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温度较主汽轮机的相应的抽汽口的温度低。

背压抽汽式的缺点与背压式一样，其排汽量重新回到主汽轮机，对改善主机的热经济性并无好处，特别当主机功率增大，末级排汽面积不够的时候更为突出。背压抽汽式给水泵汽轮机与回热系统联系密切。当主汽轮机需要经常在变负荷下运行时，二者之间的适应性差。不利于保证给水工作的可靠进行，同时整个机组的热效率一般较采用凝汽式给水泵汽轮机略低。所以，目前这两种形式的给水泵汽轮机已经不再广泛的使用，取而代之的是凝汽式给水泵汽轮机[10]。

1.2.4 凝汽式给水泵汽轮机

目前，广泛应用的凝汽式给水泵汽轮机均设计为纯凝汽式（无回热抽汽的），以此来简化整个热力系统并增大机组在运行上的灵活性。它的乏汽排入自备凝汽器或排入主凝汽器中。当主机低负荷运行时，主机抽汽压力相应下降，主机抽汽压力下降到某一程度时，就要利用专门的自动切换阀门将高压汽源引入给水泵汽轮机。图 1 表示了采用凝汽式给水泵汽轮机的典型系统。（给水泵汽轮机的排汽直接排入自备小凝汽器）

再热蒸汽再热器 新汽给水泵汽轮机切换阀汽室给水泵 图1 凝汽式给水泵汽轮机的典型布置

采用凝汽式汽轮机后，机组的经济性有了很大的提高和改善。从原则上讲，给水泵汽轮机的工作蒸汽可以取自主汽轮机的任何一段抽汽。但是，在以前的分析中可以得出，从主汽轮机中间再热点之前供汽，有如下的缺点：

a 蒸汽在给水泵汽轮机膨胀处的温度过大使其内效率下降，增大末级叶片的水蚀。 b 由于供汽压力较高，进入给水泵汽轮机的蒸汽容积流量较小，降低了通流部分喷嘴和叶片的高度。

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由于以上的原因，给水泵汽轮机的内效率?i要比主汽轮机的内效率?ri低很多，部分的抵消了它对改善机组经济性的积极作用。为了改善以上的不足，给水泵汽轮机的工作蒸汽均取自于主汽轮机的中间再热后的某一抽汽口，为降低主汽轮机的末级排汽损失，供汽点的压力希望尽可能的低。此外，较低的抽汽压力可增大进汽容积，改善给水泵汽轮机的相对内效率

?i ，进一步降低机组的热耗率。

但是，供汽压力太低就要导致给水泵汽轮机的最末级的排汽面积的过分增大，限制了本身转速的提高，同时其余速损失进一步加大，降低其相对内效率 ?i。为此，给水泵汽轮机的工作蒸汽常取自主汽轮机的中、低压缸的连通管或压力较高的上一级的抽汽口处，额定功率下压力为 0.1-1.0mpa。

1.2.5 给水泵汽轮机驱动的优点

给水泵汽轮机的广泛使用，能够为电厂降低整机热耗、提高其热经济性。它同电动泵驱动方式存在很大的差异，笔者经过对两者的分析，得出给水泵汽轮机驱动比电动泵驱动的优点是[20]：

1 给水泵汽轮机可提供不受限制的驱动功率，为大功率汽轮机的制造、发展创造了条件，可设计为高转速并与给水泵直接联接，以满足给水泵的最佳转速，大多为 5000r/min。

2 给水泵汽轮机驱动与主汽轮机的驱动方式相比，给水泵汽轮机的内效率虽不及主机（前者约为 82%-84%），后者可达到 88%-90%，但汽轮机与给水泵直接连接减少了动力传递过程中的能量损失（一般为 0.99%）。

3 给水泵汽轮机的工作蒸汽可取自主汽轮机的某一段的中间级，当该给水泵汽轮机为凝汽式时，可使流经主汽轮机的最末级的蒸汽量减少 7%-10%。从而降低了主机的余速损失，提高了主汽轮机的内效率。当机组的功率越大时蒸汽参数越高，采用凝汽式给水泵汽轮机对提高电厂经济性也越有利。

4 可以实现给水泵的变速调节，减少了低负荷时给水泵的耗功，从而改善了机组的经济性。

5 凝汽式给水泵汽轮机的热力设计特点随着汽轮机向高参数、大容量方向的发展，给水泵汽轮机已构成整个汽轮机组装置中的一个重要的组成设备。它的各个工作参数应从整机装置的经济性和安全性的全局出发加以考虑。

给水泵汽轮机利用主汽轮机中、低压缸的抽汽作为工质，其排汽进入自己专门的自备凝汽器或主机的凝汽器中。当主汽轮机的负荷变化时，它的抽汽参数，即给水泵汽轮机的进口参数要随之发生变化，当主机抽汽压力下降到一定程度时，就要利用专门的自动切换阀门把高压缸的汽源引入给水泵汽轮机，为此把主汽轮机在额定功率时的抽汽参数作为给水泵汽轮机工作参数的设计值或额定值。

