海门电厂1000MW机组背压优选及凝汽器设计要求 (1)
1000MW级核电机组凝汽器循环水管道设计优化
Ｉ０ ＭＷ级 核 电机组 Ｏ０
凝汽器循环水 管道设计优化
孙琳 广 东省 电力设计研 究院
可 以 自主 批 量 建 设 的 “ 代 加 ” 主 力 堆 二
本 文针 对 南方 臬 １０ Ｍ ０ Ｗ级 核 电工 程 设 计 Ｏ
额定扬程 ：
１ ０ ｍ ７ ０
．
型…。在 我 国引进 、消 化 、吸收 、大 批 量建 设第三代先进核 电站 之间的过渡期 ， 部分建设 ＣＰ ０ ０核 电可满足 国家核 电 Ｒ１０ 发展规 划对核 电站建设 的进度 要求 。
，
引言
Ｃ Ｒｌ ０ Ｐ ０是 以 广 核 集 团 从 法 国 引 进 ０ 的 １０ ＭＷ 级 核 电 机组 为基 础 ， 合 技 术 Ｏ０ 结 改进而形成的 中国大型商用压水堆技 术方 案 ， 目前 我 国设 计 自主 化 、 是 设备 本 地 化 、 建设 自主化 、 行 自主化水平最高且以 国 运
产 生 附 加 力 和 力 矩 。 可 较 好 的 满 足 循 环
起 到补偿作 用。
母管的方法也难 以实现 ，故循环水埋地部 分 均 为 现 浇 混 凝 土 管 道 ， 出 地 面 部 分 采 露 用 内表面衬胶工 艺的碳钢管道 。初步设计 方案详 见图一。
汽 器 为 刚 性 连 接 ， 凝 汽 器 采 用 弹 簧 支 撑 ，而导 致的 热态 运行 过 程凝 汽器接 口 存 在 附 加 位 移 的 问 题 ， 且 不 会 对 凝 汽 器
水， 将水 引至 泵房 前池 ，经闸门 拦 污 栅 、 鼓 型滤 网进 入循环 水 泵 ，每 台机组 配二 台 混 凝 土 蜗 壳 循 环 水 泵 从 循 环 水 泵 房
、
。
外至常规岛汽机房内的循环水进 水母管采 用 内圆外 方的 现浇钢 筋混 凝土管 道 ，每 台 机 组 设 计 两 条 内径 为 ＯＤ３ ０ ｍｍ 的 进 ６０ 水母 管 ；经过凝 汽 器水室对 汽轮 机低压 缸 排汽 进行 冷却后 再 通 过 两 条 净 空 尺
哈汽1000MW凝结水系统说明书
华能沁北电厂三期2X1000MW 超超临界机组凝结水系统说明书2011年04月目录凝结水系统 (3)1.技术规范、性能与要求 (3)1.1 凝泵与电动机技术规范 (3)1.2 轴封水要求 (3)1.3 输送介质 (3)2.泵的构造与组成 (3)2.1 概述 (3)2.2 筒体部件 (3)2.3 内壳体部件 (3)2.4 转子部件 (3)2.5 轴封部件 (4)2.6 平衡管 (4)3.运转及操作 (4)3.1 运转 (4)3.2 启动前的准备 (4)3.3 启动前的确认事项 (4)3.4 启动 (5)3.5 运转中的注意事项 (5)3.6 停机 (5)3.7 泵长期停运时的注意事项 (5)3.8 其它注意事项 (5)3.9 禁止事项 (5)4.泵的常见故障 (6)凝汽器说明书 (9)低压加热器说明书 (14)减温减压器说明书 (21)汽封冷却器说明书 (23)压差形成器说明书 (25)气动式止逆阀及控制装置说明书 (26)阴极保护装置说明书 (28)凝结水系统1.技术规范、性能与要求1.1 凝泵与电动机技术规范凝泵电机型号：YSPKSL560-4功率：1400kw 电流：158.3A转速：1489r/min凝泵型号：C630Ⅲ-6扬程：287m 流量：1208.9m³/h转速：1480r/min 必须汽蚀余量：4m轴功率：1167.2kw1.2 轴封水要求1.2.1 轴封形式：填料密封水质：工业用纯净水水量：6—9L/min 水压：0.1—0.2MPa1.2.2 轴封形式：机械密封水质：工业用纯净水水量：3—5L/min 水压：0.1—0.2MPa1.3 输送介质A、B、C型凝结水泵输送介质为凝结水，水温不高于80℃。
