一种双背压汽轮机组低压通流及凝汽器设计选型方法与流程

本发明涉及火力发电厂汽轮机低压缸通流及凝汽器设计选型的方法，尤其涉及的是一种双背压汽轮机组低压通流及凝汽器设计选型方法。

背景技术：

目前我国600MW及以上等级四排汽汽轮机组大多采用双背压凝汽器，但在传统的热力系统设计及低压缸通流设计上依然采用单背压机组的方式进行设计，即两个不同排汽压力的低压缸均按照流量均分、以平均排汽压力为背压的原则进行选型设计，双背压凝汽器也是按照热负荷均分的原则进行设计计算。

传统双背压机组设计特点：

1、热力设计采用单背压方式，设计背压值为双背压凝汽器的平均背压值；

2、两低压缸采用流量均分原则，凝汽器采用热负荷相等，面积相等的原则；

3、两低压缸末级叶片均按照平均背压进行选型设计；

4、设计出的两低压缸结构基本相同，凝汽器面积相等。

由以上可知，传统双背压机组在两低压缸末级叶片选型时按照平均背压原则选择完全一样的低压末级叶片，而在两低压缸排汽质量流量相同的情况下，因为背压的不同引起的排汽容积流量差异在20％～25％，即实际运行时两个低压缸排汽余速损失均不在最小点上，引起机组实际热耗比设计值偏高，没有充分发挥低压缸的性能，没有真正达到优化设计的目的。

技术实现要素：

本发明的目的在于克服现有技术的不足，提供了一种双背压汽轮机组低压通流及凝汽器设计选型方法。

本发明是通过以下技术方案实现的：一种双背压汽轮机组低压通流及凝汽器设计选型方法，其特征在于步骤如下：

步骤一、预设汽轮机热力设计工况点，跟据平均背压计算方法确定该设计工况点下汽轮机低压缸末级排汽流量G，低压缸进汽压力P₀，进汽焓值H₀，低压缸平均排汽压力P_b，循环水流量W和循环水温度t_w1；

步骤二、设定两低压缸排汽流量比；

步骤三、预设低压侧背压P_b1，并据此计算高压侧背压P_b2；

步骤四、根据P_b1和P_b2计算低压侧低压缸排汽容积流量G_v1和高压侧低压缸排汽容积流量G_v2；

步骤五、比较G_v1和G_v2大小，调整低压侧背压P_b1的预设值，使G_v1＝G_v2；

步骤六、根据低压缸末级叶片特性数据、依据低压缸排汽容积流量，选择低压缸排汽余速损失在最小值的末级叶片规格。

步骤七、计算低、高压侧凝汽器换热面积凝汽器换热面积，并据此选择凝汽器规格。

作为对上述方案的进一步改进，所述步骤二中，设定低、高压侧低压缸排汽质量流量比为0.45:0.55，即低压侧排汽流量G₁＝0.45G，高压侧排汽流量为G₂＝0.55G。

作为对上述方案的进一步改进，所述步骤三中，具体计算步骤如下：

先设定低压侧背压值P_b1，根据IF-97水蒸气公式求出其饱和温度t_b1，通过公式(1)求得高压侧排汽饱和温度t_b2，进而再根据IF-97水蒸气公式计算出高压侧背压P_b2，

其中，t_b是凝汽器平均背压P_b对应饱和温度，根据IF-97水蒸气公式可得出；t_b1是低压侧背压P_b1对应饱和温度；t_b2是高压侧背压P_b2对应饱和温度。

作为对上述方案的进一步改进，计算低压侧低压缸排汽容积流量G_v1的步骤如下：

由低压侧排汽压力P_b1，进汽熵S₀，根据IF-97水蒸气公式得出低压缸等熵排汽焓H_sb1

低压侧实际排汽焓：H_b1＝H₀-(H₀-H_sb1)×η₁，其中η₁是低压侧低压缸设计效率，

由排汽压力P_b1，排汽焓H_b1，根据IF-97水蒸气公式得出排汽比容V_b1

低压侧低压缸排汽容积流量：G_v1＝G₁×V_b1

通过与计算低压侧低压缸排汽容积流量同样方法计算高压侧低压缸排汽容积流量G_v2。

作为对上述方案的进一步改进，所述步骤五的详细过程如下：若G_v1＞G_v2，降低低压侧背压值P_b1，重复步骤3-4，直至G_v1＝G_v2；若G_v1＜G_v2，调高低压侧背压值P_b1，重复步骤3-4；直至G_v1＝G_v2。

