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南昌大学汽轮机课程设计 600MW超临界机组

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课程设计说明书

课程名称： 汽轮机原理

题 目：600MW火力发电厂超临界汽轮机热力计算

学 院： 机电学院 系： 动力工程系

专业班级： 热能与动力工程121班

学 号： 5902112048

学生姓名： 苑 令 辉

起讫日期： 2015.6.23-2015.7.10

指导教师： 张 莹 职称： 教授

学院审核（签名）：

审核日期：

600MW超临界汽轮机热力计算

一、 设计基本参数选择

1、汽轮机类型

机组型号：N600-25.4/543/569

机组形式：超临界、一次中间再热、反动式、两缸两排汽、单轴、凝汽式汽轮机

2、基本参数

额定功率Pel =600MW；

新蒸汽压力p0 =25.4MPa，新蒸汽温度t0=543℃；

冷再热压力（高压缸排汽压力）prh=p2=4.61MPa

中压缸排汽压力ps=4p=0.806MPa；

凝汽器压力pc=5.39KPa

汽轮机转速n=3000r/min。

3、其他参数

给水泵出口压力pfp=28MPa；

凝结水泵出口压力pcp=1.73MPa；

机械效率99.0m；

发电机效率99.0g；

加热器效率98.0h。

4、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%5.87riH；

中压缸%93riM；低压缸%86riL。

5、损失的计算

主汽阀和调节汽阀节流压力损失MPapp27.105.000；

再热器压损MPapprhrh461.01.0；

中压缸联合汽阀节流压力损失MPapprhrh0922.002.0；

中低压缸联通管压力损失sspp02.00.01612MPa

低压缸排汽阻力损失ccpp04.00.0002156MPa

二、 汽轮机热力过程线的拟定

（1） 在h-s图上，根据新蒸汽压力p0=25.4MPa和新蒸汽温度t0=543℃，可确定汽轮机进汽状态点0，并查得该点的比焓值h0=3308.62KJ/Kg，比熵s0=6.1381KJ/(Kg.℃)，比体积v0=0.0123025m³/Kg。

（2） 在h-s图上，根据初压p0=25.4MPa和主汽阀和调节汽阀节流压力损失MPap27.10可以确定调节级级前压力MPappp13.24000，根据0p与0h的交点可以确定调节级前状态点1，并查得该点的温度0t538℃，比熵 ./(1576.60KgKJs℃ ）比体积Kgmv/0130122.030

（3） 在h-s图上根据高压缸排汽压力prh=4.61MPa和s0=6.1381KJ/(Kg.℃)可确定高压缸理想出口状态点2t，并查得该点比焓值KgKJhHt/24.2866，温度278Htt℃，比体积KgmvHt/0470342.03，由此可以得到高压，高压缸理想比焓降KgKJhhHHtHt/38.4420，进而可以确定高压缸实际比焓降KgKJHHriHHtHi/0825.387,再根据h0，HiH和prh可以确定高压缸实际出口状态点2，并查得该点比焓值hH=2921.54KJ/Kg，温度tH=294.91℃，比体

积0.0497818m³/Kg。

（4） 在h-s图上，根据高压缸排汽压力prh=4.61MPa和再热器压损MPapprhrh461.01.0可以确定再热压力MPappprhrhrh149.4，然后根据rhp和再热蒸汽温度trh=543℃确定中压缸进汽状态点3，并查得该点的比焓值KgKJhrh/09.3540，比熵KgKJsrh/(1942.7℃），比体积Kgmvrh/0889971.03

（5） 在h-s图上，根据热再热压力MPaprh149.4，和中压缸联合汽阀节流压力损失MPaprh0922.0，可确定中压缸汽阀后压力MPappprhrhrh0568.4，然后根据rhp与rhh的交点可以确定中压缸汽阀后状态点4，并查得该点的温度6.542rht℃，比熵KgKJsrh/(2034.7℃），比体积Kgmvrh/090686.03。

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： （1） 在h-s图上，根据中压缸排汽压力MPaps806.0和KgKJsrh/(1942.7℃）可以确定中压缸理想出口状态点5t，并查得该点的比焓值KgKJhMt/16.3083，温度1.313Mtt℃，比体积KgvMt/0.3694282m3，由此可以得到中压缸理想比焓降KgKJhhHMtrhMt/93.456，进而可以确定中压缸实际比焓降9449.424riMMtMiHHKgKJ/，再根据rhh、MiH、sp可以确定中压缸实际出口状态点5，并查得该点比焓值KgKJhs/1451.3115，温度3.328st℃，比体积kgmvs/3773915.03，kgKJss/(3514.7℃）。

