汽輪機熱力性能

steam turbine performance

　　汽輪機裝置(包括汽輪機、凝汽器和給水加熱器等)的熱力性能，包括熱耗率和熱效率，主要與采用的熱力系統(tǒng)有關(guān)。

　　熱力系統(tǒng) 　圖1為采用再熱的 300兆瓦凝汽式汽輪機裝置的熱力系統(tǒng)示意圖。來自鍋爐的蒸汽經(jīng)蒸汽室進入高壓缸膨脹作功。高壓缸的排汽,除小部分通往給水加熱器加熱給水外,其余的通往再熱器。蒸汽在再熱器中再熱后，通往中壓缸繼續(xù)膨脹作功。中壓缸的排汽，除小部分流向驅(qū)動給水泵的小汽輪機和除氧器外，其余流入雙流結(jié)構(gòu)的低壓缸作功。低壓缸的排汽和小汽輪機排汽一起進入凝汽器凝結(jié)成水。

　　為了提高循環(huán)熱效率，從汽輪機中間級抽出一部分作過功的蒸汽，分別送入各給水加熱器逐步加熱凝結(jié)水。圖中除軸封加熱器外，共有8臺加熱器，其中1臺為除氧器，它是混合式加熱器，由抽汽將凝結(jié)水加熱到飽和溫度，以除去溶解在水中的氧，防止設(shè)備腐蝕；其余7臺均為表面式加熱器。從凝結(jié)水泵出口到給水泵前這段管路上的加熱器承受低水壓，稱為低壓加熱器；給水泵后的加熱器承受高水壓，稱為高壓加熱器。給水泵將通過低壓加熱器的凝結(jié)水升壓，再經(jīng)高壓加熱器將給水加熱后送往鍋爐；另有很小部分給水從給水泵出口直接送往鍋爐，用于噴水調(diào)節(jié)過熱蒸汽溫度。

　　各高壓加熱器中抽汽的凝結(jié)水（疏水）從抽汽壓力較高的加熱器逐級排入壓力較低的加熱器，并在其中放出一部分熱量，最后排入除氧器。低壓加熱器也同樣逐級排出疏水，最后排入凝汽器。

　　熱力性能 　汽輪機裝置的熱力性能用熱耗率和熱效率表示。汽輪機裝置的熱耗率為每輸出單位機械功所耗的蒸汽熱量。熱效率是輸出機械功與所耗蒸汽熱量之比。電站汽輪機裝置的熱耗率和熱效率是按發(fā)電機輸出單位功計算的，已考慮了發(fā)電機效率。為了進行熱力性能計算，必須列出各部分的熱力系統(tǒng)熱平衡方程，因此熱力性能計算也稱熱平衡計算。

　　以圖1中6號加熱器為例,每個加熱器的熱平衡計算方法如下。流入加熱器管中的凝結(jié)水流量為q_m，溫度為t_w1,焓為H _W1。加熱后流出時溫度為t_W2，焓為H _W2。流入加熱器并在管外流動的抽汽量為q_me6，壓力為p_e6，焓為H_e6。5號加熱器疏水流入6號加熱器的流量為5，焓為H_S5,6號加熱器的疏水流量為6，焓為H _S6 。相應(yīng)的熱量平衡方程為　

q_m·(H _W2-H _W1)=q_me6·H_e6+5·H S₅-6·H _S6

如果只有抽汽量qme6為未知值，即可解出

q_me6=[q_m·(H _W2-H _W1)-5·H_S5+6·_HS6]/H_e6

　　如果分別對各加熱器列出類似的熱平衡方程，求解后即可得出各段抽汽量，從而可得出通過汽輪機各級的蒸汽流量和相應(yīng)的功率，算出汽輪機的總功率。

　　對于圖1的循環(huán)，發(fā)出功率為額定功率 300兆瓦，汽輪機裝置熱耗率為8080.5焦／(瓦·時)，熱效率為44.5％。對于整個電站,還要考慮鍋爐效率和廠用電,因此電站熱耗率比單獨汽輪機裝置的熱耗率高。如果廠用電占輸出功率的 5％，鍋爐效率為90％，則相應(yīng)電站熱耗率為8080.5/(0.95×0.9)=9450焦／（瓦·時），電站熱效率為3600/9450=38.1％。

　　影響熱效率的因素 　汽輪機裝置的熱效率最高可達40％左右。提高汽輪機裝置熱效率的問題一直受到人們重視。熱效率的水平主要取決于理想循環(huán)熱效率（不考慮汽輪機損失）和汽輪機內(nèi)效率。由熱力學(xué)第二定律已知，理想循環(huán)的熱效率決定于循環(huán)的平均吸熱溫度和平均放熱溫度。平均吸熱溫度越高,平均放熱溫度越低,則理想循環(huán)的熱效率越高。影響汽輪機裝置熱效率的主要因素有新蒸汽參數(shù)、排汽壓力、給水回?zé)岷驮贌嵫h(huán)。

