Машиностроение: Энциклопедия. Том IV-19. Турбинные установки - Рассохин В.А., Хоменок Л.А., Михайлов В.Б.

Раздел 1 Основы теории тепловых турбин
Глава 1.1 Одномерный поток газа в ступени осевой турбины
1.1.1 Рабочие процессы в соплах
1.1.2 Конструктивная схема и принцип действия турбины
1.1.3 Формулы Эйлера для определения силы, момента и удельной работы
1.1.4 Кинематическое подобиеосевых турбин
Глава 1.2 Потери кинетической энергии в ступени осевой турбины
2.1.2 Достоинства и недостатки паротурбинных установок
1.2.5 Потери в ступенях с парциальностью
Глава 1.3 Одноступенчатые и многоступенчатые турбины
1.3.1 Ступени турбин
1.3.3 Радиальные, радиально-осевые и диагональные ступени
1.3.4 Малорасходные турбины конструкции ЛПИ
1.3.5 Современная вычислительная газодинамика турбомашин
Глава 1.4 Оптимизация проточных частей осевых турбин
1.4.1 Постановка задачи оптимизации проточной части
1.4.2 Основы математической модели проточной части
1.4.4 Примеры оптимизации проточных частей паровых и газовых турбин
Раздел 2 Паротурбинные установки и паровые турбины
Глава 2.1 Краткий исторический обзор развития паротурбостроения
2.1.1 Характеристика основных этапов
2.2.3 Повышение эффективности ПТУ начальными и конечными параметрами цикла
2.2.4 Регенеративный подогрев питательной воды Оптимизация параметров
Глава 2.3 Теплообменное и сепарационное оборудование тепловых схем ПТУ ТЭС и АЭС
2.3.1 Сепарация влаги в турбоустановках АЭС
2.3.11 Редукционно-охладительные установки
2.3.12 Горизонтальные поверхностные подогреватели сетевой воды для промышленных ТЭЦ и котельных
2.3.13 Принципы проектирования и методы расчета тепловых схем
Глава 2.5 Паровые турбины
2.5.1 Газотермодинамический расчет проточной части
2.5.2 Одномерный тепловой расчет на среднем диаметре проточной части
2.5.3 Стадии и методы расчета проточной части
2.5.4 Базы данных по лопаточным профилям
2.5.6 Режимы конденсационной нестационарности потока
2.5.7 Перспективные способы удаления влаги из проточной части
2.5.8 Коррозионные повреждения дисков и лопаточного аппарата паровых турбин и мероприятия по их предотвращению
2.5.9 Электроэрозионные повреждения элементов
2.5.11 Проблемы обеспечения переменных режимов работы турбин
Глава 2.6 Конструкции деталей и узлов паровых турбин О.А Владимирский
2.6.1 Конструкции паровых турбин
Глава 2.7 Турбоустановки различных предприятий
2.7.2 Турбины АООТ «Невский завод»
2.7.3 Турбины ОАО «Калужский турбинный завод»
2.7.4 Турбины ЗАО «Уральский турбинный завод»
2.7.5 Турбины АО «Харьковский турбинный завод»
Глава 2.8 Материалы, применяемые в паротурбостроении
2.8.2 Материалы основных деталей статоров
Глава 3.1 Роль ГТУ в промышленности и на транспорте
в промышленности
Глава 3.2 Этапы развития газотурбостроения
3.2.1 Развитие конструкций ГТУ за рубежом
3.2.2 Отечественные стационарные энергетические ГТУ
3.2.3 Новейшие стационарные энергетические ГТУ
Глава 3.3 Тепловые и кинематические схемы стационарных ГТУ и их показатели
3.3.1 Схемы стационарных ГТУ
Глава 3.4 Показатели стационарных установок различных тепловых схем
3.4.1 Показатели ГТУ различных тепловых схем
Глава 3.5 Охлаждение и тепловая защита основных элементов газовой турбины
3.5.1 Классификация систем охлаждения турбин
3.5.2 Исследование возможностей водяного охлаждения
3.5.3 Исследование возможностей парового охлаждения
3.5.4 Воздушное конвективное охлаждение элементов
3.5.7 Расчет теплового состояния охлаждаемых элементов
Глава 3.6 Воздухоподготовительные устройства Системы шумоглушения
Глава 3.7 Осевые и центробежные компрессоры
3.7.1 Проточная часть и ступень осевого компрессора
3.7.2 Элементарная ступень осевого компрессора и ее расчет
3.7.3 Плоские решетки ступени осевого компрессора
3.7.4 Оценка ступеней осевого компрессора
3.7.5 Неустойчивые режимы работы компрессоров
Глава 3.8 Камеры сгорания
3.8.1 Конструктивные схемы, типы и характеристики камер сгорания
3.8.4 Механизмы образования вредных веществ в камерах сгорания
3.8.5 Аэродинамика камер сгорания. Гидравлический расчет
3.8.8 Пульсационное горение и его подавление
3.9.1 Теплопередающие поверхности воздухоподогревателей и выбор скоростей движения теплоносителей в них
3.9.2 Основные уравнения процесса теплообмена
3.9.4 Пластинчатые поверхности теплообмена
3.9.5 Регенеративные воздухоподогреватели
Глава 3.10 Материалы в газотурбостроении
3.10.1 Лопатки газовых турбин
3.10.4 Камеры сгорания и основные высокотемпературные детали газопламенного тракта
Глава 3.11 Перспективы развития ГТУ
3.11.1 Перспективные виды топлив и влияние начальной температуры газов на показатели ГТУ
3.11.4 Программа «У15КЖ 21»
3.11.5 Рост объема продаж ГТУ
3.11.6 Перспектива развития энергетических установок с ГТУ
3.11.7 ГТУ замкнутого цикла на гелии для атомной энергетики
Раздел 4 Применение комбинированных установок
Глава 4.1 Структурные схемы комбинированных установок
Глава 4.2 Термодинамические основы создания комбинированных установок
Глава 4.3 Бинарные газопаровые установки 814 Список литературы
Раздел 5 Прочность, надежность, вибрация, диагностика паровых турбин
Глава 5.1 Прочность рабочих лопаток
5.1.1 Общие положения
5.1.2 Расчеты на статическую и динамическую прочность
5.1.3 Допускаемые напряжения и запасы прочности
Глава 5.2 Прочность дисков и роторов
5.2.1 Общие положения
5.2.2 Расчеты прочности и ресурса дисков и роторов
5.2.3 Допускаемые напряжения и запасы прочности
Глава 5.3 Прочность деталей статора
5.3.1 Расчет на прочность корпусов цилиндров и клапанов
5.3.3 Расчет фланцевых соединений горизонтальных разъемов корпусов турбин
Глава 5.4 Колебания лопаток и роторов
5.4.1 Источники возбуждения колебаний лопаток
5.4.2 Собственные колебания лопаток и дисков Системы лопатки -связи — диски
5.4.3 Динамические напряжения при резонансных колебаниях
5.4.4 Критические скорости, вынужденные колебания, балансировка роторов
Глава 5.5 Расчет корпусов и опор подшипников скольжения
5.5.1 Нормализация тепловых расширений паровых турбин
5.5.2 Рекомендации по улучшению тепловых расширений
Глава 5.6 Особенности температурного состояния, ползучесть и малоцикловая усталость деталей и узлов
5.6.2 Расчеты гидравлики системы охлаждения
5.6.3 Повышение надежности и продление ресурса роторов паровых турбин
5.6.4 Коробление корпусов цилиндров паровых турбин
Глава 5.7 Нестационарные процессы возбуждения колебаний в проточных частях
5.7.1 Классификация источников возбуждения колебаний лопаточного аппарата
5.7.2 Окружная неравномерность потока как источник возбуждения колебаний лопаточного аппарата Взаимосвязь с нагрузками
5.7.3 Факторы, влияющие на уровень нестационарных аэродинамических нагрузок
5.7.4 Крупномасштабное возбуждение окружной неравномерностью потока
5.7.5 Источники возбуждения колебаний, обусловленные потерей устойчивости течения
Глава 5.9 Диагностика паровых турбин
5.9.1 Принципы создания систем диагностики паровых турбин
5.9.2 Диагностика вибрационного состояния роторов
5.9.3 Диагностика состояния лопаточного аппарата
5.9.4 Диагностика термонапряженного состояния основных элементов
5.9.5 Диагностика тепловой экономичности в процессе эксплуатации
5.9.6 Диагностика электрического и магнитного состояния турбоагрегатов
5.9.7 Диагностика пропариваний, присосов и тепловых ударов в концевых уплотнениях
5.9.8 Диагностика зазоров в проточных частях в процессе эксплуатации
5.9.9 Диагностика тепловых расширений цилиндров
5.9.10 Система диагностики конденсационных установок
Автор: Рассохин В.А. Хоменок Л.А. Михайлов В.Б.
Теги: общее машиностроение технология машиностроения машиноведение машиностроение энциклопедия теплотехника турбины газотурбинные установки
ISBN: 978-5-94275-696-3
Год: 2015
Похожие
Котельные установки электростанций
Машиностроение энциклопедия
Машиностроение. Энциклопедия. Расчет и конструирование машин. Надежность машин. Том IV-3
Машиностроение: Энциклопедия. Том IV-17. Машины и оборудование пищевой и перерабатывающей промышленности
Текст
                    МАШИНОСТРОЕНИЕ
 ЭНЦИКЛОПЕДИЯ
 MECHANICAL  ENGINEERING
Encyclopaedia
 Главный  редактор  академик  РАН
К.В.  Фролов

МАШИНОСТРОЕНИЕ
 ЭНЦИКЛОПЕДИЯ
В  СОРОКА  ТОМАХ
 РЕДАКЦИОННЫЙ  СОВЕТ
 ФРОЛОВ  К.В.
 Председатель  редакционного  совета
 Члены  совета:
 Белянин  П.Н.  (зам.  Председателя  редсовета  и  главного
редактора),  Колесников  К.С.  (зам.  Председателя  редсовета
и  главного  редактора),  Адамов  Е.О.,  Анфимов  Н.А.,
Асташев  В.К.,  Бессонов  А.П.,  БюшгенсГ.С.,
Васильев  В.В.,  Васильев  Ю.С.,  Воронин  Г.П.,
Долбенко  Е.Т.,  Жесткова  И.Н.,  Кирпичников  М.П.,
Клюев  В.В.,  Коптев  Ю.Н.,  Ксеневич  И.П.,
Мартынов  И.А.,  Митенков  Ф.М.,  Новожилов  Г.В.,
Образцов  И.Ф.,  Панин  В.Е.,  Паничев  Н.А.,
Патон  Б.Е.,  Пашин  В.М.,  Платонов  В.Ф.,
Пугин  Н.А.,  Румянцева  О.Н.,  Силаев  И.С.,
Федосов  Е.А.,  Фортов  В.Е.,  Черный  Г.Г.,
Шемякин  Е.И.
 МОСКВА  “МАШИНОСТРОЕНИЕ”  2015

Раздел  IV
РАСЧЕТ
 И  КОНСТРУИРОВАНИЕ  МАШИН
 Том  IV-19
 ТУРБИННЫЕ  УСТАНОВКИ
 Ответственный  редактор
академик  РАН  К.С.  Колесников
 Редактор  тома
академик  РАН  Ю.С.  Васильев
 Редакторы-составители
чл.-кор.,  д-р  физ.-мат.  наук  Ю.К.  Петреня,
д-р  техн.  наук  В.Е.  Михайлов,
д-р  техн.  наук  Г.П.  Поршнев
 Редакторы
д-р  техн.  наук  В.А.  Рассохин,
д-р  техн.  наук  JI.A.  Хоменок
 МОСКВА  “МАШИНОСТРОЕНИЕ”  2015

УДК  621.01/03
ББК  34.44
М38
 1171826
 Авторы:  Михайлов  В.Е.,  Рассохин  В.А.,  Хоменок  JI.A.,  Арсеньев  Д.Г.,  Антонов¬
ский  В.И.,  Ануров  Ю.М.,  Баландина  М.Ю.,  Баран  Л.С.,  Барилович  В.А.,  Белоусов  М.П.,
Беркович  АЛ.,  Беседин  С.Н.,  Божко  В.В.,  Вайнзихер  Б.Е.,  Виноградов  Н.Н.,  Владимир¬
ский  О.А.,  Гаврилов  С.Н.,  Гиммельберг  А.С.,  Горынин  В.И.,  Денисов  КН.,  Ермола¬
ев  П.А.,  Ермолов  В.Ф.,  Жуковский  Г.В.,  Забелин  Н.А.,  Золотогоров  М.С.,  Иващен¬
ко  С.С.,  Исаков  Н.Ю.,  Кантор  З.И.,  Канышев  М.Ю.,  Качуринер  Ю.Я.,  Ковалев  И.А.,  Ко¬
валенко  А.Н.,  Кокошкин  И.А.,  Кортиков  Н.Н.,  Корсов  Ю.Г.,  Коц  В.Д.,  Кругликов  П.А.,
Курмакаев  М.К,  Лапшин  К.Л.,  Ласкин  А.С.,  Лебедев  А.С.,  Левченко  А.И.,  Лисян-
ский  А.С.,  Ляпунов  В.М.,  Мандрыка  Э.С.,  Маринич  А.М.,  Моногаров  Ю.И.,  Неч-
кин  Б.В.,  Никитин  В.И.,  Окунев  Е.И.,  Олейников  С.Ю.,  Олимпиев  В.И.,  Орлик  В.Г.,
Павлов  П.Г.,  Пермяков  В.А.,  Пермяков  КВ.,  Пичугин  И.И.,  Полищук  В.Г.,  Рабино¬
вич  Э.М.,  Радик  С.В.,  Раков  Г.Л.,  Родин  К.Г.,  Розенблюм  В.И.,  Рыбников  А.И.,  Садовни¬
чий  В.Н.,  Сандовский  В.Б.,  Смирнов  М.А.,  Смирнов  Ю.А.,  Смолкин  Ю.В.,  Соболе¬
ва  Л.Н.,  Соколов  Н.П.,  Судаков  А.В.,  Сухоруков  Ю.Г.,  ТарабртгА.П.,  Трифонов  Н.Н.,
Фёдорова  Л.В.,  Фокин  Г.А.,  Ходак  Е.А.,  Шайдак  Б.П.,  Шаргородский  B.C.,  Шлемен-
зон  К.Т.,  Шпензер  Г.Г.,  Яковлева  Т.К.
 Рабочая  группа  Редакционного  совета:  КС.  Колесников,  В.К.  Асташов,  П.Н.  Беля¬
нин,  А.П.  Бессонов,  В.В.  Васильев,  Н.Ф.  Иванников,  Г.В.  Москвитин,  Е.Т.  Долбенко,
И.Н.  Жесткова
 Машиностроение.  Энциклопедия.  Ред.  совет:  К.В.  Фролов  (пред.)
М38  и  др.  —  М:  Машиностроение.
Турбинные  установки.  Т.  IV-19/  В.А.  Рассохин,  Л.А.  Хоменок,  В.Б.  Ми¬
хайлов  и  др.;  под  ред.  Ю.С.  Васильева.  2015.  —  1030  с.,  ил.
 ISBN  978-5-94275-696-3  (Т.  IV-19)
 ISBN  5-217-01949-2
 Рассмотрены  теория  рабочих  процессов  тепловых  турбин,  основы  расчета  и  проекти¬
рования  паротурбинных  (ПТУ)  и  газотурбинных  (ГТУ)  установок,  их  оборудования,  узлов
и  основных  элементов,  а  также  возможности  повышения  показателей  установок,  их  эко¬
номичности,  надежности,  прочности  и  снижения  вредных  выбросов  в  окружающую  среду.
Приведены  перспективы  использования  ПТУ  и  ГТУ  в  составе  высокоэффективных  ком¬
бинированных  установок  различного  назначения,  в  том  числе  на  тепловых  и  атомных
электростанциях.
 УДК  621.01/03
ББК  34.44
 ISBN  978-5-94275-696-3  (Т.  IV-19)
 ISBN  5-217-01949-2 	© 	Издательство 	«Машиностроение»,  2015
 Перепечатка,  все  виды  копирования  и  воспроизведения  материалов,  опубликованных  в  данной
книге,  допускаются  только  с  разрешения  издательства  и  со  ссылкой  на  источник  информации.

