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《热力发电厂》课程设计说明书

《热力发电厂》课程设计说明书

设计题目
660MW凝汽式机组全厂原则性热力系统计算
设 计 人

同组成员

指导教师

xx学院
xx年xx月

1 绪　　论 3

2 热力系统与机组资料 5
2.1. 热力系统简介 5
2.2. 原始资料 6

3 热力系统计算 9
3.1. 汽水平衡计算 9
3.2. 汽轮机进汽参数计算 10
3.3. 辅助计算 11
3.4. 各加热器进、出水参数计算 12
3.5. 高压加热器组抽汽系数计算 20
3.6. 除氧器抽汽系数计算 23
3.7. 低压加热器组抽汽系数计算 24
3.8. 凝汽系数计算 25
3.9. 汽轮机内功计算 26
3.10.汽轮机内效率、热经济指标、汽水流量计算 28
3.11.全厂性热经济指标计算 30

4 反平衡校核 32

5 辅助系统设计、选型 34
5.1. 主蒸汽系统 34
5.2. 给水系统 34
5.3. 凝结水系统 34
5.4. 抽空气系统 34
5.5. 旁路系统 35
5.6. 补充水系统 35
5.7. 阀门 35

6 结　论 37

致 谢 39

参考文献 40

1 绪　　论
火力发电厂简称火电厂，是利用煤炭、石油、天然气作为燃料生产电能的工厂。其能量转换过程是：燃料的化学能→热能→机械能→电能。
最早的火力发电是 1875 年在巴黎北火车站的火电厂实现的。随着发电机、汽轮机制造技术的完善，输变电技术的改进，特别是电力系统的出现以及社会电气化对电能的需求，20 世纪 30 年代以后，火力发电进入大发展的时期。火力发电机组的容量由 200兆瓦级提高到 300～600 兆瓦级（50 年代中期），到 1973 年，最大的火电机组达 1300兆瓦。大机组、大电厂使火力发电的热效率大为提高，每千瓦的建设投资和发电成本也不断降低。到 80 年代后期，世界最大火电厂是日本的鹿儿岛火电厂，容量为 4400 兆瓦但机组过大又带来可靠性、可用率的降低，因而到 90 年代初，火力发电单机容量稳定在 300～700 兆瓦。进入 21 世纪后，为提高发电效率，我国对电厂机组实行上大压小政策。高参数大容量凝汽式机组成为目前新建火电机组的主力机型,全世界数十年电站发展史的实践表明，火电设备逐渐大容量化是不可抗拒的发展趋势。
人类已进入 21 世纪，“能源、环境、发展”是新世纪人类所面临的三大主题。这三者之中，能源的合理开发与利用将直接影响到环境的保护和人类社会的可持续发展。作为能源开发与利用的电力工业正处在大发展的阶段，火力发电是电力工业的重要领域，环境保护和社会发展要求火力发电技术不断发展、提高。在已经开始的 21 世纪，火力发电技术发展趋势是我们十分关注的问题。
就能量转换的形式而言，火力发电机组的作用是将燃料（煤、石油、天然气）的化学能经燃烧释放出热能，再进一步将热能转变为电能。其发电方式有汽轮机发电、燃气轮机发电及内燃机发电三种。其中汽轮机发电所占比例最大，燃气轮机发电近年来有所发展，内燃机发电比例最小。汽轮机发电的理论基础是蒸汽的朗肯循环，按朗肯循环理论，蒸汽的初参数（即蒸汽的压力与温度）愈高，循环效率就愈高。目前蒸汽压力已超过临界压力（大于 22.2MPa），即所谓的超临界机组。进一步提高超临界机组的效率，主要从以下两方面入手。
1. 提高初参数，采用超超临界
初参数的提高主要受金属材料在高温下性能是否稳定的限制，目前，超临界机组初温可达 538℃～576℃。随着冶金技术的发展，耐高温性能材料的不断出现，初温可提高到 600℃～700℃。如日本东芝公司 1980 年着手开发两台 0 型两段再热的700MW 超超临界汽轮机，并相继于 1989 年和 1990 年投产，运行稳定，达到提高发电端热效率 5%的预期目标，即发电端效率为 41%，同时实现了在 140 分钟内启动的设计要求，且可在带 10％额定负荷运行。在此基础上，该公司正推进 1 型（30.99MPa、593/593/593℃）、2 型（34.52MPa,650/593/593℃）机组的实用化研究据推算，超超临界机组的供电煤耗可降低到 279g/kWh
2. 采用高性能汽轮机
汽轮机制造技术已很成熟，但仍有进一步提高其效率的空间，主要有以下三种途径：