作为对上述方案的进一步改进，每次调整低压侧背压值P_b1的幅度为0.001kPa。

作为对上述方案的进一步改进，凝汽器换热面积通过以下公式计算：

凝汽器热负荷:Q＝G(h_s-h_c)+∑G_d(h'_d-h_c) (2)

其中，G是低压缸排汽量，h_s是低压缸排汽焓，G_d是疏水或疏汽量，h'_d是疏水或疏汽焓，h_c是凝结水焓；

冷却水温升:

其中，c是冷却水比热容，W是冷却水流量，ρ是冷却水密度；

凝汽器端差:δt＝t_b-t-△t （4）

其中，t是冷却水设计温度，t_b是排汽压力对应饱和温度；

对数平均温差：

传热系数K：根据凝汽器设计边界条件，由HEI标准获取；

换热面积：

根据已知的循环水流量、循环水设计温度、低压侧排汽压力、低压侧排汽量和焓值，凝汽器冷却管规格条件，通过公式(2)-(6)，求得低压侧凝汽器面积A₁；

将低压侧冷却水出口水温作为高压侧凝汽器冷却水进口温水，由循环水流量、高压侧排汽压力、高压侧排汽量和焓值，凝汽器冷却管规格条件，通过公式(2)-(6)，求得高压侧凝汽器面积A₂；

凝汽器总面积：A＝A₁+A₂；

根据A₁、A₂和A的值选择凝汽器型号。

作为对上述方案的进一步改进，还包括步骤八，调整冷端设备容量，使得在设计工作点上，排汽容积流量位于低压缸排汽损失最低点。

本发明相比现有技术具有以下优点：两低压缸进汽、排汽质量流量不均分；两低压缸设计排汽容积流量相同；两低压缸分别按实际的排汽压力进行设计选型(非平均排汽压力)；两低压缸末级叶片选型相同，低压缸排汽口尺寸相同，便于现场布置和基础设计，且在设计工作点上，两低压缸的排汽损失同时达到或接近最低值；两低压缸非末级叶片不相同，单独选型；两凝汽器冷却管根数相同，有效长度不同，即面积不相同；热负荷不相同的单流程双背压凝汽器计算方法。使两低压缸排汽体积流量相同，在选用相同的末级叶片也即低压缸排汽口尺寸相同的情况下，两低压缸排汽余速损失均在最小值。

附图说明

图1是本发明的流程示意图。

图2是双背压凝汽器循环水流程图。

图3是某末级叶片排汽损失曲线图例。

具体实施方式

下面对本发明的实施例作详细说明，本实施例在以本发明技术方案为前提下进行实施，给出了详细的实施方式和具体的操作过程，但本发明的保护范围不限于下述的实施例。

一种双背压汽轮机组低压通流及凝汽器设计选型方法，实施流程图如附图2所示。其中包括如下步骤：

1、确定汽轮机热力设计工况点。

汽轮机热力设计工况点一般为100％额定负荷(基荷机组)，或以75％额定负荷(腰荷机组)为设计工况点，以此为依据，进行优化设计。确定设计工况点后，首先根据传统的平均背压计算方法计算出一个初步方案，根据此初步方案可得到设计工况点下汽轮机低压缸末级排汽流量G(kg/s)，低压缸进汽压力P₀，进汽焓值H₀，低压缸平均排汽压力P_b。并根据该项目实际环境条件获取循环水流量W、温度t_w1等凝汽器设计边界条件(循环水量一般取低压缸排汽量的50～70倍循环倍率)。