2.泵的构造与组成2.1 概述泵为地坑立式外筒型多级导叶离心水泵。
水泵本体通过压水接管用螺栓与吐出弯管相连接，安装在带有安装底板的外筒体内。
泵的结构大致分为外筒体部件、筒内壳体部分、转子部件和轴封部件等。
1000MW机组高压加热器上端差取值建议
1000MW机组高压加热器上端差取值建议徐传海（中南电力设计院武汉470031）[摘要]计算表明1、2、3号高压加热器的上端差分别降低1.7℃可使1000MW超超临界机组TMCR工况的热耗率约分别减少3.70kJ/kWh、0.91kJ/kWh 、1.46kJ/kWh，1号高压加热器的设计上端差按-1.7℃考虑比较合适，2、3号高压加热器的设计上端差可考虑降至-3.2、-2.7℃，每台机组一年大约节省800吨标准煤。
若2、3号高压加热器制造困难，可只将3号高压加热器的设计上端差降至-1.7℃，每台机组一年约节省300吨标准煤。
[关键字] 1000MW机组高压加热器上端差取值1 前言我国自从上世纪八十年代引进美国技术设计制造300MW与600MW亚临界机组以后，高、低压加热器已普遍采用卧式加热器。
这样，除了加热器可以分层布置并充分利用主厂房的空间之外，还便于高压加热器分区设计内置式过热蒸汽冷却段和疏水冷却段，既降低表面式加热器的造价，又能提高机组的热经济性。
引进技术后三台高压加热器的设计上端差分别为-1.7℃、0℃、0℃，设计下端差均为5.6℃。
端差的设计值越小，机组的热经济性越好，需要的换热面积越多，加热器的造价也越高。
因此，高压加热器端差的设计值需要综合比较确定。
鉴于高压加热器疏水冷却段水-水换热的对数平均温差已相当小，不宜选用更小的设计下端差，因而下面将以玉环电厂1000MW超超临界机组TMCR工况的数据为基础仅探讨高压加热器的设计上端差，并提供参考意见。
2 热经济性比较玉环电厂1000MW超超临界机组TMCR工况高压加热器基本数据见表2-1。
表2-1 1000MW超超临机组TMCR工况高压加热器基本数据当1、2、3号高压加热器的上端差分别升/降1.7℃时，计算得知汽轮机的热耗率约分别增/减3.70kJ/kWh、0.91kJ/kWh 、1.46kJ/kWh。
如果工质在锅炉中的吸热量均按TMCR工况的吸热量考虑，则1、2、3号高压加热器的上端差分别升/降1.7℃时机组发电的增减量约分别为505kW、125kW、200kW。
1000MW机组双背压机组运行研究
1000MW机组双背压机组运行研究摘要：提出了1000MW运行机组双背压凝汽器背压应达值的确定方法，并给出了计算模型。
结合某电厂发电公司1000MW汽轮机组优化试验数据，计算得出了双背压凝汽器的最佳背压和循环水泵最佳运行方式。
该方法可用于指导现场节能工作。
关键词：凝汽器；计算模型；双背压1引言随着我国火力发电机组容量的不断增加，1000MW及以上机组采用双背压凝汽器的电厂越来越多。
凝汽器的背压是汽轮机组运行中的重要参数，其数值的大小对汽轮机的运行经济性和安全性有很大影响。
如何确定运行机组双背压凝汽器的最佳背压是迫切需要解决的问题。
在凝汽器的设计阶段，其最佳背压是在汽轮机热力特性确定的条件下，通过经济技术比较，采用最大收益法或最低总年运行费用法来确定。
对已经投入运行的机组，汽轮机、凝汽系统等设备以及运行环境已经确定，最佳背压的选择便建立在凝汽器最佳背压模型的基础上，通过试验和计算来确定不同负荷、不同冷却水温和不同循环水泵运行方式下的凝汽器最佳背压。