首先是进一步增加末级叶片的环形排汽面积，从而达到减小排汽损失的目的。末级叶片的环形排汽面积取决于叶片高度，后者受制于材料的耐离心力强度。日本700MW 机组已成功采用钛制 1.016m 的长叶片，它比目前通常采用的 12Cr 钢制的0.842m 的叶片增加了离心力强度，排汽面积增加了 40%，由于降低了排汽损失，效率提高 1.6%。
其次是采用减少二次流损失的叶栅。叶栅汽道中的二次流会干扰工作的主汽流产生较大的能量损失，要进一步研制新型叶栅，以减少二次流损失。
最后是减少汽轮机内部漏汽损失。汽轮机隔板与轴间、动叶顶部与汽缸、动叶与隔板间均有一定间隙。这些部位均装有汽封，以减少漏汽损失。要研制新型汽封件以减少漏汽损失。
发展大机组的优点可综述如下：
1. 降低每千瓦装机容量的基建投资
随着机组容量的增大，投资费用降低。在一定的范围内，机组的容量越大越经济。一般将这个范围称为容量极限。
以 20万千瓦燃煤机组的建设费比率为100%。30 万千瓦燃煤机组为93%，到60 万千瓦时进一步下降为84%。容量每增加一倍，基建投资约降低5%。
2. 提高电站的供电热效率
机组容量越大，电站的供电热效率也越高。在15万千瓦以前，热效率的上升率较高。达到 15万千瓦以后，热效率上升趋于和缓。原因在于容量在15万千瓦前，蒸汽参数随容量增加而提高的缘故。容量超过15万千瓦后，蒸汽参数变化不大。欲取得更高的供电热效率，只有采用超临界领域的蒸汽参数。
16.9MPa,566/538℃，50万千瓦机组的供电热效率为38.6%。24.6MPa538/538℃，90万千瓦机组的供电热效率则高达40.7%，与前者相比约提高 2.1%。
3. 降低热耗
以 15万千瓦机组的单位热耗比率为100%，当机组容量增加到 60万千瓦时，降低 1.3%；由30 万千瓦增加到60万千瓦时降低1.0%。由60万千瓦提高到 120万千瓦时降低 0.5%左右。
4. 减少电站人员的需要量
15 万千瓦机组，需0.45人/兆瓦；到30万千瓦时下降到0.27人/兆瓦；到120万千瓦时会进一步下降到 0.12人/兆瓦。这表明，机组容量越大，工资支出越少。
5. 降低发电成本
在燃料价格相同的情况下，机组容量越大，发电成本越低。机组容量增大，蒸汽参数提高，每千瓦装机容量的建设费用降低，热效率变大，热耗降低，工作人员减少，发电成本降低。这充分显示了大机组的优势。
2 热力系统与机组资料
2.1. 热力系统简介
本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图 2-1 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℃。
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。
凝汽器为单压式凝汽器，汽轮机排气压力4.4kPa。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值确定。
高压缸门杆漏汽（1 和 2）分别引入再热热段管道和均压箱，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。

图2-1 660MW亚临界压力凝汽式机组热力系统图

2.2. 原始资料
2.2.1.汽轮机型以及参数
1. 机组型式：亚临界压力、一次中间再热、四缸四排汽、单轴、凝汽式汽轮机；
2. 额定功率；
3. 主蒸汽初参数（主汽阀前）：
4. 再热蒸汽参数（进汽阀前）：热段
冷段
5. 汽轮机排汽压力。
2.2.2.回热加热系统参数
机组各级回热抽汽参数见表2-1

表2-1回热加热系统原始汽水参数

项目
单位
H1
H2
H3
H4
H5
H6
H7
H8
抽汽压力 pj
MPa
5.945
3.668
1.776
0.964
0.416
0.226
0.109
0.0197
抽汽焓 hj
kJ/kg
3144.2
3027.1
3352.2
3169
2978.5
2851
2716
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
—
水侧压力 pw
MPa
21.47
21.47
21.47
0.916
2.758
2.758
2.758
2.758
抽汽管道压损△pj
%
3
3
3
5
3
3
3
3