ОГЛАВЛЕНИЕ
 Предисловие 	9
 Список  сокращений 	11
 Раздел  1.  ОСНОВЫ  ТЕОРИИ  ТЕПЛОВЫХ
 ТУРБИН  	13
 Глава  1.1.  Одномерный  поток  газа  в  ступени
осевой  турбины
 (Г.Л.  Раков) 	13
 1.1.1. 	Рабочие  процессы  в  соплах  ...  13
 1.1.2. 	Конструктивная  схема  и  прин¬
цип  действия  турбины  	15
 1.1.3. 	Формулы  Эйлера  для  определе¬
 ния  силы,  момента  и  удельной
работы 	17
 1.1.4. 	Кинематическое  подобие
 осевых  турбин 	18
 Глава  1.2.  Потери  кинетической  энергии
в  ступени  осевой  турбины
 {В.  Н.  Садовничий) 	19
 1.2.1. 	Профильные  потери  	20
 1.2.2. 	Вторичные  потери 	23
 1.2.3. 	Концевые  потери 	25
 1.2.4. 	Потери  от  утечек  рабочего
 тела 	26
 1.2.5. 	Потери  в  ступенях  с  парциаль-
 ностью 	30
 1.2.6. 	Внутренний  КПД 	31
 Глава  1.3.  Одноступенчатые  и  многоступенчатые
турбины  	32
 1.3.1. 	Ступени  турбин  (К.Л.  Лапшин,
 Е.И.  Окунев) 	32
 1.3.2. 	Ступени  скорости  (К.Л.  Лапшин,
 Е.И.  Окунев) 	33
 1.3.3. 	Радиальные,  радиально-осевые
и  диагональные  ступени
 (М.А.  Смирнов) 	35
 1.3.4. 	Малорасходные  турбины  конст¬
рукции  ЛПИ  (В.А.  Рассохин) 	37
 1.3.5. 	Современная  вычислительная
газодинамика  турбомашин
 (Д.  Г.  Арсеньев,  Н.Н.  Кортиков) 	42
 Глава  1.4.  Оптимизация  проточных  частей
осевых  турбин
 {К.Л.  Лапшин) 	49
 1.4.1. 	Постановка  задачи  оптимиза¬
ции  проточной  части  	50
 1.4.2. 	Основы  математической
 модели  проточной  части 	53
 1.4.3. 	Оценка  потерь  энергии 	57
 1.4.4. 	Примеры  оптимизации  проточ¬
 ных  частей  паровых  и  газовых
турбин  	 63
 Список  литературы 		75
 Раздел  2.  ПАРОТУРБИННЫЕ  УСТАНОВКИ
 И  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ 	78
 Глава  2.1.  Краткий  исторический  обзор  развития
паротурбостроения  	 78
 2.1.1. 	Характеристика  основных  эта¬
пов  (Н.А.  Забелин,  Е.И.  Окунев)  ....  78
 2.1.2. 	Достоинства  и  недостатки  паро¬
турбинных  установок  {Е.И.  Окунев).  .19
 Глава  2.2.  Эффективность  паротурбинных
 установок  (ПТУ) 	80
 2.2.1. 	Состав  ПТУ  тепловых  (ТЭС)
 и  атомных  (АЭС)  электростанций
{Н.А.  Забелин,  Е.И.  Окунев) 	80
 2.2.2. 	Схемы  и  циклы  ПТУ
 {Е.И.  Окунев) 	81
 2.2.3. 	Повышение  эффективности
ПТУ  начальными  и  конечными  пара¬
метрами  цикла  {П.А.  Кругликов,
 Ю.В.  Смолкин) 	85
 2.2.4. 	Регенеративный  подогрев  пита¬
 тельной  воды.  Оптимизация  парамет¬
ров  {А.  М.  Маринин) 	92
 Глава  2.3.  Теплообменное  и  сепарационное
оборудование  тепловых  схем
ПТУ  ТЭС  и  АЭС 	98
 2.3.1. 	Сепарация  влаги  в  турбо¬
установках  АЭС  {А.В.  Судаков,
 А.М.  Маринич,  КН.  Денисов) 	98
 2.3.2. 	Сепараторы  -  пароперегревате  -
ли  {А.В.  Судаков,  А.М.  Маринич,
 КН.  Денисов) 	107
 2.3.3. 	Конденсаторы  паровых
 турбин  {А.Л.  Беркович) 	123
 2.3.4. 	Подогреватели  низкого  давле¬
ния  {М.П.  Белоусов,  В.Ф.  Ермолов)  .  .  133
 2.3.5. 	Термические  деаэраторы
 {А.С.  Гиммелъберг) 	153
 2.3.6. 	Бездеаэраторные  тепловые
 схемы  {В.Ф.  Ермолов,  Н.Н.  Трифонов,
Ю.Г.  Сухорукое) 	165
 2.3.7. 	Система  регенерации  высокого
давления  (СРВД)  и  оборудование,
входящее  в  ее  состав  (С.  С.  Иващенко,
 М.П.  Белоусов,  Н.Н.  Трифонов)....  174
 2.3.8. 	Подогреватели  сетевой  воды
 {М.П.  Белоусов) 	195
 2.3.9. 	Маслоохладители  {В.А.  Пермя¬
ков)  	201
 2.3.10. 	Сальниковые  подогреватели
 {В.А.  Пермяков) 	220
 2.3.11. 	Редукционно-охладительные
 установки  {Н.Н.  Трифонов) 	227
 2.3.12. 	Горизонтальные  поверхност¬
ные  подогреватели  сетевой  воды  для
промышленных  ТЭЦ  и  котельных
{В.А.  Пермяков,  КВ.  Пермяков)  ...  231

6
 ОГЛАВЛЕНИЕ
 2.3.13.  Принципы  проектирования
и  методы  расчета  тепловых  схем
{П.А.  Кругликов,  Ю.В.  Смолкин)  .  .  .  242
 Глава  2.4.  Энергетические  насосы
 (К.  Т.  Шлемензон,  В.Е.  Михайлов,
 Л.А.  Хоменок,  П.Г.  Павлов,
 Т.К.  Яковлева,  М.Ю.  Канышев)  .  .  .  246
 Глава  2.5.  Паровые  турбины 	248
 2.5.1. 	Газотермодинамический
расчет  проточной  части
 (В.  Г.  Жуковский) 	248
 2.5.2. 	Одномерный  тепловой  расчет
 на  среднем  диаметре  проточной  час¬
ти  (В.Г.  Жуковский) 	256
 2.5.3. 	Стадии  и  методы  расчета  про¬
точной  части  (В.  Г.  Жуковский)....  267
 2.5.4. 	Базы  данных  по  лопаточным
 профилям  {В.Г.  Жуковский) 	273
 2.5.5. 	Особенности  влажно-паровых
турбин  {В.  Г.  Орлик,
 Ю.Я.  Кануринер) 	276
 2.5.6. 	Режимы  конденсационной  не¬
 стационарное™  потока  {В.  Г.  Орлик,
Ю.Я.  Качуринер) 	290
 2.5.7. 	Перспективные  способы  удале¬
ния  влаги  из  проточной  части
 (Г.  Г.  Шпензер) 	291
 2.5.8. 	Коррозионные  повреждения
дисков  и  лопаточного  аппарата  паро¬
вых  турбин  и  мероприятия  по  их  пре¬
дотвращению  {Л.А.  Хоменок,
 И.А.  Кокошкин) 	311
 2.5.9. 	Электроэрозионные  поврежде¬
ния  элементов  {JI.A.  Хоменок,
 В.Д.  Кои) 	319
 2.5.10. 	Ступени  большой  веерности
 (.Л.А.  Хоменок,  В.Б.  Сандовский)  .  .  .  327
 2.5.11. 	Проблемы  обеспечения  пере¬
менных  режимов  работы  турбин
 (С.В.  Радик) 	330
 Глава  2.6.  Конструкции  деталей  и  узлов  паровых
турбин  (Л.А.  Хоменок,
 О.А.  Владимирский) 	332
 2.6.1. 	Конструкции  паровых
 турбин  	 332
 2.6.2. 	Корпусы  цилиндров 	362
 2.6.3. 	Диафрагмы 	379
 2.6.4. 	Направляющие  аппараты  .  .  .  386
 2.6.5. 	Рабочие  лопатки 	391
 2.6.6. 	Диски 	402
 2.6.7. 	Валопроводы  турбин  ТЭС
 и  АЭС 	406
 2.6.8. 	Уплотнения 	414
 2.6.9. 	Подшипники 	433
 2.6.10. 	Система  смазки  подшип¬
ников  	449
 2.6.11. 	Валоповоротные
 устройства 	454
 2.6.12. 	Фундаменты  турбоагрегата.  .  .  456
 Глава  2.7.  Турбоустановки  различных
 предприятий  {Л.А.  Хоменок) 	469
 2.7.1. 	Турбины  ОАО  «Ленинградский
 металлический  завод»  (ЛМЗ) 	469
 2.7.2. 	Турбины  АООТ  «Невский
 завод» 	483
 2.7.3. 	Турбины  ОАО  «Калужский
 турбинный  завод» 	483
 2.7.4. 	Турбины  ЗАО  «Уральский
 турбинный  завод» 	502
 2.7.5. 	Турбины  АО  «Харьковский
 турбинный  завод» 	515
 2.7.6. 	Паровые  турбины  малой
 мощности 	523
 Глава  2.8.  Материалы,  применяемые
 в  паротурбостроении 	526
 2.8.1. 	Материалы  дисков  и  роторов
{А.  И.  Рыбников,  В.И.  Горынин,
 М.Ю.  Баландина,  В.И.  Никитин)  .  .  .  529
 2.8.2. 	Материалы  основных  деталей
статоров  {А.И.  Рыбников,  В.И.  Горынин,
М.Ю.  Баландина,  В.И.  Никитин)  ...  535
 2.8.3. 	Материалы  крепежных  деталей
 (.А.И.  Рыбников,  В.И.  Горынин)  ....  537
 2.8.4. 	Материалы  лопаток
 (А.И.  Рыбников,  В.И.  Горынин)  ....  544
 Глава  2.9.  Перспективы  развития  блоков  ПТУ
сверхкритических  параметров  (СКП)
и  суперсверхкритических  параметров
(ССКП)  (Б.Е.  Вайнзихер,
 А. 	С.  Лисянский,  И.  И.  Пичугин,
 О.А.  Владимирский,  Л.А.  Хоменок,
 И.А.  Ковалёв) 	549
 2.9.1. 	Применение  гидропаровых
турбин  (В.А.  Барилович,
 JO.A.  Смирнов) 	557
 Список  литературы 	568
 Раздел  3.  ГАЗОВЫЕ  ТУРБИНЫ  И  ГАЗОТУР¬
БИННЫЕ  УСТАНОВКИ  (ГТУ)  ...  572
 Глава  3.1.  Роль  ГТУ  в  промышленности
и  на  транспорте  (В.  Г.  Полищук,
 Н.И  Соколов) 	572
 3.1.1. 	Применение  ГТУ
 в  промышленности 	572
 3.1.2. 	Применение  ГТУ
 на  транспорте 	574
 Глава  3.2.  Этапы  развития  газотурбостроения.  .  .  575
 3.2.1. 	Развитие  конструкций  ГТУ
за  рубежом  (В.  Г.  Полищук,
 Н.П.  Соколов) 	575
 3.2.2. 	Отечественные  стационарные
энергетические  ГТУ  (П.А.  Ермолаев,
 А. 	С.  Лебедев,  Б.  П.  Шайдак,
 Ю.М.  Ануров,  С.Ю.  Олейников)  ....  590
 3.2.3. 	Новейшие  стационарные
энергетические  ГТУ
 {П.А.  Ермолаев) 	596
 Глава  3.3.  Тепловые  и  кинематические  схемы
стационарных  ГТУ  и  их  показатели
 {П.А.  Ермолаев) 	601
 3.3.1. 	Схемы  стационарных  ГГУ  ...  601
 3.3.2. 	Карнотизация  цикла  ГТУ  .  .  .  605
 Глава  3.4.  Показатели  стационарных  установок
различных  тепловых  схем
 {П.А.  Ермолаев) 	607
 3.4.1. 	Показатели  ГТУ  различных
тепловых  схем 	607

ОГЛАВЛЕНИЕ
 7
 3.4.2.  Воздухоаккумулирующие
ГТУ  (ВАТТУ)  {П.А.  Ермолаев,
 Ю.Г.  Корсов) 	615
 Глава  3.5.  Охлаждение  и  тепловая  защита
 основных  элементов  газовой  турбины
 {М.С.  Золотогоров) 	621
 3.5.1. 	Классификация  систем
 охлаждения  турбин 	622
 3.5.2. 	Исследование  возможностей
 водяного  охлаждения 	623
 3.5.3. 	Исследование  возможностей
парового  охлаждения
 (М.С.  Золотогоров,  Н.П.  Соколов)  .  .  .  624
 3.5.4. 	Воздушное  конвективное
 охлаждение  элементов 	632
 3.5.5. 	Тепловая  защита  элементов  .  .  .  642
 3.5.6. 	Эффективность  охлаждения  .  .  646
 3.5.7. 	Расчет  теплового  состояния
 охлаждаемых  элементов 	649
 Глава  3.6.  Воздухоподготовительные  устройства.
Системы  шумоглушения
 (В.Е.  Михайлов) 	652
 Глава  3.7.  Осевые  и  центробежные  компрессоры
 {А.  П.  Тарабрин) 	660
 3.7.1. 	Проточная  часть  и  ступень
 осевого  компрессора 	661
 3.7.2. 	Элементарная  ступень  осевого
 компрессора  и  ее  расчет 	663
 3.7.3. 	Плоские  решетки  ступени
 осевого  компрессора 	666
 3.7.4. 	Оценка  ступеней  осевого
 компрессора 	672
 3.7.5. 	Неустойчивые  режимы  работы
компрессоров  {А.П.  Тарабрин,
 Б.  В.  Нечкин) 	679
 3.7.6. 	Центробежные  компрес¬
соры  	681
 Глава  3.8.  Камеры  сгорания  (В.  И.  Антоновский,
 В.А.  Рассохин) 	692
 3.8.1. 	Конструктивные  схемы,  типы
 и  характеристики  камер  сгорания.  .  .  692
 3.8.2. 	Топливо 	695
 3.8.3. 	Горение  топлива 	700
 3.8.4. 	Механизмы  образования  вред¬
ных  веществ  в  камерах  сгорания  ...  708
 3.8.5. 	Аэродинамика  камер  сгорания.
 Гидравлический  расчет 	712
 3.8.6. 	Тепловой  расчет  камеры
 сгорания 	716
 3.8.7. 	Малотоксичные  камеры
 сгорания 	719
 3.8.8. 	Пульсационное  горение
 и  его  подавление 	722
 Глава  3.9.  Теплообменные  аппараты  ГТУ
 (К.  Г.  Родин,  В.А.  Рассохин,
 Л.Н.  Соболева) 	725
 3.9.1. 	Теплопередающие  поверхности
воздухоподогревателей  и  выбор
скоростей  движения  теплоносителей
 в  них  	726
 3.9.2. 	Основные  уравнения  процесса
 теплообмена 	727
 3.9.3. 	Трубчатые  поверхности
 теплообмена 	730
 3.9.4. 	Пластинчатые  поверхности
 теплообмена 	735
 3.9.5. 	Регенеративные  воздухо¬
подогреватели 	738
 Глава  3.10.  Материалы  в  газотурбостроении
 (А.И.  Рыбников) 	739
 3.10.1. 	Лопатки  газовых  турбин  .  .  .  739
 3.10.2. 	Лопатки  осевых
 компрессоров 	750
 3.10.3. 	Роторы  и  диски 	754
 3.10.4. 	Камеры  сгорания  и  основные
 высокотемпературные  детали
газопламенного  тракта 	756
 3.10.5. 	Детали  корпусов 	759
 3.10.6. 	Крепежные  детали 	761
 Глава  3.11.  Перспективы  развития  ГТУ
 {Ю.Г.  Корсов) 	764
 3.11.1. 	Перспективные  виды  топлив
 и  влияние  начальной  температуры
газов  на  показатели  ГТУ 	764
 3.11.2. 	Программа  ATS 	766
 3.11.3. 	Программа  CAGT 	771
 3.11.4. 	Программа  «VISION  21»  .  .  .  774
 3.11.5. 	Рост  объема  продаж  ГТУ.  .  .  774
 3.11.6. 	Перспектива  развития  энерге¬
тических  установок  с  ГТУ 	780
 3.11.7. 	ГТУ  замкнутого  цикла
 на  гелии  для  атомной  энергетики  ...  785
 Список  литературы 	796
 Глава  3.12.  Автономный  энергоисточник
 на  базе  микротурбодетандерного
генератора  для  энергоснабжения
ГРС  и  ГРП  (БК  АЭН  МДГ-20)
 (Г.А.  Фокин,  С.Н.  Беседин) 	799
 Раздел  4.  ПРИМЕНЕНИЕ  КОМБИНИРО¬
ВАННЫХ  УСТАНОВОК
 (Н.А.  Забелин,  Е.А.  Ходак) 	804
 Глава  4.1.  Структурные  схемы  комбинирован¬
ных  установок  	 804
 Глава  4.2.  Термодинамические  основы  создания
 комбинированных  установок 	809
 Глава  4.3.  Бинарные  газопаровые  установки  ...  814
Список  литературы 	817
 Раздел  5.  ПРОЧНОСТЬ,  НАДЕЖНОСТЬ,
ВИБРАЦИЯ,  ДИАГНОСТИКА
ПАРОВЫХ  ТУРБИН 	818
 Глава  5.1.  Прочность  рабочих  лопаток
 {С.Н.  Гаврилов) 	818
 5.1.1. 	Общие  положения 	818
 5.1.2. 	Расчеты  на  статическую
 и  динамическую  прочность 	819
 5.1.3. 	Допускаемые  напряжения
 и  запасы  прочности 	826
 Глава  5.2.  Прочность  дисков  и  роторов
 {В.И.  Розенблюм,  Л.В.  Фёдорова)  .  .  .  826
 5.2.1. 	Общие  положения 	826
 5.2.2. 	Расчеты  прочности  и  ресурса
 дисков  и  роторов 	828

