水在泵和锅炉汽包之间的管道、阀门、高压加热器、省煤器等部件内
流动的压损,MPa

Po一主汽轮机主汽门前蒸汽压力,MPa AP’一蒸汽在锅炉汽包与主汽轮机之间管道、阀门、过热器等部件内流动时的
压损,MPa

PI一小汽轮机低压进汽压力

华北电力大学工程硕士学位论文

tl一小汽轮机低压进汽温度
Ll一低压调门开度 P2一小汽轮机排汽压力

11广小汽轮机效率

户 声



本人郑重声明:此处所提交的硕士学位论文《600MW机组给水泵汽轮机的热经济 性分析》,是本人在华北电力大学攻读硕士学位期间,在导师指导下进行的研究工作和 取得的研究成果。据本人所知,除了文中特别加以标注和致谢之处外,论文中不包含其 他人已经发表或撰写过的研究成果,也不包含为获得华北电力大学或其他教育机构的学
位或证书而使用过的材料。与我一同工作的同志对本研究所做的任何贡献均已在论文中 作了明确的说明并表示了谢意。

学位论文作者签名:

鉴盘



关于学位论文使用授权的说明

本人完全了解华北电力大学有关保留、使用学位论文的规定,即:①学校有权保管、 并向有关部门送交学位论文的原件与复印件;②学校可以采用影印、缩印或其它复制手 段复制并保存学位论文;③学校可允许学位论文被查阅或借阅;④学校可以学术交流为 目的,复制赠送和交换学位论文;⑤同意学校可以用不同方式在不同媒体上发表、传播学
位论文的全部或部分内容。

(涉密的学位论文在解密后遵守此规定)

作者签名:


导师签名:

期:

址一



期:壁垄!墨!!J

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第一章

引言

1.1给水泵驱动方式发展概况
随着汽轮发电机组单机容量和蒸汽参数的提高,电站的热经济性不仅依赖机组 本身的效率,而且还依赖于系统中辅机的配置和运行方式。随着电网容量的迅速增 大,昼夜之间负荷的差值也愈来愈大,大机组参加调峰的问题也迫在眉睫。因此, 除了要求机组在额定工况下有较好的经济性,还要求在整个部分负荷范围内效率变 化平稳,有尽量好的经济性。为了适应汽轮机的变压运行和滑压启动方式,给水泵 的运行方式也由原来的定速运行改为变速运行,故给水泵的驱动方式【l】也需做相应
的改变。 给水泵可以有以下三种驱动方式:

1.1.1电动机驱动
这种驱动方式由给水调节阀控制流量;也可由电动机经液力耦合器后驱动给水 泵;由液力耦合器改变水泵转速调节给水流量;或采用其它变速装置控制电机转速 以驱动给水泵。电动机驱动方式的特点是装置简单,工作可靠,成本较低。但当机 组功率增大后,由于电动机、变压器、自动控制设备的容量要相应增大,整个装置 的成本增大。目前生产的驱动给水泵的电动机功率大多不超过6000kW,因此限制了 这种驱动方式在大功率汽轮发电机组中的应用。 可变转速的联轴器有液力耦合器、调速离合器等。目前国内应用最广、技术最 成熟的产品是液力耦合器。液力耦合器是由一个与原动机相连接的泵轮和一个与工
作机组相连接的涡轮以及一个将以上两个叶轮包容起来的外壳组成,并在其中充满 工作油,原动机的功率通过泵轮传递给工作液体,获得能量的液体驱动涡轮旋转,

将功率传给工作机,实现功率的传递。耦合器传扭能力的大小与其工作腔液体充满 度有关,当全充满时传扭能力最大,当不充油时就不传递扭矩。所以只调节工作腔 中工作油的充满度,就可以无级调节耦合器的传扭能力,也可无级调节输出转速。

1.1.2主汽轮机驱动
这种驱动方式有多种形式,如将主汽轮机的转轴与给水泵的轴直接联接,或液 力偶合器与给水泵的轴联接。为了适应水泵向高速化方向发展的需要,也有采用主 汽轮机转轴经液力偶合器,再经增速箱驱动给水泵。在60年代初期,主汽轮机驱 动曾获得较多的应用。

1.1.3给水泵汽轮机驱动


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随着汽轮发电机组单机容量及蒸汽参数的不断提高,设置独立的与主汽轮机分 离的汽轮机(简称给水泵汽轮机)驱动给水泵已逐渐成为大功率机组中应用最多的
驱动方式。

汽轮机调速是一种没有任何能量损失的方法,但是要把电动泵改为汽动泵,应考虑 是否有合适的汽源,如何处理小汽机排汽以及是否有合适的安装场所等由于小汽机的 效率低于大型汽轮机,因此需做技术经济比较。 图1.1为给水泵不同驱动方式耗功的比较图。从图中可知,给水泵汽轮机驱动 是三种变速驱动中最经济的驱动方式。



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给 水 泵 耗功

.........................................................J\ 摹▲ 摹▲ \

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(c)

辟蛋鬃忙嚣 聪*船蒋繇_ra暖

损失

损失 (a)

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水泵耗功

群忙
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液力联轴器增速籍 损失 损失
fb'



∞ (讨

100

H%)

图1-1给水泵不同驱动方式耗功的比较

(a)电动机驱动;(b)汽轮机驱动;(c)给水泵耗功曲线 卜电动机驱动;2一主汽轮机驱动;3一给水泵汽轮机驱动
技术经济比较的结果表明,400MW以上机组采用汽动给水泵,经济性得到明 显提高,且投资省,电站布置简单。当功率在250MW以下时,则采用电动给水泵 较为有利。国外许多公司常以300MW为分界线,大于300MW采用汽动给水泵; 反之则采用电动给水泵。在300MW~400MW时,为了使汽动给水泵的经济性得到 进一步的提高,有些国家推荐采用100%容量的给水泵,这是因为当今的技术完全 可以提供安全可靠的汽轮机,而且100%容量的汽轮机比50%容量的汽轮机具有更

高效率,并且节省投资。而西欧则不论机组的容量的大小,规定必须采用3×50%容
量的给水泵。目前国内从安全性的角度,沿用了西欧的规定。


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1.2关于给水泵汽轮机效率确定已经作的工作
在实际运行中测量驱动给水泵用汽轮机的效率是诊断和提高小汽轮机运行经
济性的首要课题,由于小汽轮机的末级叶片工作在湿蒸汽区域,仅仅测量小汽轮机 进、出口的热力参数,无法确定其效率,目前常用到的方法是提出了从小汽轮机驱 动的给水泵端着手,通过测量小汽轮机传递给给水泵的轴功率,从而确定小汽轮机

的实际效率的方法。



根据给水泵和小汽轮机能量平衡的方法,小汽轮机传递给给水泵的轴功率和给
水泵得到的轴功率相等,如果能测出给水泵的轴功率,就可以容易地确定小汽轮机 的效率。 给水泵轴功率的测定【2】【31,可以基于热力学第一定律测出锅炉给水泵的效率。 现场需要测量给水泵效率时,对给水泵进、出口温度的测量精度要求较高,应采用 精密级4线型铂电阻作为一次元件,温度测点最好成对布置,以便在确定温差时消

除可能出现的误差。对于点的测量,应注意确保温度计端和护套低部之间的热接触,
有可能的话,可以使用支撑弹簧或在护套里充入具有良好传热特性的液体(水、油 等)。 上述方法,要求有足够的测量准确度,才能保证测量精度,但操作的复杂和误 差的存在,限制了测量方法的应用。

1.3本文的主要工作
目前300MW和600MW机组配套的锅炉给水泵小汽轮机其设计效率均达到 82%以上。针对机组参与调峰运行的需要,本文在参考不同前辈的基础上,对600MW 机组给水泵和小汽轮机在不同负荷情况下,经济性进行详细的计算。主要工作如下: (1)在已知机组负荷及初压的条件下,确定变工况下给水泵、小汽轮机工作环
境,包括给水泵的出口压力、入口压力、流量和小汽轮机的进排汽参数,然后利用

给水泵厂家给出的额定转速性能曲线和相似定律,确定出不同负荷下给水泵效率、 转速、功率。
(2)当主机采取不同的运行方式时,比较给水泵不同负荷下运行经济性。 (3)在确定给水泵效率、功率的前提下,根据给水泵和小汽轮机能量平衡的方 法,小汽轮机传递给给水泵的轴功率和给水泵得到的轴功率相等的原理,确定小汽

轮机的功率、效率,并针对某一机组进行主要工况的热力数据计算。
(4)讨论给水泵汽轮机在低负荷工况下工作时,为保证锅炉持续的供水,要对 给水泵汽轮机的工作汽源进行切换情况。



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第二章驱动水泵汽轮机

2.1驱动给水泵用汽轮机【l】
我国80年代从国外引进大型汽轮机组的同时,也引进了小汽轮机的制造技术, 到目前为止,几乎所有的主机制造厂均有能力设计、制造小汽轮机。现在运行的小 汽轮机可以分为两类:采用引进技术国内制造的小汽轮机和随主机一同引进的国外 制造的小汽轮机。表2.1列出了典型小汽轮机的主要参数和经济指标。
表2-1驱动给水泵用典型汽轮机主要参数
制造厂 型号
83/83/07.6

上海汽轮机厂
ND(G)

东方汽轮机厂
G6.6.0.78(D20)

哈尔滨汽轮机厂
NGZ83.6/83.5/06

杭州汽轮机厂

N飚0/56/0
冲动、凝汽
3853

型式 额定功率(kW) 低压进汽压力

冲动、凝汽
6000

冲动、凝汽
6000

’冲动、凝汽
6900

0.76

0.78

O.76

O.81

(MPa)

进汽温度(℃) 排汽压力(kPa) 相对内效率(%) 配套机组容量

335.5 6.28 82

337 7.09 82

335 6.57 82

335.2 7.2 83

300

300/600

600

300

(MW) 转速范围(ffmin) 配套方式
3000。6000 5400 5550 5230

2×50%

100%/2×50%

2×50%

2×50%

从表2.I可以看出,除杭州汽轮机厂设计、制造的小汽轮机为反动式外,其余制

造厂均为冲动式,与300MW和600MW机组配套的锅炉给水泵小汽轮机其设计效率 均达到82%以上,随着汽轮机设计、制造水平的进一步提高,小汽轮机的效率将能
与主机相媲美。

2.2驱动给水泵汽轮机的型式
驱动给水泵汽轮机主要分为背压式、背压抽汽式与凝汽式三种型式。

2.2.1背压式



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背压式驱动给水泵汽轮机由主汽轮机的某一压力较高的抽汽口供汽,排汽则与

