第十章 蒸汽动力循环装置

第十章蒸汽动力循环装置10-1

简单蒸汽动力装置循环(朗肯循环)10-2

再热循环10-3

回热循环10-4*

热电合供循环10-5*几种与蒸汽有关的动力循环教学目标：掌握蒸汽动力循环及其计算方法。知识点：蒸汽动力基本循环；朗肯循环；回热循环与再热循环；热电循环；蒸汽—燃气联合循环。重点：回热循环、再热循环以及热电循环的组成、热效率计算及提高热效率的方法和途径。难点：回热循环与再热循环计算，提高循环热效率的途径和计算方法。前言上一章介绍的内燃机循环和燃气轮机装置循环都是采用燃气作工质的。本章将要介绍的蒸汽动力装置是以蒸汽作为工质的。蒸汽和燃气工质性质的不同，造成了内燃动力装置和蒸汽动力装置在循环和设备两方面上的不同。

2.二者采用的设备大不相同：水和水蒸汽只能自外热源吸热，蒸汽循环中必须配备产生蒸汽的锅炉。而以空气作为工质时，燃料可在其中燃烧，燃烧产物也为工质。这样就可以使燃烧和功热转换过程在同一个设备中进行，不需要其它额外的设备。

1.采用循环不同：燃气作工质，不易进行定温吸热与放热过程；而水吸热成为蒸汽和放热成为冷凝水往往在定温下进行。蒸汽及蒸汽动力装置(steampowerplant)：1）蒸汽是历史上最早广泛使用的工质，19世纪后期蒸汽动力装置的大量使用，促使生产力飞速发展，促使资本主义诞生。2）目前世界75%电力，国内78%电力来自火电厂，绝大部分来自蒸汽动力。3）蒸汽动力装置可利用各种燃料。4）蒸汽是无污染、价廉、易得的工质。11-1、简单蒸汽动力循环——朗肯循环热力学第二定律通过卡诺定理证明了，在相同的温度界限间，卡诺循环的热效率最高。动力循环以蒸汽为工质时，原则上可采用如上图中6-7-8-5-6所示的卡诺循环。但实际上存在种种困难和不利因素，过程8-5难以实现，故在实际的蒸汽动力装置中不采用卡诺循环，但卡诺循环在理论上仍具有很大的意义。一.水蒸气作为工质的卡诺循环pefo85p1p267vTo8567s图10-1水蒸气的卡诺循环为什么不能采用卡诺循环？6-7绝热膨胀（汽轮机）7-8定温放热（冷凝器）5-6定温加热（锅炉）8-5绝热压缩（压缩机）1、工质处于低干度的湿汽状态（点8）!水汽混合物的压缩（状态8）有困难，压缩机工作不稳定，而且8点的湿蒸汽比容比水大得多（通常大1～2千倍），需用比水泵大得多的压缩机，使得输出的净功大大减少，同时对压缩机不利。2、循环仅限于饱和区，上限T1受临界温度的限制，即使是实现卡诺循环，其理论效率也不高。3、膨胀末期，湿蒸汽所含的水分太多，不利于动力机的安全。为了改进上述的压缩过程人们将汽凝结成水，同时为了提高上限温这就需要对卡诺循环进行改进，温度采用过热蒸汽使T1高于临界温度，改进的结果就是下面要讨论的另一种循环--朗肯循环。可以实现难以实现卡诺循环过程：从锅炉过热器与出来的过热蒸汽通过管道进入汽轮机T，蒸汽部分热能在T中转换为机械带动发电机发电，作了功的低压乏汽排入冷凝器C，对冷却水放出汽化潜热γ，凝结成水，凝结成的水由给水泵P送进省煤器D′进行预热，然后在锅炉B内吸热汽化，饱和蒸汽进入过热器S继续吸热成过热蒸汽，过程可理想化为两个定压过程，两个绝热过程—朗肯循环。P12q23（2’）4BSq16CT二、朗肯循环及其热效率图10-2简单蒸汽动力装置流程示意图D′发电机