本文结合某电厂1000MW机组试验结果，通过计算得出了该机组双背压凝汽器的最佳背压。
2运行机组双背压凝汽器最佳真空计算模型的建立2.1双背压平均冷凝温度模型针对国产1000MW机组双背压凝汽器我们作如下假设：◆每级排汽量认为相等◆每级的传热面积相等◆将各级压力下的汽化潜热视为常数hfg=2200kJ/kg这样双背压平均冷凝温度就可表示为：式(4)2.2双背压凝汽器压力应达值的计算模型串联式双背压凝汽器中蒸汽与冷却水的热交换流动形式可以近似的看成逆流。
图1所示是蒸汽和冷却水的温度沿冷却面积变化规律，沿冷却面积冷却水的温度由进口t1w经第一级凝汽器上升到出口t2w，再经第二级凝汽器上升到出口的t3w。
汽轮机排汽进入凝汽器在管束的进口处蒸汽中空气的相对含量很小，凝汽器压力pc即等于蒸汽的分压力ps，进口处的蒸汽温度等于凝汽器压力pc相对应的饱和温度ts。
如果忽略凝汽器的汽阻，凝汽器压力沿冷却面积不变，相对应的饱和温度也不变。
华能海门电厂引风机小机技术研究及应用介绍
2、齿轮箱设计创新
但随着设计的深入，风机厂确认3号机组联轴器作 用于齿轮箱低速轴的径向外力的大小为4.257t、 轴向拉力为2.2t。根据这样的参数，3号机组齿轮 箱原来设计的轴承比压约为3.3N/mm2＞2.45 N/mm2（许用比压），满足不了设计要求。如果 按照原轴承结构进行重新设计，只有改变齿轮箱 低速轴尺寸和齿轮箱结构才能满足要求。通过讨 论分析及计算，采用新结构的轴承（错位轴承）， 比压变为约2.3 N/mm2＜2.45 N/mm2，满足了设 计要求。
风机全程自动控制及炉膛负压全程自动 调整的功能。 全程负压调节有静叶自动调节和小机转 速自动调节两中基本控制方式，包括在 启动（停机）过程中控制方式的自动无 扰切换，方式转换和自动切换的过程如 下：在风机启动过程中，引风机小汽机 先在风机入口导叶关闭的前提下，自动 升速到小机最小机远控最小转速2800转 /分维持不变，由风机导叶开度自动来控 制炉膛的负压。
引风机小汽轮机
引风机小汽轮机
引风机小汽轮机密封罩
引风机小汽轮机供汽管
A、B引风机间循环冷却风管
A、B引风机间 循环冷却风管
1、经济效益计算依据
1）每年多发电量收入： 多发电量收入＝电动引风机所需要的输出
功率*售电价格（不含税价格：0.4309元 /kW.h）； 在3个负荷下的发电量分别按照1036MW、 777MW、518MW计算
2）年差额收益比较
（1）100%THA
项目
年发电量（GW） 发电总成本（万元） 年差额发电成本（方案2-方案1） 每台电动机引风机轴功率（KW） 电动机内效率（%） 年售电量差额（方案2-方案1)(KW.h) 年差额收入（方案2-方案1） （万元） 4959 0.948 14646835 631.1
日常1000WM机组凝汽器真空的优化举措
日常1000WM机组凝汽器真空的优化举措作者：谢楚锋来源：《科学与财富》2019年第18期摘要：作为火力发电厂重要运行参数之一的凝汽器真空对机组安全经济运行有着重要影响，介绍了凝汽设备的工作原理及保持凝汽器真空所必须满足的条件，分析了影响1000WM 机组真空系统严密性及经济性的因素，并提出了优化真空系统的措施。
关键词：凝汽器；真空系统；严密性；经济性1凝汽器设备工作原理凝汽设备在汽轮机装置的热力循环中起着冷源的作用，用于降低汽轮机排汽压力和排汽温度，以提高循环热效率。
凝汽设备以水为冷却介质，主要由凝汽器、真空泵、循环水泵、凝结水泵以及它们之间的连接管道组成。
