Режимы мощных паротурбинных установок - Иванов В.А.

Автор: Иванов В.А.

Теги: тепловые двигатели в целом получение, распределение и использование пара паровые машины паровые котлы теплоэнергетика теплотехника тепловые электростанции атомные электростанции издательство энергоатомиздат

Год: 1986

Похожие

Паровые турбины и паротурбинные установки

Эксплуатация паротурбинных установок

Теплообменное оборудование паротурбинных установок. Отраслевой каталог Ч.1

Тепловые электрические станции (Паротурбинные энергетические установки ТЭС)

Текст

В. А. ИВАНОВ
РЕЖИМЫ
МОЩНЫХ
ПАРО-
ТУРБИННЫХ
УСТАНОВОК
Издание второе,
переработанное
и дополненное
1g
Ленинград
ЭНЕРГОАТОМ ИЗДАТ
Ленинградское отделение
1986
ПРЕДИСЛОВИЕ
ББК 31.36
И 20
УДК 621.165.004.2
Рецензент И. А. Сорокин
Иванов В. А.
И 20 Режимы мощных паротурбинных установок,—2-е изд.,
перераб. и доп,—Л.: Энергоатомиздат. Ленингр. отд-ние,
1986,—248 с.: ил.
Изложена теория переменных режимов работы паротурбинных установок
конденсационных тепловых и атомных электростанций и теплоэлектроцентра-
лей. Проанализированы термодинамические особенности их работы и маневрен-
ные характеристики при различных программах регулирования. Особое внима-
ние уделено поиску путей повышения маневренности паротурбинных установок
различного типа для эффективного покрытия переменной части графиков элек-
трических нагрузок. Первое издание вышло в 1971 г. Во второе издание вклю-
чен анализ режимов работы теплофикационных турбин и турбоустановок АЭС,
обобщены результаты теоретических и экспериментальных исследований и т. п.
Книга предназначена для инженерно-технических работников, занимающихся
эксплуатацией, проектированием н исследованием паротурбинных установок.
Может быть полезна студентам энергетических специальностей вузов.
2303020100—127
И 051(01)—86 202-86
ББК 31.36
ПРОИЗВОДСТВЕННОЕ ИЗДАНИЕ
ВАЛЕРИЙ АЛЕКСЕЕВИЧ ИВАНОВ
РЕЖИМЫ МОЩНЫХ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
Редактор Ю. В. Долгополова
Художественный редактор Д. Р. Стеванович
Технический редактор А. Г. Рябкина
Корректор Н. Д. Быкова
Переплет художника В. Т. Левченко
ИБ № 2490
Сдано в набор 21.03.86. Подписано в печать 04.07.86. М-33018. Формат 60X9d7is._ Бумага
типографская № 1. Гарнитура литературная. Высокая печать. Усл. печ. л. 1S.5. Усл.
кр.-отт. 15,5. Уч.-изд л. 18.02. Тираж 5500 экз. Заказ № 898. Цена 1 р. 30 к.
Ленинградское отделение Эиергоатомиздата.
191065, Ленинград, Марсово поле, 1.
Ленинградского
при
тор-
Ленинградская типография № 4 ордена Трудового Красного Знамени . ...
объединения «Техническая книга» им. Евгении Соколовой Союзполиграфпрома
Государственном комитете СССР по делам издательств, полиграфии и книжной
говли. 191126, Ленинград, Социалистическая ул., 14.
Стратегические задачи развития советской энергетики на
длительную перспективу определяются принятыми XXVII съез-
дом КПСС новой редакцией Программы КПСС, Основными
направлениями социального и экономического развития СССР
на 1985—1990 годы и на период до 2000 года, Энергетической
программой СССР.
Применительно к энергетике и энергетическому машино-
строению Северо-Запада эти задачи конкретизированы терри-
ториально-отраслевой программой «Интенсификация-90»,
одобренной ЦК КПСС. Эта программа предусматривает значи-
тельное повышение эффективности производства за счет комп-
лексной механизации и автоматизации, широкого применения
новой техники и технологии.
За время, прошедшее с момента выхода в свет в 1971 г.
первого издания настоящей книги, произошло достаточно ра-
дикальное изменение тенденций развития энергетики, привед-
шее к непрерывно идущему процессу изменения структуры
установленного оборудования энергосистем, особенно в Евро-
пейской части СССР. При высоком уровне неравномерности
энергопотребления это предопределяет существенное измене-
ние режимов использования тех или иных типов электро-
станций.
В конце 60-х — начале 70-х годов ускоренными темпами
вводились мощные энергоблоки сверхкритического давления
на тепловых электростанциях, являвшиеся самыми высоко-
экономичными энергетическими агрегатами того времени. Доля
этих энергоблоков в общей установленной мощности энергоси-
стем увеличивалась быстрыми темпами. Ими покрывалась ос-
новная часть базовых нагрузок. Вместе с тем в тот период
резко возросла неравномерность графиков электрических на-
грузок, что в условиях недостатка маневренных мощностей
предопределяло необходимость привлечения блочных паро-
турбинных установок к покрытию переменных нагрузок. Про-
шедшие годы подтвердили правильность данной в первом из-
дании книги оценки тенденций развития энергетики того пери-
ода, подтвердили необходимость улучшения маневренных
характеристик блочных паротурбинных установок тепловых
1* з
Энергоатомиздат, 1986
электростанций (ТЭС). Ряд теоретически обоснованных в пер-
вом издании рекомендаций, которые в то время некоторым
специалистам представлялись дискуссионными (например,
скользящее начальное давление пара и комбинированная про-
грамма регулирования для конденсационных энергоблоков
ТЭС, общеблочный подход к построению систем автоматиче-
ского регулирования энергетических агрегатов, работающих
при различных программах регулирования, и др.), был развит
многими организациями и нашел широкое практическое при-
менение.
Сейчас тенденции развития энергетики существенно иные.
По существу, прекращен ввод новых конденсационных энерго-
блоков ТЭС в Европейской части СССР, вследствие чего их
доля в структуре установленного оборудования неуклонно со-
кращается. Быстрыми темпами развивается атомная энерге-
тика. Доля атомных электростанций (АЭС) уже сейчас стала
существенной в общем производстве электрической энергии,
и показателями работы энергоблоков АЭС в немалой мере
определяются общие по энергосистемам технико-экономиче-
ские показатели производства электроэнергии. По технико-
экономическим соображениям энергоблоки АЭС используются
для покрытия базовых нагрузок. Конденсационные энергоблоки
ТЭС, включая самые мощные, стали широко использоваться
для покрытия переменных нагрузок, вплоть до режимов вы-
вода в горячий резерв и ежесуточных остановок. Сокращение
доли таких энергоблоков выдвинуло задачу хотя бы ограни-
ченного использования агрегатов ТЭЦ и АЭС для покрытия
переменных нагрузок.
Вследствие изложенного автор при подготовке второго из-
дания видел необходимость серьезной переработки книги по
сравнению с ее первым изданием с тем, чтобы она отразила
отмеченные выше изменения. Содержание книги расширено по
сравнению с первым изданием (посвященным исключительно
конденсационным турбоустановкам ТЭС) за счет новых раз-
делов, в которых рассмотрены режимы работы турбоустано-
вок ТЭЦ и АЭС. Это достигнуто без увеличения общего объ-
ема книги исключением из нее разделов, в которых рассматри-
вались вопросы автоматического регулирования энергоблоков
и их элементов. Рассмотрению этих вопросов посвящена спе-
циальная монография автора [24].
В содержание предлагаемой книги не вошло также рас-
смотрение пуско-остановочных, моторных режимов, режимов
ускоренного расхолаживания турбин и других способов вывода
мощных энергетических агрегатов в резерв. Признавая очень
важную роль таких режимов в общем процессе эксплуатации
паротурбинных установок, автор все же счел возможным опу-
стить их, поскольку в последнее время вышло несколько фун-
даментальных монографий, специально посвященных рассмот-
рению таких режимов [52, 53, 62].
4
При подготовке 2-го издания использованы и обобщены
материалы многих отечественных и зарубежных организаций.
В их числе — результаты научно-исследовательских работ, про-
водимых под руководством и при непосредственном участии
автора в Ленинградском политехническом институте имени
М. И. Калинина. Автор благодарен всему коллективу кафедры
теплоэнергетических установок ЛПИ и сотрудничающих с нею
турбинных заводов, электростанций, проектных и научно-ис-
следовательских институтов и наладочных организаций, без
участия которых была бы невозможна сама постановка иссле-
дований. Глубокую благодарность автор приносит канд. техн,
наук, доц. В. М. Боровкову, канд. хим. наук Е. И. Игнатенко,
кандидатам техн, наук Н. А. Сорокину, А. П. Еперину, Г. Г. Ку-
ликовой, С. А. Заславскому, Г. А. Липатникову, Б. Н. Мельни-
кову, А. Г. Кутахову, П. Н. Вороне, В. В. Зверкову, Ю. Н. Пыт-
кину, С. Н. Иванову, Э. А. Ляпину, Я. Д. Берковичу,
И. А. Иванову, Г. В. Булавкину, Д. С. Богомольному,
В. В. Слесаренко, А. Н. Блинову, И. А. Варовину, В. Г. Штепе,
В. П. Безлепкину, Л. Е. Прудовскому, Н. Н. Трифонову, инже-
нерам С. Я. Михайлову, М. П. Уманцу, Б. А. Трофимову,
В. Н. Тамбовцевой, А. Н. Литвинову, С. А. Климцову,
С. Л. Фоминой, В. В. Ванникову, В. И. Королеву, С. Е. Го-
лубеву, Н. Н. Бабанской, О. И. Александровой, И. Б. Титовой,
С. А. Иванову, С. П. Сибирякову, А. М. Антоновой, А. В. Во-
робьеву, С. Н. Глыге, каждый из которых вместе с автором
был активным участником того или иного этапа многолетней
работы по обоснованию ряда вошедших в книгу результатов
и их практической реализации. Особые слова благодарности
и признательности автор обращает к своему учителю доктору
техн, наук, проф. И. И. Кириллову, чьими ценными советами
и поддержкой он пользовался на всех этапах выполнения
этой работы.
Параграф 4-4 написан при участии автора д-ром техн,
наук, проф. И. П. Фаддеевым.
Отзывы о книге, замечания и пожелания просьба присы-
лать по адресу: 191065, Ленинград, Марсово поле, д. 1, Ленин-
градское отделение Энергоатомиздата.
Автор
ОСНОВНЫЕ СОКРАЩЕНИЯ
АТЭЦ— атомная теплоэлек-
троцентраль;
АЭС— атомная электростан-
ция;
БРОУ— быстродействующая
редукционно - охлади-
тельная установка;
ВПТ—влажнопаровая тур-
бина;
ВПТУ—влажнопаровая тур-
боустановка;
ПВД— подогреватель высо-
кого давления;
ПВК— пиковый водогрейный
котел;
ПНД— подогреватель низко-
го давления;
ППУ— паропроизводящая
установка;
ПТУ—паротурбинная уста-
новка;
РОУ— редукционно - охлади-
тельная установка;
РППВ— система регенератив-
ного подогрева пита-
тельной воды;
СПП—сепаратор с промежу-
точным пароперегре-
вателем;
ТЭС— тепловая электростан-
ция;
ТЭЦ — теплоэлектроцентраль;
ЧВД (ЦВД) - часть (цилиндр) вы-
сокого давления;
ЧНД (ЦНД) —часть (цилиндр) низ-
кого давления;
ЧСД (ЦСД )- часть (цилиндр) сред-
него давления;
БМЗ— производственное
объединение «Брян-
ский машинострои-
тельный завод нм.
В. И. Ленина»;
БИТМ— Брянский институт
транспортного маши-
ностроения;
БПИ— Белорусский политех-
нический институт;
ВТИ— Всесоюзный теплотех-
нический институт име-
ни Ф. Э. Дзержин-
ского;
КирПИ— Кировский политехни-
ческий институт;
КПП— Киевский политехни-
ческий институт;
КТЗ— Калужский турбин-
ный завод;
ЛКИ— Ленинградский кора-
блестроительный ин-
ститут;
ЛМЗ — производственное
объединение турбо-
строения «Ленинград-
ский Металлический
завод»;
ЛПИ—Ленинградский поли-
технический институт
имени М. И. Калини-
на;
МЭИ — Московский энергети-
ческий институт;
УТМЗ— производственное
объединение «Ураль-
ский турбомоторный
завод имени К. Е. Во-
рошилова»;
ХПИ—Харьковский политех
нический институт
имени В. И. Ленина;
ХТЗ— производственное
объединение атомного
турбостроения «Харь-
ковский турбинный за-
вод нмеии С. М. Ки-
рова.»
ГЛАВА ПЕРВАЯ
ПЕРСПЕКТИВЫ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ
ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК РАЗЛИЧНОГО ТИПА
В ЭНЕРГОСИСТЕМАХ
1-1. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ БЛОКИ
Переход к блочной компоновке электростанций. Примерно
вековая история большой энергетики может быть условно раз-
делена [33, 80, 23 и др.] на несколько этапов протяженностью
по 25—30 лет (табл. 1-1). Каждый этап связан с решением своих
главных задач. На первых трех этапах (от зарождения боль-
шой энергетики до конца 40-х годов) вокруг крупных промыш-
ленных центров складывались и постепенно укрупнялись рай-
онные энергосистемы. Электрические связи между ними
практически отсутствовали. Сравнительно невысокие темпы уве-
личения установленной мощности каждой из таких энергосистем
ограничивали предельную мощность турбоагрегатов, которая
в то время обычно принималась не большей 8 % общей мощ-
ности энергосистемы. В таких условиях темпы прироста еди-
ничной мощности агрегатов (в 4—5 раз за 25 лет) примерно
соответствовали темпам развития энергосистем.
В настоящее время завершается четвертый этап энергетики,
открывшийся в начале 50-х годов, и энергетика вступает в но-
вый этап. Характерные черты современной энергетики сформи-
ровались на завершающемся четвертом этапе. К их числу сле-
дует отнести прежде всего широкое строительство межсистемных
линий электропередачи и соединение отдельных район-
ных энергосистем в мощные территориальные энергообъедине-
ния. В СССР решение поставленной В. И. Лениным задачи
сплошной электрификации на этом этапе связано с созданием
Единой энергетической системы страны. Пример решения этой
задачи в международном плане — создание единой энергоси-
стемы стран социалистического содружества «Мир». Объеди-
нение энергосистем дало ряд технико-экономических преиму-
ществ и практически сняло все ограничения, накладывавшиеся
ранее энергосистемами на максимальную мощность агрегатов.
Теперь возможности повышения единичной мощности энерге-
тических агрегатов стали определяться исключительно технико-
экономической целесообразностью, надежностью, уровнем про-
изводства на энергомашиностроительных предприятиях. Отме-
ченными обстоятельствами обусловлены чрезвычайно высокие
темпы увеличения единичной мощности турбоагрегатов в рас-
сматриваемый период, значительно превышающие общие
темпы прироста производства электроэнергии.
7
Этапы энергетики
Таблица 1-1
Этап Годы Максимальная мощность турбоагрегата. МВт Параметры пара Кратность прироста мощности
1 До 1900 5 1,5 МПа, 543 К
2 1900—1925 25 2,9 МПа, 673 К 5
3 1925—1950 100 8,8 МПа, 773 К 4
4 1950—1985 1300 23,5 МПа, 813/813 К 13
В течение четвертого периода наблюдался интенсивный рост
применяемых начальных параметров пара. .Начальное давле-
ние всего за десятилетие возросло с 8,8 до 23,5 МПа, а началь-
ная температура пара — с 753 до 853 К. Правда, в дальней-
шем по соображениям надежности котлов начальная темпера-
тура пара была снижена примерно до 813 К (в отдельных
случаях до 833К). К середине 60-х годов в нашей стране уста-
новились две ступени начальных параметров пара: 12,7 МПа,
813 — 838 К (турбоагрегаты К-160-130 и К-200-130) и
23,5 МПа, 813 К (турбоагрегаты К-300-240, К-500-240,
К-800-240 и К-1200-240). За рубежом нашла применение еще
одна ступень начальных параметров: 16,4 МПа, 811 К.
Промышленное освоение параметров пара 12,7 МПа,
838 К для конденсационных паротурбинных установок (ПТУ)
открыло возможность применения их в ряде теплофикацион-
ных турбоустановок: ПТ-60-130/13 ЛМЗ, ПТ-50-130/7, Т-50-130
и Т-100/120-130 УТМЗ. В конце 60-х годов УТМЗ была соз-
дана первая в мировой практике теплофикационная турбина
для сверхкритических параметров пара Т-250/300-240.
Повышение начальных параметров пара существенно уве-
личило тепловую экономичность как конденсационных, так и
теплофикационных турбоустановок.
С повышением мощности турбоагрегатов до 200 МВт,
а в ряде случаев и при меньших мощностях оказался рента-
бельным промежуточный перегрев пара. Его применение суще-
ственно усложнило тепловую схему электростанции. Попытка
сохранить при этом обычную схему с общим паропроводом,
куда поступает пар от всех котлов электростанции, привела бы
к необходимости поперечных связей между «холодными» и
«горячими» линиями промперегревов отдельных агрегатов,
для чего потребовались бы трубы больших диаметров. Воз-
никла бы необходимость в установке запорной арматуры на
этих линиях и в системе автоматического распределения пара,
идущего на промперегрев, между отдельными котлами пропор-
ционально их нагрузкам. Недостаточная надежность и слож-
ность такого варианта, а также неизбежность больших капи-
8
Рис. 1-1. Принципиальная схема
энергоблока
1 — котел; 2 — пароперегреватель; 3 — про-
межуточный пароперегреватель; 4 — ЧВД
турбины; 5 — ЧНД турбины; 6 — генера-
тор; 7 — возбудитель; 8 — конденсатор;
9 — конденсатный насос; 10 — регенера-
тивные подогреватели; //—деаэратор;
12 — питательный насос
тальных затрат обусловили отказ от поперечных связей по
пару между отдельными котлами и выделение турбогенера-
тора и обслуживающих его котлов в изолированную ячейку —
энергетический блок (рис. 1-1). Следовательно, переход
к энергоблокам является не данью моде, а объективной зако-
номерностью, обусловленной всем ходом развития теплоэнер-
гетики.
Переход к блокам котел — турбина — генератор является
одной из важнейших особенностей четвертого этапа большой
энергетики. Блочная компоновка позволила существенно сни-
зить стоимость и ускорить темпы строительства электростан-
ций. Связанное с блочной компоновкой и объединением энерго-
систем резкое возрастание темпов повышения единичной
мощности агрегатов увеличило производительность труда
в энергомашиностроении, а также при строительстве, монтаже
и эксплуатации электростанций.
Переход к блочной компоновке вызвал необходимость в из-
менении организационной структуры электростанции. Традици-
онное для первых этапов энергетики деление электростанции
на котельный, турбинный и электрический цехи естественно
заменяется ее делением на отдельные блоки с созданием обще-
блочного щита управления. В дальнейшем блочная компоновка
стала применяться также для установок без промежуточного
перегрева пара, в том числе для агрегатов теплоэлектроцент-
ралей (ТЭЦ). Это позволяет отказаться от сложной системы
паропроводов, а при расширении электростанции — увеличи-
вать ее мощность в случае необходимости за счет блоков на
различные параметры пара, что обеспечивает большую гиб-
кость при выборе технических решений.
Четвертый этап связан с зарождением и очень быстрым
развитием атомной энергетики. Менее чем за четверть века
атомные электростанции (АЭС) стали вполне конкурентоспо-
собными по сравнению с тепловыми электростанциями на ор-
ганическом топливе (ТЭС), а единичные мощности агрегатов
АЭС достигли того же уровня, что и для ТЭС [41, 78].
В нашей стране нашли применение два типа реакторов на
тепловых нейтронах: водо-водяные энергетические реакторы
9
корпусного типа и водо-графитовые канальные реакторы. На
всех АЭС с водо-водяными реакторами и на большинстве
станций с канальными реакторами применяются турбины,
работающие на насыщенном паре. Единичные мощности тур-
бин, применяемых в нашей стране на АЭС с канальными ре-
акторами, за рассматриваемый период возросли с 5 МВт на
первой АЭС до 500 МВт для станций с реакторами
РБМК-1000 и до 750 МВт на начавших вводиться несколько
позже АЭС с реакторами РБМК-1500. Аналогичные мощности
турбин, применяемых на АЭС с водо-водяными реакторами,
возросли за тот же период с 70 до 1000 МВт [71]. На атомных
электростанциях применяется, как правило, блочная компо-
новка агрегатов (рис. 1-2).
Параметры насыщенного пара, применяемые в этот период
на АЭС, сравнительно невысоки. Повышаясь с ростом единич-
ной мощности, давление пара достигло 6—7 МПа для энерго-
блоков с реакторами ВВЭР-1000 и РБМК-1000 [41].
В отдельных случаях в канальных реакторах осуществлялся
ядерный перегрев пара (например, на Белоярской АЭС [65]).
Это открыло возможность применения в блоке с такими реак-
торами серийных турбин К-100-90, однотипных с турбинами
ТЭС.
Особенности крупных паровых турбин. Большие объемные
расходы пара, характерные для мощных турбин ТЭС и осо-
бенно АЭС, а также промежуточный перегрев пара обусловили
применение турбин с большим числом цилиндров, причем это
Рис. 1-2. Принципиальная схема энергоблока АЭС с водо-водяным энергети-
ческим реактором
/ — реактор; 2 — компенсатор объема; 3 — главная задвижка; 4 — главный циркуляци-
онный насос; 5 — парогенератор; 6 — турбина; 7 — сепаратор; 8 — промежуточный паро-
перегреватель; 9 — конденсатор; 10 — конденсатный насос; // — подогреватели низкого
давления; 12 — деаэратор; 13— питательный насос; 14 — подогреватели высокого дав-
ления; 15 — подпиточный насос; 16 — основной теплообменник; 17 — доохладитель; 18—
ионно-обменная установка
10
число возрастало с увеличением единичной мощности. Так,
турбина К-160-130 ХТЗ была выполнена двухцилиндровой,
турбины К-200-130 ЛМЗ, К-300-240 ЛМЗ и ХТЗ — трехцилинд-
ровыми, турбина К-500-240 ХТЗ — четырехцилиндровой,
а одновальные турбины К-800-240-3 и К-1200-240 ЛМЗ— пяти-
цилиндровыми.
Возрастание объемных расходов пара, обусловленное рос-
том единичной мощности, с одной стороны, повышает эконо-
мичность первых ступеней турбины вследствие увеличения
высоты лопаток в цилиндре высокого давления (ЦВД), хотя
по мере роста мощности это повышение становится все менее
существенным, а с другой стороны, усложняет проектирование
последних ступеней. Стремление повысить термический КПД
цикла приводит к уменьшению абсолютного давления в кон-
денсаторе до 0,003—0,0035 МПа, что в значительной мере
увеличивает объемный расход' пара последней ступенью. Для
получения минимальных выходных потерь энергии необходима
возможно большая ометаемая лопатками площадь. Она дости-
гается, во-первых, увеличением длины лопатки и диаметра
последней ступени, а во-вторых, увеличением числа параллель-
ных потоков пара в части низкого давления (ЧНД). С этой
целью возможно также применение двухъярусных лопаток.
Число выходов пара для очень мощных турбин (прежде всего
агрегатов АЭС) уже сейчас достигает восьми, и целесообраз-
ность дальнейшего увеличения их числа представляется сомни-
тельной.
Максимальная длина лопатки последней ступени во многом определяется
соображениями прочности. Вместе с тем проблема создания длинных лопаток
не только прочностная, но и аэродинамическая. С увеличением относительной
длины лопаток растет опасность отрыва потока в корневой области. Это
серьезное препятствие на пути дальнейшего увеличения относительной длины
лопаток. Современные методы проектирования позволяют избежать отрывов
потока при расчетных, режимах. Прн частичных же нагрузках в таких сту-
пенях имеют место отрывы потока, охватывающие широкую область в кор-
невой части рабочего колеса. Эти явления снижают экономичность последних
ступеней, а также оказывают неблагоприятное влияние на вибрационную на-
дежность колеса. Созданные отечественными заводами лопатки длиной 960—
1050 мм из нержавеющей стали и 1200 мм из титановых сплавов по своим
прочностным и аэродинамическим характеристикам близки к предельным
достижимым для быстроходных турбин.
С повышением окружной скорости рабочего колеса, обусловленным уве-
личением его диаметра и длины лопаток, возрастает опасность повышенной
эрозии рабочих лопаток последней ступени. Особенно остро эта проблема
стоит для влажнопаровых турбин АЭС [71]. В связи с отмеченным вновь
стал предметом дискуссии вопрос о выборе угловой скорости. Этот вопрос
применительно к агрегатам ТЭС уже был предметом дискуссии в 30-е годы.
Зарубежные и некоторые отечественные специалисты того времени считали,
что создание турбин мощностью 50 МВт и выше возможно только в тихо-
ходном варианте (25 с~‘). Успешный опыт создания на ЛМЗ в предвоенные
годы быстроходной (с угловой скоростью 50 с-1) турбины К-ЮО-29 оказал
решающее влияние на развитие отечественного и мирового турбостроения:
с тех пор на несколько десятилетий угловая скорость 50 с-1 (3000 об/мин)
стала преобладающей даже для самых мощных паровых турбин, вплоть до
агрегатов мощностью 1200 МВт. Исключение составляли лишь страны, в ко-
11
торых принята частота электрического тока 60 Гц (США, Япония в др.).
В связи со сложностью проектирования длинных рабочих лопаток послед-
них ступеней для угловой скорости 60 с-1 (3600 об/мин) в этих странах ши-
рокое распространение получили двухвальные турбины с быстроходным ва-
лом высокого давления и тихоходным (30 с-1) валом низкого давления, на
котором располагают все цилиндры низкого давления (ЦНД).
В 70-е годы вновь возникла дискуссия по вопросу выбора угловой ско-
рости применительно к турбинам для АЭС. Применяемым для них невысо-
ким параметрам и низкому промежуточному перегреву соответствует большой
удельный расход пара.
В быстроходных турбинах АЭС мощностью 500 МВт (турбина
К-500-65 ХТЗ) при одном ЦВД число двухпоточных ЦНД достигает четырех.
Еще совсем недавно эта мощность представлялась многим специалистам пре-
дельной для быстроходных влажнопаровых турбин. Стремлением открыть
путь для дальнейшего повышения единичной мощности турбин, а также сни-
зить их эрозионную опасность было обусловлено мнение ряда зарубежных и
отечественных специалистов о необходимости перехода к тихоходным влаж-
иопаровым турбинам с угловой скоростью 25 с~_* (1500 об/мин). В таком
исполнении выпускается большинство мощных зарубежных турбин для АЭС,
а также отечественные турбины К-500-60/1500 и К-1000-60/1500 ХТЗ [51].
Однако отмеченная позиция не была единственной. Параллельно с работами
по созданию тихоходных турбин отечественными заводами велись интенсив-
ные работы по проектированию быстроходных влажнопаровых турбин боль-
шой мощности, итогом которых явилось создание турбин К-750-65/3000 ХТЗ
и К-1000-60/3000 ЛМЗ.
Параллельный выпуск двух вариантов (тихоходного и быстроходного)
турбин примерно одной мощности можно считать оправданным как с точки
зрения сегодняшней энергетики, так и особенно с позиций будущего [42, 33].
Каждый из вариантов имеет свои достоинства и недостатки. Тихоходные
турбины при одном и том же уровне напряжений в последнем рабочем ко-
лесе и равном числе выходов пара теоретически могут развивать мощность
в четыре раза большую, чем быстроходные. Тем самым открывается путь
к дальнейшему повышению единичной мощности, что в перспективе может
иметь важное значение для агрегатов не только АЭС, но и ТЭС. При том же
уровне мощности, что и для быстроходных турбин, тихоходные турбины мо-
гут быть выполнены с меньшим числом ЦНД, меньшими напряжениями в по-
следнем рабочем колесе, повышенной эрозионной стойкостью рабочих лопа-
ток и меньшими выходными потерями кинетической энергии. Однако это
достигается ценой увеличения металлоемкости и габаритов турбин, что со-
здает трудности при их изготовлении и транспортировке. Отмеченными об-
стоятельствами определяется стремление применять быстроходные машины
до предельной мощности, при которой можно гарантировать их безусловную
надежность и конкурентоспособность по технико-экономическим показателям.
По мнению автора, опыт н искусство конструкторов и использование ими но-
вейших достижений науки и техники могут еще не раз отодвинуть в сто-
рону повышения (кажущиеся сегодня предельными) мощности быстроходных
турбин так же, как это неоднократно бывало в прошлом. Однако следует
четко представлять, что каждый следующий шаг на этом пути будет до-
стигаться все большим трудом и для сверхмощных турбин будущего мо-
жет оказаться рациональным переход к тихоходным турбинам. Ведущееся
сейчас соревнование между двумя направлениями в создании влажнопаро-
вых турбин является серьезным стимулом для повышения качества как
быстроходных, так и тихоходных турбин, побуждая конструкторов, отста-
ивающих свою точку зрения, изыскивать решения, наивыгоднейшие именно
для этого класса машин и зачастую вовсе не очевидные с первого взгляда.
Опыт и знания, накопленные сегодня в результате такого соревнования, по-
мимо своего большого значения для современной энергетики, окажутся науч-
ным и техническим заделом для будущих этапов энергетики.
Особенности тепловых схем мощных энергоблоков. Повы-
шение начальных параметров пара для энергоблоков ТЭС
12
сопровождается увеличением температуры подогрева пита-
тельной воды. Это вызывало необходимость применения все
более развитых схем регенерации. Если довоенные ПТУ на
параметры пара 2,9 МПа, 673 К имели 3—4 ступени подогрева
до температуры 423—438 К, то современные агрегаты сверх-
критического давления имеют 8—9 ступеней регенеративного
подогрева, обеспечивающие нагрев питательной воды до 533—
543 К и выше. На первой половине рассматриваемого этапа
практически повсеместно использовались поверхностные подо-
греватели низкого давления (ПНД). В дальнейшем намети-
лась тенденция перехода к смешивающим ПНД, позволяющим
ликвидировать недогрев конденсата в подогревателях и устра-
нить обусловленные этим термодинамические потери [60].
Влажнопаровые турбины АЭС также имеют развитую си-
стему регенерации [71]. Регенеративные схемы турбоустановок
К-220-44, К-500-60/1500 и К-1000-60/1500, работающих в блоке
с реакторами ВВЭР-440 и ВВЭР-1000, включают в себя по 3—4
подогревателя низкого давления, 1 деаэратору и 3 подогрева-
теля высокого давления (ПВД) и обеспечивают подогрев пи-
тательной воды до 496 К. Регенеративные схемы турбоуста-
новок К-500-65/3000 и К-750-65/3000, работающих в блоке с ре-
акторами РБМК-Ю00 и РБМК-1500, имеют большее число ПНД
(до пяти), но в них отсутствуют ПВД: температура подогрева
питательной воды при этом равна 438 К. Это вызвано техноло-
гическими особенностями реакторов [41]. Составными элемен-
тами тепловых схем турбоустановок АЭС являются сепара-
торы— промежуточные пароперегреватели (СПП), в которых
производится сепарация пара, вышедшего из ЦВД, и паровой
перегрев отсепарированного пара. Для большинства ПТУ при-
менен двухступенчатый промперегрев. Греющим агентом пер-
вой ступени является пар, отобранный из промежуточной точки
ЦВД, а второй ступени — свежий пар. В последнее время на-
метилась тенденция перехода к одноступенчатому промпере-
греву только свежим паром [3]. Конденсат греющего пара из
СПП сливается в систему регенерации, где его теплота исполь-
зуется для подогрева питательной воды.
В рассматриваемый период существенные изменения пре-
терпели тепловые схемы теплофикационных ПТУ. Исследова-
ниями И. В. Васильева в ЦКТИ, Б. П. Таранова в КПП,
А. М. Леонкова в БПИ, Е. И. Бененсона и Д. П. Бузина на
УТМЗ и других ученых [6, 10, 69] было показано, что для по-
вышения экономической эффективности теплофикационных
турбин целесообразен ступенчатый подогрев сетевой воды. Он
предусмотрен во всех серийно выпускаемых с 50-х годов тепло-
фикационных турбоустановках УТМЗ, а позднее и ЛМЗ. В кон-
денсаторе организован специальный трубный пучок (так
называемый встроенный пучок), охлаждаемый, как правило,
подпиточной водой. На время отопительного сезона предусмот-
рено отключение циркуляционной воды и использование кон-
13
денсатора в качестве подогревателя подпиточной воды, ком-
пенсирующей потери сетевой воды, с переводом его на ухуд-
шенный вакуум. При этом за счет полного устранения потерь
энергии в холодном источнике повышается тепловая эконо-
мичность турбоустановки.
В связи с тем что прямоточные котлы не могут работать
при малых расходах пара, в тепловые схемы энергоблоков
с прямоточными котлами были включены быстродействующие
редукционно-охладительные установки (БРОУ), предназначен-
ные для перепуска пара в конденсатор в обвод главной тур-
бины при пусках блока, а также при сбросах нагрузки. В по-
следнем случае БРОУ выполняют также функции защиты от
чрезмерного повышения давления. При размещении промежу-
точного перегревателя в зоне умеренных температур конвек-
тивного газохода котла, когда надежная работа перегрева-
теля могла быть обеспечена без его охлаждения паром, приме-
нялись однобайпасные схемы с направлением свежего пара
через БРОУ прямо в конденсатор. Для некоторых типов кот-
лов, где требовалось охлаждение промежуточного перегрева-
теля, применялись двухбайпасные схемы, в которых преду-
сматривалась установка дополнительных БРОУ для пропуска
свежего пара в промежуточный перегреватель и из него в кон-
денсатор. В отечественной энергетике наибольшее применение
нашли однобайпасные схемы. В последнее время исследова-
ниями ЦКТИ и ЛМЗ [62] выявлены серьезные преимущества
двухбайпасных схем в сочетании с беспаровыми режимами
в ЦВД для ускорения процесса пуска турбины. Вследствие
этого можно ожидать расширения области применения двух-
байпасных схем.
Быстродействующие редукционные установки с перепуском
пара в обвод главной турбины в конденсатор (БРУ-К) или
деаэратор (БРУ-Д) стали обязательными элементами тепло-
вых схем энергоблоков АЭС, выполняя функции защиты паро-
генерирующей установки при сбросах нагрузки и в пусковых
режимах [41].
С повышением параметров пара и единичной мощности
турбоагрегатов сильно возросла мощность, затрачиваемая на
привод питательных насосов. Так, суммарная мощность двух
питательных насосов энергоблока 200 МВт составляет
4800 кВт, мощность питательного насоса энергоблока
300 МВт— 12 000 кВт. Суммарная мощность двух питатель-
ных насосов блока 800 МВт достигает 36 МВт, а блока
1200 МВт — почти 50 МВт. Большое значение для мощных
ПТУ приобрел вопрос о типе привода питательных насосов.
Для установок ТЭС до 200 МВт применяется электропривод
питательных насосов. Для более крупных блоков мощности
и габариты насосов и электродвигателей становятся значитель-
ными. Начиная с некоторой мощности насоса привод его спе-
циальной турбиной обладает более высоким к. п. д., чем элек-
14
тродвигатель, с учетом как его собственного к. п. д., так и
к. п. д. производства используемой в нем электрической энер-
гии. В этих условиях экономически целесообразно использова-
ние турбопривода питательного насоса. Он применяется прак-
тически для всех блоков ТЭС мощностью выше 200 МВт.
В отечественных ПТУ для привода питательных насосов
используются приводные турбины, получающие пар из нерегу-
лируемых отборов главной турбины. Питательные насосы
энергоблоков 300 МВт в нашей стране приводятся турбинами
с противодавлением, пар из которых направляется в ПНД
главной турбины. Для привода питательных насосов блоков
500, 800 (кроме двухвальной турбоустановки К-800-240-1) и
1200 МВт применяются конденсационные приводные турбины
с отдельными конденсаторами. Такие приводные турбины
уменьшают расход пара, проходящего через ЧНД главных тур-
бин, и тем снижают выходные потери в главных турбинах.
Для привода питательных насосов теплофикационных блоков
применение конденсационного турбопривода нерационально,
так как при этом возрастают конденсационный поток пара и
связанные с ним потери в холодном источнике. Поэтому ис-
пользуют приводные турбины с противодавлением, пар после
которых направляют в линии отборов из главной турбины
к регенеративным или сетевым подогревателям.
Питательные насосы энергоблоков АЭС мощностью до
440 МВт имеют электропривод. Для блоков ВВЭР-1000 при-
менен турбопривод питательных насосов с конденсационными
приводными турбинами. Для блоков с реакторами типа РБМК,
где недопустим даже кратковременный перерыв подачи пита-
тельной воды, сохранен электропривод питательных насо-
сов [41].
Приводная турбина, получающая пар из регенеративных
отборов главной турбины, становится составной частью теп-
ловой схемы всей турбоустановки. Параметры пара перед при-
водной турбиной определяются режимом работы главной тур-
бины. Эти обстоятельства необходимо учитывать при расчете
тепловой схёмы ПТУ и определении требований к точности
расчета.
Следует четко представлять, что турбопривод питательного насоса бла-
годаря своей особой роли в организации режимов работы блока во многом
является его узким местом, элементом, ограничивающим технико-экономиче-
ские показатели блока при том или ином режиме и даже саму осуществи-
мость этого режима. Дело в том, что для нормальной работы питательного
насоса при любом режиме потребляемая им мощность должна быть равна
мощности, развиваемой его приводом. Между тем обе этн величины, знание
которых необходимо конструктору, проектирующему привод питательного
насоса, до начала проектирования, становятся известными ему более или ме-
нее достоверно лишь на заключительном этапе проектирования блока в целом.
Заданными величинами при проектировании нового блока являются мощ-
ность главной турбины и параметры пара перед нею и в конденсаторе. Точ-
ное значение расхода пара, определяющее расход питательной воды, стано-
вится известным лишь на заключительном этапе проектирования главной тур-
бины и ее тепловой схемы. Тогда же становятся известными н истинные
15
значения параметров пара, отбираемого для приводной турбины. Любое изме-
нение, вносимое в процессе проектирования нлн эксплуатации по конструк-
тивным нли иным соображениям в проточную часть главной турбины нлн ее
тепловую схему, неизбежно изменит в какой-то мере расход пара главной
турбиной и параметры в точке отбора для приводной турбины. Мощность,
потребляемая питательным насосом, определяется расходом питательной воды
и давлением при выходе из насоса. Последнее же отличается от заданного
давления пара перед турбиной на величину гидравлических сопротивлений
ПВД, регулирующих питательных клапанов и пароводяного тракта котла.
Точные значения этих гидравлических сопротивлений становятся известными
в конце проектирования подогревателей, котла и системы трубопроводов. При
обычно применяемой практике параллельного проектирования котла, турбины,
питательного насоса и его привода различными конструкторскими бюро к на-
чалу проектирования приводной турбины лишь в первом приближении из-
вестны требуемая от нее мощность и параметры пара перед нею. Положение
осложняется тем, что, как правило, одни и те же главная и приводная тур-
бины предназначены для работы в блоках с разнотипными котлами, гидрав-
лические характеристики которых могут существенно различаться, причем
характеристики некоторых котлов к моменту проектирования приводной тур-
бины вообще неизвестны.
Вследствие отмеченного одной н той же мощности главной турбины для
разных блоков в общем случае соответствуют неодинаковые мощности пита-
тельных насосов. Это обстоятельство не имеет существенного значения, если
для привода питательного насоса используется электродвигатель нли вал
главной турбины. Наличие в обоих случаях постороннего источника энергии
с мощностью, значительно превосходящей мощность насоса, позволяет срав-
нительно просто компенсировать отклонения фактической мощности, потреб-
ляемой насосом, от ее расчетного значения.
Положение существенно изменяется, если для привода насоса использу-
ется специальная турбина, в которую направляется пар нз нерегулируемого
отбора главной турбины. Обычно допускаемые погрешности в определении
параметров пара по проточной части главной турбины, не оказывающие замет-
ного влияния на мощность самой главной турбины и ее технико-экономические
показатели, могут существенно изменять мощность приводной турбины. Если
фактические параметры пара в месте отбора при определенном режиме по
каким-либо причинам окажутся ниже расчетных, а гидравлическое сопротив-
ление пароводяного тракта больше расчетного и если при этом не преду-
смотрено достаточного запаса открытия регулирующих клапанов приводной
турбины, то может оказаться, что питательный насос не В' состоянии развить
необходимое давление. В таком случае параметры перед приводной тур-
биной окажутся ниже расчетных, что снизит тепловую экономичность блока,
а при больших отклонениях сделает тот нлн иной режим работы блока не-
возможным. Такая ситуация может возникнуть не только при максимальной
нагрузке блока, но и при частичных нагрузках вследствие снижения парамет-
ров пара в месте отбора и изменения к. п. д. питательного насоса и привод-
ной турбины. Поэтому необходимо производить с высокой точностью расчет
оборудования блока в целом при различных режимах.
В последнее время для самых мощных энергоблоков начинает приме-
няться также турбопрнвод дутьевых вентиляторов. В частности, такой при-
вод применен для прямоточного котла блока 1200 МВт. Приводные турбины
вентиляторов также становятся составной частью тепловой схемы блока. При
их проектировании должны учитываться те же требования, что и при проек-
тировании турбонасосов.
1-2. ХАРАКТЕРНЫЕ ОСОБЕННОСТИ
ПРЕДСТОЯЩЕГО ЭТАПА ЭНЕРГЕТИКИ
Границей четвертого этапа можно условно считать выпуск
и ввод в эксплуатацию в конце 70-х — начале 80-х годов го-
ловных образцов турбоагрегатов мощностью 1200—1300 МВт
16
для ТЭС и 1000—1300 МВт для АЭС. С их выпуском энерге-
тика вступает в новый, пятый этап своего развития. Стратеги-
ческие задачи этого этапа определяются Энергетической про-
граммой СССР [48]. Можно попытаться определить основные
тенденции предстоящего этапа.
Как и прежде, ведущая роль (более 80%) в выработке
электроэнергии будет принадлежать паротурбинным установ-
кам ТЭС и АЭС. Опережающими темпами будет развиваться
атомная энергетика, особенно в Европейской части СССР
[48, 65]. Можно ожидать, что к концу века атомными электро-
станциями будет вырабатываться до 30—40 % всей производи-
мой электроэнергии. Наряду с применяемыми в настоящее
время реакторами на тепловых нейтронах начнут использо-
ваться реакторы на быстрых нейтронах, обеспечивающие рас-
ширенное воспроизводство вторичного ядерного горючего и
тем самым использование для выработки электроэнергии изо-
топа урана 238U, составляющего 99,3 % всех природных запа-
сов урана [65]. Доля ТЭЦ сохранится на современном уровне,
мощность их будет составлять примерно 30 % общей установ-
ленной мощности ТЭС. Начнется использование ядерной энер-
гии для целей теплофикации. Могут получить некоторое разви-
тие газотурбинные и комбинированные парогазовые и газопа-
ровые установки.
Что касается перспектив дальнейшего увеличения единич-
ной мощности агрегатов, то следует четко представлять, что
основные технико-экономические преимущества укрупнения
агрегатов исчерпаны на предыдущем этапе. С переходом
к многопоточным конструкциям цилиндров низкого и среднего
давления паровых турбин при сохранении общепринятой в на-
стоящее время пятицилиндровой конструкции дальнейшее уве-
личение мощности выше 1000—1200 МВт не даст ощутимого
прироста тепловой экономичности ПТУ. Правда, с повышением
единичной мощности агрегатов уменьшаются капитальные
затраты на их производство и строительство электростанций,
а также увеличивается производительность труда в энергетике
и энергомашиностроении, но это в значительной мере компен-
сируется необходимостью увеличения резерва в энергосисте-
мах. Поэтому есть все основания ожидать, что до середины
этапа единичная мощность агрегатов не будет возрастать по
сравнению с 'достигнутым на предыдущем этапе уровнем
1000—1200 МВт. Основные усилия энергетиков и энергомаши-
ностроителей в этот период будут направлены на освоение
этого уровня как серийного. За счет широкого ввода таких
агрегатов на электростанциях средняя установленная мощ-
ность агрегата в энергосистемах будет при этом возрастать.
В дальнейшем во второй половине этапа возможно появление
агрегатов большей единичной мощности (до 2000—3000 МВт).
Они будут носить в рассматриваемый период преимущественно
опытно-промышленный характер и выпускаться в небольшом
17
количестве с целью создания технического задела для после-
дующих этапов энергетики.
Тепловые электростанции. На каждом из предшествующих
этапов энергетики существенно возрастали начальные пара-
метры пара (табл. 1-1). Попытаемся оценить тенденции изме-
нения параметров на наступающем этапе.
Выбор начальных параметров пара неразрывно связан с оценкой пред-
полагаемых режимов работы турбины, а также стоимости топлива. Исследо-
ваниями советских и зарубежных ученых [4, 33] выявлено, что для каждой
фиксированной начальной температуры пара существует оптимальное началь-
ное давление ро, которому соответствует наивысший к. п. д. установки. По-
вышение давления сверх оптимального приводит к снижению экономичности
установки. Для применяемых в настоящее время температур 808—838 К
термодниамнческн оптимальное давлеине не превышает 30—34 МПа. С по-
вышением начальной температуры пара термодниамнческн оптимальное дав-
ление возрастает. Технико-экономический оптимум соответствует меныпнм
начальным параметрам, чем термодинамический.
В Европейской части СССР тепловые электростанции на органическом
топливе будут использоваться в основном в полупнковой части графиков на-
грузок [23]. Для таких электростанций начальное давление длительно сохра-
нится на достигнутом уровне (23,5 МПа). По мере повышения надежности
агрегатов можно ожидать возврата от применяемых сейчас начальных тем-
ператур для блоков сверхкритического давления (813 К) к расчетным значе-
ниям (833 и даже 853 К). В то же время можно ожидать увеличения в Евро-
пейской части страны доли маневренных блоков докритических параметров
(12,7 МПа, 783 К), предназначенных в основном для ежесуточной остановки.
Эти агрегаты будут вводиться в основном взамен морально устаревших агре-
гатов конденсационных электростанций (КЭС) неблочного типа с начальным
давлением 8,8 МПа, уже давно отслуживших расчетный срок своей эксплуа-
тации.
В восточных районах страны базовая часть нагрузки длительное время
будет вырабатываться преимущественно конденсационными электростанциями
(КЭС), работающими на дешевых углях Канско-Ачинского и Экнбастузского
месторождений. Значительная часть вырабатываемой этими электростанциями
электроэнергии будет передаваться в Европейскую часть СССР по протяжен-
ным линиям электропередачи. В связи с невысокой стоимостью топлива для
этих электростанций также нет оснований ожидать повышения начальных па-
раметров пара по сравнению с уже достигнутыми. В отдаленном будущем по
мере выработки открытых месторождений топлива и использования более
глубоких его залежей стоимость топлива может существенно возрасти. При
этом могут оказаться рентабельными более высокие параметры пара, однако
это выйдет уже за пределы рассматриваемого этапа.
Сравнительно небольшая выделяемая для энергетики доля дефицитного
жидкого или газообразного топлива может быть наиболее целесообразно ис-
пользована в высокоэкономнчных парогазовых илн газопаровых энергетических
установках того илн иного типа, а также в комбинированных установках
с МГД-генераторамн [33, 65]. Эти типы установок могут найти применение
также для твердого топлива с его предварительной газификацией и высокой
степенью очистки полученных газов. Наибольшего внимания, по мнению ав-
тора, заслуживают те типы комбинированных установок, которые допускают
автономную работу паротурбинной части на твердом топливе; прн этом газо-
турбинная часть установки нли МГД-генератор, потребляющие жидкое либо
газообразное топливо, будут использоваться лишь для покрытия пиковых на-
грузок. Можно выделить два типа таких установок [33]. В одном из них
газы, уходящие нз газовой турбины или МГД-генератора, поступают в паро-
генератор, где за счет теплоты газов производится пар, направляемый в па-
ровую турбину. В установках другого типа теплота этих газов' используется
для регенеративного подогрева питательной воды прн режимах с отключен-
ными подогревателями высокого давления. Пиковая мощность в установках
18
последнего типа получается как за счет газовой турбины, так н за счет
повышения мощности паровой турбины сверх номинальной прн отключении
ПВД. Суммарная пиковая мощность рассматриваемой парогазовой установки
составляет свыше 30 % номинальной мощности паротурбинного блока. За-
траты на выработку пиковой мощности связаны в основном с созданием
только газотурбинной установки и газового экономайзера, поэтому требуются
лишь небольшие капитальные вложения. Пиковая мощность вырабатывается
при низких, удельных расходах топлива, поскольку к. п. д. установки, рабо-
тающей при отключении ПВД по парогазовому циклу, прн освоенных в на-
стоящее время параметрах газового контура на 1,5—2 % выше к. п. д. совре-
менных паротурбинных блоков сверхкритнческого давления.
Оба рассмотренных типа парогазовых установок (со сбросом газа в ко-
тел или экономайзер) могут найти применение не только прн создании новых
электростанций, но также при модернизации морально устаревших ТЭС, ос-
нащенных паротурбинными установками со сравнительно низкими парамет-
рами пара. Это позволит, повысив экономичность этих ТЭС, увеличить тех-
нико-экономически оправданное время их эксплуатации.
Наиболее эффективный путь повышения тепловой экономичности комби-
нированных установок — увеличение начальных параметров высокотемпера-
турной части цикла, используемой в газовой турбине илн МГД-генераторе.
Повышение параметров иизкопотенцнальной паровой части цикла приводит
к уменьшению работы его высокопотенциальной части. Поэтому для каждой
конкретной установки существуют оптимальные параметры парового цикла,
превышение которых снижает ее экономичность. Можно ожидать, что для
комбинированных установок найдут применение паровые турбины с началь-
ными параметрами, не превышающими их освоенных значений на обычных
ТЭС.
Атомные электростанции. На протяжении по меньшей мере
первой половины предстоящего этапа основу атомной энерге-
тики будут по-прежнему составлять АЭС с реакторами кор-
пусного и канального типов на тепловых нейтронах [65]. Пре-
имущественное применение на них найдут турбины, работаю-
щие на насыщенном паре. Влияние начального давления пара
на эффективность блоков такого типа неоднозначно (см. гл. 4).
С одной стороны, с повышением начального давления в опре-
деленной мере возрастает термический к. п. д. цикла ПТУ.
С другой стороны, при этом уменьшается (при прочих неизмен-
ных условиях, в том числе начальном обогащении топлива)
глубина выгорания топлива. Кроме того, с повышением на-
чального давления пара увеличиваются капитальные затраты
на сооружение АЭС, а также возрастает опасность снижения
надежности. Поэтому для каждого уровня единичной мощно-
сти блока и начального обогащения топлива существует тех-
нико-экономический оптимум начального давления пара [3, 41].
Принятые в настоящее время значения (6—7 МПа) близки
к оптимальным и, по-видимому, сохранятся в предстоящий
период для вновь создаваемых блоков этого типа. Однако
с учетом выявленных возможностей продления рабочей кампа-
нии энергоблоков и повышения за счет этого интегрального
к. п. д. блока (смг гл. 4) может оказаться рентабельным неко-
торое повышение начального давления пара.
Большинство энергоблоков с канальными реакторами типа
РБМК будет работать на насыщенном паре. Вместе с тем не-
которая часть реакторов этого класса (реакторы типа РБМК-П
19
[65]) может быть выполнена в варианте с ядерным перегревом
пара в специальных перегревательных каналах. Давление пара
сохранится на том же уровне (6,5 МПа), что и для других
реакторов этого класса. Температура перегрева пара 723 К.
Ядерный перегрев пара позволит повысить тепловую экономич-
ность ПТУ, уменьшить затраты на ее сооружение и повысить
ее надежность. Турбоустановки энергоблоков типа РБМК-П
существенно приблизятся к ПТУ ТЭС, но промперегрев пара
в них будет осуществляться насыщенным паром, отобранным
из барабана-сепаратора, а питательные насосы будут иметь
электропривод или сочетание турбинного и электрического при-
вода. В тепловой схеме рассматриваемых турбоустановок
будут отсутствовать регенеративные подогреватели высокого
давления.
В соответствии с Энергетической программой СССР будут
ускорены темпы строительства АЭС с реакторами на быстрых
нейтронах [48, 65]. Длительное время в атомной энергетике
будут в определенной пропорции сочетаться АЭС с реакто-
рами на быстрых нейтронах и АЭС с реакторами на тепловых
нейтронах, причем первые займут место в базовой области
графика нагрузок энергосистем, постепенно вытесняя АЭС
с реакторами на тепловых нейтронах в область полупиковых
нагрузок.
Наиболее перспективными по современным представлениям
типами первого контура энергоблоков с реакторами на быстрых
нейтронах являются жидкометаллический и газовый контуры
[3, 41]. В перспективе некоторое применение найдут также
пароохлаждаемые реакторы [30]. В начальный период строи-
тельства АЭС с реакторами на быстрых нейтронах для них
будет применяться паротурбинный цикл с начальными пара-
метрами пара, обычными для ТЭС, но с промперегревом, про-
изводимым насыщенным паром. Пример турбоустановок этого
типа — агрегат К-800-130. В дальнейшем, по-видимому, уже
за пределами рассматриваемого периода могут найти приме-
нение высокотемпературные реакторы [41, 65]. В принципе для
них может быть использован паротурбинный цикл сверхвысо-
ких параметров. Однако рациональность этого не очевидна, по
меньшей мере для блоков с жидкометаллическими и газовыми
реакторами. Наличие в тепловых схемах таких блоков первого
жидкометаллического или газового контура приводит к мысли
о целесообразности применения для них комбинированных
энергетических установок с газовыми турбинами, турбинами
на парах металлов или с МГД-генераторами. Можно ожидать,
что в паровой части таких установок найдут применение тур-
бины с начальными параметрами, не превышающими их осво-
енных значений для обычных ТЭС [33].
Теплофикация. Как и на предшествующих этапах, сущест-
венную роль на предстоящем этапе энергетики будет играть
комбинированное производство тепловой и электрической энер-
20
гии. Доля теплоэлектроцентралей (ТЭЦ) будет сохраняться
примерно такой же, как и ранее. Основная часть ТЭЦ будет
сосредоточена в Европейской части СССР, в районах крупных
промышленных центров.
Для ТЭЦ, работающих на органическом топливе, в течение
большей части рассматриваемого этапа будут использоваться
преимущественно турбоагрегаты мощностью от 80 до 250 МВт.
Большинство этих агрегатов предназначено для работы на
докритических параметрах пара (давление 12,7 МПа); для
сверхкритических параметров (23,5 МПа) спроектирован лишь
один из них — турбоагрегат Т-250/300-240, имеющий пром-
перегрев пара. Большинство турбоагрегатов ТЭЦ на докрити-
ческие параметры (кроме турбины Т-180/210-130) будет вы-
полняться без промперегрева пара. Блочная компоновка будет
применена практически для всех вновь вводимых ТЭЦ, как
с промперегревом пара, так и без него. Для теплофикацион-
ных турбин, как и в настоящее время, будет широко приме-
няться ступенчатый подогрев сетевой воды и перевод агрегатов
на работу с ухудшенным вакуумом при использовании конден-
сатора для подогрева подпиточной (реже сетевой) воды.
Атомные теплоэлектроцентрали (АТЭЦ) будут создаваться
на базе реакторов на тепловых нейтронах. Вопрос о путях
развития атомной теплофикации является в настоящее время
предметом дискуссии.
Некоторые специалисты [8, 46 и др.] считают наиболее
перспективными АТЭЦ на базе специализированных тепло-
фикационных влажнопаровых турбин типа ТК-450/500-60(68)
или Т-500-60 (68), работающих в блоке с водо-водяными энер-
гетическими реакторами ВВЭР-1000. По мнению других спе-
циалистов [9], в ряде случаев эффективно теплоснабжение по-
требителей за счет пара нерегулируемых отборов конденсаци-
онных турбин АЭС. Это позволит использовать для теплофика-
ции энергоблоки с реакторами как корпусного, таки канального
типа и турбоустановками мощностью до 1000 МВт. Сопо-
ставляя эти мнения, отметим, что каждое из них можно счи-
тать правомерным для определенных условий теплоснабже-
ния. Поэтому можно полагать, что в ближайшей перспективе
для атомной теплофикации найдут применение как специали-
зированные теплофикационные турбины типа Т или ТК, гак
и обычные влажнопаровые турбины с нерегулируемым отбором
пара. Будут строиться также атомные станции теплоснабже-
ния (ACT), предназначенные только для производства тепло-
вой энергии [65].
Наряду с вводом новых мощностей на ТЭЦ определенную
роль в покрытии тепловых нагрузок сыграет также проводимая
по инициативе Харьковского филиала ЦКБ Главэнергоре-
монта модернизация конденсационных паровых турбин
с устройством на них регулируемых отборов пара [26]. Эта
модернизация, связанная с реконструкцией проточной части
21
и системы регулирования, установкой регулирующих органов
перед ЧНД, изменением тепловой схемы, охватывает широкий
круг конденсационных паровых турбин мощностью от 25 до
300 МВт. В результате модернизированные турбины становятся
агрегатами типа ТК. Такая модернизация, общий объем кото-
рой уже превысил 15 млн. кВт установленной мощности, ока-
зывается экономически весьма эффективной, поскольку позво-
ляет организовать теплоснабжение развивающихся промыш-
ленных районов от ранее построенных КЭС в очень короткие
сроки без существенных капитальных затрат, связанных со
строительством новых ТЭЦ, и без использования для них до-
полнительного дефицитного топлива. К тому же перевод
в теплофикационный режим, уменьшая пропуск пара в конден-
сатор, повышает тепловую экономичность модернизированных
электростанций. В ряде случаев модернизация позволяет сде-
лать рентабельной дальнейшую работу и этим увеличить срок
службы оборудования, отработавшего нормативный ресурс и
имевшего до модернизации низкие технико-экономические по-
казатели.
Основные проблемы предстоящего этапа. В соответствии
с Энергетической программой СССР [48] главной стратегиче-
ской задачей предстоящего этапа энергетики по-прежнему
будет обеспечение опережающих темпов увеличения производ-
ства электрической энергии, необходимых для планового раз-
вития всего народного хозяйства и удовлетворения неуклонно
растущего бытового потребления энергии. Эта задача будет
решаться, во-первых, за счет ускорения строительства тепло-
вых, атомных и гидравлических электростанций и освоения их
в промышленной эксплуатации, а во-вторых, за счет повыше-
ния уровня эксплуатации ранее введенного энергетического
оборудования. Основные проблемы предстоящего этапа будут
определяться прежде всего ограничениями на материальные
и трудовые ресурсы, которые могут быть использованы в энер-
гетике. В первую очередь это относится к топливным ресурсам,
особенно в Европейской части СССР. Важнейшей задачей
предстоящего этапа энергетики будет сокращение до минимума
потребления в энергетике становящегося все более дефицит-
ным жидкого, а в дальнейшем и газообразного топлива. Глав-
ный путь решения этой задачи — наращивание энергетических
мощностей за счет преимущественного строительства АЭС,
а также ТЭС, работающих на дешевых твердых топливах (час-
тично с их предварительной газификацией) [48]. Вместе с тем
эта задача предопределяет, с одной стороны, сокращение
числа часов использования агрегатов, работающих на жидком
и газообразном топливе, за счет перевода их в полупиковый и,
по возможности, даже в пиковый режим работы, а с другой —
необходимость в повышении тепловой экономичности таких
агрегатов как при номинальной мощности, так и при частич-
ных нагрузках. Говоря о преимущественной роли повышения
22
тепловой экономичности блоков при частичных нагрузках,
не следует вместе с тем впадать в крайность и недооценивать
роль пусть даже небольшого повышения экономичности номи-
нального режима. Следует иметь в виду, что масса топлива,
сэкономленного от повышения к. п. д. установки на 0,5 % при
номинальном режиме за 1 ч работы, будет такой же, как
масса топлива, сэкономленного от повышения к. п. д. при
половинной нагрузке на 1 %.
К числу проблем, решение которых потребуется для разви-
тия АЭС с реакторами на тепловых нейтронах, помимо вопро-
сов, связанных с совершенствованием оборудования и повы-
шением его надежности, снижением капитальных затрат и
ускорением темпов строительства АЭС, относится выбор таких
режимов эксплуатации, которые обеспечивали бы безусловную
надежность работы АЭС и повышение их технико-экономиче-
ских показателей в условиях неуклонного роста доли АЭС
в общей установленной мощности энергосистем, а во второй
половине рассматриваемого этапа — также в условиях сочета-
ния в структуре энергосистем АЭС с реакторами на быстрых
и на тепловых нейтронах [65].
Ограничения в трудовых ресурсах, обусловленные не только
демографическими колебаниями, но, в первую очередь, быст-
рыми темпами развития всего народного хозяйства, что тре-
бует привлечения новых кадров во все отрасли и сферу об-
служивания, требуют применительно к энергетике серьезной и
планомерной работы по повышению производительности труда
и сокращения за счет этого численности эксплуатационного и
ремонтного персонала. Главные пути решения этой задачи —
повышение средней единичной мощности энергетических агре-
гатов за счет ввода крупных блоков, а применительно к ра-
нее построенным электростанциям — комплексная автоматиза-
ция всего технологического процесса производства электроэнер-
гии. Эта проблема успешно решена на гидроэлектростанциях.
Существенное продвижение вперед применительно к ТЭС
и АЭС связано с обеспечением высокой надежности основного
и вспомогательного оборудования, запорной и регулирующей
арматуры, с отработкой оптимальных технологических режимов
и созданием простых и надежных в производстве, наладке,
эксплуатации и ремонте средств автоматизации. Важной науч-
ной и практической задачей, которую предстоит решить на
наступающем этапе, является разработка и создание системы
технической диагностики и прогнозирования состояния обору-
дования электростанций, которая должна стать базой для
серьезного повышения уровня эксплуатации и изменения прин-
ципов организации ремонта оборудования.
Перечисленный круг вопросов, безусловно, не охватывает
всех проблем, решение которых необходимо для успешного
развития энергетики. Среди них автором выделены лишь те
проблемы, которые имеют непосредственное отношение к тема-
25
тике книги. Из краткого обзора их следует, что для решения
главных стратегических задач энергетики на предстоящем
этапе большое значение будут иметь проблемы, связанные
с выбором и организацией рациональных режимов эксплуата-
ции энергоблоков тепловых и атомных электростанций. Серь-
езной проблемой этого этапа, в частности, останется высокая
неравномерность графиков нагрузок в энергосистемах.
1-3. РЕЖИМЫ РАБОТЫ СОВРЕМЕННЫХ ЭНЕРГОСИСТЕМ
Графики электрических нагрузок. В суточном графике элек-
трических нагрузок в энергосистеме (рис. 1-3) можно выделить
базовую, полупиковую и пиковую области. В пределах базо-
вой области, ограниченной сверху ординатой, соответствующей
минимальной суточной (ночной) нагрузке, потребляемая мощ-
ность не меняется в течение суток. Пиковые области, соответ-
ствующие утреннему и вечернему пикам нагрузки общей
длительностью до 3—4 ч, ограничены снизу ординатой, соответ-
ствующей минимальной дневной нагрузке. Между ними распо-
лагается полупиковая область, протяженностью 16—18 ч. Ос-
новными показателями, характеризующими графики электри-
ческих нагрузок [15], являются коэффициент неравномерности
О-сут = (1'0
представляющий собой отношение минимальной суточной на-
грузки Л/min к максимальной Nmax, и коэффициент заполнения
т
а3 = $ Ndtl(NmaKx), (1-2)
О
где N — текущая нагрузка, соответствующая произвольному
моменту времени /; т— продолжительность суток, ч.
Коэффициент заполнения представляет собой отношение пло-
щади под кривой графика нагрузок к площади под ордина-
той, соответствующей макси-
24
в нашей стране и практически во всех развитых промышленных
странах характеризовался значительным повышением неравно-
мерности суточного и недельного потребления электроэнергии.
В нашей стране причины этого заключаются, во-первых, в из-
менении структуры энергопотребления, в которой неуклонно со-
кращалась доля промышленного потребления (хотя она и оста-
валась самой значительной) и росла доля коммунально-быто-
вого, транспортного и сельскохозяйственного потребления, отли-
чающихся большей неравномерностью, а во-вторых, в измене-
нии условий работы промышленности (два нерабочих дня
в неделю, сокращение сменности во многих отраслях и др.).
Коэффициент неравномерности суточного графика в сред-
нем по Европейской части СССР снизился за период с 1956 по
1970 г. с 80 % До значения, меньшего 70 % [78]. Еще меньше
коэффициенты неравномерности, характерные для развитых
капиталистических стран, где они достигают 50 % и даже
меньших значений. При среднем значении по Единой энергети-
ческой системе СССР около 70 % коэффициенты неравномер-
ности по отдельным энергосистемам существенно различались.
Для энергосистем Сибири и Урала с большой долей промыш-
ленности непрерывного производства (металлургическая и др.)
характерны весьма плотные графики нагрузок со значениями
аСут, приближающимися к 80%. Наиболее неравномерными
являются графики нагрузок Центра, Юга и особенно Северо-
Запада, где значения асут приближались к 60 %, а в отдель-
ных случаях были еще меньше [78]. Доля остропиковой на-
грузки составляет 7—10 % максимальной мощности, продол-
жительность ее 2—3 ч в сутки (500—800 ч в год). В выходные
дни остропиковая нагрузка значительно меньше, чем в рабочие.
Основная часть переменной области графиков — полупиковая
нагрузка, достигающая 30—40 % максимальной при продолжи-
тельности 16—17 ч в сутки.
За последние годы специально принятыми мерами по огра-
ничению энергопотребления в энергосистемах с повышенной
неравномерностью удалось приостановить рост неравномерно-
сти и даже в некоторой мере снизить ее [78]. Однако и после
этого неравномерность нагрузок остается весьма высокой и
по-прежнему самой сложной проблемой остается проблема по-
крытия полупиковых нагрузок.
Характеристики энергосистем. Межсистемные связи соеди-
няют между собой отдельные районные энергосистемы, среди
которых можно выделить передающие, приемные и транзитные.
Выработка электроэнергии в передающей энергосистеме пре-
вышает местное потребление. Избыточная энергия таких
систем по межсистемным связям передается другим энергосисте-
мам. В приемной энергосистеме местная выработка электро-
энергии меньше ее потребления. Недостающее количество элек-
троэнергии поступает из других систем. Наиболее распростра-
ненная группа энергосистем — транзитные энергосистемы,
25
которые одновременно получают электроэнергию от одних систем
и передают ее другим. По отношению к энергосистемам, из ко-
торых транзитная система получает электроэнергию, она яв-
ляется приемной, а по отношению к системам, которым она
отдает энергию, — передающей. Из числа энергосистем с повы-
шенной неравномерностью графиков нагрузки в Европейской
части СССР к передающим относится, в частности, энергоси-
стема Северо-Запада, а к приемным — энергосистемы Центра
и Юга. Большинство энергосистем восточных районов отно-
сится к передающим. При этом для некоторых из них (напри-
мер, энергосистема Северного Казахстана) проходящие через
них или параллельно им транзитные потоки энергии соизме-
римы с большой местной выработкой электроэнергии.
В прошлом главную роль в покрытии переменной части
графиков нагрузки играли гидроэлектростанции, и только
в периоды паводков задача решалась в основном сравнительно
старыми паротурбинными агрегатами малой и средней мощ-
ности, обладающими пониженной экономичностью. Четвертый
этап энергетики, в течение которого энергетические мощности
вводились в основном за счет крупных энергоблоков 160—
300 МВт, а в последние годы 500 и 800 МВт, существенно
изменил структуру установленного в энергосистемах оборудо-
вания, особенно в Европейской части СССР. Здесь сущест-
венно сократилась доля ГЭС, и в настоящее время общая
установленная мощность ГЭС в Европейской части СССР
недостаточна для покрытия резко возросшей переменной части
графиков нагрузки. Сократилась также доля конденсационных
ТЭС неблочного типа. В настоящее время более половины
общей установленной мощности в Европейской части СССР
приходится на крупные энергоблоки.
В районах крупных промышленных центров, обычно обла-
дающих повышенной неравномерностью энергопотребления,
положение осложняется тем, что значительная часть общей
мощности энергетических агрегатов установлена на ТЭЦ. В не-
которых районных энергосистемах доля ТЭЦ в общей уста-
новленной мощности приближается к 70 % и даже превосходит
это значение. Поскольку агрегаты ТЭЦ в отопительный период
даже в часы минимумов электрической нагрузки должны обес-
печивать тепловое потребление, их маневренные возможности
ограничены. В таких условиях основная тяжесть проблемы
покрытия переменной части графиков электрических нагрузок
на четвертом этапе энергетики легла на крупные энергоблоки
мощностью 160—300 МВт.
Говоря об особенностях покрытия переменных нагрузок в приемных и
передающих энергосистемах, следует иметь в виду, что приведенная выше
классификация энергосистем не является абсолютной. Неблагоприятное из-
менение структуры мощностей, установленных в приемной энергосистеме, об-
ладающей большой неравномерностью графиков электрических нагрузок, мо-
жет привести к тому, что эта система останется приемной в часы максиму-
мов нагрузки, но окажется вынужденно передающей в период минимальных
26
Рис. 1-4. Изменение по годам средних
за неотопительный сезон характеристик
энергопотребления и выработки элект-
роэнергии в энергосистеме
1 — минимальное суточное потребление элек-
троэнергии; 2 — минимальная выработка
электроэнергии агрегатами энергосистемы;
3 — максимальная выработка электроэнергии
агрегатами энергосистемы; 4 — максимальное
суточное потребление электроэнергии; А —
область дефицита электроэнергии; В — об-
ласть избыточного производства электро-
энергии
нагрузок из-за того, что агрегаты, установленные в ней, невозможно разгру-
зить до мощности, определяемой энергопотреблением в этот период. Это
иллюстрирует график на рис. 1-4, построенный по данным работы [7] приме-
нительно к одной из приемных энергосистем с высокой неравномерностью
энергопотребления и большой долей блочных ТЭЦ сверхкритического давле-
ния, имеющих ограниченные возможности разгрузки как в отопительный, так
и в неотопительный период. В первой половине рассматриваемого отрезка
времени местное производство электроэнергии в энергосистеме было меньше
ее потребления как в часы максимальных нагрузок, так и в часы ночного
провала, и система круглосуточно оставалась дефицитной. За рассматривае-
мый отрезок времени в энергосистеме возрастали преимущественно полупико-
вые нагрузки. С течением времени существенно возросли максимальные су-
точные нагрузки, минимальные же, хотя и несколько увеличились, но в зна-
чительно меньшей мере. Ввод мощностей в энергосистему за этот период
производился в основном теплофикационными блоками. Вследствие имею-
щихся у них ограничений минимальная мощность, до которой можно разгру-
зить агрегаты энергосистемы, превысила минимальное суточное потребление.
В результате этого энергосистема во второй половине рассматриваемого пе-
риода остается дефицитной в период максимальных нагрузок, в часы же ми-
нимумов суточных нагрузок она имеет избыток генерируемой мощности, ко-
торый необходимо передавать в другие энергосистемы. Это приводит к не-
обходимости ежесуточного изменения направления перетоков мощности по
межсистемным связям и неблагоприятного изменения режимов работы сосед-
них энергосистем, также обладающих большой неравномерностью энергопо-
требления. Отмеченные явления в большей или меньшей мере оказывают
влияние на режимы работы всех типов электростанций.
Распределение нагрузки между агрегатами. Как правило, в энергосисте-
мах находится в эксплуатации большое число неоднотнпиых агрегатов с раз-
личными энергетическими характеристиками. Для каждого значения суммар-
ной мощности, потребляемой в эиергоснстеме, существует единственное рас-
пределение нагрузок, обеспечивающее наивысшую экономичность выработки
электроэнергии. Отступления от этого оптимального распределения нагрузок
могут привести к значительному снижению экономичности. Поэтому в конеч-
ном счете задача регулирования энергосистем сводится к оптимальному рас-
пределению суммарной мощности между электростанциями и отдельными
агрегатами. Эта задача в принципе не может быть решена регуляторами ско-
рости энергетических агрегатов и регуляторами частоты энергосистем. Задан-
ная мощность для каждой электростанции устанавливается службой опера-
тивного диспетчерского управления энергосистемы или управляющей вычис-
лительной машиной автоматизированной системы диспетчерского управления.
Общестанцнонная мощность распределяется между отдельными агрегатами
эксплуатационным персоналом или системой группового регулирования актив-
ной мощности.
Задача управления режимом энергетического агрегата сводится к при-
ведению в каждый момент времени фактической его мощности в соответствие
27
с заданной. Для решения этой задачи системы регулирования энергоблоков
снабжают регуляторами мощности, сравнивающими ее заданное и фактиче-
ское значения. Регуляторы мощности, выполняемые обычно медленнодейст-
вующими, воздействуют либо на механизм управления турбиной, либо на за-
датчик мощности котла (для энергоблоков ТЭС) или задатчик нейтронной
мощности реактора (для энергоблоков АЭС). Чтобы сохранить участие бло-
ков, оснащенных регуляторами мощности, в регулировании частоты в энерго-
системе, применяют регуляторы мощности с коррекцией по частоте. В нх
цепь задания вводят сигнал, пропорциональный отклонению частоты от за-
данного значения. Для базовых энергоблоков в характеристику частотного
корректора нередко вводят зону нечувствительности. При этом блок не реаги-
рует на отклонения частоты, не превышающие этой зоны, но изменяет свою
мощность при больших отклонениях частоты.
1-4. ПАРОТУРБИННЫЙ БЛОК
КАК ЕДИНЫЙ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЙ АГРЕГАТ
При блочной компоновке электростанций, когда отсутствуют
связи с однотипными агрегатами других блоков, взаимная
зависимость различных составных частей блока усиливается.
Качество выполнения основной технологической задачи — вы-
работки заданного количества электрической энергии при тре-
буемых напряжении и частоте — в большей мере, чем для не-
блочных установок, определяется всем комплексом оборудова-
ния. В этих условиях блок необходимо рассматривать как еди-
ный энергетический агрегат с общей системой регулирования.
Вопросы регулирования энергоблоков детально рассмотрены
в монографии [24]. Поскольку вопросы режимов работы энер-
гоблоков и их регулирования тесно связаны между собой,
автор в настоящей книге вынужден касаться некоторых во-
просов регулирования, ограничиваясь лишь теми из них, ко-
торые непосредственно влияют на выбор режимов работы и
технико-экономические показатели блоков.
Энергетический блок представляет собой сложный много-
агрегатный объект регулирования со многими регулируемыми
величинами. Среди них потребителем регламентируются лишь
две: частота и напряжение, характеризующие качество отда-
ваемой во внешнюю сеть электрической энергии. Эти регули-
руемые величины будем в дальнейшем называть внеш-
ними. Внешние регулируемые величины поддерживаются
соответствующими автоматическими регуляторами с точно-
стью, предписанной потребителем. Напряжение на шинах ге-
нератора поддерживается автоматическим регулятором воз-
буждения (АРВ). Для улучшения качества регулирования
напряжения в современные системы АРВ вводят дополнитель-
ные импульсы по скорости и ускорению ротора. Обратных им-
пульсов от АРВ в систему регулирования тепломеханического
оборудования блока обычно не вводят. Такой односторонний
характер связей, а также более быстрые электромагнитные и
электромеханические процессы в системе АРВ по сравнению
с тепломеханическими процессами в основном оборудовании
28
блока позволяют во многих случаях рассматривать последние
изолированно от регулирования напряжения. В связи с этим
в дальнейшем под системой регулирования блока, если не сде-
лано особых оговорок, будем понимать систему регулирования
его тепломеханического оборудования. При нормальных режи-
мах энергосистем, когда поддерживается с предписанной точ-
ностью номинальная частота электрического тока, задачей
регулирования блоков становится оптимальное распределение
нагрузок между агрегатами. Для этого в автоматические си-
стемы регулирования (АСР) включают регуляторы мощности,
приводящие фактическую мощность турбины в соответствие
с заданной. При этом единственной внешней регулируемой
величиной конденсационного блока является мощность тур-
бины. Теплофикационный блок имеет две внешние регулируе-
мые величины: мощность турбины и тепловую нагрузку, мерой
которой обычно принимают температуру сетевой воды или дав-
ление отбираемого, пара.
Остальные — внутренние — регулируемые величины энерго-
блока не регламентируются потребителем. К их числу отно-
сятся, в частности, параметры пара перед турбиной, параметры
промперегрева пара, угловая скорость питательного насоса
и др. Различные внутренние регулируемые величины не в оди-
наковой мере влияют на выполнение основной технологической
задачи блока, этим определяется их разный ранг.
Один и тот же конечный результат может быть получен при
различных сочетаниях внутренних регулируемых величин. Это
расширяет возможности конструкторов и эксплуатационного
персонала энергоблоков. Они могут применять различные про-
граммы регулирования — определенные статические законо-
мерности изменения внутренних регулируемых величин. Так,
для энергоблоков ТЭС находят практическое применение про-
граммы регулирования с постоянным начальным давлением
пара ро и переменным положением регулирующих клапанов
турбины, определяемым координатой m (рис. 1-5, а); со сколь-
зящим начальным давлением пара и неизменным равновесным
положением регулирующих клапанов (рис. 1-5, б), а для
Рис. 1-5. Характеристики энергоблоков ТЭС при различных программах ре-
гулирования
29
турбин с сопловым парораспределением также комбинированная
программа регулирования (рис. 1-5, в), при которой в области
высоких нагрузок поддерживается постоянное давление пара,
а в области низких — скользящее при полностью открытых
клапанах, подводящих пар к двум сегментам сопел регулирую-
щей ступени, и полностью закрытых остальных клапанах (см.
гл. 3). Для энергоблоков АЭС с водо-водяными реакторами
применяют программу регулирования с постоянной средней
температурой 7i теплоносителя в первом контуре (рис. 1-6, а)г
обеспечивающую изменение мощности блока при почти неиз-
менном положении тс управляющих стержней реактора; про-
грамму с постоянным начальным давлением пара р0 во вто-
ром контуре (рис. 1-6,6); со скользящим начальным давлением
пара во втором контуре при неизменном положении т регули-
рующих клапанов турбины (рис. 1-6, в) или комбинированную
программу (рис. 1-6, г), включающую в себя для разных диа-
пазонов нагрузок первую и вторую программы [24]. Программы
регулирования с постоянным и скользящим начальным давлением
пара находят применение также для энергоблоков АЭС с ка-
нальными реакторами [49]. Для энергоблоков ТЭЦ наряду
с широко используемыми программами с постоянным и сколь-
зящим начальным давлением пара, а также комбинированной
программой регулирования начального давления [33] начинает
применяться программа регулирования со скользящим противо-
давлением в конденсаторе или сетевых подогревателях [56].
Рис. 1-6. Характеристики энергоблоков АЭС с водо-водяиыми реакторами
прн различных программах регулирования
30
Составными частями общей программы регулирования
блока являются подпрограммы регулирования его элементов,
представляющие собой статические характеристики изменения
внутренних регулируемых величин низших рангов в зависимо-
сти от режима блока. Одна и та же программа может быть
реализована при разных, например, подпрограммах регулиро-
вания угловой скорости питательного насоса или регулирова-
ния расхода теплоносителя в первом контуре атомного энер-
гоблока.
Программа регулирования энергоблока и совокупность под-
программ регулирования его составных элементов определяют
статическую характеристику регулирования блока. Принципи-
ально в распоряжении конструкторов и эксплуатационного пер-
сонала имеется бесконечное число программ регулирования.
Выбор оптимальной программы и входящих в нее подпрограмм
регулирования элементов блоков является задачей термодина-
мики регулирования энергоблока. Вопросы термодинамики ре-
гулирования блоков различного типа подробно рассмотрены
в последующих главах книги.
Внешний управляющий сигнал (задание на изменение мощ-
ности блока) может быть введен в различные точки его си-
стемы регулирования. Для блоков ТЭС возможно введение его
только в АСР котла. В результате такого воздействия изме-
няется сначала режим работы котла, а затем турбины. Если
управляющий сигнал введен только в АСР турбины, то сна-
чала изменяется режим ее работы, а котел следует за турби-
ной. Отмеченные способы управления энергоблоком будем на-
зывать соответственно первичным управлением котлом и пер-
вичным управлением турбиной. В аналогичном смысле приме-
нительно к энергоблокам АЭС будем говорить о первичном
управлении турбиной и первичном управлении реактором.
Схемы, в которых управляющий сигнал одновременно посту-
пает в АСР турбины и парогенератора (их называют коорди-
нированными или интегральными), по своим свойствам зани-
мают промежуточное положение между схемами, реализующими
отмеченные выше способы управления. Принятый способ
управления во многом определяет динамические характери-
стики энергоблока [24], но не оказывает никакого влияния на
его статические характеристики. В частности, при каждом из
перечисленных способов может быть реализована любая про-
грамма регулирования блока.
Принципы регулирования энергоблоков могут быть распро-
странены также на неблочные электростанции, все парогенера-
торы которых связаны общим паропроводом, откуда пар по-
ступает в отдельные турбины. Наряду с наиболее распростра-
ненным способом самостоятельного регулирования каждой из
турбин такой электростанции можно организовать управление
всей электростанцией или ее частью как единым энергетиче-
ским агрегатом — полиблоком (см. гл. 3 и 5), включающим
31
в себя все парогенераторы и турбины электростанции или ее выде-
ленной части. Ввиду этого следует признать необоснованным
широко распространенное мнение, что единственно возможная
программа регулирования неблочных электростанций — про-
грамма с постоянным давлением. Для полиблока могут быть
применены и другие программы регулирования, в частности
программа со скользящим начальным давлением пара, при ко-
торой регулирование мощности всех турбин полиблока произ-
водят не их клапанами, а изменением давления в общем паро-
проводе (см. гл. 3 и 5).
Для выполнения предъявляемых требований энергоблоки
должны обладать надлежащими маневренными свойствами.