8
 ОГЛАВЛЕНИЕ
 5.2.3. 	Допускаемые  напряжения
и  запасы  прочности 	829
 Глава  5.3.  Прочность  деталей  статора 	831
 5.3.1. 	Расчет  на  прочность  корпусов
цилиндров  и  клапанов
 {А.И.  Левченко) 	831
 5.3.2. 	Расчет  диафрагм  (Н.Н.  Вино¬
градов,  В.  И.  Розенблюм) 	837
 5.3.3. 	Расчет  фланцевых  соединений
 горизонтальных  разъемов  корпусов
турбин  (Э.М.  Рабинович) 	840
 Глава  5.4.  Колебания  лопаток  и  роторов  ....  843
 5.4.1. 	Источники  возбуждения
колебаний  лопаток  (Н.Ю.  Исаков,
 Э.А.  Мандрыка,  И.А.  Ковалев) 	843
 5.4.2. 	Собственные  колебания
лопаток  и  дисков.  Системы  лопатки  —
связи  —  диски  {Н.Ю.  Исаков,
 Э.А.  Мандрыка,  И.А.  Ковалев) 	844
 5.4.3. 	Динамические  напряжения
при  резонансных  колебаниях
 {Н.Ю.  Исаков) 	846
 5.4.4. 	Критические  скорости,  вынуж¬
денные  колебания,  балансировка
роторов  {И.А.  Ковалев,
 Ю.И.  Моногаров) 	846
 Глава  5.5.  Расчет  корпусов  и  опор  подшипников
скольжения  {Л.А.  Хоменок,
 В.И.  Олимпиев) 	857
 5.5.1. 	Нормализация  тепловых
 расширений  паровых  турбин 	857
 5.5.2. 	Рекомендации  по  улучшению
 тепловых  расширений 	865
 Глава  5.6.  Особенности  температурного
 состояния,  ползучесть  и  малоцикловая
усталость  деталей  и  узлов 	872
 5.6.1. 	Расчетное  исследование  темпе¬
ратурного  и  напряженного  состояния
{В.М.  Ляпунов,  А.Н.  Коваленко).  .  .  .  872
 5.6.2. 	Расчеты  гидравлики  системы
охлаждения  {А.Н.  Коваленко,
 В.М.  Ляпунов) 	883
 5.6.3. 	Повышение  надежности
и  продление  ресурса  роторов
паровых  турбин  {Л.А.  Хоменок,
 А.С.  Шаргородский) 	886
 5.6.4. 	Коробление  корпусов  цилинд¬
ров  паровых  турбин  {ЛА  Хоменок)  .  .  .  906
 Глава  5.7.  Нестационарные  процессы  возбуждения
колебаний  в  проточных  частях
 {А.С.  Ласкин) 	925
 5.7.1. 	Классификация  источников
 возбуждения  колебаний  лопаточного
аппарата 	925
 5.7.2. 	Окружная  неравномерность
 потока  как  источник  возбуждения
колебаний  лопаточного  аппарата.
Взаимосвязь  с  нагрузками 	927
 5.7.3. 	Факторы,  влияющие  на  уровень
 нестационарных  аэродинамических
нагрузок 	932
 5.7.4. 	Крупномасштабное  возбуж¬
 дение  окружной  неравномерностью
потока  	 935
 5.7.5. 	Источники  возбуждения  ко¬
 лебаний,  обусловленные  потерей
устойчивости  течения 	941
 5.7.6. 	Акустические  колебания
 в  трактах 	943
 5.7.7. 	Автоколебания 	945
 5.7.8. 	Кинематическое
 возбуждение 	956
 Глава  5.8.  Расчетные  оценки  надежности
 {Л.А.  Хоменок,  З.И.  Кантор) 	957
 Глава  5.9.  Диагностика  паровых  турбин 	960
 5.9.1. 	Принципы  создания  систем
диагностики  паровых  турбин
 {НА.  Ковалев,  Л.А.  Хоменок) 	960
 5.9.2. 	Диагностика  вибрационного
состояния  роторов  {И.А.  Ковалев)  .  .  .  964
 5.9.3. 	Диагностика  состояния
лопаточного  аппарата
 {С.Ю.  Исаков,  Е.С.  Мандрыка)  ....  970
 5.9.4. 	Диагностика  термонапряжен¬
ного  состояния  основных  элементов
{А.Н.  Коваленко,  В.М.  Ляпунов,
 B.C.  Шаргородский,  В.В.  Божко).  .  .  971
 5.9.5. 	Диагностика  тепловой  эконо¬
 мичности  в  процессе  эксплуатации
{Л.А.  Хоменок) 	984
 5.9.6. 	Диагностика  электрического
 и  магнитного  состояния  турбо¬
агрегатов  (В.Д.  Кои) 	994
 5.9.7. 	Диагностика  пропариваний,
 присосов  и  тепловых  ударов  в  конце¬
вых  уплотнениях  {В.Г.  Орлик) 	998
 5.9.8. 	Диагностика  зазоров  в  проточ¬
 ных  частях  в  процессе  эксплуатации
{Л.А.  Хоменок) 	1001
 5.9.9. 	Диагностика  тепловых  расшире¬
ний  цилиндров  {Л.А.  Хоменок,
 В. 	И.  Олимпиев,  М.  К.  Курмакаев).  .  .  1009
 5.9.10. 	Система  диагностики  конден¬
 сационных  установок  {Л.А.  Хоменок,
Л.С.  Баран) 	1022
 Список  литературы 	1026

ПРЕДИСЛОВИЕ
 Во  всех  промышленных  развитых  и  раз¬
вивающихся  странах  основная  доля  электри¬
ческой  энергии  и  теплоты  вырабатывается  те¬
пловыми  электростанциями,  работающими  на
органическом  и  ядерном  топливе.  В  основе
этих  тепловых  электростанций  лежат  паротур¬
бинные  и  газотурбинные  установки.
 Идея  теплового  турбинного  двигателя  за¬
родилась  в  глубокой  древности,  ее  реализация
долгое  время  не  получалась,  так  как  не  было
достаточной  научной  базы  и  экономических
предпосылок.  В  конце  XIX  —  начале  XX  века
необходимый  научно-технический  задел  был
создан.  Развитие  человечества  сопровождалось
резким  ростом  энергопотребления.  Тепловые
турбинные  двигатели  оказались  способны  обес¬
печивать  рост  производства  энергии.  В  первой
половине  XX  века  этот  рост  происходил  за  счет
паротурбинного  оборудования,  а  с  середины
XX  века  началось  бурное  развитие  газовых  тур¬
бин.  Одновременно  развивалось  производство,
и  росли  мощности  АЭС.  К  настоящему  време¬
ни  паротурбинные  ТЭС  достигли  КПД
 35...40  %,  передовые  газотурбинные  блоки  в
простом  цикле  показывают  КПД  до  40  %,  а  па¬
рогазовые  установки  превосходят  рубеж  в  60  %.
 Необходимость  радикального  изменения
условий  топливообеспечения  ТЭС  в  европей¬
ской  части  России  и  ужесточение  экологиче¬
ских  требований  обуславливают  необходи¬
мость  скорейшего  внедрения  достижений  на¬
учно-технического  прогресса  в  электроэнерге¬
тике,  и  в  первую  очередь  парогазовых  техно¬
логий.
 Неизбежность  этого  диктуется  следую¬
щими  причинами:
 моральным  и  физическим  износом  имею¬
щегося  генерирующего  оборудования;
 экономией  газа:  та  же  мощность  должна
вырабатываться  с  бблыпим  КПД;
 необходимостью  готовить  опережающий
энергетический  задел  для  обеспечения  наме¬
ченного  роста  ВВП  на  основе  промышленного
роста;
 необходимостью  проведения  экологиче¬
ской  политики  в  соответствии  с  международ¬
ными  стандартами.
 Представляется,  что  генерирующая  от¬
расль  находится  на  пороге  нового  «энергетиче¬
ского  бума»,  возникающего  в  связи  с  практиче¬
ским  внедрением  парогазовых  технологий  про¬
изводства  электроэнергии,  приход  которого
был  абсолютно  предсказуем  на  основе  зарубеж¬
ного  опыта,  особенно  в  такой  богатой  газом
стране,  как  Россия.  Даже  временная  разница  в
экспортных  и  внутренних  ценах  на  газ  и,  как
следствие,  его  дефицит  —  «на  руку»  ПГУ.  До¬
вольно  скоро  оправдается  парадоксальный,  на
первый  взгляд,  тезис:  чем  меньше  газа  —  тем
больше  ПГУ,  поскольку  именно  в  условиях  де¬
фицита  и  подорожания  газа  наиболее  рельефно
проявляются  преимущества  ПГУ  по  КПД.
 Решение  задач,  поставленных  в  энергети¬
ческой  стратегии  России,  техническое  пере¬
вооружение  электроэнергетики  невозможны
без  развития  отечественного  энергетического
машиностроения.
 Трудно  поверить,  что  еще  в  2001  г.  в
стране  существовала  единственная  полноцен¬
ная  парогазовая  установка  (ПГУ)  —  Северо-
Западная  ТЭЦ  в  Санкт-Петербурге.  Динамич¬
ные  изменения  последних  лет  —  реформа  РАО
«ЕЭС  России»,  образование  ОГК  и  ТГК,  про¬
дажа  их  акций  и  размещение  эмиссий,  меха¬
низм  ДПМ  создали  благоприятные  предпо¬
сылки  для  технического  перевооружения  мно¬
гих  объектов  электрогенерации.  Образовав¬
шиеся  финансовые  ресурсы  во  многих  энерго¬
компаниях  были  пущены  на  строительство
наиболее  экономичных  и  инвестиционно  при¬
влекательных  парогазовых  блоков.
 Темпы  ввода  парогазовых  блоков  пока¬
зывают  не  только  интенсивный  рост  вводимых
мощностей,  но  и  уверенность  инвесторов  в
окупаемости  проектов.  Установленная  мощ¬
ность  ПГУ  в  2012  г.  составила  почти  20  ГВт.
 Всего  до  2015  г.  будет  установлено  214  ГТУ,
из  них:  мощностью  25...70  МВт  —  102  шт.,  мощ¬
ностью  71...  170  МВт  —  75  шт.,  мощностью
 171...240  МВт  —  11  шт.  и  мощностью  более
240  МВт  —  26  шт.  Мощность  ПГУ  на  их  основе
составит  уже  около  30  ГВт.
 Комбинированная  выработка  электриче¬
ской  и  тепловой  энергии  на  ТЭЦ  наряду  с

10
 ПРЕДИСЛОВИЕ
 экономией  топлива  (до  35%  в  сравнении  с  раз¬
дельной  выработкой)  обеспечивает  существен¬
ные  социальные  и  экологические  преимуще¬
ства  такого  способа  производства  энергии.  Это
тем  более  важно  в  настоящее  время,  когда
объемы  выработки  электроэнергии  на  ТЭЦ  и
КЭС  стали  соизмеримы.  Установленные  на
ТЭЦ  теплофикационные  паровые  турбины
имеют  ряд  особенностей  в  конструкции  и  ус¬
ловиях  эксплуатации.
 В  предлагаемой  вниманию  читателям  Эн¬
циклопедии  представлены  обобщенные  резуль¬
таты  комплексных  разработок  по  основным
этапам  жизненного  цикла  всего  ряда  паротур¬
бинных  и  газотурбинных  установок  с  учетом
результатов  современных  разработок  и  опыта
их  эксплуатации  за  последние  20  лет.  Особое
внимание  уделено  обоснованию  принципиаль¬
ных  решений  по  повышению  эффективности  и
надежности  турбин,  традиционно  реализуемых
с  учетом  технических  и  технологических  воз¬
можностей  как  турбостроительных  предпри¬
ятий,  так  и  различных  ТЭЦ,  где  эти  турбины
эксплуатируются.  В  Энциклопедии  использо¬
ваны  как  заводские  материалы,  так  и  данные
по  вопросам  эксплуатации  всего  ряда  турбин
заводов,  полученные  с  различных  ТЭЦ.  Ис¬
пользованы  также  результаты  разработок,  вы¬
полненных  совместно  сотрудниками  заводов,
различных  НИИ  и  кафедр  вузов  страны.  Спи¬
сок  литературы  содержит  перечень  основных
 первоисточников,  которые  могут  понадобиться
читателю  данной  книги  для  более  глубокого
изучения  отдельных  вопросов.  Приведен  пере¬
чень  основных  патентов  и  авторских  свиде¬
тельств  на  изобретения,  полученных  сотрудни¬
ками  и  использованных  при  разработке  турбин.
 В  тексте  Энциклопедии  в  зависимости  от
необходимости  указываются  типы  турбин  как  в
сокращенном  виде  (например,  Т-100-130,
Т-250-240,  ПТ-135-130),  когда  фактически  ука¬
зывается  только  тип  головной  турбины  «семей¬
ства»,  так  и  в  полном  обозначении  (например,
Т-110/120-130-5,  Т-250/305-240Д,  ПТ-140/165-130)
с  указанием  всех  конкретных  параметров  и  мо¬
дификаций,  принятых  по  ГОСТу.  В  разработке
Энциклопедии  приняли  участие  специалисты
Санкт-Петербургского  политехнического  уни¬
верситета,  Центрального  котлотурбинного  ин¬
ститута  им.  Ползунова  и  ведущие  специалисты
турбинных  предприятий  г.  Санкт-Петербурга.
 Энциклопедия  рассчитана  на  специали¬
стов,  занимающихся  проектированием,  изго¬
товлением,  монтажом,  испытаниями,  налад¬
кой  и  эксплуатацией  паровых  и  газовых  тур¬
бин.  Она  может  быть  использована  в  системах
переподготовки  и  повышения  квалификации
специалистов  ТЭС  и  ТЭЦ,  а  также  студентами
вузов,  обучающихся  энергомашиностроитель¬
ным  и  теплоэнергетическим  специальностям,
для  более  глубокого  изучения  представленных
разработок.