2. 最终给水温度
3. 给水泵出口压力
4. 除氧器至给水泵高差
5. 小汽机排汽压力。
2.2.3.锅炉型式及参数

1. 锅炉：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
3. 额定过热蒸汽压力
4. 额定过热汽温
5. 汽包压力
6. 锅炉热效率。
2.2.4.其他数据

1. 汽轮机进汽节流损失中压缸进汽节流损失；
2. 轴封加热器压力，疏水比焓；
3. 机组各门杆漏汽、轴封漏汽等小汽流量及参数见表2-2；
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2-2；
5. 汽轮机机械效率；发电机效率；
6. 补充水温度；
7. 厂用电率 。

表 2-2 各辅助汽水、门杆漏汽、轴封漏汽数据

汽水代号
1
2
3
4
5
6
汽水流量
1824
389
66240
2908
2099
3236
流量系数
0.000899
0.000192
0.032631
0.001433
0.001034
0.001594
汽水比焓 kJ/kg
3397.2
3397.2
773.24
3024.3
3024.3
3024.3
汽水代号
7
8
9
10
11
12
汽水流量
2572
1369
1551
2785
22000
65800
流量系数
0.001267
0.000674
0.000764
0.001372
0.010837
0.032414
汽水比焓 kJ/kg
3024.3
3169
3474
3474
3169
3169
汽水代号
13
14
15
16

汽水流量
19800
33000
1270
5821

流量系数
0.009754
0.016256
0.000626
0.002867

汽水比焓 kJ/kg
84.1
3397.2
3154.71
3154.71

3 热力系统计算
3.1. 汽水平衡计算
3.1.1.全厂补水率
全厂汽水平衡如图 3-1 所示，各汽水流量见表。将进、出系统的各流量用相对量a表示。由于计算前汽轮机进汽量为未知，故预选进行计算，最后校核。
全厂工质渗漏系数
锅炉排污系数
取,,,,

扩容器工作压力 1.55MPa
扩容蒸汽焓，扩容蒸汽送进除氧器。
扩容饱和水焓，加热补充水后排地沟。
其余各量经计算为
厂用汽系数
减温水系数
暖风器疏水系数
由全厂物质平衡得
补水率
3.1.2.给水系数

图3.1全厂汽水平衡图
3.1.3.各小汽流量系数
表 3-1门杆漏汽、轴封漏汽数据
汽水代号
1
2
3
4
5
6
汽水流量
1824
389
66240
2908
2099
3236
流量系数
0.000899
0.000192
0.032631
0.001433
0.001034
0.001594
汽水比焓 kJ/kg
3397.2
3397.2
773.24
3024.3
3024.3
3024.3
汽水代号
7
8
9
10
11
12
汽水流量
2572
1369
1551
2785
22000
65800
流量系数
0.001267
0.000674
0.000764
0.001372
0.010837
0.032414
汽水比焓 kJ/kg
3024.3
3169
3474
3474
3169
3169
汽水代号
13
14
15
16

汽水流量
19800
33000
1270
5821

流量系数
0.009754
0.016256
0.000626
0.002867

汽水比焓 kJ/kg
84.1
3397.2
3154.71
3154.71

3.2. 汽轮机进汽参数计算
3.2.1.主蒸汽参数
由主汽门前压力,温度，查水蒸所性质表，得主蒸汽比焓值。
主汽门后压力。
由查表，得主汽门后汽温。
3.1.2.再热蒸汽参数
由中联门前压力，温度，查水蒸气性质表，得再热蒸汽比焓值。
中联门后再热汽压。
同，查水蒸所性质表，得中联门后再热汽温。°
3.3. 辅助计算
3.3.1.均压箱计算
以加权平均法计算均压箱内平均进汽比焓。计算详见下表
表 3-2　均压箱比焓表
项目
2 高压门杆
5 高压轴封 2
7高压轴封
8中压轴封 2
9 中压轴封 2
Σ
漏汽量 Gi，kg/h
389
2099
2572
1369
1551
7980
漏汽系数 αi
0.000192
0.001034
0.001267
0.000674
0.000764
0.003931
漏汽点比焓 hi
3397.2
3024.3
3024.3
3169
3474