Маневренность определяется совокупностью характеристик
энергоблока, обеспечивающих эффективность его участия в ре-
гулировании мощности в энергосистемах: регулировочным
диапазоном, представляющим собой разность максимальной
мощности и нагрузки технического минимума (минимальной
мощности, при которой блок может работать неограниченно
долгое время); временем остановки блока и пуска его из раз-
личных тепловых состояний; скоростью изменения нагрузки.
С маневренностью тесно связаны такие технико-экономические
характеристики блока, как затраты топлива на его пуск и
остановку и тепловая экономичность при различных нагруз-
ках в пределах регулировочного диапазона, определяющие
рентабельность работы при том или ином режиме. Скорость
изменения нагрузки блока характеризуется его приемистостью,
количественной мерой которой в интервале времени t от мо-
мента возмущения до момента t2 является коэффициент при-
емистости.
ii
П = ,| Q], (1-3)
ii
где AN и Д.М3д — фактическое и заданное изменение мощности
турбины.
Хотя во всех случаях желателен возможно более быстрый переход блока
от одного режима к другому, тем не менее требования к приемистости при
плановых и аварийных изменениях мощности принципиально различны.
В первом случае, когда необходимы большие изменения нагрузки в соответ-
ствии с суточным графиком, допустимая скорость изменения мощности огра-
ничена температурным состоянием оборудования и паропроводов. Время
перехода от одного режима работы к другому при этом составляет минуты.
При аварийных же ситуациях в энергосистеме [24], когда требуется ограни-
ченное изменение мощности за очень короткое время (набор до 10 % номи-
нальной мощности за время, не большее 2 с, или кратковременная импульс-
ная разгрузка турбоагрегатов), температурные ограничения не играют столь
важной роли. Скорость изменения мощности определяется при этом главным
образом динамическими характеристиками агрегатов1 и автоматических си
стем регулирования. Пути повышения аварийной приемистости блоков прин-
ципиально отличны от путей улучшения остальных маневренных характери-
стик, а в ряде случаев улучшение последних сопровождается существенным
ухудшением аварийной приемистости. Поэтому, хотя приемистость и является
безусловно одной из составляющих маневренности, нередко маневренность и
приемистость (под которой понимают аварийную приемистость) рассматри-
32
вают как самостоятельные характеристики. Вопросы приемистости детально
рассмотрены в работах по регулированию блоков, в частности в монографии
[24]. В настоящей книге основное внимание уделяется путям улучшения ма-
невренных характеристик энергоблоков, в первую очередь связанным с их
работой при стационарных режимах в пределах регулировочного диапазона.
1-5. ТРЕБОВАНИЯ К МАНЕВРЕННОСТИ
ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
Предполагаемые условия работы ПТУ в предстоящий пе-
риод. В настоящее время ввод новых энергетических мощностей
в Европейской части СССР производится в основном за счет
АЭС и крупных ТЭЦ. Это существенно изменяет структуру
установленного оборудования энергосистем, причем неуклонно
сокращается доля конденсационных энергоблоков органического
топлива, которые сейчас играют основную роль в покрытии по-
лупиковых и даже пиковых нагрузок. Неравномерность же гра-
фиков электрических нагрузок остается весьма высокой. В связи
с отмеченным в предстоящей перспективе предстоит существен-
ная трансформация требований к маневренным характеристи-
кам тех или иных энергетических агрегатов.
Сокращение доли конденсационных блоков ТЭС в Европей-
ской части СССР при условии, что маневренные возможности
уже находящихся в эксплуатации агрегатов этого типа в зна-
чительной мере исчерпаны, приведет к тому, что их окажется
в недалеком будущем недостаточно для покрытия переменной
части графика электрических нагрузок. Определенную роль
в решении этой важной проблемы могут сыграть гидроаккуму-
лирующие электростанции, специализированные маневренные
паротурбинные блоки, газотурбинные и парогазовые уста-
новки, включение тепловых аккумуляторов в тепловые схемы
ПТУ различного типа и т. п. Однако трудно рассчитывать, что
суммарная мощность всех этих агрегатов может в ближайшее
время оказаться достаточной для покрытия переменных на-
грузок.
Отмеченные обстоятельства приведут в недалеком будущем,
с одной стороны, к частичному покрытию переменных нагрузок
в Европейской части СССР за счет конденсационных ТЭС во-
сточных районов страны с изменением перетоков мощности по
линиям электропередачи, связывающим эти районы с централь-
ными, а с другой — к привлечению для покрытия переменных
нагрузок в той или иной мере агрегатов ТЭЦ и АЭС, которые
традиционно считаются базовыми. Вопрос о хотя бы ограничен-
ной маневренности агрегатов этих типов, по мнению автора, со
временем станет центральным в общей проблеме покрытия пе-
ременной части графиков электрических нагрузок. Вследствие
этого все рассмотренные типы агрегатов определенную часть
своего времени должны будут работать при переменных нагруз-
ках. Применительно к агрегатам ТЭЦ, работающим как на орга-
ническом, так и на ядерном топливе, необходимость этого будет
2 Заказ № 898
33
усиливаться тем, что тепловые нагрузки также не являются не-
изменными во времени, а имеют существенную неравномерность
(прежде всего сезонную и недельную). Значительной неравно-
мерностью отличаются не только отопительные, но и промыш-
ленные тепловые нагрузки (см. гл. 5).
Требования к маневренным характеристикам энергетических
агрегатов. Пиковые агрегаты, предназначенные для покрытия
остропиковых нагрузок общей продолжительностью не более
1000—2000 ч в год, должны быть высокоманевренными и иметь
возможность нескольких (не менее двух) пусков и остановок
в течение суток. В связи с малым числом часов использования
тепловая экономичность таких агрегатов не играет определяю-
щей роли. Главным качеством агрегатов этого типа должны
быть высокая скорость пуска и набора мощности. Желательно,
чтобы общая продолжительность пуска вплоть до выхода агре-
гата на полную мощность измерялась минутами. Наилучшим
образом требованиям высокой маневренности удовлетворяют
агрегаты гидравлических и гидроаккумулирующих электростан-
ций, а также газотурбинные установки, в том числе входящие
в состав парогазовых установок со сбросом газа в парогенера-
тор или подогреватель питательной воды (см. § 1-1). Для по-
крытия пиковых нагрузок эффективными могут быть также па-
ротурбинные установки, в тепловые схемы которых включены
аккумуляторы перегретой воды или насыщенного пара [40].
В часы минимальных нагрузок за счет отбираемого из турбины
пара происходит накопление рабочего тела в тепловых акку-
муляторах. В часы пиков нагрузки накопленное в аккумулято-
рах рабочее тело направляют в турбину для выработки допол-
нительной мощности. При использовании до 1000 ч в году со-
гласно исследованиям ЦКТИ, ЛПИ, БПИ [14, 25, 28, 33] рен-
табельным оказывается повышение мощности конденсационных
и теплофикационных турбин за счет ограничения или полного
отключения регенеративных и отопительных отборов пара (см.
гл. 3 и 5). Для получения пиковой мощности за счет отключе-
ния регенеративных подогревателей и ограничения теплофика-
ционных отборов пара необходимы минимальные капитальные
затраты. Сравнительно невелики капитальные затраты также
при использовании газотурбинных установок и тепловых акку-
муляторов. Гидроаккумулирующие станции, обладающие наи-
высшими маневренными качествами, требуют значительных ка-
питальных затрат. Это предъявляет определенные требования
к выбору их местоположения.
Как уже отмечалось, основную часть переменной области
графика электрических нагрузок составляет область полупико-
вых нагрузок. Максимальная нагрузка А/Дах полупиковой обла-
сти сохраняется каждые сутки в дневное время общей продол-
жительностью Т1, а минимальная yVmin, соответствующая базовой
нагрузке,— в часы ночного провала общей продолжительно-
стью Т2.
34
Возможны разные способы покрытия полупиковых нагрузок [33]. Если
вся полупиковая нагрузка покрывается базовыми энергоблоками, то расход
топлива по энергосистеме в часы максимальных нагрузок составит
В [ = ^max^iTi, а ® часы минимальных нагрузок Bj= jVmin + A6j)T2, где
bi — удельный расход топлива энергоблоками при максимальной нагрузке
в энергосистеме; Д&! — повышение удельного расхода при снижении нагрузки
до значения Nmn. Суммарные суточные затраты топлива по энергосистеме
= суммарная стоимость топлива3t = kiBt, где kt—цена топлива.
Разгрузки базовых агрегатов принципиально можно избежать, если при-
менить достаточно большое число специализированных полупиковых энерго-
блоков, останавливаемых или выводимых в горячий резерв на ночь и выход-
ные дни. Для полного устранения разгрузки базовых агрегатов в часы мини-
мальных нагрузок суммарная мощность полупиковых агрегатов должна со-
ставлять Л^тах—A^min. При этом суммарная мощность базовых агрегатов дол-
жна быть снижена до значения (Vmln. Суточный расход топлива базовыми
энергоблоками в рассматриваемом случае составит В2 = (iq 4- т2),
а стоимость этого топлива 32 = k^B^. Суточный расход топлива Полупано-
выми блокамиВ2 =• (Afmax — Nmi[1) 62Ti> где Ьг— удельный расход топлива
этими блоками. В общем случае цена топлива, потребляемого полупиковыми
блоками, k2 отличается от цены топлива для базовых блоков kt. С учетом
Z/ п
этого стоимость израсходованного топлива 32=я2°2- Во время остановки и
пуска полупиковых блоков имеются дополнительные затраты топлива В3
стоимостью за сутки 33=й3Вз, где k2— цена топлива, используемого при пу-
сках и остановках. Суммарная стоимость топлива, расходуемого за сутки
по энергосистеме при использовании полупиковых блоков, 32 = 32 + 32 + З3.
Если в первом приближении не учитывать различия в капитальных за-
тратах, то применение полупиковых блоков1 рентабельно при условии 32<3t.
После подстановки этих величии будем иметь
TjA&^+^s < T2A&!a/(l—а), (1-4)
где
Д&2 = &2 —ь2 = b2k2/k{; Ь3 = Ь3к3/к{; &з =-®з/(^тах ~ min)»
« - Nmin//Vтах.
Величины Ь2 и Ь3 представляют собой приведенные к единой цене
удельные расходы топлива; величина а — коэффициент неравномерности по-
лупиковой области графика нагрузки.
Неравенство (1-4) определяет требования к удельному расходу топлива
и пусковым затратам полупикового блока. Из анализа этого упрощенного
соотношения следует, что эффективность применения полупиковых блоков
растет с увеличением продолжительности ночного минимума Тг и с уменьше-
нием длительности полупиковых нагрузок т,. Как следует из приведенного
неравенства, ограниченная продолжительность использования полупикового
блока (до 3000—4000 ч в году) предопределяет допустимость некоторого
снижения его тепловой экономичности при номинальном режиме по сравне-
нию с базовыми блоками, определяемого величиной Д62*. Этот перерасход
топлива должен окупаться повышенной маневренностью агрегатов и эконо-
мией топлива на базовых блоках вследствие более рациональных режимов
нх использования.
Вместе с тем годовая загрузка полупиковых блоков сравнительно велика,
н поэтому имеются ограничения на снижение их экономичности, при которых
сохраняется их рентабельность. Как следует из неравенства (1-4), требова-
ния к тепловой экономичности полупиковых блоков возрастают с уменьше-
нием коэффициента неравномерности полупиковых нагрузок а, а также при
использовании для полупиковых блоков более дорогого топлива, чем для ба-
2*
35
зовых. Капитальные затраты на сооружение полупиковых блоков могут быть
меньше затрат на сооружение базовых блоков. Эта разница, не учитываемая
неравенством (1-4), несколько увеличивает возможное снижение тепловой
экономичности полупиковых блоков. Однако и с учетом этого фактора теп-
ловая экономичность полупиковых блоков должна быть достаточно высокой.
Согласно исследованиям, выполненным в ЦКТИ и ЛПИ применительно
к существующим и вновь проектируемым блокам, с учетом затрат топлива
на запуск блока повышенной маневренности около 200 г/кВт к. п. д. полупи-
ковой ПТУ должен находиться на уровне 36 % [33]. Поэтому полупиковые
блоки выполняются и проектируются на достаточно высокие параметры пара
(обычно докритические), лишь немногим меньшие параметров, применяемых
для базовых блоков. Вместе с тем, как следует из неравенства (1-4), в опре-
деленных условиях (в частности, при малом коэффициенте неравномерности
а) может оказаться выгодным использование мощных блоков даже сверхкри-
тического давления для покрытия полупиковых нагрузок.
Из неравенства (1-4) также следует, что важнейшее требование, предъ-
являемое к полупиковым агрегатам,— сокращение пусковых затрат топлива,
определяемых слагаемым Ьз*. Путь к этому — сокращение продолжительности
пуска. При этом решающую роль играет не пуск из холодного состояния, про-
изводимый весьма редко, а пуск из неостывшего и горячего состояния. По-
давляющее число остановок приходится на ночь с простоем — 6—8 ч, после
чего турбина остается еще горячей. Время выхода из такого состояния на
номинальную угловую скорость должно быть около 3 мин, а скорость набора
нагрузки — 5 % в минуту, т. е. до выхода на номинальную мощность должно
проходить не более 20 мин. Для сокращения первого этапа во многих слу-
чаях эффективным может быть моторный режим [53].
Длительность остановки на выходные дни достигает 60 ч. После этого
время выхода на номинальную угловую скорость не должно превышать
15 мин, а скорость набора нагрузки должна быть не менее 3 % в минуту.
Продолжительность набора нагрузки до выхода на номинальную мощность
при этом составит 50 мин.
Выполняемые и проектируемые полупиковые газомазутные блоки соот-
ветствуют предъявляемым требованиям [52, 62, 58], однако широкому исполь-
зованию таких блоков препятствуют ограничения на эти дефицитные виды
топлива. Обнадеживающими представляются перспективы создания в бли-
жайшее время полупиковых блоков на сланцах. Проблема создания пыле-
угольных полупиковых блоков является наиболее сложной из-за трудностей
конструирования котлов. Однако ведущаяся в этом направлении интенсивная
работа заводов и научно-исследовательских институтов позволяет рассчиты-
вать на появление в будущем полупиковых блоков этого типа. В полупико-
вой области графика нагрузок могут эффективно использоваться также паро-
газовые установки, в особенности с газификацией твердого топлива.
Специализированными маневренными агрегатами будет по-
крываться определенная часть пиковых и полупиковых нагру-
зок. Однако необходимость участия в покрытии переменных
нагрузок в значительной мере коснется также базовых энерго-
блоков ТЭС и АЭС, в том числе ТЭЦ. Проектируя любой агре-
гат ТЭС или АЭС даже как базовый, конструкторы должны
обеспечить требуемые маневренные характеристики. При этом
следует иметь в виду, что, как показывает практика, любой аг-
регат может оставаться базовым лишь определенную часть его
многолетнего срока службы. С появлением новых, более совер-
шенных и экономичных машин он уступает им место в базовой
части графика, а сам становится полупиковым и даже пиковым
агрегатом. Если же его характеристики не будут удовлетворять
этим изменившимся условиям, то, сохраняя свое место в базо-.
вой части графика, этот,, к тому времени морально устаревший
36
блок будет препятствовать вводу в базовую часть графика но-
вых агрегатов с показателями, соответствующими лучшим до-
стижениям своего времени, и тем будет наносить экономический
ущерб. Поэтому заложенными при проектировании блока ма-
невренными качествами и выбранными режимами эксплуатации
будет определяться, насколько эффективно он будет работать
в течение всего срока службы и насколько успешно будет ре-
шаться проблема суточного, недельного и сезонного регулиро-
вания энергосистем.
Одним из важнейших показателей для базовых энергоблоков
будет регулировочный диапазон. Для газомазутных конденса-
ционных блоков ТЭС регулировочный диапазон должен быть не
менее 70 % номинальной мощности, а для пылеугольных блоков
ТЭС — не менее 50 % ее. Менее изучен вопрос о регулировоч-
ном диапазоне энергоблоков ТЭЦ и АЭС. Однако и для таких
блоков надо добиваться, чтобы регулировочный диапазон АЭС
достигал, по возможности, хотя бы 25—30 % номинальной мощ-
ности, а для ТЭЦ был не менее 40 %.
Как отмечалось выше, в недалеком будущем к покрытию пе-
ременных нагрузок в Европейской части СССР в определенной
мере потребуется привлечение практически всех агрегатов КЭС
этого района, агрегатов конденсационных ТЭС восточных райо-
нов страны (путем изменения перетоков мощности по линиям
электропередачи, связывающим эти районы с центральными),
а также агрегатов ТЭЦ и АЭС.'Однако, по меньшей мере, пер-
вую половину предстоящего этапа ведущую роль в покрытии
полупиковых нагрузок все еще будут играть мощные конденса-
ционные энергоблоки, проектировавшиеся как базовые. По-
этому задача поисков неиспользованных резервов повышения их
маневренности по-прежнему актуальна.
К настоящему времени проделана большая работа по выяв-
лению маневренных возможностей установленного оборудова-
ния, его модернизации и совершенствованию переходных режи-
мов и режимов вывода в горячий резерв, что позволило суще-
ственно улучшить маневренные характеристики энергоблоков.
Эту работу следует продолжать, поскольку масштабы привле-
чения конденсационных энергоблоков ТЭС к покрытию пере-
менных нагрузок будут неуклонно возрастать.
Энергоблоки 160 и 200 МВт на докритические параметры пара в настоя-
щее время широко используются для покрытия полупиковых нагрузок, при-
чем в ночные часы осуществляется полная остановка блоков, вывод их
в горячий резерв с сохранением теплового состояния турбины с помощью
подводимого извне пара или перевод на моторный режим. Многие из этих
агрегатов уже исчерпали расчетный ресурс эксплуатации или приближаются
к нему. В связи с этим ставится задача расширения маневренных возможно-
стей энергоблоков этого класса уже за пределами расчетного срока эксплуа-
тации. Однако даже повсеместное использование конденсационных энерго-
блоков на 12,7 МПа оказывается недостаточным. Приходится искать неис-
пользованные резервы повышения маневренности энергоблоков сверхкрити-
ческого давления мощностью 300 МВт и выше. К настоящему времени име-
ется опыт длительной эксплуатации ряда энергоблоков 300 МВт в режимах
37
глубокого суточного и недельного регулирования нагрузки, прежде всего на
Лукомльской, Киришской, Костромской ГРЭС и др. [23]. Турбоагрегаты на
этих ГРЭС в течение нескольких лет ежесуточно разгружаются от номиналь-
ной нагрузки до 80—120 МВт. Практикуется остановка некоторых энерго-
блоков иа выходные дни, а в отдельных случаях — иа ночь. С целью расши-
рения регулировочного диапазона блоков и повышения их надежности и
экономичности на частичных нагрузках широко используется работа при сколь-
зящем начальном давлении пара или комбинированной программе регулиро-
вания (см. гл. 3). Заслуживает серьезного внимания полученный на Лукомль-
ской ГРЭС важный вывод о допустимости (по условиям надежности паро-
перегревателя котла) повышения на частичных нагрузках (при скользящем
давлении) температуры пара сверх ее уровня при номинальном режиме [38].
Необходим быстрый и тщательный анализ накопленного опыта и его распро-
странение на другие электростанции. Первые шаги в этом направлении уже
сделаны применительно к энергоблокам 800 МВт [70]. Такие режимы работы
КЭС с газомазутными котлами существенно расширяют маневренные харак-
теристики всей энергосистемы.
Регулировочный диапазон пылеугольных энергоблоков сверхкритического
давления ограничивается условиями устойчивого горения топлива. Минималь-
ная нагрузка, достигаемая на большинстве энергоблоков этого класса, со-
ставляет 70 %, а в некоторых случаях 80 % номинальной мощности. Безус-
ловно, необходимо продолжить работу по снижению минимальной нагрузки
таких блоков. Однако не следует переоценивать возможности такого сниже-
ния. По-видимому, более эффективное участие уже выпущенных пылеуголь-
ных энергоблоков сверхкритического давления в суточном и недельном регу-
лировании связано с их более частыми остановками. Вследствие этого надо
уделить самое серьезное внимание совершенствованию технологии переход-
ных режимов, а также анализу других способов вывода оборудования в го-
рячий резерв, обеспечивающих надежность его работы и минимальное время
выхода на полную мощность. Высказываются мнения о том, что широкое
привлечение энергоблоков сверхкритического давления к регулированию на-
грузки может в определенной мере повлиять на их надежность и долговеч-
ность, тем более, что срок службы некоторых энергоблоков 300 МВт прибли-
жается к расчетному. Однако вопрос о степени этого влияния изучен еще не-
достаточно. На основании имеющегося опыта эксплуатации энергоблоков
160, 200 и (правда, в меньшей степени) 300 МВт можно сделать предвари-
тельный вывод, что опасения резкого снижения надежности и долговечности
от широкого привлечения энергоблоков к работе в переменной части графика
нагрузок, видимо, преувеличены и что эти энергоблоки имеют резервы, кото-
рые при должном уровне эксплуатации и автоматизации переходных процес-
сов могут обеспечить надежную работу в полупиковом режиме. Для подтвер-
ждения этого прогноза необходимо ускорить ведущиеся в настоящее время
исследования свойств конструкционных материалов за пределами расчетного-
срока службы. Необходимо также повышение уровня автоматизации основ-
ных технологических операций, совершенствование технологии эксплуатации^
разработка и внедрение методов и средств технической диагностики наиболее
ответственных элементов основного оборудования (пароперегревателей кот-
лов, корпусов и роторов турбин, регулирующих и стопорных клапанов, паро-
проводов н т. д.).
Следует заметить, что, помимо технических задач, связанных с эффек-
тивным использованием энергетических агрегатов в полупиковом и пиковом
режимах, необходима также разработка такой системы плановых показателей
и мер экономического стимулирования, чтобы эксплуатационный персонал
был заинтересован в покрытии пикового и полупикового графиков с учетом
уже достигнутых результатов повышения маневренности оборудования.
Задачи привлечения конденсационных энергоблоков ТЭС во-
сточных районов к работе в переменных режимах принципи-
ально не отличаются от рассмотренных выше.
Для агрегатов ТЭЦ за исключением периодов их работы на
38
конденсационном режиме или с малыми тепловыми нагрузками
речь может идти лишь о глубокой разгрузке на ночь и выход-
ные дни. При этом первостепенное значение приобретает вопрос
выбора рациональной программы регулирования теплофикаци-
онных блоков. Он может иметь то или иное решение в зависи-
мости от тепловых нагрузок, имеющих сезонный характер. Ле-
том, весной и осенью агрегаты ТЭЦ работают со значительным
конденсационным пропуском пара. Поскольку выработка элек-
троэнергии конденсационным потоком пара менее экономична,
чем теплофикационным, вполне рентабельна разгрузка агрегатов
ТЭЦ за счет сокращения этого потока. Такую разгрузку целе-
сообразно проводить при комбинированной программе регули-
рования начального давления пара, уже опробованной в течение
нескольких лет практической эксплуатации на ряде ТЭЦ с аг-
регатами различного типа [22, 27, 54]. В зимний период агрегаты
ТЭЦ работают без конденсационного пропуска. Традиционно
считается, что в таких режимах электрическая мощность агре-
гата не может быть снижена без уменьшения количества отпу-
щенной теплоты. Исследования ряда организаций [17, 23, 57, 74]
показывают, что при современной структуре установленного
оборудования рентабельной оказывается разгрузка ТЭЦ по
электрической мощности на ночь и выходные дни даже с умень-
шением отпуска теплоты от турбин и частичным переводом
теплоснабжения потребителей на пиковые водогрейные котлы и
редукционно-охладительные установки (РОУ). Однако, как это
обосновано исследованиями ЛПИ (см. гл. 5), уменьшение теп-
ловой нагрузки теплофикационных турбин при снижении элек-
трической мощности можно существенно сократить или даже
полностью исключить за счет применения скользящего противо-
давления в конденсаторе или сетевых подогревателях. Это дости-
гается направлением в обвод их части сетевой воды [56]. Регу-
лировочный диапазон при этом, как установлено расчетными и
экспериментальными исследованиями ЛПИ, может достигать
20—25 % номинальной мощности. Таким образом, комбиниро-
ванная программа регулирования теплофикационного энерго-
блока сочетает в себе подпрограммы изменения как началь-
ного, так и конечного давления пара, причем в одних режимах
эти давления поддерживаются постоянными, в других — турбина
работает при переменных давлениях. Сказанное относится как
к энергоблокам ТЭЦ органического топлива, так и к блокам
атомных ТЭЦ. Ведутся также поиски других решений [6, 23].
Одно из них [55] — направление части свежего пара в дополни-
тельный сетевой подогреватель через РОУ в обвод ЦВД тур-
бины. Принципиально возможно уменьшение расхода пара ЦВД
вплоть до беспарового режима, что может обеспечить разгрузку
турбины от максимальной мощности до 20—30 % номинальной.
Такой способ может оказаться весьма эффективным, но для его
широкого применения потребуется определенное время для мо-
дернизации турбоустановок с введением РОУ и сетевых подо-
39
гревателей, рассчитанных на максимальный расход пара.
Эффективным может оказаться также применение электробойле-
ров или электроводогрейных котлов, использующих для подо-
грева сетевой воды избыточную электроэнергию ТЭЦ и позво-
ляющих свести за счет этого к минимуму изменения режимов
работы турбины. Поскольку турбина работает в таких режимах
без конденсационного пропуска пара и электроэнергия выраба-
тывается с весьма высоким к. п. д., а ее преобразование в теп-
ловую энергию сопровождается лишь незначительными поте-
рями, способ представляется высокорентабельным. Однако для
его использования также требуется модернизация действующих
ТЭЦ, что связано с затратами времени и капиталовложениями.
Метод скользящего противодавления (скользящего давления
в камере регулируемого отбора) не требует модернизации теп-
ловой схемы ПТУ и может быть быстро применен на большом
числе ТЭЦ. К тому же он проще в эксплуатационных условиях,
поскольку агрегат всегда находится в готовности к открытию
обводных линий. По мнению автора, речь должна идти не о про-
тивопоставлении, а об оптимальном сочетании различных спо-
собов.
Вопросы маневренности энергоблоков АЭС являются наиме-
нее изученными и наиболее спорными [8, 11, 23, 40, 41, 50, 59, 68
и др.]. По экономическим соображениям АЭС стремятся исполь-
зовать в базовой части графика. Однако вследствие быстрого
увеличения доли АЭС в общей установленной мощности энерго-
систем это начинает встречать все большие затруднения, по
меньшей мере в некоторых энергосистемах с повышенной нерав-
номерностью нагрузок. Этим вызвана постановка вопроса о хотя
бы ограниченном участии энергоблоков АЭС с реакторами на
тепловых нейтронах в суточном, недельном и сезонном регули-
ровании энергосистем. При соответствующем проектировании
оборудования АЭС и тепловыделяющих элементов могут быть
созданы специализированные маневренные атомные энергоблоки
[40, 59]. Применительно же к находящимся в эксплуатации и
строящимся блокам, по мнению автора, речь может идти не
о полной остановке агрегатов на ночь и выходные дни и не
о снижении мощности до нагрузки собственных нужд, а лишь
об обеспечении некоторого сравнительно небольшого регулиро-
вочного диапазона блоков (20—30 % номинальной мощности),
ограниченного по соображениям надежности эксплуатации. Не
следует недооценивать полезного вклада любого, самого огра-
ниченного участия АЭС в регулировании энергосистем. Так.
разгрузка на 25 % станции, на которой установлены 4 блока пс-
1000 МВт, дает тот же эффект, что и установка в энергоси-
стеме двух полупиковых блоков ТЭС по 500 МВт, полностью от-
ключаемых каждую ночь.
Даже такая ограниченная разгрузка блоков представляет
собой непростую задачу. Так как введенные в эксплуатацию и
строящиеся в настоящее время блоки АЭС проектировались как
40
базовые, для решения вопроса о допустимости их работы при
переменных нагрузках и регулировочном диапазоне необходимо
выявление маневренных возможностей каждого элемента блока.
Наиболее существенными факторами, ограничивающими манев-
ренность ранее спроектированных и находящихся в эксплуата-
ции атомных энергоблоков с реакторами ВВЭР, являются гер-
метичность оболочек тепловыделяющих элементов, тепловое
состояние корпуса реактора, парогенераторов и турбин, неста-
ционарное ксеноновое отравление. Для блоков с реакторами
РБМК к числу таких факторов относятся герметичность оболо-
чек тепловыделяющих элементов, стабильность полей энерго-
выделения, температурное состояние графитовой кладки, неста-
ционарное ксеноновое отравление, тепловое состояние турбины
[50, 59, 68].
Некоторые из исследователей полагают, что сравнительно
низкие параметры пара, применяемые для влажнопаровых тур-
бин АЭС, предопределяют отсутствие ограничений по их манев-
ренности. В действительности же температура влажного пара
однозначно определяется его давлением. Изменения темпера-
туры пара по проточной части ЦВД при разгрузке влажнопа-
ровой турбины на определенную долю ее мощности могут пре-
вышать аналогичные изменения температуры в ЦВД турбины,
перегретого пара при снижении ее мощности на такую же долю,
причем в отличие от турбин перегретого пара температура
в ЦВД влажнопаровых турбин изменяется при их работе как
с постоянным, так и со скользящим давлением [33]. Коэффи-
циенты же теплоотдачи от влажного пара к металлу значи-
тельно больше, чем при теплоотдаче от перегретого пара к ме-
таллу. Поэтому при быстром изменении мощности в сторону как
разгрузки, так и нагружения металл корпуса ЦВД влажнопа-
ровой турбины испытывает большие тепловые удары, чем у тур-
бины перегретого пара. Это обстоятельство следует учитывать
при оценке допустимости участия турбин в противоаварийном
управлении энергосистемами. При сравнительно же медленных
плановых изменениях нагрузки, как показывают исследования,
проведенные на турбинных заводах и в научно-исследователь-
ских организациях [23, 36, 51, 62], этот фактор не является ли-
митирующим для блока в целом.
Нестабильность пространственных полей энерговыделения в реакторах
РБМК прн изменениях нагрузки может быть преодолена за счет дополнения
существующих систем регулирования общей нейтронной мощности реактора
локальными регуляторами плотности нейтронного потока в отдельных частях
активной зоны [24]. Колебания температуры графита, используемого в каче-
стве замедлителя в реакторах РБМК нежелательны, так как замена и ре-
монт графитовой кладки практически исключены. Изменение плотности ней-
тронного потока в активной зоне реактора при повышении мощности или
разгрузке связано с изменением тепловыделения в графитовой кладке. Однако
й при этом есть возможность сохранения в определенном диапазоне нагрузок
неизменной температуры графита за счет регулирования отвода теплоты от
графитовой кладки [24, 50]. Это может быть достигнуто, например, путем из-
41
менения состава азотно-гелиевой смеси, продуваемой через специальные ка-
налы в графитовой кладке для отвода теплоты от нее.
Одна из серьезных проблем маневренности АЭС состоит в преодолении
нестационарного ксенонового отравления реактора при его разгрузке [24].
Изотоп ксенона 135Хе, интенсивно поглощающий нейтроны, образуется в про-
цессе ядерных превращений осколков деления 235U в результате (3-распада
изотопа йода 135J. Период полураспада 135J равен 6,7 ч, период полураспада
135Хе — 9,2 ч. При длительной работе реактора с неизменной мощностью од-
новременно происходит образование новых ядер 135Хе, (3-распад образовав-
шихся ядер 135Хе и их выгорание при поглощении нейтронов. В результате
устанавливается определенное содержание ядер 135Хе 'в активной зоне (ста-
ционарное отравление реактора). После полной остановки реактора, при ко-
торой нейтронный поток равен нулю, в активной зоне продолжается (3-распад
ранее образовавшихся ядер 135J с образованием новых ядер 135Хе. Одновре-
менно происходит (3-распад ядер 135Хе. Так как образование новых ядер
135Хе происходит более быстро, чем их распад, концентрация 135Хе в активной
зоне возрастает, достигая максимума примерно через 8 ч после остановки.
Далее начинается постепенное снижение концентрации ядер 135Хе ввиду рас-
пада большей части ядер 135J, являющихся их предшественниками. Если
имевшийся до остановки оперативный запас реактивности в органах управ-
ления реактором недостаточен для вывода реактора в надкритический режим
с учетом избыточного поглощения нейтронов ядрами 135Хе, то вследствие
описанного нестационарного ксенонового отравления пуск реактора будет не-
возможен в течение некоторого промежутка времени относительно момента, ко-
торому соответствует максимальная концентрация 135Хе. Те же процессы, что
и при остановке реактора, но в более слабой форме проявляются при сниже-
нии мощности. Если не принять специальных мер, то в результате этих про-
цессов через несколько часов после снижения мощности реактивность реак-
тора станет отрицательной, число нейтронов1 каждого последующего поколе-
ния будет уменьшаться, что приведет к остановке реактора. Увеличенное
поглощение нейтронов ядрами 135Хе и обусловленная этим отрицательная ре-
активность возрастают с увеличением глубины разгрузки. В связи с этим
допустимость той или иной разгрузки реактора определяется оперативным
запасом реактивности, который может быть использован для преодоления не-
стационарного ксенонового отравления.
Оперативный запас реактивности реакторов ВВЭР, имеющих периодиче-
скую перегрузку топлива, непрерывно уменьшается в течение рабочей кампа-
нии вследствие использования части этого запаса для компенсации сниже-
ния реактивности, обусловленного выгоранием топлива. В конце рабочей
кампании, когда стержни управления выдвинуты из активной зоны, а концент-
рация борной кислоты в теплоносителе понижена, суммарный запас реактив-
ности оказывается недостаточным для преодоления ксенонового отравления.
Это ограничивает разгрузку реактора в течение завершающей трети рабочей
кампании. Однако маневренные возможности реактора в этот период опреде-
ляются не только запасом реактивности, но и скоростью ввода положительной
реактивности. Исследованиями [68] установлено, что при поддержании доста-
точно малой неравномерности энерговыделения в активной зоне, что обычно
достигается в стационарном топливном цикле, начинающемся с четвертой ра-
бочей кампании реактора, возможно перераспределение запаса реактивности
между растворенной в теплоносителе борной кислотой и стержнями, управ-
ления в сторону увеличения запаса реактивности в последних. Значительно
более быстрое перемещение стержней, чем изменение концентрации борной ки-
слоты, осуществляя более быстрое введение положительной реактивности,
сохраняет устойчивость работы реактора при меньших запасах реактивности,
чем в случае использования борного регулирования. Это позволяет продлить
период, в течение которого допустима разгрузка реактора.
Дополнительное увеличение этого периода может быть связано с раз-
грузкой блока при скользящем давлении [49]. Реакторы этого типа имеют
отрицательный температурный коэффициент реактивности, т. е. с понижением
средней температуры теплоносителя первого контура в нем высвобождается
положительная реактивность. Снижение давления пара во втором контуре
-42
приводит к понижению средней температуры теплоносителя первого контура.
Прн этом увеличивается оперативный запас реактивности, что способствует
более глубокой разгрузке энергоблока в этот период (см. гл. 4).
В блоках с реакторами РБМ.К, имеющими непрерывную перегрузку топ-
лива, поддерживается с целью повышения экономичности минимальный за-
пас реактивности. Для преодоления нестационарного ксенонового отравления
здесь можно использовать скользящее давление или азотно-гелиевое регули-
рование реактора, а также работу с топливом повышенного обогащения [50].
Определенные ограничения маневренных возможностей блоков этого типа
связаны с желательностью иметь при перегрузке топлива иа работающем
блоке стационарный ксеноновый процесс в течение хотя бы трех суток.
Колебания температуры корпуса водо-водяного реактора и парогенерато-
ров при изменениях нагрузки определяются принятой программой регулиро-
вания блока. Для реактора они могут быть сведены к минимуму поддержа-
нием постоянной средней температуры теплоносителя в первом контуре. Ми-
нимальные отклонения температур в парогенераторе наблюдаются при про-
грамме с постоянным давлением пара во втором контуре.
Наименее исследован вопрос о состоянии оболочек тепловыделяющих
элементов при изменениях нагрузки. Изменения температуры оболочки и топ-
лива при отклонениях нагрузки вызывают вследствие разных, коэффициентов
теплового расширения оболочки и топлива циклические напряжения в обо-
лочке. Окончательно маневренные свойства энергоблока можно оценить после
длительных специальных исследований, включая металловедческие. Опыт
эксплуатации действующих реакторов показывает [68], что в процессе на-
ладки и освоения их головных образцов число нагружений и разгрузок более
чем на 30 % номинальной мощности существенно превышало число циклов
при недельном регулировании. Повышения числа дефектных тепловыделяю-
щих элементов (твэлов) при этом замечено не было, что, по мнению автора,
может рассматриваться как серьезный аргумент в пользу допустимости, по
меньшей мере, еженедельной разгрузки блоков на 25—30 %.
Вопросы, связанные с выбором программы регулирования
энергоблоков АЭС, включая АТЭЦ, не имели первостепенного
значения при работе в базовом режиме. Роль этих вопросов бу-
дет возрастать по мере роста доли АЭС в общей выработке
электроэнергии. Как было показано выше, это связано с сово-
купностью противоречивых факторов, по-разному влияющих на
надежность основного оборудования блока, его маневренность
и технико-экономические показатели. Поэтому может оказаться
рациональным применение комбинированных программ, соче-
тающих достоинства каждой из программ. В числе комбиниро-
ванных программ может быть сочетание таких, например, про-
грамм, как поддержание постоянной средней температуры теп-
лоносителя в первом контуре блока (для блоков с реакторами
ВВЭР) в одном диапазоне режимов и постоянного или сколь-
зящего давления пара в других диапазонах. Возможно также
динамическое сочетание программ, когда в переходном режиме
поддерживается постоянная средняя температура теплоносителя
в первом контуре, а в равновесных режимах — скользящее дав-
ление пара. Дополнительные возможности могут быть связаны
с регулированием главных циркуляционных насосов первого
контура. При этом принципиально открывается возможность
применения на одном и том же блоке разных программ регу-
лирования первого и второго контуров. Комбинированные про-
граммы могут найти применение также для блоков с каналь-
ными реакторами.
43
ГЛАВА ВТОРАЯ
ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ ТУРБИНЫ
2-1. РАСЧЕТЫ ТЕПЛОВЫХ СХЕМ
Для выбора оптимальной тепловой схемы турбоустановки в процессе ее
проктирования, рациональной программы регулирования ПТУ в целом и под-
программ регулирования ее элементов (приводной турбины питательного на-
соса, деаэратора и пр.), оптимального распределения нагрузок между агрега-
тами и выбора оптимального режима каждого агрегата на электростанции,
для обоснованного выбора структуры установленного оборудования энерго-
систем и рациональных путей его использования, для оценки допустимости и
целесообразности тех или иных изменений в тепловых схемах ПТУ при их
эксплуатации н решения других вопросов необходимо знать характеристики
находящихся в эксплуатации, проектируемых н перспективных турбоустано-
вок. Особенно важно знать энергетические характеристики, представляющие
собой зависимости абсолютных или удельных расходов теплоты на производ-
ство электроэнергии от мощности турбины. Эти характеристики могут быть
получены либо расчетным путем, либо экспериментально.
Тепловые схемы современных ПТУ весьма сложны. Они включают в себя
проточную часть главной турбины, конденсационную установку, систему реге-
неративного подогрева питательной воды, содержащую до 9—10 подогрева-
телей, приводные турбины питательных насосов, а в ряде случаев — также
приводные турбины дутьевых вентиляторов, подогреватели воздуха, направ-
ляемого в котел, работающие на паре, отобранном из турбин. Как для тепло-
фикационных, так и (в последнее время все в большей мере) для конденса-
ционных ПТУ составными элементами тепловых схем являются подогрева-
тели направляемой для теплофикации сетевой воды. Закономерности, опреде-
ляющие физические процессы, протекающие в различных элементах этой
тепловой схемы, сложны и многообразны. Многие из них с трудом поддаются
строгому теоретическому обоснованию и аналитическому описанию. Эти труд-
ности становятся еще большими при комплексном рассмотрении всей схемы
даже в стационарных режимах.
Наиболее достоверная информация может быть получена в результат
натурных испытаний ПТУ на действующей электростанции. Получаемые при
этом, а также при испытаниях иа лабораторных стендах, представляющих
собой физические модели элементов ПТУ, данные являются основой для по-
строения теории рабочего процесса, определения тех или иных закономерно-
стей и количественных характеристик, а также критериями истины для
оценки достоверности расчетных методов. Однако такие натурные и модель-
ные испытания сложны и трудоемки. Для лабораторных исследований на фи-
зических моделях необходимо создание специальных стендов, как правило,
весьма дорогих. К тому же такие стенды в состоянии моделировать рабо-
чие процессы лишь в отдельных элементах ПТУ, но представляется малове-
роятным создание физической модели для комплексного исследования энер-
гоблока (или даже только турбоустановки) в целом. Натурные испытания
на действующем энергоблоке связаны, как правило, с нарушением нормаль-
ного режима эксплуатации и недоотпуском электроэнергии потребителю. На-
конец, и это главное, натурные испытания могут быть проведены лишь на
уже находящихся в эксплуатации ПТУ. На практике же часто возникает не-
обходимость знания характеристик проектируемых или намеченных к про-
ектированию установок. Такие данные могут быть получены лишь расчетным
путем. Это делает расчетные методы основным средством получения характе-
ристик ПТУ.
Основу этих методов составляют расчеты тепловых балансов ПТУ при
различных режимах их работы, тех или иных изменениях в тепловой схеме,
«4
способах регулирования и т. д. Большой объем вариантных расчетов тепло-
вых схем ПТУ для решения задач оптимизации структуры тепловых схем и
выбора рациональной программы регулирования энергоблока при различных
способах парораспределения определяет широкое применение современной
вычислительной техники. В связи с этим различными отечественными и за-
рубежными организациями было уделено большое внимание обоснованию и
разработке алгоритмов расчета иа ЭВМ. тепловых схем ПТУ различного типа
[4, 6, 12 -и др.]. Общие принципы алгоритмов при их известных отличиях сво-
дятся к следующему.
Рациональный универсальный алгоритм расчетов для ЭВМ во многом не
совпадает с общепринятыми алгоритмами для ручных расчетов. Главное при
этом — возможно меньший объем подготовительной работы при составлении
исходных числовых и логических данных и передача как можно более широ-
ких функций самой машине, а также более искусное использование опера-
тивной памяти, запас которой небеспределен даже у достаточно крупных
ЭВМ. Определенное же увеличение объема собственно счета для современной
быстродействующей ЭВМ ие имеет решающего значения.
Сложная тепловая схема расчленяется на элементы, расчет которых со-
стоит из однотипных операций. Это позволяет, во-первых, свести алгоритм
к комбинации отдельных блоков (подпрограмм) с внешним (управляющим)
блоком, и, во-вторых, широко использовать наиболее рациональные для ЭВМ
итерационные методы. К числу основных составляющих общего алгоритма от-
носятся блок определения параметров состояния воды и водяного пара; блок
расчета питательных насосов; блок расчета проточной части главной тур-
бины и турбопривода; блок расчета системы регенеративного подогрева
питательной воды; блок расчета сетевых подогревателей (для теплофикацион-
ных ПТУ); блок определения экономических показателей ПТУ.
Общими логическими данными для расчета являются тип турбоустановки
(конденсационная или теплофикационная), тип парораспределения и про-
грамма регулирования. При выполнении расчетов предполагается, что пред-
варительно выполнен проект проточной части турбины, из которого известны
ее геометрия, расходы пара различными ступенями и параметры пара в раз-
личных точках проточной части при номинальном (расчетном) режиме. Эти
данные вводятся в разрабатываемую программу расчета переменных режи-
мов в качестве исходных.
Алгоритм расчета, разработанный в ЛПИ, представлен на рис. 2-1, сво-
дится к следующему. По заданному расходу пара определяются параметры
пара перед проточной частью турбины, потери давления в стопорных и ре-
гулирующих клапанах и протечки пара через штоки клапанов, а также пе-
реднее уплотнение турбины. Затем проводится расчет процесса расширения
пара в проточной части турбины, определяются для заданного нового
режима расходы пара различными отсеками турбины и параметры пара
перед отсеками и за ними. Следующий этап — определение затрат мощности
на привод питательного насоса по его известным характеристикам и расчет
приводной турбины. Далее проводится расчет системы регенеративного по-
догрева питательной воды, сводящийся к нахождению тепловых балансов
каждого из регенеративных подогревателей. Если расходы пара отсеками
турбины, определенные из последних расчетов, с заданной точностью совпа-
дают с теми же расходами из расчета проточной части, по найденным значе-
ниям находятся показатели тепловой экономичности и результаты расчетов
выдаются на печать. Если же погрешность оказывается больше заданной,
цикл расчетов повторяется методом последовательных приближений до до-
стижения требуемой точности. Вместо расхода пара в качестве исходной
величины может быть задана мощность, при этом последовательность расчетов
принципиально не отличается от описанной.
Алгоритм предназначен для расчета как конденсационных, так и тепло-
фикационных турбин. В последнем случае добавляется еще один внешний ите-
рационный цикл, повторяемый до тех пор, пока погрешность определения
расхода пара конденсатором не окажется меньшей заданного значения g.
Для нахождения параметров состояния воды и водяного пара используются
рекомендованные международной энергетической комиссией уравнения, при-
45
Начало
Рнс. 2-1. Универсальный алгоритм расчета ПТУ
GK и <?к — соответственно расходы пара, определенные из расчета проточной части
и сетевых подогревателей; Gp и — то же для регенеративных подогревателей
44
ближенные аппроксимирующие зависимости, разрабатываемые различными
организациями, или вводимые в память ЭВМ. табличные значения [12].
Для расчетов необходимо знание характеристик турбинных ступеней и
отсеков1, представляющих собой зависимости, связывающие расходы пара
с его параметрами перед отсеком или ступенью и за ними, а также зависи-
мости к. п. д. ступени или отсека от режимных параметров.
2-2. ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБИННЫХ СТУПЕНЕЙ
На рис. 2-2 изображены принципиальная схема турбинной
ступени, а также процесс расширения пара в ней и треуголь-
ники скоростей для произвольного режима работы. Параметры
пара и скорости потока в сечениях О—О перед направляющим
аппаратом, 1—1 в зазоре между направляющим аппаратом и
рабочим колесом и 2—2 за рабочим колесом отмечены индек-
сами, соответствующими номеру сечения. Звездочкой отмечены
параметры заторможенного потока. Треугольники скоростей
(рис. 2-2, в) построены в системе координат и, z в соответствии
с векторными уравнениями Ci = u+wb c2 = u+w2, где Ci и с2 —
векторы абсолютных скоростей потока; и — вектор окружной
скорости; W[ и w2—векторы относительных скоростей потока.
Направления векторов определяются в абсолютном движении
углами <Х1 и а2 и в относительном движении углами Pi и р2,
причем все углы отсчитываются от положительного направления
оси и против часовой стрелки.
Запишем уравнение неразрывности для произвольного ста-
ционарного режима ступени Gi+Gi = G2+G2 4-G3, где Gi и
G2 — расходы пара соответственно направляющим аппаратом и
рабочим колесом; G/ —протечки через диафрагменные уплот-
нения, G/ — протечки через периферийный открытый зазор;
GJ—протечки через разгрузочные отверстия в диске рабочего
колеса (рис. 2-2,а). Через корневой открытый зазор между на-
правляющим аппаратом и рабочим колесом в общем случае
может быть как подсос в рабочее колесо части пара, прошед-
шего сквозь диафрагменные уплотнения, так и утечка к раз-
грузочным отверстиям части пара, прошедшего направляющий
аппарат. Если можно считать протечки G/, G/ и G3' пренебре-
жимо малыми по сравнению с основным потоком пара, то урав-
нение неразрывности можно переписать в виде Gi = G2=G.
Считая течение одномерным, запишем расходы пара
б1 = Р1ЛС1г = Р1Л®1г; G2=-p2F2®22, (2-1)
где pi и р2 — плотности пара; Fx и Е2— торцевые площади вы-
ходных сечений соответственно направляющего аппарата и ра-
бочего колеса; ctz, wlz и ®2z-—проекции векторов сь W[ и w2 на
ось z, соответственно равные c12 = c1sina1; wlz = sinPj; w2z =
= u/2sin p2; cIt и w2 — модули векторов cb wt и w2. Прирав-
няв значения расходов пара, будем иметь
р2ш2/(Р1Ш1) = Fi sin Pi/(F2 sin p2). (2-2)
47
Рис. 2-2. Рабочий про-
цесс в турбинной сту-
пени: а — принципиаль-
ная схема ступени; б —
процесс расширения пара
на is-диаграмме; в —
треугольники скоростей
пара
Теоретические значения скоростей выхода потока из направ-
ляющего аппарата и рабочего колеса в предположении изоэн-
тропийного течения пара могут быть определены [34] соотноше-
ниями сх/ = д/2^; w2t = д/®! + 2/г2, где /ii=io — йй h2 =
= ht — i2t. Отношение располагаемых перепадов энтальпии
/г2/йо=рт (рис. 2-2,6) называют термодинамической степенью
реактивности. С учетом этого можно переписать clt —
— рт) = Cgд/1 — рт; ®2/2pT/i(> = д/и|PtCq, где
Со = д/2^о—условная скорость, которая была бы получена, если
бы весь располагаемый перепад энтальпии ступени ho был без
потерь преобразован в кинетическую энергию. Действитель-,
ные значения скоростей с{ и w2 связаны с их теоретическими
значениями соотношениями Ci = cpc1/; w2 = tyw2t, где ср и ф— коэф-
фициенты скорости, с помощью которых учитываются потери
энергии в направляющем аппарате и рабочем колесе. Коэффи-
циенты скорости ср и ф определяются экспериментально при ис-
пытаниях решеток профилей или модельных ступеней [75].
Из входного треугольника скоростей (рис. 2-2,в) найдем
wiu = ciu—гДе wiu = wicos ₽i и lciu = Ci cos 0С1 — проекции
векторов Wj и С[ на ось и, соответствующую направлению ок-
ружной скорости. Используя приведенные выше соотношения,
получим а1! = (Cq/cosP!) (<р д/1—pTcosa!—u/C0). Здесь величина
и/Со представляет собой характеристическое отношение ско-
ростей, которым обычно характеризуют режим работы сту-
пени [34].
Используя последнюю, формулу, найдем относительную ско-
рость выхода потока из рабочего колеса
4k
W2 = = d*±- Cy j _p COS ax------Д-) X
cos Px v v co J
X л /1 +------ —pT c°s2pl------. (2-3)
V (ф V1—pTcosax—u/C0)2
Для определения отношения плотностей по уравнению (2-2)
используем уравнение политропы рр~п = const, которым может
быть описан реальный процесс расширения пара в ступени. По-
казатель политропы п связан с к. п. д. ступени т] и показателем
изоэнтропы k соотношением (и—1)/п = т](&— V)/k [34]. Приме-
нив уравнение политропы для сечений 1—1 и 2—2, полу-
чим p2/pi=(P2/Pi)ln ==(П/П1)1/", где П и П1 — газодинамические
функции, соответственно равные П = р2/ро‘- Hi = Pi/ро» причем
рс* — давление заторможенного потока (полное давление).
Подставив отношение плотностей p2/pi и найденные ранее
скорости и w2 в уравнение (2-2), получим
/ п у/» /1 | Рт cos2 Pl ~ __ Л sin Pl
У (Ф Vr^cosax-tz/Co)2 ~ ^sinp2 ’
Входящий в данное уравнение угол Pi представляет собой не
угол установки лопаток р1л, а угол натекания потока, в общем
случае отличающийся от р)л на величину, называемую углом
атаки, ДР1 = Р1 — Р1л. Из рис. 2-2, в следует, что ct sin щ = Wi sin рь
Подставив в это соотношение найденные выше значения Cj и
zc’), будем иметь
о х ф V1 — рт sin ax
Pi = arctg-----—---------------(2-5)
q> V1 — рт cos ax — и/С0
Термодинамическая степень реактивности может быть выра-
жена через газодинамические функции П и Щ [2]. Действи-
тельно, pT = h2/h0= 1 —hi/ho или, после подстановки /it и /г0, най-
дем pT=i-(r;-Tlz)/(T;-T2/) = i-[i-(Tk/T;)]/[i-(T2//r;)].
В соответствии с уравнением изоэнтропы имеем TulTo =
= 1 р/рУ^П? и 7’2Z/7’o = (p2/po)m=nm, где m=(k-\)/k. Таким
образом,
рт = 1-(1 —ПГ)/(1-Пт). (2-6)
Определив из последней формулы значение ГВ и подставив
его в уравнение (2-4), получим
П1,г А , рт cos^Px=
[1 - (1 - рт) (1 - П"1)]1 \ (ф Vl — pTcosai - u/Co)2
Fi sin Pi (2-71
f2sinp2
Уравнение (2-7) представляет собой обобщенное уравнение
неразрывности для турбинной ступени. Входящие в него и:
в’ уравнение (2-5) площади Fi и F2 и углы ai и р2 являются гео-
49
метрическими характеристиками лопаточного аппарата, не
изменяющимися при изменениях режима. Система уравнений
(2-7) и (2-5), последнее из которых может быть использовано
для исключения переменной из первого уравнения, связывает
в неявной форме термодинамическую степень реактивности рт
с характеристическим отношением скоростей и/С0 и отношением
давлений П = р2/ро> т. е. рт=/(и/С0, П).
Потери энергии в лопаточном аппарате ступени характери-
зуются ее окружным (лопаточным) к. п. д. x\u = hu/h0, где hu—
удельная работа, совершаемая в рабочем колесе единицей
массы рабочего тела; h0— теоретически возможная удельная
работа, определяемая располагаемым перепадом энтальпии.
В соответствии с формулой Эйлера удельная работа для осевой
турбинной ступени hu=u(clu —с2и), где с1и и с2и — окружные
составляющие абсолютных скоростей потока перед рабочим ко-
лесом и за ним. Из выходного треугольника скоростей
(рис. 2-2, в) найдем c2u = w2u + u. Подставив в формулу г],,=
= hu/h0 найденные выше скорости Ci и w2 и имея в виду, что
/г0 = Со/2, получим
ц / _____ и \
= 2— <р V1 - Рт cos ----— X
Ьп \ Ьл /
cos В2
।’—
cos Pl
Рт COS2 pl
(ф д/1 — рт cos СС1 — и/С0)2
(2-8>
В соответствии с полученным уравнением окружной к. п. д.
ступени зависит не только от характеристического отношения
скоростей и/С0, но и от термодинамической степени реактивно-
сти рт, которая, как было показано выше, в свою очередь, зави-
сит от и/С0 и отношения давлений П.
Таким образом, на основании изложенного можно сделать
вывод, что турбинная ступень имеет два независимых показа-
теля, определяющих режим ее работы: характеристическое от-
ношение скоростей w/Cq и отношение давлений П. Степень ре-
активности и окружной к. п. д. меняются в зависимости or
режима. При этом в случае изменения и/С0 небезразлично, до-
стигнуто ли оно изменением окружной скорости и или условной
скорости Со. Так как располагаемый перепад энтальпии, кото-
рым определяется условная скорость Со, равен ho=cpTQ(\—Пт)>
а окружная скорость и пропорциональна частоте_вращения п, то
отношение и/С0 пропорционально величине(п/ 'у/7о)(1—П”1)
Таким образом, характеристическое отношение и/С0 само яв-
ляется произведением двух независимых комплексов: приведен-
ной частоты вращения п1^Тй [34] и полинома, зависящего от
отношения давлений П. В случае изменения_отношения u/Cq за
счет приведенной частоты вращения и/ д/т0 сохраняется не-
изменное отношение давлений П. При изменении же второго-
сомножителя (1 — Пт)~1/2 одновременно изменяются оба
50
показателя (и[С0 и П). В том частном случае, когда ступень
работает с постоянной частотой вращения и сравнительно
невелики изменения энтальпии поступающего в нее рабо-
чего тела, оба показателя u/CQ и П однозначно определя-
ются друг другом и для характеристики режима работы
ступени можно пользоваться любым из них. Окружная скорость
для турбин, приводящих электрические генераторы, одинакова
при всех нормальных эксплуатационных режимах. Все измене-
ния режимов ступеней таких турбин обусловлены изменением
отношения давлений П. В связи с этим для турбин рассматри-
ваемого класса следует с известной осторожностью относиться
к механическому переносу на натурные ступени характеристик,
полученных при испытаниях модельных ступеней, режим кото-
рых изменялся воздействием на угловую скорость, что нередко
используют в лабораторных условиях. Такой перенос допустим
лишь при сравнительно малых числах Маха (меньших 0,3—
0,4), т. е. при достаточно больших П. Для турбин, работающих
с переменной угловой скоростью (в том числе приводных тур-
бин питательных насосов и дутьевых вентиляторов), указанный
перенос значительно более корректен, хотя и в этом случае
необходим учет возможного изменения П. На необходимость
учета влияния П обращали внимание и другие исследователи,
в частности, авторы работы [20].
По формулам (2-5) — (2-8) при заданных геометрических ха-
рактеристиках проточной части и коэффициентах скорости <р и
ф можно найти термодинамическую степень реактивности рт и
окружной к. п. д. ступени г]„ для определенного режима, харак-
теризуемого заданными значениями показателей П и ujCQ.
Меняя эти значения, можно найти характеристики ступени
т1и = т1и(П, w/Cq) и рт=рт(П, и/С0). Неявная форма записи урав-
нений (2-5) и (2-7) не препятствует нахождению этих характе-
ристик с помощью ЭВМ.
Для оценки изменения степени реактивности в зависимости
от режима в тех случаях, когда можно пренебречь показателем
П, может быть использована при небольшом различии сравни-
ваемых режимов приближенная формула [61]
Арт = А А (»/С0) _ в Г А(и/Со)-р ,
1 —РтО («/СО)о L (ч/Со)о J
(2-9)
где Л = 2{[<р cosai V1 — Рто — (м/Со)о] —1} ; В = 1+0,5Л(и/Со)о;
индексом 0 отмечены параметры известного режима работы.
В ряде случаев можно пренебречь вторым членом в фор-
муле (2-9) и записать после упрощений [61]
Арт
1 Рто
~ (0,5 Рто)
А (и/Со)
(и/Со)о
После определения степени реактивности не представляет
труда найти расход пара при новом режиме и, задавая новые
51
значения показателей режима, построить расходную характери-
стику ступени.
Обычно специалистов интересует не окружной к. п. д.,
а внутренний к. п. д. ступени T\=hi/h0, где = — SA/if. Сла-
гаемое SA/i, представляет собой сумму дополнительных потерь
энергии, не учитываемых формулой Эйлера: потери от протечек
сквозь диафрагменные и надбандажные уплотнения, потери от
трения и вентиляции, потери от конечной высоты лопаток (если
они не учтены коэффициентом скорости <р и ф) и др. Принципи-
ально возможно учесть эти потери расчетным путем, однако
из-за ряда трудно учитываемых факторов эти расчеты носят
весьма приближенный характер, и на практике обычно пользу-
ются экспериментальными характеристиками, полученными прн
испытаниях модельных (реже натурных) ступеней.
Выполненная в ЛКИ статистическая обработка результатов
большого объема экспериментальных исследований, проведен-
ных при небольших числах Маха (достаточно высоких значениях
П), позволила обобщить характер изменения внутреннего к. п. д.
ступени в зависимости от отношения и/Сп формулой [61]
л /Пт = 2,1х - -1,19х2 4- 0,09х3;
Рис. 2-3. Изменение к. п. д. турбинной ступени в зависимости от х=(н/С)) :
: (и/Со) opt; а — сопоставление обобщенной характеристики ЛКИ с результа-
тами экспериментальных исследований; б — обобщенная характеристика сту-
пеней большой веерности
Кривая а —расчеты ЛКИ; / — опыты БИТМ с воздухом (М^О.З; ртс = 0,4; вееркость
О =15); 2 — опыты МЭИ с паром (11=0,7; рт0=0,05; 9 =21); 3 — опыты фирмы «Симгнс-
Шуккерт» на фреоне (П=0,6; рто=0,06; 0=26); 4 — опыты ЦКТИ (М=0,2; 0=3; сту-
пень без бандажа); 5—натурные испытания ВТИ на турбине К-160-130 (9=2,7); «5 —
опыты МЭИ с паром (0=2,75; ступень без бандажа); 7 — опыты фирмы KWU с. па-
ром (0=2,9; ступень без бандажа)
52
здесь x = (u/C0): (u/C0)Opt, a (w/C0)oPt—оптимальное характери-
стическое отношение. Как следует из рис. 2-3, а [61], где дан-
ные расчета по приведенной формуле сопоставляются с резуль-
татами испытаний модельных ступеней, выполненных МЭИ,
БИТМ, ЦКТИ, фирмами «Сименс-Шуккерт», KWU и натурных
испытаний ступеней, выполненных ВТИ, формула ЛКИ дает
вполне удовлетворительное обобщение результатов других орга-
низаций. Вместе с тем отметим, что большинство этих испыта-
ний так же, как и испытания ЛКИ, проводились при переменной
угловой скорости и постоянном отношении давлений, а также
сравнительно небольших числах М. Для ориентировочной оценки
изменения к. п. д. последних ступеней в зависимости от режима
работы в первом приближении можно воспользоваться приведен-
ной на рис. 2-3,6 характеристикой, обобщающей результаты ис-
следований ряда ступеней большой веерности [1].
Вместе с тем к подобного рода обобщенным зависимостям примени-
тельно к последним ступеням турбин следует относиться с большой осто-
рожностью, так как последняя ступень практически каждой турбины по-
своему уникальна, имеет индивидуальные особенности, обусловленные боль-
шой неравномерностью потока по высоте лопаток и связанными с этим
радиальными перетеканиями, по-разному меняющимися в ступенях разных
турбин при изменении режима нз-за конструктивных особенностей. Необхо-
димость учета индивидуальных особенностей последних ступеней следует,
в частности, из результатов натурных испытаний цилиндров низкого давле-
ния, выполненных БПИ иа ряде турбин мощностью от 6 до 25 МВт [32]. Еще
Рис. 2-4. Зависимость внутреннего к. п. д. турбинной ступени от характе-
ристического отношения и/Со при различном отношении давлений П
1- П =0,54; 2—П=0,б; 3 — П=0,65; 4-11 = 0,7; о—П-0,75; 6 — П =0.8; 7 — П =0.9
53
одной причиной отклонений к. п. д. последних ступеней от обобщенных зави-
симостей может быть то обстоятельство, что для таких ступеней, работаю-
щих при околозвуковых или сверхзвуковых скоростях, в наибольшей мере
сказывается влияние отношения давлений П. Как следует из рис. 2-3, а, наи-
большие отклонения от приведенной на нем обобщенной зависимости полу-
чены при натурных испытаниях последних ступеней конденсационных турбин,
где числа М. были достаточно велики, а изменение режима производилось
изменением отношения давлений П. Поэтому для последних ступеней конден-
сационных турбин следует наряду с характеристическим отношением и/Со
обязательно учитывать также отношение давлений П. Влияние каждого из
показателей u/Со и П на к. п. д. турбинной ступени может быть проиллюст-
рировано приведенными на рис. 2-4 данными МЭИ [20].
В ряде случаев при анализе переменных режимов ступеней
специалистов интересует изменение числа Маха, которым учи-
тывается сжимаемость рабочего тела. Это может быть иссле-
довано с помощью записанных выше уравнений неразрывности
[21. Уравнения (2-1) перепишем, используя уравнение состояния
p/p = RT, в следующем виде:
Gi = Vk/(RT\) sin ах; G2 = F2Mwj)2 -у/k/(RT2) sin ₽2,
(2-10)
где Mfl = М1£,2 = ш2/а2; и а2 — местные скорости звука
в сечениях 1—1 и 2—2 (см. рис. 2-2, а), соответственно равные
Й1 = 7ВД; а2 = ^kRT2-
Второе из уравнений (2-10) можно записать в ином виде, ис-
пользуя параметры потока, заторможенного в относительном
движении. Энтальпии такого потока в сечениях 1—1 и 2—2 со-
ответственно равньи'Ж1 =i1 + o»i/2; iw = i2 + wl/2 = i2t + wlt/2. Так
как поток не совершает работы в относительном движении, то
iw1=i*w2- Из этих соотношений найдем w2t = д/2ср (7^,— T2t)~
= д/2ср7’ш1(1 — T2tIT”w) , где ср — удельная теплоемкость при
постоянном давлении; T*Wi — температура заторможенного
потока. Использовав уравнение изоэнтропы T2t/TWi=(p2/p*Wj)m,
где pW1 — давление потока, заторможенного в относительном
движении, а также учитывая, что cp = R[m, будем иметь w2 =
= грд/(2/т) RT^fl —
Подставив это значение в исходное уравнение (2-1), получим
Заметим, что 1 — ТУТ^ — ip2 (1— T2tIT*W1) = [1—(fVPwJ”1]-
Выразив отсюда значение Т2 и подставив его в выражение для
G, будем иметь
54
G F2p2 Sin p2 У(2/т)Г1-(р2/р; )т] *
(‘-'fW+^Kr ‘
Приравняв правые части формулы (2-11) и первой из фор-
мул (2-10), найдем
Р2 V(2/m)[l —(p2/p^)m] _ FiSina, *
P*w, (1-'1’2)/'1’2+(₽2/Рш1)т f2sin₽2
X л k^- (2-12)
у Pwt
Отношение 7’i/7’®1 = tI£,i представляет собой газодинамиче-
скую функцию [34], связанную с числом Маха Мш, =04/04 со-
отношением тШ1 = [14-Мш,(/г—1)/2] *. С учетом этого, исполь-
зуя уравнение изоэнтропы, можно записать (р1/р;)л/^/л =
= т£+‘>[2 ('г-1)] и p2/pw, = (рг/До) (po/pi) (pi/p®,) = (П/ПО Т^.
Сделав эти подстановки в уравнение (2-12), получим обобщен-
ное уравнение неразрывности в другой форме
—5____________Уп^--п"___________д/IZl х
п(*+1) (2*) (П["/тЕ,) (1 — гр2)/гр2 л- Пш V 2
X --1-” — MG • (2-13)
F2 sin р2
Окружная скорость может быть найдена из критериального
соотношения
Mu = Mucosa!—Мда1 cos рх. (2-14)
Полученные уравнения устанавливают связь между основ-
ными параметрами ступени при любом режиме ее работы. Отно-
шение давлений П характеризует перепад энтальпии, приходя-
щийся на ступень. Величиной П1 в соответствии с уравнением
(2-6) определяется термодинамическая степень реактивности.
Система уравнений (2-13), (2-14) и (2-6) так же, как и эквива-
лентная ей система приведенных выше уравнений (2-5) и (2-7),
может быть использована для расчетов на ЭВМ характеристик
турбинных ступеней при различных законах изменения началь-
ных и конечных параметров и угловой скорости. Такие расчеты
были выполнены по приведенной методике на БМЗ для боль-
шого числа ступеней в широком диапазоне геометрических и
режимных характеристик [2].
На рис. 2-5 приведены в качестве примера характеристики
одной из таких ступеней в зависимости от отношения
55
я
Рис. 2-5. Расчетные кривые
изменения термодинамиче-
ской степени реактивно-
сти рт и чисел М в зави-
симости от относительного
значения и/С0
Сплошные линии— изменение П
при T()=const; штриховые —
изменениеп/^у/ Гд приП = const
Рис. 2-6. Изменение Мк в за-
висимости от коэффициента
скорости ф
(и/С0): (м/Со)орь где (w/C0)Opt— оптимальное характеристическое от-
ношение. Приведенные кривые подтверждают существенное
различие характеристик в зависимости от того, изменяется ли
отношение и/С0 за счет П или за счет n/д/То. Так, термоди-
намическая степень реактивности рт возрастает с увеличением
и/С0 за счет приведенной частоты вращения, но понижается
с увеличением и/С0 за счет отношения давлений П. При изме-
нении отношения давлений П по мере снижения и/С0 числа
Мс,, Мда1 и увеличиваются. В наибольшей мере возра-
стает число М^,, которое, будучи на расчетном режиме мень-
шим, чем Мс,, при малых и/Со оказывается значительно боль-
шим, чем МС1 При изменении же и/С0 за счет приведенной ча-. -
стоты вращения число изменяется незначительно. Менее ин-
тенсивно, чем при изменении давления, меняется и число Мс,
хотя в несколько больших пределах, чем Мда. Наиболее суще-
ственно возрастает при этом с понижением и/С0 число Мц,,, что
можно объяснить уменьшением степени реактивности.
Один из важных вопросов, возникающих при анализе пере-
менных режимов работы турбинной ступени,— не достигаются.
56
ли при этом критические режимы течения (режимы запирания)
в направляющем аппарате или рабочем колесе. Используя
уравнения (2-10), найдем приведенные расходы пара соответ-
ственно направляющим аппаратом и рабочим колесом
G Tq Ip^-x/klR F-l sin ) [1 — (1 — т^/ср2]1 m;
G VlpWl = F2 sin p2 [1 - (1 —т2)/ф2]1/т, ,
(2-15)
где
= [1 + (k—l)/2]-1; t2=T2/^1 = [1+M1(^-1)/2]-1.
(2-16)
Одинаковая структура уравнений (2-15) позволяет, исполь-
зуя соотношения (2-16), записать обобщенное уравнение приве-
денного расхода рабочего тела решеткой профилей, справедли-
вое как для направляющего аппарата, так и для рабочего ко-
леса,
е.р = лУЕ. = кя (1 + м>г1211--------,
р р* \ 2 J ( гр2 [1 + М2(й —1)/2] J
(2-17)
где /С = д/&/7? FsinP; для рабочего колеса М = Ма,2 и р = р2,
а для направляющего аппарата М = МС1; P = ai и ф = ср.
Критический режим в решетке соответствует значению М,
при котором приведенный расход достигает максимума. Про-
логарифмировав уравнение (2-17), а затем продифференцировав
его по М2, получим из условия dGnp/d(M2) = 0 биквадратное
уравнение для определения значения М = МК, соответствующего
критическому истечению из решетки,
ЛМ^ + ВМ2 — С —0,
где А = (fe^1)2(l—ф2); В = 1 + (1 — ф2) (£— 1); С = ф2.
Из полученного биквадратного уравнения следует, что кри-
тический режим соответствует Мк=1 лишь при отсутствии по-
терь энергии в решетке (ф=1). При течении, отличающемся от
изоэнтропийного, критический режим наступает при числах
Маха, меньших единицы (рис. 2-6), причем при больших поте-
рях энергии (малых значениях ф) режим запирания может на-
ступать при скоростях потока, значительно меньших скорости
звука.
Для сверхкритических режимов действительные углы вы-
хода потока из направляющего аппарата и рабочего колеса
57
с учетом отклонения в косом срезе могут быть найдены по фор-
мулам
sin (ах + бх) = (МС1К/МС1) (Пхк/Пх) VVqT;
sin (Р2 "Г ^2) = (Пгк/Пз) -^/тг/Так ,
где di и 62 — углы отклонения в косом срезе; П2 = PilpWl-, Пи и
П2к — критические отношения давлений.
Как следует из результатов выполненных расчетов, с умень-
шением и/Со увеличиваются МС1 и М^. Запирание ступени мо-
жет возникнуть как в направляющем аппарате, так и в рабо-
чем колесе, причем это зависит не только от степени реактивно-
сти, но и от чисел Мс, и Ма)2 при расчетном режиме. Если
что характерно для ступеней активного типа, и зна-
чение МС1 достаточно близко к критическому, то с увеличением
перепада давлений вероятно возникновение критических режи-
мов в направляющем аппарате. Если же при расчетном режиме
значение МС1 достаточно далеко от критического, то вследствие
более интенсивного роста М^,,, обусловленного изменением сте-
пени реактивности, первым критического режима может достиг-
нуть рабочее колесо. Пример этого, характерный для ступеней
с достаточно большой степенью реактивности, приведен на
рис. 2-5. В случае изменения и/С0 за счет приведенной частоты
вращения n/д/Т*(1 течение остается докритическим при тех же
значениях и]Сй, которым в случае изменения П соответствовали
критические режимы.
В ступенях с относительно длинными лопатками параметры
рабочего тела и степень реактивности изменяются по высоте.
При этом некоторая часть решетки профилей может работать
при сверхкритическом режиме в то время, как в остальных се-
чениях поток будет докритическим. Возможны также случаи,
когда в периферийных сечениях критические режимы будут
в рабочем колесе, а в корневых — в направляющем аппарате.
Средняя по высоте часть ступени может при этом работать в до-
критических режимах. Такие местные критические режимы мо-
гут существенно изменять картину течения в ступени, вызывая
интенсивные радиальные перетекания и перераспределяя сте-
пени реактивности и расходы пара по высоте ступени. В зави-
симости от степени реактивности в различных по высоте сече-
ниях могут по-разному изменяться углы атаки и соответственно
с этим возможны различные потери энергии. Поэтому расчет
таких ступеней по среднему сечению может не соответствовать
реальной физической картине течения и не учитывать местных
критических режимов, которые могут существенно исказить ха-
рактеристики ступени. Применительно к таким ступеням рас-
четы следует проводить с учетом пространственной структуры
потока.
58
При изменении режима работы ступени с относительно длин-
ными лопатками по мере уменьшения расхода пара все большая
часть потока проходит через периферийные сечения рабочего
колеса, т. е. поток оттесняется от корневых сечений к перифе-
рийным. При достаточно малых расходах пара происходит от-
рыв потока в корневой области рабочего колеса, что связано со
значительным снижением к. п. д. ступени [34, 61]. Отрыв потока
в корневой области рабочего колеса возникает при тем большем
относительном расходе пара, чем ниже степень реактивности
в корневом сечении ступени при расчетном режиме.
Наряду с приведенными выше наиболее распространенными
показателями, характеризующими режим работы турбинной
ступени (u/Cq и П), на практике применяются также другие по-
казатели, в тех или иных случаях более удобные для конкрет-
ных расчетов. К числу таких показателей относятся те, в кото-
рые в непосредственной форме входит массовый (G) или объ-
емный (Gf) расход пара, где v — удельный объем. Из уравне-
ния (2-2) можно найти
W2 _<pVl —Рт cos —и/С0 / \~\______________Рт COs2 Pl____
и (u/C0) cos Pi V (q> V1 — рт cosax — u/C0)2
Из этого соотношения следует, что для решения системы
уравнений (2-3) — (2-7), определяющих характеристики ступени,
вместо величины и/С0 может быть использовано отношение ско-
ростей w2fu. Так как окружная скорость и пропорциональна ча-
стоте вращения п, а скорость ш2 = Gv2l(F2 sin р2), где и2—
удельный объем пара при выходе из рабочего колеса; F2 —
площадь, ометаемая рабочими лопатками, то отношение w2/u
пропорционально Gv2ln, Следовательно, в качестве одного из
показателей режима работы турбинной ступени правомерно вме-
сто характеристического отношения и/С0 использовать комп-
лекс Gv2jn или в относительных величинах Z=(nJri}Gv2l(Gv2}0
[61], где индексом 0 отмечены значения величин при расчетном
режиме. Если частота вращения п неизменна, то показателем,
характеризующим режим работы ступени, становится объемный
расход пара Gv2 или его относительное значение Gv2/(Gv2)0.
2-3. ХАРАКТЕРИСТИКИ ТУРБИННЫХ ОТСЕКОВ
Расчеты таких характеристик в принципе такие же, как для
турбинных ступеней. Приравнивая друг другу расходы пара на-
правляющими и рабочими решетками всех входящих в отсек
ступеней, описываемые для каждой ступени уравнениями (2-1)
или (2-10), и исключив из системы уравнений, полученной после
преобразований, аналогичных выполненным в предыдущем па-
раграфе, параметры пара перед промежуточными ступенями от-
сека и за ними, с помощью ЭВМ принципиально возможно
найти зависимости, связывающие между собой расходы пара
на различных режимах с параметрами перед отсеком и за ним
59
(расходные характеристики отсеков), а также зависимости вну-
треннего к. п. д. отсека от режима его работы. Как было пока-
зано выше, знание таких характеристик необходимо для расче-
тов тепловых балансов турбоустановки. Весьма вероятно, что
в будущем расчетный способ получения характеристик отсеков,
позволяющий учесть особенности конкретных условий работы
ступеней, найдет применение и будут разработаны для ЭВМ
программы, позволяющие сочетать расчеты тепловых балансов
турбоустановки с поступенчатым расчетом переменных режимов
самой турбины. Однако в современных условиях расчет харак-
теристик турбинных отсеков ввиду чрезвычайно большого
объема вычислений представляется весьма затруднительным
даже при использовании достаточно крупных ЭВМ. Поэтому на
практике сохраняются приближенные методы определения ха-
рактеристик, разработанные еще до появления ЭВМ.
Среди таких методов наибольшее распространение нашел
метод, предложенный А. Стодолой и базирующийся на его уни-
кальных экспериментах. Теоретическому обоснованию этого ме-
тода посвящен начиная с работ Г. Флюгеля ряд доказательств
[34, 61 и др.], авторами которых принимались различные си-
стемы исходных допущений. Ниже приведен вывод, базирую-
щийся на исследованиях И. И. Кириллова [34].
При этом аналогом проточной части турбинного отсека при-
нимается группа последовательно расположенных сопел. Допу-
стим, что их число достаточно велико, так что можно прене-
бречь сжимаемостью рабочего тела в пределах одного сопла В
Тогда расход пара произвольным i-м соплом может быть вы-
числен по формуле гидравлики
G= niFiy^pi (Pi — pi+i),
где р, — коэффициент расхода; Ft—• площадь сечения сопла; р;—
плотность; pt и рг+1—давление соответственно перед соплом и
за ним.
Если этой формулой пользоваться как приближенной для
сжимаемого рабочего тела, то следует подставлять среднюю по
длине сопла плотность. Предположим, что при переходе от од-
ного сопла к другому состояние рабочего тела изменяется по за-
кону политропы PiPt = PiPi = С, где pi и pi — давление и
плотность рабочего тела перед первым соплом; п — показатель
политропы; С — постоянная величина. Выразив из уравнения
политропы pi и подставив его в исходное уравнение, запи-
шем р?'"Арг/С = б2/(2р2Е2), где &Pi=Pi — Pi+i. Аналогичные вы-
ражения можно записать для всех сопел. Просуммировав эти
1 Как показано Г. С. Самойловичем и Б. М. Трояновским [61], это до-
пущение не является непременным условием доказательства конечной фор-
мулы и’при других методах доказательства итоговая формула оказывается
справедливой без этого допущения.
«О
выражения и учитывая, что массовый расход рабочего тела
всеми соплами одинаков, будем иметь
= (G2/2) 2 [1/(ИХ-)] = G2/(24F23),
где Еэ и рэ—площадь и коэффициент расхода эквивалентного
сопла.
Перейдя от приращений в левой части полученного соотно-
шения к дифференциалам, получим после интегрирования в пре-
делах изменения давления от pi до ри
С~1п/(п-\ 1) [рГ1’ п-р(п+1) "]= G2/(2^Fi).
Здесь ри — давление за группой сопел. После подстановки
величин, входящих в последнее соотношение, найдем
где щ = 1/pi — удельный объем.
Записав уравнение (2-18) для двух произвольных режимов,
параметры одного из которых отмечены индексом 0, и разде-
лив друг на друга полученные уравнения, получим
Q Р-А /я «0й-! Р] / PioHo / l-n(n+1>ft
Go Рэо^эо V "О Pw У ИИ V
(2-19)
Если при сравниваемых режимах проходные сечения сопел
не изменяются, а коэффициенты расхода и показатели поли-
тропы можно считать примерно одинаковыми, то уравнение
(2-19) можно переписать в следующем виде:
JL / piovio _Pi_ / l-nW" , (2-20)
Go У ИН Pio У
Показатель политропы для пара может изменяться в зави-
симости от потерь энергии от 1,3 до 1. Такие изменения п
в большинстве практических случаев не вносят сколько-нибудь
существенной погрешности при определении расходов, в связи
с чем обычно принимают п~1, получая в итоге
G _ / РюИо / Pi~Pii Pi / PioHo / 1 — П2
Go 'v ИИ 'y Pio-Piio Pio 'y Pt.vi 'y 1— П2
(2-21)
. Полученное соотношение называют формулой Стодолы [34].
Если можно принять, что пар по своим свойствам близок
к совершенному газу и для него справедливо уравнение Клапей-
рона, формулу Стодолы можно переписать в виде
_g_= /jgT ./ Pi~pn_______________pl
Go V Ti V Pio-Рио Рю V Д/ 1-П2
(2-22)
Если рассматриваемая группа сопел работает на влажном
паре, то температура последнего перестает быть определяющей
характеристикой. В этом случае удельный объем пара можно
выразить соотношением
V = у' (1 —X) + v"x = v"x [1 + v' (1 — x)/(v"x)],
где v' и v" — удельные объемы воды и пара на линии насыще-
ния; х — степень сухости пара. Отношение плотностей в фор-
муле (2-21) равно
Oj/oio = XoixI/(oi'o^io),
где
А 1+l(1-
1 Ч-^юО-^оИ^пЛо)
Так какг/(1— х) <Си"х, вторые члены числителя и знамена-
теля в формуле поправочного множителя А малы по сравне-
нию с единицей. С учетом этого можно считать ,4~1 и vl/vi0^
«vix1/(ui0x10). Подставив это отношение в формулу (2-21) и
полагая, что для сравнительно небольших отклонений давле-
ния справедливо соотношение piVi"~pi0Vi0", можем записать
приближенное уравнение расходной характеристики влажнопа-
рового отсека
9 2
Pi - Рп
2 2
Рю — РИО
1 — П2
1-П20 ‘
(2-23)
Как было показано в работах Б. П. Таранова, газовая по-
стоянная R для пара может существенно изменяться, особенно-
в области его высоких параметров. В связи с этим с осторож-
ностью следует относиться к формуле (2-22), отдавая предпоч-
тение непосредственно уравнению (2-21).
Как показывает практика, формула Стодолы применима для
конечного числа сопел (до трех) и даже для одной ступени,
если вместо начальных температур использовать средние темпе-
ратуры или средние влажности [34].