СПИСОК  СОКРАЩЕНИЙ
 АЗ  ГТУ  -
АЭС  -
 АЭС  с  замкнутыми  регенераторами
ГТУ
 атомная  электростанция
 ксв
 ксн
 кэн
 БГР  -
 реактор  на  быстрых  нейтронах
 КЭС
 БДЗУ  -
 быстродействующее  защитное  уст¬
ройство
 мво
 БОУ  -
 блочная  обессоливающая  установка
 мт
 ВА  -
 воздухоаккумулятор
 НА
 ВАТТУ  -
 воздухоаккумулирующая  электро¬
станция  на  основе  ГТУ
 нпч
 ВВР  -
 водо-водяной  реактор
 ок
 ВГТР  -
 высокотемпературный  газоохлаж¬
даемый  реактор
 ПАВ
 ВК  -
 кипящий  реактор;  впускной  клапан
 пвд
 ВНА  -
 входной  направляющий  аппарат
 пвт
 ВО  -
 воздухоохладитель
 пгс
 ВПУ  -
ВТГР  -
 воздухоподготовительные  устройст¬
ва;  валоповоротное  устройство
 высокотемпературный  газоохлаж¬
даемый  реактор
 ПГУ
 пн
 пнд
 ВЦС  -
 высокоскоростной  центробежный
сепаратор
 пнп
 ГПА  -
 газоперекачивающий  агрегат
 пне
 ГПУ  -
 газопаровая  установка
 пос
 пп
 ПС
 пев
 гтд  -
 газотурбинный  двигатель
 ГТУ  -
 газотурбинная  установка
 ГУБТ  -
 газовая  утилизационная  беском-
прессорная  турбина
 ГЦН  -
 главный  циркуляционный  насос
 пег
 две  -
зпм  -
 ЗФП  -
 двигатель  внутреннего  сгорания
звукопоглощающий  материал
зона  фазового  перехода
 пем
 пепп
 квд  -
 компрессор  высокого  давления
 птн
 КГП  -
 конденсат  греющего  пара
 ПТУ
 кип  -
 контрольно-измерительные  приборы
 ПЭН
 кнд  -
 компрессор  низкого  давления
 РК
 КП  -
 конденсация  пара
 РОУ
 кпд  -
 коэффициент  полезного  действия
 КС  -
 камера  сгорания
 СА
 камера  сгорания  высокого  давления
 камера  сгорания  низкого  давления
 конденсатный  электронасос
 конденсационная  электростанция
 маслоохладитель  с  воздушным  охлаж¬
дением
 турбина  малой  мощности
 направляющий  аппарат
 низкопотенциальная  часть  паровой
турбины
 охладитель  конденсата;  обратный  кла¬
пан
 поверхностно-активные  вещества
 подогреватель  высокого  давления
 паровая  вихревая  турбина
 парогазовая  смесь
 парогазовая  установка
 питательный  насос
 подогреватель  низкого  давления
 подогреватель  низкого  давления  по¬
верхностный
 подогреватель  низкого  давления  сме¬
шивающий
 противообледенительная  система
 промежуточный  перегрев
 пленочный  сепаратор
 подогреватель  сетевой  воды
 подогреватель  сетевой  воды  гори¬
зонтальный
 пористый  сетчатый  материал
 промежуточная  сепарация  и  пере¬
грев  пара
 питательный  турбонасос
паротурбинная  установка
питательный  электронасос
рабочее  колесо
 редукционно-охладительная  уста¬
новка
 сопловой  аппарат

12
 СПИСОК  СОКРАЩЕНИЙ
 СКП
 СПЗУ
 СПМ
 СПП
 СРВД
 ССКП
 ТБП
 твд
 ТВЭЛ
 тнд
 тсд
 ТЭС
 ТЭЦ
 сверхкритические  параметры
 системы  защиты  от  превышения
уровня
 слоистый  проницаемый  материал
 сепаратор-промежуточный  перегре¬
ватель
 система  регенерации  высокого  дав¬
ления
 суперсверхкритические  параметры
термобарьерное  покрытие
турбина  высокого  давления
тепловыделяющий  элемент
турбина  низкого  давления
турбина  среднего  давления
тепловая  электростанция
теплоэлектроцентраль
 ЦВД 	— 	цилиндр  высокого  давления
 ЦНД 	— 	цилиндр  низкого  давления
 ЦСД 	— 	цилиндр  среднего  давления
 ЯЭУ  —  ядерная  энергетическая  установка
 ЗиО 	— 	ОАО  «Машиностроительный  завод»
 КТЗ 	— 	ОАО  «Калужский  турбинный  завод»
 Л  М3  —  ОАО  «Ленинградский  металлический
завод»,  ОАО  «Силовые  машины»
 НЗЛ  —  АООТ  «Невский  завод»
 СЗЭМ  —  ОАО  «Саратовский  завод  энергети¬
ческого  машиностроения»
 ТКЗ 	— 	ОАО  «Красный  котельщик»
 УТЗ 	— 	ЗАО  «Уральский  турбинный  завод»
 ХТЗ 	— 	АО  «Харьковский  турбинный  завод»
 ЦКТИ 	- 	ОАО  «НПО  цкти»

Раздел  1
ОСНОВЫ  ТЕОРИИ  ТЕПЛОВЫХ  ТУРБИН
 Глава  1.1
 ОДНОМЕРНЫЙ  ПОТОК  ГАЗА
В  СТУПЕНИ  ОСЕВОЙ  ТУРБИНЫ
 1.1.1. 	РАБОЧИЕ  ПРОЦЕССЫ  В  СОПЛАХ
 В  рамках  рассматриваемой  теории  поток
рабочего  тела  считается  одномерным  и  устано¬
вившимся  (стационарным).
 Одномерным  называют  поток,  в  попереч¬
ном  сечении  которого  параметры  (скорость,
давление,  температура  и  др.)  постоянные,  их
изменение  происходит  в  направлении  тече¬
ния,  установившимся  —  с  неизменными  пара¬
метрами  во  времени.
 Дополнительными  допущениями  являются:
течение  обратимое  и  адиабатное  (изоэн-
тропийное);
 рабочее  тело  —  идеальный  газ,  молекулы
которого  рассматриваются  как  материальные
точки  (силы  межмолекулярного  воздействия
отсутствуют).
 Основные  вопросы  и  уравнения  одно¬
мерного  течения  рабочего  тела,  необходимые
для  описания  процесса  преобразования  энер¬
гии  в  турбинной  ступени,  достаточно  полно
освещены  в  литературных  источниках  [2,  11,
14,  16,  25,  26,  31,  56].  Следует  отметить,  что
основы  одномерной  теории  течения  жидко¬
стей  заложены  Леонардом  Эйлером  и  Дании¬
лом  Бернулли,  развиты  Аурелем  Стодолой  и
другими  выдающимися  учеными.
 Основные  уравнения  [14].  Уравнение  со¬
стояния.  Параметры  потока  в  каждом  сечении
связаны  между  собой  уравнением  Клайперо-
на  —  Менделеева
 p  =  pRT, 	(1.1.1)
 где  R  —  газовая  постоянная.
 Уравнение  адиабаты  (изоэнтропы)
 р/рк  =  const, 	(1-1-2)
 где  к  =  ср1су  —  показатель  адиабаты;  ср,  cv  —
теплоемкость  соответственно  при  изобарном  и
изохорном  процессе.
 Уравнение  неразрывности.  При  установив¬
шемся  течении  рабочего  тела  в  канале  со  ско¬
ростью  с  расход  G  через  любое  его  сечение
площадью  F  будет  неизменным:
 G  =  G0  =  Gx  =  pcF, 	(1.1.3)
 где  индексы  «О»  и  «1»  относятся  соответствен¬
но  к  входному  и  выходному  сечению  канала.
 Уравнение  количества  движения.  При  от¬
сутствии  сил  сопротивления  и  при  изоэнтро-
пийном  характере  течения  уравнение  количе¬
ства  движения  имеет  вид:
 cdc  +  dp/р  =  0, 	(1.1.4)
 проинтегрировав  которое  между  входным  0  и
выходным  1  сечениями  (рис.  1.1.1),  получим
уравнение  количества  движения  (уравнение
импульсов):
 где  индекс  <Ф>  указывает  на  изоэнтропийность
процесса.
 Уравнение  сохранения  энергии.  Для  энерге¬
тически  изолированных  потоков  закон  сохра¬
нения  энергии  имеет  вид:
 (1.1.6)
 где  /*о  —  энтальпия  торможения  потока.
 Изоэнтропийное  течение.  Из  закона  сохра¬
нения  энергии  (1.1.6)  для  адиабатного  процес¬
са  без  трения  имеем
 (1.1.7)
 С  учетом  выражений  (1.1.1)  и  (1.1.2),  а
также  справедливых  для  рассматриваемого  те¬
чения  уравнений
 h  =  срТ  и  ср  =  kR/(k  -  1)
 Рис.  1.1.1.  hs-диаграмма  изоэнтропийного
процесса

14
 Глава  1.1.  ОДНОМЕРНЫЙ  ПОТОК  ГАЗА  В  СТУПЕНИ  ОСЕВОЙ  ТУРБИНЫ
 (1.1.8)
 получим
 си/2  =  н\  =  R(To-Tu)  =
к  -1
 =JL-RT;[\-(pjp0ik-l)lk\.
к-1
 Важными  понятиями  для  характеристики
потока  является  местная  изоэнтропийная  ско¬
рость  звука  [2]
 а  =  4кКГ 	(1.1.9)
 и  критическая  скорость  потока
 (1.1.10)
 Сечение  и  все  параметры  рабочего  тела  в
нем  называют  критическими  при  равенстве  ско¬
рости  потока  местной  скорости  звука:  с  =  а  =
 ~  акр'
 Относительные  (безразмерные)  величины.
К  ним  относятся:
 безразмерные  скорости  —  число  Маха
М  =  с/а  и  X  =  с/акр;
 безразмерные  параметры  потока  —  тем¬
пература  х  =  г/г0*,  плотность  е  =  р/ро  и  давле¬
ние  YI=p/pq.
 Функциональные  зависимости  между  без¬
размерными  величинами  следующие  [2,  14  и  др.]:
между  М  и  X:
 между  безразмерными  параметрами  пото¬
ка  и  X:
 Безразмерная  плотность  тока  (приведен-
ный  расход)  д  =  рс/ркрскр  =/кр//определяется
как  отношение  расхода  массы  через  единицу
площади  данного  сечения  к  расходу  массы  че¬
рез  единицу  площади  этого  же  сечения  при
критических  параметрах  потока  в  этом  сече¬
нии.  Связь  между  изменением  живого  сечения
канала  и  газодинамическими  параметрами
изоэнтропийного  потока  устанавливается  из
уравнений  (1.1.3)  и  (1.1.4):
 Из  (1.1.15)  следует,  что  при  дозвуковых
течениях  (М  <  1)  увеличение  сечения  (df  >  0)
приводит  к  замедлению  потока  (dc  <  0),  а
уменьшение  сечения  (df  <  0)  —  к  его  разгону
(dc  >  0).  Первый  вид  движения  и  форму  канала
называют  диффузорными,  во  втором  случае  —
конфузорными.  При  движении  газа  со  сверхзву¬
ковой  скоростью  (М  >  1)  увеличение  сечения
(df>  0)  приводит  к  ускорению  потока  (dc  >  0),  а
уменьшение  сечения  (df  <  0)  —  к  его  замедле¬
нию  (dc  <  0).  Критическое  сечение  (М  =  1)  все¬
гда  оказывается  минимальным  (df=  0).
 Приведенный  расход  можно  вычислить
по  показателю  изоэнтропы  к  и  значению  Х\
 (1.1.16)
 Выражения  (1.1.11)—(1.1.14)  и  (1.1.16)  на¬
зываются  газодинамическими  функциями,  таб¬
лицы  которых  приведены  в  справочной  лите¬
ратуре  [15].
 Подставив  в  формулу  (1.1.3)  значения
скорости  си  из  (1.1.8)  и  плотности  из  уравне¬
ния  адиабаты  (1.1.2),  получим  известную  фор¬
мулу  для  вычисления  расхода:
 .  (1.1.17)
 Уравнение  неразрывности  с  использова¬
нием  газодинамической  функции  q
 (1.1.15)
 Для  воздуха  (R  =  287  Дж/(кг-К),  к  =  1,4)
величина  b  =  0,0404  (кг-К/Дж)1/2,  для  пере¬
гретого  пара  при  небольших  давлениях,  к  =
=  1,3,  R  =  461,6  Дж/(кг-К)  коэффициент  b  =
=  0,0311  (кг•  К/Дж)1/2  [16].
 Адиабатное  течение  с  трением.  Для  такого
течения  характерно  наличие  внутреннего  тре¬
ния  между  струйками  газа  и  о  стенки  сопел.
Теплота  трения  мгновенно  передается  движу¬
щемуся  газу.  При  этом  систему  рассматривают
теплоизолированной,  без  потерь  в  окружаю¬
щую  среду.  Для  адиабатных  потоков  энталь¬
пия  торможения  hо  =  const.

КОНСТРУКТИВНАЯ  СХЕМА  И  ПРИНЦИП  ДЕЙСТВИЯ  ТУРБИНЫ
 15
 Рис.  1.1.2.  hs-  и  75-диаграммы  адиабатного  процесса  расширения  с  трением
 В  /zs-диаграмме  точка  0  определяет  пара¬
метры  торможения  рабочего  тела  перед  со¬
плом  (рис.  1.1.2).  Линия  01  —  адиабата  про¬
цесса  расширения,  линия  01'  —  изоэнтропа.
 Полезная  работа  сопла
 Нх  = 	\,
 теоретическая  (изоэнтропийная)  работа
сопла
 потеря  кинетической  энергии:
 =  \-\,  =  н;-н{.
 Уменьшение  скорости  с1  на  выходе  из  со¬
пла  вследствие  потерь  на  трение  оценивают  ко¬
эффициентом  скорости  ф  =  с{/си\  ф  =
=  0,94...0,95  для  современных  турбинных  сопел.
 Коэффициент  потерь  кинетической
энергии
 =  Л#,/  Я,*  =  1-ф2.
 Совершенство  процессов  расширения  в
соплах  оценивают  изоэнтропийным  КПД
 n-HjHl
 Величины  т|,  ф,  £  связаны  между  собой
соотношением
 п  =  <р2  =  1  -  С-
 В  Ts-диаграмме  количество  теплоты,  ха¬
рактеризуемое  площадью  0ся/0,  эквивалентно
работе  изоэнтропийного  процесса  01',  площа¬
дью  OldbeO  —  работе  адиабатного  процесса  01,
площадью  ОсМ)  —  полезной  работе  сопла.  Ра¬
бота  сил  трения  эквивалентна  площади  Olt/cO
и  определяется  разностью  адиабатной  и  полез¬
 ной  работ.  Разность  изоэнтропийной  и  полез¬
ной  работ  определяет  потери  кинетической
энергии  (площадь  ebafe).
 Ввиду  эквидистантности  изобар  совер¬
шенного  газа  площадь  ebafe  равна  площади
\dc\'\.  Следовательно,  работа  сил  трения
больше  потерь  кинетической  энергии  на  вели¬
чину  площади  011  '0.
 1.1.2. 	КОНСТРУКТИВНАЯ  СХЕМА
И  ПРИНЦИП  ДЕЙСТВИЯ  ТУРБИНЫ
 Осевые  турбины.  Ступень  осевой  одно¬
ступенчатой  турбины  состоит  из  неподвижно¬
го  направляющего  аппарата  (НА)  /  и  вращаю¬
щегося  с  угловой  скоростью  со  рабочего  колеса
(РК)  II  (рис.  1.1.3,  а).  Сопла  НА  и  РК  форми¬
руются  радиально  установленными  лопатками.
В  сечении  00  поток  осесимметричен  и  имеет
направление  по  оси  вращения  z.  Ось  z  направ¬
лена  по  течению  жидкости  и  оси  вращения
турбины.  В  направляющем  аппарате  /  проис¬
ходит  преобразование  потенциальной  и  внут¬
ренней  энергии  в  кинетическую,  и  скорость
потока  увеличивается  от  с0  до  q  (рис.  1.1.3,  б).
Поток  поворачивается  на  угол  90°  -  и  по¬
ступает  на  лопатки  РК.  Переход  из  абсолют¬
ного  движения  в  НА  в  относительное  движе¬
ние  в  РК  осуществляется  на  основании  кине¬
матической  связи  абсолютного,  относительно¬
го  и  переносного  движений:
 с  =  w  +  й.
 Векторная  сумма  скоростей  позволяет
построить  треугольники  скоростей  на  выходах
из  НА  и  РК  (рис.  1.1.3,  в).
 Поток  рабочего  тела  выходит  из  НА  со
скоростью  q  под  углом  OCj  и  входит  в  РК  со
скоростью  под  углом  pj.  При  обтекании  ло-