总焓 αihi
0.650991
3.127096
3.831773
2.137124
2.654273
12.401257
平均比焓 hjy
3154.71

3.3.2.轴封加热器计算
以加权平均法计算轴封加热器内平均进汽比焓。计算详见下表

表 3-3　轴封加热器比焓表
项目
15 箱轴封加
漏汽量 Gi，kg/h
1270
漏汽系数 αi
0.000626
漏汽点比焓 hi
3154.71
总焓 αihi
3154.71
平均比焓 hjy
3154.71

3.3.3.凝汽器计算
由，查水蒸所性质表，得。
由，查水蒸所性质表，得。
凝汽器平均温度ts=0.5（ts1+ts2）=0.5（30.62+34.19）=32.41℃
查水蒸气性质表，得凝汽器平均压力ps=4.8707kPa；
将所得数据与表 2-1 的数据一起，以各抽汽口的数据为节点，在h-s图上绘制出汽
轮机的汽态膨胀过程线，见图 3.2

3.4. 各加热器进、出水参数计算
3.4.1. 高压加热器
加热器压力：

式中——第一抽汽口压力；
——抽汽管道相对压损；
由，查水蒸所性质表得
加热器饱和温度
出水温度：

式中 ——加热器上端差。
疏水温度：
°
式中 ——加热器下端差，
——进水温度，其值从高压加热器的上端差计算得到。

图3.2汽轮机的汽态膨胀过程线

已知加热器水侧压力，由，查得出水比焓
由，，查得 进水比焓，
由，，查得 疏水比焓。
至此，高压加热器 的进、出口汽水参数已全部算出。
3.4.2. 高压加热器
加热器压力：

式中——第二抽汽口压力；
——抽汽管道相对压损；
由，查水蒸所性质表得
加热器饱和温度
出水温度：

式中 ——加热器上端差。
疏水温度：
°
式中 ——加热器下端差，
——进水温度，其值从高压加热器的上端差计算得到。
已知加热器水侧压力，由，查得出水比焓
由，，查得 进水比焓，
由，，查得 疏水比焓。
至此，高压加热器 的进、出口汽水参数已全部算出。
3.4.3. 高压加热器
加热器压力：

式中——第三抽汽口压力；
——抽汽管道相对压损；
由，查水蒸所性质表得
加热器饱和温度
出水温度：

式中 ——加热器上端差。
疏水温度：
°
式中 ——加热器下端差，
——进水温度，其值从高压加热器的上端差计算得到。
已知加热器水侧压力，由，查得出水比焓
由，，查得 进水比焓，
由，，查得 疏水比焓。
至此，高压加热器 的进、出口汽水参数已全部算出。
3.4.4. 除氧器
加热器压力：

式中——第四抽汽口压力；
——抽汽管道相对压损；
由，查水蒸所性质表得
加热器饱和温度
出水温度：

式中 ——加热器上端差。
疏水温度：
°
式中 ——加热器下端差，
——进水温度，其值从高压加热器的上端差计算得到。
已知加热器水侧压力，由，查得出水比焓
由，，查得 进水比焓，
由，，查得 疏水比焓。
至此，高压加热器 的进、出口汽水参数已全部算出。
3.4.5. 低压加热器
加热器压力：

式中——第五抽汽口压力；
——抽汽管道相对压损；
由，查水蒸所性质表得
加热器饱和温度
出水温度：

式中 ——加热器上端差。
疏水温度：
°
式中 ——加热器下端差，
——进水温度，其值从高压加热器的上端差计算得到。
已知加热器水侧压力，由，查得出水比焓
由，，查得 进水比焓，
由，，查得 疏水比焓。
至此，高压加热器 的进、出口汽水参数已全部算出。
3.4.6. 低压加热器
加热器压力：

式中——第六抽汽口压力；
——抽汽管道相对压损；
由，查水蒸所性质表得
加热器饱和温度
出水温度：

式中 ——加热器上端差。
疏水温度：
°
式中 ——加热器下端差，
——进水温度，其值从高压加热器的上端差计算得到。
已知加热器水侧压力，由，查得出水比焓
由，，查得 进水比焓，
由，，查得 疏水比焓。
至此，高压加热器 的进、出口汽水参数已全部算出。
3.4.7. 低压加热器
加热器压力：