62
Наряду с формулой Стодолы на практике применяется также
зависимость, рекомендованная А. В. Щегляевым [75],
G Р\ / РюИо / п1~пи —°Г(П1 —Пц)2 (2-241
Go Рю V PiH Л/ 1-по-а(1-по)2
где Пп = рн//?10; о = Пк/(1—Пк); Пк — критическое от-
ношение давлений для отсека, при котором в одной из решеток
отсека возникает критическая скорость; Пк = Р\ik/Pi; рик—кри-
тическое давление за отсеком. Заметим, что Пк для отсека
меньше аналогичной величины для сопловой или рабочей ре-
шетки. При числе ступеней более трех расходы, вычисленные по
формулам (2-21) и (2-24), практически совпадают.
Формулы (2-21) и (2-24) следует применять в тех случаях,
когда во всех решетках рассматриваемого отсека скорости до-
звуковые, т. е. отношение давлений для отсека n = /?n/pi больше
критического (П>ПК). Если же в одной из решеток возникает
критическое течение, то расход пара этой и последующими ре-
шетками перестает зависеть от противодавления. Если при этом
критическое течение возникло в первой сопловой решетке дан-
ной группы, то для всей группы необходимо воспользоваться
следующей модификацией формулы Стодолы, представляющей
собой уравнение газодинамики для сверхзвукового течения в от-
дельном сопле [34]:
— = д /(2-25)
Go Pio V Pifi
или, если воспользоваться уравнением Клапейрона,
Т-=—(2’26)
Go Pio V Tl
Все выводы, сделанные выше применительно к группе после-
довательно расположенных сопел, могут быть распространены
на группу турбинных ступеней, рабочие колеса которых ча-
стично преобразовывают работу расширения рабочего тела
в механическую работу и таким путем реализуют политропный
закон расширения. Основное различие при таком переходе со-
стоит в том, что, как было показано выше, в турбинных ступе-
нях при переходе от одного режима к другому могут изменяться
их степени реактивности. Принципиально это явление согласно
рекомендациям МЭИ [61] может быть учтено поправочным мно-
жителем к формулам (2-21) и (2-24) Ь =-у/1— Арт/(1 — рт0) .
Учет этого фактора необходим при расчетах турбин с перемен-
ной угловой скоростью, в частности приводных турбин пита-
тельных насосов. Для турбин, работающих с неизменной угло-
вой скоростью, изменение степени реактивности обычно не учи-
тывают, хотя это и не совсем строго.
63
При использовании как формулы Стодолы, так и формулы Щегляева
необходимо знать, не возникает ли критическое течение в какой-либо на-
правляющей или рабочей решетке рассматриваемого отсека. Для этого необ-
ходимо знать критическое отношение давлений Пк для отсека, при достиже-
нии которого возникает критический режим. Значение Пк зависит от числа
ступеней в отсеке, отношения проходных сечений лопаточного аппарата, по-
казателя изоэнтропы й, а также потерь, определяемых коэффициентами ско-
рости ф или ф. Согласно рекомендациям КПП [18] для определения Пк, со-
ответствующего звуковой скорости (М'к=1), можно воспользоваться при-
ближенной формулой
Пк= [Л/(1 —
где А —--------------—-— ---------; ri, Ft, Fz — площади проходного се-
1 + k 2
Fi/Fz+ X
i-(-i
чсния первого, промежуточного (i-ro) и последнего (z-ro) венцов. Как было
показано выше, режим запирания в решетках с учетом потерь энергии насту-
пает при дозвуковых скоростях (Мк<1). В соответствии с найденным значе-
нием Мк может быть проведена коррекция определенного выше значения Пк.
Графически полученные зависимости соответствуют конусу
расходов пара (рис. 2-7), впервые полученному А. Стодолой. По
трем взаимно перпендикулярным осям отложены расход пара
отсеком G, давления pi перед отсеком и рп за ним. При пересе-
чении поверхности конуса плоскостью, перпендикулярной оси pi
и проходящей на расстоянии Рю от начала координат, получа-
ется эллипс АЕВ, показывающий изменение расхода пара при
переменном противодавлении рп. В точке В, соответствующей
критическому режиму, противодавление перестает влиять на
расход. При этом поверхность конуса превращается в пло-
скость. Пересечение поверхности конуса плоскостями, перпенди-
кулярными оси G, дает гиперболы (кривая FH), на большой
части которых даже значительные изменения противодавления
при неизменном расходе пара почти не влияют на начальное
64
давление. При пересечении поверхности конуса плоскостью, пер-
пендикулярной оси рп, получим гиперболу DE, определяющую
изменение расхода пара в зависимости от начального давления
Рь В области, где противодавление рп достаточно близко к на-
чальному давлению, зависимость расхода от начального давле-
ния резко отличается от линейной (кривая D'E'). При низком
противодавлении почти вся ветвь гиперболы D"E" за исключе-
нием небольшого участка практически совпадает с прямой.
При малых давлениях рп за отсеком или малом отношении давлений П
величиной П2 можно пренебречь по сравнению с единицей. В таком случае
последний радикал в формуле (2-21) стремится к единице и формула (2-21)
принимает тот же вид, что и формула (2-25), хотя во всех ступенях рас-
сматриваемого отсека сохраняется дозвуковое течение. Отмеченное упроще-
ние может быть допущено, например, для последних отсеков конденсацион-
ных турбин. При больших же значениях противодавления рц его необхо-
димо учитывать.
Если критическое истечение возникает в какой-либо промежуточной ре-
шетке, то она разделяет всю рассматриваемую группу сопел на две части.
Для второй из них, начинающейся решеткой с критическим течением, сле-
дует пользоваться уравнением (2-25) или (2-26). Предшествующая этой
решетке часть группы представляет собой группу сопел с докритнческим
течением во всех соплах, для которой следует применять уравнение (2-21),
(2-22) или (2-24). Совместное решение системы уравнений, записанных для
обеих частей группы, определяет расходную характеристику группы в целом.
Вывод основных соотношений в настоящем параграфе был
выполнен в предположении неизменности проходных сечений ло-
паточного аппарата и одинаковых массовых расходов пара
всеми ступенями отсека. Поэтому приведенные формулы не
могут быть распространены на ступени с переменным сечением
лопаточного аппарата, в том числе на регулирующие ступени
турбин с сопловым парораспределением, имеющие переменную
парциальность. Выходят за границы применимости полученных
формул также отсеки турбин с отбором пара посреди отсека или
подводом к промежуточным ступеням, в том числе с отборами
пара для регенеративных или сетевых подогревателей. Законо-
мерности расходов пара регенеративными и сетевыми подогре-
вателями в зависимости от режима, определяемые процессами
теплообмена в них, принципиально отличаются от закономерно-
стей расходов пара турбинными ступенями, определяемых газо-
динамическими процессами при течении рабочего тела. Поэтому
необходимо сочетать формулу Стодолы, применяя ее для отсе-
ков, границами которых служат камеры отборов, с расчетами
тепловых балансов регенеративных и сетевых подогревателей.
Рассмотрим, как при общем изменении режима отсека от со-
стояния, соответствующего исходному расходу Go, до состояния,
отвечающего новому значению G, изменяются режимы работы
отдельных ступеней. В общем случае при этом может в той или
иной мере изменяться располагаемый перепад энтальпии отсека.
Выделим в отсеке произвольную ступень, заключенную между
сечениями i и i+1, расположенными'^гак, что между ними и вы-
ходным сечением II отсека находится не менее трех ступеней.
3 Заказ № 898
65
Располагаемые перепады энтальпии выделенной ступени при ис-
ходном и новом режимах соответственно будут
Лоо = Чо(1-П£) и /10=1\(1-ПГ), (2-27)
где TIi = pi+i/pi-, ii — энтальпия пара перед ступенью; индек-
сами 0 отмечены параметры рабочего тела при исходном ре-
жиме.
Запишем формулу Стодолы применительно к группе ступе-
ней, заключенных между сечениями i и II:
G/Go = V(Pf-Pii)/(p?o-pho) •
Записав ту же формулу для группы ступеней, заключенных
между сечениями i+1 и выходным, найдем
G/Go = o/7\'+i д/ (Pt+i—pn)/(p£+i,o—Рио) •
Если давление рп значительно меньше давлений в сечениях i
и i+1, что достаточно корректно принять не только для отсеков,
примыкающих к выхлопным частям конденсационных турбин,
но и для ступеней, значительно удаленных от выходного сече-
ния произвольного отсека, то приведенные выше соотношения
можно переписать в более простом виде:
GIGq = (Pilpto)
I!
G/Go = (pi+Ppt+i&) -у/ Ti+i,o/T£+1 .
Приравняв правые части этих соотношений, будем иметь
(Pi+l/P£+l.o)/'V 7\'+1,о/7\+1 = (pJPio)
плп
(Pi+JPi) '• (Pi + l,o/pio) = V(Ti+1/Ti+it0) : (TJTio) .
В большинстве практических случаев близко к единице зна-
чение радикала в последней формуле: числитель и знаменатель
подкоренного выражения представляют собой отношения абсо-
лютных температур рабочего тела при сравниваемых режимах
соответственно за исследуемой ступенью и перед нею. С учетом
этого pi+i!pi = pt+^lpio или П, = П/о- Таким образом, при из-
менении режима работы отсека можно приближенно считать не-
изменными отношения давлений Пг для ступеней, достаточно
удаленных от конца отсека. При этом, как следует из формул
(2-27), перепады энтальпии при исходном и новом режимах оп-
ределяются значениями энтальпии р и i,0.
В общем случае энтальпия пара ii перед исследуемой сту-
пенью при изменении расхода пара отсеком может в той или
иной мере изменяться. Такие изменения начальной энтальпии
пара для первой и промежуточных ступеней отсеков могут быть
обусловлены, например, перераспределением перепадов энталь-
66
пии между регулирующей и последующими ступенями турбин
с сопловым парораспределением (см. § 2-5), в результате чего
при уменьшении расхода пара снижается энтальпия пара за ре-
гулирующей ступенью при его входе в последующий отсек. Дру-
гой возможной причиной может быть поддержание при всех ре-
жимах постоянной температуры пара, что характерно, например,
для первых ступеней турбин, работающих при скользящем на-
чальном давлении пара или первых ступеней цилиндров сред-
него давления (ЦСД) турбин с промперегревом пара. Воз-
можны и иные причины изменения начальной энтальпии пара.
Как следует из формул (2-27), при этом пропорционально на-
чальной энтальпии изменится располагаемый перепад энталь-
пии. Обратно пропорционально квадратному корню из отноше-
ния энтальпий изменится характеристическое отношение u/Cq.
Однако возникающие при этом изменения энтальпии невелики.
Вследствие этого отношение н/С0 изменяется несущественно, и
в большинстве случаев этими изменениями можно пренебрегать.
В тех же случаях, когда энтальпия перед ступенью не изме-
няется, что справедливо, например, для первых и последующих
ступеней турбин с дроссельным парораспределением (см. § 2-4),
при изменении режима сохраняются практически неизменными
перепады энтальпии и характеристическое отношение н/С0 для
всех ступеней, кроме последних.
Таким образом, для всех ступеней отсека, кроме трех послед-
них, при изменении расхода пара можно считать практически
неизменными оба показателя (П и н/С0), характеризующих ре-
жим работы ступени. Как следует из предыдущего параграфа,
при этом не изменяются термодинамическая степень реактивно-
сти рт и внутренний к. п.д. этих ступеней. Так как при измене-
нии давления перегретого пара примерно пропорционально ему
изменяется плотность, то с изменением массового расхода пара
объемные расходы Gv2 для рассматриваемых ступеней остаются
практически неизменными. Все изменения перепада энтальпии
отсека приходятся на его последние ступени. Это иллюстрирует
график на рис. 2-8, где показано изменение перепадов энтальпии
различных ступеней пятиступенчатого отсека при изменении
расхода пара. Номера кривых соответствуют порядковым номе-
рам ступеней в направлении движе-
ния пара.
Перепады энтальпии различных
отсеков турбины меняются с изме-
нением ее режима неодинаково.
Для конденсационных турбин
с уменьшением расхода пара наи-
более сильно уменьшаются пере-
Рис. 2-8. Изменение располагаемых пере-
падов энтальпии отдельных ступеней в от-
секе в зависимости от расхода пара
} — V — номера ступеней
3*
67
пады энтальпии последнего отсека. Для остальных отсеков
с уменьшением расхода пара снижается давление как перед от-
секом, так и за ним. Строго говоря, эти давления, первое из ко-
торых определяется пропуском пара через данный отсек, а вто-
рое— через следующий, изменяются не вполне одинаково, по-
скольку масса пара, отбираемого за единицу времени из камеры
между отсеками, например, в регенеративный подогреватель
или в приводную турбину питательного насоса, в общем случае
непропорциональна расходу пара отсеком. Поскольку, однако,
расход отбираемого пара (за исключением теплофикационных
отборов) значительно меньше общего расхода пара отсеком,
в первом приближении им можно пренебречь, полагая, что оба
давления изменяются пропорционально друг другу, так что от-
ношение давлений П для отсека сохраняется примерно постоян-
ным. В таком случае аналогично предыдущему можно считать
примерно постоянным располагаемый перепад энтальпии отсека
и располагаемые перепады энтальпии всех его ступеней.
На основании изложенного можно сделать вывод, что при
изменении режима работы конденсационной турбины в наиболь-
шей мере изменяются режимы работы нескольких ее последних
ступеней. Располагаемые перепады энтальпии и режимы ра-
боты остальных ступеней (кроме регулирующей) в первом при-
ближении для весьма широкого диапазона расходов пара можно
считать неизменными. Для ступеней, работающих на перегретом
паре, при этом можно принимать постоянным их внутренний
к.п.д. Для ступеней, работающих на влажном паре, с измене-
нием режима, как правило, изменяется также влажность пара
и обусловленные этим потери энергии. Этот эффект, безусловно,
должен учитываться при оценке к.п.д. ступени введением по-
правки на изменение потерь от влажности.
В теплофикационных турбинах давление в камерах отборов
к сетевым подогревателям либо поддерживается постоянным
с помощью специальных регуляторов, либо изменяется по зако-
нам, определяемым расходом пара, уходящего в сетевые подо-
греватели, соизмеримым с общим расходом пара турбиной. По-
этому с изменением режима работы такой турбины существенно
изменяются также режимы работы предотборных ступеней,
а для турбин со ступенчатым подогревом сетевой воды — ре-
жимы работы отсеков, заключенных между камерами отопи-
тельных отборов.
К.п.д. отсеков при различных режимах обычно определяются
по экспериментальным данным. Для этого могут быть использо-
ваны, в частности, экспериментальные характеристики ступеней
[5, 20, 34, 75]. Зная отклонения располагаемых перепадов эн-
тальпии и отношений давлений П для отдельных ступеней,
можно определить их к.п.д. при различных режимах и по этим
данным с учетом использования выходной кинетической энергии
промежуточных ступеней в последующих ступенях найти к. п. д.
отсека в целом. Находят широкое применение также экспери-
68
ментальные данные, полученные при испытаниях групп ступеней
на специальных лабораторных стендах [5, 34] или при натурных
испытаниях отсеков турбин на электростанциях [32, 73 и др.].
В качестве показателей режима работы отсека при построении
характеристик отсеков, так же как и для ступеней, используют
отношение давлений П = рц/р1 соответственно за отсеком и
перед ним, а также аналогичное отношению w/Co для ступени
приведенное отношение скоростей для отсека (и/С0)отс=д/2и2/(2Яо),
где Sw2 — сумма квадратов окружных скоростей всех ступеней
отсека; Но — располагаемый перепад энтальпии отсека. Приве-
денное отношение (w/C0)otc для отсека или турбины в целом
однозначно связано с используемым на практике коэффициен-
том Парсонса J = (2и2)/Я0 = 2 (ц/С0)отс • Для отсека так же, как и
для ступени, правомерно использовать вместо приведенного ха-
рактеристического отношения (ц/С0)отс комплекс Gv]n (где
Gv— объемный расход пара; п — частота вращения) или его от-
носительное значение 2 = бшном/[п(бо)ном]- При постоянной ча-
стоте вращения определяющим показателем, характеризующим
режим работы отсека, становится объемный расход пара отсе-
ком Gv или его относительное значение Z = Gv/(Gv)noM.
Фирмой «Дженерал Электрик» обобщены результаты экспериментальных
исследований большого числа турбин резко отличающейся мощности [81].
В результате такого обобщения предложен метод определения тепловой эко-
номичности различных отсеков и турбин в целом, основанный на использо-
вании базовой характеристики и поправок к ней, с помощью которых может
быть учтено отклонение различных режимных и конструктивных параметров
от значений, при которых получена базовая характеристика. При этом
6
к. л. д. произвольного отсека определяется формулой Hoi = По 16 JJ (1—8[),
1=1
где г]о(б — базовый к. п. д. отсека; 6,— поправки на объемный расход
пара при номинальном режиме и на отклонение от номинального режима;
на отклонение среднего диаметра регулирующей ступени от базового; на
влажность; на дросселирование в частично открытых клапанах; на отклоне-
ние начальных и конечных параметров пара от базовых; на потери с выход-
ной кинетической энергией. Численные значения базовых к. п. д. и попра-
вок могут быть взяты по данным работы [81]. В каждом конкретном случае
часть поправок может отсутствовать, что позволяет упростить формулу
к. п. д. отсека. Так, для отсеков, работающих на перегретом паре, не тре-
буется поправки на влажность. Для промежуточных отсеков всех конденса-
ционных турбин и головных отсеков турбин с дроссельным парораспределе-
нием нет необходимости вводить поправки, учитывающие конструктивные
особенности регулирующей ступени и режим ее работы. С учетом этого
к. п. д. таких отсеков можно выразить приближенной формулой т]0 < =
=1'1о i б [1—4/(Ga)] — 6т]о(, где 6т]0,— индивидуальная для каждого конкрет-
ного отсека поправка, с помощью которой учитывается отличие его к. п. д.
от базового значения; А — постоянный коэффициент, не зависящий от ре-
жима работы отсека и определяемый лишь отношением давлений перед отсе-
ком и за ним.
Рассмотренная методика может быть использована как приближенная
при ориентировочных оценках к. п. д. отсеков перспективных и намечаемых
к проектированию турбин, для которых, естественно, отсутствуют опытные
данные, а также в ряде случаев при сравнительных расчетах для сопостав-
ления вариантов эксплуатационных режимов или альтернативных решений
при проектировании тепловой схемы [4]. При этом во всех сравниваемых
69
вариантах окажется примерно одинаковой систематическая погрешность от
использования приближенных характеристик отсеков, что ие повлияет на ка-
чественные оценки. Для получения же достоверных количественных характе-
ристик следует пользоваться данными испытаний исследуемого отсека или
его модели.
2-4. ДРОССЕЛЬНОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
Система парораспределения предназначена для изменения
расхода пара турбиной с тем, чтобы приводить ее мощность в со-
ответствие с непрерывно меняющимся потреблением электриче-
ской энергии. Основные типы парораспределения (рис. 2-9):
дросселирование пара путем прикрытия регулирующих клапа-
нов (дроссельное парораспределение); изменение степени впуска
пара в турбину путем прикрытия отдельных групп сопел первой
ступени (сопловое парораспределение); подвод свежего пара
или пара, отобранного после промежуточной ступени, к точке
проточной части с более низким давлением (обводное парорас-
пределение). Обводное парораспределение применяется, как
правило, в сочетании с одним из первых двух.
Тип парораспределения представляет собой одну из важней-
ших конструктивных характеристик турбины. Возможно также
управление мощностью турбины путем изменения начальных па-
раметров пара. Закон этого изменения определяется программой
регулирования ПТУ (см. гл. 1). Различные программы регули-
рования могут быть применены при любом типе парораспреде-
ления. Поэтому выбор той или- иной программы следует рас-
сматривать не как самостоятельный способ парораспределения
турбины, а как эксплуатационную характеристику ПТУ в целом.
В настоящей главе различные типы парораспределения рассмот-
рены при одной программе регулирования — постоянных на-
чальных параметрах пара. Другие программы рассматриваются
в последующих главах.
Современные мощные турбины с дроссельным парораспреде-
лением имеют несколько параллельно включенных регулирую-
щих клапанов (рис. 2-9, а), в которых дросселируется весь по-
ток пара, подводимого к соплам первой ступени. Первая сту-
пень выполняется, как правило, с полным подводом, а потоки
Рис. 2-9. Схемы парораспределения: а — дроссельное; б — сопловое; в —
с внешним обводом пара; г — с внутренним обводом
/ — главный регулирующий клапан; 2 — обводной клапан
70
пара, прошедшие через различные клапаны, смешиваются перед
нею в паровпускной части турбины. При этом потери давления
во всех клапанах независимо от степени их открытия одинаковы
и безразлично, параллельно или последовательно изменяется по-
ложение клапанов.
Дроссельный принцип парораспределения может быть реали-
зован также применительно к турбинам, имеющим индивидуаль-
ные клапаны для различных групп сопел (рис. 2-9, б). Одновре-
менное прикрытие этих клапанов изменяет состояние всего по-
тока пара перед первой ступенью. Однако при этом возможно
неодинаковое дросселирование пара в клапанах при их неоди-
наковом открытии либо различающихся характеристиках и
обусловленное этим различие в условиях течения на разных
участках проточной части первой ступени.
Показатели тепловой экономичности ПТУ. Для детального
анализа того или иного типа парораспределения необходим рас-
чет как проточной части турбины, так и тепловой схемы всей
установки при различных режимах. Использование современной
вычислительной техники позволяет рассчитывать любой кон-
кретный агрегат с необходимой точностью (см. § 2-1). Однако
результаты этих расчетов, выполненных применительно к опре-
деленной установке, носят частный характер и не позволяют
сделать обобщения. Поэтому наряду с детальными вариантными
расчетами, проводимыми в процессе проектирования, и в совре-
менных условиях не потерял своего значения выполняемый в об-
щем виде теоретический анализ идеализированных агрегатов,
направленный на выявление принципиальных закономерностей,
присущих тому или иному способу изменения мощности.
Оценивать тепловую экономичность ПТУ с парораспределе-
нием различного типа будем по к. п.д. установки без учета за-
трат энергии на собственные нужды (брутто), равному для ПТУ
без промежуточного перегрева пара
N GH — ZGfa
Лб = — = —:------:----=----:---:---
Q G (i0 in. в) G (ifl in. в)
и для ПТУ с промежуточным перегревом пара
_ GtH^ HJ-VGjhj
Q G (ifl in. в) ~r Gn (in ii)
где Лт—внутренняя мощность турбины; Q — количество теп-
лоты, подведенное за единицу времени к рабочему телу в паро-
генераторе и промежуточном пароперегревателе; G и Gn — ко-
личество пара, выходящего в единицу времени соответственно
из парогенератора и промежуточного пароперегревателя; Hit Н>
и Н — использованные перепады энтальпии ЧВД, ЧНД и всей
турбины; io и in — энтальпия пара соответственно после основ-
ного и промежуточного пароперегревателя; д — энтальпия пара
после ЧВД турбины; in. в—энтальпия питательной воды при
входе в парогенератор; G/ и Hi — расход пара и использован-
71
ный перепад энтальпии отсека турбины; Gt и hi — количество
пара, отбираемого в единицу времени в i-й регенеративный по-
догреватель, и недоиспользованный им перепад энтальпии от
точки отбора до выходного сечения турбины. Наряду с к. п. д.
установки в расчетах широко используют также обратную ему
величину — удельный расход теплоты д=1/т].
Приведенные выше соотношения преобразуем к виду
Пб = г1бЛр> (2-28)
где т]'б — к. п. д. брутто эквивалентной ПТУ без регенеративного подогрева
питательной воды; /гр — коэффициент, учитывающий регенерацию.
Для ПТУ без промежуточного перегрева пара
^ = H/(i0-Q; (2-29)
/гр = (*0 —*z) 0 2Pfzi)/(l'o—' ‘п, в)’ (2-30)
для ПТУ с промежуточным перегревом пара
Пб = ^/Оо-^ + /п-й); (2-31)
*р = (I - 2₽Л) («о - iz + in - G)/ро - £П. В + ₽ (»п - ч)], (2-32)
где Гг — энтальпия конденсата; р; == Gi/G; Ki — hilH\ р = Gn/G.
Из уравнений (2-29) и (2-31) получим
Чб = Vloi01, (2-33)
где —внутренний относительный к. п. д. турбины; тц — терми-
ческий к. п. д. цикла, представляющий собой к. п. д. установки с идеальной
турбиной, не имеющей потерь в проточной части; Ht — изоэнтропийный пере-
пад энтальпии турбины; а — коэффициент возврата теплоты в цикл в проме-
жуточном пароперегревателе, характеризующий уменьшение количества теп-
лоты (которое необходимо подвести к 1 кг пара) в результате повышения
энтальпии при входе в промежуточный перегреватель из-за потерь в проточ-
ной части ЧВД. Термический к. п. д. цикла соответственно равен для ПТУ
без промежуточного перегрева пара и с ним
= (2-34>
И
(2-35)
где q,, = Gt— энтальпия пара, выходящего из ЧВД при изоэитропнй-
иом расширении.
Внутренний относительный к. п. д. турбины с промперегревом пара
4oi = где Ht = Hlt Hit и H2t — изоэнтропийные
перепады энтальпии ЧВД и ЧНД; гц и Т)2 — внутренние к. п. д. этих частей.
Коэффициент возврата теплоты в цикл в промежуточном перегревателе
найдем по формуле
а = [1 - (1 - П1) (2-36)
Коэффициент а для большинства турбин с промперегревом пара состав-
ляет 1,02—1,04. Для турбин без промперегрева пара а=1. Прологарифмиро-
вав формулы (2-28) и (2-31), а затем продифференцировав полученные со-
отношения, получим
бт)б = бгр + 6г)о£ -г б/гр + ба, (2-37)
где 6т)б, бт)/, бт)о ;, Sfep и ба— относительные приращения соответствующих
величин. Соотношение (2-37) позволяет производить раздельную оценку со-
ставляющих к. п. д. для определения общего к. п. д. установки.
72
При выводе формул сделано допущение, что отсутствуют утечки пара
через концевые уплотнения. Эти утечки условно могут быть учтены соответ-
ствующим изменением внутреннего относительного к. п. д. турбины.
В некоторых работах рекомендуется определять изоэнтропийный пере-
пад энтальпии турбины по параметрам пара не перед соплами первой сту-
пени (отрезок АВ на рис. 2-10, которому соответствует перепад энтальпии
Яр), а перед стопорными клапанами (отрезок ЛоВо, которому соответствует
перепад энтальпии Н^. При этом для турбин без промперегрева пара тер-
мический к. п. д. цикла одинаков при всех режимах, а потери от дроссели-
рования потока в клапанах, которое изображается отрезком АоА, учитыва-
ются при определении внутреннего относительного к. п. д. турбины т]Е =
= Н/Н^. Этот формальный математический прием в некоторых случаях
имеет определенные преимущества при расчетах, позволяя обойтись без на-
хождения давления р после регулирующих клапанов. Одиако он не отражает
физической природы потерь (обусловленных дросселированием пара в кла-
панах), которые зависят не от качества проточной части турбины, характе-
ризуемого ее внутренним к. п. д., и даже не от аэродинамических свойств
регулирующих клапанов, а от параметров пара перед соплами первой сту-
пени, изменение которых необходимо для уменьшения расхода пара турби-
ной. С термодинамической точки зрения такое изменение параметров пара
перед турбиной эквивалентно применению для той же ПТУ нового цикла
с пониженным давлением и температурой. Поэтому в дальнейшем изложе-
нии явления, связанные с дросселированием в клапанах, будут учитываться
термическим к. п. д. цикла. При этом располагаемый перепад энтальпии Н\
будем определять по параметрам пара перед соплами первой ступени за ре-
гулирующими клапанами.
Термический к.п.д. цикла. Анализ начнем с турбин без пром-
перегрева пара. Пусть состояние пара перед стопорными кла-
панами соответствует точке Ао (рис. 2-11, а) с давлением ро и
энтальпией i0. Если не учитывать при номинальном расходе пара
Go потерь давления в стопорных и регулирующих клапанах, то
процесс расширения в турбине можно представить линией А0В0.
Зная параметры рабочего тела, определим термический к.п.д.
цикла тро для номинального режима. Для упрощения будем
предполагать неизменным при всех режимах давление pz за тур-
биной, что может быть достигнуто, например, соответствующим
изменением расхода охлаждающей воды. Уменьшенному рас-
ходу пара должно соответствовать пониженное давление pi
перед соплами первой ступени (рис. 2-
12), которое может быть найдено по фор-
муле Стодолы. Процесс расширения АВ
на is-диаграмме при этом смещается
вправо. Изоэнтропийный перепад эн-
тальпий уменьшается по сравнению с но-
Рис. 2-10. Процесс расширения пара в многосту-
пенчатой турбине с дроссельным парораспределе-
нием на is-диаграмме
Ро и Го — давление н энтальпия пара перед стопорными
клапанами; р — давление после регулирующих клапа-
нов; р2~ давление за турбиной; ЛоД» и АВ — изоэнтро-
пийные процессы; ЛВ{ — действительный процесс рас-
ширения
73
a) 40/ Л/ .
~zf
Po Pi
Рис. 2-11. Процессы расширения пара
в идеальной турбине с дроссельным
парораспределением: а — без промпере-
грева пара; б — с промперегревом
Рис. 2-12. Изменение
давлений ро за стопор-
ными клапанами и pi
перед соплами первой
ступени при дроссельном
парораспределении в за-
висимости от расхода,
пара
миыальным режимом на А// (рис. 2-11, а). К. п. д. идеальной
ПТУ с дроссельным парораспределением при новом режиме
9/ = П/оПд, (2-38)
где 1]д — коэффициент дросселирования;
Цд= 1 —Д/Жо- (2-39)
Коэффициент дросселирования не зависит от конструкции
проточной части турбины, а определяется только параметрами
пара перед клапанами турбины и за ними. С уменьшением рас-
хода пара G термический к. п. д. цикла тц снижается (кривые
1—3 на рис. 2-13).
В действительности кроме дросселирования в регулирующих
клапанах при частичных расходах пара имеются потери давле-
ния Дрс в стопорных клапанах и Дрд в регулирующих на номи-
нальном режиме (рис. 2-12). Стопорные клапаны при нормаль-
ной работе турбины полностью открыты, и перепад давлений
в них невелик, 2—2,5 % начального давления. При других режи-
мах этот перепад меняется пропорционально квадрату расхода
пара. Отмеченные потери давления следует учитывать при оп-
ределении коэффициента дросселирования т]д. Для турбины
с промперегревом пара термический к. п. д. цикла при частич-
ных расходах пара также может быть определен по формуле
(2-38). Коэффициент дросселирования на основе формулы
(2-35) может быть получен в виде
л = 1 ~ Ж + АДГ9№о
1 - А<?п/((о - ?п о)
где Hto — изоэнтропийный перепад энтальпии турбины при но-
минальном режиме; и Д//2 — уменьшение изоэнтропийных
74
перепадов энтальпии ЧВД и ЧНД по сравнению с номинальным
режимом; qno и Aqn — подвод теплоты к 1 кг пара в промежу-
точном пароперегревателе при номинальном режиме и его изме-
нение под влиянием дросселирования. Как следует из получен-
ной формулы, потери от дросселирования в рассматриваемом
случае определяются не только уменьшением изоэнтропийного
перепада энтальпии, но также изменением удельного подвода
теплоты к пару в промежуточном перегревателе.
Изоэнтропийный процесс расширения в турбине для номи-
нального режима может быть представлен линией AoBoCoDo (см.
рис. 2-11, б), а для какого-либо частичного расхода — линией
ABCD. Так как с уменьшением расхода пара примерно пропор-
ционально ему снижается и давление pi перед соплами первой
ступени, и давление рп в промежуточном перегревателе, то изо-
энтропийный перепад энтальпии ЧВД практически не меняется
(рис. 2-14). Изоэнтропийный перепад энтальпии ЧНД с умень-
шением расхода пара уменьшается, а удельный подвод теплоты
к пару в промежуточном пароперегревателе qn несколько воз-
растает. Отмеченные обстоятельства определяют понижение тер-
мического к. п. д. цикла ПТУ с промперегревом пара по мере
уменьшения расхода G (кривые 4—5 на рис. 2-13). Аналогично
Рис. 2-13. Зависимость
термического к. п. д.
цикла ПТУ с дроссель-
ным парораспределением
от режима работы при
различных начальных
параметрах пара
7-8,8 МПа, 808 К; 2 —
12,7 МПа, 838 К; 3 —
23,5 МПа, 833 К; 4 —
12,7 МПа, 838/838 К (после
косой черты — температура
лромперегрева); 5 —
23,5 МПа, 833/838 К; 6 —
23,5 МПа, 833/838/838 К
(838 К — температура пер-
вого и второго промпере-
грева). Противодавление
3,43 кПа
Рис. 2-14. Изоэнтропий-
ные перепады энтальпии
ЧВД (Ян), ЧНД (H2f)
и удельный подвод теп-
лоты к пару в про-
межуточном паропере-
гревателе при различных
режимах (р0=23,5 МПа;
Т0=833/838 К; рпо=
=3,9 МПа)
1 — дроссельное парорас-
пределение; 2 — сопловое
парораспределение
Рис. 2-15. К. П. Д.
паротурбинной уста-
новки при различных
режимах
1 — дроссельное паро-
распределение; 2 — иде-
альное сопловое паро-
распределение; 3 — ре-
альное сопловое паро-
распределение
75
изменяется термический к. п. д. цикла ПТУ с двукратным пром-
перегревом пара (кривая 6)..
Внутренний относительный к. п.д. турбины и к. п.д. уста-
новки. Уменьшение общего перепада энтальпии турбины без
промперегрева пара при снижении нагрузки приводит к пере-
распределению перепадов энтальпии по ступеням. Наиболее
сильно уменьшаются перепады энтальпии последних ступеней.
Если при конструировании турбины для номинального режима
были приняты оптимальные значения характеристического отно-
шения и/С0, то в результате увеличения н/С0 при уменьшении
расхода пара снижается внутренний относительный к.п.д. по-
следних ступеней и турбины в целом. Снижение к. п.д. в извест-
ной мере ослабляется вследствие уменьшения влажности пара
и выходной кинетической энергии последней ступени. Иногда
конструкторы для номинального режима выбирают отношение
uICq, меньшее оптимального. В таком случае при небольшом
уменьшении расхода пара возможно некоторое повышение внут-
реннего относительного к. п. д. турбины. При больших же изме-
нениях режима значение т]о(- существенно снижается.
В турбине с промперегревом пара ни перепад энтальпии
ЧВД, ни отношение давлений Пп=рп/рь по существу, не зави-
сит от режима. Практически постоянным оказывается и внут-
ренний к.п.д. части высокого давления. К.п.д. части низкого
давления изменяется в зависимости от расхода пара примерно
так же, как для рассмотренной выше турбины без промпере-
грева пара.
Определив значения rj* и т|о<,. по формуле (2-33) найдем для
разных режимов к. п.д. брутто установки (рис. 2-15). Глав-
ное влияние оказывает термический к. п.д. цикла, поэтому по
мере уменьшения расхода пара существенно снижается тепло-
вая экономичность ПТУ с дроссельным парораспределением.
2-5. СОПЛОВОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
Идеальное сопловое парораспределение. Идея соплового па-
рораспределения, противоположного дроссельному, состоит в том,
чтобы расход пара изменялся без дросселирования за счет из-
менения числа действующих сопел первой ступени, к которым
подводится пар. Для реализации этой идеи в полной мере не-
обходимо бесконечное число регулирующих клапанов, каждый
из которых управляет подводом пара к определенному соплу и
может занимать либо полностью открытое, либо полностью за-
крытое положение (см. рис. 2-9, б). Именно в этом смысле мы
будем в дальнейшем говорить об идеальном сопловом парорас-
пределении в отличие от реального, имеющего конечное число
регулирующих клапанов. Отличительная особенность турбин
с сопловым парораспределением — специфические условия ра-
боты первой, так называемой регулирующей ступени, степень
парциальное™ которой меняется в зависимости от режима. Про-
74
РрО
Рис. 2-16. Процессы изоэнтропийного расшире-
ния пара в турбине с сопловым парораспределе-
нием: а—без промперегрева; б —с промпере-
гревом
Рис. 2-17. Зависимость
термического к. п. д.
цикла ПТУ от расхода
пара: а — без промпере-
грева (8,8 МПа, 808 К) ~
б — с промперегревом
(23,5 МПа, 838/838 К)
Противодавление 3,43 кПа;
j и /' — идеальное сопло-
вое парораспределение; 2
и 2' — реальное сопловое
парораспределение; 3 и 3'
дроссельное п арораспреде-
ление
точная часть таких турбин естественно разделяется на две части
с принципиально отличными условиями работы: регулирующую
ступень и группу ступеней давления, имеющих неизменную сте-
пень парциальности.
Процесс изоэнтропийного расширения в турбине без промпе-
регрева пара на номинальном режиме представлен линией А0В0
(рис. 2-16, а), а в турбине с промперегревом — линией А0В0С0Во
(рис. 2-16, б). Отрезок А0Е0 характеризует процесс в регулирую-
щей ступени, давление за которой равно рр0, а отрезок Е0В0 —
процесс в ступенях давления. Если начальные и конечные пара-
метры пара приняты такими же, как при дроссельном парорас-
пределении, то при номинальном режиме совпадают значения
термического к. п.д. цикла. Изменение расхода пара при идеаль-
ном сопловом парораспределении производится полным прикры-
тием части регулирующих клапанов. Давление за остальными,
полностью открытыми клапанами мало меняется по сравнению
с давлением за ними при номинальном режиме. При этом изоэн-
тропийный процесс расширения в турбине без промперегрева
пара не отличается от процесса А0В0 при номинальном режиме,
а термический к. п.д. цикла для всех режимов сохраняется по-
стоянным (линия 1 на рис. 2-17). Частичному расходу пара ПТУ
с промперегревом пара, для которого изоэнтропийный процесс
расширения изображен линией AaBCD на рис. 2-16, б, соответ-
ствует пониженное давление рп в промежуточном перегревателе
77
и возросший удельный подвод теплоты qn к пару (кривая 2 на
рис. 2-14). Вследствие этого с уменьшением расхода пара тер-
мический к. п. д. цикла паротурбинной установки с промперегре-
вом пара, имеющей идеальное сопловое парораспределение, не-
сколько снижается, но в значительно меньшей мере, чем при
дроссельном парораспределении (кривые Г и 3' на рис. 2-17).
Внутренний относительный к. п.д. мощных турбин с сопло-
вым парораспределением при номинальном режиме, как пра-
вило, несколько ниже, чем у аналогичных турбин, имеющих
дроссельное парораспределение. Это связано с тем, что регули-
рующая ступень, выполняемая парциальной и рассчитываемая
при номинальном режиме на большой перепад энтальпии, имеет
меньший к. п. д. по сравнению с тем, который могут иметь сту-
пени давления. С уменьшением расхода пара режим работы ре-
гулирующей ступени резко изменяется. Вследствие изменения
давления рр за нею происходит перераспределение перепадов эн-
тальпии. Изоэнтропийный перепад энтальпии регулирующей
ступени возрастает на величину, изображаемую отрезком Е0Е
(рис. 2-16). Связанное с этим уменьшение характеристического
отношения и/С0, отношения давлений П, а также степени парци-
альности приводит к существенному снижению к.п.д. регули-
рующей ступени.
Группу ступеней давления турбины без промперегрева пара
можно рассматривать как многоступенчатую турбину, давление
рр перед которой меняется примерно пропорционально расходу
пара. Располагаемый перепад энтальпии этой группы при ча-
стичных нагрузках уменьшается на ту же величину £0£ (см.
рис. 2-16, а), на которую увеличился перепад энтальпии регули-
рующей ступени. К. п.д. рассматриваемой группы меняется в за-
висимости от режима примерно так же, как у турбин с дрос-
сельным парораспределением. У турбин с промперегревом пара
процессы в ЧНД при любых способах парораспределения совпа-
дают (см. рис. 2-11, б и 2-16, б). Одинаковыми оказываются и
зависимости к. п.д. этой части от режима. При этом сравнитель-
ная экономичность определяется только внутренним к. п.д.
части высокого давления. Изоэнтропийный перепад энтальпии и
к. п. д. группы ступеней давления ЧВД практически не зависит
от режима. Однако изменение к. п. д. регулирующей ступени
приводит при частичных нагрузках к понижению общего к.п.д.
части высокого давления турбины с сопловым парораспределе-
нием, в то время, как при дроссельном парораспределении он
сохраняется таким же, как на номинальном режиме.
Одновременное изменение к. п. д. регулирующей ступени и
ступеней давления приводит к тому, что внутренний относитель-
ный к. п.д. турбины с сопловым парораспределением снижается
по мере уменьшения расхода пара более резко, чем с дрос-
сельным.
При режимах, близких к номинальному, ПТУ с идеальным
сопловым парораспределением уступает по к. п. д. брутто уста-
78
Рис. 2-18. Последовательность откры-
тия регулирующих клапанов турбины
с реальным сопловым парораспреде-
лением т
новке с дроссельным парораспределением (см. рис. 2-15). При
частичных нагрузках тепловая экономичность ПТУ с идеаль-
ным сопловым парораспределением заметно выше. Это объяс-
няется тем, что в регулирующей ступени используется, хотя и
с пониженным к. п.д., та часть располагаемого перепада энталь-
пии, которая вообще теряется в клапанах при дроссельном паро-
распределении. Однако это преимущество соплового парорас-
пределения может быть эффективно использовано лишь в опре-
деленном диапазоне режимов. Обычно номинальному режиму
одновенечной регулирующей ступени соответствуют дозвуковые
скорости истечения из сопел. С уменьшением мощности турбины
скорости истечения из сопел регулирующей ступени вследствие
увеличения перепада энтальпии будут приближаться к критиче-
ской. Когда достигнута критическая скорость, определенное ее
увеличение и соответствующее ему использование располагае-
мого перепада энтальпии происходит за счет отклонения потока
в косом срезе сопла. После того как будет исчерпана расшири-
тельная способность косого среза сопла, дальнейшее расшире-
ние потока будет происходить за пределами сопла. Соответ-
ствующий этому прирост располагаемого перепада энтальпии не
используется, увеличивая волновые потери энергии [34].
Реальное сопловое парораспределение. Регулирующие сту-
пени реальных турбин с сопловым парораспределением имеют
несколько изолированных групп сопел, подводом пара к каждой
из которых управляют один или два параллельно включенных
регулирующих клапана. Число этих групп выбирается, как пра-
вило, от четырех до шести. Регулирующие клапаны разных
групп сопел для мощных турбин открываются последовательно
(штриховые линии на рис. 2-18) за исключением первых двух,
открывающихся одновременно. В таких условиях ПТУ с реаль-
ным и идеальным парораспределением совпадают по термиче-
скому к. п. д. цикла тр и к. п.д. установки Цд только в режимах,
где клапаны, управляющие подводом пара к части групп сопел,
открыты полностью, а остальные закрыты и, следовательно, от-
сутствует дросселирование в клапанах (точки А и В на рис. 2-15,
2-17 и 2-18).
Промежуточные режимы достигаются частичным прикры-
тием одного клапана. При этом неодинаковы условия истечения
пара на разных участках проточной части регулирующей сту-
пени. Состояние пара перед соплами, расположенными за пол-
ностью открытыми клапанами, определяется точкой Ло (рис. 2-
79
Рис. 2-19. Процесс
на is-диаграмме при
частично открытом
регулирующем кла-
пане
Рис. 2-20. Изоэнтропийные пере-
пады энтальпии при сопловом
парораспределении
19). Линия ЛоВо характеризует изоэнтропийный процесс расши-
рения до давления рр за регулирующей ступенью того потока
пара, который прошел полностью открытые клапаны. Изменение
изоэнтропийного перепада энтальпии ho этой части потока при
различных режимах характеризуется линией CD на рис. 2-20.
Отсчет перепада производится вниз от кривой АВ, с помощью
которой учитываются потери Дйс вследствие дросселирования
в стопорных клапанах. Произвольному расходу пара G' соответ-
ствует изоэнтропийный перепад h0, изображаемый отрезком EF.
В частично открытом клапане происходит дросселирование пара
до давления рг. Состояние пара за ним определяется точкой А\
(рис. 2-19). Изоэнтропийный процесс расширения той части по-
тока, которая проходит через этот клапан, представлен линией
Л1Вь Потери перепада энтальпии Ah0, связанные с дросселиро-
ванием в частично открытом клапане, изображены отрезком ЕК
на рис. 2-20, а располагаемый перепад энтальпии ho' этой части
потока — отрезком KF. Дросселирование в частично открытом
клапане приводит к снижению термического к. п. д. цикла ПТУ
с реальным сопловым парораспределением по сравнению с иде-
альным (кривые 2 и 2’ на рис. 2-17). Значение тц с учетом по-
терь от дросселирования части потока так же, как при дроссель-
ном парораспределении, может быть определено из уравнения
(2-38), причем коэффициент дросселирования при сопловом
парораспределении связан с аналогичным коэффициентом Цд,
определяемым формулой (2-39), по перепаду энтальпии соотно-
шением Gx (1 —Цд) = G (1 — т|д), учитывающим, что дросселируется
не весь поток пара G, а лишь часть его G\, прошедшая через ча-
стично открытый клапан.
Различие процессов расширения и соответственно условий
течения рассмотренных выше двух потоков пара определяет раз-
ницу в к. п. д. участков регулирующей ступени, расположенных
80
за полностью и частично открытыми клапанами. С учетом этого
действительные процессы расширения потоков пара, идущих
через разные группы сопел, соответствуют линиям А^В и А\В'
(рис. 2-19), энтальпии в конце которых (точки В и В') равны
/в и iB,. В результате смешения этих потоков в камере за регу-
лирующей ступенью устанавливается энтальпия ic, определяе-
мая соотношением Gic = (G—G1)iB4-G1is'. Найденная энталь-
пия определяет на изобаре рр точку С, от которой начинается
процесс CD расширения пара в последующих ступенях турбины.
По энтальпии ic может быть найден обобщенный к. п. д. регули-
рующей ступени, который широко используется в практике рас-
четов турбин при переменных режимах. Определив с учетом про-
цессов в регулирующей ступени внутренний относительный
к.п.д. турбины Цоь найдем к.п.д. брутто ПТУ с реальным соп-
ловым парораспределением, который для рассматриваемых ре-
жимов с дросселированием в клапанах части потока оказыва-
ется ниже, чем при идеальном сопловом парораспределении (см.
рис. 2-15).
Как уже отмечалось, при малых расходах пара, начиная от
режима, соответствующего точке А (рис. 2-18), параллельно
прикрываются клапаны, через которые пар подводится ко всем
оставшимся в работе группам сопел. При этом реальное сопло-
вое парораспределение превращается, по существу, в дроссель-
ное, т. е. реальное сопловое парораспределение фактически
является дроссельно-сопловым. Степень дроссельности такого
парораспределения можно определить отношением мощности, со-
ответствующей точке А, начиная от которой дросселируется весь
подводимый к турбине поток пара, к номинальной мощности
турбины. Степень дроссельности характеризует ту часть общего
диапазона мощности, в пределах которой дросселируется весь
поток пара. У современных мощных паровых турбин точке А со-
ответствует значительная мощность: для турбин К-200-130—
76% номинальной, К-300-240 ЛМЗ — 77 %, К-800-240-2—89 %.
Таким образом, парораспределение современных мощных паро-
вых турбин остается сопловым лишь в узкой области режимов;
большая часть рабочих режимов соответствует дроссельному
парораспределению. Это связано с заметным снижением терми-
ческого к.п.д. цикла (см. рис. 2-17) и общего к.п.д. установки
т]'б (см. рис. 2-15). Ввиду этого реальное сопловое парораспре-
деление имеет перед дроссельным значительно меньшие, чем
идеальное, преимущества в тепловой экономичности режимов
частичных нагрузок. Эти преимущества тем меньше, чем выше
степень дроссельности реального соплового парораспределения.
На практике каждый следующий регулирующий клапан на-
чинает открываться не в тот момент, когда полностью открыт
предыдущий, а несколько раньше (см. сплошные линии на
рис. 2-18). Это необходимо главным образом для обеспечения
устойчивости регулирования. Вследствие этого турбина не имеет
81
режимов, при которых нет частично открытых клапанов, и к. п.д.
установки при расходах пара, соответствующих точкам А м В
(см. рис. 2-15), оказывается ниже, чем представлено на этом
графике, построенном без учета перекрытия клапанов. Потери
от дросселирования тем значительнее, чем больше перекрытие
клапанов. Поэтому его следует выбирать при проектировании
турбины и настройке регулирования минимальным допустимым.
Область применения двухвеиечных регулирующих ступеней ограничива-
ется в современном паротурбостроении преимущественно турбинами малой и
средней мощности [75]. Более низкое давление за соплами ступени скорости
позволяет уменьшить утечку пара через передние уплотнения, играющие для
турбин с малыми объемными расходами пара существенную роль, а также
облегчает достижение полного подвода к последующим ступеням при доста-
точной высоте сопловых и рабочих лопаток. Немаловажную роль играет
также возможность существенно упростить конструкцию турбины. В турби-
нах большой мощности двухвенечные регулирующие ступени применяются
редко. В качестве примеров использования таких ступеней можно отметить
турбину мощностью 540 МВт американской фирмы «Вестингауз» для пара-
метров пара 17,4 МПа, 811/811 К, а также серию теплофикационных турбин
УТМЗ мощностью 50 и 100 МВт для параметров 12,7 МПа, 838 К. В неко-
торых случаях ступени скорости применялись в турбинах, предназначенных,
для использования пара высоких температур. Это позволяло за счет боль-
шого перепада энтальпии существенно снизить температуру пара за соплами
первой ступени и исключить или ограничить применение дорогостоящих жа-
ропрочных сталей, к тому же обладающих большим коэффициентом линей-
ного расширения, чем стали перлитного класса.
Прогресс, достигнутый в металлургии и металловедении, а также в кон-
струировании турбин, позволил успешно преодолеть трудности, обусловлен-
ные малыми перепадами энтальпии в регулирующих ступенях, и в настоящее-
время мощные турбины с сопловым парораспределением, как правило, вы-
полняются с одновенечными регулирующими ступенями.
Рис. 2-21 характеризует влияние числа z независимых сопло-
вых групп регулирующей ступени, подвод пара к которым регу-
лируется последовательно открываемыми клапанами, на тепло-
вую экономичность ПТУ. При построении графика принято, что-
при расчетном расходе пара сравниваемые установки имеют
одинаковую степень парциальности регулирующей ступени. Это-
дает основания с достаточной точностью считать их к. п. д.
одинаковыми в точке А, соответствующей расчетному режиму.
Линии ABi и АВ2 соответствуют дроссельному (z=l) и идеаль-
ному сопловому (z—>оо) парораспределению. Для установки,
имеющей в рабочем диапазоне изменения режимов (без учета
перегрузочных) две группы клапанов, зависимость к. п.д. уста-
новки от режима изображена линией АНВС. Выигрыш от соп-
лового парораспределения с z = 2 по сравнению с дроссельным
парораспределением определяется при равных расходах пара
разностью ординат точек кривых АНВС и ABi (площадь, за-
штрихованная горизонтально). Из этого следует, что переход
к двум сопловым группам обеспечивает существенное повыше-
ние экономичности. Увеличение числа сопловых групп до четы-
рех (линия ADBEF) дает значительно меньший, хотя и ощути-
мый еще, выигрыш в экономичности (площадь, заштрихованная
вертикально). Дальнейшее увеличение z позволяет получить не-
82
Рис. 2-21. Сравнение
к. и. д. брутто ПТУ
с различным числом z
сопловых групп регу-
лирующей ступени
Рис. 2-22. Зависимость
коэффициента х'=
различных расчетных
= (и/Со) : (н/С0)ном для
регулирующей ступени
от расхода пара при
изоэнтр опийных перепа-
дах энтальпии
значительный прирост к. п.д. Поэтому нет оснований выбирать
при сопловом парораспределении чрезмерно большое число
групп сопел.
Разделение общего проходного сечения между отдельными
группами сопел может производиться различными способами.
Имеются предложения выбирать уменьшенное проходное сече-
ние сегмента сопел, используемого при перегрузочных режимах,
с тем, чтобы включать его в работу вместо основного сегмента
при режимах, где должны быть частично открытые клапаны.
Для этого рекомендуется при режиме, соответствующем при
z = 2 точке В (рис. 2-21), открывать не очередной основной кла-
пан, а перегрузочный, рассчитанный на уменьшенный пропуск
пара. Полному открытию последнего соответствует определяе-
мый точкой D режим с более высоким к. п. д., чем при открытии
основного клапана. При дальнейшем повышении нагрузки про-
изводится переключение с перегрузочного сегмента сопел на ос-
новной. Такой способ, названный раздельным сопловым паро-
распределением, эквивалентен увеличению числа групп сопел
регулирующей ступени и может обеспечить некоторое повыше-
ние экономичности турбоустановки при частичных нагрузках.
Однако его применение усложняет эксплуатацию турбины.
Некоторыми зарубежными фирмами выбираются меньшие
проходные сечения первых двух сегментов сопел, открываемых
одновременно. Это позволяет сместить в область меньших рас-
ходов пара точку В (рис. 2-21) и сократить тем самым степень
дроссельности реального соплового парораспределения. В ре-
зультате при низких нагрузках увеличивается выигрыш от соп-
лового парораспределения. Если, однако, при этом пар в номи-
нальном режиме подводится к трем группам сопел, то отмечен-
ное смещение точки В увеличивает потери от дросселирования
яри больших нагрузках. Чтобы избежать этого, в таких турби-
83
нах применяют большое число сопловых групп (до шести). Ес-
тественно, это связано с усложнением конструкции турбины.
Центральный вопрос при выборе расчетного режима регули-
рующей ступени состоит в обосновании изоэнтропийного пере-
пада энтальпии ступени h0 для расчетного режима. Поскольку
к. п. д. регулирующей ступени ниже, чем у ступеней давления,
выбор чрезмерно большого перепада снижает экономичность ус-
тановки при полной нагрузке. Выбор же малого перепада может
существенно ухудшить экономические показатели частичных ре-
жимов. Причина отмеченного заключается в том, что при малых
расчетных значениях h0 по мере снижения нагрузки в большей
мере возрастает располагаемый перепад энтальпии регулирую-
щей ступени и уменьшаются ее характеристическое отношение
и/С0 и отношение давлений П. Это иллюстрируется графиком на
рис. 2-22, где по оси ординат отложена величина и/Со, отнесен-
ная к его значению (w/C0) ном при номинальном режиме. Как
следует из графика, при малых расходах пара регулирующая
ступень, для которой выбрано /го=4О кДж/кг, имеет почти в два
раза меньшие значения и!С0, чем ступень с й0= 160 кДж/кг. Та-
кова же тенденция изменения отношения давлений П для регу-
лирующей ступени. Соответственно этому к.п.д. регулирующей
ступени снижается с уменьшением расхода тем сильнее, чем
меньшим выбран перепад энтальпии для расчетного режима.
Регулирующая ступень, для которой принят очень малый рас-
четный перепад энтальпии, может иметь в области низких на-
грузок столь малый к. п.д., что процесс на is-диаграмме ока-
жется близким к изоэнтальпийному. При этом сопловое парорас-
пределение почти не отличается от дроссельного. Вследствие
изложенного для использования преимуществ соплового паро-
распределения необходимо выбирать достаточно большой изо-
энтропийный перепад энтальпии регулирующей ступени на рас-
четном режиме. Оптимальное значение h0 устанавливается вари-
антными расчетами. Отечественные заводы обычно принимают
для одновенечных регулирующих ступеней мощных паровых
турбин йо = 8Оч-12О кДж/кг. УТМЗ счел возможным выбрать для
турбины Т-250-240 7г0 = 46 кДж/кг. Это значение ho выбрано для
режимов с максимальным расходом пара, которые соответ-
ствуют максимальным тепловым нагрузкам или мощности
300 МВт при конденсационном режиме. Выбор сталь малого пе-
репада энтальпии обусловлен в этом случае стремлением иметь
возможно большую экономичность турбины при конденсацион-
ном режиме с тем, чтобы это в какой-то мере компенсировало
более низкую экономичность ЦНД [6].
Нередко конструкторы увеличивают перепад энтальпии ре-
гулирующей ступени путем выбора для расчетного режима зна-
чения и/Со, меньшего оптимального. Это сопровождается неко-
торым снижением к.п.д. при номинальном режиме. Однако
такое снижение расчетного значения u/Cq ни при одном из ре-
жимов ие дает повышения экономичности.
84
Расчетную степень реактивности парциальных регулирую-
щих ступеней выбирают обычно в пределах 0,03—0,08. Выбор
большей степени реактивности заметно увеличивает утечку через
зазоры и межлопаточные каналы неактивной дуги рабочего
колеса, понижая к. п.д. ступени. Меньшие же значения могут
привести к подсосу пара в зазор между сопловыми и рабочими
лопатками, что связано с еще большим снижением экономич-
ности [34].
При расчете регулирующей ступени для различных режимов возникает
необходимость выяснить распределение расходов пара между отдельными
сопловыми группами и закона изменения давления пара pi перед ними, после
регулирующих клапанов. Знание этих величин необходимо, в частности, для
построения процессов расширения в регулирующей ступени потоков пара,
прошедших полностью или частично открытые клапаны, для определения
к. п. д. и мощности ступени, а также точки С (см. рис. 2-19), от которой на-
чинается процесс расширения пара в последующих ступенях. Рассмотрим об-
щий случай, предполагая, что часть регулирующих клапанов открыта пол-
ностью, а один — частично. Пусть из общего расхода G, который будем счи-
тать заданным, часть Gi протекает через полностью открытые клапаны,
а часть G2 — через частично прикрытый. Расчеты выполним раздельно для
этих двух потоков пара. При этом будем предполагать известными все ве-
личины для расчетного режима, который отмечается индексом 0.
Применив формулу Стодолы для расположенной за регулирующей сту-
пенью группы ступеней давления, найдем давление рр в камере регулирую-
щей ступени. Зависимость этого давления от расхода пара представлена ли-
нией АВ на рнс. 2-23. Давление р'х перед соплами регулирующей ступени
после полностью открытых клапанов определим, оценив потери в стопорных
и регулирующих клапанах. С достаточной точностью можно считать их про-
порциональными квадрату расхода пара. Найденным отношением давлений
Рис. 2-23. Распределение
давлений за регулирующими
клапанами в турбине с соп-
ловым парораспределением
Римские цифры в индексах
обозначают номера клапанов
Рис. 2-24. Зависимость сте-
пени реактивности рт и г) 1-ве-
нечной ступени от отношения
и/Со при различной степени
парциальности е
7 —е=1; 2 — £=0,737; 3 — £=0,51;
4 — £-0,264
85
П =рр/Р[ однозначно определяются основные характеристики рассматривае-
мого участка ступени: отношение скоростей и!Са, к. п. д. и термодинамиче-
ская степень реактивности рт. Значение последней с уменьшением отношения
и/Со при снижении нагрузки, как правило, несколько понижается (рис. 2-24).
Однако вследствие перетеканий в парциальных ступенях в отличие от ступе-
ней с полным подводом пара не бывает большой отрицательной степени ре-
активности. При критической скорости в рабочем колесе, которая может быть
достигнута прн достаточно малых П, степень реактивности может повы-
шаться с уменьшением П [2]. Наклон характеристики рт=/(и/Со) меняется
в зависимости от степени парциальности 8. Это обстоятельство следует иметь
в виду при расчете регулирующих ступеней, у которых степень парциально-
сти изменяется в зависимости от режима. Определив значение рт, можно
найти расходы пара группами сопел, расположенных за полностью откры-
тыми клапанами (рис. 2-25) и суммарный расход Gt (отрезок АВ).
Вычислив расход пара частично открытым клапаном G2=G—Gt (отре-
зок ВС) найдем давление pi за ним. Прежде всего, предполагая ступень
чисто активной, вычислим критический расход GK = F Camkp\wJ‘^JР!к°!к >
где Fmm — минимальная суммарная площадь поперечного сечения исследуе-
мой группы сопел; piK и ащ — давление н удельный объем пара перед сту-
пенью, при которых в соплах возникает критический режим, причем
PIiA’Ik «Pivi « pov„, так как в клапанах происходит процесс дросселиро-
вания; для перегретого пара %=0,667. Критический режим возникает для
сужающегося сопла при отношении давлений Пк = pp/piK=0,546, а для рас-
ширяющегося— при П = Пк + (1 — Пк)д/(р— 1)/р, где р—отношение пло-
щади минимального сечения сопла к площади выходного сечения. Пользуясь
приведенными соотношениями, найдем давление pjK перед соплами, при ко-
тором в них возник бы критический режим. Если найденная ранее величина
G2 равна GK, перед соплами устанавливается давление ргк. Если G2>Gk, то
сопло работает при сверхкритическом перепаде давлений, расход для кото-
рого определяется формулой G = EminZPi/V• С учетом этого получаем
Pi = piKG2/GK.
Зависимость между G2, Pi и рр в случае докритического истечения
(G2<Gk) определяется формулой Бендемана 02 = РВ^)^ p\v\ или
Рис. 2-25. Распределение
потока пара между груп-
пами сопел
Рис. 2-26. Коэффициенты Бендемана
в>=А(П) и В2=/2(о)
86
Рис, 2-27. Коэффициент А, учитыва-
ющий влияние степени реактивности
на расход пара ступенью
С2= РВ^р^л/р^ ,
венно равные
Bi=.-------
1 —
где Bt и — коэффициенты Бендемана, соответст-
V—0.09+ 1,0911 —П2 • В 2 --=----—---X
1-Пк
X д/ — 0,09о2 + 1,09а—1; % = д/2Л/(й ф- 1); а = ГН1.
Коэффициенты Bi и В2 представлены на рис. 2-26 как функции П п
а= 1/П.
В действительности расход пара G2 при давлении pi меньше подсчитан-
ного по полученным формулам, так как при изменении режима меняется
степень реактивности. Ее значение для рассматриваемого сегмента может от-
личаться от ранее найденной степени реактивности для сегментов с полностью
открытыми клапанами. Поскольку степень реактивности однозначно зависит
от отношения давлений П, ее влияние на расход пара может быть учтено
коэффициентом Л=Л(П) (рис. 2-27). При этом G2 = FAB2pp,1-^p^vi . Оп-
ределив с помощью этой формулы произведение АВ2, найдем далее отноше-
ние давлений о или П и давление pi перед соплами рассматриваемой группы.
Пример распределения давлений за клапанами при различных расходах пара
приведен на рис. 2-23. По найденному значению П могут быть определены
к. п. д. рассматриваемого сегмента регулирующей ступени, процесс AtB' на
is-диаграмме (см. рис. 2-19) и мощность, вырабатываемая потоком, прошед-
шим частично открытый клапан.
На рис. 2-25 представлена картина изменения количества пара, прошед-
шего через отдельные клапаны I, 11, III при открывании последующих кла-
панов II, III, IV. Точки 1, 2, 3 и 4 соответствуют моментам полного откры-
тия соответствующих клапанов. Линии 1—1', 2—2' и 3—3' показывают из-
менение расхода уже полностью открытым клапаном при открывании
последующих. Горизонтальные участки соответствуют критическому течению
в соплах. При докритическом перепаде давлений указанные кривые несколько
сближаются, что означает сокращение расхода пара соответствующей груп-
пой сопел, несмотря на то, что положение ее клапана не менялось. Из этого
следует, что в случае сравнительно малых перепадов энтальпии, характер-
ных для одновенечных регулирующих ступеней, открытие последних групп
сопел добавляет к общему расходу пара значительно меньший расход, чем
открытие такого же числа сопел предыдущей группы. Поэтому для равного
приращения расходов пара в области больших нагрузок степень парциаль-
ное™ должна быть увеличена в значительно большей мере, чем в области
малых нагрузок. Это обстоятельство необходимо учитывать при выборе рас-
четной степени парциальности турбин, у которых максимальный расход пара
может превышать расчетный, например турбин с отборами пара.
2-6. ОБВОДНОЕ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ
Этот способ парораспределения чаще всего применяется в комбинации
с дроссельным или сопловым парораспределением прн необходимости увели-
чения объемного расхода пара турбиной сверх номинального. Номинальный
объемный расход обеспечивается полным открытием главных регулирующих
87
Рис. 2-29. Диаграмма режимов
турбины с обводным парорас-
пределением
Рис. 2-28. Процесс расширения
пара на is-днаграмме при об-
водном парораспределении
клапанов, подводящих пар к первой ступени. Различают парораспределение
с внешним обводом (см. рис. 2-9, в), когда к промежуточной ступени через
обводной клапан подводится свежий пар, причем обводится одна или не-
сколько первых ступеней, и парораспределение с внутренним обводом
(см. рис. 2-9, а), при котором обводится несколько промежуточных ступеней.
Парораспределение с внешним обводом. Рассмотрим простейший и наи-
более часто встречающийся случай с одним обводным клапаном, который
управляет подводом пара в промежуточную камеру К (см. рис. 2-9, б). Ли-
ния АцАг на is-днаграмме (рис. 2-28) соответствует номинальному режиму.
Состояние пара в камере К при этом режиме определяется точкой At, ко-
торой соответствует давление рхо. Главные регулирующие клапаны, через
которые подводится к первой ступени пар с расходом Go, при рассматривае-
мом режиме открыты полностью. Мощности, меньшие номинальной, достига-
ются прикрытием главных регулирующих клапанов. По мере уменьшения
расхода пара G снижается давление рх в промежуточной камере К (линия
AD на рис. 2-29). Связь между давлением рх и расходом G определяется
формулой Стодолы, которую следует записать для ступеней, расположенных
после камеры К. Повышение мощности сверх номинальной производится по-
средством открытия обводного клапана, подводящего за единицу времени
в камеру К. пар с расходом G2. При этом повышается давление рх в про-
межуточной камере. Общий расход пара G, протекающего через ступени
после обводного клапана, возрастает по сравнению с Go соответственно по-
вышению давления рх (отрезок BD на рис. 2-29). Увеличение давления рх
в промежуточной камере К, в свою очередь, уменьшает расход пара Gt
первыми ступенями турбины. Этот расход может быть определен по
формуле Стодолы, записанной для группы первых ступеней, Gj/G0 =
= д/(р[ — P^)/(Pio — Р^о) > где Р’ и Рю — давление перед соплами первой
ступени при исследуемом и номинальном режиме. Определенный таким об-
разом в предположении pi«Pio расход пара Gi при различных рх представ-
лен кривой CD. По этому графику при любом давлении рх>рх0 можно по
кривой АВ иайти общин расход пара G=G] + G2 турбиной после камеры К.
а по кривой CD — расход пара Gi первыми ступенями. Отрезки горизон-
тальных линий, например BE, заключенные межку кривыми АВ и CD, пока-
зывают расход пара G2, протекающего через обводной клапан. Так, напри-
88
мер при максимальном расходе пара Gmax точка В определяет давление
Рх max в промежуточной камере, а точка Е — расход пара первыми ступе-
нями Gi и обводным клапаном О2.
По мере увеличения расхода пара обводным клапаном давление рх воз-
растает, вследствие чего уменьшается перепад энтальпии первых ступеней,
процесс расширения в которых представлен при этом режиме линией А$В
(см. рис. 2-28), где точка В определяет состояние пара, вышедшего из пер-
вых ступеней с энтальпией й. Пар, дросселируемый обводным клапаном, по-
ступает в камеру К при том же давлении рх. Его состояние определяется на
is-диаграмме точкой D. Энтальпию этого пара i0 можно считать равной эн-
тальпии свежего пара. В камере К оба потока смешиваются. Энтальпия
смеси ix может быть найдена из уравнения Gix = Gjii + G2io- Зная ix,
определим на is-диаграмме точку С, которая соответствует началу процесса
расширения пара в последующих ступенях.
По мере открытия обводного клапана уменьшается изоэнтропийный пе-
репад энтальпии первых ступеней. При этом увеличиваются характеристиче-
ские отношения и/Со, а также потери от трения и вентиляции этих ступеней,
вращающихся в паре большой плотности. Вследствие этого уменьшается
к. п. д. первых ступеней. Одновременное уменьшение расхода пара, распола-
гаемого перепада энтальпии и к. п. д. приводит к снижению мощности пер-
вых ступеней по мере открытия обводного клапана. Приращение общей мощ-
ности турбины происходит за счет ступеней, расположенных после промежу-
точной камеры. При очень большом давлении в ней пар в первых ступенях
может вообще не совершать работы н даже вызывать торможение. При этом
повышается температура пара в них.
При выборе слишком низкого давления рх в камере К. перепад энталь-
пии последних ступеней может оказаться весьма малым и приращение мощ-
ности этой группы ступеней может не скомпенсировать снижения мощности
первых ступеней. В таких условиях открытие обводного клапана может при-
вести даже к снижению общей мощности турбины. Выгоднейшую точку под-
вода определяют путем вариантных расчетов.
В последнее время исследованиями ЛМЗ н ЦКТИ [62] обоснована воз-
можность работы ЦВД мощных паровых турбин при малорасходных и даже
беспаровых режимах. Надежность достигается при этом пропуском через ци-
линдр со стороны его выхлопной части небольшого количества пара, пода-
ваемого, например, в одну из камер заднего концевого уплотнения ЦВД.
Отмеченное обстоятельство может изменить традиционно сложившиеся пред-
ставления о диапазоне расхода пара обводным клапаном.
Парораспределение с внутренним обводом. Этот способ парораспределе-
ния (см. рис. 2-9, г) обычно сочетают с сопловым. Пар, отводимый из ка-
меры за регулирующим колесом или из иной промежуточной камеры тур-
бины, через обводной клапан 2 подводится к одной из промежуточных ступеней
турбины. Номинальный расход пара Go обеспечивается открытием расчетного
числа регулирующих клапанов, подводящих пар к первой ступени. Перегру-
зочный н обводной клапаны при этом закрыты, а регулирующая ступень ра-
ботает при расчетном режиме, имея максимальный к. п. д. Давление за иею
равно рро, а в камере за обводным клапаном — рхо. Диаграммы распределе-
ния расходов пара между группами сопел регулирующей ступени и давле-
ний за клапанами (рис. 2-30) при расходах G<GA(GA—расход пара, со-
ответствующий точке 4) совпадают с аналогичными диаграммами для сопло-
вого парораспределения (см. рис. 2-23 и 2-25).
Дальнейшее увеличение пропуска пара производится одновременно
открытием перегрузочного клапана регулирующей ступени и обводного кла-
пана. Кинематические передачи к этим клапанам и форму клапанов подби-
рают так, чтобы давление рр в камере регулирующей ступени при увеличе-
нии расхода пара сверх G д. сохранилось приблизительно постоянным (отре-
зок АВ на рис. 2-30, а). Давление рх в промежуточной камере за обводным
клапаном с увеличением расхода пара возрастает в соответствии с формулой
Стодолы. Расход пара Gi группой обводимых ступеней может быть найден
из уравнения Gi/G0 = д/(Рр0 — Р*)/(Рро — Рхо) • Таким образом, прн
89
Рис. 2-30. Диаграммы давлений (а) и расходов пара (б) для турбины
с внутренним обводом пара
увеличении общего расхода пара G расход пара Gi группой обводимых сту-
пеней уменьшается. Это снижение тем больше, чем меньшее число ступеней
обводится. Расход пара обводным клапаном G2=G—Gt вследствие отмечен-
ного превосходит расход перегрузочным клапаном.
Так как давление за регулирующей ступенью при G>GA поддержива-
ется примерно постоянным, то практически неизменны ее к. п. д. и темпера-
тура пара в камере за нею. Сохраняются постоянными также расходы пара
ранее открытыми клапанами (горизонтальные отрезки на рис. 2-30, б). Тем
устраняется отмеченный выше недостаток соплового парораспределения, со-
стоящий в уменьшении расхода пара уже открытыми клапанами при откры-
тии перегрузочного клапана, а также в повышении температуры пара в ка-
мере регулирующей ступени. Это, однако, достигается ценой конструктивного
усложнения турбины.
Двойное обводное парораспределение. Промперегрев пара открыл воз-
можность использования новых конструктивных схем обводного парораспре-
деления. Актуальность их разработки определяется, с одной стороны, стрем-
лением сократить время пуска и набора мощности мощными турбинами
с промперегревом пара при использовании двухбайпасных пусковых схем [62],
а с другой — наметившимися тенденциями перехода для сверхмощных тур-
бин к дроссельному парораспределению в сочетании со скользящим началь-
ным давлением пара, что связано с существенным ухудшением динамических
свойств блоков в отношении набора мощности. Работа с не полностью откры-
тыми в установившихся режимах регулирующими клапанами с тем, чтобы
иметь запас для открытия клапанов при необходимости быстрого увеличения
мощности, снижает тепловую экономичность блока и уменьшает выгоду от
перевода его на скользящее давление. Поэтому возникает задача изыскания
специальных средств повышения приемистости, которые не снижали бы эко-
номичности установившихся режимов блока.
Одно из таких средств — двойное обводное парораспределение, при ко-
тором одновременно применены внешний и внутренний обводы. На рис. 2-31, а
приведена предложенная ЛПИ принципиальная схема этого способа регулиро-
вания мощности [33]. При установившихся режимах работы блока пар из
главного паропровода 1 проходит цилиндр высокого давления 4, промпере-
греватель 12. цилиндры среднего 5 и низкого давления турбины. Стопорные
(2, 10) и регулирующие (3, 11) клапаны перед ЦВД и ЦСД открыты пол-
ностью. В случае необходимости быстрого набора мощности одновременно
открываются клапаны обводных линий 6 и 16. По линии внутреннего обвода
пар из горячей линии промперегрева через стопорный 9 и обводной 8 кла-
паны подводится к камере какого-либо регенеративного отбора ЦСД. Впры-
скивающий пароохладитель 7 снижает температуру пара до тех пор, пока
она не станет равной температуре металла корпуса турбины в точке подвода
пара. Это позволяет избежать изменения температурного состояния цилиндра
90
Рис. 2-31. Принципиальные схемы двойного обводного парораспределения:
а — с впрыскивающими пароохладителями; б—без пароохладителей
при включении внутреннего обвода. По линии внешнего обвода 16 свежий
пар подводится в холодную линию промперегрева.
Главную роль в быстром наборе мощности играет линия внутреннего
обвода, пар после которой проходит последние ступени ЦСД и ЦНД, имею-
щие большой располагаемый перепад энтальпии, что обеспечивает быстрое и
значительное увеличение мощности. Назначение линии внешнего обвода — не
допускать снижения давления в промперегревателе. Для этого клапаны 8 и
15 открываются таким образом, чтобы количество пара, поступающего в про-
межуточный пароперегреватель, превышало суммарное количество пара, вы-
ходящего из него. Это способствует повышению давления в линии промпере-
грева и дополнительно увеличивает мощность ЦСД и ЦНД. При сбросах
нагрузки клапаны 8 и 15 остаются закрытыми.
В целях более эффективного использования аккумулированной в котле
теплоты пар по обводной линии 16 может быть направлен не в холодную ли-
нию промперегрева, а — по линии 13 через впрыскивающий охладитель 14 —
в камеру, расположенную в проточной части ЦВД. Такой способ может быть
просто применен в турбинах, имеющих петлевую конструкцию ЦВД с пово-
ротом потока. Пар по обводной линии может быть направлен в пространство
между внутренним и наружным цилиндрами при повороте потока.
По мере повышения давления пара за котлом при его переходе к новому
режиму обводные клапаны закрываются. Рассмотренная схема, в которой
применены нормально закрытые обводные клапаны, вступающие в1 работу
лишь во время переходных процессов набора мощности, позволяет сочетать
высокую экономичность блока, имеющего дроссельное парораспределение при
полностью открытых в установившихся режимах регулирующих клапанах,
с высокой приемистостью, достигаемой пропуском пара по обводным линиям
к промежуточной ступени турбины.
Заслуживает также внимания как одна из наилучших представленная на
рис. 2-31, б схема двойного обводного парораспределения [33]. Обозначения
на этом рисунке сохранены такими же, как на рис. 2-31, а. Пар из холод-
ной линии промперегрева по обводной линии 16 через стопорный 9 и обвод-
ной 8 клапаны направляется в такую точку ЦСД 5, где температура пара
в проточной части равна температуре в холодной линии промперегрева. Та-
кой способ позволяет упростить линию внутреннего обвода, отказавшись от
установки на ней пароохладителя. По линии внешнего обвода 6 через обвод-
ной клапан 15 свежий пар нз главного паропровода 1 подводится в горячую
линию промперегрева.
Двойное обводное парораспределение может быть эффективно использо-
вано и для решения других задач, в частности ускорения пуска турбин
с промперегревом, когда в ряде случаев оказывается эффективным пуск тур-
бины паром, подаваемым в ЦСД, при беспаровом режиме ЦВД [62], а также
для повышения маневренности теплофикационных турбин с промперегревом
пара [55].
91
Турбообводное парораспределение. Принципиальный недостаток рас-
смотренных схем обводного парораспределения состоит в том, что вслед-
ствие дросселирования в обводном клапане теряется энергия пара, равная
располагаемому перепаду энтальпии группы обводимых ступеней. Этот не-
достаток можно устранить, включив в обводную линию 9 (рис. 2-32) до-
полнительную турбину 7 или группу ступеней, расширяясь в которых до дав-
ления в промежуточной камере главной турбины 4, пар совершает полезную
работу, вырабатывая дополнительную мощность. Процесс расширения пара
в ПТУ с турбообводным парораспределением представлен на рис. 2-33. Ре-
жимы работы ПТУ с объемным расходом пара, меньшим номинального, обес-
печиваются изменением положения регулирующих клапанов главной тур-
бины; при этом обводная линия 9 (рис. 2-32) полностью отсечена и каких-
либо дополнительных потерь в' процесс преобразований энергии в ПТУ она
не вносит. При необходимости увеличить объемный расход пара сверх но-
минального включают в работу дополнительную турбину 7, приводящую свой
электрический генератор. В этом режиме регулирующие клапаны 3 главной
турбины открыты полностью. Состояние пара перед турбоустановкой, опре-
деляемое его давлением ро и энтальпией io, характеризует точка До на
рис. 2-33. Линия Ло#о соответствует процессу расширения пара в обводимых
ступенях главной турбины до давления рх в камере, к которой подключена
обводная линия. Линия АоА характеризует процесс дросселирования пара до
давления рОбв в регулирующих (обводных) клапанах 8 дополнительной тур-
бины, в общем случае открытых частично. Линия АВ изображает процесс
расширения в дополнительной турбине 7. При смешеннн потоков, прошедших
дополнительную турбину и обводимую группу ступеней главной турбины,
в камере обвода устанавливаются параметры пара, соответствующие точке
С. Процесс расширения CD в последующих ступенях главной турбины до
конечного давления р2 начинается от точки С.
Рассмотренный процесс расширения пара в турбоустановке с турбооб-
водным парораспределением идентичен процессу в турбине с сопловым паро-
распределением (см. рис. 2-19). Это позволяет считать оба типа турбоуста-
новок эквивалентными и распространить на ПТУ с турбообводным парорас-
пределением закономерности, найденные выше применительно к ПТУ
с реальным сопловым парораспределением. Если и главная, и дополнитель-
ная турбины выполнены с дроссельным парораспределением, то их совокуп-
ность эквивалентна ПТУ с сопловым парораспределением при двух независи-
мых сегментах сопел регулирующей ступени. Эквивалентной регулирующей
Рис. 2-33. Про-
цесс расшире-
ния на is-диаг-
рамме для ПТУ
с турбообвод-
ным парорас-
пределением
Рис. 2-32. Принципиальная
схема турбообводного паро-
распределения
1— главный паропровод; 2 —
стопорные клапаны; 3 — регули-
рующие клапаны; 4 —главная
турбина; 5 — генератор; 6 —
задвижка; 7 — дополнительная
турбина; 8 — обводной клапан;
9 — обводная линия
92
Рис. 2-34. Принципиальная схема
компрессорно-обводного парорас-
пределения: а — с турбокомпрес-
сором; б — со струйным компрес-
сором
J — главный паропровод; 2 — стопор-
ные клапаны; 3 — регулирующие кла-
паны; 4 — ЧВД; 5 —ЧНД; 6 — турбо-
компрессор; 7 — приводная турбина
турбокомпрессора; 8 — обводной кла-
пан; 9— обводная линия; 10— струй-
ный компрессор
Рис. 2-35. Процессы расши-
рения пара в ПТУ с обвод-
ным и компрессорно-обвод-
ным парораспределением
ступенью при этом являются обводимая группа ступеней главной турбины и
все ступени дополнительной турбины. Такая своеобразная форма реализации
соплового парораспределения не связана с обязательным парциальным под-
водом пара; каждый из сегментов эквивалентной регулирующей ступени мо-
жет иметь полный подвод пара.
Компрессорно-обводное парораспределение. Включенная в обводную ли-
нию дополнительная турбина может быть использована не для привода элек-
трического генератора, а для привода специального компрессора, установлен-
ного перед ЧНД главной турбины (рис. 2-34, а), причем через этот компрес-
сор 6 течет как поток пара, вышедший из ЧВД главной турбины, так н поток,
прошедший по обводной линии 9 через дополнительную турбину 7.
Для выявления роли компрессора сравним процесс расширения пара на
«-диаграмме (рис. 2-35) для ПТУ, выполненной по рассмотренной схеме,
с аналогичным процессом в ПТУ с обводным парораспределением, полагая,
что к части низкого давления последней (5 на рис. 2-34, а) подключена об-
водная линия 9, но отсутствуют компрессор 6 и дополнительная турбина 7.
Состояние пара перед главной турбиной характеризует точка Ао. Если в теп-
ловую схему ПТУ включена только обводная линия без турбокомпрессорной
группы, то в камере обвода за ЧВД турбины устанавливается давление р'х.