主汽轮机的另一压力较低的抽汽口相连。这种汽轮机对改善主机的经济性并无好
处,仅在发展初期有过应用,目前已不再采用。

2.2.2背压抽汽式
背压抽汽式给水泵汽轮机也是由主汽轮机的某一压力较高的抽汽口供汽,排汽

则与主汽轮机的另一压力较低的抽汽口相连,但它有2~3级抽汽送入主汽轮机的回 热系统加热给水。这种型式给水泵汽轮机在60年代前后有过较多的应用。例如, 1964年前,美国CE公司提供的47台给水泵汽轮机中,36台为背压抽汽式,只有 11台是凝汽式。然而在高速凝汽式驱动汽轮机在设计、制造和运行等方面获得成熟 经验后,背压抽汽式也就逐渐被凝汽式所取代。1967年,美国西屋公司已把高速凝 汽式汽轮机作为驱动给水泵的标准形式,目前只有少数几个制造厂还继续采用背压 抽汽式汽轮机驱动给水泵,例如图2.1为美国制造的500MW和600MW机组等,工 作蒸汽取自主汽轮机的高压缸排汽(再热冷段),驱动汽轮机共有三级抽汽供给JG2、 JG3、JG4高压加热器,排汽则送入除氧器【4】。其优点是:
(1)背压抽汽式给水泵汽轮机比凝汽式汽轮机更易作成高转速,且外形尺寸 较小,不需要小凝汽器,设备投资成本较低。

(2)通过再热器的蒸汽量可减少10%左右,降低了再热器、管道及截止阀的
尺寸和成本。 (3)简化了主汽轮机中压缸第一级叶片及中压缸的汽缸设计(无抽汽口或减 少了抽汽口)。

(4)可减少由于蒸汽中间再热给回热系统带来的热经济性的不利影响。 (5)降低了加热器的成本,因为进入这些加热器的蒸汽来自给水泵汽轮机的
抽汽口,它的温度较主汽轮机的相应抽汽温度低。

背压抽汽式的缺点与背压式一样,其排汽又回到主机,对改善主机的热经济性
并无好处,特别当主机功率增大,末级排汽面积不够时更为突出。背压抽汽式给水 泵汽轮机与回热系统联系紧密,当主机需要经常在变动负荷下运行时,二者之间的 适应性很差,不利于保证给水泵工作的可靠性。这个装置的热效率一般较凝汽式给 水泵汽轮机的略低12J。



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图2-1美国大功率机组中采用的背压抽汽式汽轮机驱动给水泵的热力系统



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2.2.3凝汽式
国外早期的有些给水泵汽轮机采用背压式,其排汽进入低压加热器,但经过多

年的实践证明,由于凝汽式汽轮机在全工况范围内的经济性以及操作上的灵活性,
逐渐被凝汽式所代替。我国驱动给水泵用汽轮机均为凝汽式,小汽轮机的排汽大部

分直接排入主凝汽器,也有排入独立的小凝汽器的。小汽轮机与被驱动的锅炉给水
泵的连接方式有图2.2中的两种。第一种为小汽轮机只驱动主给水泵,前置泵由单

)畎
卜前置泵;2一小汽轮机;3一给水泵;4一电动机;5一减速齿轮
图2—2给水泵与小汽轮机的连接方式

独的电动机驱动;第二种为小汽轮机既驱动主给水泵又通过减速齿轮驱动前置泵。
目前广泛采用的凝汽式给水泵汽轮机均设计成纯凝汽式(无回热抽汽),以简 化系统并增大运行上的灵活性,它的乏汽排入自备凝汽器或排入主凝汽器。主机低

负荷运行时,主机抽汽压力相应下降。当主机抽汽压力下降到一定程度,就要利用
专门的自动切换阀门将高压汽源引入给水泵汽轮机。图2.3表示了采用凝汽式给水 泵汽轮机的典型系统。 采用凝汽式给水泵汽轮机后,机组经济性的改善在很大程度上取决于它在热力 系统中的位置。从原则上讲给水泵汽轮机的工作蒸汽可以取自主汽轮机的任何一 点,但是,若从主汽轮机中间再热之前供汽,有如下缺点:

(1)蒸汽在给水泵汽轮机膨胀终了处的湿度过大,使其内效率下降,增大了
末级叶片的水蚀。

(2)由于供汽压力较高,进入给水泵汽轮机的容积流量较小,降低了通流部
分喷嘴和叶片的高度。 由于以上原因,给水泵汽轮机的内效率要比主汽轮机的内效率低很多,部分抵 消了它对改善机组经济性的积极作用。



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再热蒸汽

图2-3凝汽式给水泵气轮机装置系统

为改善以上不足,诒水泵汽轮机的工作蒸汽均取自主汽轮机中间再热后的某一
抽汽口,为降低主汽轮机的排汽余速损失,供汽压力希望尽可能低。此外,较低的

抽汽压力可增大进汽容积,改善给水泵汽轮机的相对内效率,进一步降低机组的热 耗率。但是,供汽压力太低要导致给水泵汽轮机最末级排汽面积的过分增大,限制 了转速的提高;或使其余速损失加大,降低相对内效率。为此,给水泵汽轮机的工 作蒸汽常取自主汽轮机中、低压缸的联通管或压力较高的上一级抽汽口处,额定功
率下其压力约为0.1~1MPa。

2.3凝汽式给水泵汽轮机的热力设计特点
随着汽轮机向高参数、大容量方向的发展,给水泵汽轮机已构成整个汽轮机组 装置中的一个重要的组成设备。它的各个工作参数应从整机装置的经济性和安全性 的全局出发加以考虑。 给水泵汽轮机利用主汽轮机中、低压缸的抽汽作为工质,其排汽进入自己专门

的自备凝汽器或主机的凝汽器中。当主汽轮机的负荷变化时,它的抽汽参数,即给


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水泵汽轮机的进口参数要随之发生变化,当主机抽汽压力下降到一定程度时,就要 利用专门的自动切换阀门把高压缸的汽源引入给水泵汽轮机,为此把主汽轮机在额 定功率时的抽汽参数作为给水泵汽轮机工作参数的设计值或额定值。
凝汽式给水泵汽轮机进汽压力选择较低,一般为0.4 ̄1.OMpa。因此,它的蒸汽

绝热焓降(等熵焓降)就比较小(约为750~1050),汽耗率却相当大,约为4.-.5kg/kWh, 并且给水泵汽轮机进汽容积流量也很大。由于汽轮机直接驱动给水泵,工作转速较 高,一般为4500~6000ffmin,在这样的条件下,给水泵汽轮机的通流部分的效率可 以达到主机水平。 给水泵汽轮机的设计转速或额定转速应与给水泵综合考虑后确定,大都在 5000-6000r/min。给水泵汽轮机的转速变化范围则与主机的运行方式有关,当主汽 轮机定压运行时,给水泵汽轮机的变速范围为额定转速的80%~100%,滑压运行时
为60%~105%。

给水泵汽轮机的功率根据给水泵的耗功能够确定下来。由于给水泵的耗功与主
汽轮机的工况有关,为此可以把主汽轮机在额定功率时所需的给水泵耗功作为给水 泵汽轮机的设计功率或额定功率。 当给水泵具有中间抽头供再热器减温喷水时,在计算给水泵的耗功时给水量应 按下列公式计算:

Q幻=Q+翌Q’
nf

(2.1)

式中:既一具有中间抽头时,给水泵的当量流量;
Q一给水量; 阼詹、再r一抽头处给水泵级数及给水泵的总级数; Q,一级间抽水量。

为了保证高速给水泵的运行可靠性,通常在主给水泵之前设置一个前置泵,首
先将给水升压后再进入主泵。前置泵由低速电动机驱动,也可由给水泵汽轮机经减 速箱后驱动,对于后一种情况,在确定给水泵汽轮机的功率时,应把前置泵包括在

内。所求得的给水泵额定功率,即可作为该机的设计功率。其最大功率取决于给水
泵的最大功率,即考虑了流量余量和压头余量后的给水泵的功耗,一般为额定功耗 的11 5%~1 20%。同时,给水泵汽轮机的配汽系统设计必须能保证发出的最大功率。

在分析比较的基础上,能够确定给水泵汽轮机的各个参数的设计值后,即可着 手进行给水泵汽轮机的热力计算。除转速变化要考虑强度、振动等方面的要求外,


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总结它在热力设计方面的特性可表现为【8】: (1)由于工作蒸汽的参数不高,理想焓降较小,多数在750"1000kJ/kg范围

内,约是主汽轮机的理想焓降的40%~60%。
(2)较高的工作转速以及较小的理想焓降,使给水泵汽轮机的级数不多,大

都超过了7~8级,转子直径也不大。 (3)相同的功率下给水泵汽轮机的重量和流量比一般凝汽式机组高出20%~ 40%,高转速的采用有效限制了凝汽式给水泵汽轮机的最末级的排汽面积。
(4)较低的进汽参数和较大的质量流量使得给水泵汽轮机的进汽容积流量要

比相同功率下的机组高出约5~10倍,除增大了汽轮机进汽部分的设计困难外,给
水泵的调节也会带来一定的困难。

(5)较大的蒸汽容积容量以及提高的工作转速,使功率不大,级数较少的给 水泵汽轮机有可能达到的较高的内效率(如82%~84%)。 需要指出:除转速变化外,给水泵汽轮机有别于其它类型汽轮机设计最大特点 在于要充分考虑并满足其在变工况下的运行要求一滑参数和多汽源。

2.4给水泵汽轮机驱动方式的优点
采用给水泵汽轮机驱动有如下优点:

(1)可提供不受限制的驱动功率,为大功率汽轮机的制造、发展创造了条件。 可设计为高转速,并与给水泵直接联接,以满足水泵的最佳转速,给水泵的转速大
多为5000r/min以上。

(2)与主汽轮机驱动方式相比,给水泵汽轮机的内效率虽不及主机(前者约 为820/0,-.84%,后者可达880/0,--90%),但汽轮机与给水泵直接连接减少了动力传动过
程中的能量损失。 (3)给水泵汽轮机的工作蒸汽取自主汽轮机的某一中间级,当该汽轮机为凝

汽式时,可使流经主汽轮机的最末级的蒸汽流量减少7%一10%,从而降低了主机的 余速损失,提高了主汽轮机的内效率。当机组功率越大,蒸汽参数越高,采用凝汽
式给水泵汽轮机对提高电厂经济性也越有利。 (4)可以实现给水泵的变速调节,减少低负荷时的水泵耗功,从而改善了机 组的经济性。

2.5给水泵驱动汽轮机控制系统
给水泵驱动汽轮机控制系统‘51为:MEH.ⅢA控制系统。它由控制机柜、操作盘、
液压机构等部件组成。
10

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MEH.ⅢA控制系统有三种运行方式:
方式l:锅炉自动一根据机炉协调控制系统CCS来的给水流量信号来控制汽轮 机的转速。

方式2:转速自动一根据操作员给出的转速定值来控制汽轮机的转速。 方式3:手动一根据操作员作调门阀位“增加’’或“减少”按钮直接操作调门 开度来控制汽轮机的转速。此时转速为开环控制。 三种运行方式的切换是由MEH.UIA操作盘和软件实现的,操作盘指示灯显示 MEH.ⅢA所处的运行方式。 MEH.ⅢA还具有超速保护和试验功能,当汽轮机转速达到额定转速的110%时, 能自动关闭主汽阀和调节汽阀,以确保汽轮机的安全运行。

2.5.1控制系统功能说明
功能: a.锅炉给水量自动控制 b.给水泵汽轮机转速自动控制 c.调门阀位控制

d.正常运行操作和监视
e.超速保护和试验

h.与DEH.ⅢA联网,在MEH.ⅢA操作员站上操作MEH.IliA并进行故障追忆
及打印。

2.5.2控制方式及切换
a.锅炉自动控制方式

MEH.ⅢA控制系统将锅炉协调控制系统CCS给出的给水流量要求信号转换成 转速信号,通过转速闭环回路控制汽轮机的转速。转速变化率限制在1000rpm。
b.转速自动控制方式