在凝气器中，进入凝汽器设备的汽轮机排气被通过循环水泵送入凝汽器铜管内的冷却水冷却成凝结水，然后由凝结水泵抽走。
凝汽器内的凝结空间是汽水两相共存的，其压力为蒸汽凝结温度下的饱和压力。
由于冷却水温度一般为20～35℃，正常运行条件下蒸汽凝结温度为20～40℃。
而20～40℃的饱和温度对应的饱和压力为 3～5kPa，远小于大气压力，故需在凝汽器内形成高度真空。
由于凝汽器汽侧处于负压状态，较易漏入空气而阻碍传热，影响凝汽器端差，因此需要用真空泵不断将汽侧空气和不凝结气体抽走。
2保持凝汽器真空的条件由凝汽设备的工作原理可知，凝汽器真空的建立是由于蒸汽凝结后所对应的饱和压力远远小于大气压力，因此要维持这一真空状态必须满足以下3个条件：（1）向凝汽器铜管内不间断地输入冷却水；（2）凝结水泵不间断地将凝结水抽走，避免因水位升高而影响蒸汽凝结；（3）真空泵不间断地将凝汽器内的空气和不凝结气体抽走。
3衡量真空系统严密性的标准真空系统为动态运行系统，必须定期进行真空严密性试验以判断真空系统严密性。
按照汽轮机运行规程相关规定，机组带80%左右额定负荷，衡量真空严密性的试验方法为：（1）试验前记录凝汽器压力和排汽温度等参数。
（2）停止运行真空泵（或关闭运行真空泵入口气动蝶阀），真空泵全部停运后（或进气蝶阀全关后）开始记录。
1000MW发电机组配置抽汽背压式给水泵汽轮机甩负荷过程分析及优化建议
专版研究园地１０００ＭＷ发电机组配置抽汽背压式给水泵汽轮机甩负荷过程分析及优化建议文／伍家炜 姜殿冬０ 引言甩负荷试验是检验火力发电机组调节系统动态特性的重要试验，也是防止发生超速事故的措施。
试验不仅考核汽轮机调节系统的动态特性，还可以检验各配套辅机及相关系统设计对甩负荷工况的适应性。
１ 机组设备概况某新建1000MW燃煤发电机组，配置型号为SG-3093/29.3-M7009锅炉，参数为超超临界、变压直流炉、切圆燃烧方式、固态排渣、单炉膛、一次再热、平衡通风、全封闭布置、全钢构架、全悬吊п型结构，采用等离子点火装置进行点火及低负荷稳燃。
其过热蒸汽采用二级喷水减温及煤水比控制方式调温，再热汽温主要通过尾部烟气挡板、燃烧器摆动、过量空气系数控制等调节方式来实现，并配置中速辊式磨煤机冷一次风正压直吹式制粉系统。
每台锅炉配置6台ZGM123G-II磨煤机，正常工况下5台运行1台备用，由下而上分别为A、B、C、D、E、F层燃烧器。
其汽轮机为超超临界、一次中间再热、四缸、四排汽、单轴、双背压、凝汽式，型号为N1000-28/600/620，采用先进的双机回热系统。
每台机组配置1台100%容量的汽动给水泵组（小机为抽汽背压式给水泵汽轮机，英文全称为back pressure extraction steam turbine，简称BEST汽轮机）。
热力循环采用十级回热抽汽系统，设有4台四级高压加热器、1台除氧器、5台低压加热器。
其中，汽轮机高压缸抽汽供1号高压加热器；汽轮机高压缸排汽供2号高压加热器；BEST汽轮机抽汽供给3号、4号高压加热器和除氧器，排汽至6号低压加热器（三抽一排），汽量多余溢流至7号低压加热器，如果排汽量不足则从中压缸抽汽作为补汽；B低压缸抽汽供7号低压加热器；A低压缸抽汽供8号低压加热器；B低压缸排汽供9号低压加热器；A低压缸排汽供10号低压加热器。
详见图1所示。
机组设置一套100%BMCR（锅炉最大连续蒸发量）高压旁路系统和65%BMCR低压旁路系统。
华能海门电厂1000MW机组日立锅炉典型控制策略介绍
三、控制系统和主要控制策略介绍
1.