При этом процесс расширения пара в обводимых ступенях главной турбины
изображается линией АоВ'о- В обводном клапане происходит дросселирова-
ние пара до состояния, соответствующего точке В'. Состояние пара в камере
обвода после смешения основного и прошедшего по обводной линии пото-
ков характеризуется точкой С', а процесс расширения в последующих ступе-
нях до конечного давления pz — линией C'D'. Весь рассмотренный процесс,
естественно, не отличается от изображенного на рнс. 2-28.
93
Рассмотрим далее аналогичный режим для ПТУ с турбокомпрессором —
(рис. 2-34, а), полагая, что через регулирующие клапаны 3 главной турбины
и обводной клапан 8 проходит такая же масса пара, что и в предыдущем
случае. Суммарный массовый расход пара частью низкого давления 5 также
остается прежним. В таком случае давление р'х перед ЧНД в соответствии
с формулой Стодолы сохранится таким же, как при чисто обводном парорас-
пределении. В компрессоре 6, который пропускает суммарное количество
пара, происходит повышение давления. Следовательно, давление рх в камере
обвода перед компрессором меньше, чем давление р'х при входе в ЧНД
главной турбины. В обводном клапане пар дросселируется до состояния, оп-
ределяемого точкой Ai на рис. 2-35. Линия AtBi характеризует процесс рас-
ширения в приводной турбине 7 (рис. 2-34, а). С параметрами, соответст-
вующими точке Bi, пар, прошедший приводную турбину, поступает в камеру
обвода. Процесс расширения в группе обводимых ступеней главной турбины
изображается линией АоВо- Так как давление рх ниже, чем р'х, располагае-
мый перепад энтальпии этой группы увеличивается по сравнению с его зна-
чением прн чисто обводном парораспределении. Состояние пара после сме-
шения потоков в камере обвода определяется точкой С". В компрессоре про-
исходит его сжатие до давления рх, изображаемое линией С"С. Линия CD
характеризует процесс расширения в ЧНД турбины. Хотя в общем случае
он несколько смещен по сравнению с таким же процессом C'D' при чисто-
обводном парораспределении, тем ие менее нет принципиальных отличий
обоих процессов. Главный эффект, которого можно достичь компрессорно-
обводным парораспределением,— понижение давления в камере обвода к
увеличение за счет этого располагаемого перепада энтальпии ЧВД. В этом
смысле эффект, достигаемый включением компрессора в тепловую схему
ПТУ, до известной степени аналогичен эффекту от применения диффузора
за последней ступенью газовой турбины [34].
В схеме компрессорио-обводного парораспределения вместо турбоком-
прессора может быть применен струйный компрессор 10, состоящий нз сопла,
камеры смешения и диффузора (см. рис. 2-34, б). В этом случае поток пара,
прошедший по обводной линии 9, выходя из сопла, играет роль эжектирую-
щего потока. За счет эжекции основного потока, вышедшего из ЧВД главной
турбины, происходит повышение давления пара в этом потоке. Как и при
использовании турбокомпрессора, включение эжектора в тепловую схему
турбоустановки увеличивает располагаемый перепад энтальпии ЧВД и общую
мощность турбины. Тем самым открывается возможность повышения тепло-
вой экономичности ПТУ с обводным парораспределением.
Заслуживает внимания включение в последнюю схему вихревой трубы,
по сечению которой в результате вихревого движения достигается большая
температурная неравномерность потока при сохранении неизменной средней
температуры. Разделив за вихревой трубой выходящие из нее холодный и
горячий потоки, можно направить в ЧНД только горячий поток. В определен-
ных случаях такой способ реализации промперегрева пара, отличающийся
конструктивной простотой и не требующий больших капитальных затрат,
может оказаться эффективным. Энергия отделенного при выходе из вихре-
вой трубы холодного потока может быть использована, например, в системе
регенеративного подогрева питательной воды.
2-7. ВЫБОР ТИПА ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Вопрос о выборе рационального типа парораспределения
является, по существу, предметом дискуссии с начала паротур-
бостроения до наших дней. Он неразрывно связан с решением
вопроса о назначении турбины и предполагаемых режимах ее ра-
боты. Дроссельное парораспределение позволяет обеспечить наи-
большую экономичность при расчетном режиме. Как показали
расчеты, выполненные ЛПИ совместно с ЛМЗ, дроссельное па-
94
рораспределение для турбины К-200-130 вместо соплового с за-
меной регулирующей ступени тремя ступенями давления сни-
жает удельный расход теплоты по машинному залу электро-
станции при номинальном режиме примерно на 0,3%, а для
турбины К-300-240 — на 0,4 %. Такое повышение экономичности
равносильно увеличению к. п.д. регулирующей ступени на 2%.
Если турбина проектируется как базовая, рационально дрос-
сельное парораспределение. Однако при этом следует иметь
в виду, что в нормальных условиях эксплуатации срок службы
агрегатов весьма продолжителен и, как правило, превышает
тридцать лет. По мере развития энергосистемы агрегаты, счи-
тавшиеся в момент проектирования мощными и высокоэконо-
мичными и проектировавшиеся для базовой нагрузки, быстро
становятся рядовыми машинами средней мощности и начинают
широко использоваться в переменной части графика нагрузок и
для регулирования энергосистем. Это обстоятельство приводило
к редкому применению дроссельного парораспределения, глав-
ный недостаток которого состоит в значительном снижении эко-
номичности на частичных нагрузках вследствие дросселирова-
ния всего потока пара.
Сопловое парораспределение, уступая дроссельному в эконо-
мичности на расчетном режиме, превосходит его при частичных
нагрузках. Это преимущество имеет определяющее значение для
турбин сравнительно небольшой мощности, установленных на
электростанциях неблочного типа с поперечными связями по
пару между агрегатами. Именно на такие турбины, обладавшие
умеренной экономичностью, до недавнего времени ложилась ос-
новная тяжесть в покрытии переменной части графиков на-
грузки.
Вместе с тем сопловому парораспределению присущи и опре-
деленные недостатки, влияющие на тепловую экономичность, на-
дежность и маневренные свойства турбины. Они в основном свя-
заны с парциальным впуском пара, в том числе при номиналь-
ном режиме. Снижение тепловой экономичности обусловлено
вентиляционными потерями и потерями «на выколачивание
пара» по краям сопловых сегментов, а также выбором для ре-
гулирующих ступеней значений u/Cq, меньших оптимального.
Определенные потери вызываются дросселированием пара ввиду
необходимости перекрытия клапанов. Кроме того, в процессе
эксплуатации иногда имеются дополнительные потери от дрос-
селирования пара в регулирующих клапанах. Главная часть
этих потерь происходит не как следствие выбранного способа
парораспределения, а в результате нерационального распреде-
ления нагрузок между агрегатами с сопловым парораспределе-
нием. Причина этого состоит в распространенном способе рас-
пределения нагрузок исходя из равенства относительных приро-
стов удельных расходов теплоты, для определения которых
широко используются спрямленные энергетические характери-
стики агрегатов, построенные без учета снижения экономичности
95
из-за дросселирования пара в частично открытых клапанах и
предполагающие монотонное изменение экономичности турбин
с сопловым парораспределением. Использование таких характе-
ристик приводит к одинаковым загрузкам однотипных агрега-
тов. При этом при некоторых режимах имеется дросселирование
пара в одном из клапанов у всех турбин, и все турбины имеют
минимум экономичности (точка С на рис. 2-15). Перераспреде-
ление нагрузок путем полного открытия третьего клапана
у одних турбин и прикрытия его у других (переход к точкам А
и В) позволяет, устранив полностью или частично дросселиро-
вание в клапанах, повысить экономичность работы турбоуста-
новок до 0,4 % [67].
Один из существенных недостатков соплового парораспреде-
ления при высоких параметрах пара заключается в том, что
вследствие различного дросселирования в регулирующих кла-
панах при их неодинаковом открытии температуры потоков
пара, идущих через эти клапаны, могут существенно разли-
чаться. Так, например, при начальных параметрах 40 МПа,
923 К температура пара за клапаном, открытым на 10 %, ока-
зывается на 180 К ниже температуры за полностью открытыми
клапанами. Такая неоднородность потока и связанный с нею не-
равномерный нагрев статора турбины могут быть причиной зна-
чительных температурных напряжений и коробления корпуса,
существенно ухудшая маневренные качества турбины. Для уст-
ранения неравномерности параметров перед различными сегмен-
тами сопел применяется одновременный впуск пара в несколько
групп сопел. При этом сопловое парораспределение приближа-
ется к дроссельному и разница в экономичности частичных ре-
жимов между ними сокращается. Справедливости ради следует
заметить, что при двухпоточных конструкциях ЦВД мощных па-
ровых турбин принципиально возможно реализовать сопловое
парораспределение при сохранении полного подвода пара к каж-
дой половине цилиндра. Для этого необходимо разделить эти
потоки и применить для каждого из них самостоятельные регу-
лирующие клапаны, открываемые последовательно. Аналогич-
ная идея применена французской фирмой «Альстом» для тур-
бины 600 МВт с однопоточным ЦВД. Там использована двухпо-
точная регулирующая ступень. Пар одного из потоков после
поворота при петлевой конструкции ЦВД поступает в камеру, от-
куда, смешавшись с другим потоком пара, вышедшим из второй
части, поступает в ступени давления. Однако принципиальный
недостаток такого решения — работа части регулирующей сту-
пени или цилиндра в беспаровом режиме с потреблением мощ-
ности при нагрузках, когда закрыт регулирующий клапан перед
ними. Поэтому, как правило, все же сопловое парораспределе-
ние связано с парциальным впуском пара.
В то же время мощности регулирующих ступеней крупней-
ших паровых турбин достигли необычайного уровня (около
50 МВт у турбины К-800-240 ЛМЗ). Проектирование рабочих
96
лопаток таких ступеней, подверженных (ввиду нестационарно-
сти потока, обусловленной парциальным подводом пара) боль-
шим переменным усилиям, вызывающим колебания значитель-
ной амплитуды, становится крайне затруднительным. С ростом
единичной мощности турбин конструкторы оказываются вынуж-
денными увеличивать ширину лопаток, что вследствие уменьше-
ния относительной высоты лопаток регулирующих ступеней без-
условно снижает их к.п.д. Наконец, сопловое парораспределе-
ние с парциальным подводом пара представляет одну из причин
низкочастотной вибрации роторов высокого давления мощных
паровых турбин.
Отмеченные причины, главная из которых — сложность обес-
печения надежности регулирующей ступени, обусловили переход
к дроссельному парораспределению практически для всех тур-
бин мощностью выше 1000 МВт. С дроссельным парораспреде-
лением в современных условиях выполняются и многие турбины
меньшей мощности, в особенности влажнопаровые турбины для
АЭС, рассчитанные на большие объемные расходы пара
(500 МВт и выше). Переход для мощных турбин к дроссель-
ному парораспределению поставил задачу изыскания путей по-
вышения экономичности турбин при частичных нагрузках. Один
из таких путей — скользящее давление (см. гл. 3 и 4).
Область применения обводного парораспределения ограни-
чивается в настоящее время в основном турбинами малой и
средней мощности, где оно используется с целью перегрузки их
сверх номинальной мощности или расхода пара, большего номи-
нального. В частности, парораспределение с внутренним обво-
дом в сочетании с сопловым применено ЛМЗ для теплофикаци-
онных турбин ПТ-60-130 и ПТ-80-130.
Некоторые заводы, например КТЗ, применяют обводное па-
рораспределение в сочетании с дроссельным для приводных
турбин питательных насосов мощных энергетических блоков.
Объемные расходы пара этими турбинами, получающими пар
переменных параметров из камер нерегулируемых отборов
главной турбины, в ряде режимов возрастают при снижении
нагрузки блока. Применение обводных клапанов, закрытых на
номинальном режиме и открывающихся по мере уменьшения
мощности блока, позволяет, устранив дросселирование в регу-
лирующих клапанах приводной турбины, повысить тепловую
экономичность блока при больших нагрузках.
В мощных турбинах, рассчитанных на высокие начальные
параметры пара, обводное парораспределение в настоящее
время практически не применяется. Главная причина этого —
усложнение конструкции турбины и ухудшение ее маневренных
свойств, что связано с температурными напряжениями и дефор-
мациями, возникающими при открытии обводного клапана, когда
свежий пар подводится в зону, находившуюся ранее под воздей-
ствием пара умеренной температуры. Кроме того, обводное па-
рораспределение в турбинах, имеющих одновенечные регули-
4 Заказ № 898
97
рующие ступени с малыми перепадами энтальпии в номиналь-
ном режиме, дает незначительный эффект ввиду повышения
давления в камере регулирующей ступени при открытии обвод-
ного клапана. Наконец, опыт эксплуатации турбин с обводным
парораспределением показал, что достаточно трудно добиться
плотности закрытия обводных клапанов, размеры которых при
небольших перепадах давления на них оказываются значитель-
ными. Пропуск пара обводными клапанами снижает экономич-
ность ПТУ при режимах, где обводное парораспределение не ис-
пользуется, в том числе и при номинальном.
Вместе с тем не следует торопиться считать обводное паро-
распределение бесперспективным. Широкое применение для
мощных турбин дроссельного парораспределения в сочетании
с их работой при скользящем начальном давлении пара резко
обострило проблему хотя бы частичной ликвидации ограничений
на пропускную способность ЦВД. При сопловом парораспреде-
лении она решалась с помощью специального перегрузочного
клапана, полностью закрытого при номинальном режиме и по-
тому не влиявшего на экономичность ПТУ при этом режиме.
Аналогичное решение той же задачи при дроссельном парорас-
пределении неполным прикрытием регулирующих клапанов
из-за дросселирования в них на номинальном режиме привело
бы к существенному снижению тепловой экономичности ПТУ.
Наряду с этим в последнее время стали выявляться новые экс-
плуатационные задачи, для решения которых в турбоустановке
необходим больший расход пара, чем максимальный расход
ЦВД. Такие задачи возникают, в частности, в периоды продле-
ния рабочей кампании энергоблоков АЭС с водо-водяными ре-
акторами (см. гл. 4) за счет применения скользящего давления
во втором контуре, чтобы предотвратить или по возможности
уменьшить снижение мощности, обусловленное уменьшением
пропускной способности регулирующих клапанов турбины по
мере снижения давления пара [49], а также при необходимости
разгрузки турбоустановок ТЭЦ для участия в суточном и не-
дельном регулировании энергосистем в периоды больших тепло-
вых нагрузок, когда необходимый для уменьшенной электриче-
ской мощности расход пара оказывается значительно меньшим
требуемого для выработки заданного количества теплоты [55], и
в ряде других случаев.
В отмеченных случаях может оказаться эффективным обвод-
ное парораспределение. При этом обводные линии могут быть
подсоединены не к корпусу турбины, а — при многоцилиндровых
конструкциях — к перепускным трубам между цилиндрами,
к трубопроводам, соединяющим камеры регенеративных или
теплофикационных отборов с подогревателями, и к другим эле-
ментам, что упрощает конструктивные решения и облегчает
эксплуатацию. В периоды, когда работа ПТУ обеспечивается ос-
новными регулирующими клапанами, обводные линии могут
быть отсечены стопорными клапанами или задвижками, обла-
98
дающими в отличие от регулирующих обводных клапанов необ-
ходимой плотностью и благодаря этому устраняющими при
таких режимах потери от протечек по обводным линиям. Для
повышения тепловой экономичности ПТУ с обводным парорас-
пределением могут оказаться эффективными схемы с турбооб-
водным или компрессорно-обводным парораспределением.
ГЛАВА ТРЕТЬЯ
ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ
КОНДЕНСАЦИОННЫХ ТУРБОУСТАНОВОК ПЕРЕГРЕТОГО ПАРА
3-1. РАБОТА СИСТЕМЫ
РЕГЕНЕРАТИВНОГО ПОДОГРЕВА ПИТАТЕЛЬНОЙ ВОДЫ
ПРИ ПЕРЕМЕННЫХ РЕЖИМАХ
Влияние режима работы системы регенерации на тепловую
экономичность турбоустановки. Регенеративные подогреватели
подключены к камерам нерегулируемых отборов пара из тур-
бины, давление в которых меняется при изменении режима ра-
боты турбины. Этим фактором, а также изменением расхода
проходящей через подогреватели питательной воды определя-
ются изменения условий работы системы регенеративного подо-
грева питательной воды (РППВ) и ее влияние на характери-
стики турбоустановки в целом.
Влияние системы РППВ на тепловую экономичность тур-
боустановки при любом режиме, как следует из формул (2-28)
и (2-37), характеризуется коэффициентом регенерации £р, зна-
чение которого определяется для турбоустановок без промпере-
грева пара и с ним соотношениями (2-30) и (2-32). Последние
соотношения могут быть преобразованы к следующему виду:
£Р=(1-О(1-?Р). (3-1)
где Np^ZPiX^ZANi/N*; qp = qp/qn, s; ZXN—
мощность, недовыработанная в турбине паром, отобранным
для РППВ; У*— мощность, которая была бы выработана
турбиной, если бы весь поступивший в нее пар прошел все
ее ступени; </п. в — количество теплоты, подведенной в цикле
к 1 кг рабочего тела; qv — количество теплоты, подведен-
ной к 1 кг рабочего тела в системе РППВ, причем для
ПТУ без промперегрева пара qn. B = io—i/- 9P=in.B — iz> а для
ПТУ с промперегревом napa<7n.B=io—iz + in—iv qP = in.B—iz+
+ (1— ₽)(in—i’i); остальные обозначения сохранены теми же,
что в формулах (2-30) и (2-32). Величина Np в фор-
муле (3-1) представляет собой относительную мощность, недо-
4* 99
Рис. 3-1. Изменение коэффициента—Регенера-
ции kp и его составляющих Np и qp в зави-
симости от относительной мощности ПТУ
выработанную в турбине паром, отоб-
ранным для РППВ. Величину qp в той
же формуле будем называть степенью
регенерации. Она показывает, какая
доля общего количества теплоты, под-
водимой к 1 кг рабочего тела в цикле,
подводится к нему в системе РППВ.
С учетом этого коэффициент регене-
рации приобретает четкий физический
смысл. Величины Np и qp всегда
меньше единицы; меньшими единицами являются и числитель, и
знаменатель в (3-1), но результирующий коэффициент регене-
рации kp всегда больше единицы.
При номинальном режиме значение kp для различных тур-
боустановок в зависимости от температуры подогрева пита-
тельной воды достигает 1,12—1,16, т. е. регенеративный подо-
грев повышает тепловую экономичность ПТУ на 12—16%.
С уменьшением мощности турбины давление в камерах регене-
ративных отборов понижается. Соответственно этому умень-
шается температура подогрева питательной воды и доля теп-
лоты, подведенной к рабочему телу в системе РППВ qP
(рис. 3-1). Одновременное уменьшение расхода питательной
воды и общего подогрева ее в системе РППВ приводит к тому,
что доля пара, отбираемого в регенеративные подогреватели,
сокращается. В то же время в связи со снижением давления
в разных точках проточной части турбины уменьшаются недо-
использованные перепады энтальпии от камер отбора до вы-
хлопного патрубка. Совокупность отмеченных факторов при-
водит к тому, что при снижении нагрузки уменьшается доля
мощности, недовыработанной паром регенеративных отборов,
характеризуемая величиной Np в формуле (3-1). Одновремен-
ное уменьшение значений Np и qp при нелинейных взаимосвя-
зях параметров состояния воды и водяного пара обусловливает
неопределенность в направлении изменения kP. Однако, не-
смотря на возможность некоторого повышения kp в достаточно
узких диапазонах режимов, преобладающая тенденция состоит
в уменьшении коэффициента регенерации kp при снижении на-
грузки (рис. 3-1), чем обусловлено общее снижение эффектив-
ности системы РППВ при разгрузке турбины.
Это явление, обусловленное понижением те’мпературы подо-
грева питательной воды, можно смягчить, организовав на ча-
стичных нагрузках дополнительный отбор пара повышенного
давления, например из камеры регулирующей ступени или про-
странства между наружным и внутренним цилиндрами при-
100
Рис. 3-2. Схема переключения ПВД от одной камеры отбора к другой (а)
н схема с дополнительным ПВД (б)
1 — линия дополнительного отбора; 2 — линия первого отбора; 3 — обратные клапаны;
4 — задвижки с приводом; 5 — ПВД
петлевой конструкции ЦВД [21, 67]. Возможны различные пути
нспользовайия этого отбора. Простейший путь: при понижении
нагрузки турбины до уровня, при котором давление в допол-
нительном отборе понизится до значения, какое было при но-
минальном режиме в камере первого по ходу пара основного
отбора, переключить последний из основных ПВД на камеру
дополнительного отбора (рис. 3-2,а). При таком переключении
температура подогрева питательной воды, снизившаяся по
сравнению с номинальной при разгрузке до режима переклю-
чения, возвращается примерно к номинальному уровню. Даль-
нейшая разгрузка производится с подачей пара в этот подо-
греватель из дополнительной камеры отбора, что обеспечивает
повышение температуры подогрева питательной воды по срав-
нению с ее значением без подобного переключения ПВД и по-
вышает эффективность системы РППВ. Иллюстрацией этого
может служить представленное на рис. 3-3 относительное при-
ращение коэффициента регенерации 6&р, примерно равное, как
следует из формулы (2-37), относительному приращению к. п. д.
турбоустановки. Из приведенного графика следует, что при по-
стоянном начальном давлении пара путем переключения ПВД
удельный расход теплоты турбоустановкой в довольно широком
диапазоне режимов может быть снижен более чем на 0,5 %
для турбоустановки К-1200-240 и более чем на 1 % для турбо-
установки К-100-90. Более сильное влияние переключения ПВД
для турбоустановки К-ЮО-90 может быть объяснено менее раз-
витой у нее системой РППВ.
Переключение ПВД может быть выполнено автоматически.
Согласно предложению В. М. Боровкова и Я- Д- Берковича
(ЛПИ) такое переключение производится при понижении дав-
ления в дополнительной камере отбора до значения его в ка-
101
Рис. 3-3. Относительное изменение коэффици-
ента регенерации б£р турбоустановок
К-1200-240 и К-100-90 при переключении ПВД,
последнего из основных по ходу питательной
воды
Сплошные линии — постоянное начальное давление
пара, штриховые — скользящее давление
мере основного отбора при номиналь-
ном режиме по импульсу от электро-
контактного манометра ЭКМ1 (рис.
3-2,а). Этот импульс поступает на
реле включения электропривода за-
движек, установленных на линиях основного и дополнительного
отборов. При наборе нагрузки производится обратное переклю-
чение. При реализации схем с переключением ПВД должна быть
предусмотрена дополнительная защита от повышения давления
в подогревателе сверх его значения при номинальном режиме,
на которое рассчитан подогреватель. Причиной внезапного по-
вышения давления в камере дополнительного отбора может
быть быстрый набор мощности, например, по сигналу противо-
аварийной автоматики энергосистемы. В приведенном на
рис. 3-2, а примере защита ПВД от повышения давления осу-’
ществляется с помощью электроконтактного манометра ЭКМ2,
воздействующего на обратные клапаны регенеративных отбо-
ров или специальные отсечные клапаны.
Более полно возможности повышения тепловой экономично-
сти ПТУ при использовании дополнительной камеры отбора мо-
гут быть реализованы в случае установки дополнительных
ПВД. На рис. 3-2, б приведена схема с переключением допол-
нительного ПВД (предложение В. М. Боровкова и Я- Д- Бер-
ковича). При высоких нагрузках этот подогреватель работает
параллельно с последним по ходу питательной воды основным
ПВД, а на более низких нагрузках переключается к камере
дополнительного отбора. Переключение рационально произво-
дить при давлении в камере дополнительного отбора, равном
давлению в переключаемом ПВД при номинальном режиме.
Варианты автоматического переключения и защиты дополни-
тельного ПВД (рис. 3-2,6) не отличаются от рассмотренной
выше схемы. Рассматриваемая схема, сохраняя те же преиму-
щества в тепловой экономичности при низких нагрузках, что и
предыдущая схема (рис. 3-2,а), вместе с тем обеспечивает не-
которое повышение тепловой экономичности ПТУ при больших
нагрузках, в том числе при номинальном режиме. Причина
этого — увеличение поверхности теплообмена при параллельном
подключении дополнительного ПВД и уменьшение вследствие
этого недогрева питательной воды, а также уменьшение гид-
равлического сопротивления при параллельном включении
подогревателей.
Другой вариант включения дополнительного ПВД предло-
жи
жен в работе [67]. Подогреватель постоянно подключен к линии
дополнительного отбора. Подводом пара к подогревателю уп-
равляет установленный на линии отбора специальный регули-
рующий клапан, на который воздействует регулятор давления
в подогревателе или регулятор температуры подогрева пита-
тельной воды. Регулятор настроен на поддержание давления
в подогревателе или температуры питательной воды за ним на
том же уровне, что при номинальном режиме. При работе тур-
бины при номинальном режиме питательная вода проходит
через дополнительный подогреватель без подогрева в нем. При
частичных нагрузках регулятор, воздействуя на регулирующий
клапан линии отбора, поддерживает неизменным то же давле-
ние в ПВД и соответственно ту же температуру подогрева, что
были при номинальном режиме. Диапазон действия регуля-
тора ограничен той минимальной нагрузкой, при которой дав-
ление в камере дополнительного отбора становится равным дав-
лению в последнем основном ПВД на номинальном режиме.
Для турбоустановки К-1200-240 такой режим, если дополни-
тельный отбор производить после четвертой ступени ЦВД, со-
ответствует нагрузке 60 % номинальной. При более низких на-
грузках отбор становится нерегулируемым и процесс протекает
так же, как в рассмотренных выше случаях. Данная схема
несколько уступает по экономичности предыдущим при номи-
нальном режиме из-за увеличения общего гидравлического со-
противления пароводяного тракта, вносимого дополнительным
ПВД. Но это перекрывается повышением тепловой экономично-
сти ПТУ при режимах, лишь немногим отличающихся от номи-
нального и более низких, обусловленным неизменной темпера-
турой подогрева питательной воды. Ввод дополнительного
ПВД повышает тепловую экономичность блока 1200 МВт при
нагрузке 80 % номинальной примерно на 0,3 %, а при нагрузке
60% номинальной — на 0,6%. Схема с переключением подо-
гревателей реализована ЛМЗ в турбоустановках К-1200-240
[67], а также ЛПИ при модернизации турбоустановок мощно-
стью 50 и 100 МВт.
При проектировании ПТУ, как правило, удается добиться
близкого к оптимальному распределения общего подогрева
питательной воды между подогревателями при номинальном ре-
жиме. При этом подогревы оказываются распределенными бо-
лее или менее равномерно [60]. При частичных нагрузках проис-
ходит перераспределение между подогревателями подвода теп-
лоты к питательной воде. Это определяется, с одной стороны,
понижением давлений пара по проточной части турбины при ее
разгрузке, а с другой — особой ролью деаэратора в тепловой
схеме ПТУ.
Применяют два способа включения деаэратора в тепловую
схему ПТУ [60]. В первом случае (рис. 3-4, а) деаэратор явля-
ется самостоятельной ступенью подогрева питательной воды, во
втором (рис. 3-4,6)—предвключенной составной частью обоб-
103
Рис. 3-4. Принципиальные схемы включения деаэраторов питательной воды
в тепловую схему ПТУ; а — в качестве самостоятельной ступени РППВ; б —
в качестве предвключенного подогревателя
/ — ПВД; 2~ турбина; 3 — регулирующий клапан; 4 — конденсатор; 5—ПНД; 6 — де-
аэратор; 7 — питательный насос
щенного подогревателя высокого давления. Для большинства
находящихся в эксплуатации и проектируемых ПТУ давление
в деаэраторе при всех режимах поддерживают постоянным, ис-
пользуя для этого установленный на линии подвода пара регу-
лирующий клапан 3 (рис. 3-4,а и б), которым управляет регу-
лятор давления в деаэраторе. Это предопределяет подключение
деаэратора к линии отбора, давление в которой при номиналь-
ном режиме выше давления в деаэраторе, и дросселирование
пара при этом режиме в частично прикрытом регулирующем
клапане. Если деаэратор включен по схеме, приведенной на
рис. 3-4, а, то при номинальном режиме и режимах больших
нагрузок дросселирование пара в регулирующем клапане де-
аэратора приводит к энергетическим потерям. Включение де-
аэратора по схеме, приведенной на рис. 3-4,6, где деаэратор,
присоединенный через дроссельный регулирующий клапан 3
к линии отбора, питающей паром следующий подогреватель,
образует совместно с ним единую ступень РППВ (обобщенный
подогреватель высокого давления), позволяет избежать энерге-
тических потерь, несмотря на дросселирование пара в регули-
рующем клапане. При этом суммарный подогрев питательной
воды в деаэраторе и последующем подогревателе выбирают та-
ким же, каким по экономическим соображениям он был бы вы-
бран, если бы вместо них был применен только один подогре-
ватель. В связи с этим применение такой схемы (рис. 3-4,6)
требует дополнительного (по сравнению со схемой на рис.
3-4, а) теплообменного аппарата, работающего при высоком
давлении питательной воды, что существенно усложняет теп-
ловую схему ПТУ и увеличивает капитальные затраты.
При разгрузке турбины снижается давление в линии отбора,
к которой присоединен деаэратор. При этом регулятор, поддер-
живающий давление в деаэраторе, открывает регулирующий
104
клапан, уменьшая дросселирование в нем. Для схемы, приве-
денной на рис. 3-4, а, это сопровождается уменьшением потерь
энергии, а для схемы на рис. 3-4, б приводит к перераспреде-
лению подогрева воды в рамках обобщенного подогревателя,
увеличивая долю деаэратора и соответственно сокращая долю
последующего подогревателя. При снижении мощности турбины
до определенного уровня давление в линии отбора пара к де-
аэратору окажется равным тому значению, которое поддержи-
вает регулятор давления в деаэраторе. Регулирующий клапан 3
(рис. 3-4, а и б) при этом полностью открыт. В схеме на
рис. 3-4, б весь подогрев питательной воды в обобщенной сту-
пени РППВ при этом режиме происходит в деаэраторе; сле-
дующий подогреватель питательная вода проходит без подо-
грева в нем, и начиная от этого режима обе схемы становятся
практически равноценными.
Для поддержания заданного давления в деаэраторе прн
дальнейшей разгрузке турбины необходимо переключение его
на линию с более высоким давлением. Дросселирование пара
в регулирующем клапане до давления в деаэраторе при таких
режимах сопровождается значительными потерями энергии.
Для того чтобы обеспечить работу деаэратора до его переклю-
чения на питание высокопотенциальным паром в достаточно
широком диапазоне режимов, приходится выбирать давление
в линии отбора к деаэратору при номинальном режиме значи-
тельно выше давления в самом деаэраторе. Так, согласно дан-
ным работы [67], питание деаэратора турбоустановки К-1200-240,
работающего при постоянном давлении 0,7 МПа, приходится
в номинальном режиме производить паром из камеры отбора
с давлением 1,8МПа. Потери энергии от дросселирования пара
в регулирующем клапане деаэратора при его включении по
схеме 3-4, а снижают тепловую экономичность блока в целом
при номинальном режиме на 0,23 %. Эти потери могут быть
сокращены двухступенчатым переключением: сначала на пита-
ние деаэратора паром регенеративного отбора с более высоким
давлением, а при более низких нагрузках — на питание высоко-
потенциальным паром постороннего источника или свежим па-
ром. Однако это мероприятие, связанное с существенным ус-
ложнением тепловой схемы ПТУ и условий ее эксплуатации,
все же не устраняет значительных потерь энергии. Так, если
производить двукратное переключение деаэратора турбоуста-
новки К-1200-240 при нагрузках соответственно 0,73 МНОм и
0,46 Миом, то при номинальном режиме снижение экономичности
блока составит 0,11 %.
Вследствие снижения давлений в линиях отборов пара при
разгрузке турбины уменьшается подогрев конденсата в подогре-
вателях низкого давления, и конденсат при входе в деаэратор
имеет более низкую температуру, чем при номинальном режиме.
Если давление и температура насыщенной воды в деаэраторе
поддерживаются неизменными, подогрев в деаэраторе возра-
1.05
стает по мере снижения мощности турбины. Подогревы же пи-
тательной воды в подогревателях высокого давления при этом
уменьшаются из-за понижения давлений пара в камерах отбо-
ров к ним. В режиме, при котором давление в деаэраторе ока-
жется равным давлению в первом по ходу питательной воды
ПВД, прекратится подогрев воды в этом подогревателе. При
дальнейшем снижении мощности последовательно будет пре-
кращаться подогрев воды в остальных ПВД.
Таким образом, при включении деаэратора по схеме, соот-
ветствующей рис. 3-4, а, с уменьшением мощности турбины со-
кращается подвод теплоты к питательной воде в подогревате-
лях высокого и низкого давления и увеличивается подогрев
питательной воды в деаэраторе. Распределение подогревов воды
между подогревателями по мере разгрузки турбины все более
отличается от исходного оптимального. Многоступенчатый подо-
грев питательной воды при этом, по существу, приближается
к одноступенчатому, что заметно снижает эффективность реге-
нерации. Отмеченное относится и к схеме включения деаэра-
тора согласно рис. 3-4,6 при режимах после переключения де-
аэратора на питание паром более высокого потенциала.
На основании изложенного можно сделать вывод, что об-
щее уменьшение эффективности регенерации при снижении на-
грузки ПТУ (см. рис. 3-1) определяется двумя факторами:
уменьшением степени регенерации qp, связанным со сниже-
нием температуры подогрева питательной воды, и отклонением
от оптимального распределения подогревов питательной воды
между отдельными подогревателями, усиливающимся вслед-
ствие поддержания постоянного давления в деаэраторе. Влия-
ние первого из этих факторов может быть ослаблено переклю-
чением последнего из основных ПВД.
Скользящее давление в деаэраторе. Эффективный путь уст-
ранения отмеченных выше недостатков—отказ от постоянного
давления в деаэраторе и перевод его на работу с переменным
(скользящим) давлением [45, 64, 67]. При этом могут быть
устранены дросселирование пара в регулирующем клапане де-
аэратора и связанные с ним потери энергии. Как показано в ра-
боте [67], достигаемое при этом в номинальном режиме повы-
шение тепловой экономичности турбоустановки К-1200-240
в схемах с одноступенчатым и двухступенчатым переключением
деаэратора составляет соответственно 0,23 и 0,11 %. Такой же
эффект был бы получен при введении в тепловую схему ПТУ
соответственно двух и одной дополнительных ступеней регене-
ративного подогрева. Распределение подогревов между отдель-
ными подогревателями на частичных нагрузках блока при
скользящем давлении в деаэраторе отличается от принятого на
номинальном режиме в значительно меньшей мере, чем при
постоянном давлении. Вследствие приближения к оптималь-
ному распределению подогревов на частичных нагрузках воз-
растает коэффициент регенерации kp и соответственно тепловая
106
экономичность блока. В приведенном на рис. 3-5 примере [45]
скользящее давление в деаэраторе позволяет повысить тепло-
вую экономичность турбоустановки К-300-240 ХТЗ в широком
диапазоне режимов более чем на 1 %.
Исследованиями, выполненными различными организациями,
установлено, что в широком диапазоне давлений и гидравличе-
ских нагрузок при достаточном выпаре деаэрирующая способ-
ность применяемых конструкций деаэраторов стабильна и не
вызывает опасений. Надлежащим выбором разности высот
установки деаэратора и группы питательных и бустерных насо-
сов, а также сопротивлений соединяющих их трубопроводов мо-
жет быть предотвращено вскипание питательной воды во вса-
сывающих патрубках насосов и обусловленный этим срыв их
работы [45, 64]. При наиболее глубоких сбросах нагрузки, когда
происходит переключение деаэратора на питание паром от вы-
сокопотенциального источника, на время переключения преры-
вается подача пара в деаэратор, но и в этих режимах не на-
блюдается срыва насосов.
Высокая экономичность и надежность работы турбоустано-
вок как при стационарных, так и при переходных режимах под-
тверждены опытом эксплуатации ряда энергоблоков 300 МВт
с турбинами ЛМЗ при скользящем давлении в деаэраторе [64].
Отключение ПВД как ис-
точник пиковой мощности. От-
ключение подогревателей вы-
сокого давления позволяет, на-
правив высвобожденный пар в
проточную часть турбины, вы-
работать дополнительную пи-
ковую мощность. Для этого
необходимы минимальные ка-
питальные затраты. Перед
первым отключением ПВД
Рис. 3-6. Обобщенные характери-
стики конденсационных ПТУ: а —
с промперегревом пара (сплошные
линии —23,5 МПа, 813/813 К; штри-
ховые—12,7 МПа, 838/838 К); б —
без промперегрева пара (8,8 МПа,
808 К)
Рис. 3-5. Относительное измене-
ние коэффициента регенерации 6£р
при работе со скользящим давле-
нием в деаэраторе
107
должна быть проверена возможность форсировки котла для
компенсации недогрева питательной воды; если форсировка
неосуществима, отключение регенерации из-за уменьшения
к. п. д. турбоустановки приведет после кратковременного подъ-
ема к снижению мощности по сравнению с исходной. Времен-
ное отключение ПВД может быть также весьма эффективным,
если требуется экстренное увеличение мощности турбины при
ее участии в противоаварийном управлении энергосистемой
[24]. В таком случае обычно требуется повышение мощности
на короткое время перехода котла к новому режиму работы,
измеряемое несколькими минутами, после чего подогреватели
снова могут быть введены в работу. Теплоты, аккумулирован-
ной в котле, оказывается достаточно для работы с прежней
паропроизводительностью в течение этого времени.
Отключение подогревателей высокого давления существенно
влияет на все характеристики энергоблока. Это влияние оказы-
вается различным в зависимости от параметров и тепловой
схемы турбоустановки. Ниже приведены результаты анализа,
выполненного в ЛПИ применительно к двум группам турбо-
агрегатов: без промперегрева пара (К-100-90 и другие агре-
гаты этого класса) и с промперегревом пара (К-200-130,
К-300-240, К-800-240, К-1200-240 и другие агрегаты, входящие
в состав мощных энергоблоков).
На рис. 3-6 приведены расчетные обобщенные характе-
ристики турбоустановок этих двух классов, построенные
в предположении последовательного отключения регенеративных
отборов, начиная с первых по ходу пара. На этом графике обо-
значены: т] и N—к. п. д. и мощность ПТУ, отнесенные к их но-
минальным значениям; GZ=GZ/G, причем G и Gz — расход пара
соответственно при входе в турбину и выходе из нее в конден-
сатор; = —<7ном)/<7ном — относительное повышение удельного
расхода теплоты, подведенной к пару; Ain в = Ain.B/(in. в — iz)HoM—
относительный недогрев питательной воды при отключении ре-
генеративных подогревателей.
Как следует из графика на рис. 3-6, а, построенного для
ПТУ с промперегревом пара, мощность турбины увеличивается
по мере возрастания числа отключенных регенеративных отбо-
ров, характеризуемого относительным недогревом питательной
воды Ain. в- Однако относительный прирост мощности N неук-
лонно замедляется. Так, 10%-ный недогрев питательной воды
(Ain. в=0,1) начиная от номинального режима увеличивает мощ-
ность турбины сверхкритических параметров примерно на 5 %,
а такое же изменение недогрева от 0,5 до 0,6 повышает мощ-
ность лишь на 1,5 %. В зоне же отборов на ПНД такое же из-
менение недогрева уже не вызывает сколько-нибудь заметного
прироста мощности. Влияние отключения отборов определяется
не только уменьшением работоспособности пара по мере пере-
хода к отборам пара с более низким давлением, но и сниже-
108
нием к. п. д. цилиндра низкого давления при его перегрузке.
Степень перегрузки и вызываемое ею снижение к. п. доопреде-
ляются относительным расходом пара конденсатором Gz.
Отключение регенеративных отборов сопровождается сни-
жением экономичности энергоблока; одна из основных причин
этого — падение средней температуры, при которой в цикле
подводится теплота к рабочему телу.
Снижение экономичности энергоблока тем больше, чем
большее число подогревателей отключено. Так, если для Ain. в =
=0,1 в зоне верхних отборов перерасход топлива составляет
0,7 %, то в зоне нижних отборов равноценное по недогреву от-
ключение регенерации вызывает перерасход топлива более чем
на 2,5%. Если полагать, что при отключении подогревателей
номинальная мощность вырабатывается с прежней экономич-
ностью, а весь перерасход топлива отнести к дополнительной
пиковой мощности, то можно определить к. п. д. производства
этой дополнительной мощности. Существенное снижение тепло-
вой экономичности блоков при отключении регенеративных
подогревателей предопределяет низкий к. п. д. выработки пико-
вой мощности. Согласно данным ЦКТИ [25] при отключении
двух ПВД для блоков К-300-240, К-800-240, К-1200-240 допол-
нительная пиковая мощность составляет 11—12% номинальной
мощности, а к. п. д. ее выработки равен 29—30,5 %; при отклю-
чении трех ПВД дополнительная мощность достигает 15—20 %,
а к. п. д. ее производства снижается до 27—28,5 %.
Для ПТУ с промперегревом и без него в случае докритиче-
ских параметров пара отключение регенеративных подогрева-
телей дает результаты, похожие качественно, но несколько от-
личающиеся количественно (рис. 3-6, а и б).
Подогреватели высокого давления, в которые направляется
до 30 % общего количества отбираемого пара, дают при своем
отключении около 70 % дополнительной мощности (см. рис. 3-6).
Снижение экономичности ПТУ для выработки этой части мощ-
ности еще относительно невелико (удельный расход теплоты
всей паротурбинной установкой повышается до 5%), а техни-
ческие мероприятия, связанные с ее реализацией, не слишком
сложны, так как необходимый догрев питательной воды отно-
сительно невелик. Отключение остальных подогревателей, давая
существенно меньший эффект, создает значительно большие
затруднения при его реализации. Поэтому представляется це-
лесообразным при получении дополнительной пиковой мощно-
сти ограничиваться отключением подогревателей высокого дав-
ления. При этом не изменяются условия деаэрации питательной
воды, что во многом определяет надежность работы энерго-
блока.
К. п. д. пиковой мощности, получаемой при отключении
ПВД, находится на уровне к. п. д. современных пиковых ГТУ,
а капитальные затраты существенно меньше при отключении
1W
ПВД. Однако не следует противопоставлять оба способа полу-
чения пиковой мощности, тем более, что, как было показано
в гл. 1, наибольший эффект дает сочетание их.
Осуществимость режимов с отключением ПВД подтверж-
дена натурными испытаниями и первым опытом эксплуатации
блоков 300 МВт в таком режиме на различных электростан-
циях [25, 28]. При этом было выявлено, что по крайней мере
некоторые находящиеся в эксплуатации котлы, не проектиро-
вавшиеся для работы с отключенными ПВД, способны работать
в новых условиях. Отключение ПВД реализовано при проек-
тировании турбоустановки К-1200-240, где за счет этого полу-
чена дополнительная пиковая мощность, составляющая
200 МВт [67].
Учитывая сравнительную простоту получения пиковой мощности от энер-
гоблоков с отключенными ПВД при сохранении высокой экономической
эффективности, следует критически переосмыслить методы проектирования
тепловых схем для новых установок. Оптимальные параметры этих схем
должны выбираться с учетом возможности работы при отключенных ПВД
в часы пиковых нагрузок (до 500—1000 ч в год). С этой точки зрения необ-
ходимо внести соответствующие коррективы и в методику экономического
обоснования проектируемых энергоблоков. В зарубежном паротурбостроении
имеются примеры значительно более высокого подогрева питательной воды
в системе РППВ. Так, в энергоблоке фирмы «Дженерал Электрик» на сверх-
критические параметры пара (24,2 МПа, 811/811 К) мощностью 900 МВт
(электростанция «Булл Ран») температура подогрева питательной воды равна
561 К, что выше температуры, применяемой в отечественных энергоблоках
этого класса, иа 15—20 К- В этой установке использован отбор пара в один
из ПВД от приводной турбины питательного насоса. Последняя получает
пар из ЦВД, т. е. до промперегрева, что увеличивает количество отбираемого
пара. Отмеченные обстоятельства обусловливают увеличение дополнительной
мощности при отключении ПВД. Расчеты, выполненные применительно
к этому энергоблоку, показали, что при отключении ПВД для агрегатов та-
кого типа может быть получена пиковая мощность, примерно вдвое большая,
чем для турбоустановки К-800-240.
Важность задачи изыскания источников пиковой мощности
требует интенсификации исследований в этом направлении и
быстрейшей реализации их результатов в возможно более ши-
роких масштабах.
3-2. СКОЛЬЗЯЩЕЕ НАЧАЛЬНОЕ ДАВЛЕНИЕ ПАРА
Термодинамические особенности работы ПТУ при скользя-
щем давлении. Программа регулирования мощности ПТУ сколь-
зящим начальным давлением пара р0 при неизменном положе-
нии т регулирующих клапанов турбины (см. рис. 1-5,6) впер-
вые была предложена в конце 20-х годов В. Д. Кирпичниковым
для турбин с противодавлением, а несколько лет спустя —
Г. Глейхманом и Г. Меланом для конденсационных турбин.
Однако в то время в большой энергетике применялись низкие
параметры пара, при которых этот способ не давал существен-
ных преимуществ перед работой при постоянном давлении све-
жего пара. Вследствие этого работа при скользящем давлении
110
не нашла тогда сколько-нибудь значительного применения на
электростанциях, хотя и использовалась в некоторой мере для
судовых ПТУ. Переход к четвертому этапу энергетики, харак-
теризующемуся высокими, в том числе сверхкритическими,
параметрами и промежуточным перегревом пара, блочной ком-
поновкой агрегатов, а также непрерывным повышением неравно-
мерности графиков нагрузки в энергосистемах, открыл перспек-
тивы практического использования скользящего давления на
ТЭС. Длительное время внедрение скользящего давления тор-
мозилось распространенным мнением о невозможности участия
ПТУ, работающих при скользящем давлении, из-за их низкой
приемистости в регулировании частоты и активной мощности
в энергосистемах, а также противоречивостью данных о тепло-
вой экономичности работы блоков при скользящем давлении,
полученных различными исследователями, многие из которых
проводили изыскания при неоптимальных для скользящего дав-
ления положениях регулирующих клапанов турбин, характери-
стиках питательных насосов и пр. Лишь в конце 60-х — начале
70-х годов исследованиями ЛПИ, ЛМЗ, Союзтехэнерго,
Урал-ВТИ, МЭИ, ЦКТИ и других организаций в эти вопросы
была внесена ясность. Ниже приведен термодинамический ана-
лиз работы ПТУ различного типа при скользящем давлении на
основе выполненных в ЛПИ исследований. Анализ проведен
для разных типов парораспределения турбин по методике, из-
ложенной выше [см. гл. 2, соотношения (2-28) — (2-37)].
На рис. 3-7, а представлены процессы А0В0 и А'В' изоэнтро-
пийного расширения пара в турбине, не имеющей промпере-
грева, при скользящем давлении для номинального (Go) и ча-
стичного (G) расходов пара. Этим расходам соответствуют дав-
ления р0 и pi перед соплами первой ступени. При построении
процесса А'В' принято, что для всех режимов начальная темпе-
ратура пара То неизменна. Для сравнения на том же графике
приведены процессы расширения АВ и А0Во при расходе G для
Рис. 3-7. Процессы изоэнтропийного расширения в турбине при скользящем
и постоянном давлении: а — без промперегрева пара; б — с промперегревом
пара
111
Рис. 3-8. Циклы ПТУ для различных режи-
мов при постоянном и скользящем началь-
ном давлении пара
турбин, работающих на постоянном
давлении и имеющих соответст-
венно дроссельное и сопловое па-
рораспределение. Во всех рассмот-
ренных случаях предполагалось,
что давление pz в конденсаторе одинаково для всех режимов.
При скользящем давлении с изменением режима меняется
также цикл ПТУ (рис. 3-8). При номинальном режиме на Ts-
диаграмме он изображается контуром aobocodoeo, а при частич-
ном— aobcde. Удаление параметров цикла от оптимальных по
мере снижения нагрузки определяет понижение термического
к. п. д. цикла щ при скользящем давлении (кривая 1 на
рис. 3-9). Однако это понижение оказывается менее интенсив-
ным, чем для установки с дроссельным парораспределением при
постоянном давлении (кривая 2). Это объясняется тем, что
процесс дросселирования пара в регулирующих клапанах тур-
бины dodt (см. рис. 3-8) сопровождается понижением темпера-
туры пара перед турбиной. Поскольку с термодинамической
точки зрения эффективность цикла определяется достигаемыми
перед турбиной параметрами пара и не зависит от линии под-
вода теплоты, полученный цикл aoboCodo^i^i эквивалентен
циклу aobcdie}. Последний же практически совпадает с циклом
скользящего давления по давлению перед турбиной, но отлича-
ется от него меньшей температурой. Вследствие отмеченного
скользящее давление по термическому к. п. д. цикла при ча-
стичных нагрузках превосходит постоянное, сочетаемое с дрос-
сельным парораспределением.
Заметим, что этот термодинамический выигрыш, определяе-
мый в соответствии с формулой (2-34) параметрами пара перед
турбиной и в конденсаторе, не зависит от того, каким путем
достигается скользящее давление: изменением угловой скорости
питательного насоса или дросселированием рабочей среды в пи-
тательных клапанах котла либо в специальных задвижках,
встроенных в пароводяной тракт. Из этого следует, что термо-
динамический выигрыш от применения скользящего давления
вместо дроссельного парораспределения при постоянном давле-
нии обусловлен не самим по себе устранением дросселирования
рабочего тела, а непостоянством удельной теплоемкости пара
ср, вследствие чего при дросселировании свежего пара понижа-
ется его температура. Если бы вместо пара в установке был
применен совершенный газ с неизменной теплоемкостью ср, то
линии постоянной энтальпии совпали бы с изотермами и про-
цессы с/16] и de (см. рис. 3-8) не отличались бы друг от друга.
В таком случае скользящее давление не дало бы термодинами-
ческого выигрыша по сравнению с дроссельным парораспреде-
112
5)
Рис. 3-9. Зависимость термического к. п. д. цикла ПТУ от относительного
расхода пара: а — без промперегрева пара; б —с промперегревом пара
/ — скользящее давление; 2 — постоянное давление, дроссельное парораспределение;
3 — постоянное давление, идеальное сопловое парораспределение; 4—реальное сопло-
вое парораспределение; 5 — комбинированное регулирование
лением. При использовании водяного пара этот выигрыш тем
больше, чем круче изотермы на is-диаграмме, т. е. возрастает
с повышением номинального давления свежего пара.
При идеальном сопловом парораспределении (кривая 3
на рис. 3-9, а и б) термический к. п. д. цикла во всем диапазоне
режимов выше, чем при скользящем давлении. Реальная же
установка с сопловым парораспределением, имеющая четыре
сегмента сопел регулирующей ступени, причем подвод пара
к первым двум сегментам сопел изменяется одновременно, со-
впадает по термическому к. п. д. с предыдущей, как показано
выше, только при номинальной нагрузке и режиме с полным
подводом пара к этим двум группам (точки Л и В на рис. 3-9).
При меньших нагрузках реальное сопловое парораспределение
превращается, по существу, в дроссельное. Это связано с за-
метным снижением термического к. п. д. цикла (кривая 4). Как
следует из графика, в области низких нагрузок скользящее дав-
ление по термическому к. п. д. превосходит реальное сопловое
парораспределение. Вместе с тем в определенной области вы-
соких нагрузок выше термический к. п. д. ПТУ с реальным соп-
ловым парораспределением. Ширина этой области тем меньше,
чем выше параметры свежего пара при номинальном режиме и
чем больше нагрузка, обеспечиваемая двумя группами сопел
регулирующей ступени.
Рассмотрим далее влияние промперегрева пара на эффек-
тивность применения скользящего давления. ЧНД турбины
с промперегревом пара можно рассматривать как конденсаци-
онную турбину, работающую при скользящем давлении ра в про-
межуточном перегревателе. Процессы расширения СоДо и CD
(см. рис. 3-7, б) в этой части соответственно при номинальном
и частичном расходе пара не зависят от способа регулирования
ЧВД. Количество теплоты, отводимое от пара в конденсаторе,
при равных расходах пара одинаково для турбин с ЧВД, рабо-
113
тающими при постоянном и скользящем давлении. Процессы
изоэнтропийного расширения в ЧВД при частичной нагрузке
изображаются соответственно линиями А0В" для соплового па-
рораспределения, АВ — для дроссельного парораспределения
при постоянном давлении и А'В' — при скользящем. Они ана-
логичны соответствующим процессам на рис. 3-7, а. Однако
между ними есть принципиальное отличие. Для турбины без
промперегрева смещение вправо процесса расширения при
скользящем давлении и обусловленное им повышение энталь-
пии пара, покидающего турбину, увеличивает количество теп-
лоты, отдаваемой каждым килограммом пара охлаждающей
воде в конденсаторе. Для турбин же с промперегревом пара
потери в холодном источнике, как было показано выше, одина-
ковы для всех сравниваемых вариантов. Повышение же энталь-
пии пара за ЧВД при скользящем давлении уменьшает то ко-
личество теплоты, которое должно быть подведено к пару
в промежуточном перегревателе. Этот возврат теплоты прино-
сит дополнительный выигрыш для турбин, работающих при
скользящем давлении, по сравнению с аналогичными турби-
нами, имеющими при постоянном давлении дроссельное паро-
распределение.
С возвратом теплоты связано также сокращение зоны про-
игрыша по сравнению с турбинами, имеющими при постоянном
давлении реальное сопловое парораспределение. Как следует
из рис. 3-9, при докритическом давлении пара (12,7 МПа) кри-
вая 4 во всем рассматриваемом диапазоне режимов проходит
выше кривой 1, но при G<0,5 различие не превышает 0,25%.
С переходом к сверхкритическому давлению (23,5 МПа) при
нагрузках, меньших 60 % номинальной, термический к. п. д.
цикла при скользящем давлении становится выше, чем при
реальном сопловом парораспределении. Из формулы (2-35)
r]t=--Ht/(i0—i'z + qn) = (Hlt + H2t)/(Hlt -Нп — где одна и та же
величина Ни является слагаемым и в числителе и в знамена-
теле правильной дроби, следует, что различие в термическом
к. п. д. цикла при постоянном и скользящем давлении умень-
шается по мере сокращения Ни, т. е. повышения давления
промежуточного перегрева пара.
Для турбин с двукратным промперегревом пара различие
определяется только первым промперегревом. Второй перегрев
не меняет сравнительной качественной картины. Вместе с тем,
поскольку двукратный промперегрев уменьшает перепад эн-
тальпии ЧВД, относительный термодинамический выигрыш от
применения скользящего давления в этом случае меньше, чем
при однократном промперегреве.
При скользящем давлении могут работать турбины как
с дроссельным, так и с сопловым парораспределением. При но-
минальном режиме более высокий внутренний относительный
к. п. д. имеет турбина с дроссельным парораспределением..
114
Поскольку давление пара перед соплами первой ступени при
скользящем давлении мало отличается при равных расходах от
аналогичной величины у турбины с дроссельным парораспреде-
лением при постоянном давлении, внутренний относительный
к. п. д. турбины с дроссельным парораспределением при сколь-
зящем давлении практически совпадает с аналогичной величи-
ной при постоянном давлении. Для турбины с сопловым паро-
распределением, работающей при скользящем давлении, харак-
теристика Tjoe (О) эквидистантна предыдущей.
У турбин с промперегревом пара процессы (CD) в ЧНД
при постоянном и скользящем давлении совпадают (см. рис.
3-7, б) и на сравнительную экономичность влияет только внут-
ренний относительный к. п. д. цилиндра высокого давления. По
мере снижения нагрузки при скользящем давлении примерно
пропорционально расходу пара уменьшаются давления перед
турбиной и в промежуточном перегревателе, так что отношение
давлений П = рп/А не изменяется. Практически неизменным
в широком диапазоне режимов при скользящем давлении оста-
ется и внутренний относительный к. п. д. ЦВД (рис. 3-10) как
при дроссельном, так и при сопловом парораспределении. Для
сравнения на том же рисунке нанесены графики внутреннего
относительного к. п. д. ЦВД турбины с дроссельным и сопло-
вым парораспределением при постоянном давлении. Первая из
них почти совпадает с аналогичной характеристикой при сколь-
зящем давлении. При детальных расчетах турбин следует учи-
тывать некоторое отличие гидравлических сопротивлений «хо-
лодной» линии промперегрева вследствие разной плотности
пара за ЦВД при постоянном и скользящем давлении, а также
некоторое повышение давления в регенеративных отборах и по
всей проточной части турбины при скользящем давлении из-за
уменьшения плотности пара. Первый из этих факторов не-
сколько уменьшает термодинамический выигрыш от примене-
ния скользящего давления, а второй — увеличивает его.
К- п. д. цилиндра высокого давления турбины с сопловым
парораспределением при постоянном давлении ввиду увеличе-
ния перепада энтальпии регулирующей ступени понижается
с уменьшением расхода пара до значения его, соответствую-
щего точке В на рис. 3-9. При меньших расходах происходит
дросселирование всего потока пара, подводимого к турбине, и,
как при дроссельном парораспределении, к. п. д. цилиндра ос-
тается неизменным (линия ВС на рис. 3-10).
Сравнительную оценку проведем по произведению тцт]о/, ко-
торое, как следует из формулы (2-33), в наибольшей мере
влияет на к. п. д. брутто установки. При этом используем ре-
зультаты приведенного выше сопоставления термического
к. п. д. цикла и внутреннего относительного к. п. д. турбины
при постоянном и скользящем давлении.
Анализ начнем с выбора типа парораспределения при сколь-
зящем давлении. Поскольку при этом термический к. п. д.
115
Рис. 3-10. Зависи-
мость внутрен-
него относитель-
ного к. п. д.
ЦВД от расхода
пара
/ — скользящее дав-
ление, дроссельное
парораспределен и е;
2 — скользящее дав-
ление, сопловое паро-
распределение; 3 - •
постоянное давление,
дроссельное паро-
распределение; 4 —
постоянное давле-
ние, сопловое паро-
распределение
Рис. 3-11. Зависимость
к. п. д. брутто ПТУ без
учета регенерации от рас-
хода пара G при разных
способах регулирования
мощности
1 — постоянное давление, дрос-
сельное парораспределение;
2 — постоянное давление, иде-
альное сопловое парораспреде-
ление; 3 — постоянное давле-
ние, реальное сопловое паро-
распределение, 4—6 — скользя-
щее давление, дроссельное
парораспределение (T|'g отне-
сен к значению к. п. д. ПТУ
с дроссельным парораспреде-
лением при номинальном ре-
жиме)
цикла не зависит от типа парораспределения, а внутренний
относительный к. п. д. турбины с сопловым парораспределением
более низок, оптимальным вариантом для работы при скользя-
щем давлении является турбина с дроссельным парораспреде-
лением. Его следует выбирать при проектировании турбин
специально для скользящего давления. Именно этот вариант
выбран в дальнейшем в качестве основного при сравнении по-
стоянного и скользящего давления.
Внутренний относительный к. п. д. турбин с дроссельным
парораспределением при постоянном и скользящем давлении
практически одинаков при одинаковых расходах пара. Термиче-
ский же к. п. д. цикла выше у установки, работающей при
скользящем давлении. Следовательно, во всем диапазоне ча-
стичных нагрузок она имеет более высокий к. п. д. брутто nfe
(рис. 3-11), причем выигрыш возрастает с ростом номиналь-
ного давления свежего пара (кривые 4, 5, 6 расположены в по-
рядке последовательного увеличения р0) и с применением
промперегрева пара. Поэтому в тех случаях, когда при проекти-
ровании турбины по каким-либо причинам (например, из-за
вибрационной прочности первой ступени) принято дроссельное
парораспределение, следует проектировать ее и весь блок для
работы при скользящем давлении.
Сравним далее работу установки при скользящем давлении
116
и постоянном с реальным сопловым парораспределением (кри-
вая 3). При низких начальных параметрах пара характери-
стика ПТУ при скользящем давлении (кривая 4) мало отлича-
емся от кривой 1. В этом случае при частичных нагрузках
более высоким к. п. д. обладает установка с сопловым парорас-
пределением, и проектирование турбин с дроссельным парорас-
пределением специально для скользящего давления нерацио-
нально. При повышении номинальных параметров пара харак-
теристика ПТУ при скользящем давлении, как следует из
рис. 3-11 (кривая 5), дважды пересекает кривую 3. Следова-
тельно, работа при скользящем давлении оказывается термо-
динамически эффективной в области низких нагрузок и вблизи
номинального режима. Однако для таких ПТУ имеется область
режимов вблизи точки В, где преимущества на стороне сопло-
вого парораспределения при постоянном давлении. Поскольку
при работе в переменной части графика нагрузки определенную
часть времени установка может работать в этой области режи-
мов, целесообразность проектирования таких ПТУ на докри-
тические параметры пара специально для работы при скользя-
щем давлении с дроссельным парораспределением также дис-
куссионна, если это не вызвано иными соображениями,
например стремлением повысить маневренность турбины (как
это сделано для полупиковой установки К-500-130). Наконец,
при переходе к сверхкритическим параметрам пара (кривая 6)
во всем диапазоне режимов более экономична ПТУ с дрос-
сельным парораспределением, работающая при скользящем
давлении. В этом случае можно рекомендовать специальное
проектирование блоков для работы при скользящем давлении.
С переходом к скользящему давлению повышается энталь-
пия пара, отбираемого для регенеративного подогрева пита-
тельной воды. Использование для подогрева более высокопо-
тенциального пара увеличивает недовыработку мощности па-
ром регенеративных отборов, что учитывается величиной
в числителе формулы (3-1). Степень регенерации <ур в знаме-
нателе той же формулы при скользящем давлении всегда
меньше, чем при постоянном. Это обусловлено повышением эн-
тальпии io свежего пара. Вследствие отмеченного коэффициент
kP при переводе ПТУ на скользящее давление понижается
(рис. 3-12). Однако, как показывают расчеты, выполненные
в ЛПИ для установок различного типа, сокращение выигрыша
от скользящего давления за счет регенерации не превышает
0,20—0,25 %. Это составляет небольшую часть общего термо-
динамического выигрыша от применения скользящего давления
и не меняет вывода о большей экономичности ПТУ при сколь-
зящем давлении. Согласно исследованиям, выполненным в ЛПИ
и ЛМЗ [21, 67], при скользящем давлении еще более эффек-
тивным, чем при постоянном, оказывается переключение по-
следнего ПВД на питание паром более высокого потенциала
117
или включение в тепловую схему дополнительного подогрева-
теля, получающего пар из камеры отбора с более высоким дав-
лением (см. рис. 3-3).
Тепловая экономичность работы энергоблоков при скользя-
щем давлении. К. п. д. паротурбинной установки -qo, определяе-
мый по формуле (2-28), или обратная ему величина — удель-
ный расход теплоты q?, не учитывают затрат энергии на соб-
ственные нужды установки. С учетом этих затрат к. п. д. уста-
новки нетто т] и удельный расход теплоты нетто q могут быть
определены по формуле т] = \!q= N3IQ, где Q — количество
теплоты, подводимой к рабочему телу в котле для получения
пара, идущего как на выработку электрической энергии, так и
на обеспечение собственных нужд установки; N3—полезная
мощность, отдаваемая в электрическую сеть.
Существенная часть затрат энергии на собственные нужды
ПТУ приходится на привод питательного насоса. С ростом на-
чального давления пара удельная мощность питательного на-
соса возрастает и для мощных энергоблоков на сверхкритиче-
ские параметры пара превышает 4 %. В таких условиях выбор
той или иной подпрограммы регулирования питательного на-
соса может оказать заметное влияние на тепловую экономич-
ность всего блока, особенно при его работе со скользящим дав-
лением.
Рис. 3-12. Зависимость от
нагрузки коэффициента ре-
генерации kp турбины
К-100-90-6 при постоянном
(1) и скользящем (2) дав-
лении и относительного
уменьшения коэффициента
регенерации 6£р из-за пере-
хода к скользящему давле-
нию для турбин различного
типа
Рис. 3-13. Характери-
стики питательного на-
соса и сети
1 — характеристика сети
при постоянном давлении;
2 — то же при скользящем
давлении; 3 — характери-
стика нерегулируемого пи-
тательного насоса; 4, 5 —
характеристики насоса при
различных угловых скоро-
стях; 6 — характеристика
одного нерегулируемого на-
соса при параллельной ра-
боте двух насосов
118
Как отмечалось выше, реализация скользящего давления
возможна как изменением угловой скорости питательного на-
соса при отсутствии дросселирования по всему пароводяному
тракту, так и дросселированием рабочего тела в питательном
клапане или в специальных клапанах, встроенных в тракт
котла, при нерегулируемом насосе. Удельный расход теплоты
брутто во всех этих случаях практически одинаков. Однако воз-
можность сокращения затрат мощности на привод питатель-
ного насоса делает наиболее эффективной первую из указан-
ных подпрограмм.
Это связано с изменением характеристик сети, на которую
работает насос.
Давление, которое должен при любом режиме работы блока
обеспечить питательный насос, рн = Ро + Лр + Лркл» где ро — дав-
ление пара перед стопорными клапанами турбины, определяе-
мое программой регулирования блока; Ар — гидравлическое
сопротивление пароводяного тракта, содержащего, кроме котла,
также подогреватели высокого давления и главный паропро-
вод; Дркл — потери давления в регулирующих питательных кла-
панах (РПК) котла, определяемые степенью их открытия. Она
устанавливается регулятором питания котла.
Гидравлическое сопротивление каждого участка пароводя-
ного тракта пропорционально рщ2, где w — скорость рабочего
тела; р — плотность. При постоянном давлении, когда плотности
воды и пара изменяются незначительно, гидравлические потери
Ар можно считать пропорциональными квадрату расхода пара.
Характеристика сети определяется кривой 1 на рис. 3-13. При
скользящем давлении гидравлическое сопротивление водяной
части тракта меняется в зависимости от режима примерно так
же. Сопротивление же парового тракта при равных расходах
оказывается большим, чем при постоянном давлении, ввиду
больших скоростей пара. Таким образом, суммарное гидравли-
ческое сопротивление пароводяного тракта при скользящем дав-
лении больше, чем при постоянном. Однако понижение давле-
ния перед турбиной, во много раз превосходящее прирост гид-
равлического сопротивления, определяет общее уменьшение
требуемого давления за насосом при скользящем давлении
(кривая 2) и возможность сокращения вследствие этого затрат
мощности на привод питательного насоса.
Поскольку рабочая точка насоса определяется пересечением
его характеристики 3 с характеристикой сети (точка А при но-
минальном расходе Go), для перехода к частичному расходу G
требуется смещение характеристики насоса при постоянном и
скользящем давлении соответственно в положения 4 и 5 с тем,,
чтобы они пересекались с характеристиками сети 1 и 2 в точ-
ках С и Сь Такое смещение характеристики насоса, достигае-
мое понижением его угловой скорости, позволяет точно реали-
зовать закон изменения давления рн за насосом, определяемый
характеристикой сети. При скользящем давлении требуется
119
больший диапазон изменения угловой скорости, что должно
учитываться при проектировании насоса и его привода.
Регулирование угловой скорости питательных электронасо-
сов, приводимых асинхронными электродвигателями, может
производиться гидромуфтами, а питательных турбонасосов —
регулированием угловой скорости приводных турбин. Особен-
ности работы приводных турбин блоков, работающих при по-
стоянном и скользящем давлении, будут рассмотрены ниже.
К. п. д. гидромуфты в первом приближении может быть оценен
по формуле т]гм=т]м(1—s), где т]м=0,97-4-0,98 — механический
к. п. д. гидромуфты; s = l—<02/(01 — скольжение; coi и (02 — угло-
вая скорость ведущего и ведомого валов. Поскольку при но-
минальном режиме гидромуфта имеет скольжение 2—3 %,
включение гидромуфты снижает к. п. д. привода насоса на 4—
5%.
При частичных нагрузках по мере увеличения скольжения
к. п. д. гидромуфты существенно понижается. Следует также
иметь в виду, что регулировочный диапазон некоторых гидро-
муфт ограничен скольжением s = 0,2, что снижает эффективность
этого способа.
Мощность, затрачиваемая на привод питательного насоса,
А'н=бп. вАрн/СрЛиЛ!), где Gn. в — массовый расход питатель-
ной воды; р — плотность воды; Дрн — повышение давления в на-
сосе; т]н и т]1 — к. п. д. насоса и его привода. При понижении
давления мощность насоса уменьшается. Ввиду этого при неиз-
менном расходе пара увеличивается полезная мощность, отда-
ваемая генератором в сеть. Однако вследствие уменьшения ра-
боты сжатия в насосе при скользящем давлении снижается
энтальпия воды за ним. Это должно быть скомпенсировано уве-
личением подвода теплоты в подогревателях высокого давле-
ния или котле. В связи с отмеченным полезно используется не
see уменьшение затрат мощности на привод насоса, что иногда
предполагается при экономическом обосновании скользящего
давления, а лишь часть его, не превышающая согласно иссле-
дованиям ЛПИ [21] 60 % теоретически возможного значения.
Это обстоятельство необходимо иметь в виду при определении
удельного расхода теплоты нетто <7 = (Q—Gn. BAiH)/(.V— WH),
где AiH — повышение энтальпии питательной воды в насосе. Од-
нако даже с учетом этого выигрыш в затратах на собственные
нужды представляет собой одну из главных составляющих об-
щего выигрыша в тепловой экономичности энергоблока от при-
менения скользящего давления. Следует, однако, иметь в виду,
что модернизация системы питания котла путем установки гид-
ромуфт требует дополнительных капитальных и эксплуатацион-
ных затрат, а на действующих ТЭС может встретить компо-
новочные трудности. Кроме того, при большом скольжении
в гидромуфте потери энергии в ней значительны, что снижает
тепловую экономичность блока, в том числе при номинальном
режиме. Поэтому при переходе к скользящему давлению мо-
120
жет оказаться рациональным турбопривод питательных насо-
сов для блоков меньшей мощности, чем при постоянном дав-
лении.
Заслуживает также более серьезного внимания работа ПТУ
при скользящем давлении с нерегулируемыми питательными
электронасосами. Пусть характеристика такого насоса соответ-
ствует кривой 3 на рис. 3-13. Уменьшенному расходу питатель-
ной воды при работе блока с постоянным давлением соответ-
ствует точка В на характеристике насоса и С — на характери-
стике сети. Совместная работа насоса с сетью может быть
обеспечена пересечением этих характеристик при данном рас-
ходе. Так как характеристика нерегулируемого насоса не мо-
жет быть смещена, необходимо смещение вверх характеристики
сети. Это достигается прикрытием РПК, причем его сопротив-
ление возрастает на величину, определяемую отрезком ВС. За-
траты мощности на привод насоса оказываются большими, чем
в рассмотренном выше случае. При скользящем давлении в со-
ответствующем режиме блока требуется давление за насосом,
определяемое точкой Ci. Однако невозможность смещения ха-
рактеристики насоса вынуждает применять в этом случае боль-
шее дросселирование в РПК (отрезок BCi). Следовательно,
нерегулируемый питательный насос не позволяет реализовать
имеющуюся при скользящем давлении возможность уменьше-
ния затрат мощности на его привод.
Часть энергоблоков докритического давления имеет по два
параллельно работающих питательных электронасоса. Их ха-
рактеристики 6 в качестве примера приведены на рис. 3-13; при
этом характеристика совместной работы обоих насосов изобра-
жается линией 3. Номинальному режиму, как и ранее, соответ-
ствует рабочая точка А пересечения характеристики насосов
и сети. Уменьшение расхода питательной воды до значения Gj
при постоянном давлении производится, как и в рассмотренном
выше случае, прикрытием РПК. При расходе Gi имеется воз-
можность отключения одного питательного насоса. При этом
рабочая точка насоса смещается из В в С и исчезает необхо-
димость дросселирования питательной воды в РПК. Дальней-
шее снижение нагрузки производится прикрытием РПК, но по-
тери давления, определяемые характеристикой 1, меньше, чем
при параллельной работе двух насосов или одном насосе пол-
ной производительности на блок. Еще больший выигрыш дает
отключение одного насоса при скользящем давлении, которое
можно произвести при массовом расходе воды G2, большем, чем
при постоянном давлении. Работа в диапазоне режимов
AG=G2—Gi с одним насосом в то время, как при постоян-
ном давлении необходима совместная работа двух насосов,
обеспечивает при скользящем давлении выигрыш в мощности
привода питательного насоса, хотя и меньший, чем при регули-
ровании угловой скорости. Выигрыш определяется пониже-
нием давления при отключении одного насоса, изображаемым
121
разностью ординат кривых 1 и 2. Однако диапазон режимов, где
достигается этот выигрыш, невелик.
Для окончательной оценки эффективности той или иной про-
граммы регулирования необходимы детальные расчеты тепло-
вых балансов ПТУ при различных режимах, выполняемые
обычно с использованием ЭВМ. Ниже приведены результаты
выполненного ЛПИ совместно с ЛМЗ сравнения тепловой эко-
номичности мощных энергоблоков при постоянном и скользящем
давлении. Для сравнения использованы серийные турбины
К-200-130, К-300-240 и К-800-240-2 производства ЛМЗ. Турбины
с дроссельным парораспределением получены заменой регули-
рующих ступеней исходных турбин тремя ступенями давления.
Остальные ступени и тепловые схемы блоков соответствуют
исходным установкам ЛМЗ. Сравнение произведено по удель-
ному расходу теплоты нетто q для различных режимов. Из соб-
ственных нужд при этом учтены только затраты энергии на
привод питательных насосов.
Величина q учитывает изменение потерь энергии во всех
элементах установки, кроме котлоагрегата. Имеющиеся данные
о влиянии скользящего давления на к. п. д. котлов носят про-
тиворечивый характер. В экспериментальных исследованиях,
выполненных ЛПИ под руководством В. М. Боровкова [22],
к. п. д. котлов различного типа при скользящем давлении ока-
зывался выше, чем в подобных режимах при постоянном дав-
лении, вследствие понижения температуры уходящих газов.
Аналогичные результаты получены Союзтехэнерго и другими
организациями [77]. В то же время данные других исследова-
ний, выполненных как у нас в стране, так и за рубежом, пока-
зывают, что к. п. д. и барабанных, и прямоточных котлов в ши-
роком диапазоне режимов практически не зависит от давления.
Если к. п. д. котла т)к при переходе к скользящему давлению
повышается, это даст дополнительный выигрыш, для учета ко-
торого недостаточно ограничиться вычислением к. п. д. нетто
турбоустановки ц, а необходимо рассматривать к. п. д. блока
Цбл = A^/(SQp) = W, (3-2)
где В и QPH—расход топлива и его удельная теплота сгорания.
, Результаты исследований представлены на рис. 3-14, где по
оси ординат отложено относительное уменьшение удельного рас-
хода теплоты представляющее собой разность удельных рас-
ходов теплоты при постоянном и скользящем давлении, отне-
сенную к расходу при постоянном давлении. Из приведенных
графиков следует, что применение для блока 200 МВт дроссель-
ного парораспределения в сочетании со скользящим давлением
при нагрузках 82,5—100 % номинальной позволяет уменьшить
удельный расход теплоты на 0,15—0,20 % по сравнению с серий-
ной турбиной К-200-130 ЛМЗ. Отключение одного из питатель-
ных насосов при нагрузке 175 МВт на скользящем давлении в то
время, как при постоянном давлении насос отключается при
122
165 МВт, приводит к повышению экономичности блока до 0,4—
0,5 %. Однако в диапазоне нагрузок 65—82,5 % более эконо-
мичной оказывается работа блока при постоянном давлении. Это
объясняется более высоким к. п. д. питательного насоса при по-
стоянном давлении и отсутствием дополнительных потерь из-за
скольжения в гидромуфте. При нагрузках, меньших 65%, бо-
лее экономично скользящее давление.
Принципиально иной оказывается картина для блоков на
сверхкритические параметры пара. Как следует из рис. 3-14,
при этом работа со скользящим давлением в сочетании с дрос-
сельным парораспределением более экономична во всем диапа-
зоне режимов. Выигрыш от применения скользящего давления
при половинной нагрузке по сравнению с серийными турбинами
ЛМЗ составляет примерно 1,5 % для блока 300 МВт и 3 % —
для блока 800 МВт. Турбина К-1200-240 ЛМЗ, имеющая дрос-
сельное парораспределение, специально спроектирована для ра-
боты со скользящим давлением [67]. Выигрыш в тепловой эко-
номичности по сравнению с постоянным давлением составляет
для этой установки 1,25 % при нагрузке 900 МВт, 3%—при
600 МВт и 4,5 % — при 300 МВт.
Конструктивные и эксплуатационные преимущества работы
блоков при скользящем давлении. Дроссельное парораспределе-
ние в сочетании со скользящим давлением и полным подводом
пара упрощает конструкцию турбины. Отказ от регулирующей
ступени, имеющей парциальный впуск пара, повышает надеж-
Рис. 3-14, Относитель-
ное уменьшение удель-
ного расхода теплоты
в зависимости от отно-
сительной мощности N
блока при скользящем
давлении
Рис. 3-15. Зависимость
мощности питательного
насоса и приводной
турбины Ма, т от на-
грузки главной тур-
бины N
/ — характеристика насоса
при постоянном давлении;
2 — характеристика при-
водной турбины при неиз-
менном открытии ее клапа-
нов; 3 — характеристика
приводной турбины с уве-
личенной пропускной спо-
собностью проточной части;
4 — характеристика насоса
при скользящем давлении
123
ность лопаток первой ступени. Полный подвод пара благопри-
ятно сказывается как на надежности ступени и упорного под-
шипника, так и на вибрационных характеристиках турбины
в целом.
При скользящем давлении температура пара перед соплами
первой ступени во всех режимах сохраняется неизменной. Прак-
тически постоянна и температура пара во всех точках проточ-
ной части ЦВД. Это улучшает эксплуатационные свойства тур-
бины и повышает ее надежность и долговечность, так как
устраняются дополнительные термические напряжения при из-
менениях режима блока. Последнее обстоятельство имеет чрез-
вычайно важное значение, по существу, снимая ограничения на
скорость изменения нагрузки блока, определяемые прогревом
турбины. Именно существенное улучшение маневренных харак-
теристик послужило основной причиной выбора дроссельного
парораспределения турбины в сочетании со скользящим давле-
ниием для полупикового блока 500 МВт на параметры пара
12,7 МПа, 683/683 К, хотя по тепловой экономичности, как было
показано выше, для таких параметров скользящее давление
с дроссельным парораспределением не имеет решающих преи-
муществ.
Скользящее давление существенно повышает маневренные
свойства блоков еще и потому, что работа со скользящим дав-
лением естественно сочетается с пуском при скользящих пара-
метрах пара. За счет лучшего согласования процессов набора
мощности и повышения параметров свежего пара может быть
сокращено время пуска и связанные с ним пусковые потери.
Разгрузка и останов блока, также производимые при скользя-
щем давлении, дают дополнительное сокращение потерь теп-
лоты.
Перевод блока на скользящее давление радикально изме-
няет общие условия работы приводной турбины. Организация
ее работы при постоянном давлении связана с определенными
затруднениями при малых нагрузках. Приводная турбина, полу-
чающая пар из камеры нерегулируемого отбора главной тур-
бины, сама работает при скользящих параметрах пара. При
снижении мощности главной турбины уменьшаются давление
в-отборе и массовый расход пара приводной турбиной. Вслед-
ствие этого, а также в результате снижения к. п. д. мощность
приводной турбины при постоянном открытии ее регулирующих
клапанов уменьшается более быстро, чем мощность насоса (кри-
вые 1 и 2 на рис. 3-15). Если пропускная способность проточной
части приводной турбины выбрана так, чтобы обеспечить мощ-
ность насоса при номинальном режиме блока с полным откры-
тием регулирующих клапанов (точка А), то при снижении на-
грузки блока мощность приводной турбины окажется меньше
мощности, требуемой для привода насоса. Поэтому при проекти-
ровании приводной турбины выбирают большую пропускную
способность ее проточной части (характеристика 3) с тем, чтобы
124
в достаточно широком диапазоне режимов ВС иметь избыточ-
ную мощность приводной турбины. Этот избыток мощности при
номинальном режиме устраняется прикрытием регулирующих
клапанов. Дросселирование в последних, степень которого опре-
деляется отрезком АВ, связано со снижением экономичности
блока при номинальном режиме. Это ограничивает значение вы-
бираемой избыточной мощности. Для устранения этого недо-
статка некоторые заводы, в частности, КТЗ, применяют обвод-
ное парораспределение. Обводные клапаны, закрытые при номи-
нальном режиме, позволяют обойтись при этом режиме без
существенных запасов хода основных регулирующих клапанов
приводной турбины в сторону их открытия.
По мере снижения нагрузки блока регулирующие или обвод-
ные клапаны приводной турбины открываются. Максимальное
открытие клапанов соответствует точке С, определяющей мини-
мальную возможную нагрузку блока, обеспечиваемую турбона-
сосом (нагрузку технического минимума). При более низких
нагрузках вынужденным решением оказывается переход с турбо-
насоса на электронасос. Это приводит к необходимости осна-
щать блоки не только турбонасосами, но и мощными электрона-
сосами. Так, для блока 300 МВт применен питательный элек-
тронасос, обеспечивающий нагрузку 200 МВт. Необходимость
перехода в процессе эксплуатации с одного насоса на другой
существенно усложняет тепловую схему и работу эксплуата-
ционного персонала, а также снижает надежность блока. Чтобы
избежать этого, на более мощных блоках (500, 800, 1200 МВт)
применяют переключение приводной турбины при низких на-
грузках и в пусковых режимах на питание паром более высо-
кого потенциала.
При скользящем давлении мощность насоса снижается зна-
чительно интенсивнее (характеристика 4). По мере уменьшения
нагрузки блока регулирующие клапаны приводной турбины дол-
жны уменьшать объемный расход пара. При этом не возникает
никаких трудностей с обеспечением малых нагрузок и возможна
работа блока во всем диапазоне мощностей без переключения
на электронасос или питание свежим паром, а также без об-
водного парораспределения. Расчетный режим приводной тур-
бины при скользящем давлении может соответствовать номи-
нальной мощности блока, что устраняет один из недостатков
работы турбопривода при постоянном давлении, связанный
с уменьшением экономичности блока при номинальном режиме.