（2） 在h-s图上，根据中压缸排汽压力MPaps806.0和中低压缸连通管压力损失sp0.01612MPa；可以确定低压缸进汽MPapppsss78988.0，然后根据sp和中压缸排汽比焓sh可以确定低压缸进汽状态点6，并查得该点的温度1.328st℃，比体积kgmvs/3884162.03，kgKJss/(3641.7℃）。

（3） 在h-s图上，根据凝汽器压力MPapc00539.0和低压缸排汽阻力损失Pa0.0002156Mcp，可以确定低压缸排汽压力MPapppccc0056056.0。

（4） 在h-s图上，根据凝汽器压力MPapc00539.0和kgKJss/(3514.7℃）可以确定低压缸理想出口状态点7t，并查得该点的比焓值KgKJhct/90.2250，温度22.34ctt℃，比体积kgmvct/869524.223

干度8705.0ctx。由此可以得到汽轮机低压缸理想比焓降kgkJhhHctsLt/2451.864，进而可以确定低压缸实际比焓降kgkJHHriLLtLi/2508.743，再根据sh、LiH和cp可以确定低压缸实际出口状态点7，并查得该点的比焓值kgkJhc/8.23717，温度22.347ct℃，比体积kgmvc/2038655.2437，干度9218.0ctx。

（5） 按顺序用直线连接0、1、2、3、4、5、6、7点，即得到该机组在设计工况下的近似热力过程线。

(中低压缸理想比焓降768.1348ctrhMLthhHKJ/Kg，中低压缸实际比焓降147.1207MLriMLtMLiHH KJ/Kg)

图1 600MW机组热力过程线

三、 汽轮机进汽气量计算

%2.88%10038.44218.13210825.38720.1168tiriHH

设,m=1.225，00%3DD，设计功率为600则

00%3225.199.099.02295.15946000006.3DD

htD/8.17450

四、抽汽回热系统热平衡初步计算 1、给水温度fwt=283℃

2、回热抽汽级数选择

选择8段回热抽汽，采用“三高、四低、一除氧”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，低压加热器采用内置式疏水冷却器；高压加热器疏水收集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。其加热器的编号从高压到低压依次排列，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如图2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pd=0.7574MPa

4、各加热器汽水参数计算

已知：

高压加热器上端差21℃，02℃，03℃；下端差6j℃（j=1,2,3）

低压加热器上端差8.2j℃（j=5,6,7,8）；下端差6.5j℃（j=5,6,7,8）；

各段抽汽压损jjpp%6（j=1，2，……，8）；

给水温度283fwt℃；

凝汽器压力cp对应下的饱和水温，即凝结水温度2.34ct℃；

除氧器工作压力dp对应下的饱和水温，即除氧器水箱出口水温dt=168.19℃；

由等温升法可得5-8号低压加热器水侧温升为60.2651cdttt℃，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2.358cwt℃；8号低压加热器出口水温8.618wt℃；

由凝结水泵出口压力cpp和8cwt得8号低压加热器入口水比焓8cwh149.03KJ/Kg

由凝结水泵出口压力cpp和8wt得8号低压加热器出口水比焓8wh260.12 KJ/Kg；

8号低压加热器凝结段的饱和水温度6.64888wbtt℃；4.2708bhKj/kg；

8号低压加热器汽侧工作压力MPap0246.08；8段抽汽压力0.027MPa；

8号低压加热器疏水温度2.41888cwstt℃；8号低压加热器疏水比焓53.1728sh℃ （2）7号低压加热器入口水温

7号低压加热器入口水温8.6187wcwtt℃，7号低压加热器入口水比焓7wh=258.68KJ/Kg；

7号低压加热器出口水温44.887wt℃；

由凝结水泵出口压力cpp和7wt可得7号低压加热器出口水比焓7wh371.68KJ/Kg

7号低压加热器凝结段的饱和水温度24.91777wbtt℃；7bh382.15KJ/Kg；

7号低压加热器汽侧工作压力0735.07pMPa；7段抽汽压力07766.07pMPa

7号低压加热器疏水温度4.67777cwstt℃；7号低压加热器疏水比焓13.2827shKJ/Kg。

（3）6号低压加热器

6号低压加热器入口水温4.8876wcwtt℃；6号低压加热器入口水比焓21.3707whKJ/kg；

6号低压加热器出口水温1156wt℃；

由凝结水泵出口压力cpp和6wt可得6号低压加热器出口比焓17.4846whKJ/Kg；

6号低压加热器凝结段的饱和水温度6.120666wbtt℃；6bh506.31KJ/Kg；

6号低压加热器汽侧工作压力MPap2023.06；6段抽汽压力MPap2152.06。

6号低压加热器疏水温度94666cwstt℃；6号低压加热器疏水比焓77.3936shKJ/Kg。

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超临界600 mw汽轮机组能耗分析

超临界600 mw汽轮机组能耗分析

- 1 - 超临界600 mw汽轮机组能耗分析

近年来，随着能源安全和环境保护日益受到重视，气体发电机组能效的提高成为电力工程领域的热点问题。其中，超临界汽轮机组技术的应用受到比较广泛的关注，超临界汽轮机组的应用可以提高能源利用效率，减少煤炭的消耗，从而节约能源。