式中——第七抽汽口压力；
——抽汽管道相对压损；
由，查水蒸所性质表得
加热器饱和温度
出水温度：

式中 ——加热器上端差。
疏水温度：
°
式中 ——加热器下端差，
——进水温度，其值从高压加热器的上端差计算得到。
已知加热器水侧压力，由，查得出水比焓
由，，查得 进水比焓，
由，，查得 疏水比焓。
至此，高压加热器 的进、出口汽水参数已全部算出。
3.4.8. 低压加热器
加热器压力：

式中——第八抽汽口压力；
——抽汽管道相对压损；
由，查水蒸所性质表得
加热器饱和温度
出水温度：

式中 ——加热器上端差。
疏水温度：
°
式中 ——加热器下端差，
——进水温度，其值从轴封加热器的上端差计算得到。
已知加热器水侧压力，由，查得出水比焓
由，，查得 进水比焓，
由，，查得 疏水比焓。
至此，高压加热器 的进、出口汽水参数已全部算出。
表3-4 回热加热系统汽水参数计算
项目
H1
H2
H3
H4
H5
H6
H7
H8
SG
汽
侧
抽汽压力 pj'
5.945
3.668
1.776
0.964
0.416
0.226
0.109
0.0197

抽汽焓 hj
3144.2
3027.1
3352.2
3169
2978.5
2851
2716
2455.8
3154.71
抽汽管道压损 Δpj
0.03
0.03
0.03
0.05
0.03
0.03
0.03
0.03

加热侧压力 pj
5.76665
3.55796
1.72272
0.9158
0.40352
0.21922
0.10573
0.019109
0.102
汽侧饱和温度 ts
273.01
243.51
204.96
176.1
143.93
123.14
101.17
59.08

水
侧
水侧压力 pw
21.47
21.47
21.47
0.916
2.758
2.758
2.758
2.758
2.758
加热侧上端差 δt
-1.7
0
-1.7
0
2.8
2.8
2.8
2.8

出水温度 twj
274.71
243.51
206.66
176.1
141.13
120.34
98.37
56.28
32.9
出水比焓 hwj
1204.84
1056.64
890.41
745.99
595.59
507.03
414.23
237.92
140.58
进水温度 t'wj
243.51
206.66
179.85
141.13
120.34
98.37
56.28
32.9
32.41
进水比焓 h'wj
1056.64
890.41
773.24
594.4
507.03
414.23
237.92
140.58
138.31
加热器下端差 δt1
5.5
5.5
5.5
0
5.5
5.5
5.5

5.5
疏水温度 tdj
249.01
212.16
185.35
176.1
125.84
103.87
61.78
32.9
38.4

疏水比焓 hdj
1080.87
908.15
787.19
746.02
528.75
435.39
258.67
140.58
415

3.5. 高压加热器组抽汽系数计算
3.5.1.由高压加热器 热平衡计算
高压加热器 的抽汽系数：

高压加热器的疏水系数：

3.5.2.由高压加热器热平衡计算、
高压加热器 的抽汽系数：

高压加热器的疏水系数：

再热器流量系数：

3.5.3.由高压加热器 热平衡计算
本级计算时，高压加热器 的进水比焓为未知，故先计算给水泵的介质比焓升。
如图 3-3 所示，泵入口静压：

式中——除氧器压力，；
——除氧器至给水泵水的平均密度，。
给水泵内介质平均压力：

给水泵内介质平均比焓：
取
根据 和查得：
给水泵内介质平均比容
给水泵介质焓升：

给水泵出口焓：

高压加热器的抽汽系数：

图3.3 给水泵焓升示意图

图3.3 给水泵焓升示意图

高压加热器的疏水系数：

3.6. 除氧器抽汽系数计算
除氧器出水流量：

除氧器物质平衡和热平衡见图 3-4。

图3-4除氧器物质平衡和热平衡图
由于除氧器为汇集式加热器，进水流量为未知。但利用简捷算法可避开求取。

=0.04466

3.7. 低压加热器组抽汽系数计算
3.7.1.由低压加热器热平衡计算
低压加热器的出水系数：

低压加热器的抽汽系数：

低压加热器的疏水系数：

3.7.2.由低压加热器热平衡计算
低压加热器的抽汽系数：

低压加热器的疏水系数：

3.7.3.由低压加热器热平衡计算
则低压加热器的抽汽系数：

低压加热器的疏水系数：

3.7.4.由低压加热器热平衡计算
由于低加的进水焓、疏水焓为未知，故先计算轴封加热器。又由于轴封加热器的出水系数未知，故先预选，最后校核。
由的热平衡，得轴封加热器出水焓：