При этом отпадает необходимость в дросселировании пара
в клапанах приводной турбины при номинальном режиме. При
модернизации ранее выпущенных блоков мощностью 300—
800 МВт можно устранить дросселирование пара в клапанах
приводной турбины при номинальном режиме уменьшением про-
ходного сечения соплового аппарата первой ступени, что дает
заметную экономию. Заметим, однако, что обойтись вовсе без
запаса хода регулирующих клапанов приводной турбины при
125
номинальном режиме работы блока нельзя, поскольку одна и та
же приводная турбина предназначена для работы с разными
типами котлов, гидравлические сопротивления пароводяного
тракта которых могут различаться. Кроме того, возможны те
или иные изменения в тепловой схеме блока в эксплуатационных
условиях, также влияющие на гидравлические сопротивления
(работа в однокорпусном режиме для двухкорпусного котла,
работа с отключенными ПВД, подключение дополнительных
подогревателей и т. п.).
При скользящем давлении требуется значительно больший,
чем при постоянном, диапазон изменения угловой скорости пи-
тательного насоса. Это создает определенные трудности в обес-
печении вибрационной надежности лопаточного аппарата и ро-
тора приводных турбин. При переводе на скользящее давление
блоков, приводные турбины которых не проектировались для
таких режимов, необходима специальная проверка вибрацион-
ной надежности с тем, чтобы определить допустимые изменения
угловой скорости. Однако, как показывает практика [37], воз-
никающие при этом затруднения могут быть успешно пре-
одолены.
Как показали исследования ЛПИ и ЛМЗ [21, 67], при пе-
реходе к скользящему давлению рационально применение кон-
денсационной приводной турбины. Это объясняется тем, что ее
изоэнтропийный перепад энтальпии при снижении нагрузки
уменьшается, а для приводной турбины с противодавлением он
возрастает, что вызывает необходимость в более глубоком дрос-
селировании пара. Так, для турбоагрегата К-1200-240 при поло-
винной нагрузке потребовалась бы степень дросселирования
пара в клапанах приводной турбины с противодавлением, рав-
ная 60 %, в то время как для конденсационной приводной тур-
бины она составляет 36 %.
Столь большое дросселирование и связанные с иим потери делают
вполне обоснованным продолжение поисков оптимального для скользящего
давления варианта турбопривода. Сопловое парораспределение приводной
турбины ухудшает ее экономичность во всем диапазоне нагрузок вследствие
резкого снижения к. п. д. регулирующей ступени, вызываемого как парциаль-
ным подводом пара, так и уменьшением характеристического отношения ц/С,
из-за понижения угловой скорости и увеличения располагаемого перепада
энтал'ьпии регулирующей ступени при частичных нагрузках. Кроме того, пар-
циальный подвод пара к турбине, работающей с переменной угловой ско-
ростью, снижает ее вибрационную надежность.
Заслуживают внимания поиски иных решений, в частности, предложение
применять приводную турбину двух давлений. Пар В1 часть высокого дав-
ления такой турбины поступает из холодной линии промперегрева и после
расширения направляется в деаэратор. Регулирующие клапаны ЧВД привод-
ной турбины полностью открыты, а деаэратор при частичных нагрузках под-
питывается дополнительно из коллектора собственных нужд. Часть низкого
давления, представляющая собой конденсационную турбину, подключается
к отбору главной турбины. Обе части имеют регенеративные отборы пара.
Согласно исследованиям БПИ [37] турбопривод такого типа повышает эко-
номичность работы блока в широком диапазоне его режимов прежде всего
за счет значительного увеличения выработки электроэнергии регенеративным
потоком пара, а также в результате уменьшения дросселирования в регули-
126
рующих клапанах. В то же время такое решение, несомненно, усложняет
конструкцию приводной турбины и тепловую схему блока.
Режимы работы котла при скользящем давлении меняются в наиболь-
шей мере по сравнению с остальным оборудованием энергоблока. Поэтому
вопросы надежности прямоточного котла сверхкритического давления при
переходе к докритическому давлению по всему пароводяному тракту явля-
ются ключевыми для оценки возможностей скользящего давления.
Перевод блоков на скользящее давление в целом положительно сказы-
вается на элементах блока, находящихся под давлением, прежде всего на
поверхностях нагрева котла и главных паропроводах. Длительная работа
при частичных нагрузках с пониженным давлением повышает надежность и
долговечность пароперегревателей и паропроводов свежего пара. Однако,
оценивая надежность работы каждого типа котлов при скользящем давле-
нии, следует тщательно анализировать температурные и гидравлические ре-
жимы поверхностей нагрева при их переводе в нерасчетную область докри-
тического давления. К числу наименее надежных относятся те поверхности
нагрева, которые при докритическом давлении попадают в экономайзерно-ис-
парительную, испарительную и испарительно-перегревательную зоны котла.
Натурные испытания энергоблоков 300 МВт Костромской, Троицкой, Лу-
комльской ГРЭС с котлами различных типов, проведенные различными орга-
низациями [38, 77], подтвердили надежность работы прямоточных котлов
при скользящем давлении.
В то же время испытаниями и опытом эксплуатации выявлено, что не
все конструкции котлов одинаково удачны для работы с докритическим дав-
лением. Поэтому для каждой серии котлов требуются специальные испыта-
ния. В результате цикла испытаний в настоящее время разрешена работа
при скользящем давлении котлов ТГМП-114, ТГМП-314, ПК-41, ПК-39,
ТПП-210А, ТПП-312, П-50 и других типов, хотя для некоторых из иих вве-
дены ограничения на отдельные режимы работы. В частности, при испытаниях
котла ТГМП-314 Лукомльской ГРЭС [38] при нагрузках, меньших 140 МВт,
наблюдались межвитковые пульсации расходов и температур в парообразую-
щих поверхностях нагрева, отсутствовавшие при постоянном давлении. Ос-
новная причина этого — различие гидравлических сопротивлений параллель-
ных труб, вызванное большой разностью удельных объемов воды и пара при
докритическом давлении, вследствие чего даже сравнительно небольшое отли-
чие подвода теплоты к параллельным трубам резко изменяет условия тече-
ния в них. Эта неравномерность может быть уменьшена, но не устранена
полностью установкой шайб в подводящих трубопроводах НРЧ для увеличе-
ния их гидравлического сопротивления. Отмеченная пульсация ограничивает
регулировочный диапазон котлов. Вынужденным решением для его расши-
рения у котлов данного типа оказалось прикрытие встроенной задвижки
с тем, чтобы поддерживать сверхкритическое давление в парообразующих
поверхностях и скользящее — в пароперегревателе. Это позволяет сохранить
термодинамический выигрыш от скользящего давления, но ликвидирует вы-
игрыш в затратах мощности на привод питательного насоса.
Таким образом, при переводе на скользящее давление тех или иных кон-
кретных типов котлов, проектировавшихся для постоянного давления, могут
встретиться отдельные ограничения режимов работы. При специальном про-
ектировании котлов для скользящего давления этих ограничений можно из-
бежать. Вместе с тем следует четко разъяснить, что речь не идет о безгра-
ничном снижении давления. Для каждого типа котла существует минималь-
ное предельное допустимое давление, определяемое условиями надежной
работы [33, 43]. После его достижения дальнейшая разгрузка турбины дол-
жна производиться при неизменном давлении, соответствующем этому ми-
нимальному уровню.
Дополнительно повысить тепловую экономичность энергоблоков, рабо-
тающих при скользящем давлении, позволит некоторое повышение при ча-
стичных нагрузках температуры свежего пара сверх номинальной. Такое
повышение температуры, по-видимому, допустимо, поскольку на скользящем
давлении условия работы парообразующих и особенно пароперегревательных
поверхностей котла, как правило, облегчаются. Причины этого заключаются
127
в следующем. Как уже отмечалось, снижение давления иа частичных нагруз-
ках приводит к уменьшению напряжений в металле поверхностей нагрева,
вследствие чего возрастает запас прочности [16]. Кроме того, иа частичных
нагрузках уменьшаются тепловые потоки и разности температур по толщине
стеики змеевиков поверхностей нагрева, что повышает срок службы металла
по условиям жаростойкости. Наконец, при скользящем давлении температуры
стенок поверхностей нагрева оказываются меньше, чем при такой же паро-
производительности при постоянном давлении, из-за больших скоростей
среды в змеевиках, что приводит к увеличению коэффициентов теплопередачи
и вследствие этого к уменьшению температурных напоров.
Экспериментальные исследования, проведенные на Лукомльской ГРЭС
[38], показали возможность повышения температуры пара для котла
ТГМП-114 по сравнению с номинальной при переходе к скользящему давле-
нию примерно на 20—25 К. При этом температуры металла всех поверхно-
стей нагрева оказываются ниже, чем в номинальном режиме. Разумеется, для
каждого типа котлов вопрос о возможности повышения температуры пара
при скользящем давлении и допустимых пределах такого повышения нужда-
ется в специальных исследованиях. Следует также иметь в виду, что при из-
менении температуры пара изменяется тепловое состояние турбины и появ-
ляются температурные ограничения по скорости изменения нагрузки. Поэтому
к вопросу о повышении температуры пара следует подходить с известной
осторожностью, тщательно взвешивая в каждом конкретном случае все
плюсы и минусы.
3-3. КОМБИНИРОВАННОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
Применение скользящего давления для турбин с сопловым
парораспределением. Сделанный выше вывод о целесообразности
проектирования турбин с дроссельным парораспределением спе-
циально для работы при скользящем давлении относится к но-
вым агрегатам. Находящиеся же в эксплуатации и вводимые
мощные паровые турбины в большинстве случаев имеют сопло-
вое парораспределение. Именно эти турбины, составляющие
большинство установленных и вводимых энергетических агрега-
тов, играют и будут играть в ближайшем будущем решающую
роль в покрытии переменной части графиков нагрузки и в ре-
гулировании энергосистем. В таких условиях особо встает во-
прос о повышении экономичности агрегатов рассматриваемого
типа при частичных нагрузках.
Возможны различные способы перевода блоков с сопловым
парораспределением на скользящее давление. Например, в МЭН
[16] предложено начинать работу при скользящем давлении от
номинального режима, сохраняя расчетное для этого режима
открытие регулирующих клапанов турбины (при закрытом пере-
грузочном клапане). Характеристики такого блока представлены
на рис. 3-16. Для сравнения на тех же графиках приведены ха-
рактеристики блока при постоянном давлении с идеальным (кри-
вая 5) и реальным сопловым парораспределением (кривая 1).
Точки А и В соответствуют полному открытию клапанов, под-
водящих пар соответственно к трем и двум группам сопел ре-
гулирующей ступени. Сравнение кривых 1 и 2 показывает, что,
хотя внутренний относительный к. п. д. турбины при скользя-
щем давлении выше, однако вследствие снижения термического
128
Рис. 3-17. Относительное
уменьшение удельного
расхода теплоты dq бло-
ками различного типа
при комбинированном
регулировании
Рис. 3-16. Характери-
стики тепловой эконо-
мичности блоков с соп-
ловым парораспределе-
нием при постоянном и
скользящем давлении
1 — постоянное давление;
2 — скользящее давление
при подводе пара к трем
группам сопел регулирую-
щей ступени; 3 и 3' —
скользящее давление при
открытии перегрузочного
клапана; 4 — комбинирован-
ное регулирование; 5 — иде-
альное сопловое парорас-
пределение
к. п. д. цикла тепловая экономичность блока в довольно широ-
ком диапазоне больших нагрузок несколько ниже, чем при по-
стоянном давлении. Этот результат подтверждается экспери-
ментальными данными.
На ряде электростанций находит применение работа турбин,
имеющих сопловое парораспределение, при скользящем давле-
нии с полностью открытым перегрузочным клапаном. При этом
номинальная мощность достигается при давлении, меньшем рас-
четного, вследствие чего уже при номинальной мощности тер-
мический к. п. д. цикла ниже, чем при номинальном давлении.
Изменение внутреннего относительного к.п. д. турбины во мно-
гом определяется выбором расчетного режима регулирующей
ступени. При открытом перегрузочном клапане ее изоэнтропий-
ный перепад уменьшается, вследствие чего ступень работает
с отношением и/С0, большим, чем при расчетном открытии кла-
панов, когда номинальная мощность обеспечивается при номи-
нальном давлении. Если расчетному режиму соответствует оп-
тимальное значение и)Со, при котором ступень имеет маскималь-
ный к. п. д., то открытие перегрузочного клапана приведет
к снижению к. п.д. и при всех режимах турбина будет работать
с уменьшенным внутренним к. п. д. Вследствие снижения и тер-
мического к. п. д. цикла, и внутреннего относительного к. п. д.
турбины тепловая экономичность блока оказывается еще ниже,
чем в предыдущем случае (кривая 3 на рис. 3-16).
5 Заказ № 898
129
Выводы о сравнительной экономичности работы при сколь-
зящем давлении блоков с сопловым парораспределением при
открытом перегрузочном клапане могут измениться, если рас-
четный перепад энтальпии регулирующей ступени больше оп-
тимального, что нередко применяется заводами для упрощения
конструкции ЦВД. Расчетный режим ступени при этом соответ-
ствует значению ы/С0, меньшему оптимального. Увеличение от-
ношения и/С0 при открытии перегрузочного клапана в таком
случае приведет к повышению внутреннего относительного
к. п. д. регулирующей ступени и турбины в целом. В большин-
стве случаев это не компенсирует снижения термического к. п. д.
цикла. Однако в отдельных случаях, когда расчетное значение
и/С0 для регулирующей ступени выбрано слишком низким, по-
вышение внутреннего относительного к. п. д. турбины и умень-
шение затрат мощности на привод питательного насоса мо-
гут превысить снижение термического к. п. д. цикла [76], сделав
работу при скользящем давлении с открытым перегрузочным
клапаном более экономичной, чем при постоянном (кривая 3'
на рис. 3-16).
Термодинамические основы комбинированного регулирова-
ния. Один из перспективных путей повышения экономичности
блоков с сопловым парораспределением состоит в применении
для них комбинированной программы регулирования, при кото-
рой в области больших нагрузок блок работает при постоянном
давлении, а начиная от мощности, соответствующей точке В
(рис. 3-16), переводится на скользящее давление с полностью
открытыми регулирующими клапанами, управляющими подво-
дом пара к двум группам сопел регулирующей ступени, и пол-
ностью закрытыми остальными клапанами. Как уже отмеча-
лось, в этом диапазоне режимов реальное сопловое парораспре-
деление при постоянном давлении превращается, по существу,
в дроссельное. Перевод на скользящее давление, начиная от точ-
ки В, в рассматриваемом случае обеспечивает те же термодина-
мические преимущества, какие имеет скользящее давление перед
работой блоков с дроссельным парораспределением при посто-
янном давлении. При этом повышается термический к. п. д.
цикла т)/ и к. п. д. брутто установки г]б (кривая 4 на рис. 3-16).
'Для более полного использования преимуществ комбинирован-
ного регулирования оно должно сочетаться с регулированием
угловой скорости питательного насоса.
Выполненные в ЛПИ исследования показали, что комбини-
рованное регулирование позволяет уменьшить удельный расход
теплоты блоками 200 и 300 МВт при нагрузках, меньших 76 %
номинальной (рис. 3-17). Выигрыш при половинной нагрузке
составляет 0,6 % для блока 200 МВт. При этом в отличие от
работы при чисто скользящем давлении, начиная от номиналь-
ной мощности (см. рис. 3-14), отсутствует зона режимов, где
более экономичным было бы постоянное давление. Из приве-
денного графика 3-17 следует, что при мощностях, меньших 75 %
t30
номинальной, рассматриваемый блок с комбинированным регу-
лированием экономичнее специально спроектированного блока
с дроссельным парораспределением, работающего при скользя-
щем давлении, начиная от номинальной нагрузки.
Перевод на комбинированное регулирование может быть по-
лезен также для ПТУ меньшей мощности, которые в часы мини-
мумов нагрузок работают с очень низкими мощностями. Со-
гласно исследованиям ЛПИ (см. § 3-4) за счет этого тепловая
экономичность турбоустановок К-100-90-2, К-Ю0-90-6, К-50-90-2,
К-50-90-3 при частичных нагрузках может быть повышена на
14-2 %.
Весьма эффективно комбинированное регулирование энерго-
блоков сверхкритического давления. Выполненные в ЛПИ ис-
следования показали, что комбинированное регулирование блока
300 МВт с турбиной ЛМЗ позволяет уменьшить удельный рас-
ход теплоты при нагрузках, меньших 77 % номинальной. Вы-
игрыш на частичных нагрузках достигает 1—1,5 % (рис. 3-17).
Для турбины К-800-240, где при постоянном давлении одновре-
менно прикрываются клапаны, управляющие подводом пара
к трем группам сопел регулирующей ступени, на скользящее
давление целесообразно переходить при нагрузках, меньших
90 % номинальной, сочетая это с полным открытием регулирую-
щих клапанов, управляющих тремя группами сопел. За счет
этого при частичных расходах пара тепловая экономичность
блока может быть повышена на 2—3 %.
Полученные результаты убедительно подтверждены экспери-
ментальными исследованиями блоков 300 и 800 МВт, выполнен-
ными на Костромской, Киришской, Лукомльской, Углегорской
и других ГРЭС Союзтехэнерго, Ленэнергоналадкой, ЛПИ, БПИ,
Южтехэнерго, УралВТИ, коллективами электростанций и дру-
гими организациями [22, 23, 33, 38, 70, 76, 77].
При скользящем начальном давлении пара работает ряд
мощных энергоблоков за рубежом, прежде всего в ФРГ и США.
В нашей стране в 70-х годах на работу при скользящем дав-
лении или комбинированной программе регулирования переве-
дено большое число электростанций с блоками сверхкритиче-
ских параметров единичной мощностью 300 МВт. В последнее
время начато применение комбинированной программы регули-
рования для блоков 800 МВт. Специально для работы при сколь-
зящем давлении сконструирован блок 1200 МВт. В таком широ-
ком масштабе скользящее давление применено впервые
в мировой практике. Базой этого явились теоретические и экспе-
риментальные исследования, связанные с обоснованием этого
прогрессивного способа регулирования, выполненные большим
числом отечественных организаций.
3-4. ПОЛИБЛОЧНЫЙ ПРИНЦИП РЕГУЛИРОВАНИЯ
Полиблоки с параллельным соединением турбоагрегатов.
Значительную часть общей установленной мощности современ-
ных энергосистем все еще составляют агрегаты неблочных ТЭС,
используемые преимущественно для покрытия полупиковых и
пиковых нагрузок. Задача повышения тепловой экономичности
таких агрегатов при переменных нагрузках по-прежнему оста-
ется актуальной. Один из возможных путей — управление со-
вокупностью взаимосвязанных котлов, турбин и вспомогатель-
ного оборудования как единым энергетическим агрегатом [22].
Такой агрегат будем называть полиблоком. Полиблок может
включать в себя как все агрегаты электростанции, так и ка-
кую-либо их часть. В последнем случае на станции может быть
выделено несколько полиблоков. Полиблочный принцип может
быть применен не только для работы на частичных нагрузках,
но и в пусковых режимах [39].
Среди электростанций неблочного типа наиболее распростра-
нены станции с поперечными связями между котлами. Пар, ге-
нерируемый всеми котлами такой ТЭС, поступает в общий
паропровод, откуда распределяется между турбинами. Тради-
ционно считается, что единственный способ работы такой
станции при переменных режимах — поддержание постоянного
давления свежего пара и индивидуальное регулирование каждой
турбины перемещением ее регулирующих клапанов. При таком
подходе не могло быть и речи о повышении тепловой экономич-
ности агрегатов неблочных ТЭС и улучшении их маневренных
свойств за счет применения скользящего начального давления
пара или комбинированных программ регулирования. Однако
полиблочный принцип позволяет пересмотреть эту позицию,
так как при этом открывается ранее ускользавшая из поля
зрения специалистов возможность совместного регулирования
всех турбин полиблока изменением давления в общем паропро-
воде при неизменном положении регулирующих клапанов тур-
бин.
Турбины ТЭС с поперечными связями имеют, как правило,
сопловое парораспределение. При блочной работе таких турбин
для них в большинстве случаев, как показано выше, наиболее
эффективна комбинированная программа регулирования давле-
ния свежего пара. Общее повышение тепловой экономичности
блока при ней складывается из уменьшения затрат мощности
на привод питательных насосов и термодинамического вы-
игрыша от применения скользящего давления для части режи-
мов. Рассмотрим эти составляющие применительно к поли-
блокам.
Полиблочный принцип открывает возможность сокращения
затрат мощности на привод питательных насосов практически
при любой программе регулирования полиблока. Подавляющее
большинство неблочных ТЭС оснащено питательными электро-
132
Рис. 3-18. Характеристики сети и группы питательных электронасосов при
полиблочном регулировании
насосами, приводимыми нерегулируемыми асинхронными элект-
родвигателями, обычно по два насоса на турбоустановку. Ха-
рактеристики сети соответственно при постоянном и скользя-
щем давлении определяются кривыми 1 и 2 на рис. 348.
При разделении станции на отдельные технологические
блоки в каждом из них оказывается одна турбоустановка, обслу-
живаемая обычно двумя питательными электронасосами. При
этом режимы работы питательных электронасосов при постоян-
ном и скользящем давлении ничем не отличаются от рассмот-
ренных в § 3-2 применительно к энергоблокам с электроприво-
дом питательных насосов. Сокращение затрат мощности на при-
вод питательных насосов может быть достигнуто лишь в узком
диапазоне расходов питательной воды AG = G2—Gi (см. рис.
3-13).
Более полный выигрыш может быть достигнут при большем
числе параллельно работающих питательных электронасосов.
Кривой 3 на рис. 3-18 представлена характеристика одного пи-
тательного электронасоса, а кривыми 4, 5, 6 — характеристики
соответственно двух, трех и четырех параллельно работающих
насосов той же производительности. В рассматриваемом случае
поочередным отключением насосов при постоянном давлении мо-
жет быть реализована режимная характеристика ABCDEFK,
а при скользящем — характеристика AB^C^D^iFiMiK. Так как
обе эти характеристики существенно ближе к характеристикам
сети 1 и 2, в обоих случаях требуется значительно меньшее
дросселирование в РПК. Сравнивая характеристики насосов при
постоянном и скользящем давлении, легко убедиться, что за
счет рассматриваемого ступенчатого регулирования производи-
тельности питательных насосов их поочередным отключением
133
можно обеспечить уменьшение затрат мощности при скользя-
щем давлении в широком диапазоне режимов. Лишь в узких
диапазонах режимов АВЬ CDi, EFi, а также при расходах, где
при постоянном давлении остается в работе один насос, отсут-
ствует выигрыш в затратах мощности на привод питательных
насосов от применения скользящего давления. Приближение
характеристики насосов к характеристике сети 2, а следова-
тельно, и уменьшение затрат мощности оказывается тем боль-
шим, чем большее число насосов работает параллельно.
Из сказанного следует, что совместное регулирование группы
турбоагрегатов изменением давления пара в главном паропро-
воде, позволяя сократить затраты мощности на привод
питательных насосов, открывает пути к повышению тепловой эко-
номичности неблочных ТЭС. Для большего приближения харак-
теристики фактической работы питательных насосов к характе-
ристике сети 2 и большего выигрыша от ступенчатого регулиро-
вания насосов может оказаться целесообразной установка на
электростанции одного насоса меньшей производительности
с характеристикой 7. Его совместная работа с насосами полной
производительности (кривые 8, 9, 10) позволяет реализовать
характеристику AabcCidefEigh.rn.Mikl, получив за счет этого
дополнительный выигрыш в затратах на собственные нужды.
Еще больший эффект может дать регулирование угловой ско-
рости одного из насосов в сочетании с поочередным отключе-
нием остальных нерегулируемых насосов. При этом может быть
обеспечено минимальное дросселирование в РПК во всех ре-
жимах работы ТЭС. При комбинированном регулировании вы-
игрыш в мощности питательных насосов за счет отмеченных
факторов достигается не только в том диапазоне режимов, где
турбоустановки работают при скользящем давлении, но и при
более низких расходах пара вследствие работы с пониженным
(по сравнению с номинальным) давлением свежего пара.
Отмеченные выше возможности сокращения затрат мощности
на привод питательных насосов могут быть реализованы не
только на неблочных электростанциях, но и на электростан-
циях с энергоблоками как перегретого, так и насыщенного пара,
оснащенными питательными электронасосами. Это достигается
соединением питательных магистралей отдельных энергоблоков,
что позволяет осуществить ступенчатое регулирование питатель-
ных электронасосов их поочередным отключением при работе
блоков как при постоянном, так и при скользящем давлении.
Заметим, что при этом принцип блочности в главном не нару-
шается, так как поперечные связи по пару между блоками от-
сутствуют. Разгрузку блоков на скользящем давлении при та-
ких полублочных схемах рационально проводить, одинаково из-
меняя давление свежего пара для всех энергоблоков, т. е.
используя групповое регулирование энергоблоков.
Термодинамический выигрыш от применения комбиниро-
ванной программы регулирования может быть получен при раз-
134
Рис. 3-19, Уменьшение удельного
расхода теплоты технологическим
блоком б(? при переводе его на
комбинированное регулирование
1 — к-50-90-2; 2 — К-50-90-3; 3 —
К-100-90-6; 4— К-100-90-6 с регулируе-
мыми питательными насосами; сплош-
ные линии — работа при скользящем
давлении с двумя открытыми регули-
рующими клапанами; штриховые —
работа при скользящем давлении
с одним открытым клапаном
Рис. 3-20. Зависимость к. п. д.
группы турбоустановок с дрос-
сельным парораспределением от
суммарного расхода пара
делении станции на не связанные между собой технологические
блоки. Природа получаемого при этом выигрыша вскрыта
в § 3-2 и 3-3. Снижение удельных расходов теплоты для ряда
отечественных турбоагрегатов мощностью 50—100 МВт, широко
используемых на неблочных ТЭС, согласно выполненным в ЛПИ
расчетам, приведено на рис. 3-19. Заметим, однако, что приме-
нительно к электростанции с несколькими одинаковыми техно-
логическими блоками приведенный на графике выигрыш может
достигаться лишь в предположении, что в обоих противопостав-
ляемых случаях (постоянное давление и комбинированное ре-
гулирование) все агрегаты разгружаются в одинаковой мере.
Однако по мере разгрузки станции при определенных режимах
имеется возможность вывода части технологических блоков на
режим холостого хода или на режим нагрузки собственных
нужд. При этом оставшиеся блоки возвращаются к режимам
больших нагрузок, где при комбинированной программе они
работают с постоянным давлением. Поскольку такая возмож-
ность имеется и при работе станции на постоянном давлении
без разделения на технологические блоки, в определенных, до-
вольно широких диапазонах режимов вообще не достигается ни-
какого выигрыша от такого разделения, при большинстве же
других режимов выигрыш оказывается существенно меньше
значений, приведенных на рис. 3-19, а эти значения могут до-
стигаться лишь в очень узких диапазонах режимов. Выполним
далее анализ работы полиблока.
135
В общем случае в состав полиблока входит z разнотипных
турбин с сопловым парораспределением. Предположим, что
номинальный режим работы i-й турбины обеспечивается пол-
ным открытием ki ее независимых регулирующих клапанов. При
этом первые два регулирующих клапана турбины, если они пе-
ремещаются одновременно, будем считать за один обобщенный.
Суммарное число независимых обобщенных регулирующих кла-
Z
панов всех турбин полиблока £ = Х В частном случае, когда
1=1
все турбины имеют одинаковое число регулирующих клапанов,
k = ktZ.
Изменение к. п. д. турбоустановки с сопловым парораспре-
делением в зависимости от расхода пара G в качестве примера
приведено на рис. 2-15 (кривая 3). Для сравнения рассмотрим
гипотетическую совокупность kt турбоустановок с дроссельным
парораспределением. Пусть номинальные расходы пара этими
турбоустановками равны расходам пара соответствующими кла-
панами турбины с сопловым парораспределением, а к. п. д.
каждой из турбоустановок при ее номинальном режиме равен
к. п. д. турбоустановки с сопловым парораспределением при
номинальном режиме последней цНом. Характеристики каждой
из турбоустановок с дроссельным парораспределением примем
соответствующими линиями 1, 2, 3 на рис. 3-20.
На практике наиболее широко применяется одновременное
пропорциональное изменение мощности турбин с дроссельным
парораспределением. Характеристика совокупности турбоустано-
вок при этом изображена линией 4. Принципиально возможно
последовательное изменение мощности турбин, когда начиная от
номинального режима всей группы сначала разгружается по-
следняя турбина, а остальные продолжают работать в номи-
нальном режиме. Когда эта турбина достигнет холостого хода
или нагрузки собственных нужд, ее оставляют в таком режиме,
а производят разгрузку следующей и т. д. Характеристика со-
вокупности турбоустановок при последовательном изменении их
мощности изображена ломаной линией Ofabcd. Представлен-
ное отрезками bb' и ff' снижение к. п. д. совокупности агрега-
тов при расходах G2 и Gi по сравнению с теми значениями,
которые имели бы на этих режимах изолированные турбины,
обусловлено потерями холостого хода в разгруженных турби-
нах. Соответствующее участкам fa и Ьс снижение к. п. д. при
начале нагружения следующей машины определяется тем, что
ее мощность вырабатывается с весьма низким к. п. д.
Характеристика Ofabcd совокупности турбоустановок
с дроссельным парораспределением и по форме, и по существу
протекающих в турбинах рабочих процессов идентична приве-
денной на рис. 2-15 (кривая 3) характеристике турбоустановки
с сопловым парораспределением. Это дает право сделать за-
ключение, что турбоустановку с сопловым парораспределением
136
можно приближенно считать эквивалентной совокупности тур-
боустановок с дроссельным парораспределением, поток пара
через каждую из которых соответствует потоку пара через тот
или иной регулирующий клапан исходной турбоустановки
с сопловым парораспределением. Приближенность такого экви-
валентирования определяется некоторым отличием условий ра-
боты турбин. В турбине с сопловым парораспределением име-
ется взаимное влияние потоков пара, прошедших разные кла-
паны, обусловленное тем, что при перемещении какого-либо из
регулирующих клапанов изменяется давление в камере за ре-
гулирующей ступенью. С одной стороны, это изменяет перепад
энтальпии и к. п. д. регулирующей ступени для потоков пара,
прошедших остальные клапаны, положение которых не изме-
нялось. С другой стороны, вследствие отмеченного изменения
давления при докритическом течении в регулирующей ступени
принципиально возможно определенное изменение расхода пара
неперемещавшимися клапанами. В турбинах же с дроссельным
парораспределением потоки пара не влияют друг на друга. От-
меченная нестрогость эквивалентирования обычно не имеет
принципиального значения, по крайней мере для качественных
оценок.
На основании изложенного рассматриваемый полиблок,
включающий в себя z произвольных турбин, i-я из которых
имеет ki независимых регулирующих клапанов, можно считать
эквивалентным либо одной турбине с сопловым парораспреде-
Z
лением, имеющей число регулирующих клапанов k = ^kt, либо
1=1
совокупности k параллельно работающих турбин с дроссельным
парораспределением. Обоснованные выше эквивалентные преоб-
разования структуры полиблока могут упростить оптимизацию
его режимов и выработку рациональной программы управления.
Используя применительно к совокупности параллельно ра-
ботающих эквивалентных турбоустановок с дроссельным паро-
распределением, к которым может быть сведен полиблок, су-
ществующие методы оптимального распределения нагрузок, на-
пример метод относительных приростов, несложно показать, что
при поддержании постоянным начального давления пара наи-
меньшее снижение общей тепловой экономичности полиблока
при его разгрузке в окрестности номинального режима всех вхо-
дящих в полиблок агрегатов дает одновременное прикрытие всех
регулирующих клапанов, производимое так, чтобы при каждом
равновесном режиме все эквивалентные турбоустановки имели
одинаковый относительный прирост расхода теплоты или топ-
лива. Однако параллельное прикрытие всех регулирующих кла-
панов целесообразно проводить лишь до значения мощности
(или расхода пара), соответствующего точке b на рис. 3-20.
Эта мощность может быть обеспечена двумя способами: либо
одновременным частичным прикрытием всех регулирующих
137
клапанов полиблока, либо полным закрытием одного из них
при полностью открытых остальных клапанах. Как следует из
рис. 3-20, устранение дросселирования в частично открытых кла-
панах в последнем случае повышает суммарную экономичность
совокупности агрегатов.
Поэтому при мощности, соответствующей точке b (более
точно — точке пересечения кривой 4 с линией Ofabcd), следует
прикрыть один из регулирующих клапанов, полностью открыв
все остальные. Дальнейшее снижение мощности предлагается
производить одновременным прикрытием всех оставшихся кла-
панов турбин до того значения мощности, при котором можно
полностью закрыть регулирующий клапан следующей турбины.
Закрыв этот клапан, следует полностью открыть все остальные
клапаны, после чего снова снижать мощность их параллельным
прикрытием. Такую последовательность следует повторять
вплоть до режима, которому соответствует граница перехода
всеми входящими в полиблок турбинами от соплового парорас-
пределения к дроссельному (по два полностью открытых регу-
лирующих клапана при их параллельном приводе или по од-
ному при последовательном и полностью закрытых остальных
регулирующих клапанах). Дальнейшую разгрузку полиблока,
начиная от этого режима, при постоянном давлении рацио-
нально проводить одновременным прикрытием регулирующих
клапанов всех турбин до суммарного расхода пара, при котором
можно перевести одну из турбин в режим холостого хода или
в режим нагрузки собственных нужд (а в случае ограничения
длительности таких режимов — на нагрузку технического мини-
мума), вернув частично прикрытые регулирующие клапаны
остальных турбин к исходному положению. Затем такая после-
довательность действий повторяется для каждой турбины.
Однако получаемая при такой последовательности разгрузки
тепловая экономичность не является максимальной достижимой
для полиблока. Как показано выше, вся совокупность турбин,
имеющих реальное сопловое парораспределение, эквивалент-
ными структурными преобразованиями сводится к совокупности
параллельно включенных турбин с дроссельным парораспреде-
лением, каждая из которых соответствует потоку пара, прошед-
шему через тот или иной регулирующий клапан. Для турбоуста-
новки же с дроссельным парораспределением наивысшую теп-
ловую экономичность обеспечивает работа при скользящем
давлении. Поэтому на том или ином этапе приведенной выше
последовательности действий целесообразно разгружать поли-
блок не прикрытием регулирующих клапанов турбин при неиз-
менном начальном давлении пара, а понижением давления пе-
ред всеми турбинами в общем паропроводе, сохраняя неизмен-
ным положение регулирующих клапанов. При этом повышается
экономичность каждой из эквивалентных турбоустановок с дрос-
сельным парораспределением.
В связи с отмеченным можно в качестве оптимальной ре-
138
командовать следующую программу управления полиблоком.
Начиная от номинального режима, разгрузку полиблока сле-
дует проводить, понижая давление пара в общем паропроводе
при номинальном открытии регулирующих клапанов всех турбин
вплоть до давления, при котором расход пара полиблоком бу-
дет равен расходу при номинальном давлении в случае одного
полностью закрытого регулирующего клапана. При этом режиме
целесообразно закрыть один регулирующий клапан какой-либо
из турбин полиблока, восстановив номинальное давление све-
жего пара. Дальнейшую разгрузку полиблока следует прово-
дить понижением давления до уровня, при котором можно за-
крыть регулирующий клапан следующей турбины. Эту после-
довательность действий следует повторять, в итоге переводя
полиблок к режиму, соответствующему границе перехода всех
турбин от соплового парораспределения к дроссельному. Сле-
дует заметить, что выигрыш от применения скользящего давле-
ния на предшествующем этому режиму этапе разгрузки сравни-
тельно невелик, поскольку невелика пропускная способность
соответствующих регулирующих клапанов и потери энергии,
обусловленные дросселированием в них при постоянном давле-
нии. Поэтому в указанном диапазоне режимов (от номиналь-
ного до границы перехода к дроссельному парораспределению)
может быть допущена работа при постоянном давлении.
Положение существенно меняется на более низких нагруз-
ках, где парораспределение турбин становится чисто дроссель-
ным. В этом диапазоне режимов (от границы перехода к дрос-
сельному парораспределению до нагрузки, определяемой мини-
мальным допустимым давлением по условиям надежности
работы котлов с учетом возможности отключения части из них)
целесообразно ступенчатое управление полиблоком: разгрузка
понижением давления в общем паропроводе до режима, при ко-
тором на холостой ход или нагрузку собственных нужд может
быть переведена одна из турбин; при этой нагрузке давление
пара повышают до номинального; далее — следующий цикл
снижения давления и т. д.
Сочетание термодинамического выигрыша от применения
скользящего давления с уменьшением затрат мощности на при-
вод питательных насосов за счет их ступенчатого регулирова-
ния позволяет оптимизацией программы управления обеспечить
существенное повышение тепловой экономичности конденсацион-
ных ПТУ в результате применения полиблочного принципа ра-
боты. На рис. 3-21 в качестве примера приведены результаты
выполненных в ЛПИ расчетов удельного расхода теплоты на
выработку электроэнергии станцией, состоящей из пяти турбин
К-100-90, при полиблочном принципе работы и оптимальной
программе управления по сравнению с раздельной работой
агрегатов. Как следует из графика, полиблочный принцип в со-
четании со скользящим давлением позволяет снизить удельный
расход теплоты по электростанции в целом практически при
139
Рис. 3-21. Относительное уменьшение удель-
ного расхода теплоты &q при полиблочном
регулировании
Сплошные линии: все питательные насосы нерегу-
лируемые, штриховые — один из насосов регулируе-
мый
всех значениях суммарной электрической мощности, меньших
350 МВт, на 0,5—1,5%. Ступеньки на графике соответствуют
либо режимам вывода одной из турбин на холостой ход, либо
режимам отключения одного из питательных насосов. Приме-
нение хотя бы одного на всю станцию регулируемого питатель-
ного насоса дает возможность еще большего (до 2,5%) повы-
шения тепловой экономичности при низких нагрузках.
Полиблоки с последовательным соединением турбоагрега-
тов. Полиблок этого типа (рис. 3-22) представляет собой сово-
купность головной (предвключенной) турбины с хвостовой, по-
лучающей пар, отработавший в головной турбине. Головная
турбина всегда выполняется с противодавлением; в качестве
хвостовых могут быть применены турбины типов К, Т, ПТ и др.
Такого рода сочетания агрегатов чаще всего получаются при
модернизации ТЭС низких параметров (среднего давления)
с целью повышения их экономичности путем надстройки ТЭС
предвключенными турбинами более высоких параметров с ча-
стичным или полным демонтажом котлов среднего давления.
При надстройке система регенерации чаще всего остается такой
же, как у хвостовой турбины. В некоторых случаях устанавли-
вается дополнительный подогреватель высокого давления, пи-
таемый паром из выхлопного патрубка предвключенной тур-
бины. Хвостовые турбины имеют чаще сопловое парораспреде-
ление, однако довольно широко распространены также турбины
с дроссельным парораспределением. Хвостовая часть ТЭС мо-
жет быть представлена как одной турбиной, так и совокупностью
параллельно работающих турбин, получающих пар из общего
паропровода.
Надстройка предвключенными турбинами осуществляет про-
дольную связь между очередями ТЭС, имеющими различные
параметры пара; внутри каждой из этих очередей могут иметься
свои поперечные связи. Для таких ТЭС чаще всего применяют
изолированное управление каждой из турбин, осуществляемое
перемещением регулирующих клапанов головных и хвостовых
турбин при сохранении постоянных давлений пара перед го-
ловной турбиной и за нею. Это объясняется тем, что в качестве
предвключенных используются серийные турбины с противодав-
лением, выпускаемые главным образом для снабжения тепловых
потребителей (чаще всего производственных) паром заданных
140
Рис. 3-23. Процессы расшире-
ния пара в головной и хвосто-
вой турбинах
ро и рj — давления перед регули-
рующими клапанами головной тур-
бины и за ними; рх и р'х—давле-
ния перед регулирующими клапа-
нами хвостовой турбины и за
ними; р2 — давление после хвосто-
вой турбины
Рис. 3-22. Принципиальная
схема полиблока с последова-
тельным соединением турбин
КСД — котел среднего давления;
КВД — котел высокого давления;
ГТ — головная турбина; XT — хво-
стовая турбина; Кн—конденсатор;
ПНД — подогреватель низкого дав-
ления; ПВД — подогреватель высо-
кого давления; КН — конденсат-
ный насос; ПН — питательный на-
сос; Д — деаэратор
параметров. Поэтому системы регулирования таких турбин под-
держивают противодавление постоянным.
На рис. 3-23 линией 12345 представлен на fs-диаграмме
процесс расширения пара в проточной части головной и хвосто-
вой турбин с дроссельным парораспределением у последней при
частичной нагрузке. При этом хвостовая турбина, давление
перед которой поддерживается постоянным, работает со значи-
тельным дросселированием в регулирующих клапанах (линия
34), в результате чего существенно уменьшаются располагаемый
и использованный перепады энтальпии, а следовательно, и теп-
ловая экономичность всего комплекса.
Если же рассматривать весь комплекс как единый энергети-
ческий агрегат и применить для него полиблочный принцип ре-
гулирования, отказавшись от поддержания постоянного противо-
давления за головной турбиной и перейдя к регулированию
хвостовой турбины скользящим давлением пара перед нею при
полностью открытых ее регулирующих клапанах (или, что то
же самое, скользящим противодавлением за головной турби-
ной), то вследствие устранения дросселирования пара в клапа-
нах хвостовой турбины процесс расширения 23'4'5' сместится по
fs-диаграмме влево, а использованный перепад энтальпии всего
комплекса возрастет на величину АН. Вследствие отмечен-
141
ного полиблочное регулирование повышает тепловую экономич-
ность комплекса при частичных нагрузках.
Для головных турбин, обычно имеющих сопловое парорас-
пределение, целесообразна комбинированная программа регу-
лирования. За счет этого может быть достигнуто дополнитель-
ное снижение удельного расхода теплоты на выработку элек-
троэнергии, примерно такое же, как для обычных турбоустано-
вок тех же начальных параметров пара (обычно равных
8,8 МПа) (см. рис. 3-19).
Заметим, что экономичность в ряде случаев может быть
повышена не только при частичных нагрузках, но и при макси-
мальной мощности всего комплекса. Это обусловлено тем, что
при надстройке электростанций не всегда точно согласовыва-
ются между собой максимальные расходы пара головными и
хвостовыми турбинами. Если максимальный расход пара голов-
ной турбиной меньше, чем хвостовой, и нет дополнительных
источников пара, то при максимальном режиме головной тур-
бины хвостовая при изолированном регулировании турбин рабо-
тает с частично прикрытыми клапанами и неизбежным дроссе-
лированием в них. Полное открытие клапанов хвостовой турбины
с одновременным понижением давления перед нею повы-
шает экономичность комплекса. Чтобы при этом не перегрузить
головную турбину из-за увеличения перепада давлений в ней,
одновременно со снижением противодавления может оказаться
необходимым определенное снижение давления перед этой тур-
биной.
Если же в рассматриваемом случае имеется дополнительный
источник пара в виде котла среднего давления, то за счет вы-
рабатываемого им пара можно обеспечить номинальный режим
хвостовой турбины и благодаря этому при номинальном ре-
жиме комплекса избежать потерь от дросселирования пара в ре-
гулирующих клапанах хвостовой турбины. Однако значительная
часть мощности при этом вырабатывается по низкопотенциаль-
ному циклу, что снижает тепловую экономичность всего комп-
лекса. Для разгрузки такого комплекса рационально уменьшать
выработку электроэнергии паром низкого потенциала, умень-
шая в первую очередь паропроизводительность котлов среднего
давления и одновременно понижая давление пара перед хвосто-
вой турбиной. При этом тепловая экономичность полиблока
может заметно возрастать по сравнению с его номинальным
режимом. После остановки котлов среднего давления даль-
нейшую разгрузку следует вести одновременным уменьшением
мощности головной и хвостовой турбин, избирая оптимальную
для каждой из них программу регулирования.
Если хвостовая турбина выполнена с сопловым парораспре-
делением, то давление перед нею наиболее рационально изме-
нять, используя комбинированное регулирование (поддержание
постоянного давления при разгрузке до режима, соответствую-
щего точке перехода от соплового парораспределения к дрос-
142
сельному, и регулирование скользящим давлением при более
низких нагрузках).
Таким образом, полиблочное регулирование как с парал-
лельным, так и с последовательным соединением турбоагрега-
тов является эффективным средством повышения тепловой
экономичности и улучшения маневренных характеристик тепло-
вых электростанций. Полученные выше теоретические выводы
подтверждены экспериментами, проведенными ЛПИ на ряде
электростанций, и опытно-промышленной эксплуатацией их
в течение нескольких лет.
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ
КОНДЕНСАЦИОННЫХ ВЛАЖНОПАРОВЫХ ТУРБОУСТАНОВОК
4-1. ВЛИЯНИЕ ПАРО-ПАРОВОГО ПРОМПЕРЕГРЕВА
НА К. П. Д. ТУРБОУСТАНОВКИ
Показатели тепловой экономичности влажнопаровой турбо-
установки. Особенности работы влажнопаровых турбоустановок
(ВПТУ) при переменных режимах определяются главным об-
разом тремя факторами: работой большинства ступеней (в том
числе в паровпускной части турбины) на влажном паре, паро-
вым промежуточным перегревом, а также значительным обрат-
ным влиянием режима ВПТУ на рабочие процессы в паропро-
изводящей установке (ППУ) и ее эффективность.
В предыдущих главах рассматривались ПТУ, являющиеся
составной частью энергоблоков ТЭС, парогенераторы которых
работают с непрерывной подачей топлива. К. и. д. таких бло-
ков определяется в соответствии с формулой (3-2). Определен-
ное влияние принятого способа организации переменных режи-
мов ПТУ (в частности, программы регулирования) на рабочий
процесс и к. п. д. котлов цк, как отмечалось в § 3-2, имеется и
для этого класса блоков. Однако это влияние в подавляющем
большинстве случаев сравнительно невелико, и определяющую
роль в изменении тепловой экономичности как конденсацион-
ных, так и теплофикационных (см. гл. 5) блоков ТЭС играет
к. п. д. турбоустановки г| по машинному залу, определяемый
формулой (2-28), что позволяло во многих случаях в первом
приближении ограничиваться анализом лишь этого показателя.
При изменении давления насыщенного пара перед влажнопаро-
вой турбиной (ВПТ) меняется и его температура, что, в свою
очередь, вызывает изменение параметров теплоносителя, про-
ходящего через активную зону реактора. Последнее обстоя-
тельство, изменяя благодаря температурному и паровому
143
эффектам реактивности нейтронно-физические характеристики
как водо-водяных, так и канальных реакторов [41], оказывает
сильное влияние на рабочие процессы в них, в том числе на
процесс выгорания топлива. Вследствие отмеченного к. п. д. влаж-
нопаровой турбоустановки ц по машинному залу, хотя он, бес-
спорно, и представляет собой важный показатель, характеризу-
ющий эффективность при различных режимах самой ВПТУ,
рассматриваемой изолированно, вне связей с другими элементами
энергоблока, все же не дает исчерпывающей оценки экономич-
ности ВПТУ как элемента энергоблока, поскольку не учитывает
обратного влияния ВПТУ на эффективность работы ППУ. Луч-
шим показателем в таких условиях следует признать к. п. д.
энергоблока в целом. Однако его определение для энергоблоков
с ВПТ оказывается затруднительным.
Это обусловлено тем, что ППУ таких энергоблоков работают
с периодической перегрузкой топлива. В течение рабочей кам-
пании между двумя последовательными перегрузками топливо
в ППУ не добавляется, а происходит его постепенное выгора-
ние до заданной глубины. В таких условиях, по мнению автора,
эффективность использования топлива для выработки электро-
энергии может быть объективно оценена лишь интегральным
к. п. д. энергоблока, т. е. к. п. д. за всю рабочую кампанию.
Если предположить, что может быть достигнуто полное, теоре-
тически возможное выгорание всего загруженного топлива, то
каждый его килограмм выделит теплоту, равную Qp. По своему
смыслу эта величина эквивалентна широко используемой в теп-
лоэнергетике удельной теплоте сгорания (теплотворной способ-
ности топлива) [19]. Если масса загруженного топлива равна
М, то за счет него теоретически возможно получение теплоты,
равной MQP. Если предположить, что на протяжении всей
рабочей кампании энергоблок работает с максимальной тепло-
вой мощностью ППУ, равной Qmax, то можно определить тео-
ретическую длительность рабочей кампании т/= AfQp/Qm.ax. Те-
плотворная способность AlQp всей массы загруженного топлива
численно равна площади прямоугольника Oabxt на рис. 4-1.
В действительности полное выгорание топлива не может быть
достигнуто и к моменту перегрузки каждым килограммом топ-
лива выделяется лишь часть QH теоретически возможной теп-
лоты (используемая часть). Отношение e=QH/Qp характери-
зует степень выгорания топлива. Вследствие неполного выгора-
ния фактическая продолжительность рабочей кампании т₽ при
максимальной тепловой мощности Qm.ax меньше теоретически
возможной. Фактически выделенное за рабочую кампанию ко-
личество теплоты численно равно площади прямоугольника
Оасхр на рис. 4-1. Отношение площадей Оасхр и Oabxt равно е.
При заданном е в общем случае работы блока с переменной
тепловой мощностью Q теоретически возможное и фактическое
количества выделенной теплоты определяются площадями под
кривыми изменения Q во времени, причем эти площади равны
144
Рис. 4-1. Использование тепловой
энергии при выгорании топлива
площадям Oabrt и Оас-Гр. Фак-
тическая же длительность ра-
бочей кампании будет неоди-
накова для разных законов
изменения тепловой мощности.
Площадь прямоугольника
Т/йстр характеризует потенци-
альную энергию топлива
AfQp(l—е), не использованную за рабочую кампанию. Эта ве-
личина эквивалентна своего рода механической неполноте сго-
рания. Площадь Оастр характеризует количество теплоты
MQpe, подведенной за рабочую кампанию к рабочему телу, на-
правляемому в турбоустановку. Эта теплота с к. п. д. турбо-
установки т] преобразуется в турбине в механическую работу,
преобразуемую далее в генераторе в электрическую энергию.
Если принять, что в течение всей рабочей кампании турбина
работает с номинальной мощностью УНОм, то заштрихованная
площадь Oef-Гр на рис. 4-1 соответствует общему количеству
выработанной турбиной механической энергии. Отношение пло-
щадей Oef-Гр и Oabrt характеризует интегральный к. п. д. энер-
гоблока за рабочую кампанию т)бл. В некоторых работах эту
величину называют коэффициентом использования топлива.
В рассматриваемом частном случае работы блока при неиз-
менной мощности
Пбл = УИомтр/(Л4 Qp) = 8Т]. (4-1)
В общем случае ВПТУ и ППУ работают с непостоянными
в течение всей рабочей кампании значениями N и Q. В каж-
дый момент времени при стационарных режимах эти значения
связаны соотношением N/Q=v\, где ц — к. п. д. турбоустановки
по машинному залу при мощности N. Интегральный к. п. д.
энергоблока при этом
тр
Пбл= \ Ndt/(MQP). (4-2)
О
тр
Как было показано выше, f Qdt = MQpe,= QmaxTp,
'о
где тр* — продолжительность рабочей кампании при непрерыв-
ной работе с номинальной мощностью. С учетом этого формулу
(4-2) можно преобразовать к виду
Лбл — 8Лпту>
(4-3)
145
где т]пту —среднеинтегральный за рабочую кампанию к. п. д.
турбоустановки;
ср /тр \ тр
Лпту = f Ndtl\ f Qdt]= f (Q/Qmax) цЛ/т*р.
о \ о J о
Усилия теплоэнергетиков, естественно, направлены на повы-
шение к. п. д. турбоустановки. Некоторые мероприятия в этом
направлении (например, аэродинамическое совершенствование
проточной части турбины) не оказывают никакого влияния на
е, однозначно повышая к. п. д. блока. Другие же мероприятия
оказывают одновременное воздействие на т]пту и е. Так, на-
пример, влажнопаровая установка, рассчитанная на более вы-
сокое начальное давление пара, имела бы более высокий к. п. д.
по машинному залу, что при фиксированном значении Qmax по-
высило бы мощность турбины (линия e'f на рис. 4-1). Однако
при этом, как было показано выше, возрастает температура
теплоносителя, что под влиянием отрицательного температур-
ного коэффициента реактивности уменьшает степень выгорания
топлива е. Реальная продолжительность рабочей кампании
блока сокращается до значения тр', а количество теплоты, пере-
данное ВПТУ, определяется площадью Oac'f'. С более высо-
ким к. п. д. в турбоустановке преобразуется в механическую
работу это меньшее количество тепловой энергии. Энергия, вы-
работанная турбиной, характеризуется площадью Oe'f'xp. Инте-
гральный за рабочую кампанию к. п. д. блока т]бЛ равен отно-
шению площадей Oe'f'xP' и Oabxt. Противоположное влияние
начального давления пара на сомножители г] и ев формуле (4-1)
предопределяет существование оптимального начального давле-
ния пара, которому соответствует максимальный к. п. д. блока
при рассмотренном режиме его работы. Выбираемые для дей-
ствующих блоков начальные параметры пара для ВПТ близки
к оптимальным [3].
На практике при перегрузке топлива обычно полностью
удаляют лишь его часть массой Mi, обладающую к этому мо-
менту теплотворной способностью Qpi. Остальную часть топ-
лива оставляют для следующей рабочей кампании, используя
свежее топливо массой М и теплотворной способностью Qp
лишь взамен полностью выгруженного. В начале новой рабо-
чей кампании топливо включает в себя несколько составных
частей суммарной теплотворной способностью MQP + SM;QP/-,
где Mj и Qp, — масса топлива предыдущих загрузок, используе-
мого /-ю рабочую кампанию, и его теплотворная способность.
С учетом этого правомерно использование формул (4-1) и (4-2),
если под е понимать степень выгорания топлива за данную
рабочую кампанию:
8 = 1 -A4tQpt/(MQp + ZMiQpj-SM'O;),
146
Рис. 4-2. Принципиальная тепловая схема ВПТУ: а — исходная схема; б —
эквивалентная схема
1 — линия подвода свежего пара к промперегревателю; 2 — ЧВД; 3 —сепаратор; 4 —
двухступенчатый промперегреватель; 5 — ЧНД; 6 — конденсатор; 7 — конденсатный на-
сос; 8 — ПНД; 9— насос перекачки конденсата греющего пара; 10— деаэратор; 11 —
питательный насос; /2 — ПВД; 13, 14, /5 — регулирующие органы
где 2Л4 Qp—потенциальная энергия топлива, которое будет
использовано в последующих рабочих кампаниях.
Влияние составных частей СПП на к. п. д. турбоустановки.
Принципиальная схема ВПТУ с двухступенчатым промперегре-
вом пара и процесс расширения пара на is-диаграмме приве-
дены на рис. 4-2 и 4-3. Пар, пройдя ЧВД 2 (рис. 4-2, а), про-
цесс расширения в которой изображается линией АВ (рис. 4-3),
при давлении рсцп поступает в совмещенный сепаратор — про-
межуточный пароперегреватель (СПП). В сепараторе 3
147
Рис. 4-3. Процесс расширения во
влажнопаровой турбине
(рис. 4-2, а) происходит отде-
ление влаги. При идеальной
сепарации (к. п. д. сепаратора
т]с= 1) после отделения влаги
остается насыщенный пар
(степень сухости х=1), со-
стояние которого соответствует
точке Е на рис. 4-3. В реаль-
ных условиях т]с< 1 и пар по-
сле сепаратора имеет неболь-
шую влажность. Отсепариро-
ванная влага сбрасывается
в один из подогревателей низкого давления, где ее теплота ис-
пользуется для подогрева питательной воды. Пар, вышедший
из сепаратора, поступает в двухступенчатый промперегреватель
4 (рис. 4-2,а). В первой ступени производится его перегрев
паром, отобранным из промежуточной точки ЧВД. Состояние
пара после первой ступени промперегрева характеризует точка
F на рис. 4-3. Во второй ступени перегрев производится све-
жим паром, подаваемым по линии 1 (рис. 4-2,а). Состояние
нагреваемого пара после второй ступени промперегрева соответ-
ствует точке С на рис. 4-3.
Определяемые точками F и С температуры нагреваемого
пара при выходе соответственно из первой и второй ступени
промперегревателя на температуру недогрева ниже температур
Тг и То греющего пара. Конденсат греющего пара из обеих
ступеней промперегревателя сбрасывается в подогреватели вы-
сокого давления. Перегретый пар направляется в ЧНД тур-
бины. Процесс его расширения до конечного давления pz изо-
бражен линией CD.
К. п. д. брутто рассматриваемой турбоустановки при режиме,
соответствующем расходу пара турбиной G,
N GH — Nc— Nx — ZNj
Q (G + Gcnn) («о — in. в)
(4-4)
где H — перепад энтальпии турбины; Nc = GcHz—мощность,
недовыработанная в турбине потоком отделенной в сепараторе
влаги с расходом Gc; Ni = Gihi— мощность, недовыработанная
паром, отобранным для первой ступени промперегрева; SAT, —
суммарная мощность, недовыработанная паром регенератив-
ных отборов, причем Ni=Gihi\ Gcnn—расход греющего пара
второй ступенью промперегрева; i0 и in. в — энтальпия свежего
пара и питательной воды; H=Hx-\-Hz', и Hz—перепады эн-
тальпии ЧВД и ЧНД турбины; Gj и hi — расход пара, ото-
бранного для первой ступени промперегрева, и недоиспользо-
ванный в турбине его перепад энтальпии; G, и hi — расход пара
148
i-м регенеративным подогревателем и недоиспользованный
в турбине его перепад энтальпии.
Аналогично формулам (2-28) и (2-33) преобразуем уравне-
ние (4-4) к виду
(4-5)
где гр — термический к. п. д. цикла, представляющий собой
к. п. д. турбоустановки с идеальной турбиной, не имеющей ре-
генерации; т]Ог — внутренний относительный к. п. д. турбины;
kp — коэффициент регенерации. Сомножители в правой части
уравнения (4-5) определяются выражениями:
_ Яц + Я2<(1-Рс)/(1 + Р1)-Ы1/(1 + Р1) .
(10~ lz) С1 + Рспп/О + ₽l)]
_ Нцу\1 -|- (1 — Рс)/(1 Ч~ Pi) — fti/niPi/C -F Pi) .
^ + /W-Pc)/(1 + Pi)-Wi/(> + Pi)
*p = (1—77p)/(l—gp),
причем и Hu — изоэнтропийные перепады энтальпии ЧВД
и ЧНД (см. рис. 4-3); t]i и т]2—к. п. д. этих частей; рс =
= Gc/G; pi = Gj/G; Репп = Gcnn/G; hl( и t]i — изоэнтропийный пе-
репад энтальпии, недоиспользованный потоком, отобранным для
первой ступени промперегрева, и к. п. д. отсека турбины между
точкой отбора пара и последней ступенью; iz' — энтальпия кон-
денсата; Np — относительная доля мощности, недовыработан-
ной паром регенеративных отборов; дР— степень регенерации.
Условно разделим поток пара с расходом G, поступающий
в турбину, на два потока, соответствующих расходам Gj и G * =
= G—Gj. При таком условном разделении исходная тепловая
схема ВПТУ (рис. 4-2, а) может быть преобразована в приве-
денную на рис. 4-2, б эквивалентную ей расчетную схему.
Следует особо подчеркнуть, что такое эквивалентное преобразование теп-
ловой схемы и выполняемые далее математические операции являются чисто
расчетным приемом, удобным в некоторых случаях при анализе сложных
схем, так как они позволяют разделить основные факторы, влияющие на теп-
ловую экономичность турбоустановки, и выявить степень влияния каждого из
них, установив, как изменилась бы тепловая экономичность ВПТУ, напри-
мер, при закрытии того или иного из эквивалентных регулирующих органов
13, 14, 15 (рис. 4-2, б). Этот сугубо расчетный прием вовсе не предполагает
работы реальной ВПТУ, например, без сепарации влаги и промперегрева
пара, так что его использование в расчетах ни в малейшей мере не отража-
ется на надежности турбины. Заметим также, что приведенный способ экви-
валентного преобразования тепловых схем не является единственным; на-
ряду с ним применяются другие способы, удобные в тех или иных конкрет-
ных случаях [13].
Условно представим к. п. д. турбоустановки, определяемый
формулой (4-4), в виде
Лб = ПбЛп. п, (4"6)
где цбс—к. п. д. брутто, который имела бы установка при ги-
потетическом режиме без промперегрева; fen.n — коэффициент,
149
учитывающий влияние парового промперегрева на тепловую
экономичность ВПТУ.
Если бы мы закрыли регулирующие клапаны 13 и 14 (см.
рис. 4-2,6), предположив сохранение исходного давления све-
жего пара ро и давления в конденсаторе pz, то при таком гипо-
тетическом режиме выработка пара ППУ стала бы равной G* =
= G—Gi, параметры пара перед ЧНД турбины оказались бы
такими же, как в точке Е, а процесс расширения в ЧНД опре-
делялся бы линией ЕЕ' на рис. 4-3. Поскольку при этом в си-
стему РППВ не сбрасывался бы конденсат греющего пара из
СПП, теплота которого используется для подогрева питатель-
ной воды, расходы пара регенеративными подогревателями Gf
и недовыработанная ими мощность SA; оказались бы боль-
шими, чем при исходном режиме. Строго говоря, при этом не-
сколько изменились бы давление в камере регенеративного от-
бора пара к последнему ПВД и энтальпия гп. в питательной
воды при выходе из него. Если пренебречь этим изменением,
то можно найти к. п. д. брутто, который имела бы турбоуста-
новка при режиме без промперегрева пара,
G^H^H^-G^-^
*4 б >
G (to (п. в)
где перепад энтальпии Я2С части низкого давления может быть
найден согласно рис. 4-3. Индексом «с» здесь и в дальнейшем
отмечены значения величин в рассматриваемом гипотетическом
режиме.
Аналогично предыдущему последнюю формулу перепишем
в виде
т)Сб = П»Ср. (4-7)
где
с_ ^и+О-Рс)^ с 'ЧЛ + ВДО-Рс)
щ — ; ; чо£ — — - ;
‘о-Ч ^и+^(1-Рс)
= (1— Ар/(1— </£);
Pc = Gc/Gc; Нц и — изоэнтропийные перепады энтальпии
ЧВД и ЧНД турбины при рассматриваемом режиме: т)х и т)2 —
внутренние относительные к. п. д. этих частей; Ар —относи-
тельная недовыработка электроэнергии паром регенеративных
отборов; qp— относительная доля РППВ в общем подводе
теплоты в цикле; t?p = (in. в—c)/(J'o—Ч)-
Заметим, что внутренний относительный к. п. д. ЧНД тур-
бины при рассматриваемом режиме
П2 = П2(1—6Т]2’П).
(4-8)
150
где г]2 — внутренний относительный к. п. д. при нормальной
схеме работы ВПТУ; бцг'п— относительное снижение к. п. д.,
обусловленное отключением промперегрева.
Остановимся на влиянии внешней сепарации влаги. Фор-
мулу (4-7) перепишем в виде
т]б = (4-9)
где т)бж — к. п. д. установки, которая не имела бы внешней сепа-
рации; kc — коэффициент, учитывающий влияние сепарации; ин-
дексом х здесь и в дальнейшем отмечены параметры ВПТУ без
внешней сепарации. Для нахождения т)бж мысленно закроем
эквивалентный клапан 15 (см. рис. 4-2,6). При этом в ЧНД по-
ступил бы весь поток рабочего тела, вышедший из ЧВД, причем
параметры пара при входе в ЧНД такие же, как при выходе
из ЧВД. Процесс расширения в ЧНД при таком гипотетическом
режиме соответствовал бы линии ВВ' на рис. 4-3. К- п. д. тур-
боустановки в таких условиях составил бы
(4-Ю)
где щ = (Нц + 77а)/(^о—J'z); Hoi = (ДиНх + -Д/'П2)/(Дх/ + H2t)’>
kp = (1 —Ур)/(1 — Тр)’ Тр ~ G'n. в iz)/(^'o ^z)-
К- п. д. может быть определен соотношением, аналогичным
формуле (4-8):
П2 = П2 (1 — бцг) = Пг( 1 — 6т]2 ’п) (1 — бцг)• (4-11)
В предположении малых отклонений из уравнения (4-10) по-
лучим
6'r^ = 6V +6'^ + 6'^, (4-12)
где буквой 6' обозначены относительные отклонения соответ-
ствующих величин от исходных значений.
Из формул (4-7) — (4-10) найдем
kc = т]/По^р/(т]?По^р ) (4-13)
или в линейном приближении
kc= 1 + 6 т)<+^ Пог + б kp, (4-14)
где б'т]? = (т)<— П*)/1!?; 6 По i = (no i—Но ОДо б
6’fecp = (fecp-^M.
Подставив приведенные выше выражения ц) и п*> найдем
б'п? = [(1-₽с)Яс2/-^Ж, где Н?=Ни+Нх„.
Относительная доля отсепарированной влаги рс = г]сУ1, где
yi — влажность пара за ЧВД; т]с — к. п. д. сепаратора. Уда-
ление влаги увеличивает располагаемый перепад энтальпии
оставшегося в ЧНД пара, и хотя при этом уменьшается рас-
ход пара, преобладает влияние перепада энтальпии, вследствие
151
чего термический к. п. д. цикла при сепарации влаги увеличива-
ется. Из-за уменьшения влажности пара возрастает также внут-
ренний относительный к. п. д. ЧНД и турбины в целом. Уда-
ление влаги из потока пара в сепараторе приводит к повышению
коэффициента регенерации kP. Хотя при этом степень регенера-
ции qp в целом не меняется, однако некоторая часть общего под-
вода теплоты к питательной воде в системе РППВ производится
за счет теплоты влаги, отводимой из сепаратора. Это уменьшает
подогрев питательной воды паром регенеративных отборов и от-
носительную недовыработанную мощность Np. Вследствие сово-
купного влияния б t]j, б r]of и б ftp коэффициент kc согласно
уравнению (4-14) оказывается больше единицы, т. е. внешняя
сепарация влаги повышает тепловую экономичность ВПТУ.
Оценку влияния паро-парового промперегрева на экономич-
ность начнем с ВПТУ, имеющих одноступенчатый промперегрев,
производимый свежим паром. Этому случаю соответствует ва-
риант схемы на рис. 4-2, б с закрытым клапаном 14 и откры-
тыми клапанами 13 и 15. Мысленно изменяя степень открытия
клапана 13 и сопоставляя значения к. п. д., которые имела бы
турбоустановка при полностью открытом и полностью закры-
том клапане 13, найдем аналогично предыдущему в линейном
приближении
kn. п = 1 + б,Т|/ “Ь S Ло i 4" :
где 6'Tjf = (T]/—rpW; 6'l]oi = (r]o i—T]oi)/noi; 6zfep = (fep —
— kP)/kp; входящие в формулы величины сохраняются такими
же, как в формулах(4-5) и (4-7) при Pi = 0.
Сравниваемым режимам с отключенным и включенным
промперегревом пара соответствуют различные значения паро-
производительности ППУ, равные в первом случае G, а во вто-
ром G + Gcnn=G(l + pcnn). При этом в (1+Рспп) раз увеличи-
вается подвод теплоты к рабочему телу, что учтено сомножите-
лем (1 + Рспп)-1 в формуле для щ. Если бы точно в такой же
пропорции возросла мощность турбины при изоэнтропийном
расширении пара в ней, то включение промперегрева не изме-
нило бы термического к. п. д. цикла. Однако поток Gcnn не
проходит проточной части турбины, вследствие чего мощность
ЧВД не изменяется. Начальная энтальпия пара перед ЧНД при
открытии клапана 13 возросла бы на величину Аг, определяе-
мую из уравнения теплового баланса (G—Gc)Ai = Gcnn(i0—io'),
где i0'—энтальпия конденсата греющего пара. Не вся теплота,
переданная вторичному пару в промперегревателе, может быть
использована в турбине. Это обусловлено повышением энтро-
пии при передаче теплоты в промперегревателе от высокопо-
тенциального потока GCnn к низкопотенциальному основному
потоку G* = G—Gc, из-за чего повышается энтальпия пара, по-
кидающего турбину. В результате при включении промпере-
152
грева располагаемый перепад энтальпии возрастает, но его при-
ращение меньше Ai. •
Таким образом, в рассматриваемой расчетной схеме при
включении промперегрева мощность турбины возрастает в мень-
шей мере, чем подвод теплоты в ППУ. Вследствие этого одно-
ступенчатый промперегрев снижает термический к. п. д. цикла
ВПТУ (6't]z<0). Снижение оказывается тем большим, чем ниже
разделительное давление рспп-
Изменение внутреннего относительного к. п. д. турбины
б'т]о t определяется при принятой расчетной схеме (рис. 4-2, б)
исключительно частью низкого давления. На ее к. п. д. т]2
при включении промперегрева влияют два фактора: уменьшение
влажности пара и увеличение располагаемого перепада энталь-
пии H2t, вследствие чего общее абсолютное приращение к. п. д.
можно представить в виде суммы двух составляющих Ат]2 =
= Ац2 ('/) + Ат]2 (Hzt)- Первое слагаемое Ат]2(у) положительно.
Характер изменения второго слагаемого определяется измене-
нием характеристик последних ступеней турбины. С увеличе-
нием H2t при включении промперегрева уменьшается характе-
ристическое отношение и/С0 для последних ступеней. Вместе
с тем, как показывают результаты экспериментальных иссле-
дований (рис. 4-4), оптимальные значения (w/C0)opt умень-
шаются с ростом влажности у [35]. Если последние ступени
спроектированы так, чтобы номинальному режиму турбины
при ее нормальной тепловой схеме соответствовали значения
ulCo, близкие к оптимальным, то при закрытии клапана 13
(см. рис. 4-2,6) уменьшение располагаемого перепада энталь-
пии H2t привело бы к значениям и/Со> («/C0)opt. Превыше-
ние еще более усилилось бы вследствие того, что сопутствующее
закрытию клапана 13 возрастание влажности уменьшило бы оп-
тимальные значения («/Со) opt- При частичных режимах
этот эффект оказался бы еще более сильным, поскольку до
отключения промперегрева последние ступени работали бы при
значениях и/С^, больших оптимальных. Отмеченный эффект,
изменяя условия работы последних ступеней, снижает их к. п. д.
Открытие клапана 13 повышает к. п. д. последних ступеней, т. е.
Аг]2(Я2<)>0. Так как положительны обе составляющие Ат]2,
промперегрев повышает внутренний относительный к. п. д. ча-
сти низкого давления (Дт]2>0) и турбины в целом (б'т]оt>0).
Конденсат греющего пара из СПП сбрасывается в систему
регенерации. Если он подводится за последним ПВД, как это
делается в некоторых схемах, то он повышает температуру по-
догрева питательной воды, увеличивая степень регенерации q?.
В ряде схем его направляют в один из ПВД. В дальнейшем
он вместе с конденсатом пара, поступающего в этот подогрева-
тель, каскадно сбрасывается в деаэратор (см. рис. 4-2, а). Если
не учитывать потерь теплоты в подогревателях и соединитель-
ных трубопроводах, конденсат греющего пара СПП передает
питательной воде количество теплоты бСПп Go—»’д)> где
153
Рис. 4-4. Характеристики ступени T] = f(u/C0)
при различной влажности
и г'д — энтальпии конденсата грею-
щего пара в СПП и деаэраторе.
В деаэраторе поток Gcnn добавля-
ется к основному потоку питатель-
ной воды. Для подогрева этого до-
полнительного потока в подогрева-
телях высокого давления требуется
количество теплоты Gcnn (гп. в—1д)>
Заметим, что гп. в<б/. Обуслов-
ленное этим избыточное количество
теплоты, вносимой конденсатом
греющего пара СПП, не меняя сте-
Рис. 4-5. Влияние паро-па-
рового промперегрева на
тепловую экономичность
турбоустановки К-1000-60/
3000 и на влажность за
последней ступенью ЦНД
при различном относитель-
ном расходе G[G0
Сплошные линии — относи-
тельное изменение 6йп.«;
штриховые — влажность у
за последней ступенью
ЦНД;
1 — промперегрев отключен; 2 —
промперегреватель переключен
на питание паром из отбора
за второй ступенью ЦВД; 3 —
промперегреватель подключен
к линии свежего пара
пени регенерации q$t вытесняет из
системы РППВ часть пара регенеративных отборов и уменьшает
недовыработку электрической мощности Ур. В обоих рассмот-
ренных случаях промперегрев увеличивает коэффициент регене-
рации (6%>0).
Таким образом, паровой промперегрев уменьшает термиче-
ский к. п. д. цикла влажнопаровой турбоустановки, но вместе
с тем повышает внутренний относительный к. п. д. турбины и
коэффициент регенерации. Такое противоречивое влияние со-
ставляющих 6zr]t, 6zr]o i и 6'kp предопределяет неоднозначность
результирующего эффекта, который может быть как положи-
тельным, так и отрицательным в зависимости от конкретных
значений составляющих. Вероятность отрицательного влияния
промперегрева свежим паром на тепловую экономичность ВПТУ
при номинальном режиме тем больше, чем ниже раздели-
тельное давление. По мере же снижения нагрузки вслед-
ствие снижения разделительного давления будет возрастать
роль отрицательно действующего фактора. В определенных слу-
чаях может оказаться, что промперегрев повышает тепловую
экономичность ВПТУ при номинальном режиме, но снижает
ее на частичных нагрузках.
Приведенные на рис. 4-5 в качестве примера результаты рас-
четного исследования турбоустановки К-1000-60/3000 с односту-
154
пенчатым промперегревом (расчеты выполнены С. А. Климцо-
вым) свидетельствуют, что перегрев свежим паром во всем
диапазоне режимов снижает тепловую экономичность этой тур-
боустановки, и его применение определяется исключительно со-
ображениями эрозионной надежности последних ступеней.
Для анализа схем с двухступенчатым промперегревом пара
коэффициент fen. п в формуле (4-6) представим в виде произве-
дения двух сомножителей fei и fen, учитывающих соответственно
влияние первой и второй ступеней промперегрева. Мысленно
открывая регулирующий клапан 14, а затем 13 (см. рис. 4-2,6),
найдем
fe[ = 1 + 6 TV1 + 6 Ло 6„fep; fen = 1 + 6 т]< + 6 т]0 i + 6 kp ,
(4-15)
где 6'т]/= (n<—r]f Ж; бПо r = ho i—т)о i)A]§ i! 6'fe₽ = (fep—
—fe₽)/fep; б'п"=(тк—п’)Ч1; 6 *101=(no«—no f)/no к, б^р =
= (fep—fep)/fep; индексами I отмечены значения величин при
включении первой ступени промперегрева.
Значения гр, т]0 {, fep, гр, Hoi, fep сохраняются такими
же, как в формулах (4-5) и (4-7). Входящие в уравнения (4-15)
величины т]/, Ло t и fep определяются соотношениями
I Hlt + (1 - ₽с)/( 1 + ₽,) - + ₽i)
Л/ = -----------------;---------------------;
lo lz
i _ + ^2^2 Q ~~ Pc)/(1 Pi) ~+ Pi) ,
Hu + H\t (1 - ₽c)/(l + ₽,) - ^1/(1 + Pi)
fep = (l—Aip)/(1—ijp).
Если в работу введена только первая ступень промперегрева
(открыт клапан 14 и закрыт клапан 13 на рис. 4-2,6), состоя-
ние пара перед ЧНД соответствует точке F, а процесс расши-
рения в ЧНД изображается линией FF' на рис. 4-3. Паропроиз-
водительность ППУ при рассматриваемом режиме G + Gi =
= G(1 + Pi). При этом в (1+Pi) раз увеличен подвод теплоты
к рабочему телу. Если бы этот дополнительный поток прошел
всю проточную часть турбины, увеличив ее мощность в (1 + pi)
раз, то значения т]« и Л/ были бы равны между собой.
В действительности поток Gi совершает работу лишь в группе
ступеней, заключенных между регулирующими клапанами и ка-
мерой отбора. Недовыработанная им мощность в предположе-
нии изоэнтропийного расширения равна Gj/ij/, что учтено
последним слагаемым в числителе формулы тц1. Повышение
энтальпии основного потока пара в первой ступени промпере-
грева Aii, равное разности энтальпии в точках F и Е (рис. 4-3),
может быть найдено из уравнения теплового баланса (G—
155
—Gc)AiI = GI(iI—ii), где ij и G— энтальпии греющего
пара и его конденсата. Так как /ги = й — i2<4—G> то коли-
чество теплоты, передаваемой за единицу времени грею-
щим паром в первой ступени промперегрева основному потоку
пара, больше недовыработанной мощности G[h[f. Однако
не вся энергия, переданная пару, нагреваемому в первой сту-
пени промперегрева, может быть использована в турбине, так
как из-за необратимых потерь при передаче теплоты от высо-
копотенциального потока Gi к низкопотенциальному G* =
= G—Gc повышается энтальпия пара, покидающего турбину.
В итоге приращение располагаемого перепада энтальпии
Ни—Ни существенно меньше величины Ап. Совокуп-
ность отмеченных факторов приводит к тому, что проме-
жуточный перегрев, осуществляемый паром, отобранным из
ЧВД, снижает термический к. п. д. цикла (6 гц <0), но в мень-
шей мере, чем эквивалентный перегрев свежим паром, так как
греющий пар совершает определенную работу до точки отбора.
Внутренний относительный к. п. д. турбины за счет первой
ступени промперегрева возрастает (б г;' г>0) по тем же при-
чинам, что и при одноступенчатом промперегреве.
Конденсат греющего пара из первой ступени СПП отводится
в один из ПВД и далее каскадно сбрасывается в деаэратор
(см. рис. 4-2,а). Количество теплоты, передаваемой им пита-
тельной воде, равно Gj (й— гд). В деаэраторе поток Gi до-
бавляется к основному потоку питательной воды, идущему да-
лее в ПВД. Для подогрева этого дополнительного потока
в ПВД требуется количество теплоты Gj (гп. в—»д)- В том
частном случае, когда t'i=tn. в, теплоты, переданной конден-
сатом греющего пара первой ступени промперегрева, хватает
лишь для собственного подогрева в системе РППВ. При этом
включение первой ступени не изменяет коэффициента регене-
рации (6fep==0). Если то для подогрева потока
Gi требуется большее количество теплоты, чем он вносит в си-
стему РППВ. Недостающее количество теплоты восполняется
увеличением регенеративных отборов пара, что увеличивает не-
довыработку мощности Np. В таком случае б fep<0. Наконец,
при iC>in.B значение б fep положительно. Таким образом,
величина б ftp может быть существенно различной даже по
знаку в зависимости от тепловой схемы ВПТУ (выбор места
отбора к первой ступени промперегрева, число ПВД, расчет-
ная температура подогрева питательной воды и др.) и режима
работы. Наибольшие значения б k? могут быть достигнуты
в турбоустановках без ПВД или при режимах работы с отклю-
ченными ПВД.
Совокупное влияние всех трех составляющих б ty, б т]01- и
6'fep так же, как и при промперегреве свежим паром, в за-
156
висимости от конкретных условий, может быть как положитель-
ным так и отрицательным (fej<l). Однако значения
будут выше, чем значения ka. п при одноступенчатом пере-
греве.
Влияние второй ступени при двухступенчатом промперегреве
качественно не отличается от рассмотренного выше влияния од-
ноступенчатого перегрева. Поскольку за счет свежего пара
производится лишь часть общего перегрева, ВПТУ с двухсту-
пенчатым промперегревом более экономична, чем с одноступен-
чатым. Однако это достигается за счет усложнения и удорожа-
ния как самого СПП, так и турбоустановки в целом. По мере
снижения мощности турбины давление щ в камере отбора пара
к первой ступени промперегрева уменьшается. Соответственно
уменьшается и роль первой ступени в общем перегреве и воз-
растает роль второй ступени, использующей для перегрева све-
жий пар. Поэтому при уменьшении нагрузки преимущества
ВПТУ с двухступенчатым промперегревом в тепловой экономич-
ности сокращаются.
Иной оказывается роль парового промперегрева в теплофи-
кационных ВПТУ, где увеличение за его счет располагаемого
перепада энтальпии группы ступеней ЧСД, заключенных между
СПП и камерами отопительных отборов, увеличивает удельную
выработку электроэнергии на тепловом потреблении [6]. Этот
положительный эффект оказывается тем большим, чем больше
тепловая нагрузка и чем выше разделительное давление Репп-
Различными исследователями получены расчетным путем противоречи-
вые данные о влиянии парового промперегрева на тепловую экономичность
ВПТУ [4, 19, 31, 71 н др.]. В определенной мере это может быть объяснено
принятой методикой учета потерь от влажности. Начиная с работ К- Баумана,
выполненных еще в 20-е годы, подавляющее большинство специалистов при-
нимает, что снижение к. п. д. ступени Дт] однозначно определяется средней
диаграммной влажностью у. При этом многие принимают взаимосвязь
Дт]=<п/ линейной. Коэффициент влияния а по рекомендациям различных орга-
низаций отличается в несколько раз. Естественно, что подстановка при рас-
четах того илн иного значения а существенно (в том числе в ряде случаев
и по знаку) меняет результирующий эффект от применения парового пром-
перегрева. По мнению автора, столь большой разброс значений а свидетель-
ствует о том, что следует с очень большой осторожностью относиться к ре-
комендациям, однозначно связывающим влажность у и потери энергии в сту-
пенях. посредством приведенной простейшей формулы или ее усложненных
модификаций. Влажность является очень важным, но не единственным факто-
ром, определяющим потери от нее (так же, как и эрозионный износ).