2、设定两低压缸排汽流量比

设定低、高压侧低压缸排汽质量流量比为0.45:0.55，则低压侧排汽流量G₁＝0.45G，高压侧排汽流量为G₂＝0.55G。

3、双背压值的确定

平均背压的计算采用双背压平均冷凝温度模型，由于两凝汽器冷凝温度相差不大，将两凝汽器汽化潜热视为常数。

t_b：凝汽器平均背压P_b对应饱和温度，根据IF-97水蒸气公式可得出；

t_b1：低压侧背压P_b1对应饱和温度；

t_b2：高压侧背压P_b2对应饱和温度。

先给定低压侧背压值P_b1(初始值可设为低于平均背压P_b约1kPa)，根据IF-97水蒸气公式可求出其饱和温度t_b1。

通过公式(1)求得高压侧排汽饱和温度t_b2，进而再根据IF-97水蒸气公式计算出高压侧背压P_b2。

4、低压缸排汽容积流量计算

低压缸进汽压力P₀，进汽焓值H₀，进汽熵S₀，两低压缸设计效率分别为η₁、η₂。

低压侧低压缸排汽容积流量计算：

由低压侧排汽压力P_b1，进汽熵S₀，根据IF-97水蒸气公式得出低压缸等熵排汽焓H_sb1

低压侧实际排汽焓：H_b1＝H₀-(H₀-H_sb1)×η₁

由排汽压力P_b1，排汽焓H_b1，根据IF-97水蒸气公式得出排汽比容V_b1

因此，低压侧低压缸排汽容积流量：G_v1＝G₁×V_b1

高压侧低压缸排汽容积流量计算：

根据低压缸进汽参数、高压侧低压缸效率、高压侧排汽压力，计算过程同上，可求得高压侧低压缸排汽容积流量G_v2。

5、比较G_v1、G_v2

若G_v1＞G_v2，降低低压侧背压值P_b10.01kPa，重复步骤3-4；若G_v1＜G_v2，调

高低压侧背压值P_b10.01kPa，重复步骤3-4；直至G_v1＝G_v2。

6、低压缸通流设计选型

通过步骤1-5，得到两低压缸排汽容积流量相等时的进排汽参数和进排汽流量等。

根据汽轮机厂家储备的各种规格低压缸末级叶片特性数据、依据低压缸排汽容积流量，选择低压缸排汽余速损失在最小值的末级叶片规格。此时两低压缸末级叶片长度相同，且均在余速损失最小范围内。

非末级叶片，分别根据以上计算的两低压缸实际的通流参数进行计算选型。7、凝汽器计算

凝汽器面积通过以下公式计算：

凝汽器热负荷:Q＝G(h_s-h_c)+∑G_d(h'_d-h_c)(kW) (2)

其中：G：低压缸排汽量(kg/s)

h_s：低压缸排汽焓(kJ/kg)

G_d：疏水或疏汽量(kg/s)

h'_d：疏水或疏汽焓(kJ/kg)

h_c：凝结水焓(kJ/kg)

冷却水温升:

其中：c：冷却水比热容(kJ/(kg·℃))

W：冷却水流量(m³/s)

ρ：冷却水密度(kg/m³)

凝汽器端差:δt＝t_b-t-△t(℃) (4)

其中：t：冷却水设计温度(℃)

t_b：排汽压力对应饱和温度(℃)

对数平均温差：

传热系数K：根据凝汽器设计边界条件，由HEI标准获取。

换热面积：低压侧凝汽器面积计算：

根据已知的循环水流量、循环水设计温度、低压侧排汽压力、低压侧排汽量和焓值，凝汽器冷却管规格等条件，通过公式(2)-(6)，可求得低压侧凝汽器面积A₁。

高压侧凝汽器面积计算：

将低压侧冷却水出口水温作为高压侧凝汽器冷却水进口温水，由循环水流量、高压侧排汽压力、高压侧排汽量和焓值，凝汽器冷却管规格等条件，通过公式(2)-(6)，可求得高压侧凝汽器面积A₂。

凝汽器总面积：A＝A₁+A₂

8、优化设计要点

采用本专利提出的方法时，需要调整冷端设备(凝汽器面积、循环水量、冷却塔等)容量，使得在设计工作点上，排汽容积流量位于或接近低压缸排汽损失最低点。末叶排汽损失曲线见附图3。

以上仅为本发明的较佳实施例而已，并不用以限制本发明，凡在本发明的精神和原则之内所作的任何修改、等同替换和改进等，均应包含在本发明的保护范围之内。