16
 Глава  1.1.  ОДНОМЕРНЫЙ  ПОТОК  ГАЗА  В  СТУПЕНИ  ОСЕВОЙ  ТУРБИНЫ
 Рис.  1.1.3.  Схема  ступени  осевой  одноступенчатой  турбины  (я),  решетки  профилей  (б)
 и  треугольники  скоростей  (в)
 Рис.  1.1.4.  Схема  ступени  центростремительной  турбины  (б),  решетки  профилей  (а)
и  треугольники  скоростей  (в)

ФОРМУЛЫ  ЭЙЛЕРА  ДЛЯ  ОПРЕДЕЛЕНИЯ  СИЛ,  МОМЕНТА  И  УДЕЛЬНОЙ  РАБОТЫ  17
 паток  РК  он  передает  им  часть  энергии,  пре¬
образуемую  в  полезную  мощность  на  валу,  ко¬
торая  используется  потребителями  энергии
(электрогенераторами,  насосами  и  др.).  На  вы¬
ходе  из  лопаток  РК  поток  имеет  относитель¬
ную  скорость  w2,  направленную  под  углом  (32,
и  абсолютную  скорость  с2  с  углом  выхода  а2.
 Радиальные  турбины.  В  отличие  от  осевой
турбины  в  радиальной  поток  движется  в  плос¬
кости,  перпендикулярной  к  оси  вращения  РК.
При  организации  потока  рабочего  тела  с  пе¬
риферии  к  центру  турбину  называют  центро¬
стремительной,  а  от  центра  к  периферии  —
центробежной.
 На  рис.  1.1.4  представлена  схема  центро¬
стремительной  турбины.  Отличие  рассмотрен¬
ных  турбин  состоит  в  основном  в  направлении
потока,  возможности  рационального  исполь¬
зования  энергии  переносного  движения  и  не¬
обходимости  учета  изменения  окружных  ско¬
ростей  в  сечениях  11  и  22  (и{  и  и2)  при  по¬
строении  треугольников  скоростей.
 В  турбине  любого  типа  теоретическая  ра¬
бота  может  распределяться  различным  обра¬
зом  между  НА  и  РК,  но  начальная  энтальпия
торможения  уменьшается  только  в  рабочих
лопатках.
 1.1.3. 	ФОРМУЛЫ  ЭЙЛЕРА
ДЛЯ  ОПРЕДЕЛЕНИЯ  СИЛ,  МОМЕНТА
И  УДЕЛЬНОЙ  РАБОТЫ
 Силы.  Для  определения  сил,  действую¬
щих  на  лопатку  рабочей  решетки  плоскопа¬
 раллельным  стационарным  потоком  рабочего
тела,  выделим  часть  потока,  ограниченного
контуром  abdca  с  единичной  высотой
(рис.  1.1.5).  Объем  ограничен  конгруэнтными
поверхностями,  образующими  которых  явля¬
ются  линии  тока  ас  и  bd,  расположенные  одна
от  другой  на  расстоянии  шага  решетки  /,  и  по¬
верхностями  с  образующими  ab  и  cd,  парал¬
лельными  фронту  решетки,  расположенными
на  удалении,  достаточном  для  того,  чтобы
можно  было  считать  поля  скоростей  и  давле¬
ний  рабочего  тела  равномерными.  При  таких
ограничениях  можно  считать,  что  в  любой  мо¬
мент  времени,  выделенный  объем  заполнен
одинаковыми  частичками  рабочего  тела.
 Из  теоретической  механики  известно,  что
главный  вектор  внешних  сил  R,  приложенный
к  рассматриваемому  объему  жидкости,  равен
векторной  производной  повремени  от  коли¬
чества  движения  системы  Q  [26]:
 dt
 Анализ  составляющих  главного  вектора
сил  (гидродинамического  давления,  касатель¬
ных  сил  трения  и  силы,  действующей  со  сто¬
роны  лопатки  /J)  и  изменения  количества
движения  выделенного  объема,  позволяет  по¬
лучить  выражение  для  определения  силы,  дей¬
ствующей  на  лопатку  в  виде  [14]
 Px=(px-p2)t-G(c{-c2\ 	(1.1.19)
 где  G  —  полный  массовый  расход  жидкости
через  решетку.
 Рис.  1.1.5.  К  определению  сил,  действующих  на  лопатку  рабочей  решетки

18
 Глава  1.1.  ОДНОМЕРНЫЙ  ПОТОК  ГАЗА  В  СТУПЕНИ  ОСЕВОЙ  ТУРБИНЫ
 В  проекциях  на  оси  и  и  %.
 Р\и  =  G(cu  1  -  с2и); 	(1.1.20)
 Plz  =  G(clz-c2)  +  (Pl-P2)t. 	(1.1.21)
 В 	турбинной  ступени  проекция  силы
 Р1и  >  0 	развивает  окружной  момент 	относи¬
 тельно  оси  Z-  Проекция  силы  Plz  >  0  определя¬
ет  осевую  силу,  действующую  на  лопаточный
аппарат  и  направленную  по  ходу  движения  ра¬
бочего  тела.  На  неподвижные  лопатки  НА  так¬
же  действуют  силы  со  стороны  обтекающего
их  потока.  Полезная  мощность  появляется
только  на  вращающемся  РК  за  счет  действия
силы  Р1и.
 Вращающий  момент.  В  частном  случае  од¬
ноступенчатой  осевой  турбинной  ступени  при
Г\  =  г2  =  г  момент,  развиваемый  на  лопатках
ступени  и  действующий  в  направлении  оси  z
(рис.  1.1.6),  может  быть  определен  как  произ¬
ведение  окружной  силы  Р1и  на  радиус  г.  С  уче¬
том  формулы  (1.1.20)
 М  =  Plur  =  Gr(cul  -  с2и). 	(1.1.22)
 Вращающий  момент  круговой  решетки
(РК  или  НА),  находящейся  в  потоке  стацио¬
нарного  рабочего  тела,  определяется  на  осно¬
вании  теоремы  теоретической  механики.  Глав¬
ный  момент  внешних  сил  Mz,  действующих  на
систему  материальных  точек  относительно  оси
Z,  равен  векторной  производной_по  времени  от
момента  количества  движения  Kz  этой  систе¬
мы  относительно  той  же  оси:
 Линии,  являющиеся  образующими  кон¬
трольной  поверхности  abdca,  в  результате  вра-
 Рис.  1.1.6.  К  определению  вращающего  момен¬
та,  действующего  на  лопатку  рабочей  решетки
 щения  которой  вокруг  оси  z  выделяется  эле¬
ментарный  объем,  состоящий  в  любое  время
из  одинакового  числа  одинаковых  частиц  ра¬
бочего  тела  выберем  по  принципам  определе¬
ния  силы,  изложенным  выше.  Расстояние  ме¬
жду  линиями  тока  будем  считать  настолько
малым,  что  можно  пренебречь  изменением  па¬
раметров  потока  по  торцевым  поверхностям.
Проведя  анализ  внешних  сил,  которые  созда¬
ют  момент  относительно  оси  z  и  изменения
момента  количества  движения  выделенного
объема,  получим  выражение  для  момента,
действующего  на  лопатку:
 M=G(r{cul  -г2с2и). 	(1.1.23)
 Эта  формула  Эйлера  пригодна  для  любой
турбомашины.  Для  ступени  турбины  М  >  0,
для  компрессорной  М  <  0.
 Удельная  работа.  Мощность,  вырабаты¬
ваемая  рабочим  колесом  турбины  при  приве¬
денных  выше  условиях,  определяется  по  фор¬
муле
 N=a>M,
 где  со  —  угловая  скорость  ротора.
 Учитывая,  что  со  =  и/г  и  удельная  работа
(удельная  мощность)  Ни  =  N/G,  развиваемая
рабочим  телом  с  расходом  в  1  кг/с,  запишем
 Ни  =  Щси1-и2с2и. 	(1.1.24)
 Другой  вид  уравнения  Эйлера,  опреде¬
ляющий  изменения  кинетической  энергии  ра¬
бочего  тела  в  проточной  части  турбины  в  абсо¬
лютном,  относительном  и  переносном  движе¬
ниях  можно  получить,  используя  теорему  ко¬
синусов  к  треугольникам  скоростей  ступени
(см.  рис.  1.1.3  и  рис.  1.1.4):
 Hu  =  clzA  +  ^ZJ±  +  ±lA.  (1.1.25)
2  2  2
 Формулы  Эйлера  справедливы  для  обте¬
кания  профилей  идеальными  и  реальными  по¬
токами  несжимаемого  и  сжимаемого  рабочего
тела  [14].
 1.1.4. 	КИНЕМАТИЧЕСКОЕ  ПОДОБИЕ
ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 В  практике  проектирования  и  исследо¬
вания  турбомашин  теория  подобия  (размер¬
ности)  играет  важную  роль.  Важнейшими  ис¬
пользуемыми  критериями  подобия  являются:
геометрическое,  кинематическое  и  динамиче¬
ское.  Геометрически  подобными  считают  тур¬

КИНЕМАТИЧЕСКОЕ  ПОДОБИЕ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 19
 бомашины,  все  геометрические  размеры,  ко¬
торых  отличаются  на  коэффициент  геометри¬
ческого  подобия  п,  кинематически  подобны¬
ми  —  турбомашины  с  подобием  треугольни¬
ков  скоростей  ступеней,  в  которых  соответст¬
вующие  векторы  скоростей  отличаются  на
коэффициент  кинематического  подобия  (ска¬
лярного  множителя)  к.  Динамическое  подо¬
бие  определяется  равенством  критериев  дина¬
мического  подобия  (чисел  М,  Re  и  др.),  опре¬
деляющих  физические  процессы  в  проточных
частях.
 В  рамках  кинематического  подобия  целе¬
сообразно  применение  условных  треугольни¬
ков  скоростей,  характеризуемых  равенствами,
 С1  z  =  с2  Z  =  cv  u\z=  u2z  =  UZ-
 Критерии  кинематического  подобия.  Кине¬
матическая  степень  реактивности
 Рк  =  Нр/Ни, 	(1.1.26)
 где  Яр  —  удельная  работа,  получаемая  за  счет
ускорения  потока  в  рабочем  колесе,  опреде¬
ляемая  вторым  членом  уравнения  Эйлера
 (1.1.25);  Hp={wl-w2x)/l.
 Средние  векторы  [14]
 Выразив  рк  через  проекции  относитель¬
ных  скоростей  на  ось  и,  определив  окружные
проекции  средних  векторов  и  подставив  их  в
полученное  выражение  рк,  получим
 Рк  =-^cu/u  =  -wcu; 	(1.1.27)
 Рк=-сс  и/и  =  -ёси- 	(1.1.28)
 Выражения  (1.1.27  и  1.1.28)  значительно
облегчают  процесс  построения  треугольников
скоростей,  определяя  расстояние  от  оси  до
концов  средних  векторов  (см.  рис.  1.1.3,  в).
 Коэффициент  циркуляции
 си=Ни/и2  =(ulclu-u2clu)/u2,  (1.1.29)
 где  и  соответствует  наибольшему  из  значений
и{  или  и2  [14].
 Для  условных  треугольников  скоростей
Си  =(ciи~  с2и)/и  и  определяет  расстояние  меж¬
ду  концами  векторов  сх  и  с2  (й^  и  w2).
 Коэффициент  циркуляции  характеризует
нагруженность  ступени.  Для  турбины  си  >  О,
для  компрессора  си  <  0.  Чем  больше  си,  тем
 бблыиую  мощность  развивает  (поглощает)
ступень.
 Положение  векторов  скоростей  опреде¬
ляется  заданием  относительной  высоты  тре¬
угольников  cz  =  cz/u  для  осевой  и  сг  =  сг/и  для
радиальной  ступени.
 Коэффициент  расхода
 cz  =  cz/u.
 Он  характеризует  пропускную  способ¬
ность  ступени  и  определяет  совместно  с  рк  и
си  положение  векторов  в  условных  треуголь¬
никах  скоростей.
 Ступени  турбомашин,  имеющие  одина¬
ковые  коэффициенты  рк,  си  и  cz,  считаются
кинематически  подобными.
 Глава  1.2
 ПОТЕРИ  КИНЕТИЧЕСКОЙ  ЭНЕРГИИ
 В  СТУПЕНИ  ОСЕВОЙ  ТУРБИНЫ
 Потери  кинетической  энергии  (в  дальней¬
шем  —  потери  энергии)  —  это  потери  распола¬
гаемой  работы  в  турбине,  которые  разделяют
на  внешние  и  внутренние.  Внешние  потери  не
влияют  на  тепловое  состояние  рабочего  тела  и
определяются  конструкцией  установки  (тре¬
нием  в  подшипниках,  утечками  через  конце¬
вые  уплотнения  и  др.).  К  внутренним  потерям
относят  все  потери,  которые  вследствие  необ¬
ратимости  процессов  сопровождаются  измене¬
ниями  состояния  рабочего  тела.  Они  приводят
к  увеличению  количества  теплоты,  отдаваемой
холодному  источнику,  и  относятся  к  энергети¬
ческим  потерям  тепловых  установок.
 При  проектировании  стремятся  обеспе¬
чить  преобразование  энергии  с  наибольшей
эффективностью.  Это  требует  знаний  физики
рабочих  процессов  и  степени  влияния  газоди¬
намических  и  геометрических  параметров  сту¬
пеней  турбины  на  потери  в  них.  Течение  пото¬
ка  в  ступенях  имеет  нестационарный  про¬
странственный  характер,  что  даже  в  настоящее
время  представляет  сложную  для  анализа  зада¬
чу.  Поэтому  его  расчет  базируется  на  упро¬
щенных  моделях  с  использованием  экспери¬
ментальных  данных.  Многие  фирмы  использу¬
ют  унифицированные  профили,  детальные  ха¬
рактеристики  которых  собраны  в  специальные
атласы.  Известно  большое  число  обобщающих
результаты  опытов  зависимостей.  При  их  ис¬
пользовании  следует  учитывать,  что  любое