Прежде всего, применяемые методики вообще не учитывают, имеется ли си-
стема внутренней сепарации влаги в проточной части турбины и эффективно
ли она работает. Кроме того, при одной и той же диаграммной влажности
потери могут существенно отличаться в зависимости от таких факторов, как
дисперсный состав в>лаги и его распределение по высоте ступени, окружные
составляющие относительных скоростей соударения капель различных раз-
меров с рабочими лопатками, скорости паровой фазы и пр. Так как эти ве-
личины зависят от геометрии ступени, степени реактивности, параметров пара
перед ступенью и за нею, шероховатости поверхности, режимов работы сту-
пени н других факторов, то нет оснований ожидать, что коэффициент влия-
ния а даже для одной и той же ступени будет одинаков при различных
режимах. Принципиально нельзя исключить даже такой возможности, что
157
с уменьшением влажности (например, при понижении в определенных преде-
лах нагрузки турбины) потери от нее могут возрастать. Косвенным подтвер-
ждением такой возможности может служить тот факт, что с понижением
нагрузки турбины интенсивность эрозионного износа рабочих лопаток возра-
стает, несмотря на уменьшение влажности (см. § 4-4).
В связи с изложенным наряду с форсированием работ по
совершенствованию методов учета потерь от влажности при рас-
четах следует уделять особое внимание постановке эксперимен-
тальных исследований с целью прямого определения влияния
промперегрева на тепловую экономичность ВПТУ, считая их ре-
зультаты главным источником информации по данному вопросу.
Такие исследования были выполнены ЛПИ на турбоустановках
К-220-44, К-500-65/3000 и др. Испытания проводились при оди-
наковой паропроизводительности с включенной и отключенной
второй ступенью промперегрева. С целью повышения точности
результатов был использован обоснованный ЛПИ метод парных
опытов. При этом тепловая мощность реактора на сравнивае-
мых режимах поддерживалась неизменной. Влияние же пром-
перегрева свежим паром на тепловую экономичность ВПТУ
оценивалось по приращению суммарной электрической мощ-
ности турбогенераторов при неизменной мощности реактора.
Испытания проводились в широком диапазоне режимов, от но-
минальной мощности до 50—60 % номинальной. Во всех опы-
тах при всех исследованных режимах, включая номинальный,
отключение второй ступени промперегрева приводило к повы-
шению электрической мощности генераторов, а следовательно,
к повышению тепловой экономичности блока до 1 % для тур-
боустановки К-220-44 и до 1,5—2 % для турбоустановки
К-500-65/3000.
Так как влажность пара на последних ступенях ЦНД при
частичных нагрузках уменьшается, то заслуживает серьезного
изучения вопрос о возможности хотя бы в некоторых случаях
отключения на таких режимах второй ступени промперегрева
в ВПТУ с двухступенчатым перегревом пара или переключения
СПП с питания свежим паром на пар, отбираемый из промежу-
точной точки ЦВД, в ВПТУ с одноступенчатым промперегревом.
На рис. 4-5 в качестве примера приведены результаты
расчетов, выполненных применительно к турбоустановке
К-1000-60/3000 в предположении перевода промперегрева
с питания свежим паром на питание паром, отобранным после
второй ступени ЦВД. Как следует из графика, тепловая эконо-
мичность турбоустановки возрастает при этом в широком диа-
пазоне режимов примерно на 1 %. На том же графике пока-
зано изменение влажности у за последней ступенью ЦНД при
таком переключении и полном отключении промперегрева. Ра-
зумеется, при решении вопроса о допустимости отмеченных
переключений должна быть тщательно проверена эрози-
онная надежность лопаточного аппарата последних ступеней
турбины.
158
Двухступенчатая сепарация влаги. В связи с отмеченным за-
служивает серьезного внимания вопрос об отказе от парового
промперегрева и СПП в их существующем виде. Интенсивные
исследования в этом направлении ведутся в МЭИ, на ЛМЗ и
в ЛПИ. Двухступенчатой сепарацией влаги, если, разумеется,
при этом может быть достигнута высокая эффективность влаго-
удаления, можно обеспечить влажность пара за турбиной такой
же и даже меньшей, чем в применяемом варианте с СПП. Это
просто достигается рациональным выбором давлений в сепара-
торах. За счет этого эрозионная надежность последних ступе-
ней может быть сохранена, по меньшей мере, на том же уровне,
что был достигнут в схемах с СПП. Двухступенчатая сепарация
может оказаться особенно эффективной в случае работы турбо-
установки со скользящим давлением, где при частичных на-
грузках из-за понижения температуры промперегрева влажность
пара оказывается большей, чем в режиме с таким же расходом
пара при постоянном давлении.
Переход к двухступенчатой сепарации может быть выпол-
нен с существенным упрощением оборудования и удешевлением
ВПТУ. В последнее время рядом отечественных и зарубежных
организаций разработаны разные типы высокоэффективных и
компактных сепараторов. Одно из весьма перспективных пред-
ложений— разработанные кафедрами турбиностроения ЛПИ и
МЭИ турбосепараторы со свободно вращающимся рабочим ко-
лесом. Полученный к настоящему времени первый положитель-
ный опыт их эксплуатационной проверки позволяет надеяться
на успешное решение задачи эффективного влагоудаления. Тур-
босепараторы могут быть установлены, например, в перепускных
трубах между цилиндрами. Для придания большей гибкости
к компоновке целесообразна также конструкторская прора-
ботка установки свободно вращающихся рабочих колес непо-
средственно в проточной части турбины.
Безусловно, двухступенчатая сепарация без промперегрева
должна быть связана с проектированием турбины и ВПТУ в це-
лом специально для этого варианта. При этом, по-видимому,
окажется целесообразным выбор иных, чем применяются сей-
час, разделительных давлений, при которых производится се-
парация влаги, что позволит по-иному скомпоновать цилиндры
турбины и найти оптимальные конструктивные решения по тур-
боустановке в целом.
Двухступенчатая сепарация может быть применена также
для действующих влажнопаровых турбин, имеющих ЦСД. Это
может быть достигнуто отключением подачи греющего пара
в СПП при сохранении его функций как сепаратора и установ-
кой турбосепараторов в перепускных трубах между ЦСД и
ЦНД.
4-2. ПРОГРАММЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ВЛАЖНОПАРОВЫХ ТУРБОУСТАНОВОК
Применяемые программы. Выбор той или иной программы
регулирования энергоблока, по существу, означает принятие
определенного закона изменения начального давления пара пе-
ред турбиной в зависимости от режима ее работы. Как было
показано в § 4-1, при этом необходимо учитывать как измене-
ние к. п. д. самой турбоустановки, так и влияние начального
давления пара на степень выгорания топлива в. В настоящем
параграфе рассмотрена первая из этих составляющих. Вопросы,
связанные с увеличением второй составляющей, рассмотрены
в § 4-3.
Для двухконтурных энергоблоков с водо-водяными реакто-
рами в начальный период развития широко применялась про-
грамма регулирования с постоянной средней температурой
теплоносителя 7\ в первом контуре (см. рис. 1-6,а). Она обеспе-
чивает наименьшие в сравнении с другими программами отклоне-
ния параметров теплоносителя в первом контуре при измене-
ниях мощности, а также эффективное использование темпера-
турного эффекта реактивности для регулирования реактора
[24]. Поэтому такую программу считают наиболее благоприят-
ной для первого контура. Недостатки этой программы опреде-
ляются повышением давления пара р0 во втором контуре при
снижении мощности энергоблока. Этим обусловлена необходи-
мость проектирования парогенераторов и главных паропрово-
дов на давление, большее номинального, что увеличивает за-
траты металла и ухудшает маневренные свойства теплоэнерге-
тического оборудования энергоблока, а также повышает сте-
пень дросселирования пара в регулирующих клапанах турбины,
увеличивая потери энергии в ЦВД и влажность в паровпуск-
ной части турбины. Вследствие этого программу Ti = idem без
сочетания с другими программами в современных условиях при-
меняют редко.
Наиболее распространена для этого типа блоков программа
с постоянным давлением пара Ро во втором контуре (см.
рис. 1-6,6), более благоприятная для второго контура. Она
позволяет при том же оборудовании второго контура, что при-
менено для программы Ti = idem, использовать при номиналь-
ном режиме более высокие параметры пара, что повышает теп-
ловую экономичность ВПТУ при номинальном режиме. Однако
при этом необходимо повысить давление теплоносителя в пер-
вом контуре для предотвращения его вскипания. Необходимы
также увеличенные размеры компенсаторов объема. Измене-
ние средней температуры теплоносителя в первом контуре, вы-
зывая температурные напряжения в корпусе реактора, ухуд-
шает его маневренные свойства.
Поэтому в некоторых случаях используют комбинирован-
ные программы регулирования (см. рис. 1-6,а). В диапазоне
160
нагрузок около номинальной поддерживают постоянной сред-
нюю температуру теплоносителя в первом контуре, а начиная
от некоторой частичной нагрузки дальнейшее ее снижение про-
изводят при постоянном давлении пара во втором контуре.
Для одноконтурных блоков с канальными реакторами при-
меняется обычно программа регулирования с постоянным дав-
лением свежего пара [41].
В последнее время все большее внимание как отечествен-
ных, так и зарубежных специалистов привлекает вопрос о целе-
сообразности применения скользящего давления, впервые пред-
ложенного для влажнопаровых турбоустановок АЭС незави-
симо друг от друга ХТЗ и Л ПИ [13, 47]. Это определяется
возрастающими требованиями к маневренности АЭС с реакто-
рами на тепловых нейтронах (см. гл. 1). К настоящему времени
имеется первый положительный опыт эксплуатации энергобло-
ков АЭС с влажнопаровыми турбинами на скользящем давле-
нии [44,. 49 и др.]. Однако в целом рассматриваемую проблему
для атомной энергетики пока еще нельзя считать решенной,
поскольку перевод на скользящее давление радикально изме-
няет условия работы практически всех элементов энергоблока.
Тепловая экономичность турбоустановки. Сложность тепло-
вых схем ВПТУ, содержащих наряду с регенеративными подо-
гревателями также СПП (в которых производится внешняя се-
парация и промежуточный перегрев пара, причем теплота
от.сепарированной влаги и конденсата греющего пара использу-
ются в системе РППВ, составляя заметную часть общего коли-
чества теплоты, подводимого к питательной воде), большое чи-
сло взаимозависящих факторов, влияющих на тепловую
экономичность ВПТУ, и выявленный в § 4-1 противоречивый ха-
рактер этого влияния определяют большую вероятность того,
что та или иная программа регулирования может дать для
разных конкретных установок неодинаковые результаты как
в количественном, так и в качественном отношении. Поэтому
источником наиболее достоверной информации о сравнительной
тепловой экономичности работы ВПТУ при различных програм-
мах регулирования следует считать наряду с результатами на-
турных испытаний ВПТУ результаты детальных расчетов теп-
ловых балансов конкретных турбоустановок. ЭВМ, которые
широко применяются турбинными заводами, проектно-конструк-
торскими и научно-исследовательскими организациями, а также
электростанциями, позволяют с высокой точностью производить
все необходимые расчеты. Вместе с тем, признавая безуслов-
ную необходимость таких расчетов, по мнению автора, было бы
недостаточно ограничиваться только ими. Давая достоверный
конечный результат, такие расчеты не позволяют вскрыть, ка-
кими именно конструктивными и эксплуатационными факто-
рами он обусловлен, какова природа и степень влияния каждого
из этих факторов и в каком направлении следует работать,
чтобы добиться тепловой схемы и способа ведения режимов,
6 Заказ № 898
16Т
оптимальных для выбранной программы регулирования. По-
этому комплексные расчеты тепловых балансов ВПТУ необхо-
димо дополнять хотя бы приближенным теоретическим анали-
зом, позволяющим расчленить результирующий выигрыш или
проигрыш от применения программы регулирования на отдель-
ные составляющие и выявить факторы, влияющие на каждую
составляющую. Выполним сравнительный анализ тепловой эко-
номичности ВПТУ с двухступенчатым промперегревом пара для
двух программ регулирования: наиболее распространенной про-
граммы регулирования с постоянным начальным давлением
пара и программы со скользящим начальным давлением пара.
В соответствии с формулами (4-5) — (4-7) и (4-9) запишем
Пб = ПЛ1о А = Л?По i&p kzkYku. (4-16)
В линейном приближении последнюю формулу можно пере-
писать
6т]б = + 6т]о i + 6£р = i 4- 6£р + б/?с + -г бйи. (4- 17)
В последнем уравнении &»] = (Нод—НпдУНпд; bk~
= (^сд—^пдУ^пд, причем г] и k берутся с соответствующими
индексами; индексами СД и ПД здесь и в дальнейшем отмечены
значения величин соответственно при скользящем и постоянном
начальном давлении пара.
Используя формулы (4-14) и (4-15), найдем
•Ж — 6 тр ед1—5 т]С пд -|-6 т]о г сд—б По i пд + 6 kp сд—6 kp Пд;
(4-18)
= 6 1]/сД — 6 T)J пд +3 Но 1 СД — 6 Т]о i ПД+ 5 СД— 6 &р пд;
(4-19)
бйц = 6 тред—6 пРпд + б Но^’сд — б По^пд + б &рсд — б /г^пд,
(4-20)
где отмеченные надстрочными индексами «с», I, II относитель-
ные приращения б'тр, б'т]о £ и ft'kp находятся, как и в § 4-1,
в предположении мысленного последовательного открытия регу-
лирующих органов 15, 14 и 13 (см. рис. 4-2, б) для скользящего
и постоянного начального давления пара. Будем предполагать
также, что при всех режимах к регулирующим клапанам тур-
бины подводится сухой насыщенный пар (степень сухости
Л-=1).
Выполним анализ изменения каждого из слагаемых в пра-
вой части уравнения (4-17) при переходе от работы ВПТУ с по-
стоянным давлением к работе со скользящим давлением све-
жего пара. Парораспределение турбины будем считать дрос-
сельным.
Для ВПТ чаще всего применяется дроссельное парораспре-
деление, что, как было показано выше (см. § 3-2), благоприят-
162
Рис. 4-6. Процессы изоэнтропийного расширения пара во влажиопаровой тур-
бине при различных режимах: а — гипотетическом с отключенным СПП; б —
в режимах с включенными внешним сепаратором и промперегревателем
ствует переходу к скользящему давлению. Однако составляю-
щие достигаемого при этом эффекта принципиально отличаются
от аналогичных составляющих для турбоустановок перегретого
пара. Для оценки слагаемых бгр, 6т]* i и 6&р мысленно
закроем регулирующие клапаны 13, 14 и 15 на эквивалентной
расчетной схеме ВПТУ (рис. 4-2,6). Состояние пара за ППУ
при номинальном режиме, определяемое давлением Ро и энталь-
пией i0, соответствует точке До (рис. 4-6,а). Пренебрегая дрос-
селированием пара в полностью открытых клапанах, будем счи-
тать, что при номинальном режиме пар с этими параметрами
вступает в проточную часть турбины, а процесс изоэнтропий-
ного расширения изображается линией ДоВо. Этому процессу
соответствуют изоэнтропийный перепад энтальпий Hf0 и терми-
ческий к. п. д. цикла Л*о = Д?о/(*о—G)- При разгрузке тур-
бины прикрытием ее регулирующих клапанов с постоянным
давлением пара состояние пара перед регулирующими клапа-
нами по-прежнему характеризуется точкой Ло. В регулирую-
щих клапанах происходит процесс дросселирования пара АдА
до давления pj, соответствующего новому, уменьшенному рас-
ходу G. При этом в сопла первой ступени турбины поступает
влажный пар, и при рассматриваемых гипотетических условиях
все ступени турбины работают на влажном паре. Процесс изо-
энтропийного расширения в турбине изображается линией АВ.
Изоэнтропийный перепад энтальпий при этом уменьшается на
величину AHxt = iB—iB0, где iB и iB0—энтальпии пара, соответ-
ствующие точкам В и Во- Термический к. п. д. цикла, равный
при уменьшенном расходе пара Л? = Л^оЛд» причем Лд =
= 1 — AHtlHto, уменьшается с уменьшением расхода пара
(кривая 1 на рис. 4-7). Если разгрузку турбины производить
6*
163
Рис. 4-8. Циклы ВПТУ при постоянном и
скользящем начальном давлении пара
Рис. 4-7. Зависимость тер-
мического к. п. д. цикла цгх
от расхода пара G
при скользящем давлении, то для расхода G необходимо сни-
зить давление р0 примерно до того же значения р\, которое
было в предыдущем случае перед соплами первой ступени. Со-
стояние пара за ППУ при этом соответствует точке Xi на
рис. 4-6, а, а процесс изоэнтропийного расширения в турбине —
линии XiBp
Для сопоставления термодинамической эффективности про-
цессов АВ и XjBi рассмотрим цикл турбоустановки на Ts-диа-
грамме (рис. 4-8). Ломаная линия 123 характеризует процесс
подвода теплоты в ППУ без учета работы сжатия в конденсат-
ных и питательных насосах, линия 34 — процесс изоэнтропий-
ного расширения пара в турбине при номинальном режиме ее
работы, линия 41 — процесс отвода теплоты в конденсаторе.
Количество подведенной и отведенной в цикле теплоты соответ-
ственно равно площадям а123Ь и а14Ь. Полезная работа при
этом равна площади цикла 1234, а термический к. п. д. цикла
равен отношению площадей 1234 и а123Ь. Если мощность тур-
бины уменьшена прикрытием ее регулирующих клапанов без
изменения начального давления пара, то процесс подвода теп-
лоты к 1 кг рабочего тела по-прежнему характеризуется лома-
ной линией 123, а количество подведенной теплоты — площадью
а123Ь. Линия 33' изображает процесс дросселирования пара
в регулирущих клапанах до давления pi, соответствующего
температуре Ть При этом энтропия пара возрастает на As.
Процесс изоэнтропийного расширения пара в турбине при ча-
стичной нагрузке характеризуется линией 3'4', а процесс от-
вода теплоты в конденсаторе — линией 4'1. Так как количество
теплоты, подведенной в цикле к 1 кг рабочего тела, равное пло-
щади а123Ь, остается таким же, как на номинальном режиме,
а количество теплоты, отведенной от него в холодный источник,
возрастает на величину TzAs, равную площади прямоугольника
Ь44'Ь', то по мере снижения нагрузки при постоянном давле-
164
Рис. 4-9. Зависимость составляющих прираще-
ния тепловой экономичности ВПТУ от режима
работы при переходе к скользящему давлению
У — турбоустановка К-220-44; 2 — турбоустановка
К-500-60/1500
нии термический к. п. д. цикла сни-
жается. Заметим, что с термодинами-
ческой точки зрения безразлично, по
какой кривой происходит переход ра-
бочего тела от состояния 1 в начале
подвода теплоты к состоянию 3'
перед началом процесса расширения
пара в турбине. Следовательно, фигуры
а123Ь и а12"3'Ь' равновелики, и рас-
сматриваемый цикл с постоянным
давлением пара и дросселированием
в регулирующих клапанах турбины
имеет такой же термический к. п.д., какой имел бы цикл, где
до состояния 3' производился бы подвод теплоты в ППУ при
давлении pi, которому соответствует температура насыщения
Ti, а турбина работала бы без дросселирования в регулирую-
щих клапанах.
При работе блока со скользящим давлением пара умень-
шенной нагрузке соответствует цикл 12"3"4". Так как средняя
температура подвода теплоты в этом цикле выше, чем в рас-
смотренном выше эквивалентном цикле 12"3'4', термический
к. п. д. цикла ip* (кривая 2 на рис. 4-7) оказывается при сколь-
зящем давлении выше, чем в режиме с таким же расходом пара
при постоянном давлении, но ниже, чем на номинальном ре-
жиме. Однако для ВПТУ область режимов, где скользящее
давление имеет преимущества перед постоянным, имеет естест-
венную границу, определяемую точкой Дгр (см. рис. 4-6, а). При
понижении начального давления до значения ргр процессы рас-
ширения ДгрВгр при постоянном и скользящем давлении совпа-
дают; одинаковыми при этом расходе Grp оказываются и значе-
ния термического к. п. д. цикла (см. рис. 4-7). Дальнейшее
уменьшение расхода пара связано с тем, что при дросселиро-
вании до давления р/ (точка А' на рис. 4-6, а) пар становится
перегретым, а при скользящем давлении он остается насыщен-
ным (точка Д/). В этой области режимов, которой соответ-
ствуют изоэнтропийные процессы расширения А'В' и Д/В/, бо-
лее экономична работа при постоянном давлении. Поэтому
в дальнейшем анализ режимов скользящего давления мы бу-
дем ограничивать диапазоном начального давления р0 от но-
минального до ргр. Этот диапазон расширяется с ростом номи-
нального начального давления пара рНом- В этом диапазоне зна-
чения 6т]Д положительны (рис. 4-9).
При постоянном давлении влажность пара перед первой сту-
пенью из-за дросселирования в регулирующих клапанах при
165
частичных нагрузках в диапазоне Л(Лгр (см. рис. 4-6, а) оказы-
вается большей, чем при номинальном режиме; для большин-
ства же ступеней она снижается по сравнению с номинальным
режимом (рис. 4-10). При скользящем давлении влажность
пара по всей проточной части в рассматриваемом гипотетиче-
ском режиме меньше, чем при постоянном. Вследствие этого
изменение внутреннего относительного к. п. д. турбины 6т]О1ж
при переходе к скользящему давлению также положительно
(рис. 4-9). Коэффициент регенерации kPs при переходе к сколь-
зящему давлению снижается; при этом 6^рж<0. Причина этого
состоит в увеличении общего подвода теплоты к 1 кг рабочего
тела в цикле из-за повышения начальной энтальпии пара io,
что уменьшает относительную долю подогрева <?р, производи-
мого в системе РППВ (степень регенерации). Однако даже при
отрицательном значении bkT,x алгебраическая сумма трех пер-
вых слагаемых в правой части формулы (4-17) оказывается
положительной.
Для оценки слагаемого 6kc в правой части формулы (4-17)
рассмотрим режим ВПТУ с открытым клапаном 15 и закры-
тыми клапанами 13, 14 (см. рис. 4-2,6). На номинальном ре-
жиме изоэнтропийный процесс расширения в ЧВД соответст-
вует линии А0В0 на рис. 4-6, б. Состояние пара после сепара-
тора в предположении идеальной сепарации характеризуется
точкой Со, а процесс расширения в ЧНД — линией C0D0. Про-
цессы изоэнтропийного расширения в ЧВД турбины при пони-
женной нагрузке изображаются линиями АВ и XiBi соответ-
ственно для постоянного и скользящего давления. В обоих слу-
чаях за ЧВД устанавливается одно и то же разделительное
давление рспп и состояние пара за сепаратором, определяемое
точкой С. Процесс изоэнтропийного расширения в ЧНД тур-
бины изображен линией CD.
На Ts-диаграмме (см. рис. 4-8) процессы расширения в ЧВД
представлены отрезками 3'5' и 3"5" до изотермы Тс, соответ-
ствующей разделительному давлению пара в сепараторе Депп-
После сепарации состояние пара как при постоянном, так и
при скользящем давлении одинаково и соответствует одной и
той же точке 6. Процесс изоэнтропийного расширения в проточ-
ной части ЧНД турбины изображен линией 67. При пользовании
тепловыми диаграммами для рассматриваемых режимов сле-
дует иметь в виду, что все они построены в предположении
одного и того же количества рабочего тела во всех точках
цикла. Поэтому их использование вполне корректно при опре-
делении параметров рабочего тела, соответствующих различным
точкам цикла. При определении же количеств подведенной и
отведенной теплоты следует учитывать, что подвод теплоты
в ППУ выполнен для расхода рабочего тела G, а расход пара
в ЧНД и конденсаторе равен G—Gc. Поэтому соответствующие
площади на Тх-диаграмме и длины линий на is-диаграмме долж-
ны умножаться на поправочные коэффициенты, учитывающие
166
Рис. 4-10. Изменение влажности
пара по ступеням турбины
К-500-65/3000 при постоянном (1)
и скользящем (2) начальном
давлении пара
------------влажность за последней
ступенью ЧНД;------------—влаж-
ность перед первой ступнью ЧВД;
--------средняя влажность в первой
ступени ЧВД
Рис. 4-11. Составляющие
6kc, 6ki и Sfecnn для ВПТУ
К-500-65/3000
изменение расхода рабочего тела в результате внешней сепа-
рации.
Влажность пара у, выходящего из ЧВД, при скользящем
давлении меньше, чем при постоянном. Вследствие этого в се-
параторе при скользящем давлении за единицу времени отде-
ляется меньшая масса рабочего тела Gc, а через ЧНД прохо-
дит за то же время большая масса G* = G—Gc. Так как тер-
мический к. п. д. цикла т]4с при рассматриваемых условиях
работы ВПТУ в соответствии с формулой (4-7) зависит от отно-
сительного расхода отсепарированной влаги pc=Gc/G, то при
скользящем давлении открытие регулирующего клапана 15 (см.
рис. 4-2, б) дало бы большее приращение термического к. п. д.
цикла б'т]tc, чем при постоянном. Вследствие этого больше нуля
первая разность в правой части формулы (4-18). Открытие
клапана 15 как при постоянном, так и при скользящем давле-
нии уменьшает влажность пара в ЧНД. Условия же работы
ЧВД при этом не меняются. В обоих случаях внутренний отно-
сительный к. п. д. турбины повышается, но вследствие разных
расходов пара ЧНД он получает большее приращение 6Лт)01с
при скользящем давлении, чем при постоянном, так что положи-
тельной оказывается вторая разность в правой части формулы
(4-18). Последнее слагаемое в той же формуле отрицательно,
так как в систему РППВ при скользящем давлении сбрасыва-
ется меньшее количество отсепарированной влаги, вследствие
чего вносимая ею в систему РППВ теплота высвобождает мень-
шее количество отбираемого пара и в меньшей мере сокращает
недовыработку электроэнергии паром регенеративных отборов.
167
Этот эффект несколько сокращает выигрыш, достигаемый от
применения скользящего давления для турбин с внешней сепа-
рацией, но в целом составляющая 6/гс положительна и, как по-
казывают исследования, является одной из главных составля-
ющих общего выигрыша от применения скользящего давления
(рис. 4-11). С повышением разделительного давления Репп»
при котором производится сепарация, выигрыш от скользящего
давления увеличивается, во-первых, из-за возрастающей раз-
ницы во влажности пара, выходящего из ЧВД при постоянном
и скользящем давлении, а во-вторых, из-за того, что увеличен-
ный при скользящем давлении расход пара совершает в ЧНД
работу при большем располагаемом перепаде энтальпии.
При многоступенчатой сепарации выигрыш от перехода
к скользящему давлению определяется только первым сепара-
тором. Вторая и последующие ступени сами по себе не создают
ни дополнительных потерь, ни дополнительного выигрыша, свя-
занных со скользящим давлением. Однако общий выигрыш от
скользящего давления для турбин с многоступенчатой сепара-
цией оказывается большим. Это связано с выбором более вы-
сокого давления в первом сепараторе, а также с увеличе-
нием располагаемого перепада энтальпии ЧСД и ЧНД
турбины. На основании изложенного можно заключить, что
применение скользящего давления для влажнопаровых тур-
бин, имеющих внешнюю сепарацию пара без паро-парового
промперегрева, приводит к повышению их экономичности, если
номинальное давление пара превышает 3 МПа.
Следует иметь в виду, что разработка новых высокоэффек-
тивных систем внутренней сепарации (внутриканальная сепа-
рация, ступени-сепараторы и пр.), создание эрозионностойких
ступеней, а также интенсивно ведущиеся сейчас исследования
испарения влаги, оставшейся после внутренней сепарации, под
действием пара более высокого потенциала открывает возмож-
ности полного отказа в будущем от паро-парового промпере-
грева. Для таких турбоустановок скользящее давление окажется
весьма эффективным.
Для оценки величины 6&i, характеризующей роль первой
ступени промперегрева, мысленно откроем при частичной на-
грузке турбины клапан 14 на рис. 4-2,6, оставив закрытым кла-
пан 13. При этом за счет дополнительного расхода пара Gb
проходящего через первые ступени, возрастет мощность ЧВД..
При скользящем давлении расход Gi отличается от того же рас-
хода при постоянном давлении. Это обусловлено, с одной сто-
роны, уменьшением количества отсепарированной влаги при
скользящем давлении и необходимостью перегрева возникшего
за этот счет дополнительного количества пара AGC. С другой
стороны, при скользящем давлении повышается энтальпия пара
при давлении рх в камере отбора к первой ступени промпере-
грева (точки М и Mt на рис. 4-6,6). Этот фактор уменьшает от-
бор пара Gi. Перевешивает второй из отмеченных факторов,,
1Л8
в результате чего расход Gi при скользящем давлении меньше,
чем при постоянном. Состояние основного потока пара за пер-
вой ступенью промперегрева при постоянном и скользящем
давлении одинаково (точки Е на рис. 4-6, б и 6' на рис. 4-8).
Совпадают также изоэнтропийные процессы расширения в ЧНД
(кривые EF на рис. 4-6,6 и 6'7' на рис. 4-8). Как следует из
формулы (4-5), уменьшение доли отбираемого пара 0j увеличи-
вает термический к. п. д. цикла. Следовательно, больше нуля
будет первая разность в правой части формулы (4-19). Отме-
ченный эффект ослабляется изменением коэффициента регене-
рации (б /грсд—б &рпд<0). Это связано с тем, что в систему
РППВ при скользящем давлении вносится конденсатом грею-
щего пара из первой ступени промперегрева меньшее количе-
ство теплоты, из-за чего увеличивается недовыработка электро-
энергии Np паром регенеративных отборов. Значения внутрен-
него относительного к. п. д. т]о? при постоянном и скользящем
давлении различаются мало. Суммарное значение 5&j, как по-
казывают выполненные расчеты (рис. 4-11), для достаточно
широкого диапазона режимов (выше ргр) положительно
Для оценки последнего из слагаемых 6kn в правой части
уравнения (4-17), характеризующего роль второй ступени пром-
перегрева, мысленно откроем клапан 13 (рис. 4-2,6). Пара-
метры пара при выходе из СПП при этом будут различны для
работы ВПТУ на постоянном и скользящем давлении. Согласно
экспериментальным данным, полученным при испытаниях тур-
боустановки К-500-65/3000 [49], при снижении нагрузки темпе-
ратура пара после СПП при постоянном давлении возрастает.
Это объясняется уменьшением гидравлического сопротивления
паропровода, подводящего пар к СПП. При скользящем же
давлении температура промперегрева пара с уменьшением мощ-
ности снижается из-за понижения температуры греющего пара.
Состояние пара после СПП при постоянном и скользящем дав-
лении характеризуется точками К и К.' на рис. 4-6, б, а также 8
и 8' на рис. 4-8, а процессы изоэнтропийного расширения
в ЧНД — линиями KL, K.'L' на рис. 4-6, б и 89 и 8'9' на
рис. 4-8. Из-за снижения температуры промперегрева влаж-
ность пара в ЧНД при скользящем давлении оказывается хотя
и меньшей,1 чем на номинальном режиме, но большей, чем в ре-
жиме с таким же расходом пара при постоянном давлении.
Из-за соответствующих этому больших потерь энергии в ЧНД
разность <5т1о\сц—бЛогпд в правой части формулы (4-20) от-
рицательна. Понижение температуры промперегрева при сколь-
зящем давлении определяет также меньший, чем при постоян-
ном, расход Gcnn свежего пара второй ступенью СПП. Вслед-
ствие этого в систему РППВ вносится меньшее количество
теплоты, что делает отрицательной разность б &рсд—б£рПд
в правой части формулы (4-20). Противоречивое влияние раз-
личных величин в правой части формулы (4-20) предопределяет
169
опасность получения для разных конкретных турбоустановок
неодинаковых даже по знаку значений 6&п, вследствие чего не-
обходимы детальные тепловые расчеты. Причина отмеченного —
в выявленном выше неоднозначном влиянии промперегрева све-
жим паром на тепловую экономичность турбоустановки. Для
турбоустановки К-500-65/3000 согласно расчетам В. В. Слеса-
ренко в ЛПИ итоговое значение б/гспп = &kc 4- 6&t -|- 6&п
в широком диапазоне нагрузок оказалось положительным
(рис. 4-11). На основании изложенного можно сделать вывод,
что применение скользящего давления должно в достаточно
широком диапазоне нагрузок дать термодинамический выиг-
рыш в тепловой экономичности ВПТУ.
Скользящее давление для влажнопаровых турбин, так же
как и для турбин перегретого пара, позволяет снизить затраты
мощности на привод питательных насосов. Для блоков, имею-
щих электропривод питательных насосов, основной путь частич-
ного использования этого эффекта — поочередное отключение
насосов, производимое аналогично ТЭС неблочного типа (см.
§ 3-4). Полезным может оказаться регулирование скорости од-
ного из насосов гидромуфтами, тиристорными преобразовате-
лями и др. Более полно выигрыш в собственных нуждах мо-
жет быть использован в схемах с турбоприводом пита-
тельных насосов, которые применяются для мощных влажно-
паровых энергоблоков. Режимы работы питательного насоса,
приводной турбины и общая характеристика получаемого при
этом выигрыша принципиально не отличаются от рассмотрен-
ных выше (см. § 3-2), а доля составляющей выигрыша за счет
питательных насосов для ВПТУ оказывается значительно боль-
шей, чем для турбоустановок перегретого пара.
Приведенные на рис. 4-12 результаты выполненных на ЭВМ
расчетов тепловых балансов ВПТУ подтверждают результаты
выполненного выше теоретического анализа о том, что теп-
ловая экономичность турбоустановок повышается при переходе
к скользящему давлению. Как следует из приведенных резуль-
татов, выигрыш 6<7 в удельном расходе теплоты при частичных
нагрузках от применения скользящего давления достигает
0,65 % для турбоустановки К-220-44; 1,8% Для К-500-60/1500;
1—1,2% для К-500-65/3000; 0,5—2% для К-1000-60/3000. Для
сопоставления на том же графике приведено изменение удель-
ного расхода теплоты для турбоустановки К-1200-65/450/3000
с паро-паровым промперегревом. Для этой ПТУ скользящее
давление также позволяет повысить тепловую экономичность.
Полученные результаты были проверены экспериментально
при выполненных ЛПИ совместно с электростанциями натур-
ных испытаниях турбоустановок К-220-44, К-500-65/3000 и
К-500-60/1500 [44, 49]. С целью уменьшения погрешности испы-
тания проводились обоснованным в ЛПИ методом парных опы-
тов. Турбоустановка выводилась к заданному стационарному
режиму при постоянном давлении. Записывались определяющие
170
Рис. 4-12. Изменение удельного расхода теплоты Sq различными ВПТУ при
переходе к скользящему давлению: а — расчетные данные; б — эксперимен-
тальные данные
/ — К-1000 60/3000; 2 — К-500-60/1500; 3 — К-500-65/3000; 4 — К-1200-65/3000-450; 5 —
К-220-44; сплошные линии — 6^неттО1 штриховые — &7брутто* штрих-пунктириые—
^нетто ПРИ СОЧетании скользящего давления с отключением второй ступени СПП
режим параметры работы. Затем при постоянном подводе теп-
лоты, поддерживавшемся регулятором тепловой или нейтрон-
ной мощности реактора, открытием регулирующих клапанов
производился перевод турбоустановки на скользящее давление.
Проводился контроль, чтобы при сравниваемых режимах не
было никаких различий в работе тепловых схем. После наступ-
ления стационарного режима записывались характеризующие
режим параметры. Так как количество подведенной к турбо-
установке теплоты Q на сравниваемых режимах было одинако-
вым, по отклонению электрической мощности ДУ можно было
судить об изменении удельного расхода теплоты 6<? = AN/Nn^.
Опыты повторялись по нескольку раз. Как следует из приве-
денных на рис. 4-12,6 результатов испытаний, во всех опытах
перевод ВПТУ на скользящее давление давал повышение мощ-
ности. Выигрыш в тепловой экономичности достигал для тур-
боустановки К-220-44 0,5—0,6 %, для К-500-60/1500 — 0,21 %
при суммарной мощности обеих турбин блока ВВЭР-1000, рав-
ной 856,7 МВт, и для К-500-65/3000— 1,4%, а в сочетании
с отключением второй ступени СПП — 3,5 %•
Особенности работы оборудования энергоблока при скользя-
щем давлении. Характерные особенности переменных режимов
турбин рассматриваемого класса при скользящем давлении
связаны с работой их на влажном паре. При изменении режима
работы ВПТ как при постоянном, так и при скользящем давле-
нии изменяется температура поступающего в турбину пара,
а следовательно, и температурное состояние цилиндра высокого
давления. Поэтому скользящее давление для ВПТ не дает того
важного преимущества в маневренности, какое для турбин пе-
регретого пара связано с сохранением при всех режимах не-
изменного температурного состояния ЦВД (см. § 3-2). Вместе
с тем, как отмечено выше, при скользящем давлении в ВПТ при
всех режимах поступает сухой насыщенный пар, а при постоян-
171
ном вследствие дросселирования в регулирующих клапанах
на частичных нагрузках пар уже перед соплами первой ступени
имеет определенную влажность. При эквивалентных режимах
переход к скользящему давлению уменьшает влажность по
всей проточной части ЦВД. Помимо термодинамического выиг-
рыша это связано также с благоприятным влиянием работы
при скользящем давлении на эрозионную надежность регули-
рующих клапанов, паровпускной части ЦВД и всего цилиндра.
Скользящее давление оказывает серьезное влияние также на эксплуата-
ционные характеристики реакторов. Наиболее существенным фактором, влия-
ющим на характеристики водо-водяных реакторов при переходе к скользя-
щему давлению пара во втором контуре, является изменение средней темпе-
ратуры теплоносителя в первом контуре 1\. Водо-водяной реактор имеет
отрицательный температурный коэффициент реактивности [24], т. е. его реак-
тивность р и нейтронная мощность Nt, увеличиваются с понижением темпера-
туры, если нет никаких воздействий на управляющие органы реактора.
В свою очередь, средняя температура теплоносителя в первом контуре опреде-
ляется балансом между подводом теплоты к теплоносителю в активной зоне
реактора и ее отводом Q из первого контура во второй в парогенераторе,
причем для горизонтальных парогенераторов
Q = kF (Г, - Ts), (4-21)
где F — суммарная площадь поверхности теплообмена парогенераторов; k —
коэффициент теплопередачи; Ts — температура насыщения во втором кон-
туре, однозначно определяемая давлением пара.
Для вертикальных парогенераторов, в которых имеется экономайзерный
участок, в уравнение (4-21) должна вместо Ts войти средняя температура
рабочего тела в парогенераторе Гц, меньшая Та. С понижением давления ра
средняя температура Тц будет также снижаться, хотя в отличие от темпера-
туры насыщения Ts зависимость Tu=f(Po) будет в общем случае разной для
различных типов парогенераторов.
Если понизить давление р0 во втором контуре, то в' соответствии с фор-
мулой (4-21) изменится значение Q, что нарушит тепловой баланс первого
контура. Если при этом отсутствуют управляющие воздействия на реактор,
то увеличение отвода теплоты из первого контура вызовет понижение сред-
ней температуры теплоносителя в нем Это выведет реактор в надкритиче-
ский режим и будет увеличивать нейтронный поток bi активной зоне до тех
пор, пока не восстановится исходная температура теплоносителя. Совмест-
ным изменением в той или иной пропорции давления пара во втором кон-
туре, перемещением управляющих стержней реактора и изменением концент-
рации растворенной в теплоносителе борной кислоты может быть реализован
любой закон изменения мощности реактора. Это позволяет рассматривать из-
менение давления р0 во втором контуре как дополнительный способ управле-
ния реактором [49]. При этом следует иметь bi виду, что влияние изменения
давления на мощность реактора и турбины противоположно. Так, понижение
давления р0 без использования других регулирующих воздействий увеличи-
вает мощность реактора и уменьшает мощность турбины. Возникающее про-
тиворечие может быть разрешено двумя способами. Первый из них связан
с повышением мощности турбины открытием ее регулирующих клапанов. Так
реализуется рассмотренная выше программа регулирования с постоянной
средней температурой теплоносителя в первом контуре. Поскольку давление
Ро во втором контуре при этой программе изменяется в зависимости от ре-
жима работы (см. рис. 1-6, а), то эту программу можно рассматривать как
разновидность скользящего давления в широком смысле этого понятия.
Второй способ разрешения отмеченного выше противоречия — уменьше-
ние мощности реактора опусканием управляющих стержней или повышением
концентрации борной кислоты в теплоносителе первого контура. Таким пу-
172
Рис. 4-13. Максимальная допустимая раз-
грузка реактора 6N, ограничиваемая неста-
ционарным ксеноновым отравлением в различ-
ные моменты рабочей кампании т
J — постоянное давление; 2 — скользящее давление
тем реализуется программа регулирования с постоянным положением регу-
.пирующих клапанов турбины. Обычно теплоэнергетики, говоря о скользящем
давлении пара, имеют в виду именно этот частный случай его применения.
Та же общепринятая в теплоэнергетике терминология принята в данной
книге. При такой программе регулирования понижение давления во втором
контуре создает дополнительный оперативный запас реактивности. В некото-
рых практически важных эксплуатационных ситуациях он может быть
весьма эффективно использован для повышения экономичности и улучшения
маневренных свойств энергоблока.
Один из примеров этого — преодоление нестационарного ксенонового от-
равления реактора при его разгрузке в конце рабочей кампании. При сни-
жении мощности, связанном с уменьшением нейтронного потока, умень-
шается выгорание ксенона-135, а его образование в результате радио-
активного распада иода-135, в свою очередь образовавшегося еще при ра-
боте реактора с большой мощностью, остается на прежнем уровне. Так как
период полураспада ксенона-135 (9,2 ч) больше периода полураспада
иода-135 (6,7 ч), при снижении мощности происходит избыточное накопле-
ние ядер ксенона-135, являющихся сильным поглотителем нейтронов [24].
Если не принять специальных мер, то в результате этого процесса через не-
сколько часов после снижения мощности реактивность реактора станет отри-
цательной, количество нейтронов каждого последующего поколения будет
уменьшаться, что приведет к самопроизвольной остановке реактора. Погло-
щение нейтронов ядрами ксенона-135 и обусловленная этим отрицательная
реактивность возрастают с увеличением глубины разгрузки. В связи с этим
допустимость той или иной разгрузки блока определяется имеющимся опе-
ративным запасом реактивности для компенсации нестационарного ксеноно-
вого отравления. В конце рабочей кампании, когда управляющие стержни
выдвинуты из активной зоны, а концентрация борной кислоты в теплоноси-
теле понижена, суммарного запаса реактивности оказывается недостаточно
для преодоления ксенонового отравления. Это ограничивает разгрузку блока
при постоянном давлении во втором контуре в течение последней трети рас-
четной рабочей кампании [41]. Если же снижение мощности производить при
скользящем давлении, то увеличение за счет этого оперативного запаса реак-
тивности позволяет допустить более глубокую разгрузку энергоблока [49]
в этот период (рис. 4-13).
Создание за счет скользящего давления дополнительного оперативного
запаса реактивности важно в заключительной части рабочей кампании. На
протяжении же большей части расчетной рабочей кампании тот оперативный
запас реактивности, который заключен в управляющих стержнях и борной
кислоте, вполне достаточен для маневрирования, так что нет необходимости
в его увеличении в этот период. В то же время применение скользящего
давления связано с наибольшими изменениями температуры теплоносителя
в первом контуре по сравнению с другими программами регулирования (см.
рис. 1-6). Этот побочный эффект, неблагоприятный для первого контура, яв-
ляется определенным минусом рассматриваемой программы регулирования.
Поскольку, однако, работа при скользящем давлении позволяет повысить
тепловую экономичность турбоустановки, заслуживает внимания регулирова-
ние расхода теплоносителя в первом контуре. Это может быть достигнуто,
например, тиристорным регулированием скорости электродвигателей глав-
173
ных циркуляционных насосов в сочетании с поочередным отключением насо-
сов. За счет изменения расхода теплоносителя в первом контуре принципи-
ально возможна реализация одновременно различных программ регулирова-
ния первого и второго контуров энергоблока, в том числе скользящего дав-
ления пара р0 во втором контуре в сочетании с неизменной средней 1\ или
выходной Ттвых температурой теплоносителя в первом контуре. Так как
с понижением нагрузки в этом случае возрастает разность температур 7’i—Т3,
то в соответствии с формулой (4-21) уменьшение передачи теплоты Q из
первого контура во второй может происходить лишь за счет снижения коэф-
фициента теплопередачи k. При уменьшении расхода в первом контуре про-
порционально ему изменяются скорость теплоносителя w и число Рейнольдса
Re = wd/v, где d —диаметр трубок парогенератора; v — кинематическая вяз-
кость теплоносителя. Пропорционально Re" уменьшается коэффициент тепло-
отдачи а.1 от теплоносителя первого контура к металлу поверхностей тепло-
обмена в парогенераторах, что приводит к уменьшению коэффициента тепло-
передачи k. Это показывает принципиальную реализуемость независимых
программ регулирования первого и второго контуров, особенно при переходе
к вертикальным парогенераторам. Однако для выдачи практических рекомен-
даций безусловно нужны детальные исследования характеристик оборудова-
ния в таких малоизученных режимах.
Работа кипящих канальных реакторов с графитовым замедлителем при
скользящем давлении исследована в значительно меньшей мере. Переход
к скользящему давлению изменяет условия работы канальных реакторов
в большей мере, чем водо-водяных. Это обусловлено тем, что снижение дав-
ления и температуры теплоносителя непосредственно в каналах реактора
понижает температуру топлива и графита, плотность пара и увеличивает
объемное паросодержание. Отмеченные факторы оказывают противоречивое
влияние на нейтронно-физические характеристики реактора, изменяя его реак-
тивность. Экспериментальными исследованиями, проведенными на блоке
РБМК-ЮОО [49], установлено, что по отношению к возмущению давлением
реактор обладает отрицательным коэффициентом реактивности др/др, что
делает его при скользящем давлении устойчивым объектом регулирования
[24]. Неравномерность нейтронного потока в активной зоне при скользящем
давлении, как показали испытания [49], оказывается меньшей, чем на таких
же уровнях мощности при постоянном давлении.
Увеличение оперативного запаса реактивности принципиально может
быть использовано для преодоления ксенонового отравления, получения пи-
ковой мощности, а в некоторых случаях (например, при длительной работе
С неполной нагрузкой) для увеличения степени выгорания топлива и сокра-
щения частоты его перегрузок, хотя значение этих факторов для канальных
реакторов будет меньшим, чем для водо-водяных. Переход к скользящему
давлению позволяет также уменьшить число находящихся в работе циркуля-
ционных и питательных насосов1, что сокращает затраты энергии на собствен-
ные нужды.
Для окончательного ответа на вопрос о перспективах применения сколь-
зящего давления для блоков с канальными реакторами необходимо продол-
жить эти первые исследования с целью выяснить, не меняется ли отмеченный
выше эффект в процессе эксплуатации, проанализировать температурные
режимы каналов реактора, барабана-сепаратора, а также условия работы
контура многократной принудительной циркуляции.
4-3. РАБОТА ТУРБОУСТАНОВОК
ПРИ ПРОДЛЕНИИ РАБОЧЕЙ КАМПАНИИ ЭНЕРГОБЛОКА
Водо-водяные реакторы под давлением имеют, как известно,
периодическую перегрузку топлива. В ходе рабочей кампании
реактора для его поддержания в критическом состоянии по
мере выгорания топлива постепенно выдвигают из активной
зоны управляющие стержни и снижают концентрацию борной
кислоты в теплоносителе, что уменьшает запас реактивности.
174
Когда управляющие стержни выдвинуты полностью из актив-
ной зоны и борная кислота выведена из теплоносителя (точка
А на рис. 4-14), дальнейшая эксплуатация блока с максималь-
ной мощностью при номинальных параметрах пара во втором
контуре становится невозможной. Этот режим соответствует
концу расчетной рабочей кампании реактора. Достигнутая сте-
пень выгорания при этом составляет е=тР/т( (см. рис. 4-1). Оп-
ределенное количество топлива остается при этом недоисполь-
зованным.
Скользящее давление, которое, как было показано в § 4-2,
создает дополнительный оперативный запас реактивности, по-
зволяет продлить рабочую кампанию реактора. Если, начиная
с момента времени, соответствующего точке А на рис. 4-14, по-
степенно снижать давление во втором контуре с такой ско-
ростью, чтобы высвобождающаяся реактивность компенсиро-
вала отрицательную реактивность, возникающую при выгора-
нии топлива, то можно продолжить эксплуатацию реактора
с номинальной мощностью. При испытаниях, проведенных
в процессе опытно-промышленной эксплуатации энергоблока
ВВЭР-440 при скользящем давлении [49], рабочая кампания ре-
актора с номинальной мощностью была продлена на 8 сут (ли-
ния АВ на рис. 4-14). Номинальная мощность турбины при
сниженном давлении свежего пара ро обеспечивалась подъ-
емом ее регулирующих клапанов за номинальный уровень. После
исчерпания запасов хода регулирующих клапанов турбины
дальнейшая эксплуатация блока проходила с постепенным
уменьшением мощности по мере снижения давления свежего
пара (линия ВС). В результате применения скользящего дав-
ления рабочая кампания энергоблока была продлена на 84 сут
эффективных (115 календарных). За это время мощность энер-
гоблока понизилась до 260 МВт, давление свежего пара с 4,4
до 2,2 МПа, средняя температура теплоносителя в первом кон-
туре с 557 до 504 К. Дополнительная выработка электроэнер-
гии за этот период в результате более глубокого выгорания
топлива составила 917 млн. кВт«ч. Эксплуатация при сколь-
зящем давлении сопровождалась постепенным снижением тем-
пературы теплоносителя при выходе из активной зоны от 576 К
В начале продления рабочей кампании до 531 К через 81 эф-
фективные сутки, что способствовало повышению надежности
175
эксплуатации. Неравномерность энерговыделения хотя и не-
сколько возрастала, но оставалась в допустимых пределах [49].
В пределах расчетной рабочей кампании увеличение опера-
тивного запаса реактивности за счет снижения давления пара
р(! во втором контуре позволяет получить мощность турбин,
большую номинальной. При испытаниях энергоблока ВВЭР-440
даже за пределами рабочей кампании в течение времени, ха-
рактеризуемого отрезками АВ на рис. 4-14, была достигнута
суммарная мощность турбин 460 МВт. Это позволяет рассмат-
ривать скользящее давление как источник дополнительной пи-
ковой мощности.
Пиковая мощность может быть получена также путем от-
ключения ПВД. При этом снижается средняя температура теп-
лоносителя во втором контуре, что в соответствии с формулой
(4-21) увеличивает отвод теплоты из первого контура и сни-
жает среднюю температуру теплоносителя в нем ТУ В резуль-
тате этого увеличивается мощность реактора. Поэтому усло-
вия для отключения ПВД во влажнопаровых турбоустанов-
ках более благоприятны, чем в установках перегретого пара.
Проведенными ЛПИ испытаниями турбоустановки К-220-44
подтверждена надежность работы оборудования с отключен-
ными ПВД.
За счет работы энергоблока при скользящем давлении в пе-
риод продления рабочей кампании энергоблока тпр (см.
рис. 4-1) вырабатывается дополнительное количество электро-
энергии, характеризуемое заштрихованной площадью Tp/f"Tt.
Интегральный к. п. д. блока за рабочую кампанию с учетом ее
продления равен отношению площадей Oe/f'Ti и Oabx\. Таким
образом, хотя в этот период турбоустановка работает с к. п. д.,
более низким, чем на номинальном режиме, выработка допол-
нительной электроэнергии за счет увеличения степени выгора-
ния топлива в в соответствии с формулой (4-3) повышает ин-
тегральный к. п. д. энергоблока. Попутно заметим, что если бы
для ВПТУ было выбрано более высокое давление пара во
втором контуре, то при той же тепловой мощности паропроиз-
водящей установки Qmaz мощность турбоустановки за счет по-
вышения ее к. п. д. была бы повышена до уровня N' (см.
рис. 4-1). При этом длительность работы при новом уровне
давления с мощностью N' ограничена моментом времени тР',
причем тр'<Тр. Как было показано выше (см. § 4-1), если
в этот момент прекратить рабочую кампанию блока и остано-
вить его на перегрузку топлива, то определяемый формулой
(4-3) интегральный к. п. д. блока был бы меньше, чем при
работе с мощностью N и более низким давлением пара. Если
же, начиная от момента времени тр' (точка f' на рис. 4-1), пе-
рейти к работе при скользящем давлении и продлить за счет
этого рабочую кампанию до момента времени п (линия f'f"),
то суммарная выработка электроэнергии за цикл, определяе-
мая площадью Oe'f'f"xi, будет больше, чем при исходном цикле
176
(площадь Oeff"ri). Следовательно, с учетом продления рабо-
чей кампании повышение давления позволяет повысить интег-
ральный к. п. д. энергоблока. Эту возможность следует иметь
в виду при определении оптимального давления свежего пара.
При использовании топлива в течение нескольких рабочих кам-
паний положительный эффект от продления рабочей кампании
несколько снижается, поскольку при этом достигается более
глубокое выгорание не только выгружаемого топлива, но и
оставляемого для следующей рабочей кампании. Чтобы ком-
пенсировать обеднение этой части топлива, в начале следую-
щей кампании приходится несколько увеличивать загрузку све-
жего топлива. Однако даже с учетом этого продление рабочей
кампании оказывается эффективным.
Продление рабочей кампании энергоблока при сохранении
номинальной мощности, безусловно, экономически целесооб-
разно. Продление кампании с понижением мощности сопро-
вождается недовыработкой электроэнергии, которая должна
компенсироваться увеличением ее выработки на замещающих
тепловых электростанциях. В связи с этим продление рабочей
кампании рентабельно лишь до определенных границ. Мини-
мальная мощность, определяемая технико-экономическими со-
ображениями, зависит от стоимости замещающего топлива и
структуры установленной мощности энергосистемы. Вероятно,
•она будет различной для разных конкретных энергосистем.
Выполненными в ЛПИ исследованиями показана технико-эко-
номическая целесообразность продления рабочей кампании за
счет применения скользящего давления пара р0 перед турби-
ной не только для конденсационных, но и для теплофикацион-
ных блоков с влажнопаровыми турбинами.
Рентабельность работы энергоблоков за пределами рабочей
кампании и оптимальная длительность ее продления будут тем
•больше, чем меньше темп снижения мощности турбины. Воз-
можность продления рабочей кампании энергоблока и получе-
ния пиковой мощности за счет скользящего давления выдви-
гают перед турбостроителями и теплоэнергетиками новые за-
дачи. Как показывают выполненные исследования, ППУ за
пределами рабочей кампании может длительное время рабо-
тать с тепловой мощностью, близкой к номинальной. Пропуск-
ная же способность регулирующих клапанов турбины при их
номинальном открытии уменьшается по мере снижения на-
чального давления пара р0. По этой причине недоиспользуются
возможности ППУ. В связи с отмеченным возникает задача
эффективного использования в турбине «избыточного» пара,
который может быть выдан ППУ сверх значения, определяе-
мого пропускной способностью регулирующих клапанов, имею-
щейся в каждый момент времени при сохранении их номиналь-
ного открытия.
Простейшее решение, на наш взгляд, связано с отключе-
нием регенеративных подогревателей высокого давления. Экс-
177
периментальными исследованиями, проведенными ЛПИ на
блоке ВВЭР-440 в период продления его рабочей кампании [29],
установлено, что поочередным отключением ПВД с момента,
соответствующего точке В (рис. 4-14), достигается сохранение
мощности, близкой к номинальной, в течение 6—10 сут. В со-
четании с эффектом от подъема регулирующих клапанов тур-
бин за номинальный уровень (8 сут) это позволяет сохранить
мощность близкой к номинальной в течение 14—18 сут. Ана-
логичные результаты получены также при испытаниях, про-
веденных ЛПИ на блоке ВВЭР-1000. Дополнительный эффект
может быть достигнут понижением давления в деаэраторе,
а также отключением первой ступени промперегрева либо ее.
переводом на питание свежим паром.
Повышение эффективности дальнейшей эксплуатации блока
после этих мероприятий связано с рациональным выбо-
ром парораспределения. Дроссельное парораспределение, при-
меняемое обычно для мощных влажнопаровых турбин, огра-
ничивает возможности, поскольку выбор достаточных запасов
открытия клапанов связан с большими потерями энергии и
увеличением влажности пара в ЦВД при номинальном режиме.
Это снизило бы тепловую экономичность ВПТУ в течение всей
основной рабочей кампании. По-видимому, рациональным ре-
шением будет тот или иной вариант обводного парораспределе-
ния (см. § 2-6), при котором обводные клапаны полностью за-
крыты в течение рабочей кампании и открываются лишь за ее
пределами для пропуска избыточного пара. В теплофикацион-
ных ВПТУ рациональным решением может оказаться направ-
ление избыточного пара в сетевые подогреватели с вытеснением
из них пара теплофикационных отборов, за счет которого в та-
ких режимах может вырабатываться дополнительная электри-
ческая энергия. Хотя при этом сокращается удельная выра-
ботка электроэнергии на тепловом потреблении, более полное*
использование энергии топлива, как показывают исследования,
имеет определяющее значение.
4-4. ЭРОЗИОННАЯ НАДЕЖНОСТЬ
ЛОПАТОЧНОГО АППАРАТА ПОСЛЕДНИХ СТУПЕНЕЙ
ПРИ РАБОТЕ ТУРБИНЫ В ПЕРЕМЕННЫХ РЕЖИМАХ
При переменных режимах турбин как АЭС, так н ТЭС существенно из-
меняются условия работы ступеней, работающих на влажном паре. При
этом меняются степень влажности пара и дисперсионный состав влаги,
скорости парового потока в осевом зазоре, углы атаки при входе в рабочее
колесо и относительные скорости соударения капель с рабочими лопатками.
В связи с этим возникает задача хотя бы ориентировочной оценки того, как
влияет работа турбины при переменных режимах на эрозионную надеж-
ность влажнопаровых ступеней. Сложность этой задачи усугубляется, с од-
ной стороны, тем, что причины изменений режимов работы последних сту-
пеней многообразны, а с другой—тем, что получаемые на электростанциях
для статистической обработки данные по эрозионному износу представляют*
суммарный эффект от всей совокупности режимов, при которых работала
турбина, и не дают прямого ответа на вопрос, какая часть суммарного*
178
Рис. 4-15. Эрозия входной и
выходной кромок рабочей ло-
патки теплофикационной тур-
бины после 40 тыс. ч работы
j, 4 — границы зон входной и вы-
годной кромок, очищенных уда-
рами мелких капель от отложе-
ний; 2 — граница начала эрозии
входной кромки; 3, 5 — эрозия
входной и выходной кромок
1
эрозионного износа связана
с работой при том или «ином
конкретном режиме. К тому
же следует иметь в виду, что
на процесс развития эрозии
оказывают существенное влия-
ние многие случайные фак-
торы (например, различие
з свойствах материала, из ко-
торого изготовлены лопатки,
способы протнвоэрозионной
защиты, особенности техноло-
гии, водный режим блока
и т. п.), что затрудняет сопо-
ставление данных, полученных
на разных, даже однотипных
турбинах. К тому же фикса-
ция самих данных по эрозии
из-за большой роли субъек-
тивного элемента при оценке
износа в значительной степени
может исказить результаты
обследований.
Поэтому основным источ-
ником информации о влиянии
режимов работы ступени на ее эрозионный
износ являются расчетно-эмпирические методы, основанные на суммирова-
нии эрозионного износа поверхности рабочих лопаток (РЛ), полученного
при различных режимах (методы наложения). Сложность многообразных
физических процессов, связанных с эрозионным износом рабочих лопаток
при обтекании их потоком влажного пара, и их недостаточная изученность
вынуждают прибегать в процессе расчета к многочисленным упрощающим
допущениям. Это придает результатам таких расчетов сугубо ориентировоч-
ный характер. Поэтому их следует рассматривать лишь как первый шаг
в выяснении основных принципиальных закономерностей. Тем не менее, на
основе таких расчетов уже сегодня могут быть сделаны определенные прак-
тические рекомендации по ведению режима турбин, позволяющие повысить
их эксплуатационную надежность.
Как показывает практика, наибольшей эрозии подвержен лопаточный
аппарат последних ступеней ЦНД. Поэтому для изучения влияния режим-
ных факторов на процесс эрозии лопаточного аппарата достаточно в пер-
вом приближении ограничиться последней ступенью ЦНД.
В результате столкновения капель влаги с профильной поверхностью
входной и выходной кромок лопатки возникают механические напряжения,
приводящие к усталостному разрушению поверхностных слоев металла —
каплеударной эрозии. Физическая природа этого весьма сложного явления,
обусловленного многими факторами, подробно охарактеризована в ряде
специальных работ [20, 35, 61, 71, 72 и др.]. Вид и характер износа, а также
расположение изношенной поверхности входной и выходной кромок РЛ
последней ступени различны (рис. 4-15 и 4-16), поскольку различаются по-
токи капельной влаги, вызывающие эрозию. Эрозия входной кромки обычно
17»
Рис. 4-16. Эрозия периферийного конца входной кромки рабочей лопатки
мощной паровой турбины: а — после 35,5 тыс. ч работы; б — после 35,2 тыс. ч
(лопатка была прошлифована до шероховатости /?2«6 мкм после 30,3 тыс. ч
работы)
развивается в длительной эксплуатации на относительном расстоянии ’ =
= 0,35-4-0,45 от периферийного конца лопатки последней ступени. На РЛ
предпоследней ступени зона эрозии меньше по протяженности. Эрозия вы-
ходных кромок РЛ последней ступени вызывается крупнодисперсной влагой,
поступающей на выходные кромки при режимах частичной нагрузки и за-
тягиваемой из выходного патрубка обратными токами в прикорневую от-
рывную зону [35, 72]. Основными источниками влаги, приводящими к эро-
зии выходных кромок, являются сбросы воды в горловину конденсатора из
различных точек тепловой схемы, подвод охлаждающей влаги к выходному
патрубку за последней ступенью впрыском из форсунок, процессная влага,
стекающая по внутренним поверхностям выходного патрубка, а также сбра-
сываемая с РЛ последней ступени и разбрызгиваемая прн ударе о выступы,
ребра, аэродинамические вставки выходного патрубка.
Эрозионный износ выходных кромок РЛ последних ступеней турбин,
эксплуатируемых длительное время при частичных расходах пара, иногда
захватывает значительную часть высоты, до (0,65—0,7) I от корневого сече-
ния. Значительная по протяженности зона эрозии — до (0,534-0,55) I была
отмечена у РЛ последней ступени теплофикационной турбины с отношением
среднего диаметра d к высоте Z, равным 3,55 (рис. 4-15) прн окружной ско-
рости у периферии и корня соответственно 392 и 220 м/с. Близкие по гео-
метрическим и кинематическим параметрам и свойствам материала рабочие
лопатки последней ступени турбины К-50-90 с d/Z=3 и окружными скоро-
стями у периферии и корня 418 и 210 м/с в длительной эксплуатации
(иногда после 150 тыс. ч) не имели эрозии выходных кромок. Различие мо-
жет быть объяснено лишь режимами эксплуатации. Теплофикационные тур-
бины длительное время работали при режимах с малыми пропусками пара
в конденсатор. Конденсационные же турбины эксплуатировались по обыч-
ному графику с частичной разгрузкой в ночные часы. Отмеченное подтверж-
дает существенное влияние режима на эрозионный износ, впервые обнару-
женное одним из авторов параграфа (И. П. Фаддеевым) совместно
с В. М. Боровковым в результате анализа полей скоростей за последней
ступенью турбин К-50-29 и К-50-90 [72]. В дальнейшем аналогичные резуль-
таты были получены ВТИ при экспериментах на ЧНД турбин типа К-800-240
для различных режимов нагрузки.
Расположение зон эрозии на входной кромке, особенно у последних сту-
пеней мощных паровых турбин, определяется конструктивным устройством
проточной части, конфигурацией ее меридиональных обводов, формой про-
филей, наличием бандажных связей, конструкцией демпферных связей,
а также режимными факторами [72]. Расположение и ширина зоны эрозии
выходных кромок РЛ последней ступени определяются конфигурацией и
устройством задней стороны диска рабочего колеса, креплением и формой
балансировочных грузов, углом наклона выпуклой поверхности выходной
180
кромки, конструктивным устройством выходного патрубка и режимными
факторами.
Экспериментальными исследованиями ВТИ и ЛМЗ были обнаружены
в выходном патрубке обратные токи из горловины конденсатора к плоско-
сти горизонтального разъема турбины. Отрывные зоны в режимах частич-
ных нагрузок и подсасывающие паровые потоки в прикорневую отрывную
зону рабочего колеса последней ступени приводят к захвату эрозионно-
опасных капель, поднимающихся из горловины конденсатора, а также сбра-
сываемых с поверхности диска рабочего колеса и отраженных от внутрен-
ней поверхности выходного патрубка, и к затягиванию их на выходные
кромки РЛ последней ступени. Скорость этих капель в относительном дви-
жении согласно расчетам составляет 0,24-0,5 окружной скорости РЛ в от-
рывной зоне. Взаимодействие капель с выходными кромками приводит
к эрозии последних.
Для оценки газодинамических характеристик потоков пара в прикор-
невой зоне в первом приближении можно воспользоваться эксперименталь-
ными данными ВТИ, ЦКДИ, ЛМЗ, ЛПИ и МЭИ по оценке протяженности
отрывной зоны РЛ последних ступеней ЧНД турбин разной мощности
(рис. 4-17). В турбинах старых типов отрывная зона при таких же отно-
сительных значениях объемного расхода Gv2 занимает большую часть /отр
высоты лопатки последней ступени, чем в турбинах новых типов. Однако ха-
рактер зависимости протяженности___отрывной зоны от объемного расхода
сохраняется. Зависимость /отр=/ (Gv2) может быть построена на основе
расчетов по методике, изложенной [61]. Для ориентировочных расчетов
эрозии выходных кромок в первом приближении можно оценить распреде-
ление степени реактивности турбинной ступени по высоте осевого зазора
между направляющим аппаратом и рабочим колесом последней ступени
при различных Gv2. Затем определяют перепад энтальпии в нескольких рас-
четных сечениях по высоте ступени и скорость обратных токов пара в при-
корневой зоне. По приближенному уравнению разгона капель
4= 1,42Л^°^<ГЕ°175
(где Л2 — 3,33 (р2)—1 (pgP^)0’5’ s2z—осевой путь капли в выходном пат-
рубке до выходных кромок РЛ последней ступени; с2х— скорость пара
в обратном потоке) можно оценить скорость капли радиусом в абсолют-
ном движении перед попаданием ее на выпуклую поверхность выходной
кромки. Далее построением треугольника скоростей капли, движущейся
в обратном потоке, можно получить скорость капли в относительном дви-
жении (рис. 4-18) в обратном потоке. Затем можно оценить глубину про-
никновения капли радиусом в канал рабочего колеса
& 0,96/2sin[arctg(c2x/H2^)]sin Р2л
sinfarctg (4/“г)+ ₽2л]
где t2 — шаг канала рабочего колеса; Ргл — угол наклона выпуклой поверх-
ности выходной кромки РЛ; и2—окружная скорость РЛ в рассматриваемом
сечении.
Оценив нормальную составляющую скорости взаимодействия капель с вы-
пуклой поверхностью выходной кромки о>2„ (например в точке Е на рис. 4-18),
можно охарактеризовать интенсивность эрозии выходных кромок. В первом
приближении ее можно оценить по данным сопоставления статистического
обследования РЛ на эрозию с расчетными значениями w2n. Обработкой
статистического материала установлено, что существует предельное (поро-
говое) значение силового определяющего фактора — нормальной составляю-
щей скорости wn пор, ниже которого эрозионный износ пренебрежимо мал.
Для хромистых сталей типа Х13 условная пороговая скорость wn пор =
= 1404-150 м/с. Выбрав расчетное значение wn пор = 140 м/с, можно оценить
181
Рнс. 4-17. Изменение относительной выходной скорости с2 и протяженности
отрывной зоны Iотр для последней РЛ турбины ЛМЗ в зависимости от объ-
емного расхода пара
1 — К-300-240-2; 2 — К-800-240-3; 3—К-50-90-1; 4, 5 — модельные ступени (опыты МЭИ
и ЦКТИ)
на выпуклой стороне выходной кромки зону поверхности, которая будет
подвергаться эрозии при частичных нагрузках. Для W2n, равных 200—
250 м/с, в эксплуатации будет наблюдаться умеренная эрозия с глубиной
кратеров и бороздок около 0,5 мм. При аа2п>250 м/с глубина бороздок и
кратеров превышает 1 мм.
Эрозионный процесс во времени характеризуется кинетической кривой
эрозии (рис. 4-19) с явно выраженными тремя периодами износа: инкуба-
ционным I, максимальным II и стабилизированным III. Для РЛ мощной
паровой турбины, изготовленной из стали 2X13, в сечении, расположенном
ниже стеллитовой защиты, т. е. на неупрочненной поверхности, инкубацион-
ный период составил всего 800—1000 ч. Период максимального износа —
около 2000 ч, после чего незащищенная входная кромка была изношена
эрозией н лопатка вступила в третий, стабилизированный период износа.
U>2
Рис. 4-18. Треугольники скоростей пара и капли при входе в рабочее ко-
лесо и выходе из него и схема взаимодействия капли i-io радиуса с вы-
пуклой поверхностью входной кромки рабочей лопатки
182
Рис. 4-19. Кинетическая кривая эрозионного износа рабочей лопатки послед-
ней ступени ЧНД мощной паровой турбины по данным эксплуатации
Природа периодов износа на кинетической кривой может быть объяс-
нена следующим образом. Во время первого периода под часто повторя-
ющимися ударами капель происходит накопление внутренних усталостных
напряжений поверхностного слоя материала лопатки. Во втором периоде
начинается и протекает интенсивный износ поверхностного слоя металла
с образованием уже в начале периода характерной грубошероховатой из-
ношенной поверхности. Эта шероховатость сохраняется и в третьем, ста-
билизированном периоде износа. В течение второго периода под ударами
капель с поверхностного слоя уносится объем материала с постепенным
приближением поверхности лопатки к форме, образованной касательными
к линиям тока капель. С приобретением лопаткой этой эрозионно-стойкой
формы, когда весь «лишний» металл, легко поддающийся износу, удален,
темп дальнейшего износа резко снижается. На кинетической кривой наблю-
дается зона перегиба между максимальным н стабилизированным перио-
дами износа. Такое объяснение природы третьего периода, по мнению ав-
торов, более логично с физической точки зрения, чем нередко выдвигаемые
предположения о заполнении эрозионных кратеров влагой и демпфировании
ею ударов капель.
Приведенная трактовка природы третьего периода позволяет сделать
вывод о возможности создания эрозионно-стойкой входной кромки конструк-
тивным путем [72]. Длительные испытания РЛ с противоэрозионной защитой
входных кромок путем выбора их формы в эксплуатационных условиях под-
твердили основные положения, обосновывающие данный вид защиты.
Многочисленные исследования показали, что скорость эрозии в периоды
максимального и стабилизированного износа растет пропорционально нор-
мальной составляющей относительной скорости win соударения капли с по-
верхностью эродируемой лопатки в степени т. При этом показатель степени
т различен для периодов II и III. Для II периода т=2ч-5.
Основным источником крупнодисперсной влаги в ЦНД при частичных
нагрузках является пленка влаги на поверхностях сопловых аппаратов.
Наиболее крупные эрозионно-опасные капли образуются при сходе пленки
с выходных кромок сопловых лопаток и периферийного обвода сопловых
каналов. Кромочный поток крупных капель имеет перед соударением с РЛ
большую относительную скорость Wi' и значительный отрицательный угол
атаки.
Для решения практических задач по определению экономичности и
надежности лопаточного аппарата, а также сроков замены РЛ определяю-
щим, как правило, является период стабилизированного износа III. Рас-
четная оценка эрозии входных кромок РЛ при их эксплуатации на различ-
183
пых режимах базируется на эмпирических данных. Общим для такой
оценки являются детальные расчеты параметров движения эрозионно-опас-
ных капельных потоков в осевом зазоре между направляющим аппаратом
и рабочим колесом с распределением скоростей с/ и капель по груп-
пам. Прн взаимодействии капель кромочного потока с выпуклой поверх-
ностью РЛ происходит отклонение от траектории безударного входа на
лопатку (см. рис. 4-18). Скорость взаимодействия капли Z-го радиуса gt-
с поверхностью лопатки может быть оценена по приближенной формуле,
учитывающей кинематические, газодинамические и геометрические особенно-
сти капельного потока в осевом зазоре ступени,
cj = 1,42Л jS0’5^0’7^]0’75 [1 — 0,66 (s~Vi sin aj)0’5]0’75,
где Л] = 3,33 (Р])—1 (PiM-i)0,5, Pi, Pi — плотность воды и пара; щ— динами-
ческая вязкость пара; ti — шаг направляющей решетки; cf •— скорость пара
в ядре потока канала направляющего аппарата; £п — коэффициент профиль-
ных потерь направляющих лопаток, обтекаемых влажным паром; s — путь
капли по осн следа.
Скорость капель в относительном движении в плоскости рассматривае-
мого сечения а>] = С] sin o^/sin Рр Угол входа капли в канал рабочего колеса
Р[ = arctg [sin — cos «i)J.
Нормальная составляющая скорости взаимодействия капли с входной
кромкой может быть найдена из треугольника скоростей на рис. 4-18. На-
пример, в точке Л при угле входа капли Рр- и скорости с1(- эта состав-
ляющая будет ! . jf ।
w'ini = с'и s‘n “1 sin”1 Pp cos (р1л .- рр.),
где Pin; — угол наклона касательной Tt—Ti к поверхности лопатки в точке
Л к положительному направлению оси и.
Для расчета размеров эрозионно-опасных капель можно воспользоваться
приближенной формулой, аппроксимирующей нормальное распределение ка-
пель по массе в зависимости от их размера.
G’f/G; = exp[-n(g;- 1)2],
где & = &’Д&7(?;мА£м); здесь gM, G'K, G\t Д£м и Д£(.—радиус ме-
дальной н i-й капли; их масса и доля в общем числе капель.
Распределение капель по массе при нормальном законе распределения
характеризуется кривой G£/GM = f (g(.), симметричной относительно абс-
циссы, равной модальному радиусу капли |м. Тогда максимальный радиус
капли будет £тах — 2sM- Максимальный радиус капли в потоке пара может
быть определен с помощью критерия дробления (числа Вебера) We=14,
откуда
ьтах = 70РГ1О1-С1')-2.
где <т—коэффициент поверхностного натяжения влаги; pi — плотность пара;
С], ci —скорости пара и капли в рассматриваемом потоке.
С учетом приведенных соотношений распределение капель по массе мо-
жет быть представлено в виде
Gi/Gmax = exP {л[1 -(0,286^р(1 -cjctf 0-^-1)]}.
Для расчетного сечения рабочей лопатки по найденному £тах опре-
деляем отношение Gi/<Gmax Для каждого выбранного радиуса капель 5;
Радиус капель следует выбирать через каждые 15—20 мкм.
184
Для расчета процесса эрозии заменим отношение массы i-й капли
к массе наибольшей капли G£/Gmax отношением суммарной массы i-x ка-
пель к суммарной массе влаги в потоке 2Gf Agf. При этом
G’M, G'. _ ( G\ _ G' _
--L_£_ = _LAb. . . • +
SG’.AL G’ V GM G
I м \ м M
\
. vv , . max -rzr \
T Д&М т • • • T Afemax I >
Gm )
ГДе Д& = A^M = (£i+1 -
Масса капель, радиусы которых различаются на Д£<, будет
G'. = 1.333рЧ?ср ~ 4,189^ ср; ср = 0,5 (^+1 +
а число таких капель будет
ni = пм (GK) (им3 или ^ = "м(иМ3ехр[-п(1--1)21
Расчет величины п, позволяет оценивать частоту взаимодействия капель
с единицей поверхности входной кромки. Суммарную массу капель влаги
в рассматриваемом сечении ВПТ 2б/Д£< можно оценить с помощью мето-
дики ЦКТИ или с помощью Г-образной кривой распределения влажности
по высоте ступени (рис. 4-20). При частичных режимах нагрузки с доста-
точной для практических расчетов точностью можно принять, что отсутствует
расход капельной влаги, поступающей на входные кромки рабочих лопаток
в отрывной прикорневой зоне ступени. Длину отрывной зоны в первом при-
ближении можно оценить по экспериментальным данным (см. рис. 4-17).
На остальной части высоты РЛ с активным расходом пара в периферийной
части ступени распределение влажности можно принять Г-образным.
Масса крупнодисперсиой влаги, проходящей через зазор в кромочных
следах направляющих лопаток, пропорциональна объему тела вращения,
образованного площадкой между Г-образной кривой и осью /, направленной
вдоль радиуса лопатки; при вращении указанной фигуры вокруг оси ступени
, Т -Уг 2.Я
GKp ~ -М d/ ( dy{) dtp,
6 б 0
где Ri — радиус ступени в рассматриваемом сечении; у-,— влажность в за-
зоре между направляющими и рабочими лопатками; Ч> — угол поворота РЛ
вокруг оси ступени.
Вращающуюся плоскую фигуру разделим
той соответственно 0,85 и 0,15 I с ординатами
центров тяжести 1а = 1аН и 1ь = 1ьИ, где I —
длина лопатки. Общий объем тела вращения
вокруг оси ступени пропорционален массе
крупнодисперсной влаги
GKP = р' (V! + v2) = 2лр' [fo (/?к//2 +
где fa, fb — площади трапеций а и b на
рис. 4-20; RK — корневой радиус ступени; 1а,
1ь — ординаты центров тяжести трапеций а
и b; h — высота рабочей лопатки.
Рис. 4-20. Г-образное распределение влажно-
сти по высоте ступении
185
Масса влаги G/- y^G. В кромочном следе лопаток направляющего ап-
парата сосредоточена масса влаги Gixp'=kiyyG, где ki — коэффициент, с по-
мощью которого учитывается внутриканальная сепарация влаги с профиль-
ной поверхности направляющих лопаток. Для турбин с естественным обра-
зованием влаги ki = 0,05-4-0,1. При впрыске влаги в проточную часть через
форсунки с целью охлаждения при работе на частичных нагрузках /г, = 0,2ч-
-4-0,25. Суммарная масса влаги, попадающей на выходные кромки РЛ по-
Z
следней ступени, У, GKp = GKp> z_j -|~ GKp z. На одну РЛ рассматриваемой
z—1
z
последней, z-й ступени приходится масса влаги G*p = У*, ®кр/г2-
г—1
Масса влаги в рассчитываемом на эрозию сечении ступени высотой AZ,
расположенном на расстоянии от оси ступени Ri (см. рис. 4-20), представ-
ляет собой часть массы влаги, прошедшей через направляющий аппарат
ступени. Эта часть пропорциональна объему тела, образованного вращением
полоски площадью AZz/j вокруг оси I, т. е. AGZ = kxyxf (bl/12; R^.
Оценка массы влаги, поступающей из предыдущей ступени сквозь кольцо
толщиной AZ н площадью 2л7?гД/. проходящее через все лопатки рабочего
колеса, проводится аналогично, но с учетом влажности пара за предпослед-
ней ступенью. Далее оценивается дисперсность полученной массы влаги.
Первоначально находим максимальный радиус капель в потоке кромочного
следа. Затем выполняем расчеты дисперсности влаги, скоростей, углов и
числа капель, поступающих на входную кромку РЛ, для каждой группы
капель, радиусы которых различаются не более чем на А|{. Для дальней-
ших расчетов эрозионного износа, например, входной кромки РЛ последней
ступени необходим учет эрозионных характеристик материала РЛ нли про-
тпвоэрозионной защиты. Эрозия образцов лопаточных материалов во время
второго, максимального периода износа может быть оценена по формуле
ЦКТИ, полученной Р. М. Яблоником и В. В. Поддубенко на основе анализа
результатов экспериментов по износу образцов на каплеударном стенде при
пересечении ими завесы монодисперсных капель радиусом 450—500 мкм:
Де = AjGjT (w'n— Де0, (4-22)
где Де — эрозионный износ образца; Део — условный износ за инкубацион-
ный период (при определении прироста износа за отрезок времени
Ат величина Де0 принимает смысл начального износа); Gi — расход
крупнодисперсной капельной влаги; /г/ — коэффициент пропорциональности;
шп — нормальная составляющая скорости взаимодействия образца с ка-
пельной завесой (wn'~u; и — окружная скорость образца); mi — показа-
тель степени, характеризующий эрозионные свойства материала образца.
Для образцов из стали 20X13 с твердостью НВ = 1874-200 в течение II пе-
риода получены значения mi =4,7; Аео=О,5 мм. Цель испытаний — нахожде-
ние значений k,'. Этот коэффициент даже для одного и того же материала
существенно зависит от режима обтекания. В испытаниях ЦКТИ, проведен-
ных при окружных скоростях, близких к имеющимся в турбинных ступенях,
было получено /г/=2,17 • 10~13. Однако этому значению не следует прида-
вать универсального характера, напротив, при изменении режима обтека-
ния /г/ будет несомненно изменяться. Следует также иметь в виду, что
в кромочном следе направляющих лопаток турбинной ступени капли влаги,
как правило, значительно меньше, чем на каплеударном стенде ЦКТИ. По-
этому при пользовании формулой (4-22) для турбинных ступеней в зна-
чения k\ должны вводиться поправки на размер капель и другие отличия
в режиме обтекания профилей.
Представим коэффициент пропорциональности в виде двух сомножите-
лей: *1'=КпКэ. Первый из них Кп = (1 — а’ПОр/и’п)"‘ является поправкой на
значение пороговой скорости шПор. Второй сомножитель Кэ, называемый
186
Рис. 4-21. Построение площадок эрозионного износа на входной кромке РЛ
паровой турбины
1 — профиль периферийного сечения РЛ; 2 — профиль промежуточного сечеиия; —
шаг рабочих лопаток
коэффициентом эрозии, определяется экспериментально. С учетом изложен-
ного перепишем формулу (4-22) в следующем виде:
(Де + Де0)/т = KnK3Gx (ы’х)т'.
