660MW超临界火力发电热力系统分析

1 绪论
1.1 课题研究背景及意义
我国的煤炭消耗量在世界上名列前茅，并且我们知道一次能源的主要消耗就是煤炭的消耗，而在电力行业中煤炭又作为主要的消耗品。

根据统计，在2010年的时候，全国的煤炭在一次能源消费和生产的结构中，占有率达到了71.0%和75.9%，从全球范围来看，煤炭在一次能源的消费和生产结构中达到了48.5%和47.9%。

根据权威机构的预测，到了2020年，我国一次能源的消费结构中，煤炭占有率约为55%，煤炭的消费量将达到38亿吨以上；到了2050年，煤炭在一次能源消费的结构中占有率仍有50%左右。

由此看来，煤炭消耗量还是最主要的能源消耗[1]。

电力生产这块来看，在2011年，我国整体的用电量达到46819亿千瓦时，比2010年增长了11.79%.在这中间，火力发电的发电量达到了38900亿千瓦时，比2010年增长了14.10%，整个火力发电量占据全国发电量的82.45%，对比2010年增长了1.73个百分点，这说明电力行业的主要生产来自于火力发电，是电力生产的主要提供[2]。

自改革开放以来，国家大力发展电力工业中的火力发电，每年的装机发电量以每年8各百分点飞速增长[3]。

飞速发展的中国经济使得电力需求急剧上升，这也带来相应的高能耗，据统计，全国2002年到2009年的火力发电装机容量从2.648×108kW几乎翻2.5倍的增长为到了6.52×108kW，煤耗的消耗量增加了13亿吨。

预计到2020年，火电装机的容量还会增长到11.32×108kW，需要的煤耗量预计为38亿吨多，估计占有量会达到届时总煤碳量的55%[4],[5]。

随着发展的需要，大功率和高参数的机组对能耗的能量使用率会大大提升，这样对于提高火力发电燃煤机组的效率有着很重要的发展方向。

2011年，全国600兆瓦级别以上的火力发电厂消耗的标准煤是329克/千瓦时，比2010年降低了约有4克/千瓦时，在2012年时，消耗的标准煤降低了3克/千瓦时达到了326克/千瓦时，但是在发达国家，美、日等技术成熟国家的600兆瓦级别以上的火力发电厂消耗的标准煤仅仅约为每千瓦时300克上下，可以从中看出和我国的差距还是很大的。

这表明，全国600兆瓦及其以上级别的超临界火电机组在设计水平、实际运行等方面与国外成熟的火电技术是有着较大的差距。

这样看来，对于600兆瓦及其以上级别的超临界火电机组的热力系统优化，探求其节能的潜力有着很重要的意义[6]。

节能是我国很多年来一直遵循的重要方针和贯彻可持续发展的重要战略，从2016年开始，我国进入十三五规划的重要时期，在这一时期，我国全面建成小康社会的最为重要的时期。

预计世界经济会进入后危机时期，全国经济建设和工业发展将进入新的平
1
稳上升期[7]-[9]。

工业发展进入更为绿色的新阶段，新能源带来的冲击会给传统工业带来更大的危机。

这对于传统工业来是机遇和挑战，对于火力发电来说，能耗的高消耗是绿色发展的重要方向[10]。

火电厂标准煤耗的降低会节省大量的消耗煤炭，节能指标也会得以体现，例如秦岭发电厂中主要参数对煤耗的影响中，锅炉效率煤增加1%，标准煤耗率就会降低3.2克/千瓦时，年标准煤耗量就会减少23360吨，年生产成本就会节省1188.79万元[11]。