实际的蒸汽动力循环都是以朗肯循环为基础的。P12q23（2’）4Bq1CT锅炉汽轮机发电机给水泵凝汽器

四个主要装置：锅炉汽轮机凝汽器给水泵图10-2简单蒸汽动力装置流程示意图po48p1p26172vTo43(2’)856127s3(2’)1—2：汽轮机中绝热膨胀2—3：冷凝器中定压冷凝3—4：给水泵中绝热压缩4—5—6：锅炉中定压加热6—1：过热器中定压加热5图10-3水蒸气的朗肯循环sT2、朗肯循环的计算吸热量放热量循环热效率吸热平均温度放热平均温度循环热效率汽耗率

汽耗率：每生产１kW.h

（3600kJ）的功所消耗的蒸汽量。１234朗肯循环热效率1kg新蒸汽在锅炉和过热器中吸热量为:q1=h1-h41kg废汽在冷凝器中向冷却水放热量为:q2=h2-h3故循环有效吸热量为:

q0=q1-q2=（h1-h4）-（h2-h3）1kg工质在汽轮机中绝热过程所作的功:1kg工质在水泵中中绝热过程消耗的功:故循环净功为:

则To43(2’)856127s因为循环的热效率为略去水泵消耗比轴功，h3=h2’蒸汽动力装置的热效率为（10-1）一般很小，占1～2%，新蒸汽焓乏汽焓凝结水焓1234hs朗肯循环在h-s图上的表示例10-1

某远洋船的汽轮机按朗肯循环用过热蒸汽工作，蒸汽的初始参数为：p1=5Mpa，t1=440℃，冷凝器中的蒸汽压力p2=0.005Mpa，试求循环热效率。解

根据p1=5Mpa，t=440℃，由水蒸气h-s图中找到点1，查得h1=3293.2kJ/kg。

hsX=1p1t11p22h2=2069.2kJ/kg

p2=0.005Mpa查饱和水蒸气表得

h2′=137.77kJ/kg(由p2、定s确定，此时具有一定的湿度)例1已知朗肯循环的初压p1=5MPa,初温t1=500℃，乏汽压力

p2=5kPa，试求该循环的平均吸热温度、循环热效率及乏汽干度。解查水蒸气表由p1=5MPa,t1=500℃查得p2=5kPa=0.005MPa时计算乏汽的干度乏汽的焓sT１234查表得吸热量放热量熵变量吸热平均温度放热平均温度吸热量放热量吸热平均温度热效率放热平均温度热效率1、初温T1对热效率的影响。四、蒸汽参数对热效率的影响图10-3初温t1对ηt的影响优点：循环吸热温度，，有利于汽机安全。缺点：

对耐热及强度要求高，目前最高初温一般在550℃-620℃，正朝700℃攻关;

汽机出口尺寸大1T2’x2’vthηt%0300350400450500550353637383940初温t℃32145T1T1’sT2、初压p1对热效率的影响图10-4初压p1对ηt的影响提高初压将使绝热膨胀终点的干度下降。因为提高初温能提高乏汽的干度,所以提高初压和提高初温应同步进行。550℃500℃400℃350℃0.480.440.400.36s325411`TT1ηT036912151821th1T1p2’v2’xp13、背压p2对热效率的影响T561233aO78s2a图10-5背压p2对ηt的影响优点：

局限：受环境温度限制，现在大型机组p2为0.0035~0.005MPa，相应的饱和温度t2约为27~33℃，已接近事实上可能达到的最低限度。冬天环境温度较低，可以达到较低的凝结温度，p2↓，热效率较高。此外，降低p2若不提高t1，亦会引起乏汽干度x2a降低，其后果与单独提高p1类似。2Tth3、背压p2对热效率的影响0.400.410.420.430.450.460.470.48p2

kPa14532ss1s3s3’T0T1Tηt蒸汽参数的影响归纳如下:

(1)提高蒸汽初参数p1，t1,可以提高循环热效率（蒸汽温度提高50℃，循环效率提高2个百分点）现代蒸汽动力循环朝着高参数方向发展。我国目前采用的亚临界机组参数见表10.1。低参数中参数高参数超高参数亚临界参数初压/MPa初温/℃发电功率/MW1.33.59.013.516.5340435535550,535550,5351.5—36—2550—100125,200200,300,600表10.1亚临界及以下参数的机组(汽轮机进口参数)表10.2超临界参数机组(锅炉出口参数)机组类型蒸汽压力MPa蒸汽温度℃电厂效率%发电煤耗g/kWh亚临界机组17.0540/54038324超临界机组25.5567/56741300高温超临界25.0600/60044278超超临界机组30.0600/600/60048256高温超超临界30.070057215注：临界压力：22.12MPa,临界温度：374.15℃第一台试验性超临界125MW机组（31MPa,621/566/538℃）,1957年在美国投运。第二台超临界325MW机组（34.4MPa,649/566/566℃）,1959年在美国投运。参数\年代20世纪初期30年代40年代50年代60年代90年代20052015蒸汽温度℃250～370400～430480～500500～535538～566538～566566～593610～613700～720蒸汽压力Mpa0.8～1.01.5～3.03.0～8.08～14亚临界亚临界超临界33.540再热次数一次二次二次二次表10.3国外火电机组蒸汽参数的发展表10.4部分超临界机组经济性举例电厂

项目蒸汽参数机组效率,%投运年份丹麦Vesk电厂407

MW25.1MPa,560℃/560℃45.31992法国STAUDINGE厂550MW25MPa,540℃/560℃42.51992德国ROSTOCK电厂559MW25MPa,540℃/560℃42.51994韩国500MW24MPa,538℃/538℃41石洞口二厂600MW24.2MPa,538℃/566℃41.091992日本松蒲电厂1000

MW25.2MPa,598℃/596℃441997丹麦Nordjylland电厂

410

MW28.5MPa,580℃/580℃/580℃471998西门子设计400-1000MW27.5MPa,589℃/600℃>451999欧洲FutureⅠ33.5MPa,610℃/630℃>502005欧洲FutureⅡ40.0MPa,700℃/720℃52-552015平圩电厂600MW

(亚临界)17MPa,537℃/537℃36.91989

(2)降低乏气压力可以提高循环热效率(乏气压力每降低2kPa,循环效率提高1个百分点)。但乏气压力受环境温度限制。目前火力发电厂一般在0.004MPa─0.006MPa的乏气压力下运行。汽轮机实际所做的技术功：五、有摩阻的实际循环h1h2hO1p1t2p22act2ts1T543(2`)O96122act87s图10-6汽轮机中的不可逆过程（11-2）少作的功等于在冷凝器中多排出的热量h2act-h2。用汽轮机的相对内效率来衡量做功损失：现代大型汽轮机的ηT在0.85～0.92之间。汽轮机效率则循环内部热效率ηi为有效功耗汽率:内部功耗汽率:耗汽率：装置每输出单位功量所消耗的蒸汽量。理想耗汽率：D为蒸汽耗量。机械效率汽轮机的相对内效率实际上，若考虑水泵等熵压缩的耗功和不可逆的压缩，循环的T－s图应该如上图所示。１234sT五、实际循环的计算１234sT已知求关键：得到因所以P1234BCT图10-8再热循环设备示意图10-2再热循环

为了使x2↑,可采用再热循环:当新汽膨胀到某一中间压力后撤出汽轮机，导入锅炉中特设的再热器R或其他换热设备中，使之再加热，然后再导入汽轮机继续膨胀到背压p2。SR