(4-23)
Определив по этой формуле эрозионный износ Де, далее следует вычер-
тить профиль рабочей лопатки в рассматриваемом сечении (в масштабе
10:1—5:1). На профиль лопатки наносят площадку эрозионного износа
по а;—ах (рис. 4-21), полученную расчетным путем. Эта площадка, парал-
лельная плоскости до—До, перпендикулярна нормальной составляющей от-
носительной скорости соударения капель с профилем Win'. Эта составляю-
щая может быть найдена в системе координат и, z из приведенных на гра-
фике треугольников скоростей, где с> и с/ — абсолютные скорости пара и ка-
пель влаги; ®i и wx—их относительные скорости; их — окружная скорость
лопаток. С течением времени в результате эрозионного износа площадка Д1—
смещается в положение д2—д2. Если при изготовлении лопатки ее вход-
ную кромку выполнить плоской, притом совпадающей с площадкой
эрозионного износа Д1—ait то интенсивность этого износа будет существенно
уменьшена и с самого начала не будет превосходить интенсивности стаби-
лизированного износа. Конечно, надо иметь в виду, что, строго говоря,
поверхность эрозионного износа будет не совсем плоской, и может оказаться
целесообразным входную кромку выполнить многогранной. Высокая эрози-
онная стойкость спрофилированных таким образом лопаток подтверждена
как экспериментами, проведенными в ЛПИ, так и длительной эксплуатацией
турбин с такими лопатками.
На рис. 4-21 приведены профили РЛ последней ступени мощной паро-
вой турбины старой модификации в двух произвольно выбранных сечениях
(поз. 1 и 2). Линиями д,—Д> и ак—Дл изображены расчетные площадки
эрозионного износа для определенного момента эксплуатации. Как следует
из графика, фактический эрозионный износ достаточно точно совпадает с рас-
четным.
Действительные условия формирования полидисперсной влаги в осевом
зазоре турбинной ступени будут отличаться от принятой идеализированной
схемы. Поэтому при учете факторов, воздействующих на эрозию РЛ
в реальной турбинной ступени, целесообразно использовать статистические
зависимости износа РЛ, находившихся в длительной эксплуатации. Для
наиболее изнашиваемых РЛ последней ступени вычисляется коэффициент
интенсивности износа
Аи = [Д<3м/(/0] : [Д(5м/ (AG500t)]g(.=500 мкм. (4-24)
где AGM — масса изношенного эрозией металла входной кромки РЛ.
Коэффициент интенсивности позволяет учесть условия реальной дис-
персности влаги. Для оценки влияния радиуса капель на износ образцов
из хромистых сталей по данным, полученным на каплеударном стенде, стро-
ится зависимость потери массы металла AGm/(AG't) = f (|;) для оце-
ненных по треугольникам скоростей всех групп капель в рассматриваемом
эрозионно-опасном потоке.
Определив в соответствии с формулами (4-22) или (4-23) эрозионный
износ Ае и однозначно связанную с ним массу изношенного металла AGM,
по известному значению ka из формулы (4-24) можем найти время эксплуа-
тации т, по истечении которого будет достигнут износ Ае. В результате
расчетов для нескольких значений Де строится ветвь кинетической кривой
износа в максимальный период II (см. рис. 4-19). При Ае=0 определяется
длительность инкубационного периода I. По результатам расчета строится
кинетическая кривая en = f (т) для периодов I и II, где еп — износ в на-
правлении нормальной составляющей скорости wln'.
Выше было отмечено, что существует зона перехода от максимального
к стабилизированному периоду износа. Ее можно найти по данным расчета
количества движения от удара капель о входную кромку РЛ при различ-
ном эрозионном износе. Зона перегиба соответствует резкому изменению
характера кривых количества движения. С физической точки зрения ука-
занный факт объясняется резким снижением импульса силы удара капли
-РАт, пропорционального количеству движения капли G%'&wn> передавае-
мому изнашиваемой площадке на выпуклом обводе входной кромки.
За зоной перегиба темп износа РЛ резко снижается. По статистическим
данным обследования РЛ эксплуатируемых турбин на эрозию интенсивность
эрозии при стабилизированном (третьем) периоде может быть в первом
приближении оценена отношением Ае/Ат= (0,24-0,45) -10-4 мм/ч (для РЛ
из хромистых сталей твердостью НВ= 1874-200 в диапазоне окружных ско-
ростей 2004-545 м/с). С учетом этого может быть построен участок кине-
тической кривой для третьего, стабилизированного периода износа.
Следует четко представлять, что конструкторов заводов и эксплуата-
ционный персонал электростанций в подавляющем случае интересует не
столько кинетическая кривая прошедшего периода эксплуатации, информа-
ция о которой наиболее достоверна, сколько прогноз кинетической кривой
для предстоящего периода эксплуатации, режимы которой могут быть
весьма разнообразны. Каждой совокупности таких режимов будет соответ-
ствовать своя кинетическая кривая эрозионного износа. Поэтому на стадии
выбора конструкции турбины или рационального способа ведения режимов
необходимо знание семейства кинетических кривых износа, каждая из ко-
торых соответствует своим условиям эксплуатации или принятым конструк-
тивным решениям. Как уже отмечалось, такие прогнозные характеристики
весьма ориентировочны. С целью их оперативного уточнения в процессе
эксплуатации на электростанциях желательно регулярное измерение
износа РЛ.
Имея семейство кинетических кривых износа для различных предпола-
гаемых условий эксплуатации, можно определить интенсивность эрозион-
ного износа при работе турбины в том или ином режиме. Полученные све-
дения могут быть использованы для определения оставшегося ресурса ра-
боты лопаток при известных влажности и режимах эксплуатации. При про-
ектировании турбин особенно важна обратная задача — обоснованный выбор
влажности пара за последней ступенью при заданном ресурсе работы, а при
эксплуатации — выбор способов ведения режимов турбины и блока в це-
лом, которые обеспечили бы заданный ресурс работы при известной влаж-
ности пара за последней ступенью. Последняя задача (решаемая также
188
с помощью кинетических кривых износа) чрезвычайно важна для эксплуа-
тационного персонала электростанций при выборе режимов, обеспечивающих
сочетание возможно более высокой тепловой экономичности с уменьшенной
интенсивностью эрозионного износа проточной части.
Особо следует остановиться на выборе предельной влажности за по-
следней ступенью и эксплуатационного ресурса лопаточного аппарата. Здесь
определяющими должны быть два критерия: предельное допустимое снижение
к. п. д. ступеней из-за эрозионного износа и предельный допустимый износ
ГЛ, определяемый соображениями их надежности.
По мере эрозионного износа возрастает шероховатость поверхности РЛ
и возникают отклонения в ее форме, вследствие чего возрастают профиль-
ные потери энергии.
Опытами ЛПИ, ХПИ и других организаций выявлено сравнительно
м;щое влияние шероховатости иа обтекание турбинных лопаток при соот-
кошенин VTTp/p •Яг/'* < 5, где Rz — высота бугорков шероховатости; ттр —
касательные напряжения треиия парового потока на поверхности РЛ; v и
р — кинематическая вязкость и плотность пара. При увеличении шерохо-
ватости поверхности РЛ из-за эрозии возрастает турбулизация потока пара,
«по снижает к. п. д. ступени. При превышении некоторой критической шеро-
ховатости Rz Пр = 15v/-\/гтр/р наблюдается заметное увеличение потерь [72].
Снижение к. п д. под влиянием эрозионного износа оказывается для раз-
ых ступеней существенно различным из-за неодинаковой формы профилей,
разных скоростей потока, неодинаковой высоты и веерности РЛ н др. Как
-оказали эксперименты ХПИ, потери энергии резко возрастают при эро-
зионном износе Де)/&>0,05 (& — хорда профиля). Для РЛ последней сту-
пени мощной паровой турбины такой износ Де< (см. рис. 4-19) соответствует
времени эксплуатации TaimTi+Q,7Tn.
Определение рационального срока эксплуатации РЛ с эродированными
входными кромками с точки зрения приемлемой тепловой экономичности
турбинной ступени представляет собой технико-экономическую задачу. Во-
прос о целесообразности такой эксплуатации в каждом конкретном случае
должен решаться в итоге сравнения стоимости ремонта лопаток или их
замены на новые с суммой издержек от работы турбины с изношенными
лопатками. В числе последних необходимо учесть дополнительные затраты
оплива на выработку замещающей мощности, так как снижение к. п. д.
турбины приводит к уменьшению ее мощности.
Надежность ступени при эрозионном износе РЛ снижается вследствие
изменения частот собственных колебаний лопаток, эрозионных надрезов, яв-
ляющихся концентраторами напряжений, уменьшения толщины профиля
и др. Расчетные методы оценки надежности эродированных лопаток могут
носить лишь сугубо ориентировочный характер из-за трудности точного
учета всех факторов, приводящих к возрастанию концентрации напряжений
в эрозионных кратерах и изъязвлениях. Основным средством оценки на-
дежности длительной эксплуатации РЛ, подверженных эрозии, является
статистический анализ поломок РЛ данного типа, находившихся в дли-
тельной эксплуатации. Получаемое в результате оценки надежности время
эксплуатации Тэг до допустимого износа Де2, как правило, превышает ГЭ1.
Для ориентировочного определения эксплуатационного ресурса, предель-
«; м влажности и выбора рациональных режимов эксплуатации можно
ч первом приближении воспользоваться полуэмпирической методикой, ба-
зирующейся на использовании формул (4-22) и (4-23). При работе тур-
бины в отдельно рассматриваемом i-м режиме эрозионный износ Де{ за
время Дт определяется по формуле (4-22). Суммарный износ при этом
м ;жет быть определен по формуле
Р
= £ Дег' (4-25)
i=i
где р — число рассматриваемых режимов; — поправка на неточность
допущения об отсутствии взаимного влияния режимов на эрозионный износ.
Поскольку большая часть крупнодисперсных капель влаги при каждом
189
режиме имеет размер, близкий к модальному, можно для ориентировочных
расчетов ограничиться оценкой эрозии от воздействия модальных капель,
расход которых, приходящийся на единицу длины лопатки, в i-м режиме
равен gm'. Нормальную составляющую скорости ш1мг соударения капель
с поверхностью профиля в районе входной кромки будем считать близкой
к относительной скорости капель. Введем вспомогательную функцию, оп-
ределяющую условную интенсивность эрозионного воздействия капельного
потока на РЛ в сечении, расположенном на высоте I при рассматриваемом
режиме, и безразмерную функцию Fu, с помощью которой может быть уч-
тена концентрация капельной влаги, соударяющейся с РЛ в данном сечении
в зоне интенсивного эрозионного процесса. Эти функции соответственно
равны
h = ZuFit («’Jm i)m‘; Fn = %
где gn — расход влажного пара при i-м режиме, приходящийся на еди-
ницу длины одной рабочей лопатки; амг — доля капель характерного (мо-
дального) размера в капельном потоке; kyi — коэффициент, которым учи-
тывается общее распределение влаги по высоте РЛ; ku — коэффициент, ко-
торым учитывается распределение крупнодисперсной влаги по высоте; р,р—
коэффициент расхода влажного пара; гЭм< — относительная ширина зоны
эрозии на профиле в данном сечении РЛ от воздействия капель модального
размера; X,- — доля крупнодисперсной влаги во влажнопаровом потоке.
Величины, входящие в последние формулы, могут быть найдены из
обработки экспериментальных данных, полученных на специальных стен-
дах, статистических данных, полученных на натурных турбинах, а также
расчетом по приведенной выше методике. Значения входящих в уравнения
коэффициентов для различных условий течения опубликованы в ряде работ
ЦКТИ, ЛПИ и других организаций.
Используя введенные функции, перепишем уравнение (4-23) для рас-
сматриваемого случая
(Де + Де0)/Дт = КпК^,Кэу21 (4-26)
или для малых отклонений
de/dx — КпК^К3у2Ц (4-27)
где у2 — влажность пара за ступенью.
При оценке интенсивности эрозии принципиальное значение имеет вы-
бор коэффициента эрозии Кэ- Наиболее правильно определять его на ос-
новании обработки статистических данных по эрозии РЛ турбин данного
класса. Но поскольку при проектировании новой турбины и оценке пред-
стоящих режимов ее работы, особенно в начальный период эксплуатаций,
коэффициент эрозии не известен, то в первом приближении его можно оце-
нить на основании данных, полученных для материала РЛ на каплеудар-
ном стенде с введением поправок на различие условий соударения. Иссле-
дования ЦКТИ, ЛПИ и МЭИ показали, что в широком диапазоне условий
течения сохраняется степенная зависимость эрозии от размера модальных
капель и примерно линейная зависимость ее от частоты соударения капель
с единицей эродируемой поверхности, т. е. справедливо соотношение
Кэ z/К эо = (g„ z/gMo)1,69 nt /п0, (4-28)
где £м — радиус модальной капли; п — частота соударений; индексами 0 и
i отмечены значения величин при номинальном и произвольном i-м режи-
мах. В соответствии с формулой (4-28) могут быть скорректированы зна-
чения коэффициента эрозии при изменениях режима, для чего должны
быть предварительно найдены в соответствии с приведенной выше методи-
кой размеры эрозионно-опасных капель и частота соударения для различ-
ных режимов.
На основе формул (4-23)—(4-27) В. И. Королевым в ЛПИ построена
обобщенная номограмма, связывающая основные параметры, входящие в эти
уравнения (рис. 4-22). При пользовании номограммой должны быть пред-
варительно найдены условная интенсивность капельного потока 1 и ко-
эффициент эрозии К». Номограммой учитывается также поправка Кп на
190
Рис. 4-22. Номограмма для
опенки эрозионных характери-
стик РЛ мощных паровых
турбин
пороговую скорость начала
эрозионного износа. После на-
хождения этой поправки про-
водят горизонтальную линию
ab с ординатой, соответствую-
щей известному значению I,
до пересечения в точке b с ли-
нией поправок, отвечающей
найденному значению Кп. Из
точки b проводится вертикаль-
ная линия Ьс. В левой части
номограммы проводится верти-
каль fl с абсциссой, соответ-
ствующей принятому коэффи-
циенту эрозии Ка, до пересе-
чения в точке I с линией, отве-
чающей принятой допустимой
скорости эрозионного износа
defdx. Из точки I проводится
горизонтальная линия 1с до пе-
ресечения с вертикалью Ьс.
Точкой пересечения с опреде-
ляется предельная допустимая
влажность пара у за послед-
ней ступенью. Аналогично при
известной влажности у может
быть найдена скорость эрозионного износа н ресурс работы РЛ до достижения
предельного допустимого эрозионного износа Де. Приведенная номограмма
может быть использована для оценки эрозионной надежности РЛ не только
на номинальном, но и на других режимах. Простота пользования номо-
граммой делает ее удобной для оперативного персонала электростанций
в эксплуатационных условиях.
Описанная выше методика, базирующаяся на уравнениях (4-22)—(4-28),
положена в основу разработанного ЛПИ совместно с Кольской АЭС ус-
тройства для оперативной диагностики и прогнозирования эрозионного со-
стояния РЛ на работающей или остановленной турбине без вскрытия ци-
линдров. Устройство (рис. 4-23) состоит из миии-ЭВМ, двух блоков ввода
информации от аналоговых датчиков, управляющего таймера и дисплея.
Первый блок ввода информации совместно с логическим устройством пред-
назначен для определения способа регулирования энергоблока (постоянное,
скользящее давление, режим пуска и т. д.). Число вводимых аналоговых
сигналов должно быть достаточным для точного определения способа ре-
гулирования и особенностей работы (все ли подогреватели в работе, ка-
ков вакуум в конденсаторе и пр.). Во второй блок вводится информация
об электрической мощности. В запоминающем устройстве содержится мас-
сив информации об интенсивности эрозионного износа в зависимости от
нагрузки de[d%(N) для данного способа регулирования и значений опре-
деляющих параметров. Эта информация получена предварительно расче-
тами по приведенным выше соотношениям. В соответствии с заданным спо-
собом регулирования и измеренной мощностью ЭВМ определяет интенсив-
ность износа в данный момент времени.
В накапливающем блоке по информации о текущей интенсивности из-
носа определяются абсолютные значения износа за данный интервал вре-
мени; найденные значения суммируются со значениями износа за предше-
ствующий период эксплуатации.
191
Рис. 4-24. Изменение предельной
(сплошные линии) и диаграммной
(штриховые) влажности за послед-
ней ступенью ЦНД при частичных
нагрузках
1 — постоянное давление; 2 — скользящее
давление с обводным парораспределением
Рис. 4-23. Структурная
схема устройства для опе-
ративной диагностики и
прогнозирования эрозион-
ного износа проточной
части влажнопаровых тур-
бин
1 — аналоговые датчики с вы-
ходными величинами Х\—ху, 2 —
блоки ввода информации; 3 —
таймер; 4 — логический блок;
5 — вычислительный блок; 6 —
накапливающий сумматор; 7 —
блок вывода информации на
дисплей; 8 — задатчик предель-
ного значения: 9 — блок срав-
нения; 10 — блок коррекции
зависимостей, введенных в блок
запоминания 11
С помощью блока сравнения и задатчика предельного значения опре-
деляется относительный износ, который не должен превышать единицу. Ин-
формация об эрозионном износе через определенные промежутки времени
выводится на дисплей.
Если в блоки ввода информации ввести данные не о текущих, а о пред-
полагаемых режимах работы, устройство будет работать в режиме прогно-
зирования.
На эрозионную надежность эксплуатации РЛ последней ступени ЦНД
заметное влияние оказывают режимы эксплуатации и принятая программа
регулирования блока. В качестве примера на рис. 4-24 приведены резуль-
таты выполненных В. И. Королевым в ЛПИ расчетов влажности г/2Пр,
предельной допустимой для обеспечения заданного эксплуатационного ре-
сурса при различной мощности N. При расчетах предполагалось, что весь
срок Тэ турбина работает с неизменной мощностью АГ. Там же нанесены
значения диаграммной влажности (у2д)- Как следует из графика, предель-
ная влажность «/г пр уменьшается в рассматриваемом диапазоне нагрузок,
но неодинаково для различных программ регулирования. При постоянном
давлении допустимая влажность резко снижается в диапазоне нагрузок от
100 до 85 % номинальной, затем снижение у2пр замедляется. При сколь-
зящем давлении, сочетаемом с обводным парораспределением, у2Пр снижа-
ется меньшими темпами. Из приведенных графиков следует, что несмотря
на снижение влажности пара, при которой работает турбина, по мере сни-
жения нагрузки эрозионная надежность исследованной турбинной ступени
уменьшается. Это объясняется увеличением модального размера капель,
а также уменьшением абсолютной скорости разгона капель в осевом за-
зоре при уменьшении объемного расхода пара, вследствие чего возрастают
192
постоянном давлении соответствует объемному
расходу пара, равному 0,5—0,6 номинального [72]. Косвенным свидетельством
этого является наличие в этой области режимов минимума (см. рис. 4-17).
Поэтому таких режимов работы турбин по возможности следует избегать,
производя соответствующие перераспределения нагрузок между агрегатами.
Из рис. 4-24 следует, что если бы турбина все время работала с по-
стоянным давлением свежего пара при неизменной частичной нагрузке, то
прн мощностях, меньших Na, требуемый эксплуатационный ресурс не мог
бы быть достигнут. Работа при скользящем давлении с обводным парорас-
пределением расширяет допустимый диапазон нагрузок.
Так как в действительности на каждом из режимов турбина работает
лишь часть общего времени своей работы, то работа при N<Na может
быть допущена в течение определенного срока Т (рис. 4-25).
Приведенные ориентировочные оценки позволяют сделать вывод, что
длительная работа турбины при частичных нагрузках неблагоприятна
с точки зрения эрозионной надежности лопаточного аппарата последних
ступеней. Вместе с тем, учитывая, что в предстоящий период турбоагрегаты
практически всех типов значительную часть времени своей эксплуатации
должны будут работать с частичными нагрузками, следует, понимая боль-
шую важность фактора повышения надежности, всемерно интенсифициро-
вать ведущиеся различными организациями исследования, связанные с ком-
плексным обеспечением эрозионной надежности ступеней ЧНД. Следует
четко представлять, что то или иное мероприятие по повышению эрозион-
ной стойкости, взятое отдельно, не в состоянии полностью решить
проблему. Вопросы, связанные с обеспечением эрозионной стойкости влаж-
нопаровых ступеней, должны решаться комплексом мероприятий, направ-
ленных на ослабление действия капельной влаги в проточной части тур-
бины.
Важнейшими активными, пассивными и активно-пассивными средст-
вами снижения вредного воздействия влаги на лопаточный аппарат влаж-
нопаровых турбин являются эффективное влагоудаленне, выбор геометрии
профилей, обеспечивающей малые удельные напряжения от Удара капель,
геометрии меридионального обвода проточной части турбины, подбор эро-
зионно-стойких материалов и защитных покрытий, гидрофобных присадок,
выбор рациональных режимов эксплуатации турбин и программы регулиро-
вания энергоблока. Как показывают выполненные в ЛПИ исследования, те
же программы регулирования, которые способствуют повышению тепловой
экономичности энергоблоков при частичных нагрузках и улучшению их
маневренных свойств (например скользящее давление свежего пара), ока-
зываются в ряде случаев благоприятными и для повышения эрозионной
надежности рабочих лопаток. Поэтому в выборе рациональной программы
регулирования заложены определенные резервы обеспечения эрозионной на-
дежности лопаточного аппарата влажнопаровых ступеней режимными сред-
ствами, практически не используемые в настоящее время.
Заказ № 898
ГЛАВА ПЯТАЯ
ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ
ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ ТУРБОУСТАНОВОК
5-1. ХАРАКТЕРНЫЕ РЕЖИМЫ РАБОТЫ
ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ ТУРБОУСТАНОВОК
Графики тепловых нагрузок. Наличие у теплофикационной
ПТУ равноправных и независимых потребителей тепловой и
электрической энергии, каждый из которых предъявляет свои
требования к количеству отпускаемой ему в тот или иной мо-
мент времени энергии и к параметрам, характеризующим ее
качество, с одной стороны, предопределяет многообразие ре-
жимов, при которых может работать турбоустановка, а с дру-
гой— накладывает определенные ограничения на реализацию
тех или иных конкретных режимов. В наибольшей мере эти
ограничения ввиду безусловной необходимости теплоснабжения
касаются в ряде случаев независимого маневрирования элек-
трической мощностью. Однако важность задачи привлечения
агрегатов ТЭЦ к участию в регулировании переменной части
графиков нагрузки, значимость которой в современных усло-
виях показана в гл. 1, делает необходимыми поиски разумного
компромисса хотя бы для частичного ее решения.
Режимы отпуска теплоты от ТЭЦ существенно меняются
в процессе эксплуатации. Одна из причин этого связана с тем,
что ТЭЦ строят в том или ином районе с учетом перспектив
его развития. Так как с развитием района происходит неук-
лонный рост теплопотребления, в течение более или менее
длительного периода после ввода в эксплуатацию агрегаты
ТЭЦ работают с частичными, постепенно возрастающими с те-
чением времени тепловыми нагрузками. Но и после того, как
будет достигнут проектный уровень тепловых нагрузок, режимы
как коммунально-бытового, так и промышленного теплопотреб-
ления оказываются существенно переменными [57].
Затраты теплоты на отопление и вентиляцию зависят от
климатических факторов, температуры наружного воздуха и
силы ветра, а также от тепловой изоляции стен зданий. Это
предопределяет резко выраженный сезонный характер тепло-
потребления, а также существенные изменения теплопотребле-
ния в течение отопительного сезона. Продолжительность ото-
пительного периода и число часов максимума тепловой
нагрузки значительно изменяются в зависимости от географиче-
ской широты. Немалую часть отопительного периода теплофи-
кационные агрегаты в некоторых энергосистемах работают
с частичными тепловыми нагрузками по электрическому гра-
194
фику, а в неотопительный период многие из них переводятся на
конденсационный режим.
Главная часть суточных и недельных изменений теплопо-
требления, как следует из примера, приведенного на рис. 5-1
для одного из жилых районов [57], обусловлена не отопительно-
вентиляционным потреблением, хотя, конечно, оно тоже может
меняться, особенно в пределах недели, а расходом воды на го-
рячее водоснабжение. Закономерности изменения во времени
расхода теплоты на горячее водоснабжение могут существенно
различаться для объектов различного назначения. Для них мо-
гут не совпадать часы максимумов потребления горячей воды.
Для жилых районов также возможен разброс потребления го-
рячей воды, зависящий от преобладающего состава населения
в том или ином районе. В большинстве случаев максимум теп-
лопотребления наблюдается в жилых районах в утренние часы
(с 8 до 10 ч) и вечерние (с 20 до 23 ч). Днем расход теплоты на
горячее водоснабжение снижается на 15—45 % максимального,
ночные провалы в неотопительный период достигают 90 % мак-
симального расхода горячей воды. В наибольшем количестве
горячая вода потребляется в течение всего года по выходным
дням. Суммарное теплопотребление в отопительный период сни-
жается в ночные часы на 15—20 % максимального и более.
Максимум суммарного теплопотребления соответствует 21—
24 ч предвыходного дня (пятницы).
Суточные графики коммунально-бытового теплопотребления
для различных климатических районов имеют однотипные за-
кономерности изменения, но для районов Сибири и Севера, где
доля горячего водоснабжения меньше из-за общего возрастания
отопительных нагрузок, графики теплопотребления несколько
ровнее.
Свыше 70 % общего промышленного потребления прихо-
дится на несколько отраслей: черную и цветную металлургию,
нефтеперерабатывающую, нефтехимическую, химическую, цел-
люлозно-бумажную, машиностроительную и легкую промыш-
ленность. Эти отрасли оказывают определяющее влияние на
результирующие графики промышленного теплопотребления.
Основным теплоносителем во всех отраслях, потребляющих теп-
ловую энергию, является пар. Диапазон используемых давле-
ний его чрезвычайно широк: от 0,2 до 9,8 МПа. Однако ос-
новными значениями являются 0,8—1,5 МПа. Потребление пара
с таким давлением преобладает во всех отраслях, составляя
60—80 % всего потребления пара. В технологических процес-
сах некоторых отраслей (легкая, целлюлозно-бумажная про-
мышленность и др.) заметную долю в общем теплопотребле-
нии составляет также теплота горячей воды.
Как установлено А. С. Немчиновой [57], производственное по-
требление теплоты предприятиями различных отраслей имеет
большую сезонную, недельную и суточную неравномерность. Ре-
жимы теплопотребления как предприятиями различных отрас-
У27*
195
Рис. 5-1. Суточные графики коммунально-бытового теплопотребления в отопительный период
температура наружного воздуха Тк в; 2 — расход воды G на горячее водоснабжение (прн непосредственном водоразборе); 3 — расход теп-
лоты иа отопление н вентиляцию; 4 — суммарное теплопотребление
Рис. 5-2. Годовые усредненные графики технологического теплопотребления
различных отраслей
1 — нефтехимическая промышленность; 2 — химическая промышленность; 3 — нефтепере-
рабатывающая промышленность; 4 — целлюлозно-бумажная промышленность; 5 — чер-
ная металлургия; 6 — цветная металлургия; / — машиностроительная и легкая про-
мышленность
лей, так и однотипными предприятиями одной отрасли в зна-
чительной мере индивидуальны. Они определяются многими
факторами, в том числе видом исходного сырья, конечной про-
дукции и технологической схемой предприятия; параметрами и
структурой используемых внешних теплоносителей; характером
использования вторичных энергоресурсов в тепловом балансе
предприятия; сменностью цехов с наибольшим теплопотребле-
нием и особенностями технологического цикла; климатической
характеристикой района предприятия; компоновкой техноло-
гического оборудования (открытая или закрытая) и др. Однако
при значительном разбросе характеристик отдельных предприя-
тий общие закономерности для всех них остаются однотипными.
Как следует из рис. 5-2, в летний период тепловые нагрузки
во всех отраслях промышленности снижаются на 30—45 % по
сравнению с зимним периодом. Причины этого — сокращение
в летний период технологических обогревов и тепловых по-
терь, особенно при открытом расположении оборудования, по-
вышение температуры сырья, остановка оборудования на ре-
монт, нередко планируемый на летйий период, отпуска значи-
тельной части работающих и пр. Для отраслей с непрерывным
циклом производства (нефтеперерабатывающая, нефтехимиче-
7 Заказ № 898
ская, химическая, целлюлозно-бумажная промышленность, чер-
ная и цветная металлургия) характерна трехсменная работа
и отсутствие регулярных снижений теплопотребления на ночь
и выходные дни. Однако цикличность технологического про-
цесса и комплексность производства в целом предопределяют
неравномерность теплопотребления на предприятиях этих от-
раслей, характеризуемую для черной металлургии значениями
коэффициента неравномерности 0,75—0,80, а для цветной ме-
таллургии— 0,70—0,85. Для другой группы отраслей (маши-
ностроение, легкая промышленность) характерна двухсменная
работа, что предопределяет существенное сокращение теплопо-
Рис. 5-3. Суточные графики потребления пара G машиностроительным за-
водом за зимнюю неделю
J—расход пара с давлением 0,7 МПа; 2 — расход пара с давлением 1,3 МПа; 3 —
температура наружного воздуха. Тн в . • • •
198
требления в ночные часы и выходные дни, характеризуемое
приведенным на рис. 5-3 в качестве примера графиком потреб-
ления пара машиностроительным предприятием. На эти про-
цессы, определяемые временем суток, накладываются дополни-
тельные колебания теплового потребления, определяемые осо-
бенностями технологического процесса.
Сопоставляя графики промышленного и коммунально-быто-
вого теплопотребления с графиками электрических нагрузок
в энергосистемах (см. гл. 1), можно отметить, что тепловые
нагрузки характеризуются сезонной, недельной и суточной не-
равномерностью, соизмеримой с неравномерностью графиков
электрических нагрузок. При этом сезонные максимумы элек-
трических и тепловых нагрузок совпадают по времени. Недель-
ные же максимумы коммунально-бытового теплопотребления
соответствуют, как показано выше, предвыходным и выходным
дням, в которые электрические и промышленные тепловые на-
грузки минимальны. Суточные минимумы тепловых и электри-
ческих нагрузок обычно совпадают по времени, а максимумы
несколько сдвинуты относительно друг друга.
Диаграмма режимов. Различные закономерности изменения
во времени тепловых и электрических нагрузок предопределяют
многообразие режимов работы теплофикационных турбоагре-
гатов, характеризующихся электрической мощностью генера-
тора N и отпускаемой теплотой Q0T в совокупности. Многооб-
разие режимов усиливается тем, что в распоряжении эксплуа-
тационного персонала, как правило, имеются различные
возможности обеспечить заданное сочетание электрической и
тепловой нагрузок (использование основного или встроенного
пучка конденсатора, одноступенчатый или двухступенчатый по-
догрев сетевой воды, та или иная программа регулирования и
т. п.). Выбор того способа работы, который обеспечивает наи-
высшую тепловую экономичность при заданных тепловой и
электрической нагрузках, составляет задачу оптимизации экс-
плуатационных режимов.
Взаимосвязь электрической мощности N, тепловой нагрузки
Qot и расхода свежего пара G, т. е. основных параметров, оп-
ределяющих режим работы теплофикационной ПТУ и ее теп-
ловую экономичность, характеризуется диаграммой режимов.
Обычно она строится на базе детальных тепловых расчетов
турбоустановки, выполняемых (по методике, изложенной
в § 2-1) заводами-изготовителями, научно-исследовательскими
и проектно-конструкторскими организациями, электростанциями
и др. Находят применение также диаграммы режимов, постро-
енные по результатам тепловых испытаний турбоагрегатов.
Обоснование формы диаграмм режимов и методики их по-
строения для различных типов теплофикационных турбин под-
робно изложено в работах [6, 34, 75].
Применение для современных мощных теплофикационных
турбин ступенчатого подогрева сетевой воды с двумя отопи-
7*
49»
4
Рис. 5-4. Принципиальная схема
ступенчатого подогрева сетевой
воды
/ — сетевые подогреватели; 2 — пико-
вый водогрейный котел; 3 — регенера-
тивные подогреватели; 4— турбина;
сплошные линии — сетевая вода;
штриховые—конденсат; штрих-пунк-
тирные — пар
тельными отборами пара
(рис. 5-4) определяет отли-
чие формы диаграммы ре-
жимов от общепринятой
для турбин с одноступен-
чатым подогревом [6, 75].
У турбин этого класса ре-
гулируется только давление в верхнем отборе раъ. Давление
в нижнем отборе пара ран является нерегулируемым. Пара-
метры пара в линиях обоих отборов взаимно связаны между
собой, с одной стороны, расходными характеристиками группы
ступеней, расположенных между ними (промежуточного отсека
теплофикационной турбины), а с другой — уравнениями тепло-
вого баланса двух последовательно включенных сетевых подо-
гревателей. Вследствие отмеченного для турбин данного класса
расход отбираемого пара не является величиной, однозначно
определяющей тепловую нагрузку, как это было у турбин с од-
ноступенчатым подогревом сетевой воды, и в диаграмме режи-
мов приходится приводить непосредственно количество теп-
лоты, отпущенной внешнему потребителю, а также темпера-
туру Тс направляемой к нему сетевой воды, являющуюся
качественной характеристикой отпускаемой тепловой энергии.
Поскольку общее количество отпущенной теплоты является
суммой тепловых нагрузок двух подогревателей, а распределе-
ние общей тепловой нагрузки ПТУ между ними меняется в за-
висимости от режима, при проектировании современных тепло-
фикационных турбин и построении диаграмм их режимов стало
необходимым включать расчеты сетевых подогревателей в ка-
честве составной части в общий тепловой расчет ПТУ наряду
с расчетами проточной части турбины и системы РППВ. В со-
временных методиках расчетов тепловых схем ПТУ, исполь-
зующих ЭВМ, предусматриваются такие комплексные тепло-
вые расчеты (см. § 2-1).
При рассмотрении рабочих процессов в теплофикационных
турбинах, в том числе и при построении диаграммы режимов,
нередко оказывается удобным условно разделить поступающий
в турбину расход свежего пара G на два потока: конденсаци-
онный с расходом GK и теплофикационный с расходом GT, при-
чем g = Gk+Gt. Суммарная мощность турбины N складыва-
ется из мощностей Л\ и Ут, вырабатываемых соответственно
конденсационным и теплофикационным потоками, т. е.
N^Nx + N,. (5-1)
'200
Величину Ут часто называют мощностью, вырабатываемой
на тепловом потреблении.
Диаграмму режимов турбины со ступенчатым подогревом
сетевой воды, пример которой по данным УТМЗ [6] приведен на
рис. 5-5 применительно к турбине Т-50/60-130, строят в трех
квадрантах декартовой системы координат. Во втором квад-
ранте представлена зависимость расхода GT пара теплофикаци-
онного потока от количества отпущенной теплоты Q0T при раз-
личном давлении рав в верхнем отопительном отборе. Это
давление связано с температурой прямой сетевой воды Тс зави-
симостью 1. В первом квадранте изображена взаимосвязь ме-
жду расходом пара GT теплофикационного потока и вырабаты-
ваемой им мощностью NT при различном давлении рав. Из этих
двух квадрантов по известным значениям QOt и температуры
сетевой воды Дс или связанного с нею давления рав можно
найти мощность Ут, вырабатываемую теплофикационным пото-
ком (ломаная линия abcde). В четвертом квадранте представ-
лена характеристика тп конденсационного потока пара Ук—
— f (GK). Поскольку мощность NK, вырабатываемая конденса-
ционным потоком пара, суммируется с мощностью Ут, выраба-
тываемой теплофикационным потоком, то для определения сум-
марной мощности турбины N в четвертом квадранте нанесено
также семейство вспомогательных кривых, полученных при-
мерно эквидистантным переносом характеристики тп конден-
сационного потока из начала координат в точки с различными
значениями NT (сплошные линии соответствуют суммарному
расходу пара G>150 т/ч, штриховые — расходу G<150 т/ч).
Каждая из этих линий является геометрическим местом точек,
для которых Ут = idem. Определенные отступления от эквиди-
стантности этих линий вызваны обратным влиянием теплофи-
кационного потока на конденсационный. Для определения сум-
марного расхода пара турбиной G по заданным значениям N,
Qot, Рав необходимо сначала по графикам во втором и первом
квадрантах определить расход GT и мощность Ут теплофикаци-
онного потока. Далее, перемещаясь в четвертом квадранте вдоль
линии Ут = idem, начинающейся от точки е, до точки h, абс-
цисса которой k соответствует заданной суммарной мощности
У, и далее параллельно оси абсцисс до точки I, найдем расход
пара GK конденсационным потоком. Общий расход пара равен
сумме найденных расходов GT и GK.
На практике применяют и другие формы диаграммы режи-
мов турбин этого класса. Так, объединяют первый и четвертый
квадранты, нанося зависимости NK=f (GK) в первом квадранте
[6], что, однако, несколько загромождает его.
Число независимых параметров, определяющих тот или иной
конкретный режим теплофикационной ПТУ и показатели ее
тепловой экономичности на этом режиме, больше того числа
параметров, которое находит отражение на диаграмме режи-
мов. К числу параметров, не нашедших отражения на диа-
201
о
л
и I
Cl- ***
202
грамме, но влияющих на характеристики режимов, относится,
в частности, температура обратной сетевой воды Т^бр, в нема-
лой мере зависящая от характеристик тепловых потребителей
и тепловых сетей, вакуум в конденсаторе, определяемый тем-
пературой охлаждающей воды, а также присосами воздуха,
параметры свежего пара, изменение которых может вызы-
ваться, с одной стороны, нарушениями нормальной работы
котла, а с другой — принятой программой регулирования
блока, число находящихся в работе ступеней подогрева сете-
вой воды (одна, две или три) и др. Диаграмму режимов строят
в предположении фиксированных значений части таких пара-
метров и жестко заданных закономерностей изменения осталь-
ных. Так, приведенная на рис. 5-5 диаграмма режимов по-
строена в предположении фиксированного расчетного значения
температуры охлаждающей воды и работы ПТУ при постоян-
ном начальном давлении пара. Принятые закономерности из-
менения некоторых других параметров приведены на графиках
1, 2, 3 (рис. 5-5). В эксплуатационных условиях фактические
значения таких параметров и закономерностей их изменения по
разным причинам могут в той или иной мере, причем в неко-
торых случаях значительно, отличаться от принятых при по-
строении диаграммы режимов. Эти отклонения деформируют
линии на диаграмме режимов. Каждой совокупности таких от-
клонений, строго говоря, должна соответствовать новая диа-
грамма режимов той же ПТУ. Если предположить отклонения
каждого параметра из рассматриваемой совокупности парамет-
ров малыми, что позволяет пренебречь их взаимным влиянием
и использовать принцип суперпозиции, то можно ограничиться
поправками к основной диаграмме режимов, с помощью кото-
рых учитывается отклонение того или иного параметра от его
расчетного значения. Графики таких поправок прилагаются
к заводским диаграммам режимов.
При значительном отклонении фактических условий работы
от расчетных, когда нельзя пренебречь взаимным влиянием из-
меняющихся параметров, необходимо проводить построение но-
вой, соответствующей изменившимся условиям, диаграммы ре-
жимов. Разработанные к настоящему времени методы тепловых
расчетов ПТУ с использованием ЭВМ (см. § 2-1) дают воз-
можность выполнять расчеты, необходимые для построения диа-
граммы режимов практически для любых изменений эксплуата-
ционных условий.
Основные типы характерных режимов. Характерными режи-
мами теплофикационной ПТУ являются конденсационные
(режимы К), теплофикационные с пропуском части пара в кон-
денсатор (режимы ТК), теплофикационные с полностью закры-
той поворотной диафрагмой ЧНД, когда через нее в конденса-
тор проходит лишь вентиляционный поток пара, необходимый
Для охлаждения цилиндра (режимы ТР), и теплофикационные
с использованием конденсатора в качестве подогревателя сете-
203
вой или подпиточной воды при поддержании в нем повышен-
ного противодавления pz (режимы ТПР). При режимах ТР и
ТПР тепловая нагрузка и электрическая мощность турбины
взаимосвязаны; турбина при этом работает по тепловому гра-
фику. При конденсационных режимах турбина работает с пол-
ностью открытой регулирующей диафрагмой ЧНД; из-за
отсутствия дросселирования пара в ней характеристики mini
турбины в четвертом квадранте (рис. 5-5) отличаются от рас-
смотренной выше характеристики тп конденсационного потока
пара. Режимам ТК соответствует диаграмма в трех квадрантах;
для режимов ТР диаграмма режимов представлена только двумя
квадрантами (первым и вторым). Те же квадранты характери-
зуют режимы ТПР. Увеличение тепловой нагрузки в последнем
случае по сравнению с эквивалентными режимами типа ТР,
обусловленное подогревом подпиточной или сетевой воды во
встроенном пучке конденсатора, а также уменьшением мощно-
сти турбины из-за повышенного противодавления, может быть
учтено соответствующими поправками к диаграмме режимов.
Особую группу режимов теплофикационной ПТУ составляют
режимы с так называемым естественным повышением давле-
ния в регулируемом отборе (ЕПД). К этой группе относятся
режимы с расходами пара ЧНД, превышающими пропускную
способность регулирующей диафрагмы при максимальном ре-
гулируемом давлении. Увеличенный пропуск пара в ЧНД обес-
печивается при этом за счет повышения давления перед ЧНД
сверх максимального уровня, поддерживаемого регулятором
давления в пределах его регулировочного диапазона. Режимы
ЕПД в некоторых случаях могут быть эффективно использо-
ваны для улучшения маневренных характеристик турбоуста-
новок.
Характеристики отсеков теплофикационных турбин. Проточ-
ная часть теплофикационной турбины со ступенчатым подогре-
вом сетевой воды может быть разделена на ряд характерных
отсеков. К их числу для турбин без промперегрева относятся
ЧВД (отсек от паровпускной части до камеры верхнего отопи-
тельного отбора), промежуточный отсек, включающий в себя
группу ступеней, расположенных между камерами двух отопи-
тельных отборов, и ЧНД (отсек от камеры нижнего отбора до
выхлопного патрубка турбины). В турбинах с промперегревом
пара первую из отмеченных групп ступеней целесообразно раз-
делить на два отсека: ЧВД (от паровпускной части до пром-
перегревателя) и ЧСД (от промперегревателя до камеры верх-
него отопительного отбора). Расход пара различными отсеками
теплофикационной турбины может изменяться независимо друг
от друга по различным законам, что предопределяет многооб-
разие режимов их работы.
При конденсационных режимах характеристики отсеков и
теплофикационной турбины в целом принципиально не отли-
чаются от характеристик конденсационных турбин (см. гл. 2).
204
Однако внутренний относительный к. п. д. теплофикационной
турбины при таких режимах меньше, чем у конденсационной
турбины такой же мощности. Это объясняется применением
в теплофикационных турбинах частей низкого давления с более
короткими лопатками, из-за чего увеличиваются выходные по-
тери энергии.
В области режимов с отопительными отборами пара харак-
теристики ЧВД турбин с промперегревом пара также не отли-
чаются от характеристик аналогичных отсеков конденсацион-
ных турбин. При этом для турбины с сопловым парораспреде-
лением изменяется лишь режим работы регулирующей ступени.
Режимы работы входящих в отсек ступеней давления практи-
чески не меняются и соответствуют расчетным. Режимы же ра-
боты отсеков теплофикационной турбины, предшествующих
верхнему отопительному отбору (ЧВД турбин без промпере-
грева и ЧСД турбин с промперегревом), при изменении массо-
вого расхода пара будут несколько изменяться. Это обуслов-
лено тем, что давление пара в верхнем, регулируемом отборе
поддерживается специальным регулятором давления практи-
чески неизменным (или мало меняющимся при использовании
регулятора температуры сетевой воды [24]). Вследствие этого*
при уменьшении расхода пара рассматриваемым отсеком умень-
шаются располагаемый перепад энтальпии отсека Но и отноше-
ние давлений П, что изменяет режим работы, главным образом
трех последних ступеней, предшествующих камере отбора. Из-
менение к. п. д. этих ступеней может быть учтено, например,
с помощью графика на рис. 2-3, а. Режимы работы остальных
ступеней и их к. п. д. изменяются несущественно, вследствие
чего результирующее изменение к. п. д. отсека окажется мень-
шим, чем изменение к. п. д. его последних ступеней. Следует
вместе с тем иметь в виду, что зависимость перепада энталь-
пии отсека, предшествующего верхнему отбору, от массового
расхода пара не является однозначной. Это обусловлено тем,
что в соответствии с изменениями температуры наружного воз-
духа изменяется температура сетевой воды, направляемой по-
требителю, а значит, и давление в камере верхнего отбора (см.
график 3 на рис. 5-5). Давление пара в верхнем отборе может
меняться в довольно широких пределах (от 0,06 до 0,25 МПа
для мощных теплофикационных турбин). Изменения этого дав-
ления будут вносить дополнительные изменения в характери-
стики предотборных ступеней. Поэтому следует говорить не
о характеристике предотборного отсека, а о семействе харак-
теристик, каждая из которых соответствует определенному зна-
чению регулируемого давления. С переходом к режимам с ЕПД
давление в камере верхнего отбора перестает поддерживаться
регулятором, и начиная от точки перехода режимы работы
всех ступеней предотборного и промежуточного отсеков оста-
ются такими же, какими они были в момент перехода
к ЕПД.
205
Диапазон возможных отклонений режимов работы промежу-
точного отсека при изменениях общего режима работы тур-
бины значительно больше, чем у предотборного отсека. При
неизменной заданной температуре прямой сетевой воды под-
держивается определенный уровень давления рав в камере пе-
ред отсеком. При этом массовый расход пара отсеком может
существенно изменяться в зависимости от электрической и теп-
ловой нагрузок. С изменением расхода будет значительно ме-
няться давление рав в камере нижнего отопительного отбора
за промежуточным отсеком. Его изменение может быть опреде-
лено с помощью формул (2-21) или (2-22). При этом по мере
увеличения расхода пара отсеком давление рав за ним заметно
снижается. Вследствие изменения давления значительно меня-
ется отношение давлений П — рап/рав. за отсеком и перед ним,
а также располагаемый перепад энтальпии отсека Но и, сле-
довательно, приведенное характеристическое отношение отсека
(«/С0)отс, т. е. оба параметра, характеризующие режим от-
сека. Так как промежуточный отсек является малоступенча-
тым, изменяются режимы всех его ступеней. При уменьшении
тепловой нагрузки и малых конденсационных пропусках пара
расход пара промежуточньим отсеком и располагаемые пере-
пады энтальпии этого отсека существенно уменьшаются. Это
сопровождается увеличением характеристических отношений!
ступеней отсека и/Со. При неблагоприятных условиях мощ-
ность части или всех ступеней этого отсека может оказаться
отрицательной, при этом поток пара будет тормозить рабочее
колесо. Существенные отклонения режима работы ступеней про-
межуточного отсека от оптимального связаны со значительным
снижением его к. п. д.
Диапазон режимов работы промежуточного отсека в дейст-
вительности еще больше, чем это отмечено выше, вследствие
того, что заданное регулируемое давление рав в верхнем от-
боре может меняться в широких пределах. Ввиду этого про-
межуточный отсек, как и предотборный, имеет семейство харак-
теристик, соответствующих разным уровням давления. В опре-
деленной мере сократить неблагоприятное влияние изменения
регулируемого давления можно, применив предложение КПП
[18] о переключении верхнего отопительного отбора. Такое пере-
ключение позволяет приблизить к оптимальным режимы ра-
боты как промежуточного, так и предотборного отсека, повы-
шая тем самым тепловую экономичность ПТУ. Однако оно
связано с усложнением тепловой схемы и усложняет эксплуа-
тацию турбоустановки.
Из всех отсеков теплофикационной турбины наиболее ши-
рок диапазон изменения режимов ЧНД. Справедливости ради
следует заметить, что и у конденсационных турбин расходы
пара ЧНД могут меняться от максимальных при нагрузках,
близких к номинальной, до очень малых при выходе турбины
на холостой ход. Однако для конденсационных турбин режимы
206
холостого хода и близкие к ним крайне редки в условиях нор-
мальной эксплуатации, а для ряда турбин даже существуют ог-
раничения по продолжительности непрерывной работы турбины
в таких режимах. Для теплофикационных же турбин режимы,
при которых ЧНД работают с очень малыми расходами пара,
являются нормальными эксплуатационными режимами, дли-
тельность которых составляет значительную часть общего
срока работы турбины. Принципиальное отличие ЧНД тепло-
фикационных турбин от аналогичных частей конденсационных
турбин состоит в наличии перед ЧНД регулирующих органов
(поворотных диафрагм). С помощью поворотных диафрагм
могут быть реализованы принципы как дроссельного, так и соп-
лового парораспределения. Для теплофикационных турбин ма-
лой и средней мощности чаще применялись поворотные диаф-
рагмы, реализующие сопловое парораспределение. Для тепло-
фикационных турбин УТМ.З мощностью выше 50 МВт и более
в ЧНД применены поворотные диафрагмы, реализующие дрос-
сельное парораспределение [6]. В то же время ЛМЗ в ЧНД
своих турбин ПТ-60/75-130/13, ПТ-80/100-130/13, Т-180/210-130
сохранил поворотные диафрагмы, реализующие сопловое двух-
клапанное парораспределение. В качестве регулирующих орга-
нов после производственных отборов, как правило, применяют
регулирующие клапаны или поворотные диафрагмы, реализую-
щие сопловое парораспределение.
Кинетическая энергия потока, выходящего из поворотной
диафрагмы, может быть полностью или частично использована
в последующей ступени, что определяет своеобразный характер
изменения ее к. п. д. Иллюстрацией этому могут служить при-
веденные на рис. 5-6 данные по к. п. д. такой ступени при дрос-
сельном парораспределении в ЧНД, полученные при натур-
ных испытаниях турбины Т-50-130 [73]. /Можно выделить три ха-
рактерные зоны изменения к. п. д. (I, II и III) в зависимости
от располагаемого перепада энтальпии ступени ho, отличаю-
щиеся различной крутизной характеристики. Эти закономер-
ности, несколько сглаженные, можно проследить и на приве-
денных ниже характеристиках отсека в целом.
Степенью открытия поворотной диафрагмы определяются
расход пара и изменение располагаемого перепада энтальпии
ЧНД вследствие дросселирования. При конденсационных ре-
жимах поворотная диафрагма полностью открыта и пропуск
пара ЧНД отличается от количества пара, входящего в тур-
бину, лишь на величину регенеративных отборов. Если при
этом турбина работает при больших значениях мощности, рас-
ходы пара ЧНД близки к максимальным, определяемым ее
пропускной способностью. При режимах ТК турбина работает
е переменной степенью открытия поворотной диафрагмы. Сте-
пень открытия уменьшается с ростом тепловой нагрузки. Соот-
ветственно уменьшаются расход пара и располагаемый перепад
энтальпии ЧНД и увеличивается отношение давлений П за
207
Рис. 5-6. Характеристика
24-й ступени турбины
Т-50-130 при различной
степени открытия пово-
ротной диафрагмы ц
Рис. 5-7. Характеристики поворот-
ной диафрагмы турбины Т-100/120-
130
отсеком и перед ним. Как было показано выше, давление рач
в нижнем нерегулируемом отборе, расположенном перед пово-
ротной диафрагмой, существенно меняется при изменениях
электрической и тепловой нагрузок. Вследствие этого, с одной
стороны, положение регулирующей диафрагмы неоднозначно
определяет расход пара ЧНД, а с другой — одному и тому же
расходу пара могут соответствовать заметно отличающиеся
располагаемые перепады энтальпии.
На режимах ТПР конденсатор работает с повышенным про-
тиводавлением (ухудшенным вакуумом). При этом циркуля-
ционная вода отключена от основного пучка конденсатора, а его
охлаждение производится проходящей по встроенному пучку
подпиточной или сетевой водой. Ее температура поддержива-
ется специальным регулятором, воздействующим в таких ре-
жимах на поворотную диафрагму. Вследствие этого в рассмат-
риваемой области режимов ЧНД работает с переменной сте-
ченью открытия регулирующей диафрагмы и соответственно
с меняющимся расходом пара. Перепад энтальпии ЧНД су-
щественно уменьшен из-за повышенного противодавления, а от-
ношение и/С0 для ступеней ЧНД значительно выше оптималь-
ного. Наконец, при режимах ТР часть низкого давления рабо-
тает с полностью закрытой поворотной диафрагмой. Пропуск
пара в ЧНД при этом определяется, с одной стороны, зазором
б между диафрагмой и поворотным кольцом, а с другой —
давлением рая в камере нижнего нерегулируемого отбора. На
рис. 5-7 в качестве примера приведены расчетные (сплошные
линии) и экспериментальные (штриховые линии) характери-
стики поворотной диафрагмы турбины Т-100/120-130 [6]. Рас-
208
ходы пара ЧНД при таких режимах не превышают нескольких
процентов расчетного расхода. Все ступени ЧНД работают при
этом в режимах торможения.
Таким образом, ЧНД теплофикационной турбины в нормаль-
ных эксплуатационных условиях работает в широком диапа-
зоне режимов, отличающихся значительными изменениями рас-
ходов пара (от максимального почти до нуля), располагаемых
перепадов энтальпии Но, отношения давлений П и характери-
стического отношения и/Со как отсека в целом, так и всех его
ступеней. При этом скорости истечения пара из межлопаточ-
ных каналов сопловых аппаратов и рабочих колес последних
ступеней меняются от сверхзвуковых до очень малых, что
резко изменяет характер течения потока в лопаточных аппа-
ратах.
Так как самыми экономичными для теплофикационных ПТУ
являются режимы ТР и ТПР, это предопределяет значитель-
ную долю их в общем времени работы турбоустановки. Следо-
вательно, в общем балансе времени работы ЧНД велика доля
режимов, весьма далеких от оптимального, в том числе режи-
мов с минимальными пропусками пара и потреблением энергии.
Обширные экспериментальные исследования работы натур-
ных ЧНД теплофикационных турбин мощностью от 6 до 60 МВт
(Т-6-35, ПТ-12-90/10 КТЗ, ПТ-25-90/10, ПТ-60-130 ЛМЗ, Т-50-130
УТМЗ и др.) были проведены БПИ и КирПИ на ряде элек-
тростанций [32, 73]. Режимы работы ЧНД изменялись в широ-
ком диапазоне за счет изменения как расхода пара, так и про-
тиводавления. В результате испытаний установлено, что
с уменьшением расхода пара и повышением противодавления
pz в конденсаторе мощность ЧНД и ее внутренний относитель-
ный к. п. д. значительно уменьшаются и начиная от некоторого
режима становятся отрицательными. Это может быть проиллю-
стрировано приведенными на рис. 5-8 и 5-9 результатами ис-
пытаний ЧНД турбины Т-50-130. Интенсивность снижения мощ-
ности и к. п. д. отсека существенно различна для разных
турбин. Это объясняется, с одной стороны, особенностями про-
точной части исследуемого отсека и обусловленными этим осо-
бенностями рабочего процесса, а с другой — конструктивными
особенностями поворотной диафрагмы (дроссельное или сопло-
вое парораспределение она реализует). При сопловом парорас-
пределении ЧНД выявлены режимы, при которых увеличение
степени открытия поворотной диафрагмы приводит к сниже-
нию мощности [73]. Согласно выполненной БПИ [32] обработке
результатов экспериментальных исследований турбин мощ-
ностью от 6 до 25 МВт с достаточной для практических целей
точностью (погрешность не превышает 3%) зависимость внут-
реннего относительного к. п. д. части низкого давления от ре-
жима работы может быть обобщена уравнением
То t — nSF' D —а — I)2}» (5-2)
Рис. 5-8. Зависимость мощности
ЧНД турбины Т-50-130 от дав-
ления в конденсаторе и расхода
пара:
а — при полностью открытой ре-
гулирующей диафрагме (ц=1)
1 — 0 = 32,8 кг/с; 2—0 = 21,2 кг/с; 3 —
6 = 15,4 кг/с; 4~ G = 6,9 кг/с; 5—G —
= 5,1 кг/с; 6 — 6 = 3,6 кг/с
б — при различной степени откры-
тия регулирующей диафрагмы Ц.
1 — и —0,05; 2 — ц = 0,07; 3 —ц=0,1;
4--jl=0,l3; 5 —ц=0,17
в — прн полностью закрытой ре-
гулирующей диафрагме (ц=0)
где г)Ог и Ло/ —значения внутреннего относительного к. п. д.
отсека при исследуемом и оптимальном режиме; х=
= (и/С0): (u/Co)0ptи/С0 и («/Co)opt — приведенные характеристи-
ческие отношения скоростей для ЧНД при исследуемом и оп-
тимальном режиме; а — постоянный для конкретного отсека ко-
эффициент, который зависит от числа ступеней и их конструк-
тивных особенностей (для исследованных отсеков а = 0,754-1,2).
Испытания БПИ проводились при работе ЧНД турбин на
перегретом паре. Поэтому формулой (5-2) не учитываются по-
тери от влажности пара при сравниваемых режимах, и их сле-
дует учитывать дополнительно. Отдельно следует учитывать
также потери от дросселирования в поворотной диафрагме. До-
пустимость экстраполяции формулы (5-2) для более мощных
теплофикационных турбин нуждается в дополнительном иссле-
довании.
Особо следует остановиться на режимах, при которых ЧНД
работает с потреблением мощности. Как следует из рис. 5-8,
в случае поддержания противодавления pz неизменным при
210
Рис. 5-9. Зависимость внутреннего относи-
тельного к. п. д. ЧНД турбины Т-50-130
от располагаемого перепада энтальпии Но
и степени открытия регулирующей диаф-
рагмы ц
А — расчетный режим; 1 — ц=0,05; 2 — ц=0,07;
3~ [1=0,1; 4—|Л-0,13; 5— [1=0,22: 6 — [1=0,27;
7 —ц=0,47; 8 — ц = 1
неко-
Gitp
снижении расхода пара до
торого критического уровня
мощность ЧНД становится равной
нулю. Дальнейшее уменьшение рас-
хода пара делает мощность ЧНД
отрицательной. При вакууме в кон-
денсаторе, близком к расчетному,
режимы потребления мощности на-
ступают при очень низких расходах
пара ЧНД, составляющих не более
нескольких процентов номинального. Такие условия работы
ЧНД характерны для режимов ТР. Для режимов ТПР харак-
терна работа ЧНД с переменным расходом пара G и сущест-
венно повышенным противодавлением pz- При этом, как следует
из рис. 5-8, для любого расхода пара существует определен-
ное противодавление рх. х, при котором мощность ЧНД стано-
вится равной нулю. При более высоких противодавлениях от-
сек работает с потреблением мощности. При полностью от-
крытой поворотной диафрагме (рис. 5-8, а) режим, при кото-
ром устанавливается Л/цид =0 (режим холостого хода ЧНД}
для всех кривых наступает примерно при одинаковых значе-
ниях Pz/G, т. е., по существу, при одном и том же значении
объемного расхода пара (Дс'г)хх- Заметим, что каждая из
представленных на рис. 5-8, а кривых, начиная от некоторого,
характерного для нее значения рг, совпадает с прямой линией
АВ. Это означает, что мощность, потребляемая ЧНД, перестает
зависеть от массового расхода пара, а определяется только его
плотностью. Началу таких режимов, названных режимами чи-
стой вентиляции, соответствует, как показано в работе [73], при
полностью открытой поворотной диафрагме и разных значениях
pz один и тот же объемный расход пара Gv2. Возникновение
режимов чистой вентиляции обусловлено развитием отрывных
явлений в корневой области последних ступеней [33]. С повы-
шением противодавления pz уменьшается объемный расход
пара Gv2 и все большая часть высоты лопаток оказывается за-
нятой отрывными течениями. Начиная с некоторого значения
pz отрыв захватывает практически всю высоту рабочих лопа-
ток и все участки ступеней перестают вырабатывать мощность.
Ступени в таких условиях подобно осевому компрессору, имею-
щему низкий к. п. д., перекачивают пар в выхлопной патрубок,
не производя полезной работы.
lit
Работа с частичным открытием регулирующей диафрагмы
(рис. 5-8, б) не меняет полученных принципиальных законо-
мерностей, но в этом случае отмечено более интенсивное изме-
нение мощности при G = idem с увеличением степени открытия
поворотной диафрагмы ц, т. е. с увеличением объемных рас-
ходов пара. Это можно объяснить усилением влияния проти-
водавления на располагаемый перепад энтальпии, скорость по-
тока, выходящего из поворотной диафрагмы, и на характер
обтекания паром лопаток первой ступени ЧНД.
Отмеченные выше принципиальные закономерности обнару-
жены при испытаниях для всех исследованных турбин. Полу-
ченные конкретные условия Перехода к режимам холостого
хода и чистой вентиляции для разных турбин заметно отлича-
ются [73]. При этом установлено, что переход к режимам по-
требления мощности и чистой вентиляции происходит неод-
новременно для всех ступеней отсека. При повышении проти-
водавления таких режимов достигает сначала последняя сту-
пень, затем предпоследняя и т. д.
Показатели тепловой экономичности теплофикационных
ПТУ. Принципиально эффективность теплофикационной ПТУ
может быть охарактеризована одним показателем [60] — пол-
ным к. п. д. ТЭЦ (называемым также коэффициентом исполь-
зования теплоты)
n = (M> + Q0T)/Q,
где М»— электрическая мощность; Q0T — количество теплоты,
отпущенной внешнему потребителю за единицу времени; Q —
количество теплоты, подведенной за единицу времени в котле
к рабочему телу, направляемому в турбину. Однако, хотя этот
показатель и не противоречит первому началу термодинамики,
его нельзя считать достаточно представительным потому, что
оба вида энергии отпускаются независимым потребителям,
вследствие чего возникает необходимость в оценке эффектив-
ности выработки каждого вида отпускаемой энергии.
Оба вида отпускаемой внешним потребителям энергии про-
изводятся за счет общего количества теплоты Q, подводимой
к рабочему телу в котле при сжигании топлива. Самый слож-
ный вопрос состоит в определении того, какая часть Q3 сум-
марного количества подведенной теплоты затрачена на произ-
водство электрической энергии и какая часть QT — на произ-
водство тепловой энергии. Само по себе такое разделение
условно. Строгого доказательства принцип такого разделения не
имеет и, по-виднмому, иметь не может из-за несопоставимости
тепловой и электрической энергии, так как эти виды энергии
не являются полностью взаимно превращаемыми друг в друга.
Поэтому применяемые принципы разделения общего количества
теплоты являются, по существу, результатом соглашения между
-специалистами. В свяви с эт*м имеются отличающиеся подходы
к формированию таких принципов.

Наибольшее распространение в нашей стране получил нор-
мативный метод [60, 66]. Согласно этому методу затраты на
производство тепловой энергии принимаются равными количе-
ству отпущенной теплоты с добавлением потерь, непосредст-
венно связанных с производством теплоты (потери в котле,
трубопроводах, подогревателях, затраты мощности на привод
сетевых насосов и т. п.). Затраты мощности на привод пита-
тельных насосов обычно относят к производству электрической
энергии. Все отмеченные выше потери, относимые при норма-
тивном методе к производству тепловой энергии, не связаны
с турбоустановкой. Поэтому, ограничиваясь рассмотрением ба-
ланса теплоты по машинному залу ТЭЦ, полагают, что потерь
при производстве тепловой энергии нет, т. е. Qt = Qot. Затраты
теплоты на производство электрической энергии будут Q8=Q—
—Оот, а удельный расход теплоты на производство электриче-
ской энергии
Q=(Q-Qot)W. (5-3)
Условно разделив в соответствии с формулой (5-1) общий
поток пара, входящий в турбину, иа конденсационный и тепло-
фикационный потоки, можно найти удельные расходы теплоты
на выработку электрической мощности этими потоками, соот-
ветственно равные <?к и <?т. Результирующий удельный расход
q определится выражением
+ (5-4)
4 N^ + NK V
Вторым показателем, характеризующим эффективность теп-
лофикационной ПТУ, согласно нормативному методу является
удельная мощность теплофикационного потока пара (удельная
выработка электроэнергии на тепловом потреблении)
Э = Ут/Зот- (5-5)
При использовании приведенной системы показателей измеиеиие эффек-
тивности турбоустаиовки не отражается иа экономичности выработки теп-
ловой энергии, а влияет только иа экономичность производства электроэнер-
гии. К производству электрической энергии относят весь выигрыш, полу-
чаемый от комбинированной выработки тепловой и электрической энергии.
Поэтому, даже несмотря иа некоторые дополнительные потери, обусловлен-
ные переходом к комбинированной выработке (например, относительное уве-
личение затрат мощности иа собственные нужды турбоустаиовки из-за уве-
личения расхода свежего пара) и отнесенные полностью к производству
электроэнергии, показатели тепловой экономичности производства электро-
энергии для ТЭЦ оказываются намного более высокими, чем при раздель-
ной выработке тепловой и электрической энергии. Наряду с этим как
в нашей стране, так и за рубежом ие прекращаются попытки формиро-
вания других принципов разделения затрат теплоты иа производство теп-
ловой и электрической энергии. Некоторые предложения основаны на ис-
пользовании эксергетических методов [63]. При этом затраты теплоты иа
производство электрической и тепловой энергии для турбоустаиовки, ра-
ботающей при режимах ТР или ТПР, соответственно равны
09 = Е3а — ЕтРу; Qt = Е^а + Ет₽у. (5-6)
где Еа — эксергия теплоты, преобразуемая в электроэнергию; Е? — эксергия
теплоты, отпускаемая тепловым потребителям; а — затраты химической
энергии топлива на выработку единицы эксергии теплоты свежего пара,
направляемого в турбину; у=а—1—затраты химической энергии топлива
иа производство анергии, сопутствующей выработке единицы эксергии теп-
лоты свежего пара; Р — относительная экономия затрат химической энергии
топлива иа выработку единицы эксергии теплоты пара, отпускаемого теп-
ловому потребителю, при переходе к комбинированному производству теп-
ловой и электрической энергии по сравнению с раздельным производством.
При известных значениях Q3 и QT тепловую экономичность ПТУ пред-
полагается оценивать двумя показателями: эксергетическим к. п. д. про-
изводства электроэнергии Це3 и эксергетическим к. п. д. производства теп-
ловой энергии T)eQ> соответственно равными
rfe=N/Q3-, ^-Qot/Ot- (5-7)
При этом
’ll = ’iXf’lo ikp'
где Tie? — эксергетический к. п. д. цикла выработки электроэнергии; t]<h —
внутренний относительный к. п. д. турбины; kp* — коэффициент, учитываю-
щий влияние системы РППВ. Эксергетический к. п. д. цикла, являющийся
своеобразным эквивалентом термическому к. п. д. цикла тр, использовав-
шемуся ранее (см. § 2-4), представляет собой эксергетический к. п. д. тур-
боустаиовки с идеальной турбиной:
= £э/<Ээ = (а -
где Ht — располагаемый перепад удельной эксергии для идеальной тур-
бины; et — удельная эксергия пара, направляемого тепловому потребителю.
Эксергетический к. п. д. производства тепловой энергии равен T]eQ=TieiQ (1+
+L), где Т1е/е — эксергетический к. п. д. выработки тепловой энергии в ПТУ
с идеальной турбиной; 1+L — коэффициент, учитывающий повышение эксер-
гии теплоты отбираемого пара, обусловленное потерями в проточной части
турбины (возврат теплоты в цикл). Значение t}aiQ определяется соотноше-
нием rirf = ET/QT = (а + Рт)-*.
Принципиально так же могут быть найдены значения эксергетических
к. п. д. для режимов ТК, ио при этом правая часть первого из уравнений
(5-6) дополняется слагаемым, учитывающим затраты химической энергии
топлива иа выработку электроэнергии конденсационным потоком пара.
Признавая право исследователей иа использование той или иной си-
стемы показателей, следует вместе с тем отметить, что разные системы
затрудняют сопоставление полученных данных. В особенности это надо
иметь в виду при различного рода технико-экономических обоснованиях и
расчетах, результаты которых могут в определенной мере изменяться в за-
висимости от того, как распределены затраты топлива и какова соответ-
ственно себестоимость производства каждого вида энергии. Поэтому, по
мнению автора, за исключением особых случаев, где возникает действи-
тельная необходимость в том или ином методе расчета из находящихся
в арсенале средств, которыми располагают специалисты, не следует отка-
зываться от принимаемых большинством специалистов нормативных пока-
зателей.
Остановимся дополнительно иа показателях <?т и qK, входя-
щих в уравнение (5-4), или на обратных им величинах к. п. д.
производства электрической энергии соответственно теплофика-
ционным (т|т) и конденсационным (цк) потоками. Общее коли-
чество теплоты Q, затраченное на генерацию пара, подведен-
ного к турбине, представим в виде суммы количеств теплоты
Qt и Qk, затрачиваемых на генерацию соответственно теплофи-
кационного и конденсационного потоков, так что Q=Qt+Qk.
214
Удельные расходы теплоты на производство электроэнергии
теплофикационным и конденсационным потоками пара соответ-
ственно равны
<7т = 1Л]т = (QT- Qot)/ATt; qK = 1/т]к = (MN*. (5-8)
Этими показателями (удельными расходами брутто) не уч-
тены затраты мощности на собственные нужды ТЭЦ.
Теплофикационный поток пара, вся энергия которого после
выхода из турбины в виде отпущенной теплоты Qот ИСПОЛЬЗУ"
ется тепловым потребителем, не имеет потерь энергии с паром,
уходящим в холодный источник. В установке с идеальной тур-
биной всё отнесенное к выработке электроэнергии этого по-
тока количество теплоты Qt—Qот полностью превращается в по-
лезную работу. При наличии потерь в турбине, учитываемых
для теплофикационного потока внутренним относительным
к. п. д. Цо< части высокого давления, не превращенная в по-
лезную работу часть тепловой энергии повышает на такую же
величину энергию пара, покидающего ЧВД, т. е. количество
отпущенной теплоты QOt. Таким образом, при любых режимах
работы теплофикационной ПТУ независимо от внутреннего от-
носительного к. п. д. части высокого давления t]0!- к. п. д. брутто
выработки электроэнергии теплофикационным потоком пара
т)т=1. На эту величину не влияет также коэффициент регенера-
ции для теплофикационного потока.
Тепловая экономичность производства электроэнергии кон-
денсационным потоком пара, характеризуемая удельным рас-
ходом теплоты <?к, значительно ниже тепловой экономичности
теплофикационного потока. Закономерности изменения удель-
ного расхода теплоты qK или к. п. д. т]к принципиально те же,
что для конденсационных турбин (см. гл. 2). Однако вследствие
взаимного влияния обоих потоков количественно эти величины
могут отличаться от аналогичных величин для конденсацион-
ных ПТУ. Это взаимное влияние, обусловленное изменением
режима работы системы РППВ при изменении теплофика-
ционного потока пара, приводит к тому, что зависимость
удельного расхода qK от конденсационного пропуска пара Gz
становится неоднозначной. Это подтверждают приведенные
на рис. 5-10 зависимости изменения удельного расхода теплоты
qK конденсационным потоком турбины Т-100-130 от расхода
Gz при различной тепловой нагрузке, характеризуемой расхо-
дом сетевой воды Gc и температурой обратной сетевой воды
Тобр [74]. Как следует из приведенных графиков, с повыше-
нием тепловой нагрузки теплофикационной ПТУ экономич-
ность конденсационного потока пара повышается. Особенно
большое влияние на нее оказывает температура обратной се-
тевой воды. Для большинства режимов по тепловой экономич-
ности выработка электроэнергии конденсационным потоком
пара уступает выработке электроэнергии аналогичными спе-
циализированными конденсационными ПТУ. Вместе с тем, как
215
Рис. 5-10. Характеристики тепловой
экономичности выработки электро-
энергии конденсационным потоком
пара- турбоустановки Т-100-130 при
различных тепловых нагрузках
следует из рис. 5-10, в опреде-
ленных диапазонах режимов
при малых Тобр и больших теп-
ловых нагрузках к. п. д. кон-
денсационного потока т|к=
= 1/<7к может достигать 41—
42 % и даже больше, т. е. пре-
восходить к. п. д. мощных
энергоблоков сверхкритиче-
ского давления. Это обстоя-
тельство не следует упускать
из вида при сопоставлении
тепловой экономичности элек-
тростанций разных типов
в конкретных условиях экс-
плуатации при распределении
нагрузок между ними.
5-2. СКОЛЬЗЯЩЕЕ НАЧАЛЬНОЕ ДАВЛЕНИЕ ПАРА
ДЛЯ ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ ПТУ
Термодинамические особенности работы теплофикационных
ПТУ при скользящем начальном давлении пара. Программа ре-
гулирования применительно к теплофикационному блоку вклю-
чает в себя подпрограммы регулирования рассматриваемых по-
одиночке внутренних параметров, в том числе начального дав-
ления пара.
Как правило, мощные теплофикационные турбины ТЭЦ вы-
полняются с сопловым парораспределением. Перспективной для
них, как и для конденсационных турбин, является комбиниро-
ванная подпрограмма регулирования начального давления пара
(см. § 3-3), сочетающая работу при постоянном давлении в об-
ласти больших расходов пара, при скользящем давлении в об-
ласти уменьшенных расходов и при постоянном давлении, рав-
ном минимальному допустимому по условиям надежности
котла, — при малых расходах пара (см. рис. 1-5, в).
В области больших расходов пара условия работы теплофи-
кационной ПТУ одинаковы при комбинированном регулирова-
нии начального давления свежего пара и при постоянном его
давлении. Поэтому проводимый ниже анализ ограничим проме-
жуточной из отмеченных областей режимов ПТУ. При этом со-
поставляемыми вариантами будут, с одной стороны, работа ПТУ
при постоянном давлении в области режимов, где реальное соп-
ловое парораспределение становится, по сути, дроссельным,
216
а с другой — работа той же ПТУ при скользящем давлении с не-
изменным положением регулирующих клапанов ЧВД, таким же,
как при режиме, соответствующем границе перехода от сопло-
вого парораспределения к дроссельному. В качестве точек от-
счета при сопоставлении работы теплофикационных ПТУ с по-
стоянным и скользящим давлением будут приняты показатели
тепловой экономичности при постоянном давлении. Тепловую
нагрузку Qqt будем принимать одинаковой для сопоставляемых
режимов.
Определяемый формулой (5-3) удельный расход теплоты на
выработку электроэнергии без учета затрат энергии на соб-
ственные нужды (брутто) </б и его относительное приращение
б<?б аналогично формулам (2-28) и (2-37) запишем в виде:
<7б = 9б/&р и 6<7б = й<7б—б&р, где <?б и 6<?б— соответственно удель-
ный расход теплоты установкой без РППВ и его относительное
приращение; kp — коэффициент регенерации, для теплофикаци-
онной ПТУ определяемый соотношением, аналогичным фор-
муле (2-30),
*Р = (1 - 2 - 2 М [ 1 - (Q' - Q)/(Q' - Qot)]-1,
причем р, и Xj — доли общего расхода пара, направляемого в /-й
сетевой подогреватель, и недоиспользованного перепада эн-
тальпии; Q' — количество теплоты, подводимой к рабочему телу
в цикле без регенеративного подогрева питательной воды.
Влияние kp принципиально не отличается от рассмотренного
в § 3-2 и может быть на основании полученных соотношений уч-
тено отдельно. Поэтому ограничимся анализом величины q&-
Для того чтобы более четко выявить принципиальные факторы,
влияющие на тепловую экономичность ПТУ, термодинамический
анализ проведем в предположении, что установка имеет одно-
ступенчатый подогрев сетевой воды. Принципиальные резуль-
таты анализа останутся справедливыми и для турбин с много-
ступенчатым подогревом сетевой воды. При одноступенчатом
подогреве QoT = GT(ia—ia)> где GT—расход отбираемого пара; ia
и i'a—энтальпии отбираемого пара и его конденсата. Мощно-
сти, вырабатываемые конденсационным и теплофикационным по-
токами, соответственно равны для турбины без промперегрева пара
yK = GK(t0—12) и 2VT = GT(t0—ta), а для турбины с промперегре-
вом пара jVK = GK(i0—ч + «п—G) и 2Vt = Gt(i0—h-Hn— Q- В этих
соотношениях i0 и iz—энтальпии пара перед турбиной и за нею;
й и tn—энтальпии пара при входе в промежуточный перегре-
ватель и выходе из него. Удельные расходы теплоты для конден-
сационного и теплофикационного циклов соответственно равны
qK = QJNK и qt = (Qt—Сот)Ж. Здесь QK и QT—количества тепло-
ты, затрачиваемые на выработку конденсационного и теплофика-
ционного потоков пара, причем для ПТУ без промперегрева
пара QK = GK (t0— i'z) и QT = GT(i0—i'a), а с ним QK = GK(io—l’z+
8 Заказ № 898
217
+ <7i) и QT = Gr(t0—ia + Qi)’ ?i = in — ii- Подставив полученные
значения qK и <?т в формулу (5-4), получим
<7б = -Ь а27т, (5-9)
где a\ = NK/N; a2=NT/N; at+a2=\.
Так как qT всегда меньше qK, увеличение доли мощности а2,
вырабатываемой теплофикационным потоком, уменьшает удель-
ный расход теплоты установкой в целом.
Из формулы (5-9) легко получить относительное отклоне-
ние удельного расхода теплоты
6<?б = + a20b28qT + а20 (Ь2 — ^) 8а. (5-10)
В этой формуле 8q6 = ^q6!q^ 8qK = \qJqK0; 8qT = \qT/qT0; 8a =
= Да2/а20 = <5УТ—8N; b^q^q^', 62 = wW индексом 0 отме-
чены значения величин в исходном варианте.
Формулы (5-9) и (5-10) дают право проводить раздельно
термодинамический анализ конденсационного и теплофикацион-
ного потоков. Цикл конденсационного потока принципиально не
отличается от аналогичного цикла конденсационной ПТУ. Ком-
бинированное регулирование для этого потока дает те же тер-
модинамические преимущества, что и для конденсационных бло-
ков. Относительное уменьшение удельного расхода теплоты этим
потоком 8qK, определяемое начальными и конечными парамет-
рами пара, тем больше, чем выше номинальное давление све-
жего пара, и увеличивается для турбин, имеющих промпере-
грев. Удельный расход теплоты с/т теплофикационным потоком
пара, как было показано выше, при всех режимах и способах
регулирования равен единице. При этом б^т = 0 и отсутствует
второе слагаемое в правой части формулы (5-10). Уменьшение
результирующего удельного расхода теплоты 8q'e от примене-
ния скользящего давления для таких турбин достигается ис-
ключительно за счет уменьшения удельного расхода теплоты
конденсационным потоком 8qK, учитываемого первым слагае-
мым в формуле (5-10). Коэффициент a10bi при нем, который
можно представить в виде «1061= П + (QT—Qot)/Qk]-1, всегда
меньше единицы, вследствие чего весь член по абсолют-
ному значению меньше 8qK. Третье слагаемое 020(61—Ь2)8а,
учитывающее перераспределение мощностей, вырабатываемых
теплофикационным и конденсационным потоками, для турбин
без промперегрева пара обычно несколько уменьшает выигрыш
от комбинированного регулирования. Это связано главным об-
разом с тем, что повышение к. п. д. конденсационного потока
увеличивает вырабатываемую им мощность, вследствие чего ве-
личина 6] при скользящем давлении оказывается большей, чем
при постоянном. С другой стороны, при скользящем давлении
процесс расширения пара смещается по is-диаграмме вправо
(см. рис. 3-7). При этом возрастает перепад энтальпии ЧВД
эа
турбины. В то же время возрастает энтальпия пара ia при входе
в сетевой подогреватель, вследствие чего при фиксированной
тепловой нагрузке Q0T уменьшается расход теплофикационным
потоком GT. Этот фактор оказывается превалирующим, в ре-
зультате чего при переходе к скользящему давлению снижается,
хотя и незначительно, мощность Nt, вырабатываемая теплофи-
кационным потоком. В результате отмеченного переходу от по-
стоянного давления к скользящему соответствуют отрицатель-
ные значения ба. Разность же Ь2—bi всегда положительна. Сле-
довательно, третье слагаемое в формуле (5-10) отрицательно.
Однако по абсолютному значению оно существенно меньше пер-
вого слагаемого, вследствие чего скользящее давление для теп-
лофикационных ПТУ без промперегрева уменьшает удельный
расход теплоты на выработку электроэнергии. Выигрыш при ре-
жимах с отборами пара меньше, чем при конденсационных ре-
жимах, и уменьшается с ростом тепловой нагрузки ввиду умень-
шения коэффициента al0 = NK/N при первом слагаемом.
Комбинированное регулирование для теплофикационных тур-
бин с промперегревом дает больший выигрыш в тепловой эконо-
мичности. Это связано прежде всего с большим, чем без пром-
перегрева, возрастанием к. п. д. конденсационного потока пара
благодаря более высоким номинальным параметрам пара и
большему возврату теплоты пару в промперегревателе (см.
§ 3-2). Удельный расход теплоты теплофикационным потоком qT
на всех режимах независимо от способа регулирования по-преж-
нему равен единице, так что б^т=0. Так как для турбин с пром-
перегревом при режимах с одинаковым расходом пара процессы
расширения пара в ЧНД не зависят от подпрограммы регулиро-
вания начального давления, то одной и той же тепловой на-
грузке Qot соответствуют одинаковые значения энтальпии 1п и
расхода GT отбираемого пара. Перепад энтальпии и мощность,
соответствующие теплофикационному потоку в ЧСД, одинаковы
для сравниваемых режимов. Мощность же, вырабатываемая
теплофикационным потоком в ЧВД, при скользящем давлении
оказывается большей из-за увеличения перепада энтальпии
этого отсека, что вызвано смещением вправо процесса расши-
рения по is-диаграмме. Следовательно, при переходе к скользя-
щему давлению у турбин с промперегревом возрастает мощ-
ность NT, вырабатываемая теплофикационным потоком пара.