通过操作员给出的转速信号,转速闭环回路控制汽轮机转速,使汽轮机转速随
转速定值信号而变化。在稳定工况下,汽轮机转速与转速定值是相等的。其控制范

围为600rpm至超速保护动作时的最大转速。当按下“转速增加’’或“转速减少"
按钮时,转速定值的变化率为200rpm,连续按下10秒后,定值的变化率为2000rpm。 c.手动控制方式

按操作盘上“阀位增”或“阀位减"带灯按钮,直接控制低压调门的丌度来保
持或改变汽轮机的转速。正常情况下转速控制范围为600rpm以下,但需要时,O~
11

华北电力大学工程硕士学位论文

120%范围都可用,是MEH.ⅢA的后备操作方式。
d.三种控制方式的切换

汽轮机刚启动(转速低于600rpm或某一设定值)或脱扣后再复位,及控制器
机柜电源刚合上控制器总处于手动方式。按操作盘上的“阀位增”或“阀位减"按

钮使调门开启,汽轮机升速,当转速大于600rpm时按“转速自动”按钮,从手动 控制方式切换到转速自动方式。按操作盘上的“转速增加”按钮,使汽轮机继续升 速。 在转速自动方式下,当转速达3100rpm(或某一设定值),超速试验开关在正常 位置,主机收到CCS来的“允许锅炉自动投入"的信号后,当CCS给定与实际转 速误差小于设定值时,可切换至锅炉自动控制方式,由CCS来的给水流量信号控制 汽轮机转速。
在锅炉自动控制方式下,如果汽轮机的转速超出其控制范围(3100rpm"--'

5750rpm),或超速试验钥匙开关在电气位,或机械试验位置,或CCS来的“允许锅
炉自动投入"的信号失去,则软件自动地从锅炉自动切换到转速自动控制方式。

2.6采用给水泵汽轮机系统的启动特点
如果用常规的电动泵上水,有以下不利因素: (1)厂用电率高。机组冷态启动时,从启动电动泵至负荷150MW(即开启汽 动泵时),需要15h甚至更长时间,电动泵要消耗大量的厂用电。另外,除氧器上 水采用凝结水泵上水方式,凝结水泵要消耗大量的厂用电。
(2)

设备可靠性低。汽动泵启动时,暖机暖泵需要一段时间。因此,在机组

负荷150MW之前,若电动泵发生故障,汽动泵不能立即投运,则势必要造成锅炉 给水中断,机组启动将被迫中止。

而采用汽动泵,直接利用高压辅汽联箱来汽作为小机汽源,启动汽动主给水泵, 逐步提高水压力,以满足锅炉供水的需要。当负荷升至120MW时,进行小汽轮机
汽源的切换,即从高压辅汽连箱来汽切换到4段抽汽直至满负荷。 辅汽正常运行中由冷再供汽,机组启停中由邻机供汽,其压力定值为O.85MPa, 温度为350℃。据机组设计参数,辅汽联箱供汽量可以满足小机冲转及带负荷的要 求。 主汽轮机冲转、升速、暖机及并网后到带负荷至120MW,在这个过程中,按 运行规程要求锅炉分阶段逐渐提压及升温。并网以后,汽机在150MW负荷以下按

滑压运行,汽泵组随着给水量的增加及压力的提高,需分阶段逐渐提升汽泵组的转
速,通过开大小汽轮机调门增加进汽量来实现。
12

华北电力大学工程硕士学位论文

随着机组负荷的增加,给水量不断增大,主机4段抽汽压力、温度也不断升高, 当主机负荷大于120MW时,4抽压力达0.45MPa,温度达250。C时,根据机组设计 参数和试验结果表明,此时4抽供汽已能够满足小汽轮机驱动用汽的要求,可以进

行小汽机汽源的切换工作,将汽泵组工作汽源由辅汽联箱供汽切换到四段抽汽上
来。

13

华北电力大学工程硕士学位论文

第三章主机运行特点

3.1主机机组采取复合滑压运行方式【6】
一般情况下汽轮机运行时调节汽门前的主蒸汽压力保持恒定,称为定压运行, 定压运行时靠改变调节汽门开度来控制蒸汽流量而改变其输出功率。变压运行又称 为滑压运行,是使调节汽门前的主蒸汽压力随负荷的大小而升降,在调节汽门只有 很小节流的情况下来调整负荷。变压运行有纯变压和复合变压两种方式,纯变压运 行时,控制机组出力是只用变动汽轮机进汽压力来完成的,即汽轮机调节汽门均保 持全开或接近全开的位置上,很少节流。而复合滑压运行模式,即所谓的定一滑一定 运行模式。是在机组启动时为低参数定压运行,在滑压运行的最低负荷点以下(如 25%~50%额定负荷以下)进行初压水平较低的定压运行,以免经济性降低太多。
在较低负荷区域内(如80%~95%与25%'50%额定负荷之间)进行四阀全开、三

阀全开或二阀全开滑压运行,这时没有部分开启汽门,节流损失相对最小,而且主
蒸汽温度不变,各种负荷下新汽容积流量基本不变,各级喷嘴、动叶出口流速不变,

比焓降和内效率都不变,全机相对内效率接近设计值。现在大型机组的给水泵均采
用变速调节,滑压运行使给水压力降低,给水泵耗工降低。当机组负荷急剧增减时, 可启闭调节汽门进行应急调节。在高负荷区域内(如80%'-'95%额定负荷以上)进 行定压运行,用启闭调节汽门来调节负荷,汽轮机组初压较高,循环热效率较高, 且负荷偏离设计值不远,相对内效率也较高。现代的大型汽轮机调峰运行大多数采

取这种运行方式。

3.2变压运行对汽轮机低负荷运行的影响
变压运行对汽轮机低负荷运行的影响有下面几方面: (1)变压运行使汽轮机进汽阀的节流损失降低,机组整体净热效率有所改善。 (2)变压运行时由于压力降低,延长了汽轮机进汽管道及主汽门、调节汽门
的寿命。

(3)由于进汽压力降低,蒸汽比热降低,故主汽温度容易升高,又由于高压
缸排汽温度不变也容易保持再热汽温,提高了循环效率。

(4)机组在带低负荷时主汽压力下降但主汽温维持在额定,使主蒸汽的比容 增加,从而减少了高压缸的漏汽损失,提高了高压缸的内效率。如定压运行中,当
负荷低到50%时,主蒸汽温度就可能下降,例如汽温从537℃降至510℃时,汽轮

机的理想焓降就明显比变压运行时要小。变压运行负荷下降时主蒸汽温度、再热蒸
14

华北电力大学工程硕士学位论文

汽温度得到提高,中、低压缸效率也基本不变,从而热耗率却得到改善。在低负荷 下,变压运行与定压运行相比,由于获得了较高的主蒸汽和再热蒸汽温度,其热耗

率约下降0.5%~l%。根据美国电力研究学会(EPRI)文献报导某台600 Mw汽轮 机,从中可以看出带部分负荷时滑压运行方式的经济性明显高于定压运行方
式。

(5)变压运行时,使调节级后的温度在负荷变动时,几乎仍能保持不变,从 而可以减少金属温度变化引起的热应力。定压运行在顺序开启调节汽门的运行方式 中造成最大的调节级温度变化。在复合变压运行方式下,调节级温度变化常保持在 满负荷时温度变化的78℃范围内。所以,变压运行中,高压缸不再受温度变化过大 而产生应力的限制,机组负荷变动率可大为增加。也即,在变压运行中负荷变化率
仍维持不变,则机组的寿命将得到延长。 (6)汽动给水泵使用的蒸汽来源于本机的四段抽汽,其备用汽源为再热冷段 蒸汽和辅助蒸汽。如果机组变压运行,则四段抽汽就可使汽泵满足锅炉的上水要求, 如果是定压运行汽泵则要切换备用汽源,从而增大热力损失。

(7)变压运行降低调峰损失,据统计调峰时采用变压运行,采用汽轮机组进
汽由单阀过渡NJIl页序阀方式,在低负荷时小汽轮机用汽减少,再热蒸汽温度提高, 新汽节流损失降低,机组年度煤耗降低O.84∥(kW.h)。 (8)与定压运行相比,变压运行时,降低了给水泵的输出扬程使汽动给水泵 转速减低,相应水泵的耗功减少,给水泵功耗的节省意味着机组实际热耗率的降低。 如图1.1所示。

图3.1给出了电动机驱动(转速不变)时的给水泵特性曲线和管道特性曲线。
一般给水泵在设计时都留有一定的裕度,图中b点和fl点分别对应于给水泵的最大 流量和设计流量(或额定流量),因此即使在额定功率下运行,给水调节阀仍有一 定的节流损失(cd段)。当机组负荷降低时,这一损失相应增大(图中阴影部分)。

采用汽轮机驱动实现水泵变速运行后,‘避免了可能产生的节流损失【l】(图中a、b、


C、d等点)。

此外,变速运行时,给水泵的效率下降得没有定速运行时那么多,因而减少了
给水泵的功耗(图3.2和图3—3)。

15

华北电力大学工程硕士学位论文

‘I)

Co)

图3-1给水泵特性曲线

(a)水泵定速运行;(b)水泵变速运行
% 以一
O.3

1.o

/ / / 乡 /









//




。土k。


O.6



// /













/ /7





2/ /

0.4






O.2



O.2

0.4

O.6

O.8 P

1.O
O n 2 n4 O 6 0 8





上‰
卜水泵定速运行;2一水泵变速运行

图3-2水泵效率与主汽轮机功率曲线 图3-3水泵耗功与主汽轮机功率曲线 卜水泵定速运行;2一水泵变速运行

3.3运行时主汽压的确定
以热力循环的理论对机组在低负荷滑压运行时进行分析:一方面由于进汽阀的 节流损失降低,高压缸的效率增加,高压缸排汽温度升高使机组更容易达到其设计 的再热蒸汽温度,机组的汽动给水泵耗功因其出口压力的降低而降低,导致拖动给 水泵的小汽轮机少耗汽,从而带来经济性提高;另一方面由于汽轮机高压缸的焓降 减少,循环热效率要减小,而机组的绝对内效率就是相对内效率和循环热效率的乘
16

华北电力大学二【:程硕士学位论文

积。因此,综合这两方面的因素可以寻找合理的滑压运行曲线【61。 国产亚临界600MW机组是按定压运行方式设计的燃煤机组,其主机型号为 N600.16.67/537/537,采用中间再热、高中压合缸、双缸双排汽方式。为适应调峰运
行的需要,该机在部分负荷下还可滑压运行,即在额定负荷的30%----84%之间采用

滑压调节,在其它负荷情况下,则采用定压调节。滑压运行时,汽机主汽门前压力 和流量的关系如图3-4所示。

Qc咖

图3—4滑压运行时主汽门前压力与流量的关系
该机组配置的给水泵为两台半容量汽动给水泵及一台半容量液力偶合器调速

电动给水泵。正常情况下,两台汽动给水泵运行,电动给水泵处于备用状态。主给
水泵均选用上海KSB泵业有限公司生产的SQ300.670型,与其配套的前置泵为上 海电力修造总厂有限公司为该厂生产的FAlD63型。