由，，查得轴封加热器出水温度。
由于低压加热器未设疏水冷却器，所以疏水温度。
由，查得低压加热器疏水焓。
低压加热器的抽汽系数：

低压加热器的疏水系数：

3.8. 凝汽系数计算
3.8.1.小汽机抽汽系数

3.8.2.由凝汽器的质量平衡计算：

3.8.3.由汽轮机汽侧平衡校验
抽汽口抽汽系数和：

各加热器抽汽系数和：

轴封漏汽系数和：
å

凝汽系数：

误差为，凝汽系数计算正确。
3.9. 汽轮机内功计算
3.9.1.凝汽流做功

式中 ——再热汽吸热，
3.9.2.抽汽流做功å
抽汽做功

抽汽做功

抽汽做功

抽汽做功

抽汽做功

抽汽做功

抽汽做功

抽汽做功

表 3-5做功量和抽汽量计算结果
1kg 抽汽做功
254.64
371.74
559.82
743.02
933.52
1061.02
1196.02
1456.22
各级抽汽量
144277.86
145822.43
78077.78
254194.36
55429.39
56761.82
95083.65
54427.38
抽汽流总内功：

3.9.3.附加功量å
附加功量是指各小汽流量做功之和：

3.9.4.汽轮机内功

3.10.汽轮机内效率、热经济指标、汽水流量计算
汽轮机比热耗：

汽轮机绝对内效率：

汽轮机绝对电效率：

汽轮机热耗率：

汽轮机汽耗率：

汽轮机进汽量:

式中 ——汽轮机额定功率，。
检验：汽轮机进汽量，与初选值误差：

误差在允许范围内。
给水流量：

凝结水泵流量：

凝汽量：

第一级抽汽量:

第二级抽汽量:

第三级抽汽量:

第四级抽汽量:

第五级抽汽量:

第六级抽汽量:

第七级抽汽量:

第八级抽汽量:

3.11.全厂性热经济指标计算
3.11.1. 锅炉参数计算
过热蒸汽参数：
由，，查表得过热蒸汽出口比焓。
再热蒸汽参数：
锅炉设计再热蒸汽出口压力，该压力已高于汽轮机排汽压力，故按照汽轮机侧参数，确定锅炉再热器出口压力。由和，查表得再热蒸汽出口比焓。
再热器换热量。
3.11.2. 锅炉有效热量

3.11.3. 管道效率

3.11.4. 全厂效率

3.11.5. 全厂发电标准煤耗
系数
式中 ——暖风器吸热量，按下式计算：

相应于标煤的输入热量：

发电标准煤耗：

3.11.6. 全厂热耗率：

3.11.7. 全厂供电标准煤耗：

式中　——厂用电率，e
4 反平衡校核
为检查计算结果的正确性，以下做全厂反平衡校核计算。校核目标为汽轮机的内功。反平衡计算中的各量均相应于汽轮机进汽。
4.1. 锅炉输入热量：