从右图可以看出，再热后膨胀到相同的背压时的干度x2增高，给提高初压创造了条件。热效率:Ts0543(2`)6b1ac2图10-9再热循环的T-s图 再热循环本身不一定提高循环热效率，循环热效率与再热压力有关。效率随着再热压力的升高而升高（平均吸热温度↑），但再热压力↑对x2的改善作用较少。并且再热压力↑减少再热循环占基本循环的比例。16432sT四、再热压力对循环热效率大小的影响T15T2蒸汽再热循环的实践再热压力pb=pa0.2~0.3p1p1<10MPa，一般不采用再热10、12.5、20、30万机组，p1>13.5MPa，一次再热超临界机组，t1>600℃，p1>25MPa，二次再热16522’hh6h1h5h2h2‘p1p

RHp2x2x9x=1st1回热循环利用蒸汽回热消除朗肯循环中水在较低温度下吸热的不利影响,提高热效率。现代的大型蒸汽动力装置无一例外的采用抽汽回热循环：从汽轮机适当位置抽出少量尚未完全膨胀，压力、温度相对较高的蒸汽，加热低温凝结水。理论上说，抽汽级数越多，效率提高越多，随着初参数的提高，抽汽级数从2、3级到7、8级，参数越高、容量越大的机组，回热级数越多。q2P1123(2’)BSq16CTRP240’10110-3回热循环图10-8抽气回热循环流程图Ts010-3回热循环5'1043(2`)16102图10-9一级抽气回热循环T-s图

对于一级抽汽回热循环，每千克状态为1的新蒸汽绝热膨胀到状态01（p01,t01），即从汽轮机中抽出α1kg，将之引入回热器。剩下的（1-α1）kg蒸汽在汽轮机内继续膨胀到2，然后进入冷凝器，被冷却凝结成冷却水2’,再经给水泵加压到p01进入回热器。在其中被α1kg的抽汽加热成饱和水，并与α1kg的蒸汽凝结的水汇成1kg状态为的饱和水。然后被给水泵加压，泵入锅炉，继续完成循环。由于T-s图上各点质量不同，面积不再直接代表热和功。1kgkgkg若考虑水泵等熵压缩耗功12A4Ts3651kgkgkg循环热效率:抽汽量:一般忽略水泵的耗功，认为，并有：

可以证明：回热循环的热效率一定大于单纯朗肯循环的热效率。现代大型蒸汽动力装置都采用回热循环，但一般很少超过8级，以免系统过于复杂。回热循环的计算回热过程中的热平衡关系式：回热器(1)回热循环的ηt大于单纯朗肯循环的ηt；(2)锅炉热负荷降低，可减少锅炉受热面积，节省金属材料；(3)汽耗率增大使高压端蒸汽流量增加，而抽汽减少了低压端的排汽流量，于是，解决了第一级叶片太短而末级叶片太长的矛盾。(4)可减少冷凝器换热面积，节省铜材。回热循环的优点:回热循环的特点:循环中工质自热源吸热量q1，向冷源放热量q2及循环净功wnet都比原朗肯循环的对应量要小。但由于工质平均吸热温度提高，平均放热温度不变，故循环热效率提高。回热效率提高的基本原理在于热能的分级、合理利用。ⅡⅠ分级(二级)抽汽回热循环系统示意图

kg(1-α1)kgα2kgα1kg1kgh02’h02h2’h2h01h01’1kgTurbineCondenserqinqoutGeneratorElectricityBoilerPumpPumpPumpOpenFWHOpenFWHh10102215Tsp1p01p02p2第一、二级回热器的能量分析模型OpenFWHⅠOpenFWHⅡ

在某二级抽汽回热中，已知：p1=17MPa、t1=550℃、p2=5kPa，抽汽压力分别为4MPa和0.4MPa，试求：（1）抽汽量α1和α2；（2）汽轮机作功wt，act、水泵耗功wp及循环净功wnet,act；（3）循环内部热效率ηi和实际耗汽率di；（4）各过程及循环的不可逆损失。例10-5P330解：本题装置示意图和T–s图如下所示：q2P113(2’)BSq16CTR2P240’2022actR1P3010’1α1kgα2kg(1-α1

-α2)kg(1-α1

)kg1

kg1

kgsT05'0143(2`)16012act022ba'02p2actp1p01p02图10-10两次抽汽回热循环的装置示意图和T－s图（1）先确定点1、a和b的状态参数，再利用