协调控制系统概述： 2）汽包炉中，汽包把汽水流程分为加热段、蒸发段和过热段，三段受
热面的位置和面积是固定不变的，在给水流量变化时，仅影响汽包水位， 不影响蒸汽压力和温度。而燃烧量变化时仅改变蒸汽流量和蒸汽压力， 对蒸汽温度影响不大，因此给水、燃烧、蒸汽温度控制系统是可以相对 独立的，可以通过控制给水流量、燃烧率、喷水流量分别控制汽包水位、 蒸汽流量和蒸汽压力、温度。而直流锅炉没有汽包，直流状态下又没有 炉水小循环回路，给水是一次性流过加热段、蒸发段和过热段的，三段 受热面没有固定的分界线。当给水流量及燃烧量发生变化时 ，三段受热 面的吸热比率将发生变化，锅炉出口温度以及蒸汽流量和压力都将发生 变化，因此给水、气温、燃烧系统是密切相关的，不能独立控制，应该 作为整体进行控制。 3）直流炉在锅炉启动、停炉和最低直流负荷以下运行期间为了避免过热 器进水，为水冷壁的安全运行提供足够高的工质重量流速和尽可能回收 工质及其所含的热量，使启动更容易，设有启动系统。直流锅炉启动系 统由汽水分离系统和热量回收系统两部分组成。在低负荷时处于湿态运 行，当负荷升高后转入干态运行。控制系统要适应锅炉运行方式的要求， 保证过程参数的稳定。 4）从控制系统输入输出的角度看，通常将协调控制系统作为三输入、三 输出的控制系统，输入包括压力、负荷、温度，输出包括给水、燃料、 调门开度，参数间有强耦合性，因此各控制子系统相互关联，综合考虑， 保证调节过程中能量平衡与物料平衡。
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凝汽器压力/ kPa(a)
4 .017 5 .151
凝汽器平均压力/ kPa(a)
4 .584
汽机估算热耗率/(kJ · kW h-1)
7 308
汽器 汽器 23 .4 27 .28 3 .88 3 .90 3 .72 3 .61 7 .60 7 .51 31 .00 34 .79 4 .492 5 .556
年平 均 冷 却 水 温 (凝 汽 器 入 口 冷 却 水 温) 23 .4 ℃对应的冷端优化年平均背压为5 .15 kP a(a)
湖 北 电 力 Vol.34 №1
Feb .2010
第203140卷年第2
1期 月
表 2 1 000 MW 机组 TMCR 工况部分热平衡计 算数据
表 4 1 000 MW 机组 TMCR 工况低 、高压凝汽器数据
LP 凝 H P 凝 LP 凝 HP 凝
汽器 汽器
凝汽器进水温度/ ℃
22 .0 25 .88
循环水温升/ ℃
3 .88 3 .90
传热端差/ ℃
3 .82 3 .64
初始温差/ ℃
7 .70 7 .54
凝结水温度/ ℃
29 .70 33 .42
δt =
Δt
KA
e 4186 .8Dw
-1
式中 , A —凝汽器换热面积 , m2 。
(3)
凝汽器的凝结水温度 tc(℃): tc = t +Δt +δt
式中 , t —进凝汽器的冷却水温度 , ℃。
低 、高压凝汽器的凝结水温度(℃)为 :
tLP =t1 +ΔtLP +δt L P t HP =t1 +ΔtLP +Δt HP +δt HP 双背压凝汽器的平均压力为 :
湖 北 电 力 第 34 卷第 1 期 2010 年 2 月
VFoelb.3.240№101
海门电厂 1 000 MW 机组背压优选及凝汽器设计要求
徐传海 , 薛家春
(中南电力设计院 , 湖北 武汉 430071) [ 摘 要] 根据所提供的凝汽器换热计算方法及其计算结果 , 提出供海门电厂 1 000 M W 机组设 计参考的凝汽器优化设计数据 , 并对凝汽器空冷区及疏水接口等提出设计建议 。 凝汽器优化设计后的 汽轮机热耗率约低 22 kJ/ kWh 。 [ 关键词] 1 000 M W 机组 ;凝汽器 ;优化设计数据 ;设计要求 [ 中图分类号] T M 621 [ 文献标识码] A [ 文章编号] 1006-3986(2010)01-0028-03