正常运行时,小汽轮机的汽源来自主机中压缸抽汽。当主机故障,其负荷低于
40%时,小汽轮机的汽源由低压抽汽切换至高压主蒸汽,以保证汽动给水泵的正常 运行。

17

华北电力大学工程硕士学位论文

第四章

水泵的相似定律

4.1水泵的相似定律【7】 4.1.1水泵的几何相似,运动相t0,幂n动力相似
两台泵若几何相似,就是说它们的形状完全相同,只是大小不同,其中一台泵
相当于另一台泵按一定比例的放大或缩小。举个形象的例子:两张不同比例尺的中

国地图,它是几何相似的,但大小相差一定的倍数。应指出的是:本文所说的两泵 几何相似,是指通流部分的几何相似,并不是要求泵之间的轮廓外形也必须几何相 似。 两台泵的运动相似是指两台几何相似泵通流部分各对应点的速度三角形相似。 显然,只有当两台泵的通流部分几何相似,才有可能运动相似,但满足几何相似条 件的,不一定满足运动相似的条件,只有当两台几何相似泵都在相似工况点运行时 (例如:都运行在最高效率工况点时),才是运动相似,所以运动相似又称工况相 似。
两台水泵的动力相似则是指作用于两台泵内各对应点上力的方向相同,大小成

比例。作用于泵内流体的力主要有惯性力、粘性力的总压力。因此,为使泵中的动 力相似,必须对应点上的惯性力与弹性力(或压力与密度)之比相等,惯性力与粘
性力之比相等。

4.1.2离心式风机(水泵)的相似定律
叶片式泵与风机的相似定律是两台泵(或风机)在满足几何相似和运动相似的 前提下导出的。它给出几何相似的泵(或风机),在相似工况点的流量之间、扬程
(或全压)之间、功率之间的相互关系为:

盟:r生1 3旦盟
q:

L D;/刀’,7:

(4.1)

昙H=(等D]2(寺)2箸 L ;J


(4.2)

L,l 7/

77:

导=(毒胎)2芳狰

(4.3)

华北电力大学工程硕士学位论文

式(4.1)~(4.3)为实际工程中应用的相似定律,对于同一台泵(风机),
当输送的流体密度不变仅转速变化时,性能参数的变化关系由(4.4)~(4.6)式 简化得到:

‘‘‘’” 盟:笠
q:


(4.4)

,l:
,l


一=l一● 日’ 导=(爿2 I 7,


(4.5)

寺=(争)3
一=l—I 尸’ L力’J
式中:qv是流量;H是扬程;P是轴功率;P是流体的密度。

(4.6)

D2和D2分别表示实物和模型叶轮的外径
11”讯、T1m表示泵的容积效率、水力效率、机械效率;带’的表示模型泵的值。

4.1.3求出几何相似风机(水泵)之间的相似工况点
相似定律只适用于几何相似泵(风机)对应工况点之间的关系,因此,在应用 相似定律之前,需要先找到对应工况点关系。对应工况点又称相似工况点,可以通 过下面两种方法求几何相似泵(风机)的相似工况点。
(1)根据相似工况点的效率相等求相似工况点间的关系,相似定律式(4-2)~

式(4.4)是在假设相似工况点各效率对应相等的前提下得出的,这就是说,相似工 况点的效率必相等。下面根据这一思路求相似工况点间的关系。两台几何相似泵(风 机)的最高效率是相等的,且每台泵(风机)都只有一个最高效率点,所以各几何 相似泵(风机)的最高效率点是相似工况点;进一步看,在各几何相似泵(风机)
的性能曲线上最高效率点的右侧(大流量侧)也彼此有一个效率相等的工况点,它 们也都是相似工况点,同理在最高效率的左侧(小流量侧),又可找到彼此效率相 等的相似工况点。
(2)

求出各相似工况点的连接曲线一相似抛物线。下面以求同一台泵在转速

变化时的相似抛物线为例说明,若某泵在额定转速n下某工况点的流量为q’。,扬程 为H’,需要求当转速变化时,与其对应的各相似工况点。设与工况点(q’。,H’)对 应各相似工况点的流量为q。,扬程H,q,与H随着转速的变化而改变。因为相似工 况点问都满足相似定律和比例定律,故由式
19

华北电力人学工程硕士学位论文 qdq'、,=n/n’ (4.7)

与式 H/H’=(n/n’)2 联立求解,消去转速比n/n’项得:
(4.8)





图4一t过(q 7v,H’)点的相似抛物线
H=k(q。)2 (4.9)

式(4.9)即为一条经额定转速n某工况点(qv’,H’)的相似抛物线。其上

各点为变转速时的各相似工况点。如图4.1所示,当转速为nl、n2……时,对 应的相似工况点为(qvl,HI)、(qv2,H2)……。

4.1.4水泵的转速变化时,水泵装置的运行参数确定
水泵转速变化时,其本身性能曲线的变化可由比例定律q’、,/qv=n’/n, H’/H=(n’/n)2作出,如图4.2所示。因管路性能曲线不随转速变化而变化,故当 转速由n变至nI时,运行工况点将由M点变至M’点。 应注意的是:当管路性能曲线的静扬程不等于零时,即Hst:/:0时,转速变化 前后运行工况点N与N’不是相似工况点,故其流量、扬程与转速的关系不符合比 例定律,不能直接用比例定律求得。但当管路性能曲线的静扬程等于零时,即 HST-0时,管路性能曲线是一条通过坐标原点的二次抛物线,它与过M点的变转
20

华北电力大学iI:程硕士学位论文

速时的相拟抛物线重合,因此,M与M’又都是相似工况点,故可用比例定律直接
由M点的参数求出M’点的参数。





图4—2转速变化时水泵装置运行工况点的变化

比如,某锅炉给水泵装置的性能曲线如图4-3所示,其在额定转速下运行时的

图4—3某给水泵装置的性能曲线和管路性能曲线

运行工况点为M,相应的qv.M=380m3/h。现欲通过变速调节,使新运行工况点M’ 的流量减为190m3/h,试问其转速应为多少(额定转速为2950r/min)?由于变速
2l

华北电力人学。1:群硕士学位论文

调节时管路性能曲线不变,而泵的运行工况点必在管路性能曲线上,故M’点可由 qv.M'=190m3/h处向上作垂直线与管路性能曲线相交得出(见图4-3),由图可读出 M’点的扬程HM'=1670m。M’与M不是相似工况点,需在额定转速时的H—qv曲线 上找出M’的相似工况点A,以便求出M’的转速。过M点作相似抛物线,由式(4.4) 得

五2石nM,g,2 2丽1670

g,2一o.046 g,2

为把相似抛物线作到图4-3上,上式(H=O.046q2v)中H与qv的关系列表如下:

q。(m3/h) H(m)

0 0

lOO 460

200 1840

220 2226

240 2650

把列表中数值作到图4.3上,此过M’点的相似抛物线与额定转速下H—qv相交 于A点。由图可读出q、,A=227m3/h,HA=2360m,故得

,l,:红丛n:旦生×2950:2467
q,卅 227

驯=巨=厩肋5呲48t
上述两式得出的结果略有不同是因作图及读数误差引起的。

从计算结果知,此泵装置因管路静扬程Hst很高,故当流量减少到原流量的50%
时,其转速只降到原转速的2469/2950=83.7%,而不是50%。 泵或风机系统管路性能曲线中静扬程(静压)所占比例的大小,与调速装置节 能效果的大小相关。当静扬程所占比例很大时,即使泵系统的工作流量变化很大,

但调速装置的转速变化范围并不大,结果变速调节的节能效果也不大。这是因为静
扬程(静压)不等于零时,管路性能曲线与变转速时的相似抛物线不重合,故变速 前后各工作点间的关系并不符合比例律,即流量比不等于转速比。当静扬程(静压)

为正值时,流量比恒大于转速比。例如DG500—180型锅炉给水泵,其最高转速
n=2950r/min,相应qv=500m3/h,H=1800m。若泵系统的静扬程Hst=1500m。则变速
22

华北电力大学T程硕士学位论文

调节流量至60%最大流量(300m3/h)时,相应转速为最高转速的89%(2625r/min)。 可见这比静扬程为零时流量比为60%时,转速比也为60%时要高多了。因此,管路 性能曲线的静扬程越高,则变速调节流量时,其轴功率的减少值也越小。 所以说,对于有较大静扬程的泵或风机,只用工作流量变化范围大小确定节能 效益的大小就不正确了,应根据转速变化范围确定节能效益的大小才是正确的。

若上例中的锅炉给水泵电动机的额定功率为2300kW,额定转速时的实际出力
为2000kW,试估算其节能效果。

由图4.3可以看出,此给水泵的出口压力为25MPa,锅炉气包压力为15MPa, 由上例计算结果,当转速下降到2469r/min,即额定转速的83.7%时,流量为190t/h,
即额定流量的50%,压力为16.7MPa,略高于锅炉汽包压力,为了保证汽包顺利进

水,转速已不能再下降了。所以其调速范围为83.7%~100%,根据式(4.6)P/P’=
(n/n’)3,其轴功率P,-1 173kW,最大节能率为41.4%。 若给水泵的流量余量以15%计算,当流量为190t/h时,锅炉的负荷约为58.8% 左右。作为一般的机组,也已经接近最低不投油稳燃负荷了。正巧,由以上计算数 据看出,给水泵的调速能耗率与锅炉的负荷率是基本一致的,也即能耗与流量的一 次方成正比。所以,可依据锅炉的负荷率来粗略估算给水泵的调速节能率。 电站水泵的静扬程都不等于零,所以其调速范围和节能效果都不能简单地采用 比例定律计算,都要先求出相似曲线,然后才能进行计算。除了锅炉给水泵外(汽 包压力为其静扬程),对循环水泵则水塔高程为其静扬程,对于凝结水泵,凝结水 出口母管压力为其静扬程。因为凝结水泵除了调节凝汽器热井水位恒定外,还要保 证凝结水出口母管压力足够大(一般>0.75MPa),以防止空气由排水阀经凝结水再 循环管进入凝汽器中,而破坏汽轮机真空。 电站风机,则由于其静压很小,所以可以直接用比例定律估算其调速范围和节 能效益,只是要求以输出风压作为调速范围的校验指标。

4.2给水泵变速运行的节能原理【7】
随着电力行业改革的不断深化和发展,降低发电成本提高上网电价的竞争力, 成为各电厂的首要经营任务。降低发电厂的厂用耗电率是发电企业降低发电成本的 重要手段之一。机组若设计大部分泵与风机是由工频定速电机拖动,在运行中通过 改变阀f-j(挡板)开度的方法进行调节。这些重要的辅机都是根据机组的额定容量

而设计制造的,辅机只有在额定工况下才能在高效区运行:然而在实际运行中的负 荷率只有70%~80%,在这样的情况下辅机的工作区域往往都偏离其高效工作区,设
备的使用效率较低,增加了厂用耗电量。为了降低厂用电率,在经过充分的调研和