求得：

再分别对回热器R1及R2列热平衡方程式，进而求得：（2）利用：

以及

求得：

若忽略水泵功，认为：则（4）参见教材P.332～333。主要思路是：

计算出工质流经各个设备过程中的熵产，再利用损失方程，计算出工质流经各个设备导致的作功能力损失。提高循环热效率的途径改变循环参数提高初温度提高初压力降低乏汽压力改变循环内部形式回热循环再热循环改变循环外部形式热电联产燃气-蒸汽联合循环新型动力循环IGCCPFBC-CC…...在普通蒸汽动力循环中，由于有大部分热量最终通过冷却水散发到环境中，故造成（1）热浪费（2）热污染。热化（即热电合供循环，简称热电循环）是指“通过提高汽轮机（背压式汽轮机）的排汽压力（通常>0.1MPa）和乏汽温度，再把乏汽或乏汽中的热量供给生活或工业之用，以解决热浪费和热污染问题”的方案。热电合供循环的定义：*10-4热电合供循环q2q1P12a3a（2a’）4BS6AT热电合供循环1-2a-3a-5-6-1的设备示意图和T-s图如下（A-用户）:TO77a33a512a2s8图10-11热电循环流程示意图图10-12热电循环T-s图1234背压式汽轮机热电联产循环UserBoilerTurbinePumpqinqoutGeneratorElectricityHeatexchanger分汽供热冷凝式汽轮机组（撤汽式汽轮机组）背压式汽轮机组的缺点：（1）热效率低；（2）电能生产随用户对热量需求的变动而变动。分汽供热冷凝式汽轮机组（如右图）可以自动调节热、电供应比例，以满足不同用户的需要。，故电厂多采用之。PBSCTAP图10-13撤汽式汽轮机组示意图抽汽调节式热电联产设备系统图TurbineBoilerPumpPumpGeneratorElectricityOpenFWHCondenserqinqoutRegulatorvalveHeatexchangerUser机组循环系统总图示意图11.33MPa,536.4℃2.10MPa,537.5℃0.50MPa,346℃254.5℃35.7℃401.0℃0.47MPa,349.6℃6.53kP5.52kP热电合供循环的经济性评价：显然，热电合供方案会降低循环的热效率。考虑到此循环的提高热量利用的目的，故也把热量利用系数ξ作为其经济性评价的一个指标。注意：热电厂是以燃料的总释热量为基准计算热量利用系数ξ’的，即：*10-5几种与蒸汽有关的动力循环

一、超临界压力蒸汽动力装置的简单循环

此循环的T-s图如右图所示。由于平均吸热温度较高，它的热效率明显高于朗肯循环。OT43(2`)12s图10-14超临界压力蒸汽动力装置简单循环的T-s图『哈汽』制造的中国首台超临界汽轮机组转子两气循环是两种工质联合运行的蒸气循环。右图是汞－水两气循环的T-s图，其中汞在过程2a－3a的放热量用于加热水（过程4－6）。此循环的效率可达到50％～60％，约为同温限间卡诺循环效率的90％～95％。二、两气循环5a3a8a7a87因为汞的毒性和价格，此循环尚无实际应用。TOs11a2a6543(2`)2图10-15两气循环三、蒸汽－燃气联合循环12345abdefcQ23QbeQfa空气压气机燃烧室燃气轮机发电机发电机蒸汽轮机凝汽器泵余热锅炉排入大气12345abef图10-16燃气－蒸汽联合循环（Brayton循环＋Rankine循环）TOs表10.5当代先进燃气轮机及联合循环性能

机型项目西屋501-ATSGE-MS7001HABBGT26西门子KWU燃气初温，℃1510143012601190压比28233016.6简单循环净出力,MW290265240简单循环效率,%4138.538联合循环净出力,MW426400396359联合循环效率,%616058.558.1提高进气初温的效果