4.2. 锅炉损失：

4.3. 排污损失：

式中 ——化学补充水的比焓，
4.4. 全厂工质渗漏损失：

4.5. 厂用汽损失：

4.6. 凝汽流冷源损失：

4.7. 小汽机冷源损失：

4.8. 化学补充水冷源损失：

4.9. 轴封加热器疏水冷源损失：

4.10. 均压箱去热水井汽流的冷源损失：

以上第 6～10项为凝汽器的直接冷源损失
4.11. 暖风器损失：

4.12. 管道散热损失：

4.13. 轴封汽散热损失

D
损失之和

åD
216.06+4.61+53.89+33.43+1210.83+85.25-1.794+0.17310+1.317+80.13+5.085

汽轮机内功：

正、反平衡相对误差：

计算无误。
5 辅助系统设计、选型
5.1. 主蒸汽系统
由于本设计采用一次中间再热高参数凝汽式电厂，故选用单元制系统。机组主蒸汽及高、低温在热蒸汽系统采用单管、双管混合系统，管道从过热器的出口联箱的两侧引出，在机头处汇集成一根管，到高压缸前分成两根支管分别进入高压缸左右侧主汽阀和调节阀，在汽轮机入口前设压力平衡联通管。
热再热蒸汽管道从再热器的出口联箱的两侧引出，平行接到汽轮机前，分别接入中压缸左右侧再热主汽阀，在汽轮机入口前设压力平衡连通管。
热再热蒸汽管道从再热器的出口联箱的两侧引出，平行接到汽轮机前，分别接入中压缸左右再热主汽阀调节阀，在汽轮机入口前设压力平衡连通管。冷再热蒸汽管道从高压缸的两个排气口引出，在机头处汇成一根总管，到锅炉前再分成两根支管分别接入再热器进口联箱。既减少由于锅炉两侧热偏差和管道布置差异所引起的蒸汽温度和压力偏差，有利于机组的安全运行，同时还可以选择合适的管道规格，节省管道投资。
高压缸排汽管道上为了防止机组甩负荷时，再热管道内的蒸汽倒流入汽轮机，设置了气动止回阀。当汽轮机甩负荷时，高、中压自动主汽阀在高压油作用下瞬间关闭（0.1～0.3s），高压缸排气止回阀以及各回热抽汽官道上的逆止阀也在气动机构作用下迅速关闭，从而保证汽轮机不至超速。
5.2. 给水系统
本设计给水泵系统按最大运行流量即锅炉最大连续蒸发量（BMCR）工况时对应的给水量进行。系统设置 2 台容量为最大给水量 50%的汽动给水泵作经常运行，1台容量为 50%的电动调速给水泵作备用泵。给水泵由德国 KSB 公司生产，出口压力21.47MPa，最大流量为1324.8t/h，中间抽头流量为39.7t/h，效率83%。每台气动给水泵配有 1 台电动前置泵，电动调速给水泵与前置泵用同一电动机通过液力偶合器拖动，在一台给水泵出现故障时，其余两台给水泵还能继续工作。每套泵都配有一前置泵进口滤网、给水泵进口滤网、给水泵出口逆止门和最小流量再循环系统。最小流量再循环系统包括一个再循环阀、两个再循环截止阀及差压开关和再循环减压装置。
5.3. 凝结水系统
本次设计采用两台 100%容量的立式筒型泵，一台运行，一台备用。凝结水泵的容量满足汽机 VWO 工况下的凝结水流量，再加上 10%的欲量。其扬程也按在 VOW 工况下运行并留有欲量，且能适应机组变工况运行的要求。凝结水泵选用电动、立式、多级、筒式、离心泵。
5.4. 抽空气系统
各加热器汽侧与加热蒸汽管道相连，运行中蒸汽不断凝结成疏水，而蒸汽中含有部分不凝结性气体则会在简体内停留，影响加热器中的传热系数值。为此在加热器汽侧设置了抽空气管道以排除不凝结性气体。高压加热器汽侧抽空气管路与除氧器相连，再接入低压加热器抽空气系统，最后连接至凝汽器的真空维持系统。为减少抽空气过程中携带蒸汽造成的热损失和降低抽气器负担，在抽气管路上设置有节流孔板，用以阻止蒸汽大量流入下一级或凝汽器。
凝汽器侧抽真空系统设置 3 台 50%容量水环式真空泵，电动机与真空泵采用直联式。正常运行时，1台真空泵作为备用。抽气器的任务是抽除凝汽器内不能凝结的气体，以维持凝汽器的正常真空。所以抽气器的工作正常与否对凝汽器压力的影响很大。任何一种抽气器，不管其结构和作用原理如何，其实都是一种扩容器。它将蒸汽空气混合物从抽气口德压力扩压到略高于大气压以排入大气，其压缩比一般为15～40。
5.5. 旁路系统
本机组设有两级串联的高、低旁路系统。主蒸汽管与汽机高压缸排气逆止阀后的冷段再热蒸汽管道之间连接高压旁路，使蒸汽直接进入再热器；再热器出口管路上连接高压旁路管道使蒸汽直接进入凝汽器。在机组启停、运行和异常情况期间旁路系统起到控制、监视蒸汽压力和锅炉