23

华北电力大学:亡程硕士学位论文

论证后,给水泵采用变速调节,小汽轮机驱动,使厂甩电量大幅度下降,提高了竞
价上网竞争力,取得了巨大的经济效益。

离心式泵(风机)一般是通过改变阀门挡板的开度进行流量、压力调节的。图
4.5为泵(风机)扬程流量特性(H-Q)曲线图。在阀门控制方式下当系统的流量

要求从Qmax减小到Ql,必须相应的关小阀门。这时阀门的阻力变大,流体的节流

损失增加,流道的阻力曲线从舢移到A2,泵(或风机)运行工况点从b点移到c
点,扬程从Ho上升至到H2。而实际系统需要的工况点为d点。

QI





图4-5泵(风机)扬程流量特性(H—G)曲线 可求出运行在c点泵的轴功率和d点泵的轴功率分别为: Pc=pgQIH2/1
000×qc;

Pd=pgQiHl/1

000×rid

可以看出,因为H2>HI;11c<rlo,所以Pc>Po。变速调节工况点具有较高的效率, 仍然在水泵的高效工作区内,节流后工况点C的效率降低,流量越低,效率下降越 快,两者功率之差为:AP=Pc-Pd,也就是说,用阀门控制流量时,有AP的功率被损 耗浪费掉了,且随着阀门不断关小,这个损耗还要增加。
24

华北电力大学工程硕士学位论文

第五章

变工况给水泵汽轮机工作原理及高效节能工作确定

5.1给水泵出口压力的确定
随着汽轮机初压的升高,给水泵的出口压力也越来越大,给水泵功率也就越来 越大。给水泵出口压力应为锅炉出口压力加上锅炉、管道和各高压加热器的阻力, 由于管道及各高压加热器的阻力随流量而变化,故给水泵的出口压力和流量应随机 组负荷而变化。所以,在一定的运行环境下,确定汽轮机的最优运行初压就必须首
先确定给水泵出口的压力。

从给水泵出口到汽轮机主汽门之前的这一段管路中工质会发生相变,存在着沿
程阻力损失和局部阻力损失【l们,这两种损失可以统一写成下式:

卸=q-p-譬

(5-1)

其中,C为工质在管道中的流动速度,f为损失系数(包括沿程阻力损失系数和局

部阻力损失系数),卸为这一过程的压力损失。损失系数9只与从给水泵出13到汽
轮机主汽门之前的这一段管路的特性有关,在变工况时不发生变化,因而,如果用

下标d表示额定工况下的参数,则有 却

———!—一=一?—二—一
厶pd

Co



Cj

(5.2)

pd

变工况时从给水泵出口到汽轮机主汽门之前的这一段管路的平均的通流面积 不发生变化,将质量流量Do=p?A?C代入(5—2)式,有,

缶=qcA p
由式(5.3)得到下式,



cj

‘丢2器‘告2L等)‘告 D乜p\\Dod)p
pd

㈤3,

上式中D。表示主蒸汽质量流量(这里认为除氧器出V1的主凝结水流量等于主蒸汽流 量,下同)。如果用P。们表示给水泵出口压力,用P。表示主汽门前蒸汽压力,则可

等P4 bd÷Pod_(射?告
w一

\Uod)p

华北电力人学’1j程硕十学位论文

即:

‰训㈢每∽删刊
表5-1
工况(定压) 设计值 计算值 相对误差

㈣4,

式(5.4)就是要寻找的给水泵出口压力的计算公式。

表5.1~表5.3给出了式(5.4)应用在N300.16.7/537/537.3型汽轮机的上的计算结
果。 定压运行时给水泵出口压力计算结果
ECR 19.72 19.72 0%

(MPa)
30%
17.37 17.46

75%
18.44 18.28 0.86%

50% 17.73 17.46 1.5%

40% 17.53 17.22 1.77%

O.52%

表5-2滑压运行(90%开始滑压)时给水泵出口压力计算结果
?

(MPa)
40% 7.6 7.9 3.9%

工况(滑压) 设计值 计算值 相对误差

ECR 19.72 19.72 O%

75% 15.7 15.62 0.51%

60% 12.15 12.22 0.58%

50% 10.1 10.03 O.69%

表5-3其他两种滑压运行方式下给水泵出口压力计算结果(MPa)
工况(滑压) 纯滑压 80%开始滑压
75% 50%

ECR

80%

60%

40%

19.72

15.30

13.90

11.11

9.105

7.16

19.72

18.63

17.36

13.6l

11.20

8.83

上面的计算结果表明,该算法反映了给水泵出口压力的变化趋势,式(5—4)在 一定的负荷范围内具有较高的计算精度。从(5—4)式中可以看出,变工况下给水泵 的出口压力是由初压和流量来确定的,而且不论采取何种运行方式(如定压、纯滑 压、90%开始滑压和80%开始滑压等等),只要初压和流量确定了,就可以得到相应 的给水泵出口压力,因而式(5.4)不受运行方式的限制,完全能够满足实际工程计

算的需要。表5.3是将该方法运用到纯滑压和80%开始滑压两种运行方式下的计算
结果。
26-

华托电力大学工程硕士学位论文

5.2给水泵焓升的确定f9】
给水泵工作的热力学过程如图5-1所示, 图5一l中,4w点代表给水泵入网工况点,4wb点代表给水泵出翻工况点,其参 数值由主系统交工况确定;4ws代表给水泵定熵工作到出口压力下的工况点,从4w 点到4ws点,把给水在给水泵中的过程看作是开翻系统定熵稳定流动过程,则由热 力学第一定律…~‘21得,
4ws

q=Ah-Jv却
4w

(5?5)

认为这一过程是绝热的。则有口=o,对可压流体,比容取为平均值;,那么式(5.5)
变为,

4ws

Ah-一v?胁=o
4w

P4wb

P妇

图5一l给水泵工俸热力过程图

郎,

矗4咐一壳4。=v?(p4埘一p4。)

(5.6)

给水泵的效率已幽上述方法计算为%,则可得,

k‰ |f— ‰i

|I



(5-7)

27

华北电力大学:【程硕十学位论文

联立式(5.6)、式(5-7)得给水泵焓升:

‰也。2掣
pg zg

(5—8)

5.3扬程H
泵的扬程是指单位重量液体通过泵后所获得的能量,可写为:

日:掣+兰享堕+(z:一ZI)m
出口压力表的安装标高相同,故位能差为零,因此上式简化为:

(5.9)

泵进、出口水的动能变化量远远小于压能差,对总扬程的影响可忽略不计;进、

日:丝二翌1
pg-



(5.10)

已知初压风,根据(5—4)式可以得到给水泵的出121压力,给水泵入口压力p。可 以由主汽轮机的变工况计算得到,因此给水泵扬程的计算公式为:

H=

既仨净k一小A



(5.11)

5.4转速n和效率%
锅炉主给水泵的流量与扬程(Q—H)性能曲线,是由泵制造厂通过试验得到的。 在给定的流量与扬程下,均有一个与之对应的转速11,功率P及效率刁值,这一组

参数对应的点成为一个工况点。最高效率所对应的工况点,称最佳工况点,在机组
各个运行工况当中,机组在额定负荷运行时,泵的效率为最高,而且运行经济。

从提高整个机组的运行经济性方面出发,需要研究机组在不同运行方式下泵的 运行特性,即需确定泵在不同负荷和不同初压下泵的转速、功率及效率。 由上述可知,当给定机组负荷及主蒸汽压力(即已知流量Q和扬程H),能找

华北电力人学工程硕士学位论文

到唯一的工况点A,从而可以确定泵在此工况下的转速刀』。 图5.2为给水泵的通用性能曲线,绘出了泵在不同转速时的性能曲线,也将等

效率曲线也绘制在同一张图上。通用特性曲线可以用比例定律求得,也可以用试验
方法求得。制造厂所提供的是通过性能试验所得到的通用性能曲线。

用比例定律可以进行性能参数问的换算,比例定律表达式为:

堡一兰.

疗2

(5?12)

每H=㈡2


(5-13)

L以2/

如已知转速为力。时的性能曲线,欲求转速为刀:时的性能曲线,则可在转速为啦 时的Q—H性能曲线上取任意l、2、3、…的流量与扬程带入比例定律,得:

Q:鱼g
,ll

耻㈨2日, LtlI/』
111


/ —’-’~
——’、




|‘

————、
?

够t r多11


//,罗 ≥ 二_.
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,,

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泐/2/1 箩
T12

/罗一4

n。。.

,,{7









/ \ \nl(no) ■\。





QA

I l l I I I








——\

图5-2通用特性曲线
29

一一
—、≤





华北电力大学工程硕士学位论文

由此,可求得转速为万:时与转速为刀。时相对应的工况点1.,2’,3’…。将这些 点连成光滑的曲线,则得转速为n:时的Q—H性能曲线。同理,可求得转速为,l,,刀。, 以,,…时的Q—H性能曲线。所求出的相对应的工况点1、l’和2、2’等为相似工况 点,相似工况点的连线为一抛物线。由式(5.12)和式(5.13)得

鲁H=时


L g/

即鲁=毒一一=争《 骈

Q2





H=鲤2

(5.14)

式中

K一比例常数(也即相似工况的等效率常数)
式(5.14)为一抛物线方程,凡满足抛物线方程的工况点,为相似工况点。因

此,该抛物线称为相似抛物线。而由相似定律可以推导出,相似工况点的效率可视 为相等。所以相似抛物线又称等效率曲线。等效率曲线通过坐标原点,如图5.2中
虚线所示。 需要指出,由试验所得的通用性能曲线中的等效率曲线和用比例计算出的通过 坐标原点的等效率曲线,在转速改变不大时是一致的,但在转速改变较大时,二者 则发生差异,由试验所得的等效率曲线向效率较高的方向偏移,因而实际的等效率 曲线不通过坐标原点而连成椭圆形状。原因是比例定律是在假设各种损失不变的情 况下换算得到的,但当转速相差较大时,相应的损失变化也大,因而等效率曲线的 差别也大【1 31。 根据某厂300MW机组的给水泵的运行数据可知,从额定负荷到50%负荷,给

水泵的转速变化在1000r/min以内,可以运用相似抛物线来近似确定泵的效率。
方法如下: 如图5.2所示,工况点A的流量、扬程已经知道,可以求出通过A点的相似抛 物线方程:

Ⅳ=告Q2
“’
Qa。

(5.15)

做出该相似抛物线,与额定转速甩。下的特性曲线相交于点a。查出a点的流量

30

华北电力大学工程硕士学位论文

代入曼=薏,确定新工况点A点的转速。
根据制造厂家提供的泵在额定转速,lo下的效率一流量曲线,即可得到点a的效 率值,也就是工况A的效率刁』。

5.5给水泵功率
当主机负荷变化时,给水泵功率消耗计算

p,=而pg呵QH
上式中P一给水泵轴功率,KW Q一给水泵流量,n13/s H一给水泵扬程,m rip-给水泵效率,% 给水泵总压头P可由下式求出:
P=(Pb—Pg)+AP+AZpg

(5.16)

(5.17)

式中Pb-锅炉汽包内的压力, AZ一锅炉汽包水位与给水泵轴线之间的水位差, p一工质密度,k∥m’; AP一表示水在泵和锅炉汽包之间的管道、阀门、 流动的压损,MPa。 上式也可写成如下形式:
P=Po+△P'-pg+AZpg (5.18)

为定值,m;

