试对某25 MW凝汽式汽轮机的回热系统进行热平衡估算。基本数据：额定功率Pr=25000 kW，设计功率Pe=20000 kW，新汽压力p0=3.43 MPa，新汽温度t0=435℃，排汽压力p＇c=pz=0.0049 MPa，给水温度tfw=159.17℃，给水泵压头pfp=6.27 MPa，凝结水泵压头pcp=1.18 MPa，射汽抽汽器耗汽量ΔDej=0.5 t/h，抽汽冷却器内蒸汽比焓降Δhej=2302.7 kJ/kg。

回热系统如图3-10所示，图中H1、H2为高压加热器，H3、H4为低压加热器，Hd为除氧器，共5级回热抽汽。

图3-10　25 MW凝汽式汽轮机回热系统

解

1.拟定近似热力过程曲线

在h-s图上，由p0、t0可确定汽轮机进汽状态点0并查得初始比焓h0=3304.2 kJ/kg。

设进汽机构的节流损失Δp0=0.04p0，得调节级前压力p0＇=p0-Δp0=3.3 MPa，并确定调节级前蒸汽状态点1。过点1作等比熵线向下交于pz线于点2，查得h2t=2127.3 kJ/kg，整机的理想比焓降。

估计汽轮机相对内效率ηri=85.5%，有效比焓降，排汽比焓，在h-s图上得排汽点z，用直线连接1、z两点，在中间3＇点处沿等压线下移21～25 kJ/kg得3点，光滑连接1、3、z点，得该机设计工况下的近似热力过程曲线，如图3-11所示。

图3-11　25 MW凝汽式汽轮机近似热力过程曲线

2.估算汽轮机进汽量D0

设m=1.12，ΔD=2.5 t/h，ηm=0.99，ηg=0.97，则

蒸汽量ΔD0包括前轴封漏汽ΔDl=1.000 t/h（其中ΔDl1=0.77 t/h，漏入H2高压加热器中），ΔDl待汽轮机通流部分有关尺寸确定后才能计算，计算方法见3.5节。

3.确定抽汽压力

该机采用大气式除氧器，除氧器压力为0.118 MPa，对应的饱和水温度t＇ed=104.25℃。考虑到非调节抽汽随负荷变化的特点，为了维持所有工况下除氧器定压运行，供给除氧器的回热抽汽压力一般比除氧器工作压力高0.2～0.3 MPa。本机采用70%负荷以下除氧器与H2高压加热器共汽源的运行方式，故除氧器回热抽汽压力仅比除氧器工作压力高出0.024 MPa。

根据给水温度tfw=159.17℃，可得H1高压加热器给水出口温度为159.17℃，且除氧器出口水温twd=104.25℃，根据等温升（等比焓升）分配原则得H2高压加热器给水出口温度tw2≈104.25+［（159.17-104.25）/2±5］℃，取127.42℃。采用同样方法可选取各低压加热器的出口水温tw2（见表3-12）。

根据各加热器的出口水温tw2及出口端差δt，可得加热器疏水温度t＇e=tw2+δt。查得t＇e对应的饱和压力p＇e——加热器的工作压力。考虑抽汽管道压力损失后可确定各级回热抽汽压力pe（见表3-12）。

表3-12　某25 MW凝汽式汽轮机加热器汽水参数

在拟定的近似热力过程曲线上求出各回热抽汽比焓值he，如图3-12所示。

4.各级加热器回热抽汽量计算

1）H1高压加热器

其给水量为

式中：ΔDl为高压端轴封漏汽量，t/h；ΔDl1为漏入H2高压加热器中的轴封漏汽量，t/h；ΔDej为射汽抽汽器耗汽量，t/h。

该加热器热平衡方程为

ΔDe1（he1-h＇e1）ηh=Dfw（hw2-hw1）

式中：ηh为加热器效率，一般取=0.98（下同）。

图3-12　25 MW凝汽式汽轮机回热抽汽点参数

该级回热抽汽量为

式中有关符号的意义及数值如表3-12至表3-15所示。

H1高压加热器热平衡图如图3-13（a）所示。

图3-13　加热器热量、流量平衡示意图

2）H2高压加热器

其热平衡图如图3-13（b）所示。先不考虑漏入H2高压加热器中的那部分轴封漏汽量ΔDl1及上级加热器H1流入本级加热器的疏水量ΔDe1，则该级加热器的计算抽汽量为