20
 Глава  1.2.  ПОТЕРИ  КИНЕТИЧЕСКОЙ  ЭНЕРГИИ  В  СТУПЕНИ  ОСЕВОЙ  ТУРБИНЫ
 обобщение  базируется  на  ограниченном  объе¬
ме  данных  по  лопаткам  конкретного  типа.
Анализу  и  обобщению  опытных  данных  по  по¬
терям  в  ступенях  турбины  посвящено  большое
число  капитальных  трудов.
 Потери  в  ступени  турбины  принято  раз¬
делять  на  ряд  составляющих.  Профильные  по¬
тери  включают  все  потери  кинетической
энергии,  сопровождающие  обтекание  профи¬
лей  лопаток  на  данном  радиусе  двухмерным
потоком.  Вторичные  потери  обусловлены  на¬
личием  ограничивающих  стенок  лопаточных
каналов  и  вторичными  течениями  около  них.
Концевые  потери  возникают  у  торцов  лопаток
без  бандажа.  Потери,  возникающие  за  предела¬
ми  лопаточных  каналов,  относят  к  особой
группе,  их  учитывают  поправками  к  КПД  сту¬
пени:  от  утечек  рабочего  тела,  а  также  от  тре¬
ния  и  вихреобразования  у  поверхностей  диска
и  бандажа.  К  дополнительным  потерям  отно¬
сят  потери,  имеющие  место  в  отдельных  типах
ступеней.  Такие  потери  связаны  с  охлаждени¬
ем  лопаток,  движением  влажного  пара  или
парциальным  подводом  потока.
 Коэффициенты  потерь,  используемые
для  количественной  оценки  потерь  в  ступени,
представляют  собой  отношение  потерь  рабо¬
ты  к  ее  располагаемой  величине.  Для  турбин¬
ной  решетки  коэффициент  потерь  £  опреде¬
ляют  как  отношение  части  кинетической
энергии,  необратимо  перешедшей  в  теплоту,
к  располагаемой  кинетической  энергии.
В  наиболее  наглядной  одномерной  постанов¬
ке  коэффициенты  потерь  определяют  по  за¬
висимостям:
 для  сопловых  решеток
 с,  =  1  -  (С./С,,)2;
 для  рабочих  решеток
 Сг  =  1  - 	(1-2.1)
 где  сь  w2  и  cUi  w2t  —  соответственно  действи¬
тельные  и  теоретические  скорости  выхода  из
решеток  в  абсолютном  и  относительном  дви¬
жении,  вычисленные  по  осредненным  с  ис¬
пользованием  основных  уравнений  сохране¬
ния  параметрам  неравномерных  полей  потока
на  входе  (индекс  «1»)  и  выходе  (индекс  «2»)
лопаточных  каналов.
 Гипотеза  сложения  потерь  из  отдельных
составляющих  дает  возможность  раздельного
изучения  и  сбора  опытных  данных  по  коэф¬
фициентам  потерь  различного  вида.  Таким  об¬
разом,  коэффициент  потерь  турбинной  решет¬
 ки  равен  сумме  коэффициентов  профильных  и
вторичных  потерь:
 С  =  Спр  +  Ьг
 Следует  отметить,  что  расчет  мощности
ступени  турбины  требует  также  знания  расход¬
ных  характеристик  и  углов  потока.  Совокуп¬
ность  необходимых  для  расчета  данных  назы¬
вают  аэродинамическими  характеристиками
решетки.
 1.2.1. 	ПРОФИЛЬНЫЕ  ПОТЕРИ
 Наиболее  хорошо  изученные  потери,  соот¬
ветствующие  обтеканию  решетки  профилей  бес¬
конечной  длины,  определяются  эксперимен¬
тально  на  прямых  решетках  постоянного  про¬
филя  с  таким  отношением  высоты  лопатки  /  к
хорде  Ь,  при  котором  в  средних  сечениях  отсут¬
ствует  влияние  ограничивающих  стенок  (обыч¬
но  1/Ь  >  5).  Они  возникают  от  трения  и  вихреоб¬
разования  в  пограничном  слое  на  профиле,  от
образования  и  диссипации  вихрей  в  аэродина¬
мическом  следе  за  выходными  кромками,  от
скачков  уплотнений  при  трансзвуковых  и  сверх¬
звуковых  скоростях  потока.  Отрыв  погранично¬
го  слоя  приводит  к  увеличению  области  дисси¬
пации  кинетической  энергии  и  к  резкому  росту
потерь.  На  течение  пограничного  слоя  сущест¬
венное  влияние  оказывает  распределение  давле¬
ний  по  профилю  лопатки  и  изменение  кривиз¬
ны  ее  поверхности.  Рост  давления  или  скачки
кривизны  на  отдельных  участках  поверхности
способствуют  возникновению  отрывов.
 Схема  обтекания  профиля  лопатки  дозву¬
ковым  потоком  вязкого  газа  показана  на
рис.  1.2.1.  За  точкой  разветвления  А  следует
 Рис.  1.2.1.  Схема  обтекания  гладкого  профиля
лопатки  дозвуковым  потоком  вязкого  газа

ПРОФИЛЬНЫЕ  ПОТЕРИ
 21
 участок  1  с  ламинарным  пограничным  слоем.
Пройдя  переходную  область  2,  пограничный
слой  может  стать  турбулентным  3  с  тонким  ла¬
минарным  подслоем  4.  Соотношение  участков
зависит  от  многих  факторов.  В  пределах  по¬
граничного  слоя  скорость  изменяется  от  нуля
на  поверхности  до  скорости  ядра  потока.  На
передвижение  частиц  подторможенного  пото¬
ка  в  пограничном  слое  от  входного  сечения
решетки  до  выходного  затрачивается  кинети¬
ческая  энергия  основного  течения.  Эти  потери
называют  потерями  на  трение.  Если  известны
характеристики  пограничного  слоя  у  выход¬
ной  кромки,  то  для  оценки  коэффициента  по¬
терь  на  трение  можно  использовать  прибли¬
женную  формулу
 Стр  =2(5Сп  +8вог)/я>
 где  5**  и  5*ог  —  толщина  потери  импульса  по¬
граничного  слоя  соответственно  на  спинке  и
вогнутой  поверхности  профиля  решетки  с  ши¬
риной  горла  а.
 За  выходными  кромками  лопаток  конеч¬
ной  толщины  образуется  разрежение.  В  зону
разрежения  стекают  пограничные  слои,  обра¬
зующие  вихревую  структуру  начального  участ¬
ка  аэродинамического  следа  5.  Эти  следы  соз¬
дают  шаговую  неравномерность  полей  скоро¬
стей  и  давлений  за  решеткой,  которые  по  мере
удаления  от  решетки  постепенно  выравнива¬
ются  при  турбулентном  смешении.  Потери  ки¬
нетической  энергии,  сопровождающие  эти
процессы,  называют  кромочными.  Как  прави¬
ло,  их  соотносят  с  сечением,  расположенным
вниз  по  потоку  на  расстоянии  шага  решетки.
Для  коэффициентов  кромочных  потерь  наи¬
большее  распространение  получила  эмпириче¬
ская  формула,  справедливая  для  безотрывного
обтекания  и  кромок  умеренной  толщины:
 Стр  —  ^кр^кр2  ~  0,2^|ф2э
 где  dKp2  =  ^кр2  /а  —  относительная  толщина  вы¬
ходной  кромки.
 Эта  зависимость  используется  для  опре¬
деления  коэффициентов  профильных  потерь,
как  после  расчета  пограничного  слоя,  так  и
для  оценки  коэффициентов  трения  по  опыт¬
ным  значениям  профильных  потерь:
 Спр  =  Стр  +  W
 В  рамках  плоской  модели  решается  зада¬
ча  выбора  формы  профиля  и  числа  лопаток  ZR,
которое  определяет  шаг  решетки  на  данном
 радиусе  t  =  2кг/ZR.  Оптимальную  геометрию
профиля  и  канала  новой  решетки  обычно  вы¬
бирают  по  результатам  расчета  обтекания  се¬
рии  вариантов.  Однако  до  настоящего  време¬
ни  желательной  остается  опытная  проверка
окончательного  варианта.  Выбору  рациональ¬
ной  геометрии  способствуют  обобщения
опытных  данных.  Возможность  использования
результатов  отдельных  экспериментов  базиру¬
ется  на  геометрическом,  кинематическом  и  га¬
зодинамическом  подобии.  Геометрические  па¬
раметры  решетки  приводят  к  безразмерному
виду,  используя  характерные  размеры:  хорду
профиля  b  или  горло  канала  а.  Шаг  решетки
вместе  с  ее  горлом  определяют  эффективный
угол  а!Эф  (или  02Эф)  =  arcsin(<2//),  который  при
больших  дозвуковых  скоростях  близок  к  вы¬
ходному  углу  потока.  Горло  решетки  при  неиз¬
менном  профиле  и  шаге  можно  вместе  с  эф¬
фективным  углом  выхода  изменить  за  счет  уг¬
ла  установки  профиля  (Ху.  Зависимости  а1эф
(или  02  Эф)  =  Лесу  или  Ру,  t/b)  представлены  в
атласах.
 Влияние  формы  профиля.  Форма  профиля
в  основном  определяется  углом  изгиба  профи¬
ля  е  =  180  -  (Р1л  +  Р2д)  или  суммой  лопа¬
точных  углов  (на  входе  р1л  и  на  выходе  Р2Л)
совместно  с  конфузорностью  решетки
К  =  sinPljT/sinp^-  Зависимости  коэффициента
потерь  трения  ^  от  этих  факторов,  согласно
обобщению  опытных  данных  по  дозвуковым
безотрывным  решеткам  прямых  профилей  с
 Рис.  1.2.2.  Зависимости  коэффициента  потерь
трения  ^  от  суммы  лопаточных  углов  pj  +р£  и
конфузорности  К

22
 Глава  1.2.  ПОТЕРИ  КИНЕТИЧЕСКОЙ  ЭНЕРГИИ  В  СТУПЕНИ  ОСЕВОЙ  ТУРБИНЫ
 оптимальной  максимальной  толщиной,  пред¬
ставлены  на  рис.  1.2.2  [1].  Для  направляющих
лопаток  вместо  (31л  используется  а0л,  а  вместо
02л  —  а1л-  Оптимальная  максимальная  относи¬
тельная  толщина  приближенно  определяется
по  формуле
 (cmax/^)opt  —  1  —
 где  Ас  =  0,8...  1  для  активной  решетки;  Ас  =
=  1...  1Д  для  реактивной  решетки.
 Относительно  максимальные  потери  возни¬
кают  в  активных  решетках  с  большими  углами
поворота,  минимальные  —  в  реактивных  решет¬
ках  с  малыми  углами  поворота.  Это  объясняется
различным  распределением  скоростей  на  поверх¬
ности  профилей  при  изменении  их  формы.
 Влияние  шага  решетки  t.  Шаг  решетки
влияет  не  только  на  ее  эффективность,  но  и  на
прочность  и  технологичность.  Для  каждого
профиля  существует  оптимальный  относи¬
тельный  шаг  —  отношение  /opt  =  //b,  при  кото¬
ром  потери  в  решетке  минимальные.  Зависи¬
мость  профильных  потерь  £пр  от  t  носит  поло¬
гий  характер,  особенно  для  сопловых  решеток
(рис.  1.2.3).  Для  выбора  шага  решетки  можно
воспользоваться  кривыми  *0pt  =  /(Р:>>  Pi)
(рис.  1.2.4),  обобщающими  опытные  данные
по  плоским  решеткам  для  58  профилей  с  бес¬
конечно  тонкой  выходной  кромкой  при  без¬
ударном  входе  потока  и  относительной  скоро¬
сти  на  выходе  Х2(  =  0,8.
 Учесть  влияние  толщины  кромки  и  без¬
размерной  скорости  Х2(  на  величину  iopt  можно
с  использованием  зависимостей,  представлен¬
ных  на  рис.  1.2.5,  полученных  по  формуле
 ^opt  ~  'V*KP(1  +  Atx).
 В  ступенях  большой  веерности  (0  =  d/l  <  4)
вследствие  относительно  большого  изменения
шага  не  удается  обеспечить  оптимальное  зна-
 Рис.  1.2.3.  Зависимости  коэффициента  профиль¬
ных  потерь  £пр  от  относительного  шага  t/b  в  ре¬
шетках  без  углов  атаки  для  сопловых  (а)  и  рабо¬
чих  (б)  лопаток  (по  данным  Эйнли,  число  Маха
на  выходе  из  решетки  М2г  <  0,6,  Re  =  2  -105)  [42]
 Рис.  1.2.4.  Зависимости  оптимального  относи¬
тельного  шага  ropt  от  углов  потока  и  без
учета  кромочных  потерь
 чение  t  по  всей  высоте  лопатки.  В  этом  случае
рассматривают  потери  от  веерности  Д£е.  Кро¬
ме  того,  часто  из-за  прочностных  или  техноло¬
гических  ограничений  приходится  уменьшать
число  лопаток,  что  повышает  возможный  уро¬
вень  потерь  [1].
 Представленные  экспериментальные
данные  справедливы  для  идеальных  условий
 Рис.  1.2.5.  Влияние  на  оптимальный  шаг  решетки  Г  opt  относительной  толщины  dlKp  выходной  кромки  (а)
 и  безразмерной  скорости  Х2,  на  выходе  (б)

ВТОРИЧНЫЕ  ПОТЕРИ
 23
 обтекания  решеток  слабо  возмущенными  по¬
токами  и  соответствуют  минимальному  уров¬
ню  потерь.  Реальные  условия  обтекания  учи¬
тываются  зависимостями  £  от  режимных  пара¬
метров.
 1.2.2. 	ВТОРИЧНЫЕ  ПОТЕРИ
 Эти  составляющие  потерь  кинетической
энергии  обусловлены  торцовыми  стенками  ре¬
шеток,  в  пограничном  слое  которых  из-за  ма¬
лых  скоростей  центробежные  силы  инерции
не  способны  уравновесить  градиент  давления,
вызванный  криволинейностью  канала.  Это
приводит  к  перетеканиям  по  торцовым  обво¬
дам  решетки  от  вогнутой  к  выпуклой  поверх¬
ности  (рис.  1.2.6)  [44],  где  они,  взаимодейст¬
вуя  с  пограничным  слоем  лопатки,  образуют  у
выходных  кромок,  на  некотором  расстоянии
от  торцовых  стенок  область  накопления  под¬
торможенного  рабочего  тела.  В  основном  по¬
токе  возникает  компенсирующее  вторичное
течение,  образующее  замкнутую  вихревую  об¬
ласть  /,  которая  способствует  распростране¬
нию  зоны  диссипации  кинетической  энергии.
В  решетках  с  двумя  торцовыми  поверхностями
образуются  две  вихревые  области  противопо¬
ложного  вращения  —  парный  вихрь.
 Различие  значений  коэффициента  потерь
по  высоте  решетки  объясняется  структурой
вторичных  течений.  При  удалении  от  торцов
коэффициент  £вт  вначале  уменьшается,  затем  в
области  накопления  пограничного  слоя  на
спинке  резко  возрастает  и  вновь  уменьшается
к  середине  лопатки  до  уровня  профильных  по¬
терь.  Вторичные  потери  в  решетке  определя¬
ются  как  разность  между  суммарными  и  про¬
фильными  потерями  Свт  =  С  —  W
 Рис.  1.2.6.  Схема  образования  в  решетке
вторичных  течений
 Толщина  пограничного  слоя  на  торцовых
стенках,  интенсивность  вихрей  и  размеры  об¬
ласти  вторичных  течений  зависят  как  от  ре¬
жимных  параметров,  так  и  от  общей  простран¬
ственной  конфузорности  решеток,  связанной  с
углами  поворота  потока  и  формой  обводов.  На
вторичные  потери  влияет  также  начальная  за¬
вихренность  (радиальная  неравномерность)  по¬
тока  у  концов  лопаток.  Однако  решающее  зна¬
чение  имеет  высота  решетки  /.  С  ее  уменьше¬
нием  сокращается  участок  плоского  течения,  в
то  время  как  зона  вторичных  течений  сохраня¬
ется  до  определенной  высоты  неизменной.  Та¬
ким  образом,  £вт  изменяется  практически  обрат¬
но  пропорционально  относительной  высоте  ло¬
патки  1/Ь,  как  показывают  опыты,  до  (l/b)K  ~  1.
При  малых  высотах  зоны  вторичных  течений
обандаженных  венцов  смыкаются  между  собой,
образуя  парный  вихрь,  характерный  для  криво¬
линейных  каналов  квадратного  сечения.  Зона
максимальных  потерь  смещается  к  середине
лопатки,  и  значения  <^вт  при  1/Ь  <  (1/Ь)к  резко
возрастают.  Течение  носит  ярко  выраженный
трехмерный  вихревой  характер,  поэтому  разде¬
ление  потерь  в  этом  случае  теряет  смысл.
 Определение  вторичных  потерь.  До  на¬
стоящего  времени  для  оценки  вторичных  по¬
терь  наиболее  надежными  считаются  опытные
данные.  Эмпирические  формулы  основаны  на
обобщении  результатов  экспериментов  на  ре¬
шетках  определенного  типа,  поэтому  не  явля¬
ются  универсальными.  Кроме  того,  любое  из¬
менение  геометрии  и  параметров,  вызываю¬
щее  увеличение  поперечных  градиентов  давле¬
ния  в  решетке,  утолщение  пограничного  слоя
и  появление  диффузорных  участков,  приводит
к  росту  вторичных  потерь.  Каталоговые  значе¬
ния  £'т  (1/Ь)  умножаются  на  эмпирические  по¬
правочные  коэффициенты  квт(Ь/Г)  [48],  учиты¬
вающие  относительную  высоту  решетки  и
влияние  различных  факторов.  Наибольшее
распространение  получили  формулы,  осно¬
ванные  на  гипотезе  связи  вторичных  потерь  с
профильными  в  виде:
 Свт  —  -^ВтСпр(^/0э
 где  Ввт  —  коэффициент,  зависящий  от  пара¬
метров  решетки  и  потока.
 Обобщающая  зависимость  учитывает
влияние  геометрии  решетки,  сжимаемость  в
диапазоне  изменения  X2t  =  0,4...0,9  и  справед¬
ливо  при  числах  Re  =  104...5  105  и  1/а  >1,5  для
безударного  обтекания  профилей  с  расчетны¬
ми  углами  (31р  =  25...90°  и  =  15...40°  [28].