高压加热器、省煤器等部件内

式中Po——主汽轮机主汽门前蒸汽压力,MPa,定压运行时Po为定值,变压运
行可近似认为与主机流量成正比,即Pol变=GolPo/Go;

AP,一一蒸汽在锅炉汽包与主汽轮机之间管道、阀门、过热器等部件内流动时的
压损,MPa。 从式(5.1 8)中可以看出,在水泵的总压头中,Po占相当大的比例,滑压运行

时,Po随主机流量比例下降,所以滑压运行时的给水泵消耗功率Pp滑要比定压运行
31

华北电力大学工程硕十学位论文

时消耗的功率Pp定小得多。如果近似认为锅炉给水流量等于主机流量Go,且给水泵
进口压力不变,则定压运行与变压时管路阻力特性曲线如图5.3所示。

图5-3给水泵特性曲线和管路特性曲线 同一图中还表示了不同转速下给水泵的特性曲线。从图中可知,当流量从设计 流量Go下降至GoI时,在同样的主机流量下,主机采用定压运行时给水泵应产生的 压头为H定,对应的给水泵转速为11定;当主机采用变压运行时,给水泵应产生的压 头为H滑,对应给水泵的转速应为n滑,可见变压运行时除了给水泵所需功率比定压 运行时小之外,同时给水泵的转速也比定压运行时下降得多。

32

华北电力大学工程硕士学位论文

第六章

托县电厂#1机汽动给水泵变工况计算

下面介绍采用该方法对600MW配套的给水泵小汽轮机效率的计算。

6.1机组简介
托县电厂1号汽轮机组为N600-16.7/538/538型亚临界、一次中间再热、四缸

四排汽、单轴、凝汽、带八级回热抽汽汽轮机组。配套的技术规范如下:
表6-1汽动给水泵组
给水泵汽轮机 型号 级数 额定转速 额定功率 旋转方向
NK63/7l

型式 工作转速 脱扣转速 最大功率 排汽压力

单缸、轴流、反动式
2800-4960 r/min 5400/5500r/min

11级
4608 r/min

6293KW 顺时针(顺汽流方向)

10000KW
7 Kva/13.5

Kva(能力j

冷再:3.38/3.83 MPa

320.5/333℃:

排汽口数量







四抽:1.0/1.3Mpa

368.3/380℃:

杭州汽轮机股份有限公 制造商 司 汽 型号 流量 密封形式 设计抽头
96.48 m3/h CHTC6/5 1270 m3/h

泵 型式 级数 扬程 卧式离心泵
5 2260m

机械密封

最小流量

269.28 m3/h

流量 工作转速 制造商
4960 rpm

效率

85.0%~83.5%

上海KSB泵业有限公司

33

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表6-2

汽动给水泵设计工况下性能参数
No=5028(r/min)

Q。(m3pa)
H(m)

1600

1400

1200

1000

800

600

400

200

2000

2250

2500

2700

2870

2900

3000

3080

P(KW)

10250

9750

8800

8700

8lOO

7250

6700

6000

11p(%)

80

82.



83

82

76

65

49

28

6.2给水泵工作参数与主机流量的关系 6.2.1当机组进行定压运行,确定给水泵高效工作区
如图6.1所示:









图6-1给水泵变速调节

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Ao点为设计工况,其参数为:流量1392m3/hi扬程2268m;效率83%:转速
no=5028ffmin。

此时主机采用定压运行时给水泵应产生的压头为H定,流量变化范围为O.6Qo~
Qo,当主机在这个流量范围内负荷变化时,要确定流量和给水泵调节转速之间确定 的关系,如当流量降低为O.9Qo时,给水泵的转速为多少。

方法如下:
(1)利用新工况流量和扬程确定工作点Al; (2)确定通过该点相似抛物线:

(3)该抛物线与给水泵设计工况下特性曲线相交点AI,根据厂家给出的性能 曲线,确定相交点Al的流量、扬程、效率。
当流量降低为O.9Qo以后,泵的工作点为Al点,此时流量Q为1300m3/h,扬 程H为2120m。

通过这个工况点的相似抛物线方程为:H=0.0009766qv2
H与q,的关系列表如下: 表6-3
q。(m3/h) 0 0 200 44 400 178

H与q、,的关系表
600 400 800 7ll 1000 l 11 l 1200 1406 1400 1914

H(m)

将列表中的数值作到上图中,得到过Al点的相似抛物线OAAl之间,与性能 曲线no相交于点Al’,Al’点参数由图中读出,流量QAl 7是1320m3/h,扬程HAI是 2360m。效率为84%

Al和Al点是相似工况点,它们之间参数满足比例定律。

qAl.——no qAl,
n1

鲁=㈤
H∥

L刀l/J

将参数代入,计算nl=4751 依次原理,计算流量在Qo"--'0.6Qo下降,工作点在Ao~A4变化,给水泵转速应

该调节为多少。计算出过Al、A2、A3、A4…相似抛物线,将它们绘制到图中,与额
定转速下泵的性能曲线相交点确定,Al’、A2’、A3’、A4 7…它们分别是相似工况点,

满足流量比与转速比相等的比例定律。因此可以确定工况改变以后,给水泵相应的
35

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转速。 表6-4
工况点
ECR

定压运行时的计算结果
转速
5028 4951 4878 4795 4700

流量
1392 1300 1140 l000 850

扬程
2268 2120 1870 17lO 1620

轴功率
9980 7899 6180 5041 4250

相似工况点

流量

扬程

效率

90% 80% 70% 60%

Al’ A2


1320 1280 1190 1050

2360 2560 2650 2850

84 83 82 78

A3’

~’

图6-2

定压运行转速与流量关系曲线

图6-3

定压运行功率与流量关系曲线

36

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6.2.2低负荷滑压运行给水泵参数的确定
当主机在较低负荷区域内(如60%~100%额定负荷之间)进行四阀全开、三阀 全开或二阀全开滑压运行时,如图6.4所示:



图6-4给水泵变速调节

确定泵的新运行工况点,改变给水泵的转速,工作点依次为Bl、B2、B3、B4。
这样,泵在变速运行过程中性能参数的变化可用比例定律表示。应用公式(5—12)、 (5.13)、(5.16),计算工况改变后的参数计算结果如下表: 表6—5
工况点
ECR

滑压运行时的计算结果
扬程
2268 1977 1520 1170 845

流量
1392 1300 1140 1000 850

转速
5028 4895 4788 4692 4570

轴功率
9980 8122 5478 3699 2271

效率
83 83 83 82 82

90% 80% 70% 60%

37

华北电力大学T程硕士学位论文

图6-5滑压运行转速与流量关系

图6-6

滑压运行功率与流量关系曲线

6.2.3定速运行与变速运行经济性比较
当主机在负荷变化范围内定压运行且给水泵采用传统的定速运行方式时,上述 变速调节变工况工作点A1、A2、A3、A4,改为转速不变用改变出口阀门的方法进 行控制,由图6.7,改变泵的管路性能曲线CD,工作点依次为C1、C2、C3、C4, 计算水泵的轴功率,与上述变转速调节比较,可以确定两种变速调节节省能源的优 越性。

38

华北电力大学jr程硕士学位论文





0.6QO

QO



图6-7

截流调节与变速调节的比较

表6-6给水泵定速运行
工作点 流量 扬程 效率 轴功率
C1 1300 2370 84 8830 C2 l 140 2500 83 8266 C3 1000 2650 79 7876 C4 850 2770 75 7085

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,因此也增大了节流损失。流量越低,其损失就越大。如果采用调速泵,
通过改变转速来调节水泵的运行工况点,就可避免节流的损失。

39

华J匕电力大学I程硕l学位论文

幽6-8三种运行方式的比较 可咀看出,同样给水流量下,采取不同的运行压力,给水泵功率明显存在差异, 滑脏运行变速调节最经济,其次是定压运行变速调节,最差的足定压运行给水泵定 速调节方式。

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’第七章

给水泵汽轮机的低负荷运行经济性

7.1给水泵汽轮机的经济性计算【10J
由于给水泵汽轮机的工作蒸汽来自主机抽汽,它所发的功率又用于直接驱动给

水泵,因此工况变动后,给水泵汽轮机的工作情况除与主机的工作密切相关外,还 与被驱动的给水泵、凝汽器等设备的特性有关,它的功率、进汽参数及转速等都将 在较大的范围内变化。这些参数的确定可按下述方法进行:
(一)由小汽轮机、给水泵以及相关管道组成的开口系统,由能量平衡原理确 定新工况下小汽轮机抽汽量。 (二)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P口后计算给水泵汽轮机在新工况下的内功率,即





2箸

(7?1)

式中统——汽轮机一给水泵组的机械效率。


(三)给水泵汽轮机在新工况下进汽参数的确定 给水泵汽轮机利用主汽轮机中压缸或低压缸的抽汽作为工质,其排汽进入自己

专用的小凝汽器或主凝汽器。当主机负荷变化时,它的抽汽参数,即给水泵进口参 数随之发生变化。所以在负荷发生变化时,要根据主汽轮机的变工况特性确定给水 泵汽轮机在新工况下的进汽参数,主汽轮机向给水泵汽轮机供汽的抽汽口在不同工 况下的抽汽压力P和抽汽焓值h,抽汽压力减去管道压力损失后即得给水泵汽轮机 的进口压力,进口焓值则假定与抽汽焓值相等。 (四)确定给水泵汽轮机的排汽压力。 给水泵汽轮机的背压视排汽方式而定。当排汽送入主凝汽器时,要根据给水泵 汽轮机与主凝汽器之间的相对位置,计算排汽管道的压损后方可确定其背压。目前, 给水泵汽轮机大多自备凝汽器,其优点是: (1)给水泵的位置比受限制,设计时有较大的灵活性; (2)给水泵背压可任意确定,不受主凝汽器压力的限制; (3)主凝汽器停运时,汽轮机给水泵组仍可独立运行,灵活性大; (4)可以省去给水泵汽轮机与主凝汽器之间的粗大管道和大直径的隔离阀等 辅件,并避免连接管道中的压力损失。 (5)根据上述参数确定给水泵汽轮机的理想焓降,再根据给水泵汽轮机在新
41

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工况下的进汽量,计算出给水泵汽轮机在新工况下的理想功率Pt。 (6)计算给水泵汽轮机在新工况下的内效率77一。

pf r/r/2:_三- p t
?