考虑上级加热器疏水流入H2高压加热器并放热可使本级抽汽量减少的相当量为

考虑前轴封一部分漏汽量ΔDl1漏入本级加热器并放热可使本级回热抽汽量减少的相当量为

式中：hl为轴封漏汽比焓值，相当于调节级后汽室中的蒸汽比焓，hl=3098.1 kJ/kg。

本级高压加热器H2实际所需回热抽汽量为

3）Hd（除氧器）

除氧器为混合式加热器，其热平衡图如图3-13（c）所示。除氧器的热平衡方程与质量平衡方程分别为

将已知数据代入上两式，整理后可得

将式（a）、式（b）联立求解得

除氧器抽汽量　ΔDed=1.504 t/h

凝结水量　Dcw=76.018 t/h

4）H3低压加热器

其热平衡图与H1加热器的热平衡图相同。回热抽汽量ΔDe3为(www.daowen.com)

5）H4低压加热器

其凝结水进口温度tw1与凝汽器压力及凝结水流经抽汽冷却器的温升有关。当p＇c=pz=0.0049 MPa，凝汽器压力pc=0.0047 MPa时，对应的凝结水饱和温度tc=31.8℃，比焓值h＇c=133.1 kJ/kg。

凝结水流经抽汽冷却器的温升Δtej可根据冷却器的热平衡方程求得。其比焓升δhej为

式中：Δhej=2302.7 kJ/kg，为抽汽冷却器中蒸汽比焓降，与抽汽器耗汽量同为已知数据。

根据比焓升δhej在水和水蒸气热力性质图表中查得压力pcp=1.18 MPa的水在30～40℃之间、比焓升为15.1 kJ/kg时对应的温升Δtej≈3.6℃。考虑传热效率等因素，取Δtej≈3℃。

H4低压加热器凝结水进口温度tw1=（31.8+3）℃=34.8℃，对应的比焓值hw1=146 kJ/kg。

H4的计算抽汽量为

H3的疏水流入H4引起末级回热抽汽量减少的相当量为

H4的实际回热抽汽量为

5.流经汽轮机各级组的蒸汽流量及其内功率计算

调节级：

D0=86 t/h

Pi0=D0（h0-h2）/3.6=86×（3304.2-3098.1）/3.6 kW=4924 kW

（调节级后压力为1.226 MPa，比焓值ht=3098.1 kJ/kg，比焓值的实际值待调节级形式选定及热力计算后求得。在第一次估算时，调节级后比焓值可通过估取调节级理想比焓降及级内效率在h-s图的近似热力过程曲线上查得。）

第一级组：

第二级组：

第三级组：

第四级组：

第五级组：

第六级组：

整机内功率：

6.计算汽轮机装置的热经济性

机械损失：

ΔPm=Pi（1-ηm）=21660×（1-0.99）kW=217 kW

汽轮机轴端功率：

Pa=Pi-ΔPm=（21660-217）kW=21443 kW

发电机功率：

Pe=Paηg=21443×0.97 kW=20800 kW

发电机功率符合设计工况Pe=20000 kW的要求，说明原估计的蒸汽量D0正确。若功率达不到设计要求，则需修正进汽量D0并重新计算。

汽耗率：

d=D0×1000/Pe=86000/20800 kg/（kW·h）=4.135 kg/（kW·h）

不抽汽时（回热抽汽停用）估计汽耗率：

汽轮机装置的热耗率：

q=d（h0-hfw）=4.135×（3304.2-674.8）kg/（kW·h）=10871 kg/（kW·h）

汽轮机装置的绝对电效率：

ηel=3600/q=3600/10871×100%=33.12%

本例计算结果列于表3-13至表3-15。

表3-13　25 MW凝汽式汽轮机热平衡计算基本数据

表3-14　热平衡计算数据

表3-15　汽轮机装置的热力特性数据

回热系统热平衡初步计算得到的抽汽压力与压力级比焓降分配后所确定的各级压力往往不能完全吻合，此时必须进行调整，通常需反复几次。本例题中所有数据为经过调整确定的热平衡计算数据。

通过回热系统热平衡计算可以全面算得机组的热经济性。当机组的效率、级数、抽汽点位置以及回热系统布置有变化时，系统的热平衡及机组的热经济性均相应变化，必须重新计算。

附录4中，附表4-1至附表4-4为国产N50-8.82/535型汽轮机热平衡计算数据，附图4-1和附图4-2分别为该汽轮机的回热系统简图和设计工况热力过程曲线。