燃气初温决定了燃气轮机的效率和比功，计算和实践表明，燃气初温提高100℃，可使燃机效率增加2%－3%，进一步提高燃气初温将是未来燃气轮机发展的方向，这就需要发展以下技术：①高温材料技术。②蒸汽冷却技术。③热涂层技术。④陶瓷燃气轮机。

此联合循环结合了蒸汽动力循环和燃气动力循环。它分别以燃气和蒸汽为高、低温工质，并把燃气轮机的排气（400～650℃）作为蒸汽轮机装置（上限温度极少超过600℃）的加热源。

与单纯的蒸汽或燃气动力循环相比，此循环的效率显然要高(?)，如果再采用回热和再热等措施，这种联合循环的实际效率η可达47％～57％。就燃气-蒸汽联合循环而言，考虑到废烟气所带走的热量(Q51)后，其热效率为：本章作业第十章10-7、10、15、16pp.345~347例10-2

某基本蒸汽动力装置，其新汽压力p1=170bar，t1=550℃,汽轮机排汽压力p2=0.05bar。求汽轮机所产生的功；循环热效率；汽耗率；若汽轮机相对内效率ηoi=0.90，则实际循环热效率与实际汽耗率为多少？解

根据p1=170bar，t1=550℃，查表得h1=3424kJ/kg，s1=6.4434kJ/(kg·K)。hsX=1p1t11p22可逆过程1-2：s2=s1=6.4434kJ/(kg·K)p2=0.05bar时，

h2’=137.77kJ/kgh2”=2561.2kJ/kg，s1’=0.4762kJ/(kg·K)s2”=8.3952kJ/(kg·K)1-3为实际过程

hsX=1p1t11p22310-1简单蒸汽动力装置循环（即朗肯循环）蒸汽的初压p1=3MPa，终压p2=6kPa，初温如下所示，试求在各种不同初温时循环的热效率ηt，耗汽率d及蒸汽的终干度x2，并将所求得的各值填写入表内，以比较所求得的结果。解题思路：注意蒸汽动力循环，1-2膨胀做功；2-3冷凝放热；3-4水泵压缩；4-1各种换热加热设备中受热。从焓熵图表中查找对应状态的焓值进行计算。To43(2’)856127spo48p1p26172v3(2’)5解：（1）p1=3MPa，t1=300℃

，p2=6kPa。由h-s图查得：h1=2996kJ/kg，h2=2005kJ/kg，x2=0.761，t2=36℃。取饱和水h2′≈cwt2′=4.187kJ/(kg⋅K)×36℃=150.7kJ/kg、v2′≈0.001m3水泵功近似为wp=v2′(p2−p1)=0.001m3/kg(3.0−0.006)×103kPa=2.994kJ/kg≈3kJ/kg—相当于h4-h3。热效率若略去水泵功，则即h1-h4，蒸汽吸热（2）p1=3MPa，t1=500℃，p2=6kPa，由h-s图查得：h1=3453kJ/kg、h2=2226kJ/kg、x2=0.859,t2=36℃;取h2′≈cwt2′=4.187kJ/(kg⋅K)×36℃=150.7kJ/kg,若不计水泵功，则初温对蒸汽动力循环的效率有很大的影响。初温↑,ηt↑,d↓,但干度↑,对装置的安全性有一定的影响。因此，很少单纯采取提高初蒸汽温度的方法来提高蒸汽动力循环的效率的。t/℃300500ηt0.34760.3716d/kg/J1.009×1068.15×10-7x20.7610.85910-7设有两个蒸汽再热动力装置循环，蒸汽的初参数都为p1=12.0MPa，t1=450℃，终压都为p2=0.004MPa，第一个再热循环再热时压力为2.4MPa，另一个再热时的压力为0.5MPa，两个循环再热后蒸汽的温度都为400℃。试确定这两个再热循环的热效率和终温度，将所得的热效率、终温度和朗肯循环作比较，以说明再热时压力的选择对循环热效率和终湿度的影响。注：湿度是指1kg湿蒸汽中所含和水的质量，即（1–x）。Ts0543(2`)6b1ac2解：（1）由p1=12.0MPa、t1=450℃及再热压力pb=2.4MPa，由h-s图查得h1=3212kJ/kg、s1=6.302kJ/(kg⋅K)、hb=2819kJ/kg、ha=3243kJ/kg、h2=2116kJ/kg、x2=0.820排汽终压p2=0.004MPa、s1=sc=sb=6.302kJ/(kg⋅K)，饱和水sc‘=0.4221kJ/(kg⋅K)、饱和蒸汽sc"=8.4725kJ/(kg⋅K)p2=0.004MPa；h2′=121.30kJ/kg；h2"=2553.5kJ/kg终湿度y2=1−x2=1−0.82=0.18Ts0543(2`)6b1ac2解题思路，抓住2个参数确定一个状态的思想，初态1给定，定熵到再热压力下的b，等压加热到初温的a，再定熵到背压下的2。排汽点基本都在湿蒸汽区，排汽点2确定下来，干、湿度也是确定的。（2）再热压力pb=0.5MPa时，h1、xc、h2′同（1）hb=2530kJ/kg、ha=3275kJ/kg、h2=2350kJ/kg、x2=0.916湿度y2=1−x2=1−0.916=0.084(3)无再热朗肯循环：hc=h2′+xc(h2"−h2′)=121.30kJ/kg+0.730×(2553.5−121.30)kJ/kg=1896.8kJ/kg湿度y2=1−xc=1−0.730=0.27由此可见，再热压力高，可提高循环效率，但提高干度的作用不显著，再热压较低，提高干度作用较大，但可能引起循环热效率下降。