　?、?新蒸汽參數(shù):在排汽壓力pK相同的情況下，不同的新蒸汽參數(shù)對理想循環(huán)熱效率ηt的影響不同（圖2）。當新蒸汽壓力p0不變時,提高新蒸汽溫度t0會使平均吸熱溫度增高,使理想循環(huán)熱效率提高；同時由于進汽比容增大和排汽濕度減少,汽輪機的內(nèi)效率也有所提高。提高新蒸汽溫度受到耐熱鋼的性能和價格的限制，一般采用535～565℃。當新蒸汽溫度不變時，提高壓力也可提高理想循環(huán)熱效率,但是過分提高壓力反而會使理想循環(huán)熱效率降低;同時由于進汽比容減小和排汽濕度增大，汽輪機的內(nèi)效率降低。壓力的提高還受汽輪機末級容許濕度(12～14％)的限制。在一定的蒸汽溫度下，通常有一個最佳的壓力，這時理想循環(huán)熱效率最高。

　　② 排汽壓力（背壓）:在新蒸汽參數(shù)相同的情況下，降低汽輪機的背壓會使平均放熱溫度降低，理想循環(huán)熱效率提高（圖3）。降低背壓一方面受到自然條件（如冷卻水源和水溫）的限制，另一方面將使排汽比容增大，汽輪機末級葉片和凝汽器的尺寸相應(yīng)增大，增加投資。因此，合理的背壓必須根據(jù)技術(shù)經(jīng)濟比較加以選用。凝汽式電站汽輪機的排汽壓力,在冷卻水溫為20℃時常用0.005～0.006兆帕,在冷卻水溫為 27℃時常用0.007～0.008兆帕。

　?、?給水回?zé)?圖1中的給水加熱方法稱為給水回?zé)?。在新蒸汽參?shù)、背壓和功率不變的條件下，給水回?zé)釙惯M汽量增加而排汽量減少，因而能減少凝汽器冷卻水帶走的熱量損失（冷源損失），提高理想循環(huán)熱效率。給水回?zé)岬慕?jīng)濟性主要決定于給水的最終溫度和回?zé)峒墧?shù)（圖4）。圖中橫坐標為給水溫升與最大可能溫升之比(給水溫升比)，縱坐標為理想循環(huán)采用回?zé)岷鬅岷牡慕档团c最大可能降低值之比（熱耗降低相對值）。從圖中可以看出，對于給定的回?zé)峒墧?shù)，給水溫度有一最佳值。實際采用的給水溫度往往低于理論最佳值，因為提高給水溫度時鍋爐排煙溫度隨之提高，而鍋爐效率則降低。此外，隨著回?zé)峒墧?shù)增多,熱效率增加,其相對增益逐漸減小，加熱器設(shè)備投資和維護費用相應(yīng)增加。因此，實際采用的給水溫度常為理論最佳值的0.65～0.75。常用的給水溫度、回?zé)峒墧?shù)和采用回?zé)岷鬅嵝侍岣叩南鄬χ狄姳怼?br>

　?、?再熱循環(huán):汽輪機的再熱循環(huán)可用以溫度T和熵S為坐標的T-S 圖表示（圖5）。為了便于分析，圖中的汽輪機膨脹曲線用理想曲線表示。再熱循環(huán)可以看作是由基本循環(huán)1-2-3-4-5-1和再熱附加循環(huán) 1′-2′-2-h-1′組成的復(fù)合循環(huán)。適當?shù)剡x擇再熱壓力和溫度可以使再熱附加循環(huán)的平均吸熱溫度T孡大于基本循環(huán)的平均吸熱溫度Tp。因此，附加循環(huán)比基本循環(huán)有更高的熱效率，因而可提高再熱循環(huán)的熱效率。此外，采用中間再熱能減小汽輪機低壓部分的濕度，提高汽輪機的內(nèi)效率，并減少葉片受濕汽的侵蝕。一般采用一次再熱可使機組的熱效率相對提高5％，采用二次再熱還可再相對提高2％。但是采用再熱會增加設(shè)備造價，因此一般火電站只有 100兆瓦以上的汽輪機才采用再熱，而且大都只采用一次再熱。再熱溫度常取與新蒸汽溫度相同，再熱壓力為新蒸汽壓力的18～26％。對于大功率核電站飽和蒸汽輪機，經(jīng)常用新蒸汽對高壓缸排汽進行再熱，以減少低壓缸蒸汽的溫度。

　　供熱式汽輪機在提供電或動力（用于驅(qū)動發(fā)電機或其他機械）的同時，也提供工業(yè)和生活用熱，將原來沒有利用的熱量加以利用，這對于節(jié)約能源很有意義。