(7?2)

7.2小汽轮机抽汽量的确定
汽轮机滑压运行时给水泵的能耗会发生改变,这一变化主要是通过驱动给水泵 的小汽轮机的抽汽参数表现出来,图3.4给出了小汽轮机驱动给水泵的示意图,图 中的虚线框为系统的边界,对这个由小汽轮机、给水泵以及相关管道组成的开口系
统,由能量平衡可得下式,

即:

。,=警

皿(丸一k)巩=Do(Jil。曲一h4w)

.堕
r/二

(7.3)

图7-1小汽轮机驱动给水泵的示意图 式中,h。们为给水泵出口水焓,h。。为给水泵入I:1水焓,h,为小汽轮机入I:1蒸汽焓,

h耵为小汽轮机的排汽焓,D,为小汽轮机抽汽量,巩为小汽轮机的机械效率。从上
式可以看出,在给水泵的焓升(h。岫-h。。)已确定的前提条件下,D,就可以确定了。

式(5-8)已导出了给水泵焓升的计算式,将其带入(7.3)式,可得到小汽轮
42

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机抽汽量,如下式所示:

卟鲁簧等?鲁

(7-4)

式中,小汽轮机的排汽焓h。可进行拟合得到,如缺少资料,可以把它取为定值。 文献【14】指出:“对于给水泵用小汽轮机驱动的机组,小汽轮机的排汽将排往凝汽器,
该部分热量就不能忽略,由于小汽轮机的排汽焓值和汽轮机的排汽焓值相差不多,

只要将D。定义为汽轮机的排汽量和小汽轮机的排汽量之和即可,称之为汽轮机的广 义排汽量或凝汽器的广义蒸汽负荷。’’因此,小汽轮机排汽焓的数值可近似主汽轮
机的末级排汽焓值。 对于平均比容v的计算,可按下面方法进行。 工质流过给水泵时,其比容会发生变化,即会有下式,

',=f(P,Z)

(7-5)

式(7.5)的具体形式不易确定,但考虑到给水泵出口水温一般情况下都在150±200C 范围内变化,所以可取T=150。C时的值,对1,=f(P,150)进行拟合,拟合用数据可 由水蒸汽性质表查出,然后再进行温度修正,修正的方法是:

V川删)+等×10。
所得到的具体结果为: ’,=一6x10。7?P+0.00109+(T一150)x10。6

(7-6)

(7—7)

式中,比容1,的单位是,,z3/姆,压力P的单位是MPa,温度T的单位是℃。

取^xc=2465kj/kg,如令口=0吃。d,拟合得到给水泵的效率曲线为:
r/,=0.052?口2-0.0866?口+0.847,则下表就是式(7—7)在N300-16.7/537/537-3型汽 轮机的上的计算结果:

43

华北电力大学:【程硕士学位论文

表7一l 300—16.7/537/537—3型汽轮机的上的计算结果
工况(滑压) 设计值 计算值
ECR 75% 60% 50% 40%

33.98 35.95

21.81 21.12

14.774 13.22

10.955 9.31

7.159 6.078

7.3计算托县电1-#1机给水泵汽轮机不同负荷时的效率
根据上述结论,已经确定不同负荷下给水泵的转速、功率、效率。只需继续计

算小汽轮机的功率和效率。具体计算如下:
小汽轮机内功率计算:

给水泵汽轮机在额定工况下的内功率Pi,即

p;=鲁=恶枷5。5
取汽轮机一给水泵组的机械效率r/m=95%
小汽轮机理想功率的计算: 根据四抽参数,在焓熵上确定1点,确定抽汽焓,考虑抽汽管道的压损后,抽 汽压力减去管道压力损失后即得给水泵汽轮机的进口压力,进1:3焓值则假定与抽汽

焓值相等。压力损失取6%。由于调节阀开度为44%,实际进入汽轮机级的压力更
低。

已知进汽焓及排汽压力,确定理想膨胀热力过程线,得到理想排汽焓。进汽焓
减去理想排汽焓,得Nd,汽轮机的理想焓降。理想焓降乘以小汽轮机进汽量,最终 求得小汽轮机的理想功率。 由四抽汽源参数:O.94MPa,372.7℃,在焓熵图上确定抽汽焓为3208kJ/kg,小 汽轮机进1:3焓值则假定与抽汽焓值相等。根据上述参数在焓熵图上确定小汽轮机进

汽状态点,通过这一点做一条垂直线,这是蒸汽在小汽轮机中的理想膨胀过程线,
它与排汽压力相交,得到蒸汽的理想出12状态点,在焓熵图上确定这一点焓值。 排汽真空为0.086MPa,则蒸汽的绝对压力为15.3kPa,蒸汽的理想出口焓为:
2350kJ/kg。

所以小汽轮机的理想焓降Ht=进汽焓一排汽焓=3208—2350=858

华北电力大学工程硕士学位论文

小汽轮机的理想功率Pt--Ht*Qq_—85—8xj5丽3x广1000=12639
小汽轮机相对内效率的计算

仇=iPi=丽10505-0.83l
不同工况下的结果如表7.1所列:

表7一l AS水泵汽轮机数据和计算结果
工况 负荷 主汽压力 主汽温度 给水泵流量 给水泵总扬程 给水泵转速 给水泵效率 给水泵轴功率 小汽轮机内功率 低压进汽压力 低压进汽温度 低压进汽流量 低压调门开度 小机排汽压力 低压进汽焓值 小汽轮机效率 单位 MW
MPa

工况1
600

工况2
540

工况3
480

工况4
420

工况5
360

工况6
620

18.24

18.24

17.7

16.83

14.64

18.24



566

560

568

560

550

566

M3/h


1392

1300

1140

1000

850

1700

2268

1977

1520

1170

845

2750

r/min

5028 84 9980 10505 O.8l 372 53 44 8.49 3200 84.3

4975 84 8122 8549 0.8 370 46 38 8.37 3200 74.78

4788 83 5478 5766 O.68 364 30 35 8.69 3180 70.23

4692 83 3699 3893 0.42 384 34 37 8.75 3220 68.5

4570 82 227I 2390 0.34 380 40 45 8.9l 3228 65.4



5327 82 14429 15188 O.8 387 58 57 8.52 3200 80.2



KW KW
MPa ℃
t/h


KPa KJ/kg



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华北电力大学工程硕七学位论文

7.4给水泵汽轮机的汽源配置 7.4.1汽源配置概述
大型火电机组给水泵的耗功约占主机容量的2% ̄4%,在这种情况下,机组多采 用变速小汽机为原动机驱动给水泵,可以使机组大大减少厂用电率,具有较好的经 济性。给水泵汽轮机一般设计有高、低压两个供汽汽源。正常工作时采用低压汽源, 当低压汽源不满足给水需要时,自动切换为高压汽源供汽,以提嵩机组运行的可靠 性。但在机组启动时,尤其是在基建调试阶段,汽动给水泵组由于没有工作汽源而无
法启动,只能依赖于电动给水泵,系统缺少备用,降低了系统的可靠性和灵活性。

图7-2给求系统及给水泵汽轮枫汽源配置示意鍪 篷7.2的实线部分为典型的大型火毫机组给水系统及给水泵汽轮枧汽源配置示
意图,驱动给水泵的凝汽式小汽机设计有高、低压两个汽源,以保证机组正常运行的 需要。根据主机_;舞给水泵汽轮视形式的不露,一般情况下高压汽源取自冷再蒸汽或取

自主蒸汽;低压汽源取自主机四段抽汽。另外,近年来设计增加了汽动给水泵调试用
汽,来自辅助蒸汽系统,以提高机组调试的灵活性。

给水泵汽轮枧正常运行时采用低盛汽源,因其敬自主帆抽汽,其压力正比于主 机负荷,主机负荷的改变引起小汽机进汽压力的改变,从而引起给水泵汽轮机转速的 变化,最终弓|起给承量的改变。在额定负荷附近(75%额定负荷以上),给水量可以维 持自平衡,调节阀的开度基本不变。这种绘水流量的自平衡特性对锅炉汽包水位的调 节系统而言,相当于增加了一个前馈信号,必将有效的改善水位调节的品质。 低压调门的通流熊力设计一般考虑保证枫组维持40%额定负蓊以上稳定运行。当 机组在低负荷运行时,高压蒸汽将作为补充汽源或独立汽源提供给小汽机,此时,高压
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华北电力大学工程硕士学位论文

汽源作为备用汽源为机组的稳定运行提供了必要的保障。来自机组辅助蒸汽系统的汽
动给水泵组调试用汽的设计初衷主要是用于基建调试阶段的分系统调试工作,在主机 整套启动试运行之前完成给水泵系统的调试工作,对机组整套启动期间的稳定运行有 十分重要的意义。这种启动方式给我们一个重要的启示,即在主机启动之前可以直接 利用辅助蒸汽启动给水泵组,从而实现机组的无电泵启动和停机。

7.4.2备用汽源的合理选择



给水泵汽轮机的备用汽源有两种选择,一种是锅炉新蒸汽,另一种是在再热汽 冷端蒸汽。备用汽源的目的就是为了在40%额定负荷下满足锅炉给水泵所需功率的

要求,采用新蒸汽作为备用汽源可以使主机负荷降到零。但是,存在着汽源切换扰
动大、高、低汽源温度偏差过大,排汽温度高而引起转子不对中以及备用时易泄漏 一些列问题,而且从经济性和结构设计的合理性而言,这种选择既浪费了能源又使 机组造价大大提高。采用再热器冷端蒸汽作为备用汽源,只能使机组负荷降到10%

的额定负荷,当机组要继续降低负荷时,必须借助新蒸汽。这样使供汽系统复杂化,
但这只是对于只采用汽动给水泵的机组而言。而我国300MW机组除了两台汽动泵

以外,还备用一台电动给水泵,这样当机组负荷降到一定程度可以采用电动给水泵
向锅炉供水[201。? 因此,对于我国300MW机组来说,采用再热器冷端蒸汽作为备用汽源就不存 在机组负荷在10%额定负荷以下要投入新蒸汽而使系统复杂化的问题。正好相反, 采用再热器冷端蒸汽作为备用汽源可以省去输送新蒸汽去给水泵汽轮机所需的管 道,使供汽系统简单化,利于电厂管道布置,减少投资,同时也提高了机组的内效 率。另外,采用再热器冷端蒸汽作为备用汽源,在高、低汽源切换时,再热器冷端

蒸汽压力为1.431MPa,温度为320℃,四段抽汽的压力为0.315MPa,温度为323℃。
这既不会因压差过大而引起汽源切换时的扰动现象,也不会因两汽源的温差过大而 引起汽室较大的热应力,排汽温度也不会太高。这样就避免了转子的不对中和凝汽 器工作的恶化,有利于机组的安全运行。

7.5给水泵汽轮机在主机低负荷工况时的运行
为了使给水泵汽轮机在主汽轮机低负荷工况是能够正常的工作,就必须采用某 种措施使其保证发出足够的功率来驱动给水泵,而不至于使系统瓦解。通常,在主 汽轮机低负荷工况运行时,给水泵汽轮机有以下几种运行方式t2t~231:

7.5.1增加喷嘴面积
采用这种方式的给水泵汽轮机,其第一级喷嘴面积必须具有很大的富裕度,在
主汽轮机抽汽参数下降的时候使给水泵汽轮机仍具有足够的蒸汽流量驱动给水泵


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华北电力大学工程硕士学位论文

以保证要求的给水负荷。假如要求的主机负荷太低的话,主汽轮机抽汽参数就很低,

给水泵汽轮机的有效焓降也就很小,额定工况运行的效率也就很低,从而影响了整
个发电厂的热效率。通常,凝汽式给水泵汽轮机的抽汽能维持正常运行的最低主机

负荷的负荷点为40%,低于这个工况点,给水泵汽轮机在运行经济性和造价方面都 将得不偿失。所以,增大给水泵汽轮机的喷嘴面积对机组在低负荷运行的经济性和
安全性有着一定的益处。

7.5.2辅助电动给水泵
在给水系统中配置具有足够容量的辅助电动给水泵。当主机负荷下降到40%以 下时,由电动给水泵来部分或全部承担给水负荷。这就要求电动给水泵必须具备很 大的容量,从而使投资增加。 电动给水泵和汽动给水泵之间的切换必须是自动的。不然的话,在主机负荷突 然下降时,得不到及时的切换仍会引起整个发电系统的瓦解。