超临界600 mw汽轮机组是指有功功率超过600mw的汽轮机组。这种机组采用超临界循环工质，可以提高增压比，减少蒸汽损失，进而提高机组效率，节约能源。要达到节能效果，必须对其能耗进行分析与优化。

一是对超临界600 mw汽轮机组的热力学特性进行分析，包括动力学传热性能分析、摩擦因子研究以及机组内部损失分析；二是分析超临界汽轮机组能级结构，进而研究其功率曲线特性；三是分析汽轮机机组的能效曲线，确定高效运行区域，以此确定机组的最优化运行条件；四是研究超临界汽轮机组的能耗影响因素，建立相应的数学模型，进而确定机组能耗的变化规律。

超临界600 mw汽轮机组能耗分析需要借助于计算机系统。可以使用专业的计算机软件，对机组的热力学特性进行分析，绘制出汽轮机组的功率曲线和能效曲线。从而优化仿真结果，达到最佳的运行性能，可以极大的提高机组的效率和节能效果。

超临界600 mw汽轮机组的能耗控制必须根据实际情况进行优化设计。通过多种方法，如减少蒸汽密度和增强导叶等，可以进一步降低超临界汽轮机组能耗。同时，可以通过必要的节能技术，比如采暖 - 2 - 节能和节能减排技术，实现节能减排，提高汽轮机组能效。

总之，要提高超临界600 mw汽轮机组能效和节能效果，必须对其能耗进行有效的分析和优化，并采用有效的节能技术。可以采用热力学特性分析、能级结构分析、功率曲线分析等方法，通过计算机系统仿真，绘制出机组的能效曲线，从而确定机组最佳的运行条件。通过采用必要的节能技术，可以进一步降低汽轮机组的能耗，使其达到最优的节能效果。

600MW超超临界汽轮机振动问题分析及处理

600MW超超临界汽轮机振动问题分析及处理

600MW超超临界汽轮机振动问题分析及处理

在现代电力生产中，600MW 超超临界汽轮机作为重要的发电设备，其稳定运行对于保障电力供应的可靠性和稳定性具有关键意义。然而，振动问题一直是影响汽轮机安全稳定运行的常见故障之一。本文将对

600MW 超超临界汽轮机振动问题进行深入分析，并探讨相应的处理措施。

一、600MW 超超临界汽轮机振动问题的表现

汽轮机振动异常通常表现为振动幅值增大、振动频率变化、振动相位不稳定等。在实际运行中，可能会出现以下几种具体情况：

1、 轴振超标

轴振是指汽轮机轴系的振动，当轴振超过规定的限值时，会对轴系的零部件造成严重的磨损和疲劳损伤，影响机组的使用寿命。

2、 瓦振异常

瓦振是指汽轮机轴承座的振动，如果瓦振过大，会导致轴承温度升高，润滑油膜破坏，甚至引发轴瓦烧毁等严重事故。

3、 振动频谱复杂

振动频谱中可能包含多种频率成分，如基频、倍频、分频等，这使得振动故障的诊断变得更加困难。 二、600MW 超超临界汽轮机振动问题的原因分析

1、 转子不平衡

转子不平衡是汽轮机振动最常见的原因之一。这可能是由于转子在制造、安装或运行过程中产生的质量偏心，或者是由于叶片脱落、磨损等导致的转子质量分布不均匀。

2、 不对中

汽轮机的轴系在安装或运行过程中，如果各轴段之间的同心度和垂直度不符合要求，就会产生不对中现象，从而引起振动。

3、 动静摩擦

汽轮机内部的动静部件之间发生摩擦，会产生局部高温和热变形，导致振动增大。

4、 油膜失稳

轴承的润滑油膜在某些情况下可能会失稳，如润滑油量不足、油温过高或过低、油质恶化等，从而引起轴瓦振动。

5、 蒸汽激振

在超超临界工况下，蒸汽的参数较高，蒸汽在流经汽轮机通流部分时可能会产生激振力，导致振动异常。

6、 基础松动 汽轮机的基础如果出现松动，会影响机组的支撑刚度，从而导致振动增大。

7、 电磁干扰

发电机的电磁力不平衡或磁场变化可能会对汽轮机轴系产生电磁干扰，引起振动。

600MW超临界机组控制策略

600MW超临界机组控制策略

600MW超临界机组控制策略

0 引言

作为实现机组安全经济运行目标的有效手段，自动控制系统在机组安全运行中所起的作用日益重要，其功能也日益复杂，担负着机组主、辅机的参数控制、回路调节、联锁保护、顺序控制、参数显示、异常报警、性能计算、趋势记录和报表输出的功能，已从辅助运行人员监控机组运行发展到实现不同程度的设备启停功能、程控和联锁保护的综合体系，成为大型火电机组必不可少的组成部分[1,2]。