因此可以看出其节能影响之大，将热力系统作为对象定量计算和分析，对机组内部参数进行剖析。

定量计算方法对考核火力发电机组的热经济性有着非常实际的指导意义和现实价值，作为火电厂系统的初始设计方法和技术改造基础在热力系统分析方法中有着重要的地位[12]。

本文将采用定流量计算分析火电厂热力系统的热力单元之间存在的能量关系，探讨可优化的点，为节能寻找优化信息。

我们可以依靠系统增加的有序性和减少的不确定性用以将能源的利用率进行提高。

1.2 国内外发展现状
热力系统的分析方法是为了更加准确的和真实的展示热力系统内部的真实情况和反映出热力单元之间存在的关系。

经过诸多的科研工作者和前人科学家的努力研究和实际应用尝试，现今，针对各个热力参数的研究出现了多种研究方法，这些研究方法根据其基础原理，有基于热力学第一定律的，其中有代数运算方法、矩阵法和偏微分理论方法；基于热力学第二定律并结合第一热力学定律的主要是㶲分析方法。

1.2.1 代数运算法的研究进展
代数运算法本质上是根据实际运行情况联立每个热力单元，热力子系统的质量与能量的平衡方程，计算精确度比较高的分析方法。

主要是基于热力学第一定律的大框架下，对抽汽回热系统的各级抽汽之间的关系量化，数据化计算分析[13],[14]。

代数运算法在热力分析中存在多种方式，都是基于热力学第一定律的大框架下。

主要是对抽汽回热系统的平衡方程组进行量化并完善求解，也会根据实际情况改变方程组达到更加真实表现出实际的效果，这里有串联解法以及循环函数法和等效热降法。

热力系统串联解法是在最早的电力行业建设时发电工程的早期运算方法，根据回热加热器的能量平衡原则来计算抽汽回热中各级的抽汽数值，作为基本的热力分析方法，因为其经典的计算方式在现今仍有很强的使用性。

串联解法的使用需从高压力的一级加热器也就是通常为高加一级一级开始计算分析，固定高加的给水流量进行运算[15]。

美国的工程师J.K.Salisbury根据实际生产中提出“加热单元”这一概念，我国的马芳礼在这基础上提出了循环函数法，这是一个简化分析方法[16]。

这个方法需要先计算出热力系统的抽汽量等参数，然后将热力系统各个系统分开拆解为多个子系统再重合计算。

热力系统
2
有时需要改变一些情况再剖析内部实质，有些运算的受限是因为热力系统的热效益的影响，因此对一些损失的影响计算结果并不是很完善和灵活。

等效焓降法是前苏联的专家Kuznetsov最早提出的方法，经过十年的严谨完善，然后我国研究工作者将其引入并研究应用实际中[17],[18]。

等效焓降法是根据平衡方程，导算出等效焓降值和对应的抽汽率,以此为标准分析热力系统的热经济性。

该方法在考虑再热机组时应考虑到再热增加量，要计算出再热抽汽级的真实等效焓降才会更有意义，否则计算结果没有参考性。

20世纪中叶时期，由美国学者Salisbury.J.Kenneth提出来了等效抽汽法[19]，我国有研究者解读了这一方法[20]。

这个方法是把Z级回热抽汽假象为一股抽象的抽汽，抽汽量α为所有各级抽汽量之和，假想地这个抽汽的焓值是各级抽汽对应抽汽焓经过加权平均算得的值。

等效抽汽法是的原则是，将单位质量的凝汽以基础进行分析运算，它的焓值越小，抽汽量越大，热耗率就会越来越低。

1.2.2 矩阵法的研究进展
矩阵法最早是在20世纪90年代由郭丙然和其他学者最早提出的热力系统分析方法[21],[22]。

将热力系统的抽汽回热系统中的热力单元，依据能量守恒列出线性方程组进行联立起来求解就是该方法的分析过程。

这样可以一次计算出很多个未知参数，并可以解出抽汽量的数值，这种对应于串联解法的分析方法可以称之为并联解法。

在之后的很多学者还是对矩阵法进行了完善和研究，可以让他会有更好的灵活性和通用性[23],[24]。

现今，应用矩阵方法对热力系统其经济性研究更加完善和方便。

1.2.3 偏微分法的研究进展
偏微分法是最早由张春发显示提出的，最早主要是为了定义和推到等效焓降值和相对应的抽汽效率的。

刚开始称之为“小扰动理论”，并有学者验证了其一致性[25],[26]。

之后结合矩阵法的基础上，有学者提出了新的方法热（汽）耗变换系数法[27]，是利用推导的热耗变换系数和汽耗变换系数作为评定标准，对热力系统进行计算分析的。

1.2.4 㶲分析法的研究进展
最早的Gouy等一些人提出了能的质量概念，后来由Rant在1956年总结出了“㶲”的概念并提出，这使得能量被分成了可以转换和不可装换两个新的部分。