在采用辅助电动给水泵的系统中,由于电动给水泵与汽动给水泵控制给水流量

的方式不同。因此理想的运行方式是让电动泵全容量工作,而用汽动泵来调整给水 流量。但这样就降低了运行的经济性。

7.5.3采用高压补汽的方式
高压补汽方式就是指的汽源的切换方式,一般分为两种:一是高压蒸汽内切换, 一是高压蒸汽外切换[24-25]。

主汽轮机在工作时,无论是定压运行或滑压运行,给水泵汽轮机的抽汽来自主 汽轮机的哪一个抽汽口以及采用的哪种配汽方式,当机组负荷下降的时候,对于给
水泵汽轮机来说,必然要有一个汽源切换的过程,在这个过程中就必须考虑到主汽

轮机在多少负荷的时候才进行汽源切换。为了使主汽轮机能够在更低的负荷下工 作,就必须将供汽切换到更高的压力点上,来保证给水泵汽轮机的正常运行。这个 工作点叫做切换点。对于汽源切换计算必须避开锅炉给水泵的小流量不稳定区域与 汽轮机的临界转速区域。 7.5.3.1高压蒸汽内切换
高压蒸汽内切换方式与外切换方式类似,所不同的是,它的高压蒸汽内切换有 两个彼此独立的蒸汽室和相应的配汽系统,他们分别与低压汽源及高压汽源相联, 图7.3所示。


华北电力人学:r程硕士学位论文

卜低压喷嘴组

2一高压喷嘴组

3一给水泵汽轮机

图7-3高压蒸汽内切换系统 图中低压蒸汽和高压蒸汽分别来自联通管(Pc)和高压缸排汽(P。)。当主汽 轮机负荷高于切换点时,给水泵汽轮机有低压汽源供汽,高压阀全关;低于切换点 时,凸轮轴打开高压阀,将一部分高压蒸汽同时送入给水泵汽轮机,这时,低压阀 门保持全开,所以仍有一部分低压蒸汽进入给水泵汽轮机。随着主汽轮机负荷的进 一步降低,高压蒸汽量GH不断加大而低压蒸汽量G:不断减少,直至到零。最后给 水泵汽轮机全部由高压汽源供汽。 高压蒸汽内切换的优点是,其源切换过程是逐渐进行的,所以,给水泵汽轮机
调节系统的工作比较稳定,热冲击较小,高压蒸汽在阀门中的节流损失也较小,能 改善整个机组在低负荷(切换点后)的经济性。 7.5.3.2高压蒸汽外切换

图7—4高压蒸汽外切换方式
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华北电力大学:[程硕士学位论文

在给水泵汽轮机达到切换点时,要把给水泵汽轮机的供汽点有压力较低的抽汽

口大改换到压力较高的抽汽口,则可继续维持其低压负荷下运行,在图7-400)中低 压汽源来自主汽轮机的连通管,(P。),高压汽源来自高压缸的排汽(再热冷段P。), 给水泵汽轮机具有单一的蒸汽室。当主汽轮机负荷高于切换点时,给水泵汽轮机来
自连通管的低压蒸汽驱动,高压管道上的减压阀A关闭。主机负荷降到切换点时,

高压管道上的减压阀A开启,来自高压缸排汽较高压力的蒸汽流经节流后进入给水 泵汽轮机,与此同时,低压管道上的止回阀B动作,给水泵汽轮机自动的有低压汽 源切换到高压汽源,由于汽源切换是在给水泵外部实现的,所以称为高压蒸汽外部 阀门切换,简称外切换。如图7.5【81中a点所示。切换前和切换后的低压进汽量和高 压进汽量分别为图中线段12和34表示。

图7-5高压蒸汽外部阀门切换时的流量分配

7.5.3.3新汽内切换
采用锅炉新汽内切换时,需要设置两组独立的喷嘴组,一组接受来自主汽轮机 的抽汽口的蒸汽,另一组接受来自锅炉的新蒸汽。分别称为低压喷嘴组和高压喷嘴 组。由图7-6所示,高压调节阀和低压调节阀分别控制蒸汽的来源。在正常工作下,

高压喷嘴不参与工作,低压调节阀动作,给水泵汽轮机完全再来自主汽轮机的中低 压抽汽驱动给水泵,当机组负荷低于切换点时,由于来自主汽轮机的蒸汽没有足够
的能量驱动给水泵汽轮机,所以这时高压阀门动作,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,提供了补充能量的作用。

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华北电力大学工程硕+学位论文

t压蒸i.【







卜低压喷嘴组2一高压喷嘴组3一给水泵汽轮机
图7—6新汽内切换系统

吼一低压进汽量GⅣ一高压进汽量 图7-7新汽内切换时的流量分析

图7.7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。高于切
换点功率时,进入给水泵汽轮机的蒸汽全部由低压汽源供给,高压汽源停用。切换 点时(图中m点),低压喷嘴组已全部开启。然后,高压阀门打开,将一部分新汽 送入给水泵汽轮机,此时低压阀门继续处于全部开启,即仍然会有一部分低压蒸汽 进入该汽轮机,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以后各压力级。随着主汽轮机负荷的进一步降低,高
压调节阀继续开大,高压蒸汽量不断增加(图中ms曲线),而低压蒸汽量不断减少 (bn曲线)直至为零,这时给水泵汽轮机全部由锅炉供汽(n点)。切换点后,主 汽轮机抽汽口压力不断降低,而调节级后的蒸汽压力不断增大,当低压喷嘴弧段的 前后压力相等的时候,低压蒸汽量也就减少到零。这是由于低压阀门仍处于全开状 态,为防止一部分高压蒸汽倒流入主汽轮机,低压蒸汽管道上必须设置止回阀。 新汽内切换的突出优点是可以保证主汽轮机在很低的负荷时,甚至在停用时仍 能驱动给水泵,且不增加电厂的额外设备投资。

5l

华北电力大学工程硕士学位论文

第八章

结论与展望

8.1结论
本论文围绕电站给水泵汽轮机运行特性与变工况经济性这一课题着重分析了 给水泵小汽轮机在机组中的运行效率问题。无论是在额定负荷还是变负荷的情况 时,针对整个机组的运行变化,在负荷与初压确定的前提下,利用流量一扬程性能 曲线和水泵相似定律提出了一种效率的确定方法,能够使该汽动给水泵在运行过程 确定变工况下的效率,这不仅为给水泵效率的监测提供了基准,而且为大系统优化 运行提供了基础。另外,又对该设备的特点,热力设计特性,它与小汽轮机在计算
中的关系,以及在变工况下,给水泵参数、小汽轮机参数与主机负荷的关系,以及

在机组低负荷工况下运行时的经济性进行了分析和理论的计算。
通过上面的分析,总结出以下结论: 1.国内的电站锅炉给水泵驱动方式主要有电动和汽动两种。对于20万千瓦以上

的机组,小汽轮机驱动给水泵节约了厂用电,降低了发电净热耗率,增大了主机的
出力.,降低了综合成本煤耗率,使机组的运行经济性得到了明显的提高,又因为汽 动给水泵运行稳定性较好,调节性能良好,因而替代了电动给水泵。 2.本论文运用相似定律和泵的特性曲线来确定给水泵的各参数值。在计算小汽

轮机效率时,考虑到给水泵的性能变化,从给水泵的轴功率通过机械传动到给水泵
汽轮机的转子上,再根据其他的参数推导出其效率。经过现场实测数据的计算,得 出的结果与原设计值基本吻合,适用于现场的快捷计算,具有一定的通用性。 3.机组在变工况下运行时,给水泵汽轮机的经济性不仅随负荷的变化而有所不 同,也因为运行方式的改变而有所不同。 本文讨论了给水泵参数与主机负荷的关系及小汽轮机工作参数与主机负荷的 关系,并通过实际计算得到各个参数与主机负荷的关系曲线,分析了不同运行方式 对给水泵及小汽轮机经济性的影响,具体结论如下: 1)变压运行时给水泵的扬程要远小于定压运行时的给水泵扬程,给水泵的转 速也比定压时下降很多;滑压运行时的给水泵消耗功率要比定压运行时消耗的功率 小得多,可见,从给水泵功率消耗方面来看,滑压运行要比定压运行经济性高。 2)滑压运行时的给水泵效率比定压运行时的高,且随着流量的减小,定压运

行时给水泵效率下降很快,显而易见,变工况运行时,采用滑压运行方式可以很大
地提高给水泵的效率,从而也提高了机组的热经济性。 3)在滑压运行时,随着主机流量下降,给水泵汽轮机的转速比定压运行时下
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华,i匕电力大学工程硕士学位论文

降得多~些,所以,给水泵汽轮机的流量也要下降的稍多一些。 4)对于给水泵汽轮机在低负荷工况下工作时,为保证锅炉持续的供水,要对 给水泵汽轮机的工作汽源进行切换,经过分析,通常在机组负荷的40%左右进行切 换汽源,为了克服新蒸汽傲备用汽源的不足,推荐选用再热器冷端蒸汽作为备用汽
源。

在今后的火电机组发震中,电厂的效率是要不断提高的,对于给水泵汽轮机变 工况的研究也能够进一步的加深,还可以对给水泵汽轮枧的内部进行分析,如调整 叶片、改变连接管道的走向等,使整个给水泵组效率和经济性进一步得到提高。

8.2展望
由于课题时间较为匆忙,缺乏现场运行数据,以及律者自身能力等诸多因素, 本文只考虑了额定负荷至60%额定负荷之间的变工况特性,给水泵效率的确定是一 个难点,论文工作也主要集中给水泵的高效工作区的确定。对小汽轮机的变工况仍 需完善,尤其是当负荷低予40%之焉,需要对小汽轮机进行汽源切换,今后的王作 可以在这一方面继续深入研究,使计算与实际机组运行工况更稳合。

53

华北电力夫学工程硕士学位论文

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Pierpoline,Operation mode of steam turbine for auxiliary drives. change
over

test report for Hefei BFPT,Alstom Power

document:Hefei

25751 FACNA 300 160
55

华北电力大学1:程硕士学位论文





本文的研究工作自始至终得到了导师张春发教授的悉心关怀和精心指导,在做

论文期间,张老师的博学和严谨的治学态度以及他那高尚的人格让我敬佩,这也将 对我今后的学习和工作产生深远的影响。在此我谨向张春发导师教授表示衷心的感 谢和崇高的敬意!同时,我要向内蒙托县电厂的王彦刚、王刚、于海东工程师表示 感谢,感谢他们在我去现场学习和收集数据期间给予的耐心讲解和帮助!另外,我 也感谢张老师指导的科研组的全体人员,在本课题进行过程中对我的帮助! 衷心地感谢在百忙中评阅论文和参加答辩的各位专家和教授!
最后,感谢我的家人和所有支持我的朋友1

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华北电力人学工程硕士学位论文

在学期间发表的学术论文和参加科研情况
[1]电子设备PCB电磁兼容设计的分析.内蒙古电力技术,2005,5

[2]Word@Excel技巧与应用.内蒙古教出版社,2003,3 [3]给水泵汽轮机在电厂中的应用.内蒙古科技与经济,2007,9

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