1 超临界机组的控制策略

1.1 协调控制系统

单元机组指由发电机、汽轮机和锅炉构成，是一个相互关联的复杂的多输入输出的控制对象，必须将锅炉和汽轮发电机视为一个整体来考虑。

协调控制系统的任务有3项：保证机组输出功率迅速满足电网的要求；迅速协调锅炉、汽轮机之间的能量供求平衡，使输入机组的热量尽快与机组的输出功率相适应；在各种运行工况下，均能保证机组安全运行。

协调控制系统设计关键在于处理机组的负荷适应性与运行稳定性这一矛盾。既要控制汽机充分利用锅炉蓄能，满足机组负荷要求；又要动态超调锅炉的能量输入、补偿锅炉蓄能，要求既快又稳。现代大型锅炉、汽轮机单元机组是一个多变量控制对象，机、炉两侧的控制动作相互影响，且机、炉的动态特性差异较大。超临界机组中的锅炉都是直流锅炉，作功工质占汽、水循环总工质的比例大，锅炉惯性相对于汽包炉大大降低，超临界机组工作介质刚性提高，动态过程加快。超临界直流炉大型机组的这些特点决定了其协调控制从本质上区别于传统汽包炉，它需要更快速的控制作用，更短的控制周期，以及锅炉给水、汽温、燃烧、通风等之间更强的协同配合。

1.2 给水全程控制系统

超临界直流炉的主蒸汽压力变化是汽轮机负荷或锅炉出力的变化所引起的，为了保持住锅炉出力和汽轮机所需的蒸汽量的平衡，就应该稳住给水流量。由于超临界机组给水变成过热蒸汽是一次性完成的，所以给水量就等于蒸发量，因此，给水量是锅炉主控调节的根本，不同给水量就对应不同的负荷。

600MW超临界汽轮机冷态启动暖机方式优化

600MW超临界汽轮机冷态启动暖机方式优化

600MW超临界汽轮机冷态启动暖机方式优化

在现代电力生产中，600MW 超临界汽轮机作为重要的发电设备，其运行效率和稳定性对电力供应具有关键意义。冷态启动是汽轮机运行中的一个重要环节，而暖机方式的优化则直接关系到机组的安全性、经济性和可靠性。

一、600MW 超临界汽轮机冷态启动暖机的基本原理与重要性

超临界汽轮机冷态启动时，由于机组各部件处于常温状态，温度较低，与正常运行时的高温工作环境存在巨大温差。如果直接进入正常运行状态，会导致部件热应力过大，从而影响机组的使用寿命，甚至可能引发严重的设备故障。

暖机的主要目的就是通过缓慢加热汽轮机的各个部件，使其温度均匀上升，减小热应力，保证机组的安全启动。同时，合理的暖机方式还能够缩短启动时间，提高机组的经济性。

二、传统 600MW 超临界汽轮机冷态启动暖机方式存在的问题

在传统的冷态启动暖机过程中，通常采用固定的升温速率和暖机时间。然而，这种方式存在一些明显的不足之处。

首先，固定的升温速率可能无法适应机组实际的热状态。由于制造工艺、安装差异以及停机时间的不同，每次冷态启动时机组的初始温度和热分布都有所不同。采用固定的升温速率，可能导致某些部件加热不足，而另一些部件则过热，增加了热应力的不均匀性。

其次，固定的暖机时间往往缺乏灵活性。如果暖机时间过长，会增加启动成本，降低机组的经济性；而暖机时间过短，则可能无法达到理想的暖机效果，给机组后续运行带来潜在风险。

此外，传统的暖机方式对蒸汽参数的控制不够精确，可能导致蒸汽在进入汽轮机时的温度和压力不稳定，影响暖机效果。

三、600MW 超临界汽轮机冷态启动暖机方式的优化策略

为了克服传统暖机方式的缺陷，需要对暖机方式进行优化。

1、 基于实时监测数据的智能升温控制

通过在汽轮机的关键部位安装温度传感器和应力监测装置，实时获取机组各部件的温度和热应力数据。根据这些数据，采用智能控制算法，动态调整升温速率，确保热应力始终处于安全范围内，同时最大限度地提高升温速度。