名称是“E xergy”，中文命名为“㶲”。

㶲效率反映出了一个设备能量转换为有用功的程度。

人们注意到了㶲体现的是能量转换的程度，这对节能具有重要研究意义，外国研究者作了很多将实际生产运用到了㶲分析中[28]-[33]。

越来越多的研究人员将㶲分析法结合实例进行计算，通过㶲评定参数㶲损失量、㶲效率、㶲损系数以及㶲损率对实际生产提供越来越有意义的指导方向。

1.3 本文研究内容
3
本文将在秦岭发电厂实习期间学习的660MW超临界发电机组作为研究对象，通过运用等效焓降法、固定新汽流量建立平衡矩阵方程式方法、㶲分析法将系统的汽轮机抽汽回热系统作为主要研究对象，通过计算各级抽汽的各个参数数值关系和相互影响，得到分析结果。

将实际运行过程中的因素考虑进去，得算出抽汽分配和给水焓升分配结果，分析其中数值关系。

从中探究出计算参数的数值同实际情况的异同，寻求可优化节能部分，试提出意见和建议。

本文主要的研究内容有：
（1）利用各级抽气参数结合等效焓降的方法导算出各级抽汽的等效焓降算式以及对应的抽汽效率的算式，计算出各级（相对于新汽的）抽汽率和抽汽做功不足系数，相关抽汽级的真实等效焓降和对应的抽汽效率，新汽的等效焓降和抽汽效率，从计算结果中做出分析，解剖其中大小异同原因，做出科学的解释。

（2）利用矩阵法热力分析方法结合物料平衡和能量平衡守则，基于固定新汽流量的原则构建出矩阵平衡方程式并标明各热力点参数的填入规定，构建方程做出循环计算框图，运算出相对应的抽汽分配量和一些重要参数，做出针对汽轮机效率的目标函数来运用数学方法得到给水焓升分配，并分析其分配结果和改进的方法，针对实际中超临界机组的运行数据和参数，对比出异同，分析其原因。

（3）运用㶲分析方法计算出热力系统各热力单元的㶲评定参数，输出㶲的㶲值，损失掉的㶲损失量以及㶲效率、㶲损系数和㶲损率。

探讨分析结果中锅炉系统、汽轮机系统和抽汽回热系统㶲损失、㶲效率的数值大小，根据实际状况解读各评定参数结果的原因，逐个分析其可优化空间和优化方法，为整个热力系统的节能提出合理化意见和建议和改进措施并探讨其可行性和困难点。

4
5
2 660MW 超临界机组热力系统
2.1研究对象机组介绍
本文所研究的对象是华能秦岭公司660MW 超临界发电机组，该汽轮机是东方汽轮机厂制造的一个超临界压力汽轮机，型号为NJK622-24.2/566/566，可以根据这个型号看出来该机组是一个超临界的并且是一次再热的，再热温度是566℃，额定出力为622.511MW ，并且是一个三缸四排汽的间接空冷凝汽式汽轮机。

该机组锅炉是东方锅炉厂生产制造的一个超临界变压直流锅炉，型号为DG2141/25.4-Ⅱ6型，该锅炉同样是依次再热，并且全露天布置、有固态排渣系统，是一个全钢机构、全悬吊结构∏型锅[34]。