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凝汽式给水泵汽轮机进汽压力选择较低，一般为 0.4-1.0Mpa。因此，它的蒸汽绝热焓降就比较小（约为 750-1050），汽耗率却相当大，约为 4-5kg/kW?h，并且给水泵汽轮机进汽容积流量也很大。由于汽轮机直接驱动给水泵，工作转速较高，一般为 4500-6000r/min，在这样的条件下，给水泵汽轮机的通流部分的效率可以达到主机水平。

给水泵汽轮机的设计转速或额定转速应与给水泵综合考虑后确定，大都在5000-6000r/min.给水泵汽轮机的转速变化范围则与主机的运行方式有关，当主汽轮机定压运行时，给水泵汽轮机的变速范围为额定转速的 80%-100%。滑压运行时为60%-105% 。

给水泵汽轮机的功率根据给水泵的耗功能够确定下来。由于给水泵的耗功与主汽轮机的工况有关，为此可以把主汽轮机在额定功率时所需的给水泵耗功作为给水泵汽轮机的设计功率或额定功率。

当给水泵具有中间抽头供再热器减温喷水时，在计算给水泵的耗工时给水量应按下列公式计算：

Qeb?Q?Q

式中 ：Qeb ----具有中间抽头时，给水泵的当量流量；

Q -----给水量；

nb 、n t-----抽头处给水泵级数及给水泵的总级数； Q′ -----级间抽水量。

为了保证高速给水泵的运行可靠性，通常在主给水泵之前设置一个前置泵，首先将给水升压后再进入主泵。前置泵由低速电动机驱动，也可由给水泵汽轮机经减速箱后驱动，对于后一种情况，在确定给水泵汽轮机的功率时，应把前置泵包括在内。所求的得给水泵额定功率，即可作为该机的设计功率。其最大功率取决于给水泵的最大功率，即考虑了流量余量和压头余量后的给水泵的功耗，一般为额定功耗的 115%-120%。同时，给水泵汽轮机的配汽系统设计必须能保证发出的最大功率。

在分析比较的基础上，能够确定给水泵汽轮机的各个参数的设计值后，即可着手进行给水泵汽轮机的热力计算。除转速变化要考虑强度，振动等方面的要求外，总结它在热力设计方面的特性可表现为[6]：

（1）由于工作蒸汽的参数不高，理想焓降较小，多数在 750-1000kJ/kg 范围内，约是主汽轮机的理想焓降的 40%-60%。

（2）较高的工作转速以及较小的理想焓降，使给水泵汽轮机的级数不多，大都超过了 7-8 级，转子直径也不大。

（3）相同的功率下给水泵汽轮机的重量和流量比一般凝汽式机组高出 20%-40%，高转速的采用有效限制了凝汽式给水泵汽轮机的最末级的排汽面积。

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nb'Q （1—1） nt华北电力大学成人教育学院2007届毕业设计

（4）较低的进汽参数和较大的质量流量时的给水泵汽轮机的进汽容积流量要比相同功率下的机组高出约 5-10 倍，除增大了汽轮机进汽部分的设计困难外，给水泵的调节也会带来一定的困难。

（5）较大的蒸汽容积容量以及提高的工作转速，使功率不大，级数较少的给水泵汽轮机有可能达到的较高的内效率。

给水泵汽轮机是两种变速驱动中最经济的驱动方式。技术经济比较的结果表明，300MW 以上机组采用给水泵汽轮机驱动给水泵，其经济性得到明显提高，而且投资少，电站布置方式简单。当功率在 250MW 以下时则采用电动给水泵较为有利。因此，在国外的许多公司常以 300MW 为分界线，大于 300MW 采用给水泵汽轮机驱动，小于 300MW时则采用电动给水泵驱动。在 300MW-400MW 之间时，为了使给水泵汽轮机组的经济性得到进一步提高，有些国家推荐使用 100%容量。这是因为当今的技术完全可以提供安全的、可靠的汽轮机，而且 100%容量的汽轮机比 50%容量的汽轮机具有更高的效率，整机热耗可以降低 4-17kJ/kW?h,并且可以减少投资。

第二章 汽动给水泵的计算

2.1 汽轮机机组的热经济性指标

评价电站火力发电厂的热经济性指标主要有汽耗率、煤耗率、热耗率和全厂效率四类。[4][7]

A 汽耗率

汽耗率是指汽轮机组每发1KW?h电所需要的蒸汽量。

d=

1000D03600=mac kg/kW?h (2—1) Pel?ht?el如果一台汽轮机组是在某个进汽参数下接受全部蒸汽并在某个较低的压力下排出全部蒸汽的（这里指是没有给水回热的和中间再热的凝汽式汽轮机或背压式汽轮机），汽耗率是最恰当的性能考核指标。

B 热耗率

热耗率q 是指汽轮机每生产1KW?h电能所消耗的热量。对于一台带有给水回热系统的电站汽轮机组，热耗率是重要的考核指标。其定义式为：

3600(h0?hc')3600? q=d(h0?h)= kJ/kW?h （2—2） mac?a.el?ht?el'c对于中间再热机组，热耗率q为：

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