ηt/%y2无再热42.550.27再热压力2.4MPa43.250.18再热压力0.5MPa40.020.084列表比较10-10某发电厂采用的蒸汽动力装置，蒸汽以p1=9.0MPa，t1=480℃的初态进入汽轮机。汽轮机的ηT=0.88。冷凝器的压力与冷却水的温度有关。设夏天冷凝器温度保持35℃。假定按朗肯循环工作。求汽轮机理想耗汽率d0与实际耗汽率di。若冬天冷却水水温降低。使冷凝器的温度保持15℃，试比较冬、夏两季因冷凝器温度不同所导致的以下各项的差别：①加热量；②热效率（可略去水泵功）解：由p1=9.0MPa、t1=480℃，查得h1=3336kJ/kg、s1=6.5894kJ/(kg⋅K)。（1）夏天，t2=35℃，由饱和水与水蒸气表中查得：p2=0.0056263MPah2′=146.59kJ/kg。由h-s图查得h2s=2016kJ/kg。汽轮机的理论技术功：wt=h1−h2s=3336kJ/kg−2016kJ/kg=1320kJ/kg汽轮机的实际技术功：wt′=ηTwt=0.88×1320kJ/kg=1161.6kJ/kg若不计水泵功时，循环的内部功：wi=wt′=1161.6kJ/kg吸热量：q1=h1−h2′=3336kJ/kg−146.59kJ/kg=3189.4kJ/kg装置的内部热效率：理想耗汽率：实际耗汽率：与之前的题目的差别在于考虑了实际的损失，引入ηT，只要理解ηT的含义即可。（2）冬天，t2=15℃，由饱和水与水蒸气表查得p2=0.0017053MPa、h2"=2528.07kJ/kg、h2′=62.95kJ/kg、s2′=0.2243kJ/(kg⋅K)、s2"=8.7794kJ/(kg⋅K)、s2=s1=6.5894kJ/(kg⋅K)h2s=x2h2"+(1−x2)h2′=0.744×2528.07kJ/kg+(1−0.744)×62.95kJ/kg=1897.0kJ/kgwt=h1−h2s=3336kJ/kg−1897.0kJ/kg=1439kJ/kgwt′=ηTwt=0.88×1439kJ/kg=1266.32kJ/kgq1=h1−h2′=3336kJ/kg−62.95kJ/kg=3273.05kJ/kg列表比较

wi/kJ/k