24
 Глава  1.2.  ПОТЕРИ  КИНЕТИЧЕСКОЙ  ЭНЕРГИИ  В  СТУПЕНИ  ОСЕВОЙ  ТУРБИНЫ
 Для  нерасчетных  углов  входа  £вт  =  £вт0  +
+  Д£вт(/).  При  увеличении  угла  входа  в  зоне
0!  <  |31р  вторичные  потери  резко  снижаются,
достигая  минимальных  значений  в  области  от¬
рицательных  углов  атаки  /.  Чем  больше  сте¬
пень  конфузорности  решетки,  тем  больше  от¬
рицательный  угол  /,  при  котором  значение  £вт
минимальное,  и  меньше  зависимость  от  угла
входа  потока.  Данные  различных  решеток  ап¬
проксимируются  при  |х|  <  0,15  полиномом
 Представленные  формулы  получены  на
прямых  решетках  и  могут  быть  использованы
для  обандаженных  венцов  с  коэффициентами
веерности  d/l  >  6.  Кольцевые  решетки  отлича¬
ются  от  прямых  различием  форм  каналов  у
торцов  и  наличием  радиального  градиента
давления.  Это  приводит  к  дополнительным
радиальным  перетеканиями  в  пограничных
слоях,  к  различной  интенсивности  вихревых
течений  и  к  неравенству  коэффициентов  по¬
терь  у  корня  и  периферии  лопаток.  Сущест¬
венное  влияние  на  £вт  оказывают  углы  раскры¬
тия  проточной  части,  форма  профиля  пера  ло¬
патки  и  кориолисовы  силы  при  вращении.
Для  ступеней  средней  и  большой  веерности
(d/l  <  6)  значения  £вт  для  корня  и  периферии
определяются  по  геометрии  каналов  раздель¬
но,  с  введением  эмпирических  коэффициен¬
тов,  учитывающих  влияние  различных  факто¬
ров.  К  ним  относят  влияние  начальной  тол¬
щины  пограничного  слоя,  неравномерности
или  завихренности  входного  потока,  углов
раскрытия  проточной  части,  закрутки  или
формы  пера  лопаток.
 Уменьшение  вторичных  потерь.  Известны
три  основных  способа  уменьшения  вторичных
потерь  [10]:  выбор  формы  профильной  части
лопаток  и  межлопаточных  каналов,  обеспечи¬
вающих  минимальную  интенсивность  вторич¬
ных  течений;  введение  дополнительных  кон¬
структивных  элементов  в  межлопаточные  ка¬
налы,  препятствующих  развитию  вторичных
течений;  воздействие  на  пограничные  слои
применением  отсоса  или  наддува.  Практиче¬
ское  применение  получил  в  основном  первый
 способ,  внедрение  которого  связано  с  освое¬
нием  технологии  производства  лопаток  слож¬
ной  формы  и  развитием  программ  расчета
трехмерных  потоков  вязких  газов.
 Выбор  оптимальной  формы  лопаток  и  их
каналов  зависит  от  веерности  ступени,  ее  мес¬
та  в  проточной  части,  технологических  и  стои¬
мостных  ограничений.  Кроме  того,  большое
значение  имеет  опытная  база  данных  и  осво¬
енные  методы  проектирования.  В  нашей  стра¬
не  отработаны  методы  профилирования  со¬
пловых  лопаток  саблевидной  формы  и  с  тан¬
генциальным  наклоном  в  направлении  враще¬
ния  ротора.  В  последнем  случае  (в  отличие  от
саблевидных  лопаток)  улучшается  обтекание
только  корневой  зоны  и  одновременно  снижа¬
ется  градиент  степени  реактивности.  В  ступе¬
нях,  в  которых  доля  потерь  от  утечек  велика,
тангенциальный  наклон  лопаток  обеспечивает
некоторое  повышение  КПД,  так  как  за  счет
снижения  перепада  давлений  на  уплотнениях
уменьшается  величина  утечек.  В  ступенях  с
раскрытием  проточной  части  у  периферии  на¬
клон  лопаток  может  вызвать  в  этой  зоне  отрыв
потока.
 В  ступенях  большой  веерности  более  ши¬
рокое  применение  нашел  «сложный»
(<compound)  наклон  лопаток  с  несимметрично
искривленными  кромками.  Однако  такие  ло¬
патки  имеют  неоптимальное  распределение
удельного  расхода  вдоль  радиуса.  Обеспечить
равномерный  по  высоте  лопатки  с  уменьшаю¬
щимся  в  концевых  зонах  удельный  расход  по¬
зволяет  только  специальное  профилирование
по  методу  «контролируемого  (<controlled)  тече¬
ния»  (рис.  1.2.7).  Это  достигается  за  счет  пара¬
болического  изменения  угла  установки  и  хорды
профиля  вдоль  радиуса  при  радиальной  выход¬
ной  кромке,  таким  образом,  чтобы  угол  а1эф  и
хорда  у  торцов  лопаток  были  меньше,  чем  в
центре.  В  результате  уменьшаются  площади  об¬
водов  проточной  части,  очерченные  косыми
срезами  решетки,  и  удельный  расход  у  концов
лопаток.  При  этом  не  только  снижаются  вто¬
ричные  потери  в  сопловых  решетках,  но  и
улучшается  обтекание  последующего  рабочего
колеса.  Это  соответствует  гипотезе  Дентона  о
пропорциональности  потерь  интегралу  скоро¬
сти  потока  в  третьей  степени  по  площади  обте¬
каемой  поверхности  [51].  Входная  кромка  та¬
ких  лопаток  получается  похожей  на  кромки
саблевидных  лопаток,  но  это  не  оказывает  за¬
метного  влияния  на  градиент  степени  реактив¬
ности.  Поэтому  лопатки  «контролируемого  те-

КОНЦЕВЫЕ  ПОТЕРИ
 25
 Рис.  1.2.7  Лопатка  «контролируемого  течения»  (а)
и  распределение  удельного  расхода  пара  AG  по  от¬
носительной  высоте  1/Ь  (б)  саблевидных  лопаток
( 	)  и  «контролируемого  течения»  ( 	)
 чения»  применяют  в  ступенях  средней  веерно-
сти  с  хорошо  развитыми  уплотнениями  (ЦВД  и
ЦСД  фирмы  Альстом,  Франция).
 В  первых  ступенях  малой  веерности  при¬
меняют  меридиональное  поджатие  потока  в
сопловой  решетке,  предложенное  в  МЭИ  для
уменьшения  вторичных  потерь  [10].
 1.2.3. 	КОНЦЕВЫЕ  ПОТЕРИ
 Концевые  потери  возникают  из-за  нали¬
чия  радиальных  зазоров  у  концов  лопаток  без
бандажа.  Они  обусловлены  утечкой  рабочего
тела  в  радиальную  щель  между  торцами  лопа¬
ток  и  обводами  проточной  части,  которая  вви¬
ду  разности  давлений  сопровождается  перете¬
каниями  с  вогнутой  поверхности  профиля  на
выпуклую.  Поперечное  течение  способствует
отрыву  потока  со  спинки  лопатки  у  торца,  что,
при  взаимодействии  со  щелевым  потоком,
приводит  в  каждом  канале  к  интенсивному
вихреобразованию.  Таким  образом,  в  этой  зо¬
не  за  лопаточным  венцом  без  бандажа  для  по¬
тока  характерна  окружная  неравномерность.
Траверсирование  за  такими  ступенями  пока¬
зывает,  что  вблизи  открытого  зазора  угол  по¬
ворота  потока  уменьшается,  а  скорость,  ее
осевая  проекция  вместе  с  давлением  торможе¬
ния  возрастают.  Поскольку  утечка  в  зазоре  ра¬
боты  не  совершает,  температура  торможения
у  торца  рабочих  лопаток  заметно  выше,  чем  у
основного  потока.  Торцовый  поток  деформи¬
рует  основной  в  виде  конуса  с  вершиной  у
входной  кромки  торца  лопатки.  Глубина  де¬
 формации  возрастает  с  увеличением  изогнуто¬
сти  профиля  и  (по  опытным  данным)  на  выхо¬
де  из  ступени  превышает  радиальный  зазор  5  в
3,5-7  раз.
 Отрывы  потока,  диссипация  вихрей  и  из¬
менение  углов  выхода  из  решеток  приводят  к
существенным  потерям.  Они  зависят  от  мест¬
ных  геометрических  характеристик  решеток  и
обводов  проточной  части,  перепадов  давле¬
ний,  значения  и  направления  скоростей  пото¬
ка  в  этой  области.  Наибольшее  влияние  ока¬
зывает  радиальный  зазор.
 Определение  концевых  потерь.  В  эмпири¬
ческих  формулах  оценки  концевых  потерь
обычно  принимают  снижение  КПД  пропор¬
циональным  относительной  утечке  в  радиаль¬
ном  зазоре:
 ДЛб  =  Л8=0  “  Л5  = 	/£())>
 где  Г)5,  Дг|5  —  соответственно  КПД  и  его  сни¬
жение  для  зазора  5;  ri5=0  —  КПД  при  нулевой
утечке;  —  расход  утечки;  <70  —  расход  перед
венцом;  къ  —  коэффициент,  зависящий  от  ти¬
па  ступени;  обычно  принимают  къ=
 В  свою  очередь  относительная  протечка
пропорциональна  относительной  кольцевой
площади  радиального  зазора  f8=F§/Fz.  Для
рабочей  лопатки  /25  =  bd2/(l2d2).  _Часто  ис¬
пользуется  относительный  зазор  5=5//.  Его
величина  связана  с  /5  для  сопловой  и  рабочей
лопаток  соотношениями:
 =5,(1+  /,М);
 /2  §  =52(1+  l2/d2).
 Для  приближенной  оценки  концевых  по¬
терь  с  d/l  =  5...  12  и  сопловыми  и  рабочими  ло¬
патками  без  бандажа  предлагается  формула
[Ю]:
 Л5  =M'15CU5/l5  +М'25с2*5/25>
 где  г\ь  =  Дл5/л5=о;  f-Чб  и  |i25  -  коэффициенты
расхода  через  радиальный  зазор;  рекомендуе¬
мые  значения  ji15  =  0,65...0,7  и  ji25  =  0,8;
 Zizb  =  cizb!c\  и  c2z&=c2zs/c2  ~  относительные
составляющие  скорости  в  зазорах.
 Точность  формулы  определяется  умени¬
ем  оценить  значение  этих  составляющих.  Учи¬
тывая,  что  наличие  зазора  связано  также  с  пе¬
ретеканиями  с  вогнутой  поверхности  лопатки
на  выпуклую,  в  некоторые  формулы  вводят
дополнительный  член  [19],  характеризующий
составляющую  протечки  в  окружном  направ-

26
 Глава  1.2.  ПОТЕРИ  КИНЕТИЧЕСКОЙ  ЭНЕРГИИ  В  СТУПЕНИ  ОСЕВОЙ  ТУРБИНЫ
 Рис.  1.2.8.  Оптимальная  положительная  перекрыта
для  рабочего  колеса  без  бацдажа
 лении.  Для  ступени  с  рабочим  колесом  без
бандажа
 Л5  =  1-Лв(р7рМ1+  (WsinM^m  (1-2.2)
 Расчеты  по  этой  формуле  показывают:
увеличение  /25  на  1%  приводит  к  снижению
КПД  ступени  на  1,5...2,3%,  что  соответствует
экспериментальным  данным.  По  обобщенным
данным  ЦИАМа  снижение  КПД  таких  ступе¬
ней  от  радиального  зазора  можно  оценить  из
соотношения  Дг|5  =  0,02/2°58-  Это  справедливо
для  рациональной  геометрии  обводов  проточ¬
ной  части.  Если  обводы  выполнены  с  отрица¬
тельной  перекрышей  А  (вариант  /,  рис.  1.2.8),
то  скорость  с"  создает  дополнительный  дина¬
мический  напор  на  входе  в  кольцевую  щель,
что  увеличивает  протечку.  При  положительной
перекрыше  А  (вариант  II)  в  межвенцовом  зазоре
за  уступом  корпуса  происходит  подъем  потока
как  в  свободной  струе  с  образованием  циркуля¬
ционной  зоны.  Размеры  зоны  зависят  от  угла
а"  и  расстояния  до  рабочего  колеса,  т.е.  от  от¬
крытого  осевого  зазора  у  периферии  8"^.
 Для  определения  оптимальной  перекры-
ши  получила  распространение  опытная  зави¬
симость  Aopt=/(5)  [1],  где  Aopt  =  Aopt  sinaj"/b'{
и  5  =5sina"/£2'-  При  этом  размер  открытого
осевого  зазора  следует  принимать  из  соотно¬
шения  b"z  =  (4...6)(Д  +  S^inaj".
 Уменьшение  концевых  потерь.  В  ЛПИ  до¬
казана  также  возможность  повышения  КПД
ступеней  без  бандажа  за  счет  уменьшения  от¬
носительного  шага  рабочих  лопаток  на  пери¬
ферии  [7].  Поскольку  это  требует  увеличения
хорды  лопатки  в  этом  сечении,  возможности
 данного  способа  ограничены  по  соображени¬
ям  прочности.  Применение  мягких  вставок  в
корпусе  позволяет  уменьшить  радиальный  за¬
зор,  так  как  возможное  задевание  поверхно¬
стей  не  приводит  к  аварии.  В  качестве  мягких
элементов  применяют  сотовые  вставки,  со¬
стоящие  из  четырех-  или  шестиугольных  яче¬
ек,  стенки  которых  выполнены  из  фольги  тол¬
щиной  0,1...0,15  мм.  Соты  должны  быть  мел¬
кими,  высотой  не  более  2...3  мм  или  заполне¬
ны  наполнителем,  так  как  иначе  выигрыша  в
КПД  от  уменьшения  зазора  можно  не  полу¬
чить  из-за  вихревых  течений  в  сотах.
 При  неизменном  зазоре  концевых  потерь
можно  избежать,  используя  бандажирование
лопаток.  По  данным  ЦИАМа,  при  равной  от¬
носительной  площади  радиального  зазора  в
ступенях,  КПД  ступени  с  бандажом  рабочих
лопаток  на  30  %  больше,  чем  ступени  без  бан¬
дажа,  хотя  в  ступенях  с  бандажом  существуют
вторичные  течения  и  потери  у  периферии.
Наибольший  эффект  достигается  при  лаби¬
ринтных  бандажных  уплотнениях,  которые  су¬
щественно  снижают  расход  утечки.
 1.2.4. 	ПОТЕРИ  ОТ  УТЕЧЕК
РАБОЧЕГО  ТЕЛА
 Утечки  рабочего  тела  в  ступенях  вызваны
неизбежными  зазорами  между  деталями  стато¬
ра  и  ротора  турбины.  Размеры  зазоров  опреде¬
ляются  назначением,  конструкцией  и  техноло¬
гией  изготовления  турбины,  а  также  местопо¬
ложением  данной  ступени.  В  промежуточной
ступени  возникают  утечки  через  уплотнения
бандажей  направляющих  и  рабочих  лопаток.
В  ступенях  диафрагменного  типа  имеются  до¬
полнительные  перетекания  через  разгрузочные
отверстия  в  дисках.  Потери  полезной  работы
связаны  не  только  с  уменьшением  расхода  ра¬
бочего  тела  через  рабочее  колесо,  но  и  с  влия¬
нием  утечки  на  основное  течение  и  затратами
мощности  на  ее  движение.  Они  учитываются
снижением  КПД  Ariyr  на  величину,  которая
обычно  пропорциональна  относительному
расходу  утечки.
 Основным  способом  уменьшения  расхода
утечек  является  организация  лабиринтных  уп¬
лотнений.  Принцип  их  действия  заключается
в  том,  что  процесс  течения  в  кольцевой  щели
под  заданным  перепадом  давлений  разбивает¬
ся  на  множество  участков,  состоящих  из  уп¬
лотнительного  гребня  и  успокоительной  каме¬
ры,  в  которой  скорость  из  щели  гасится  за