图2-1为热力系统流程，图2-2显示了机组锅炉内过热器和再热器的布置。

BOILER-锅炉 GENERATOR-发电机COND-凝汽器HP TURBINE-高压缸 IP TURBINE-中压缸 LP TURBINE-低压缸CP-冷凝水泵 B.F.P.T-给水泵汽轮机 DTR-除氧器 FP-给水泵 HP HEATER NO.1~NO.3-高压加热器 LP HEATER NO.5~NO.7-低压加热器
图2-1 660MW 机组原则性系统图 Fig.2-1 Principle system diagram of 660MW unit
本文研究主要对象是660MW 机组汽轮机抽汽回热系统，根据了解该电厂汽轮机抽气回热系统共有七段非调整抽汽，第一段抽汽引向高压缸，全机第6级后，供1号高压加热器；第二段抽气引自高压缸排汽，在全机第8级后，供2号高压加热器、给水泵汽轮机及辅汽系统的备用汽源；第三段抽汽引自中压缸，在全机第11级后，供3
号高压加
热器；第四段抽气引自中压缸排汽，在全机第14级后，供给除氧器、给水泵汽轮机、辅汽系统；第五至第七段抽汽均引由低压缸A和低压缸B第16,17,18级抽出。

抽汽在表面式加热器中放热后的疏水，高压加热器和低压加热器每级的凝结疏水来加热下级进入工质的温度，3号高加的疏水流向除氧器，而7号低加的疏水流向凝汽器。

由于各级加热器均设有疏水冷却段，可将抽汽的凝结水在疏水冷却段内进一步冷却，使疏水的温度低于其饱和温度，故可以防止疏水的汽化对下级加热器抽汽的排挤。

图2-3为汽轮机抽汽回热系统图，表2-1到表2-4是系统主要技术参数与抽汽回热系统各级抽汽技术参数。

表中根据超临界机组系统中抽汽回热的七段抽汽温度和压力数据，查得热力学饱和水和水蒸汽热力性质表以及未饱和水与过热蒸汽热力性质表，运用线性差值法查表并计算得出各段抽汽的饱和水温度、焓值。

在抽汽回热的给水数据中，由前一段抽汽直至排汽减去后一段给水出口焓值得到每一段抽汽的给水焓升值。

在抽汽
图2-2 过、再热器流程图
Fig.2-2 Flow chart of superheater and reheater
表2-1 热力系统技术参数（VWO工况）
6
回热的疏水数据中，由前一段抽汽直至第七段减去后一段疏水焓值得到每段抽汽的疏水放热量，因为1号高压缸没有再上一级的疏水，故没有疏水放热量。

每一段抽汽的抽汽放热量为每一段抽的焓值减去该段抽汽的疏水焓值。

Table 2-1 Thermodynamic system technical parameters (VWO condition)
名称数值名称数值机组出力695.714MW 中压缸排汽压力 1.065MPa
主蒸汽流量2141t/h 低压缸进汽温度362.2℃
主蒸汽温度566℃低压缸进汽压力 1.044MPa
主蒸汽压力24.2MPa 低压缸排汽温度49.42℃
再热蒸汽流量1738.703t/h 低压缸排汽压力12KPa
再热器进口温度566℃高压缸效率86.9%
再热器进口压力 4.596MPa 中压缸效率93%
再热器出口压力 5.02MPa 低压缸效率92.5%
高压缸进汽温度566℃小汽轮机效率83.62%
高压缸进汽压力24.2MPa 小汽轮机排汽压力7.3KPa
高压缸排汽温度315.1℃燃料消耗量260.74t/h
高压缸排汽压力 5.110MPa 给水温度292℃
中压缸进汽温度566℃给水压力30.56MPa
中压缸进汽压力 4.596MPa 冷凝压力12kPa
中压缸排汽温度362.9℃排烟温度127℃
7
8
图2-3 汽轮机抽汽回热系统图
Fig.2-3 Extraction steam heat recovery system diagram of steam turbine
表2-2 抽汽回热系统技术参数（回热抽汽）
Table 2-2 Technical parameter(Extraction steam heat recovery)
抽汽段
压力
MPa
温度
℃
焓值
/kJ kg
压损
％
加热器汽侧饱和压MPa
饱和水温度
℃
抽汽放热量/kJ kg 一 7.481 384.9 3107.7 3 7.257 288.28 1945.2 二 4.841 325.0 3005.4 3 4.696 260.05 2046.0 三 2.335 468.7 3395.0 5 2.218 217.68 2571.0 四 1.119 361.2 3179.7 5 1.063 182.56 2579.76 五 0.401 241.1 2946.2 5 0.381 141.87 2423.2 六 0.221 178.2 2825.5 5 0.210 121.76 2388.6 七 0.112 114.6 2704.4 5 0.106 101.24 2387.0 排汽
0.012
-
2531.7
-
49.42
-
表2-3 抽汽回热系统技术参数（给水）Table 2-3 Technical parameter(Feed-water)
抽汽段出口水压
MPa 出口水温
℃
出口水焓
/
kJ kg
给水焓升
/
kJ kg
一30.060 293.7 1296.9 146.5
二13.879 263.4 1150.4 193.9
三 2.355 220.8 956.5 182.0
四 1.064 182.6 774.5 182.1
五0.366 140.4 592.4 86.7
六0.199 120.0 505.7 90.6
七0.096 98.6 415.1 208.19
排汽- 49.42 206.91 -
表2-4 抽汽回热系统技术参数（疏水）
Table 2-4 Technical parameter(Drain)
抽汽段疏水温度℃疏水焓/
kJ kg疏水放热量/
kJ kg 一265.6 1162.5 -
二223.3 959.4 203.1
三193.6 824.0 135.4
四142.5 599.94 224.06
五124.5 523.0 -
六104.2 436.9 86.1
七75.8 317.4 119.5
排汽- - -
2.2 热力系统介绍
2.2.1 回热加热器
9
火电厂的给水回热加热器分为混合式（C型）加热器和表面式（F型）加热器两大类。