Мощность, вырабатываемая в ЧВД конденсационным потоком,
при переходе к скользящему давлению увеличивается в той же
пропорции, что и для теплофикационного потока. Мощность же,
вырабатываемая конденсационным потоком в ЧСД и ЧНД, не
изменяется. Так как доля этой постоянной составляющей для
конденсационного потока значительно больше, чем для тепло-
фикационного, относительное изменение мощности первого из
потоков оказывается меньшим (6УК<6УТ)- Вследствие этого от-
носительное приращение мощности турбины 6N меньше 6УТ,
а следовательно, ба = бУт—6ЛГ>О. Одновременное увеличение
8*
219
первого и третьего слагаемых в формуле (5-10) предопределяет
больший итоговый, чем для ПТУ без промперегрева, выигрыш
в удельном расходе теплоты на выработку электроэнергии.
Выше было показано, что при переходе к скользящему дав-
лению для ПТУ с промперегревом пара увеличивается мощность
Nt, вырабатываемая теплофикационным потоком, а тепловая на-
грузка Qot остается неизменной. Это означает, что увеличива-
ется удельная выработка электроэнергии на тепловом потреб-
лении 3 = Nt/Q ОТ*
Приведенный выше термодинамический анализ не учитывал
возможного уменьшения затрат мощности на привод питатель-
ных насосов. Общие закономерности и пути использования этого
выигрыша остаются такими же, как для конденсационных ПТУ
(см. гл. 3).
Сравнение тепловой экономичности теплофикационных ПТУ
при различных подпрограммах регулирования начального дав-
ления. Выполненный выше в общем виде термодинамический
анализ, выявляющий общие качественные закономерности изме-
нения удельного расхода теплоты при переходе к скользящему
давлению, для количественной оценки его эффективности нуж-
дается в дополнении детальными расчетами тепловых балансов
применительно к конкретным агрегатам с тем, чтобы учесть их
особенности (характеристики регулирующих ступеней, пита-
тельных насосов и их приводов, особенности тепловых схем,
многоступенчатый подогрев сетевой воды и пр.). С этой целью
в ЛПИ были выполнены расчеты тепловой экономичности прак-
тически всех находящихся в эксплуатации теплофикационных
турбоустановок на 8,8; 12,7 и 23,5 МПа (Т-50-130, ПТ-60-90, ПТ-
60-130, Т-100-130, Т-250-240, Т-180-130, Т-175-130, ПТ-135-130
и др.). При расчетах принятые заводами-изготовителями тепло-
вые схемы ПТУ и конструкции турбин предполагались неизмен-
ными. Сравнение проводилось по удельному расходу теплоты
нетто q, причем из затрат на собственные нужды учитывались
лишь затраты мощности на привод питательных насосов. В ка-
честве базы для отсчета сравниваемых результатов принима-
лись значения q при постоянном давлении.
Ниже приведены в качестве примера результаты расчетов
тепловой экономичности турбоустановок Т-100-130 и Т-250-240.
Комбинированное регулирование уменьшает удельный расход
теплоты турбоустановкой Т-100-130 как на конденсационных ре-
жимах (К), так и на режимах ТК (рис. 5-11). Выигрыш сокра-
щается с увеличением тепловой нагрузки от 1,3% при конден-
сационном режиме до 0,6 % при больших тепловых нагрузках,
что подтверждает выводы термодинамического анализа.
На рис. 5-12 приведены результаты расчетов тепловой эконо-
мичности турбоустановки Т-250/300-240. В конденсационном ре-
жиме при половинной нагрузке блока выигрыш составляет
1,9%, а при нагрузке 30 % номинальной — 3,2 % • В режимах
ТК абсолютный выигрыш от применения комбинированного
220
Рис. 5-11. Относительное
уменьшение удельного рас-
хода теплоты турбоустанов-
кой Т-100-130 при скользя-
щем давлении в зависимо-
сти от расхода пара G и
тепловой нагрузки Qot
. - QOT = 0; 2 - QOT = 58 МВт;
—Оот = 81 МВт (двухступен-
чатый подогрев сетевой воды,
температура прямой и обрат-
ной сетевой воды 373 и 313 К)
Рис. 5-12. Абсолютное (Л<?) и относи-
тельное (б<?) уменьшение удельного
расхода теплоты турбоустановкой
Т-250/300-240 при комбинированном ре-
гулировании в зависимости от расхода
пара G и тепловой нагрузки Qot
/ — QOT=o; г-<20т=58 МВт’> 3~3от =
= 116 МВт; 4— QOT= 232 МВт
регулирования одинаков и не зависит от величины и характера
тепловой нагрузки. Относительный же выигрыш 8q возрастает
с ростом тепловой нагрузки. При половинном расходе пара вы-
игрыш достигает 2—2,5%, а при 30 % превышает 3—3,5%.
Приведенные расчетные результаты подтверждены экспери-
ментально на ряде ТЭЦ при переводе их на работу со скользя-
щим начальным давлением [7, 27, 54].
Теплофикационные полиблоки с параллельным соединением
турбоагрегатов. Большое число теплофикационных турбин без
промперегрева пара установлено на ТЭЦ неблочного типа. На
таких ТЭЦ комбинированное регулирование начального давле-
ния пара наиболее эффективно в сочетании с полиблочным
принципом работы, обоснование которого применительно к кон-
денсационным ПТУ было дано в § 3-4. На конденсационном ре-
жиме и режимах с малыми тепловыми нагрузками условия ра-
боты турбоустановок ТЭЦ принципиально не отличаются от рас-
смотренных в § 3-4. Применительно к областям таких нагрузок
рациональна та же стратегия ступенчатого ведения режимов
полиблока, что и для конденсационных агрегатов. При этом, вы-
водя тот или иной агрегат на холостой ход или на нагрузку соб-
ственных нужд, с него, естественно, следует снять и тепловую
нагрузку, перераспределив ее между оставшимися в работе аг-
регатами.
При больших тепловых нагрузках в режимах ТК возможно-
сти перераспределения последних между агрегатами ограни-
чены, что затрудняет применение ступенчатого принципа веде-
221
Рис. 5-13. Относительное уменьшение удель-
ного расхода теплоты на выработку элек-
троэнергии ТЭЦ с тремя турбинами
Т-100-130 от применения полиблочного
принципа при различной электрической
мощности N и тепловой нагрузке Q0T
Г —QOT=1200 ГДж/4’. 2- qoT=1000 ГДж/ч; 3-
QOT=880 ГДж/ч; 4-QOT=800 ГДж/ч; 5 - <?от=
= 600 ГДж/ч
ния режимов. В таком случае при расходах пара, меньших, чем
на границе перехода от соплового парораспределения к дрос-
сельному для всех агрегатов полиблока, основным способом его
регулирования становится скользящее начальное давление пара,
причем диапазон снижения давления значительно больше, чем
в рассмотренных выше случаях.
Приведенные на рис. 5-13 результаты расчетов, выполненных
применительно к ТЭЦ с тремя турбоустановками Т-100-130, по-
казывают, что практически при всех значениях суммарной элек-
трической мощности ТЭЦ, меньших 200—220 МВт, полиблоч-
ный принцип регулирования в сочетании с работой полиблока
при скользящем давлении приводит к снижению удельного рас-
хода теплоты на выработку электрической энергии 6q. Выигрыш
в тепловой экономичности, как и для одиночной турбины этого
же класса (см. рис. 5-11), тем больше, чем меньше тепловая на-
грузка ТЭЦ. Снижение удельного расхода теплоты на производ-
ство электроэнергии меняется от 0,8—1 % для больших тепло-
вых нагрузок в режимах ТК до 2—2,5 % при сравнительно не-
больших тепловых нагрузках.
Экспериментальная проверка полученных результатов была
проведена на полиблоке, состоявшем из двух барабанных котлов
производительностью по 500 т/ч, двух турбин Т-50-130 УТМЗ и
одной турбины ПТ-60-130 ЛМЗ [22]. Перевод полиблока на
скользящее давление проводился в два этапа. На первом этапе
мощность полиблока была снижена от исходной 155 МВт до
значения НО МВт при постоянном давлении прикрытием регу-
лирующих клапанов турбин. После этого этапа разгрузки все
турбины работали при режимах с полностью закрытыми
третьим и четвертым регулирующими клапанами и частично
прикрытыми первыми двумя клапанами. Потери от дросселиро-
вания во втором клапане каждой из турбин Т-50-130 составляли
2 МПа, а во втором клапане турбины ПТ-60-130—1 МПа. В глав-
ном паропроводе поддерживалось давление 13,5 МПа и темпе-
ратура 828 К.
На втором этапе полиблок переводился на скользящее дав-
ление при неизменном положении регулирующих органов по-
222
дачи топлива (мазут) и выведенном главном регуляторе давле-
ния пара. Плавным открытием регулирующих клапанов турбин
давление в главном паропроводе было снижено до 9,5 МПа.
Снижение давления свежего пара ограничивалось тем значе-
нием, ниже которого начиналось частичное открытие третьего
клапана турбины ПТ-60-130 под воздействием регулятора, под-
держивавшего заданное давление производственного отбора.
При этом режиме два первых клапана турбины ПТ-60-130 были
открыты практически полностью, а потери давления из-за дрос-
селирования во втором клапане каждой из турбин Т-50-130 со-
кратились до 0,6 МПа. Суммарная электрическая мощность всех
турбин полиблока на этом этапе возросла при неизменном под-
воде топлива на 4 МВт. На этом этапе удалось отключить один
питательный электронасос типа ПЭ-500-200, что сократило за-
траты на собственные нужды на 1500 кВт. В результате удель-
ный расход теплоты на выработку электроэнергии рассматри-
ваемой группой агрегатов уменьшился при исследованном ре-
жиме на 0,5%. Дополнительно примерно на 1% повысился
к. п. д. каждого из котлов вследствие снижения на 10 К темпе-
ратуры уходящих газов. При продолжительности таких режи-
мов 2000 ч в год годовая экономия условного топлива на один
полиблок составит примерно 5000 т.
Испытаниями установлено также, что снижение давления
пара дало возможность понизить паропроизводительность уста-
новленных на ТЭЦ барабанных котлов до 160 т/ч, что сущест-
венно ниже имевшегося ранее технического минимума. Это до-
стигнуто в результате улучшения циркуляции при пониженном
давлении. Возможность снижения нагрузки технического мини-
мума при переходе к скользящему давлению, конечно, должна
быть проверена расчетным путем и экспериментально для каж-
дого типа котлов с естественной циркуляцией.
Опытно-промышленная эксплуатация в течение нескольких
лет теплоэнергетического оборудования ТЭЦ с полиблочным
принципом работы, сочетающимся с комбинированным регули-
рованием, выявила надежность оборудования и эффективность
его работы.
Полиблочный принцип регулирования тепловой нагрузки.
Дополнительное повышение эффективности теплофикационных
ПТУ при полиблочном принципе может быть связано с последо-
вательным подогревом сетевой воды в подогревателях несколь-
ких турбоустановок (рис. 5-14, а). Заметим, что такая схема
включения сетевых подогревателей может быть эффективно при-
менена также для теплофикационных блоков. Выбрав разные
давления отбираемого пара для обеих турбин, можно за счет
большего числа ступеней подогрева сетевой воды и оптимиза-
ции подогрева в каждой ступени добиться увеличения удельной
выработки электроэнергии полиблока в целом на тепловом по-
треблении (рис. 5-14, б). Как показывают результаты исследо-
ваний, выполненных В. В. Ванчиковым в ЛПИ, приведенная
223
Рис. 5-14. Последовательный подогрев сетевой воды отборным паром раз-
личных турбин: а — схема включения сетевых подогревателей; б — относи-
тельное приращение удельной выработки электроэнергии на тепловом потреб-
лении 63, в зависимости от температуры наружного воздуха
схема обладает определенными преимуществами при перемен-
ных режимах, обладая большей гибкостью благодаря незави-
симому регулированию отборов каждой турбины и позволяя за
счет этого сохранить в широком диапазоне режимов близкое
к оптимальному распределение подогревов сетевой воды между
отдельными подогревателями. Преимущества полиблочного ре-
гулирования тепловой нагрузки сохраняются также в режимах
ТР и ТПР. Если при переходе к полиблочному регулированию
тепловой нагрузки сохранены те же сетевые подогреватели, что
были ранее, то положительный эффект существенно сократится
из-за увеличения гидравлических сопротивлений при пропуске
общей массы сетевой воды через каждый подогреватель. Наи-
больший эффект может быть достигнут при параллельной уста-
новке дополнительных подогревателей или применении спе-
циальных сетевых подогревателей с большей поверхностью
нагрева. Согласно данным УТМЗ [6] наибольший эффект рас-
сматриваемая схема включения сетевых подогревателей может
дать, если в полиблоке объединены разнотипные турбины.
Своеобразный вариант полиблочного регулирования тепло-
вой нагрузки применен БПИ [10] при модернизации конденсаци-
онных электростанций с целью перевода их на комбинированное
производство тепловой и электрической энергии. Весь поток се-
тевой воды на таких станциях после модернизации их по ме-
тоду БПИ последовательно проходил конденсаторы нескольких,
турбин, в которых поддерживались различные противодавления.
Полиблоки с последовательным соединением турбоагрегате».
Предвключенные головные турбины (см. рис. 3-22) применя-
ются не только на конденсационных электростанциях, но и иа
ТЭЦ в сочетании с различными типами хвостовых агрегатов.
Для таких ТЭЦ может быть эффективно использован полиблоч-
ный принцип (см. § 3-4), при котором в зависимости от того,
какой тип парораспределения (дроссельное или сопловое)

Рис, 5-15. Изменение удельных рас-
ходов теплоты на производство
электроэнергии по группе агрегатов
при различных подпрограммах регу-
лирования давления пара перед го-
ловной турбиной и за нею
1 — постоянное давление при индивиду-
альном регулировании агрегатов; 2 —
скользящее давление перед головной тур-
биной и за нею при полиблочиом регу-
лировании; — относительное снижение
удельного расхода теплоты при переходе
к полиблочиому регулированию
имеют хвостовые турбины, для них применяется подпрограмма
регулирования скользящим давлением в коллекторе после го-
ловных турбин или комбинированная подпрограмма регулиро-
вания давления в том же коллекторе. Для головных турбин,
выполняемых обычно с сопловым парораспределением, рацио-
нальна комбинированная подпрограмма регулирования началь-
ного давления.
Преимущества рассматриваемого варианта полиблоков под-
тверждены в процессе проведенных ЛПИ испытаний и несколь-
ких лет опытной эксплуатации комплекса, включавшего в себя
турбоустановки Р-12-90/31 и П-50-29/6, а также в процессе вы-
полненных ЛПИ испытаний еще двух комплексов. В состав од-
ного из них входила предвключенная турбина Р-25-90/31 с хвос-
товым полиблоком, состоявшим из двух турбин Т-25-29, одной
турбины К-34-29 и одной турбины К‘25-29, в состав другого —
предвключенная турбина Р-25-90/31 и две хвостовые турбины
Т-25-29 [22]. Практически при всех режимах этих комплексов по-
либлочный принцип, сочетавшийся с оптимальными подпрограм-
мами регулирования давления пара перед головными турбинами
и за ними, дал значительное сокращение удельного расхода теп-
лоты 6q на производство электроэнергии (рис. 5-15). Выигрыш
несколько снижался с увеличением тепловой нагрузки, особенно
производственных отборов пара. Максимальный выигрыш
в удельном расходе теплоты 8q в ряде режимов достигал 8—
16%. Минимальное противодавление за головной турбиной при
исследованных режимах для первого из полиблоков составляло
1,2 МПа. При этом максимальный перепад давлений на послед-
ней ступени головной турбины не превышал 0,25 МПа (при ус-
тавке защиты 0,5 МПа) при всех режимах работы и практиче-
ски не изменялся при понижении противодавления с неизмен-
ным расходом пара головной турбиной. Годовая экономия ус-
ловного топлива на один полиблок составила 2500 т.
При работе со скользящим противодавлением за головной
турбиной снижение давления сопровождается некоторым пони-
жением температуры пара, а процесс расширения проходит на
is-диаграмме несколько правее процесса при номинальном ре-
жиме. В некоторых случаях к паровому коллектору среднего
225
давления после головных турбин подключены производственные
потребители пара. Это заставляет ограничивать диапазон сни-
жения противодавления за головными турбинами. В частности,
в рассмотренных выше испытаниях для двух последних поли-
блоков снижение противодавления ограничивалось значением
2 МПа. В отдельных случаях может оказаться целесообразным
увеличение проходных сечений клапанов РОУ, через которые
подается пар к производственным потребителям, с тем, чтобы,
уменьшив дросселирование, расширить диапазон снижения про-
тиводавления без нарушения снабжения потребителей тепловой
энергии.
Режим скользящего противодавления за головной турбиной
может быть особенно эффективным в весенне-летний период при
отключенных котлах среднего давления, а также в осенне-лет-
ний период при полном или частичном отключении котлов сред-
него давления на ночь. В последнем случае подключение котлов
среднего давления к паропроводу после ночной остановки су-
щественно улучшается, так как давление и температура пара
перед хвостовыми турбинами ниже номинальных и близки к па-
раметрам пара за подключаемым котлом.
Приведенные выше результаты позволяют сделать вывод,
что комбинированная подпрограмма регулирования начального
давления пара существенно повышает тепловую экономичность
и улучшает маневренные характеристики как теплофикацион-
ных энергоблоков, так и агрегатов неблочного типа. В послед-
нем случае эффективно полиблочное регулирование. К настоя-
щему времени на ряде ТЭЦ как с энергоблоками, так и с поли-
блоками различного типа [22, 27, 54] в течение нескольких лег
накоплен положительный опыт эксплуатации турбоагрегатов
при комбинированном регулировании. Этот опыт подтвердил вы-
сокую эффективность и надежность работы оборудования ТЭЦ.
Исследования ЛПИ показали, что область рационального ком-
бинированного регулирования охватывает практически все пер-
спективные, выпускаемые в настоящее время и ранее выпущен-
ные теплофикационные турбины. Комбинированное регулирова-
ние целесообразно предусматривать также при модернизации
ранее выпущенных конденсационных турбин с организацией на
них теплофикационных отборов пара.
Влажнопаровые теплофикационные турбоустановки. Тепло-
фикационные влажнопаровые турбины предназначены в основ-
ном для работы при режимах К и ТК (см. § 5-1). При режи-
мах К условия работы турбоустановок принципиально не отли-
чаются от условий работы рассмотренных выше ВПТУ (см.
§ 4-2). На эту область режимов могут быть распространены ре-
зультаты описанных выше исследований тепловой экономично-
сти конденсационных ВПТУ.
Для конденсационного потока при режимах ТК остаются
справедливыми те же принципиальные результаты, что были по-
лучены выше для конденсационных ВПТУ. При этом, безус-
226
ловно, необходимо учитывать обратное влияние теплофикацион-
ного потока на конденсационный, связанное с тем, что измене-
ние теплофикационной мощности Л/т изменяет давления в каме-
рах регенеративных отборов и отбора к первой ступени промпе-
регрева, а при скользящем давлении — также давление свежего
пара. Вследствие этого одному и тому же конденсационному по-
току при разных значениях расхода теплофикационного потока
<?т будут соответствовать различные значения коэффициентов
k„, kc, ki и k{l, учитывающих влияние системы РППВ, внешней
сепарации и промперегрева на тепловую экономичность выра-
ботки электроэнергии конденсационным потоком пара.
Выполненные в ЛПИ с использованием ЭВМ расчеты пока-
зывают, что скользящее давление позволяет снизить удельные
расходы теплоты на выработку электроэнергии в широком ди-
апазоне изменения как электрических, так и тепловых нагрузок.
Определенным минусом скользящего давления для теплофика-
ционных ВПТУ является уменьшение удельной выработки элек-
троэнергии на тепловом потреблении, обусловленное тем, что
при переходе к скользящему давлению из-за снижения темпе-
ратуры промперегрева пара уменьшается перепад энтальпии
группы ступеней между СПП и камерами отопительных отбо-
ров. Это уменьшает мощность теплофикационного потока. Для
компенсации этой недовыработки необходимо эквивалентное
увеличение выработки электроэнергии конденсационным пото-
ком. Как показывают выполненные исследования, даже с учетом
этого в широком диапазоне режимов скользящее давление обес-
печивает повышение результирующей тепловой экономичности.
Приведенные выше результаты свидетельствуют о больших
выгодах, которые может дать применение скользящего давления
для конденсационных и теплофикационных влажнопаровых тур-
боустановок. Необходима координация усилий организаций, за-
нимающихся этой проблемой, что позволит обеспечить широкое
практическое использование этого прогрессивного способа регу-
лирования.
5-3. ПУТИ ПОВЫШЕНИЯ МАНЕВРЕННОСТИ
ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ ТУРБОУСТАНОВОК
ПРИ БОЛЬШИХ ТЕПЛОВЫХ НАГРУЗКАХ
Уменьшение мощности, вырабатываемой конденсационным
потоком. Как было показано в гл. 1, на предстоящем этапе энер-
гетики большую актуальнцсть приобретает задача привлечения
ТЭЦ к регулированию графиков нагрузок в энергосистемах.
В режимах К и ТК турбоагрегаты работают с конденсационным
пропуском пара. Поскольку выработка электроэнергии конден-
сационным потоком пара менее экономична, чем выработка на
тепловом потреблении, при работе в таких режимах рента-
бельна разгрузка агрегатов ТЭЦ за счет сокращения конденса-
ционного потока. Такую разгрузку, как следует из § 5-2, целесо-
227
образно проводить при комбинированной подпрограмме регули-
рования давления свежего пара.
В зимний период многие агрегаты ТЭЦ работают в режимах
ТР и ТПР практически без конденсационного пропуска пара.
Традиционно считается, что в таких режимах электрическая
мощность не может быть изменена без изменения количества
отпущенной теплоты, т. е. высокая тепловая экономичность до-
стигается ценой резкого ухудшения маневренных качеств тур-
бины. Поэтому центральным во всей проблеме повышения ма-
невренности ТЭЦ является вопрос, как получить хотя бы огра-
ниченный диапазон маневрирования электрической мощностью
в режимах ТР и ТПР и близких к ним.
Получение пиковой мощности. Максимальный расход пара
ЧВД теплофикационной турбины соответствует режиму с мак-
симальной тепловой нагрузкой Q™ax, а максимальный расход
пара ЧНД — конденсационному режиму. Это позволяет, сохра-
няя максимальный расход пара ЧВД и уменьшая тепловую на-
грузку на величину AQ0T с тем, чтобы таким путем увеличить
пропуск пара через ЧНД, получить дополнительную мощность
МдОП сверх номинальной мощности турбины. Диапазон режимов
работы теплофикационной турбины с электрической мощностью,
превышающей номинальную, определяется диаграммой пере-
максимальной достижимой
Рис. 5-16. Характеристики турбины Т-100-130 прн выработке дополнительной
мощности Лдоп сверх номинальной: а—диаграмма перегрузки; б — зависи-
мость дополнительной мощности от снижения тепловой нагрузки; в — удель-
ный расход теплоты на выработку дополнительной электроэнергии
228
мощности турбины N от тепловой нагрузки Qot при максималь-
ном расходе пара ЧВД для разных значений температуры пря-
мой сетевой воды Тс характеризуется на этой диаграмме семей-
ством ограничительных линий АВ, AiB[ и т. п.
Дополнительная мощность может быть получена также при
работе турбины в конденсационном режиме, если, сохраняя мак-
симальный расход пара ЧНД, увеличивать тепловую нагрузку
Qot до тех пор, пока расход пара ЧВД не достигнет максималь-
ного. Зависимости получаемой при этом мощности турбины N
от тепловой нагрузки для различных значений Тс дает второе
семейство ограничительных линий ВС, BtC; и т. д. на диаграмме
перегрузки. Линии АВ и ВС, AtBi и B\CV пересекаются в точках
В, В\,..., соответствующих одновременным максимальным рас-
ходам ЧВД и ЧНД. Следует учитывать, что верхнее семейство
ограничивающих линий имеется только для турбин номиналь-
ной мощностью до 100 МВт. Более мощные теплофикационные
турбины имеют максимальную конденсационную мощность, со-
ответствующую полной пропускной способности ЧВД, и для них
нет ограничений максимальной мощности, устанавливаемых,
максимальным регулируемым отбором. Третье ограничение, со-
ответствующее линии EF на рис. 5-16, а, определяется макси-
мальной мощностью генератора. В соответствии с задачами на-
стоящего параграфа ограничимся рассмотрением способа полу-
чения дополнительной мощности за счет уменьшения тепловой
нагрузки, считая за исходный режим с максимальным пропус-
ком пара ЧВД и максимальной тепловой нагрузкой QOT [6].
Тепловая нагрузка отопительных отборов QOT может быть
уменьшена на величину AQ0T двумя способами: уменьшением
температуры прямой сетевой воды Тс при неизменном пропуске
сетевой воды Gc через подогреватели или уменьшением расхода
сетевой воды Gc сетевыми подогревателями путем направления
части ее в обвод подогревателей при неизменной температуре
Тс. Получаемая при этом дополнительная мощность определя-
ется соответственно характеристиками ОЬ и Ос на рис. 5-16, б.
Как следует из приведенного графика, уменьшение тепловой на-
грузки при пропуске всей сетевой воды через сетевые подогре-
ватели (сплошные линии) дает большую дополнительную мощ-
ность, чем равное уменьшение тепловой нагрузки обводом сете-
вых подогревателей (штрих-пунктирная линия). При снижении
тепловой нагрузки до определенного значения, соответствую-
щего точке b в первом случае и точке с во втором, поворотная
диафрагма оказывается полностью открытой. Расход пара ЧНД,
определяемый давлением в камере нижнего отбора, при режи-
мах, соответствующих точкам b и с, меньше максимального. На-
чиная от этих режимов, дальнейшее увеличение расхода пара
ЧНД возможно лишь за счет естественного повышения давле-
ния в камере регулируемого отбора (ЕПД). Снижение тепловой
нагрузки в режимах ЕПД возможно лишь путем обвода сете-
вых подогревателей. При снижении тепловой нагрузки достига-
229
ется дополнительное приращение мощности, определяемое соот-
ветственно отрезками bd и cd на рис. 5-16, б. Максимальная до-
полнительная мощность Naon ограничена здесь линией EF, соот-
ветствующей предельной мощности генератора.
Дополнительная мощность, получаемая за счет снижения
тепловой нагрузки на величину AQ0T, оказывается тем большей,
чем ниже температура наружного воздуха Тн. в и выше коэффи-
циент теплофикации аТЭц (линии ОЬ и Оа на рис. 5-16, б, соот-
ветствующие различным аТЭц). Безусловно, тепловая нагрузка
AQot, на которую была сокращена выработка тепловой энергия
основными сетевыми подогревателями при производстве допол-
нительной мощности, должна быть выработана посторонними
источниками, например пиковыми водогрейными котлами
(ПВК). Если считать, что при получении дополнительной мощ-
ности номинальная мощность вырабатывается с той же тепло-
вой экономичностью, что была до начала снижения тепловой на-
грузки, а все снижение тепловой экономичности турбоустановки
отнести к выработке дополнительной мощности, то можно найти
удельный расход теплоты на
выработку дополнительной
МОЩНОСТИ <7доп = Д(?доп/^доп,
где Д(?доп — дополнительный
расход теплоты по сравнению
с его значением при исходном
режиме. Как следует из рис.
5-16, в, дополнительная мощ-
ность вырабатывается с весь-
ма низкой тепловой экономич-
ностью. Здесь, как и на
рис. 5-16, б, сплошные линии
соответствуют пропуску всей
сетевой воды через сетевые
подогреватели, а штрих-пунк-
тирная линия — направлению
Рис. 5-17. График тепловой на- Рие- Зависимость тепловой на-
грузки ТЭЦ за отопительный се- грузки Q н предельного достижимого
зон относительного уменьшения мощно-
сти &N теплофикационной турбоус-
тановкн от температуры наружного
воздуха Тв. я
230
части ее в обвод. Однако, как показывают исследования ЦКТИ
[14], даже при низкой тепловой экономичности использование
получаемой практически без капитальных затрат дополнитель-
ной мощности оказывается вполне рентабельным до 1000 ч в год.
Уменьшение мощности турбины с частичной передачей теп-
ловой нагрузки на ПВК. Самый прямой путь уменьшения элек-
трической мощности теплофикационной турбины при ее работе
в режимах ТР и ТПР связан с принудительным уменьшением
тепловой нагрузки до того значения, которое соответствует тре-
буемому уровню разгрузки турбины. Недовыработанное тепло-
фикационной ПТУ количество тепловой энергии должно быть
восполнено посторонними (замещающими) источниками тепло-
вой энергии. Задача в некоторой мере облегчается тем, что, как
показано в § 5-1, минимумы суточных графиков тепловых и
электрических нагрузок совпадают с ночными часами, хотя ноч-
ной провал тепловой нагрузки начинается несколько позднее,
чем провал электрической нагрузки. Вследствие этого при сни-
жении электрической мощности уменьшается недовыработка
тепловой энергии. Однако отмеченное обстоятельство не может
в полной мере устранить необходимость в выработке части теп-
ловой энергии замещающими источниками.
При проектировании ТЭЦ по технико-экономическим сообра-
жениям максимальная расчетная тепловая энергия Q™3*, выра-
батываемая за счет пара отопительных отборов, обычно прини-
мается меньшей максимума сезонной тепловой нагрузки стан-
ции фтэц (рис. 5-17), т. е. коэффициент теплофикации атэц =
= С2отах/<2тэц <1- Недостающая часть тепловой нагрузки Q„ вы-
рабатывается замещающими источниками. Чаще всего для этой
цели используют [66] пиковые водогрейные котлы (см. рис. 5-4)..
Большую часть года (время, соответствующее отрезку оси абс-
цисс под кривой cdk на рис. 5-17), когда требуемое количество,
отпускаемой теплоты не превосходит Q™ax> замещающие источ-
ники тепловой энергии выключены и вся выработка произво-
дится за счет пара отопительных отборов. В нормальных усло-
виях эксплуатации пиковые водогрейные котлы находятся
в работе сравнительно небольшую часть года, определяемую от-
резком оси абсцисс под кривой Ъс. Хотя максимальная их произ-
водительность Q”ax достигает 50 % максимальной тепловой на-
грузки ТЭЦ, общее количество отпущенной ими за год тепловой
энергии W— Qndt, равное площади abc на рис, 5-17, состав-
о
ляет обычно не более 15—18 % общего годового отпуска ТЭЦ,
равного площади Obcdkl. Основная часть отпущенной теплоты
Ч
Wm = $ Qojdt, равная заштрихованной площади Oacdkl, выра-
о
батывается паром отопительных отборов. В приведенных соот-
ношениях /с и ti представляют собой абсциссы точек с и I. Рас-
231
четная зависимость тепловой нагрузки Q от температуры на-
ружного воздуха Гн. в, связанной с продолжительностью отопи-
тельного периода, для климатических условий г. Москвы при
коэффициенте теплофикации атэц=0,5 приведена на рис. 5-18.
Площадь abc на этом графике численно равна количеству теп-
лоты, производимой ПВК, а площадь bcdeO — количеству теп-
лоты, получаемой за счет отбора пара из турбины.
Подавляющую часть времени, когда ПТУ работает с боль-
шими нагрузками отопительных отборов, ПВК. работает с ча-
стичными тепловыми нагрузками или остановлен совсем. При
этом он может быть использован в ночные часы для выработки
той части тепловой нагрузки, которая недовыработана сетевыми
подогревателями ПТУ при принудительной разгрузке турбины.
Как следует из приведенного графика, при температурах наруж-
ного воздуха 7’н.в>Т11 чему соответствует />/], вся тепловая
нагрузка может быть покрыта основными сетевыми подогрева-
телями турбины без использования ПВК- Так как максималь-
ная производительность пвк при аТЭц=0,5 равна максималь-
ной тепловой нагрузке, покрываемой паром из отборов турбины,
принципиально возможна передача всей тепловой нагрузки тур-
бины на ПВК, и в этот период глубина разгрузки турбины не
ограничивается характеристиками ПВК- Отмеченным режимам
на рис. 5-18 соответствует отрезок aibt кривой 1. Однако в крат-
ковременные периоды, когда температура наружного воздуха
низка, а ПВК круглосуточно работает с тепловыми нагрузками,
близкими к максимальным, возможности компенсации недовы-
работки тепловой энергии основными сетевыми подогревателями
за счет ПВК становятся ограниченными и в этот период манев-
ренность турбоустановок ТЭЦ за счет передачи части тепловой
нагрузки на ПВК существенно уменьшается [56]. При Тк. в<7’)
определенная часть тепловой нагрузки в нормальных условиях
работы ТЭЦ вырабатывается ПВК.. В таком случае на ПВК
может быть передана лишь часть тепловой нагрузки отопитель-
ных отборов, характеризуемая для одного из режимов отрезком
Q&bk на рис. 5-18. Вследствие этого тепловая нагрузка основ-
ных подогревателей может быть уменьшена при таких темпера-
турах наружного воздуха лишь до значений характеризуе-
мых кривой bti на рис. 5-18. При этом электрическая мощность
не может быть снижена более чем на величину ДЛГ, определяе-
мую линией Ой]. Эта линия характеризует ограничение глубины
разгрузки турбины при данном способе, обусловленное режи-
мами работы ПВК- С повышением атэц возможности разгрузки
за счет ПВК уменьшаются (кривая Г на рис. 5-18).
Другой фактор, ограничивающий глубину разгрузки при дан-
ном способе, — механическая прочность ступеней предотборного
и промежуточного отсеков турбины. Напряжения в ступенях оп-
ределяются в основном объемным расходом пара. Максимальный
допустимый объемный расход соответствует минимальному, раз-
,232
Рис. 5-19. Взаимосвязь между дав-
лением ра в камере регулируемого
отбора и температурой наружного
воздуха Гн. в (линия 1) и зависи-
мость относительной глубины сни-
жения мощности 6N теплофикацион-
ной турбины, работающей в режи-
мах ТР и ТПР, при постоянной теп-
ловой нагрузке (2—5) от давления
2 — турбина Т-250/300-240; 3 — турбина
Т-!0Р-13О; 4 — турбина Р-28-29/1,2 (во всех
трех случаях разгрузка методом скользя-
щего противодавления); 5 — турбина
Т-25-90 (разгрузка прикрытием поворот-
ной диафрагмы)
Рис. 5-20. Зависимость количества
теплоты Сот, отпущенной сетевыми
подогревателями, п относительного
удельного расхода теплоты на про-
изводство электроэнергии ср, от мощ-
ности турбины
решенному заводом-изготовителем давлению в камере регули-
руемого отбора. Для большинства теплофикационных турбин
УТМЗ определено минимальное давление в камерах верхнего и
нижнего отборов, соответственно 0,059 и 0,049 МПа. Изменение
давления в камере регулируемого отбора в зависимости от тем-
пературы наружного воздуха за год при аТЭц=0,5 и максималь-
ном количестве теплоты, производимом паром из отборов, соот-
ветствует кривой 1 на рис. 5-19. При снижении расхода пара
турбиной давление в отборе уменьшается и при некотором рас-
ходе достигает минимального допустимого уровня. Этим опреде-
ляется предельная глубина разгрузки, характеризуемая кри-
вой 2 на рис. 5-18. Как следует из этой кривой, с повышением
температуры наружного воздуха за счет этого ограничения воз-
можная глубина разгрузки существенно сокращается, а при
Тн.в>Т2 разгрузка турбины при сохранении ее работы по теп-
ловому графику путем передачи части тепловой нагрузки на
ПВК становится вообще невозможной. При разгрузке в таких
условиях вынужденным решением оказывается открытие пово-
ротной диафрагмы и перевод турбины на работу со значитель-
ным конденсационным пропуском пара и передачей большей
части тепловой нагрузки на ПВК- Переход к таким режимам
связан с резким увеличением удельных расходов теплоты на вы-
233
работку электроэнергии. Примером может служить приведенная
на рис. 5-20 экспериментальная зависимость удельного расхода
теплоты на выработку электроэнергии q3 от мощности турбоус-
тановки Т-250/300-240, снятая при Тл. в = 270 К и номинальном
расходе сетевой воды. Скачкообразное изменение q3 на 10 %
при М=190 МВт соответствует достижению в верхнем регули-
руемом отборе минимального допустимого давления 0,059 МПа,
отключению охлаждающего устройства ЦНД и переходу на од-
ноступенчатый подогрев сетевой воды. При N= 165 МВт давле-
ние в нижнем отборе достигает минимального допустимого
значения 0,049 МПа. Для дальнейшего снижения мощности при-
ходится открывать диафрагму и переходить к свободному рас-
пределениюпара между сетевым подогревателем и ЦНД,что свя-
зано с резким уменьшением Q0T (штрих-пунктирная линия на
рис. 5-20) и ведет к резкому повышению q3 (штриховая линия
на рис. 5-20).
Передача части тепловой нагрузки на ПВК связана с умень-
шением паропроизводительности основного котла. Однако со-
временные энергетические котлы имеют ограничения по мини-
мальной паропроизводительности, обусловленные режимами как
собственно котла, так и питательного турбонасоса. Для газома-
зутных котлов минимальная паропроизводительность обычно со-
ставляет 50—70 % номинальной, а для пылеугольных — 70—
80%. Этим определяется третье ограничение на глубину раз-
грузки, характеризуемое соответственно линиями 3 для газома-
зутных и 3' для пылеугольных котлов (см. рис. 5-18).
Из приведенных графиков следует, что каждому периоду ра-
боты агрегатов ТЭЦ соответствует свое ограничение глубины
разгрузки, определяемое линиями ОсаМз и Ос^г соответственна
для блоков с пылеугольными и газомазутными котлами. В одном,
из опытов, проведенных совместно ЛПИ и Мосэнерго [56], при
Тн. в=270 К и расходе сетевой воды 2860 кг/с на энергоблоке-
с турбиной Т-250/300-240 удалось достичь снижения электри-
ческой мощности за счет передачи тепловой нагрузки на ПВК
без перехода к одноступенчатому подогреву и отключения ох-
лаждающего устройства ЦНД от 260 лишь до 236 МВт.
Таким образом, рассматриваемый способ разгрузки практи-
чески в течение всего отопительного периода связан с весьма
существенными ограничениями. Максимальная глубина раз-
грузки, достигаемая к тому же в течение лишь небольшой части
отопительного сезона, не превышает при этом 25—30 % номи-
нальной мощности. На протяжении же большей части отопи-
тельного периода глубина разгрузки без перехода к свободному
парораспределению с открытием поворотной диафрагмы сущест-
венно меньше этого значения.
Дополнительные сетевые подогреватели. Один из путей по-
вышения маневренных свойств действующих и вновь проекти-
руемых ТЭЦ — применение схемы с дополнительным сетевым
234
Рис. 5-21. Принципиальная теп-
ловая схема теплофикационной
ГПУ с дополнительным сетевым
подогревателем
РОУ — редукционно - охладительная
установка; К — котел; Т — турбина;
Д — деаэратор; » ПВД — подогреватели
высокого давления; ПНД — подогре-
ватели низкого давления; ОСП — ос-
новные сетевые подогреватели; ДСП —
долвлиительный сетевой подогрева-
тель; Г — генератор
подогревателем [55]. На
рис. 5-21 приведена такая
схема применительно к теп-
лофикационным ПТУ с
промперегревом пара. Раз-
грузка турбины произво-
дится уменьшением расхода пара ЦВД. Для компенсации сни-
жения тепловой нагрузки основными сетевыми подогревате-
лями при уменьшении мощности турбины включается дополни-
тельный сетевой подогреватель (ДСП), питаемый через РОУ
паром из горячей линии промперегрева. Для охлаждения про-
межуточного пароперегревателя при таких режимах преду-
смотрена подача свежего пара в обвод ЦВД турбины через
РОУ в холодную линию промперегрева. Рассматриваемая
схема представляет собой своеобразный вариант рассмотрен-
ного в § 2-6 принципа двойного обводного парораспределения
(см. рис. 2-31). При использовании рассматриваемой схемы
мощность может быть снижена до 20—30 % номинальной [55].
Паропроизводительность же котла при столь низкой электри-
ческой мощности турбины снижается лишь на 30—40 % номи-
нального значения. Режим работы ЦВД турбины при этом из-
меняется вплоть до беспарового. Для турбоустановок без
промперегрева в ДСП подается через РОУ свежий пар. Для
глубокой разгрузки турбины необходимо применение РОУ, рас-
считанных практически на номинальный расход пара, а также
ДСП с большой поверхностью теплообмена.
При использовании данного способа для ранее сооруженных
ТЭЦ в качестве ДСП могут быть применены пиковые бойлеры,
иногда применяемые вместо ПВК, что позволяет обойтись без
дополнительных капитальных затрат, связанных с установкой
ДСП. Однако при этом следует учитывать, что как сами бой-
леры, так и РОУ, установленные на линиях подвода к ним све-
жего пара, рассчитаны лишь на выработку тепловой энер-
гии Qnах в соответствии с принятым коэффициентом теплофика-
ции аТЭц (см. рис. 5-17). Поэтому здесь будут такие же ограни-
чения на глубину разгрузки турбоагрегата, как и при использо-
вании ПВК-
Исследованиями ЛПИ установлено, что разгрузку турбин
в схемах с ДСП целесообразно проводить при скользящем на-
235
чальном давлении пара. Это позволяет сократить затраты мощ-
ности на привод питательных насосов. Если для привода насо-
сов применены нерегулируемые электродвигатели, то эффектив-
ным может оказаться ступенчатое регулирование насосов их
поочередным отключением по полиблочному принципу, а для
теплофикационных энергоблоков с электроприводом питатель-
ных насосов — переходом к полиблочным схемам (см. § 3-4).
Скользящее противодавление. Рассмотренные выше способы
разгрузки теплофикационных турбин в режимах ТР и ТПР свя-
заны с уменьшением количества теплоты, вырабатываемой сете-
выми подогревателями ПТУ, и с передачей выработки недостаю-
щего количества теплоты постороннему источнику — ПВК или
ДСП. Обусловленного этим увеличения доли тепловой энергии,
вырабатываемой не по комбинированной, а по раздельной
схеме, в определенных диапазонах нагрузок ПТУ можно избе-
жать, применив предложенный ЛПИ метод скользящего проти-
водавления [56].
Значительная часть агрегатов с одноступенчатым подогревом
сетевой воды в отопительный период работает с ухудшенным
вакуумом в конденсаторе, используемом при этом для подогрева
сетевой воды. Регулирующая диафрагма 3 части низкого давле-
ния 4 (рис. 5-22, а) при этом полностью открыта, что обеспечи-
вает максимальный подогрев сетевой воды в конденсаторе и
наивысшую удельную выработку электроэнергии на тепловом
потреблении [10]. Суммарная тепловая нагрузка ПТУ и электри-
ческая мощность турбины при этом будут
Qot = Ga (ia ia) -p Gz (iz iz)> 1
N = Ga (io—ia)~\~Gz (io—iz) + ^GiHt,
где Ga и Gz — соответственно расходы пара, поступающего в се-
тевой подогреватель и в конденсатор; G,— расход пара, посту-
Рис. 5-22. Схемы включения обводных линий: а — ПТУ с одним сетевым по-
догревателем; б — ПТУ с двумя сетевыми подогревателями
/ — регулирующие клапаны ЧВД; 2 —ЧВД; 3 — поворотная диафрагма ЧНД; 4 — ЧНД;
5 — регулирующий клапан; 6 — обводные клапаны; 7 — конденсатор; 8, 10, —обвод-
ные линии; 9, /2 — сетевые подогреватели; 13 — ЧСД
236
лающего в i-й регенеративный подогреватель; ia и iz— энталь-
пия пара, поступающего соответственно в сетевой подогреватель
и конденсатор; i'a и i'z—энтальпия конденсата греющего пара
в сетевом подогревателе и в конденсаторе; i0 — энтальпия све-
жего пара; Hi — перепад энтальпии от паровпускной части до
камеры i-ro отбора.
Если направить часть сетевой воды по обводной линии 8
мимо конденсатора, то вследствие уменьшения отвода теплоты
от поступающего в конденсатор пара повысится давление pz
в нем. Легко убедиться, что в широком диапазоне давлений ра и рг
разности ia—ia и iz—iz остаются практически неизменными.
В таком случае из первого уравнения (5-11) следует, что с по-
вышением противодавления pz происходит при неизменной теп-
ловой нагрузке Q0T перераспределение нагрузок между конден-
сатором 7 и сетевым подогревателем 9, но при этом сохраняется
практически неизменной сумма расходов пара Go+Gz. При под-
держании постоянного давления ра в камере отбора это пере-
распределение нагрузок не сказывается на системе РППВ. Вто-
рая из формул (5-11) может быть переписана в виде: N = (Ga-+-
+ Gz)(i0—Q + GzG’a—i^ + ^GiHt. Здесь первое и третье слагае-
мые не зависят от противодавления pz. Второе же слагаемое
с повышением pz уменьшается, поскольку уменьшается и расход
Gz, и перепад энтальпии ЧНД ia—iz. Таким образом, скользя-
щее противодавление позволяет изменять мощность турбины N,
сохраняя неизменной тепловую нагрузку Q0T. Попутно отметим,
что этот вывод открывает принципиальную возможность созда-
ния теплофикационной турбины, предназначенной для работы
в режимах ТПР и регулируемой одновременным изменением на-
чального и конечного давлений пара без дросселирования при
всех режимах по тракту от котла до конденсатора. При специ-
альном проектировании, безусловно, может быть решена задача
создания конденсатора и ЦНД для работы при большом изме-
нении давления.
Для существующих турбоустановок глубина разгрузки тур-
бин ограничивается предельным повышением давления pz, до-
пустимым по условиям надежности работы лопаток последних
ступеней. Поэтому предпочтительным для турбоустановок рас-
сматриваемого типа (рис. 5-22, а) при работе их в режимах
ТПР представляется снижение мощности турбины путем при-
крытия регулирующей диафрагмы 3. При этом давление р-
в конденсаторе понижается с уменьшением мощности, вслед-
ствие чего не возникает затруднений, связанных с обеспечением
надежности ЦНД. При этом возможна разгрузка турбины на
величину мощности ЧНД.
При работе турбоустаиовки, изображенной на рис. 5-22, а,
в режимах ТР с охлаждением конденсатора циркуляционной во-
дой поворотная диафрагма 3 полностью закрыта. При этом
ЧНД работает с незначительным вентиляционным расходом
пара. Весь подогрев сетевой воды производится в сетевом подо-
237
гревателе 9; при этом количество отпущенной теплоты QOT =
= Ga(ia—la)- Если пренебречь пропуском пара в конденсатор,
то ЧВД 2 турбины можно рассматривать как работающую в ре-
жиме ТПР конденсационную турбину, конденсатором для кото-
рой является сетевой подогреватель 9. Как и в рассмотренном
выше случае, возможно регулирование ЧВД методом скользя-
щего противодавления в сетевом подогревателе (скользящего
давления в камере регулируемого отбора). Направляя часть се-
тевой воды помимо подогревателя 9 по обводной линии 10,
можно регулировать противодавление ра- Так как разность ia—
— ia в первом приближении можно считать не зависящей от
давления ра, то при неизменном расходе греющего пара Ga не
будет изменяться количество теплоты Q0T, передаваемое грею-
щим паром сетевой воде. Поскольку подогреватель 9 работает
с уменьшенным расходом сетевой воды, повысится ее темпера-
тура при выходе из подогревателя. Поскольку Q0T не изменя-
ется, после смешения этого потока сетевой воды с потоком, про-
шедшим по обводной линии 10, восстановится исходная темпе-
ратура сетевой воды Тс, направляемой потребителю. По мере
увеличения противодавления ра уменьшается перепад энтальпии
ЧВД, вследствие чего уменьшается мощность, вырабатываемая
этим потоком. Одновременно повышаются также давление и эн-
тальпия пара в камерах регенеративных отборов, вследствие
чего уменьшается расход пара Gi регенеративными подогрева-
телями. На эту величину прикрытием регулирующих клапанов
ЧВД следует сократить общий расход пара турбиной. Уменьше-
ние расходов пара регенеративными подогревателями G, и
использованных этим паром перепадов энтальпии Hi дает до-
полнительное снижение мощности турбины. Заметим, что в рас-
сматриваемом случае обвод сетевых подогревателей использу-
ется для достижения цели, противоположной той, для которой
он применялся при способе ЕПД, рассмотренном в предыдущем
Рис. 5-23. Сравнение суммарных расходов топлива при разных способах раз-
грузки теплофикационных турбин
7 —схема с ДСП; 2 — схема с ПВК; 3 — работа со скользящим противодавлением
238
параграфе. Направление части сетевой воды в обвод сетевого
подогревателя может быть использовано и для уменьшения
электрической мощности турбин с противодавлением, если пар
после них используется для теплофикации (кривая 3 на
рис. 5-23).
Прикрытие поворотной диафрагмы турбины, работающей
в режимах ТПР, также целесообразно сочетать с направлением
части сетевой воды в обвод сетевого подогревателя.
Условия работы ЧВД турбин со ступенчатым подогревом се-
тевой воды (рис. 5-22, б) в режимах ТР и ТПР не имеют прин-
ципиальных отличий от аналогичных условий работы турбин
с одноступенчатым подогревом. Для этого класса турбоуста-
новок также оказывается эффективной работа при скользящем
противодавлении в камере верхнего отопительного отбора раа
за счет обвода сетевых подогревателей. При этом может быть
достигнута большая гибкость в распределении тепловых нагру-
зок между сетевыми подогревателями 9 и 12-. либо одновремен-
ным обводом обоих подогревателей по обводной линии 8, либо
индивидуальным обводом каждого из подогревателей по обвод-
ным линиям 10 и 11, либо сочетанием общего обвода по линии 8
с обводом одного из подогревателей. В отдельных случаях
можно ограничиться обводом какого-либо одного подогревателя.
Метод скользящего давления в теплофикационных отборах
за счет обвода сетевых подогревателей может быть применен
также в режимах ТК, например для регулирования тепловой на-
грузки влажнопаровых турбоустановок, в которых для подо-
грева сетевой воды используется пар из отборов конденсацион-
ных турбин (турбин типа КТ) без применения за этими отбо-
рами специальных регулирующих органов [9].
Кривыми 2 и 3 на рис. 5-19 представлены расчетные значе-
ния глубины относительного снижения мощности 6N турбин
Т-250-240 и Т-100-130, той предельной для каждого исходного
давления в камере верхнего отбора рав, которая может быть до-
стигнута при одновременном обводе обоих подогревателей. Со-
четанием его с дополнительным обводом верхнего подогревателя
за счет перераспределения потоков греющего пара между подо-
гревателями может быть достигнуто еще некоторое увеличение
глубины разгрузки. При расчетах предполагалось, что турбины
работают с подогревом подпиточной воды во встроенных пучках
конденсаторов. Глубина снижения мощности ограничивалась
предельными максимальными давлениями в верхнем отборе
(0,245 МПа для турбины Т-100-130 и 0,196 МПа для турбины
Т-250-240), определенными заводом-изготовителем. Поскольку,
как показано в работе [10], даже при самых низких температу-
рах наружного воздуха расчетное давление в верхнем отборе
при обычно принимаемом коэффициенте теплофикации атэц не
превышает 0,12—0,15 МПа, то практически на протяжении всего
отопительного периода электрическая мощность теплофикацион-
ных ПТУ, работающих по тепловому графику, может быть сни-
239
жена на 18—25 % без уменьшения количества отпускаемой теп-
лоты (см. рис. 5-19). Полученные выше результаты подтверж-
дены проведенными в ЛПИ испытаниями турбин Т-25-90 и
Т-100-130.
Дополнительное повышение маневренности теплофикацион-
ных ПТУ в режимах ТР и ТПР может быть связано с сочета-
нием метода скользящего противодавления с работой при пе-
ременной степени регенерации. Обоснование применимости
последнего способа для разгрузки турбин выполнено исследова-
ниями В. П. Безлепкина в ЛПИ. Отключив частично или пол-
ностью регенеративные подогреватели высокого давления,
можно за счет устранения потоков направляемого к ним пара
соответственно сократить расход свежего пара и уменьшить
мощность турбины. Заметим, что при режимах ТР и ТПР от-
ключение ПВД не снижает тепловой экономичности турбоуста-
новки, так как к. п. д. выработки электроэнергии теплофикаци-
онным потоком пара независимо от того, включена регенерация
или нет, равен единице. Выполненными в ЛПИ расчетными и
экспериментальными исследованиями показано, что за счет от-
ключения ПВД глубина разгрузки турбины может быть увели-
чена в зависимости от исходного режима на 5—12 %.
Сравнение разных методов разгрузки. При выборе того или
иного метода снижения электрической мощности теплофикаци-
онных турбин, работающих по тепловому графику, определяю-
щими критериями являются простота реализации в условиях
конкретной ТЭЦ, достигаемый регулировочный диапазон и по-
казатели тепловой экономичности. Последние играют сущест-
венную'роль при оценке каждого из этих методов, так как при
выбранном методе турбина будет работать в ночные часы и вы-
ходные дни в течение значительной части отопительного периода.
Рассматриваемые специфические условия работы теплофика-
ционных ПТУ выходят за пределы применимости нормативных
показателей тепловой экономичности (q и д'). Эти показатели
ориентированы на выполнение паротурбинной установкой тре-
бований теплового потребителя при выработке недостающей ча-
сти электрической энергии на замещающих конденсационных
электростанциях. В рассматриваемом же случае речь идет о за-
данной электрической мощности, которая не должна быть пре-
вышена при возможной недовыработке тепловой энергии с ком-
пенсацией за счет замещающих источников теплоты. В этих
условиях некритическое использование показателя Э может при-
водить к принципиально неверным выводам. Так, при уменьше-
нии выработки теплоты Q0T сетевыми подогревателями значе-
ние Э оказывается выше, чем в том случае, когда снижение мощ-
ности происходит без сокращения Qot- Однако неверным было
бы утверждение, что увеличение доли раздельной выработки
тепловой энергии повышает тепловую экономичность ТЭЦ. По-
этому для рассматриваемых специфических режимов, по мне-
нию автора, в качестве показателя тепловой экономичности сле-
240
дует выбрать суммарный расход теплоты на турбоустановку и
замещающий источник теплоты, а в тех случаях, когда для них
используются различные виды топлива, — суммарную стоимость
топлива.
Несомненным достоинством метода разгрузки с включением
ДСП (см. рис. 5-21) по сравнению со всеми другими рассмот-
ренными методами является большая глубина разгрузки. Этот
метод может быть эффективно реализован при проектировании
и сооружении новых ТЭЦ. Его применение на действующих ТЭЦ
связано с необходимостью серьезной модернизации, обусловлен-
ной созданием и установкой дополнительных подогревателей и
РОУ, рассчитанных на номинальный расход пара турбины,
а также с организацией системы пропуска пара через ЦВД для
его охлаждения в режимах с малыми расходами. В связи с от-
меченным создание за счет этого способа требуемых для энерго-
систем маневренных мощностей в результате как строитель-
ства новых ТЭЦ, так и модернизации ранее сооруженных по-
требует значительного времени и дополнительных капитальных
затрат. Поэтому, добиваясь скорейшего применения этого спо-
соба, следует наряду с ним применять и другие, позволяющие
более быстро продвинуть решение задачи маневрирования элек-
трической мощностью ТЭЦ хотя бы в ограниченной мере.
Без модернизации оборудования он может быть использован
на ТЭЦ, где вместо ПВК применены пиковые бойлеры, но это
даст меньшую глубину разгрузки.
Использование ПВК, для компенсации ^недовыработки теп-
ловой энергии основными сетевыми подогревателями не требует
никакой модернизации ТЭЦ. При этом способе разгрузки произ-
водство части отпускаемой потребителю тепловой энергии с ос-
новного котла передается ПВК- Расчетные значения к. п. д.
брутто пиковЫх водогрейных котлов составляют 90—91 % для
котлов, работающих на газе, 86—89 % — на мазуте, 79—82 % —
на твердом топливе [66}> Так как эти значения существенно
ниже, чем у основных котлов, рассматриваемый способ приво-
дит к перерасходу топлива по сравнению с остальными двумя
способами, при которых вся исходная выработка отпускаемой
теплоты при разгрузке турбины сохраняется за основными кот-
лами (рис. 5-23). Следует также иметь в виду, что большинство
ПВК предназначено для работы на жидком или газообразном
топливе. Если основные котлы ТЭЦ работают на твердом топ-
ливе, то при этом передача части выработки тепловой энергии
с основных котлов на ПВК сопровождается заменой части рас-
хода твердого топлива на дефицитное жидкое или газообразное.
В течение той части отопительного периода, когда без разгрузки
ПТУ работают с отключенными ПВК (время, соответствующее
разности абсцисс точек с и d на рис. 5-17), при использовании
рассматриваемого способа необходим пуск ПВК на каждую
ночь с остановкой утром. Это сопровождается дополнительными
пусковыми затратами топлива.
241
Рис. 5-24. Зависимость глубины снижения мощ-
ности AW турбины Т-250/300-240 при комбиниро-
ванном способе изменения мощности
Для реализации способа скользя-
щего противодавления (скользящего
давления в камере регулируемого от-
бора) также не требуется модернизации
ТЭЦ, поскольку основные сетевые подо-
греватели оборудованы обводными ли-
ниями. Поэтому способ может быть бы-
стро применен на большом числе электростанций. Обводные
линии находятся в постоянной готовности к немедленному
включению, что существенно облегчает работу эксплуатацион-
ного персонала по сравнению с двумя предыдущими спосо-
бами, для реализации которых необходим пуск ПВК или про-
грев ДСП и паропровода, подводящего к нему пар. При
работе турбины в режимах ТПР способ скользящего противо-
давления является наиболее экономичным из всех сравнивае-
мых (см. рис. 5-23). В режимах ТР при уменьшении мощности
повышается давление перед поворотной диафрагмой, что при
полностью закрытой диафрагме увеличивает пропуск пара
в конденсатор и связанные с ним потери энергии. В схеме же
с ДСП при уменьшении мощности понижается давление в ниж-
нем отборе из-за принудительной разгрузки сетевых подогрева-
телей. При этом пропуск пара в конденсатор уменьшается.
С помощью специальных уплотнений поворотных диафрагм [6,
73], характеристики которых приведены на рис. 5-7, можно су-
щественно сократить протечки пара в конденсатор. В этом слу-
чае способ скользящего противодавления при режимах ТР, по
меньшей мере, окажется равноценным по тепловой экономич-
ности способу с ДСП. Конечно, диапазон регулирования мощ-
ности за счет скользящего противодавления ограничен. При
проектировании новых турбин его можно существенно рас-
ширить, увеличив диапазон изменения давления в верхнем от-
боре.
Для широкой практической реализации способов с использо-
ванием ДСП и скользящего противодавления, безусловно, по-
требуется разработка автоматических систем управления клапа-
нами РОУ или клапанами обводных линий, входящих составной
частью в общую систему регулирования турбины.
Оценивая перспективы рассмотренных способов, следует под-
черкнуть, что в условиях общей нехватки маневренных мощно-
стей, по мнению автора, речь должна идти не о противопостав-
лении, а о рациональном сочетании всех способов разгрузки
ТЭЦ. Свое место в числе этих способов, помимо рассмотренных
выше, могут найти также схемы с тепловыми аккумуляторами,
позволяющие обойтись хотя бы в ограниченном диапазоне без
интегрального уменьшения выработки электроэнергии на тепло-
242
вом потреблении, и схемы с электробойлерами или с электриче-
скими водогрейными котлами.
Комбинированный способ уменьшения электрической мощно-
сти теплофикационных турбин. Как отмечалось выше, одним из
факторов, серьезно ограничивающих маневренные возможности
ПТУ при передаче тепловой нагрузки на ПВК, является мини-
мальное допустимое давление р™йп в камере регулируемого от-
бора. Одновременно уменьшая расход пара турбиной и направ-
ляя сетевую воду в обвод сетевых подогревателей, можно при
всех режимах поддерживать давление в регулируемом отборе
на уровне не ниже минимального допустимого. Глубина сниже-
ния мощности при таких условиях будет ограничиваться либо
условиями загрузки ПВК, либо минимальной паропроизводи-
тельностью основного котла. Снятие ограничений по минималь-
ному допустимому давлению существенно расширяет диапазон
регулирования мощности с сохранением двухступенчатого подо-
грева сетевой воды. Кроме того, повышение давления в камере
регулируемого отбора до максимального допустимого позволяет
расширить возможности снижения мощности еще на 10—20 %
(см. кривые 4 и 4' на рис. 5-18). Суммарный диапазон регули-
рования мощности при Тк. в = 258 К и выше составляет более
50 % номинальной мощности для блоков с газомазутными кот-
лами (кривая 4) и 30—40 % для блоков с пылеугольными кот-
лами (кривая 4'), а при понижении температуры наружного
воздуха снижается. Таким образом, глубина разгрузки ТЭЦ,
превышающая 35 % ее мощности, может быть достигнута в те-
чение 95—97 % отопительного периода на действующих ТЭЦ без
их реконструкции.
Экспериментальная проверка рассмотренного комбинирован-
ного способа снижения электрической мощности была прове-
дена ЛПИ и Мосэнерго на блоке с турбиной Т-250/300-240
УТМЗ, прямоточным котлом ТГМП-344Ц и пиковым водогрей-
ным котлом ПТВМ-180 [56]. Испытания проводились в условиях
нормальной эксплуатации блока и подтвердили основные ре-
зультаты расчетно-теоретического анализа. При тех же усло-
виях, когда за счет передачи тепловой нагрузки на ПВК без об-
вода сетевых подогревателей удалось снизить электрическую
мощность с 260 лишь до 236 МВт, достигнутая при комбиниро-
ванном способе глубина разгрузки составила 130—140 МВт.
Поддержание давления в верхнем отборе путем обвода сетевых
подогревателей по воде при разгрузке обеспечило работу во
всем диапазоне нагрузок с двухступенчатым подогревом сетевой
воды и включенным охлаждающим устройством ЦНД, что на
частичных нагрузках дало снижение удельных расходов теплоты
на выработку электроэнергии на 250—330 кДж/(кВт-ч) (см.
сплошные линии на рис. 5-20).
В нескольких режимах при различных расходах пара турби-
ной и расходах сетевой воды отключались ПВД прекращением
подачи пара одновременно ко всем ПВД. Отключение произво-
243
дилось при постоянном расходе топлива. Температуры острого
пара и промперегрева поддерживались постоянными. Расход
свежего пара при этом уменьшался, электрическая мощность
снижалась, а тепловая нагрузка возрастала. Отключение ПВД
при постоянном расходе топлива повышает тепловую нагрузку
на 8—10 %, что дает возможность на эту величину снизить теп-
ловую нагрузку ПВК. Заметим, что система регенерации при
работе в режимах с противодавлением не повышает экономич-
ности турбоустаиовки. Поэтому ее отключение не снижает к. п. д.
турбоустаиовки. Вместе с тем при испытаниях было выявлено
снижение температуры уходящих из котла газов на 3—6 К, что
свидетельствует о повышении к. п. д. основного котла на 0,3—
0,6 %. Кроме того, отключение ПВД снижает затраты на привод
питательного насоса. В результате совокупного влияния отме-
ченных факторов отключение ПВД сопровождается уменьше-
нием удельного расхода топлива на 4—8 г/(кВт-ч). Однако
полное отключение ПВД по пару вызывает значительные коле-
бания температур металла подогревателей и экономайзерных
поверхностей нагрева котла. Поэтому необходимы исследования
малоцикловой усталости этих элементов блока. Для смягчения
условий работы ПВД и котла может быть целесообразен пол-
ный или частичный обвод ПВД по питательной воде, а не от-
ключение подачей пара в них.
Способ скользящего давления в регулируемом отборе был
реализован путем одновременного обвода сетевых подогревате-
лей по воде открытием задвижки на обводной линии. Расход се-
тевой воды поддерживался постоянным за счет воздействия на
задвижку, установленную перед нижним сетевым подогревате-
лем. На рис. 5-24 представлена экспериментальная зависимость
диапазона изменения мощности от давления в верхнем отборе
для двух значений исходного расхода пара турбиной Go: макси-
мального и близкого к минимальному по условиям работы тур-
бопривода питательного насоса. Больший диапазон при мень-
шем расходе пара объясняется тем, что при повышении давле-
ния в отборе на частичных нагрузках более резко возрастают
давление и температура пара в нижнем отборе, что приводит
к значительному снижению к. п. д. промежуточного отсека и
срабатываемого им перепада энтальпии. Повышение давления
в регулируемом отборе до максимального допустимого при ми-
нимальной паропроизводительности котла позволяет снизить
электрическую мощность еще на 25—30 МВт и тем самым рас-
ширяет суммарный диапазон изменения нагрузки.
На рис. 5-20 приведена экспериментальная зависимость
удельного расхода теплоты на выработку электроэнергии от
электрической мощности при комбинированном способе раз-
грузки (сплошные линии) и при разгрузке уменьшением рас-
хода пара турбиной. Во всем диапазоне нагрузок экономичность
при комбинированном способе выше или равна экономичности
второго способа. Во время испытаний все оборудование рабо-
244
тало нормально, все параметры не выходили за пределы норм,
установленных инструкциями по эксплуатации.
Подводя итог содержанию предлагаемой книги, можно за-
ключить, что в распоряжении конструкторов турбин различного
типа и эксплуатационного персонала тепловых и атомных элек-
тростанций имеется достаточно обширный арсенал конструктив-
ных и режимных мер, принятие которых позволит обеспечить
эффективное участие турбоустановок как вновь проектируемых,
так и находящихся в эксплуатации электростанций в покрытии
переменной области графиков электрических нагрузок и тем
способствовать решению одной из труднейших и важнейших
проблем предстоящего этапа энергетики.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1. Абрамов В. И., Филиппов Г. А., Фролов В. В. Тепловой расчет тур-
бин. М.: Машиностроение, 1974.— 184 с.
2. Алексеев О. Н., Иванов В. А. Особенности работы турбинной ступени
на газе переменных параметров.— В кн.: Некоторые исследования в области
двигателей внутреннего сгорания. Брянск. Приокское книжное изд-во, 1972.
С. 76—87.
3. Андреев П. А., Гринман М. И., Смолкин Ю. В. Оптимизация тепло-
энергетического оборудования АЭС. М.: Атомиздат, 1975.— 224 с.
4. Андрющенко А. И., Аминов Р. 3. Оптимизация режимов работы и
параметров тепловых электростанций. М.: Высшая школа, 1983.— 255 с.
5. Аэродинамические характеристики ступеней тепловых турбин/
Н. Н. Афанасьева, В. Н. Бусурин, И. Г. Гоголев и др. Под ред. В. А. Чер-
никова. Л.: Машиностроение, 1980.— 263 с.
6. Бененсон Е. И., Иоффе Л. С. Теплофикационные паровые турбины.
М.: Энергия, 1976.— 264 с.
7. Богомольный Д. С. Исследование режимов работы мощных теплофи-
кационных энергоблоков и систем их автоматического регулирования при
различных программах регулирования мощности: Автореф. дис. канд. техн,
наук. Л.: ЛПИ, 1980.— 18 с.
8. Болдырев В. М., Левенталь Г. Б. Экономическая эффективность при-
влечения АТЭЦ к регулированию графиков нагрузок в энергосистемах.—
В кн.: Атомные электрические станции, вып. 2. М.: Энергия. 1979. С. 28—32.
9. Вирчеико М. А., Аркадьев Б. А., Иоффе В. Ю. Использование мощных
конденсационных турбоустановок в качестве источника теплоснабжения//
Теплоэнергетика. 1982. № 4. С. 10—13.
10. Волков Н. П., Леонков А. М. Модернизация паротурбинных электро-
станций. Минск: Госиздат БССР, 1963.— 212 с.
11. Воронин Л. М. Особенности эксплуатации и ремонта АЭС. М.: Энер-
гоиздат, 1981. 168 с.
12. Вульман Ф. А., Хорьков Н. С. Тепловые расчеты на ЭВМ теплоэнер-
гетических установок. М.: Энергия, 1975.— 200 с.
13. Выбор программы регулирования мощных энергоблоков атомных
электростанций/В. А. Иванов, В. М. Боровков, В. В. Слесаренко, Г. Г. Ку-
ликова//Изв. АН СССР. Энергетика и транспорт. 1977. № 3. С. 3—11.
14. Гельтман А. Э., Шапиро Н. И. Расчет коэффициентов изменения
мощности теплофикационных турбин//Теплоэнергетика. 1975. № 4. С. 39—42.
245
15. Гиршфельд В. Я*, Князев А. М., Куликов В. Е. Режимы работы и
эксплуатация ТЭС. М.: Энергия, 1980.— 288 с.
16. Гиршфельд В. Я-, Скловская Е. Г. К вопросу о регулировании мощ-
ности блоков скользящим начальным давлением пара//Теплоэнергетика. 1966.
№ 3. С. 24—29.
17. Гитмаи М. И., Левин Л. И. Использование ТЭЦ в переменной части
графиков электрических нагрузок//Теплоэнергетика. 1976. № 4. С. 51—57.
18. Гончар В. К. Повышение эффективности и маневренности теплофи-
кационных турбоустановок: Автореф. дис. канд. техн. наук. Киев: КПИ,
1983.—16 с.
19. Гохштейн Д. П., Верхивкер В. К. Термодинамические циклы атомных:
электростанций. Киев: Вища школа, 1980.— 242 с.
20. Дейч М. Е., Трояновский Б. М. Исследование и расчеты ступеней
осевых турбин. М.: Машиностроение, 1964.— 628 с.
21. Заславский С. А. Исследование тепловой экономичности и способов
улучшения динамических характеристик блоков, регулируемых методом
скользящего давления: Автореф. дис. канд. техн. наук. Л.: ЛПИ, 1972.—
27 с.
22. Иванов В. А., Боровков В. М. Полнблочный принцип регулирования
паротурбинных установок//Изв. АН СССР. Энергетика и транспорт. 1985.
№ 2. С. 126—136.
23. Иванов В. А. Проблема покрытия переменной части графиков энер-
гопотребления//Теплоэнергетика. 1983. № 6. С. 2—7.
24. Иванов В. А. Регулирование энергоблоков. Л.: Машиностроение
1982,—311 с.
25. Ильина Л. В., Зыков С. А., Апатовский Л. Е. Технико-экономические
показатели получения пиковой мощности на паротурбинных блоках//Энерго-
машиностроение. 1974. № 11. С. 25—27.
26. Использование конденсационных турбоустановок для теплофикации/
Ю. А. Авербах, В. А. Бонеско, М. Л. Шешеловский, Ю. П. Косннов//Тепло-
энергетика. 1980. № 7. С. 37—41.
27. Исследование и внедрение режимов скользящего давления на тепло-
фикационном блоке 250/300 МВт/А. Г. Прокопенко, А. М. Леонков, И. С. Мы-
сак, В. Е. Дмитриев//Теплоэнергетика. 1983. № 8. С. 6—10.
28. Исследование перегрузочных способностей ГРЭС с энергоблоками
300 МВт/A. Г. Прокопенко, А. М. Леонков, И. С. Мысак и др.//Электриче-
ские станции. 1980. № 10. С. 21—24.
29. Исследование режимов работы энергоблока ВВЭР-440 с отключен-
ными ПВД/В. М. Боровков, Г. Г. Куликова, Б. А. Трофимов и др.//Изв. ву-
зов. Энергетика, 1984. № 1. С. 65—70.
30. Калафати Д. Д., Петров С. И. Водяной пар как перспективный теп-
лоноситель для реакторов на быстрых нейтронах//Теплоэнергетика. 1978.
№ 6. С. 2—4.
31. Калафати Д. Д. Термодинамические циклы атомных электростанций.
М.—Л.: Госэнергоиздат, 1963.— 280 с.
32. Качан А. Д. Режимы работы и эксплуатации тепловых электриче-
ских станций. Минск: Вышэйшая школа, 1978.— 288 с.
33. Кириллов И. И., Иванов В. А., Кириллов А. И. Паровые турбины
и паротурбинные установки. Л.: Машиностроение. 1978.— 276 с.
34. Кириллов И. И. Теория турбомашин. Л.: Машиностроение, 1972.—
536 с.
35. Кириллов И. И., Яблони к Р. М. Основы теории влажнопаровых тур-
бин. Л.: Машиностроение, 1968.— 264 с.
36. Косяк Ю. Ф., Галацан В. Н., Палей В. А. Эксплуатация турбин АЭС.
М.: Энергоатомиздат, 1983.— 144 с.
37. Леонков А. М., Качан А. Д., Рубахин В. Б. Исследование оптималь-
ных характеристик турбоприводов ПТН//Изв. вузов. Энергетика, 1974. № 2.
С. 64—69.
38. Леоиков А. М., Рубахии В. Б., Кусков И. А. Исследование темпера-
турного режима пароперегревателей блоков в широком диапазоне нагрузок//
Изв. вузов. Энергетика. 1974. № 4. С. 61—67.
246
39. Мадоян А. А. Преобразование ГРЭС с поперечными связями в пико-
вый полиблок//Энергетика и электрификация. 1979. № 4. С. 23—35.
40. Маневренные АЭС с аккумуляторами тепла/В. М. Болдырев,
М. Е. Воронков, Н. М. Синев, В. М. Чеховской//Атомная энергия. 1981. Т. 51.
вып. 3. С. 8—14.
41. Маргулова Т. X. Атомные электрические станции. М.: Высшая школа,
1984,—360 с.
42. Марков Н. М., Сафонов Л. П. Сопоставление технико-экономиче-
ских показателей паровых турбин мощностью 1000 МВт на 3000 н 1500 об/мин
Для энергоблоков АЭС/Энергомашиностроенне. 1980. № 7. С. 2—6.
43. Мосеев Г. И., Тугов А. И., Лазаренко И. С. Исследование пароге-
нератора ТГМ-94 энергоблока 160 МВт при работе в регулировочном диапа-
зоне нагрузок//Теплоэнергетика. 1976. № 2. С. 5—9.
44. Некоторые результаты экспериментальных исследований работы
блока ВВЭР-1000 при скользящем начальном давлении пара/Е. И. Игна-
тенко, Г. Г. Куликова, В. М. Боровков и др.//Изв. вузов. Энергетика. 1982.
№ 12. С. 89—91.
45. О переводе на скользящее давление деаэраторов турбоустановок
мощностью 300 МВт ХТГЗ/И. Г. Шелепов, Б. А. Аркадьев, В. Ю. Иоффе
и др.//Изв. вузов. Энергетика. 1978. Ns 5. С. 127—130.
46. О применении атомных ТЭЦ теплофикационно-конденсационного
типа (с турбинами типа ТК)/В. М. Болдырев, И. А. Смирнов, А. В. Федяев,
Л. С. Хрилев//Теплоэнергетика. 1978. № 4. С. 32—38.
47. О применении скользящего давления свежего пара для регулирова-
ния мощности энергоблоков АЭС/Б. А. Аркадьев, В. А. Палей, В. Ю. Иоффе
и др.//Теплоэнергетика. 1977. № 1. С. 39—42.
48. Основные положения Энергетической программы СССР на длитель-
ную перспективу. М.: Политиздат, 1984.— 32 с.
49. Особенности работы турбоустановки АЭС при скользящем давлении
пара/В. А. Иванов, Е. И. Игнатенко, А. П. Еперин и др.//Теплоэнергетика,
1979. № 6. С. 23—27.
50. Особенности участия энергоблоков РБМК в регулировании графиков
нагрузки энергосистем/А. П. Еперин, И. А. Варовин, А. Н. Блинов и др.//
Изв. вузов. Энергетика. 1984. № 2. С. 68—72.
51. Паротурбинные установки атомных электростанций/Под ред.
Ю. Ф. Косяка. М.: Энергия, 1978.— 312 с.
52. Плоткин Е. Р., Лейзерович А. Ш. Пусковые режимы паровых турбин
энергоблоков. М.: Энергия, 1980.— 192 с.
53. Применение моторного режима на тепловых электрических станциях/
А. А. Мадоян, Б. Л. Левченко, Э. К. Аракелян н др. М.: Энергия, 1980.—
256 с.
54. Проверка экономичности и надежности работы блока с турбиной
Т-250/300-240 н котлом ТПП-210А при переводе на скользящее давление/
В. М. Боровков, В. Н. Самаренко, Д. С. Богомольный и др.//Энергетик.
1978. Ns 1. С. 9—10.
55. Проектные исследования работы ТЭЦ в маневренном режиме/
П. Н. Кнотько, И. И. Ровек, А. В. Щербина, Б. В. Яковлев//Электрическпе
станции. 1982. № 5. С. 17—21.
56. Пути привлечения энергоблоков ТЭЦ к прохождению ночного мини-
мума графика электрических нагрузок в энергосистеме/В. А. Иванов,
Н. И. Серебряников, А. Г. Кутахов и др.//Теплоэнергетика. 1983. № 9.
С. 21—24.
57. Работа ТЭЦ в объединенных энергосистемах/Е. А. Волкова,
И. М. Волькенау, М. И. Гитман и др. Под ред. В. П. Корытникова. М.:
Энергия, 1976.— 216 с.
58. Разработка перспективных конструкций и анализ маневренных ха-
рактеристик полупиковых турбин мощностью 500 МВт и выше/В. К. Рыжков,
В. А. Сорокин, Л. П. Сафонов н др.//Теплоэнергетика. 1977, № 10. С 2—7.
59. Рубин В. Б. Проблема маневреииости атомных электростанций//
Электрические станции. 1978. Ns 11. С. 5—7.
60. Рыжкин В. Я. Тепловые электрические станции. М.: Энергия, 1976.—
448 с.
247
61. Самойлович Г. С., Трояновский Б. М. Переменные и переходные ре-
жимы в паровых турбинах. М.: Энергоиздат, 1982.— 496 с.
62. Сафонов Л. П., Селезнев К- П., Коваленко А. П. Тепловое состояние
высокоманевренных паровых турбин. Л.: Машиностроение, 1983.— 295 с.
63. Слабиков В. А. К вопросу об оценке экономичности работы ТЭЦ//
Изв. вузов. Энергетика. 1974. К» 12. С. 110—114.
64. Совершенствование схемы регенерации турбин мощностью 300 МВт
при переводе деаэратора в режим скользящего давления/В. С. Постоев,
В. А. Пермяков, Н. Н. Трифонов и др.//Энергомашиностроение. 1984. Xs 11.
С. 12—17.
65. Современные проблемы энергетики/Д. Г. Жимерин, М. А. Стырико-
внч, П. С. Непорожний и др. М.: Энергоиздат, 1984.— 232 с.
66. Соколов Е Я. Теплофикация и тепловые сети. М.: Энергоиздат,
1982.—360 с.
67. Сорокин Н. А. Усовершенствование мощных паротурбинных устано-
вок с целью повышения их экономичности в широком диапазоне нагрузок:
Автореф. дис. канд. техн. наук. Л.: ЛПИ, 1974.— 25 с.
68. Состояние и перспективы проблемы маневренности энергоблоков АЭС
с реакторами ВВЭР/Е. И. Игнатенко, Ю. Н. Пыткин, Г. Г. Куликова и др.//
Электрические станции. 1984. № 3. С. 7—10.
69. Таранов Б. П. Паровые турбины с регулируемым отбором или под-
водом пара нового типа//Теплоэнергетика. 1967. № 3. С. 6—9.
70. Теплицкий М. Г., Прокопенко А. Г., Бузлуков В. А. Работа турбины
800 МВт на скользящем давлении//Теплоэнергетнка. 1981. № 9. С. 22—26.
71. Трояновский Б. М. Турбины для атомных электростанций. М.: Энер-
гия, 1978,—232 с.
72. Фаддеев И. П. Эрозия влажнопаровых турбин. Л.: Машиностроение,
1974,—206 с.
73. Шапиро Г. А. Повышение эффективности работы ТЭЦ. М.: Энерго-
издат, 1981г—200 с.
74. Шапиро Г. А., Эфрос Е. И. Эффективность перевода теплофикацион-
ных турбин в режим работы по электрическому графику//Теплоэнергетика.
1980. № 12. С. 40—42.
75. Щегляев А. В. Паровые турбины. М.: Энергия, 1976.— 368 с.
76. Экономичность работы энергоблоков 300 МВт на скользящем даз-
ленин/Н. А. Жилнн, А. С. Крылов, М. И. Лужнов и др.//ЭлектриЧЬские
станции. 1972. № 3. С. 22—26.
77. Эксплуатация оборудования блоков 300 МВт (Надежность работы
блока 300 МВт с котлами ТГМП-114 на скользящем давлении.)/Е. Е. Го-
вердовский, Б. Я. Директор, В. М. Калиничев и др. М.: Информэнерго,
1973.—28 с.
78. Энергетика СССР в 1981—1985 годах/Под ред. А. М. Некрасова и
А. А. Троицкого. М.: Энергоиздат, 1981.— 352 с.
79. Ambroz I. Parni turbina za zmenSnych podminek.— Praha: SNTL,
1973.—244 s.
80. Schroder K- Die Lehre vom Kraftwerksbau. Berlin — Gottingen —
Heidelberg: Springer-Verlag, 1972.— 628 S.
81. Spencer R. C„ Cotton К. C., Cannon C. N. Method for Predicting
the Performance of Steam Turbine — Generators 16.500 kW and Largers//
Transactions of the ASME Ser. A. 1963. Xs 4. Pp. 3—44.
ОГЛАВЛЕНИЕ
ПРЕДИСЛОВИЕ......................................................... 3
ОСНОВНЫЕ СОКРАЩЕНИЯ.................................................. 5
ГЛАВА ПЕРВАЯ. ПЕРСПЕКТИВЫ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК РАЗЛИЧ-
НОГО ТИПА В ЭНЕРГОСИСТЕМАХ............................................7
ГЛАВА ВТОРАЯ. ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ ТУРБИНЫ ............................44
ГЛАВА ТРЕТЬЯ. ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ КОНДЕНСАЦИОННЫХ ТУРБОУСТАНОВОК ПЕРЕ-
ГРЕТОГО ПАРА....................................................... 70
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ. ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ КОНДЕНСАЦИОННЫХ ВЛАЖНОПАРОВЫХ ТУР-
БОУСТАНОВОК....................................................... 143
ГЛАВА ПЯТАЯ. ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ ТУРБОУСТАНОВОК .... 174
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ................................................. 245