Back Pressure Optimization of Haimen Power Plant 1 000 MW
Unit and Design Requirements for its Condenser
XU Chuan-hai , XUE Jia-chun
(Centra l S outhern China Electr ic Po wer D es ign Institute , W uhan H ubei 430071, China)
5 .024 7 321
由表 4 得知 :以供水专业冷端优化数据为基础 ,
当循环冷却水温度 22 ℃考虑 时 , 高 、低压凝 汽器的
压力为 4 .017 kP a(a)、5 .151 kPa(a), 平均压 力为 4 .584 kPa(a), 优于业主要求 5 .3 kPa(a);当循环冷
却水温度按年平均温度 23 .4 ℃考虑时 , 高 、低压凝
K o 、Ft 、F m 由参考 文献《St andards fo r St eam
Surface Condense rs》查得 。
凝汽器冷却水的温升(℃):
Δt =Q/Dw / 4 .1868
(2)
式中 , Q —凝汽器换热量 , kJ / s ,
Dw —冷却水流量 , kg/ s 。
凝汽器的端差 δt(℃):
汽机热耗率增量 估计/(kJ · kW h -1)
23 .4 4 .492 5 .556 5 .024
[ Abstract] Accordi ng t o t he computatio nal met hod and result s of co ndenser hea t t ransferal , t he optimi zed design data are proposed as a ref erence f or Haimen pow er plant 1 000 M W unit .In addit ion , som e sugg esti ons are g iven as to desig n of air cooling area and drainage int erface of condenser .A ft er adopting t he optimized design of condenser , st eam turbine heat consumption rate is appro ximately low ered by 22 kJ/ kWh . [ Key words] 1 000 M W uni t ;condense r ;optim ized design data ;desig n requi rement s
机组背压是影响热经济性的重要参数之一 。机 组的设计背压 ———凝汽器的设计压力的大小除影响
1 基本数据[ 1]
汽轮机末级叶片长度确定外 , 还影响凝汽器的设计 。 1 .1 海水温度
本文根据华能汕头海门电厂 2 ×1 000 MW 机组凝
海门电厂循环冷却海水温度因缺少实测资料而
汽器计算结果 , 对该 1 000 M W 机组凝汽器设计压 引用邻近电厂 ———汕头电厂的数据 , 月平均水温见
为了防止海水腐蚀 , 海门电厂 1 000 M W 机组 凝汽器采用钛管 。 冷端优化确 定的冷却倍率 约为 65/ 52(循环水泵运行工况 1 年分为 2 季), 热季循环 水量 112 820 t/ h , 冷季循环水量 91 071 t/ h 。 海门 电厂 1 000 M W 机组凝汽器的优化数据见表 3 。