混合式加热器是接触换热，各工质汇流混合，有传热温差，但无端差、无疏水，表面式加热器的吸热工质通常为液态，放热工质通常为蒸汽，两者不直接接触，而是通过传热面换热，液态工质吸热升温，蒸汽则降温并凝结，排出的凝结水称为疏水。

2.2.2 加热器端差
表面式加热器的各温差的意义如下[35]：
(1)上端差θ：是被加热的水最终离开加热器时的温度t j与加热器内饱和汽温t sj的差值，即θj=t sj−t j。

在有内置式蒸汽冷却段（过热段）时，θ可为1~2℃。

(2)凝结段进口过热度θs：它是蒸汽从蒸汽冷却段进入凝结段时的温度t j‘与加热器内饱和汽温t sj的差值，即θs=t j‘−t sj。

表2-5 各加热器上下端差
Table 2-5 Heater Terminal Temperature Difference
一二三四五六七上端差℃-1.7 0 0 0 2.8 2.8 2.8
下端差℃ 5.6 5.6 5.6 0 5.6 5.6 5.6
(3)凝结段出口温差δt：是被加热的工质离开凝结段时的温度t j”与饱和汽温的差值，即δt=t sj−t j”。

(4)下端差φ：是指被疏水加热后的给水的温度t j+1和对给水传热后的疏水剩余的温度t dj的差值，即φ=t dj−t j+1。

一般情况下可取φ=8~10℃。

(5)抽汽过热度θD：抽汽温度t rj高出加热器内饱和汽温t sj的值，即θD=t rj−t sj。

2.2.3 高压加热器
高压加热器是一种表面式加热器，由于被加热水来自给水泵出口，因此水侧管道压力很高，故称之为“高压”加热器。

对于超临界机组，其高压加热器的给水压力比呲牙加热器的管侧压力要高得多，达到27~30MPa（视不同的工况），正是由于这一点，高压加热器在结构、系统、保护装置等方面比低压加热器都有更高的要求[36]。

因为一些因素的影响会造成加热器里热量的损失带来的热经济损失，因此，现在的加热器为了充分利用热传递的能量和端差带来的损耗，主要的结构为下面这三段结构：
(1)过热蒸汽冷却段
过热蒸汽指的是蒸汽的温度高于其对应压力下的饱和温度，对于高压加热器，抽汽均是过热蒸汽，因此高温度的抽汽来加热相较而言温度低的给水工质，这样会造成不可逆损失的增大，所以就需要在加热器里有一个部分来冷却过热蒸汽，就是过热蒸汽冷却段[37]，过热蒸汽就会有过热度，在这个部分将过热蒸汽冷却降温，就会降低过热蒸汽的
10
过热度，这样就可以挽回一些不可逆损失，提高热效益。