(4 .59/5 .71), 年平均冷却水温 25 .1 ℃(6 台机组建 成后最大温排水温升按 1 .7 ℃计)对应的冷端优化 年平均背压为 5 .64 kPa(a)(5 .03/ 6 .25)。
2 设计压力优选
2 .1 计算方法简介
就双背压凝汽器而言 , 优选的主要工作是确定
高 、低压凝汽器设计压力 。
(4) (5)
Pc =(PLP +P HP )/2
(6)
2 .2 循环冷却水温度 当循环冷却水温度为 22 ℃与 23 .4 ℃时 , 海门电
厂 1 000 M W 机组 T MC R 工况用上述基本数据及
计算所得的低 、高压凝汽器数据见表 4 。 其中 , 循环
冷却水量取热季流量 112 820 t/ h 。
海门电厂 1 000 M W 汽轮机 T M CR 工况高 、低
压凝汽器的换热量 QLP 和 Q HP 见表 2 。
凝汽器的传热系数 K 与凝汽器的管材 、管径 、
壁厚 、管子清洁系数 、冷却水温 、管内水流速及换热
量(或机 组 负荷)的 大 小有 关 。 由下 述 经 验公 式
(H EI 标准推荐公式)计算 :
[ 收稿日期] 2009-09-12 [ 作者简介] 徐传海(1958-), 男 , 山东莒南人 , 教授级高工 。
· 28 ·
1 .2 汽轮机热平衡数据 按“ 循环冷却水温度 22 ℃, 机组平均背 压 5 .3
kP a(a)”方案 , 上海汽轮机厂 1 000 MW 机组 T MC R 工况部分热平衡计算数据见表 2 , 热耗率为 7 330 kJ/ kWh 。 1 .3 供水专业优化数据
LP 凝汽器 4 .8
759 938 2 314 .9
76 082 2 444 .9 132 .5 510 680 .9
-
H P 凝汽器 5 .8
764 993 2 326 .2
77 720 2 445 .2
146 .6 510 891 .0注
914 417 .8
162 169 161 .3
注 :疏至凝汽o Ft Fm Fc
(1)
式中 , K —凝汽器的传热系数 , W/(m2 .℃),
K o —与换热管外径 和管内水流速有关的基本
传热系数 , W/(m2 .℃),
F t —进凝汽器的冷却水温修正系数 ,
Fm —凝汽器管材与管子壁厚修正系数 ,
Fc —换热管清洁系数 , 钛管一般取 0 .9 。
轮机平均排汽压力 5 .3 kP a(a)”相应的汽轮机热耗
率 7 330 kJ/ kWh 相比 , 在循环 冷却水设计温 度为 22 ℃及其他数据与供水专业冷端优化数据相同的情
况下 , 汽轮机热耗率约降低 22 kJ/ kWh 。因此 , 冷端
优化后机组能获得很好的热经济效果 。
2 .3 温排水温升
汽器的压力及平均压力为 4 .492 kP a(a)、5 .556 kPa
(a)及 5 .024 kPa(a), 也优于供水专业冷端 优化的 高 、低压凝汽器的压力及平均压力为 4 .59 kPa(a)、
5 .71 kPa(a)及 5 .15 kPa(a)。
另外 , 与原方案“循环冷却水设计温度 22 ℃, 汽
年 23 .4
业主提出“循环冷却水温度 22 ℃”选取水温 , 但 由表 1 得知 , 该温度仍然偏低 , 宜按年平均温度 23 .4 ℃考虑 。
循环冷却水的温排水将提高循环冷却水的取水 温度 , 温排水对取水温度的影响随着机组建设台数 的增加而变大 。 海门电厂装机为 2 ×1 000 MW 、4 ×1 000 M W 和 6 ×1 000 M W 时 , 中国水利水电科 学研究院在典型条件下的 “冷却水工程数值模拟计 算”结果是取水温升值分别约为 0 .3 ～ 0 .5 ℃、0 .6 ～ 1 .0 ℃和 0 .8 ～ 1 .7 ℃。