一般在这个部分，都会将过热蒸汽的过热度进行降低，但使其依然是带有过热度的过热蒸汽，而不会将其降低到对应的饱和温度。

(2)凝结段
具有一定过热度的过热蒸汽在这个部分进行加热放热，放出热量后形成的凝结水的温度是高于被加热给水的温度的，凝结水是释放出其汽化潜热后变相后的形态，温度为对应饱和压力下的饱和温度，而给水被加热后的温度要低于这个温度。

(3)疏水冷却段
这个部分会将换热继续进行，使热量充分得到传递，上部分凝结段的凝结水再次进行其温度的冷却，这样可以将抽汽的气量进一步消耗，可将抽汽的凝结水在疏水冷却段内进一步冷却，使疏水的温度低于其饱和温度，故可以防止疏水的汽化对下级加热器抽汽的排挤。

而且也会使给水进一步加热再进入到凝结段，充分利用了回热的热量。

2.2.4 低压加热器
在本研究对象中的低压加热器，抽汽是来自汽轮机的中压缸和低压缸，水侧是通过凝结水泵的凝结水，为了保障除氧器的工质参数要求，因此设定低压加热器加热凝结水的温度。

因为凝结水通过凝结水泵所带的压力相比于给水泵的压力很低，因此叫做“低压”加热器。

该电厂低压加热器为卧式U型管换热器，设置有凝结段和内置式疏水冷却段，和高压加热器的这两个工作部分相似，过热蒸汽依次经过两个工段的放热最后都变成了具有饱和温度的凝结水，成为疏水到下一级加热器的凝结段继续加热给水工质。

凝结水到低压加热器后，先经过水室再进入管系的疏水冷却段与管外的疏水进行热度得到较大提高，凝结段是低压加热器的主要工作段，然后凝结水离开管系进入水室，最后由凝结水出口管离开这级低压加热器到上一级低压加热器。

2.2.5 轴封加热器
轴封加热器（也称轴封冷却器）是汽轮机轴封系统中的一个重要热交换设备，主要功能是收集汽轮机各个汽缸轴端汽封漏气和汽轮机的阀门门杆漏气，并利用这些蒸汽的热能来加热主凝结水[38]。

由于这些蒸汽中还含有空气，它们在轴封加热器中放热时，其蒸汽凝结成水，而空气需要排出。

不但将汽封等漏气的热量和工质本身加以回收和能量利用，而且又分离了空气，保证了轴封系统的正常工作。

2.2.6 机组运行工况
在火力电厂运行过程中根据调度需要会变负荷运行，会有不同工况运行，其中有：
(1)TRL工况。

汽轮机组能在以下条件的寿命期间的任何时间都可以安全连续地使发电机输出功率为622.542MW。

我们将这个运行状况叫做TRL工况，此工况条件如下：
1)主蒸汽和再热蒸汽为额定值；
11
2)平均背压为30kPa；
3)补给水率为3%；
4)对应该工况的设计给水温度290℃；
5)回热单元均运行良好，并且不使用辅汽；
6)给水泵汽轮机背压32kPa；
7)发电机效率是98.95%。

(2)汽轮机TMCR工况。

就是机组最大连续出力工况。

此工况下的汽轮机工质的流量与TRL工况是相等的，发电机的输出功率是668.884MW。

1)主蒸汽和再热蒸汽为额定值；
2)平均背压为12kPa；
3)补给水率为0%；
4)最终给水温度290℃；
5)回热单元均运行良好，并且不使用辅汽；
6)给水泵汽轮机背压14kPa；
7)发电机效率是98.95%；
并且此工况也为机组处理保证值的验收工况。

(3)调节阀门全开（VWO）工况。

这个工况顾名思义，是指在调节阀都打开的时候的工况。

汽轮机工质的流量最少为TRL工况的百分之一百零五。

此工况为汽轮机进气能力保证值的验收工况。

在阀门全开工况下的输出功率值为695.714MW。

(4)THA工况。

发电机功率达到622.511MW。

汽轮机工质的流量与TMCR不相同，其余条件均相同。

这个工况叫做机组的热耗率验收工况
当机组功率（当采用静态励磁，扣除所消耗的功率）为622.511MW时，除进气量以外其他条件同TMCR时称为机组的热耗率验收（THA）工况。

热耗率保证值为7921kJ/kWh。

(5)阻塞背压工况。

由于温度的降低，会使得汽轮机组的背压下降，这时好像背压被阻塞一样，不论怎样降低背压也不能使机组的出力完成上涨。

因为和TRL工况的工质流量相同，所以叫做TRL流量的阻塞背压工况。

在下列条件可以连续安全运作机组。

这里，汽轮机的背压称作TRL进气量下的阻塞背压，输出功率值为681.236MW。

1)主蒸汽和再热蒸汽为额定值；
2)补给水率为0%
3)对应该工况的设计给水温度；
4)回热单元均运行良好，并且不使用辅汽；
5)采用2台50%汽动给水泵；
12
6)发电机效率是98.95%。

此工况也为机组处理保证值的验收工况。

13
14
15
3 等效焓降法
等效焓降法原名等效热降法。

这个热力分析方法是在热力学第一定律的框架下衍生出来的方法。

根据研究能量转化和变化的规律，导出重要的热力指标—等效焓降值H e 。

这个方法简便有效，在常规的方法中，每次都需要全面重新计算的繁琐工作；但是利用H e 及其有关参量的等效焓降法，只需计算热力系统变化的那些部分，而不必涉及整个系统，就能提出变化所引起的影响[20]。

所谓的这个等效焓降H j e 指的是，在j 级抽汽里，在给1kg 抽汽一定的热量使其返回到汽轮机中，该级抽汽会因为其低压侧的各级抽汽和对应的疏水作用下从汽轮机到凝汽器的蒸汽流量变化。

将其等效为这1kg 抽汽减去在其低压侧各段的抽汽份额和抽汽做功不足系数的乘积流量的直达凝汽器的焓降。

相对应的还有j 级抽汽的抽汽效率ηj 。

这两个参数可以体现出各级的能位，新汽的能位最高，凝汽器排汽能位最低。

在某一定的工况下，汽轮机的气态线一定，初、终参数和再热参数一定，则热力系统的连接方式确定时，常规热力参数g j 、τj 和γj 就确定了，随之H j e 和ηj 就可以确定下来。

它们可以作为该工况下该热力系统的不变参量，用以计算纯回热系统（称为主循环系统）的热经济指标。

实际热力系统是在这个主循环系统的基础上，增加一些辅助性成分形成的。

所谓辅助性成分，是指轴封利用、连续排污和补充水等系统，亦称为辅助系统[39]。

若主循环系统（包括其设备）有较小变化，那些变化部分也可作为辅助系统。

运用H j e 和ηj 来分析计算辅助系统所引起的工质和参数以及g j 、τj 和γj 等的变化，可以计算出一些因实际情况所变化的趋势的数据和参数，也就可以分析出和实际更接近的参数和数据。

3.1 等效焓降及抽汽效率的意义
纯凝汽式朗肯循环进汽的C 气流，其1kg 做功量w c 为
c o c w h h =- （3-1） 回热循环进汽的C rg 汽流，其1kg 做功量w oc 为
11z
oc c r r c r r w w Y w αβ=⎛⎫
=-= ⎪⎝⎭
∑ （3-2）
意思是：进去汽轮机1kg 的C rg 汽流的做功量相当于初、终参数相同的βr （kg ）进去汽轮机的C 汽流的做功量。

βr 为回热机组新汽对纯凝汽机组新汽的等效做功系数；αr 和Y r 分别为各级（相对于新汽的）抽汽率和抽汽做功不足系数[40]。

进入汽轮机的新汽C rg 汽流的内功是新汽的等效焓降H 0e。

同理，j 级抽汽受外热量q j =。