ПОТЕРИ  ОТ  УТЕЧЕК  РАБОЧЕГО  ТЕЛА
 27
 Рис.  1.2.9.  Схемы  лабиринтных  уплотнений
 счет  диссипации  вихрей.  Таким  образом,  про¬
исходит  многократное  дросселирование,  при
котором  полная  энтальпия  сохраняется  посто¬
янной,  а  давление  за  гребнями  снижается  по
линии  Фанно.  Типы  уплотнений  различаются
траекторией  движения  потока  и  зазором  5,  ко¬
торый  определяет  утечку  (осевым  или  ради¬
альным).  Параметрами  уплотнения  являются
определяющий  зазор  5,  толщина  кромки  греб¬
ня  b,  его  высота  h  и  шаг  t  (рис.  1.2.9).  Каждый
тип  уплотнения  имеет  оптимальные  соотно¬
шения  этих  параметров  между  собой  и  к  зазо¬
ру,  а  также  допустимое  значение  осевого  сдви¬
га  ротора.  Выбор  уплотнения  производится  из
условия  достижения  минимальной  утечки  при
заданных  габаритных  размерах,  осевом  разбеге
ротора  и  радиальном  зазоре.
 В  прямоточных  уплотнениях  (рис.  1.2.9,  а,  б)
зазоры  располагаются  на  одинаковых  диаметрах,
осевой  разбег  не  ограничен,  и  поток  движется  в
полуограниченной  свободной  струе.  Между
гребнями  скорость  гасится  частично.  В  расчетах
это  учитывается  коэффициентом  прямоточно-
сти  Ку  >  1,  зависящим  от  соотношения  Ъ/t  и
числа  гребней  Zy.  Чем  эти  параметры  меньше,
тем  ближе  ^Гк  1.  В  ступенчатых  уплотнениях  за¬
зоры  расположены  на  разных  диаметрах
(рис.  1.2.9,  в,  г),  что  ограничивает  осевой  разбег,
но  заставляет  поток  двигаться  зигзагообразно.
Смена  направления  потока  по  уравнению  им¬
пульсов  возможна  лишь  под  разностью  давле¬
ний  в  соседних  камерах.  По  этому  принципу  ра¬
ботают  бесконтактные  уплотнения  ОАО  «НПО
ЦКТИ»  (рис.  1.2.9,  д)  [49].  Для  расчета  утечек
среды  через  лабиринтные  уплотнения  с  иден¬
тичными  дросселями  используется  формула
 А.  Стодолы  с  эмпирическими  коэффициентами
расхода  jLiy
 Gyг  =\iyfy[(p2o-p2)/(Zyp0v0)f12,  (1.2.3)
 где  fy  —  площадь  кольцевой  щели;  Zy  —  число
гребней;  р0  и  v0  —  соответственно  давление  и
удельный  объем  среды  перед  уплотнением;
р  —  давление  за  последним  дросселем.
 При  отношении  р/р0  меньше  критическо¬
го  в  формулу  вместо  давления  р  подставляется
критическое  давление  р^.  В  отечественной  ли¬
тературе  широко  представлены  характеристики
уплотнений,  но  базовыми  являются  разрабо¬
танные  в  ОАО  «НПО  ЦКТИ».  Они  позволяют
рассчитать  G^  с  учетом  сужения  потока  в  щели,
высоты,  наклона,  формы  и  остроты  кромок
гребней  и  их  взаимного  положения.  Для  этого
при  определении  площади  щели  fy  =  nDyb0  ис¬
пользуется  расчетное  значение  зазора
 50  =  |3[5  +  г  (1  —  cos0o)],
 где  8  —  фактический  зазор;  0О  —  угол  наклона
кромки  с  радиусом  скругления  г\  (3  —  поправ¬
ка  на  относительную  толщину  кромки  Ъ/Ъ\
Р  <  1,1  при  b/Ь  <  0,8.
 Используя  коэффициенты  расхода  уплот¬
нений  с  идентичными  дросселями  [42]  в  фор¬
муле  следует  при  Zy  <  9  учесть  поправку  на  ус¬
ловия  работы  крайних  щелей;  JLiy  =  ^|Иу0.
 При  произвольном  количестве  различных
дросселей  следует  применять  приближенную
формулу

28
 Глава  1.2.  ПОТЕРИ  КИНЕТИЧЕСКОЙ  ЭНЕРГИИ  В  СТУПЕНИ  ОСЕВОЙ  ТУРБИНЫ
 Рис.  1.2.10.  Щеточное  уплотнение:
 1 	—  щетка;  2  —  поддерживающая  пластина
 Следует  иметь  в  виду,  что  данные  по  |Иу
получены  на  плоских  статических  стендах  и  в
ограниченном  диапазоне  параметров.  Поэтому
расчет  расходных  характеристик  уплотнений
предпочтительно  проводить  с  использованием
программ,  реализующих  методы  численной  га¬
зовой  динамики.
 Утечки  среды  на  20...30  %  удается  снизить,
применяя  конструкцию  уплотнений  с  регули¬
руемыми  зазорами  или  заполнением  полостей
между  гребнями  притираемыми  наполнителями.
Различные  фирмы  ведут  работы  по  внедрению
щеточных  уплотнений,  которые  позволяют  сни¬
зить  утечку  более  чем  на  50  %  (рис.  1.2.10).
 Утечка  над  бандажом  рабочего  колеса.  При
ее  определении  необходимо  учитывать  не  толь¬
ко  геометрию  уплотнений  бандажа,  но  также
отношение  перекрыши  А  к  открытому  радиаль¬
ному  зазору  5"  вместе  с  особенностями  течения
потока  на  периферии  за  сопловыми  лопатками.
Влияние  динамического  напора  на  расход  утеч¬
ки  можно  учесть,  используя  формулу
 где  #о,  р",  с['п  р2,  d'{  —  соответственно  распо¬
лагаемый  перепад  энтальпий,  термодинамиче¬
ская  степень  реактивности,  теоретическая  ско¬
рость,  плотность  и  диаметр  на  периферии  сту¬
пени;  Д.  =  c6/c"t\  с6  —  скорость  на  входе  уплот¬
нения  бандажа;  5Э  —  эквивалентный  радиаль¬
ный  зазор,  который  можно  определить  для  Zp
одинаковых  гребней  с  радиальным  зазором
 |ioc  и  |1р  —  коэффициенты  расхода  через  от¬
крытый  осевой  зазор  5"^  и  радиальные  греб¬
ни;  для  гребней  с  острыми  кромками  и  отно¬
сительной  толщиной  8/Ь  >  2  можно  принять
jlxp  =  0,7;  скругление  или  наклон  по  потоку  по¬
вышает  jLip  до  0,95.
 Значение  Ас  принимают  на  основании
оценки  осевой  протяженности  отрывной  зоны
в  области  периферийной  перекрыши  А,  кото¬
рую  определяют  по  приближенной  формуле
AZq  =tga"(d"A)^2.  Если  открытый  осевой  за¬
зор  8"oz  меньше  Дг0,  то  Ас  =  0,2.  При  Аг0  >  5"0^
динамический  напор  потока  увеличивает  утеч¬
ку  и  следует  принять  Ас  =  0,85.  В  зависимости
от  конструкции  осевого  уплотнения  |ioc  =
=  0,7...0,35.  Отмечено  также  влияние  на  |ioc
структуры  потока  [20].  Так,  в  ступени  с  опти¬
мальной  перекрышей  тангенциальный  наклон
лопаток  снизил  |ioc  от  0,46  до  0,36.
 Конструкцию  уплотнений  бандажа  выби¬
рают  также  с  учетом  опасности  низкочастот¬
ных  колебаний  ротора  из-за  циркуляционных
бандажных  сил,  которые  пропорциональны
относительному  изменению  утечки  при  ради¬
альном  смещении  ротора.
 Снижение  КПД  под  влиянием  утечки  над
бандажом  рабочего  колеса  можно  оценить  по
формуле  Аг1уД  =(1,02...1,05kg"  /G0).
 Утечка  у  корня  проточной  части.  При  рас¬
чете  утечки  через  диафрагменные  уплотнения
бдУ  по  формуле  (1.2.3)  или  (1.2.4)  следует
учитывать,  что  давление  р  на  выходе  из  них
может  отличаться  от  давления  в  корне  лопат¬
ки.  Если  диск  рабочего  колеса  без  отверстий,
то  весь  расход  утечки  подсасывается  к  основ¬
ному  потоку  за  сопловой  лопаткой  Gay  =  G^.
Снижение  КПД  в  ступенях  с  умеренной  диа-
фрагменной  утечкой  не  более  3%  и  корневой
степенью  реактивности  р'  больше  -5%  на  рас¬
четном  режиме  аппроксимируется  зависимо¬
стью
 где  бут  =  G'^  /G0  —  относительный  расход  под¬
соса  в  корне;  Г|  и  Лск=0  —  КПД  с  корневой
утечкой  и  без  нее;  G0  —  расход  на  входе  в  сту¬
пень;  —  коэффициент,  зависящий  от  угла
подвода  утечки,  типа  ступени  и  режима  ее  ра¬
боты;  =  0,5...  1,5.
 Чем  ближе  направление  подсоса  к  оси
турбины,  тем  меньше  .  Влияние  подсоса  на
основное  течение  характеризуется  изменением
степени  реактивности,  которое  можно  пред¬
ставить  зависимостью:
 Рт  —  РтО  ^р^ут  ’
 где  рт  и  рт0  —  степень  реактивности  соответст¬
венно  с  подсосом  и  без  него.  Для  корневой  ре¬
активности  кр  =  2...5,  для  периферийной  1...0.

ПОТЕРИ  ОТ  УТЕЧЕК  РАБОЧЕГО  ТЕЛА
 29
 Рис.  1.2.11.  Схема  протечек  в  ступени  турбины
 При  положительной  корневой  реактив¬
ности  разгрузочные  отверстия  в  диске  рабоче¬
го  колеса  позволяют  пропустить  через  них
часть  диафрагменной  утечки  (рис.  1.2.11).
Кроме  снижения  осевой  силы,  действующей
на  ротор,  за  счет  выравнивания  давлений  с
обеих  сторон  диска,  при  определенных  усло¬
виях  возможно  также  повышение  КПД.  Ре¬
зультат  определяется  балансом  потерь,  завися¬
щим  от  характеристик  данной  ступени.  На
движение  среды  через  отверстия  с  расходом
G0TB  затрачивается  часть  мощности  AN0TB  =
=  vGqtb^otb-  Здесь  принято,  что  поток  парал¬
лельно  оси  турбины  в  абсолютном  движении  в
отверстие  входит,  а  в  относительном  выходит,
ы1гв  —  окружная  скорость  на  диаметре  центров
отверстий  D0TB,  v  =  1  —  множитель,  учитываю¬
щий  отклонение  углов  от  оси.  Поскольку  диа-
фрагменная  утечка,  попавшая  в  отверстия  дис¬
ка,  не  совершает  работы,  то  снижение  КПД  от
утечки  через  отверстие  диска
 где  к(угв 	[т|и  +  2v(D0TB  /d2)  (u/Cq)  ];  GorB  —
 =  ^отв 	и/Со  —  характеристическое  число
 ступени;  котв  —  коэффициент,  зависящий  от
режимных  и  геометрических  параметров.
 Если  диафрагменная  утечка  распределя¬
ется  между  корневой  щелью  и  отверстиями
диска,  т.е.  Gay  =  G'^  +  GorB,  то  общее  сниже¬
ние  КПД
 д  у  —  ^ут  ^ут  ^отв^отв  —
 —  kyjGjy  y  +  (котв  —  kyj  )G0TB.
 «Подсос»  даже  части  диафрагменной
утечки  в  межвенцовый  зазор  снижает  КПД.
Наличие  отверстий  в  диске  может  уменьшить
величину  этого  падения,  если  когв  <  к^.  В  ряде
работ  установлено,  что  «отсос»  потока  G0TC
меньше  2%  за  сопловыми  лопатками  через
межвенцовый  зазор  может  повысить  КПД  сту¬
пени  больше  уровня  КПД  без  корневых  уте¬
чек.  В  отдельных  случаях  при  очень  малых  Ga  у
или  при  их  отсутствии  КПД  удалось  повысить
на  1...  1,5%.  При  оптимальных  «отсосах»  из
проточной  части  отводится  пограничный  слой
с  корневых  обводов  сопловых  лопаток,  что
улучшает  условия  работы  рабочего  колеса.
Наибольший  выигрыш  в  КПД  достигнут  при
небольших  корневых  зазорах  (1...  1,5  мм),  т.е.
при  определенных  скоростях  движения  среды
в  щели  и  камере  диска.  Это  свидетельствует  о
влиянии  направления  движения  протечки  и  ее
окружной  скорости  на  значение  котв.  Очевид¬
но,  изменяются  затраты  мощности  на  пропуск
потока  через  отверстия,  т.е.  v  может  снизиться
до  0.
 При  отрицательной  корневой  реактивно¬
сти  р'  происходит  обратное  течение  среды,  из
камеры  за  ступенью  в  камеру  между  диском  и
диафрагмой  и  далее  вместе  с  диафрагменной
утечкой  —  через  корневую  щель  в  проточную
часть  (см.  рис.  1.2.11).  Снижение  КПД  может
быть  значительным  из-за  появления  отрывов
потока  при  отрицательной  р'.  Влияние  вели¬
чины  и  распределения  корневых  протечек  на
КПД  вызывает  необходимость  согласованного
выбора  межвенцовых  уплотнений,  площади
отверстий  диска  и  корневой  степени  реактив¬
ности  для  умеренного  «отсоса»  (до  2%),  гаран¬
тирующего,  если  не  повышение  КПД,  то  его
наименьшее  снижение.  Сложность  задачи  свя¬
зана  с  нестационарными  циркуляционными
течениями  в  отверстиях  и  камерах  диска,  а
также  ограниченностью  опытных  данных.
Наиболее  перспективны  трехмерные  расчеты
вязкого  газа,  но,  ввиду  их  сложности,  распро¬
странение  получил  хорошо  апробированный,
полуэмпирический  метод  ЦКТИ  [44].

30
 Глава  1.2.  ПОТЕРИ  КИНЕТИЧЕСКОЙ  ЭНЕРГИИ  В  СТУПЕНИ  ОСЕВОЙ  ТУРБИНЫ
 Протечки  у  корня  ступени  вместе  с  дав¬
лением  р  в  камере  между  диском  и  диафраг¬
мой  определяются  методом  последовательных
приближений  при  решении  уравнений  баланса
этой  камеры:
 Gjyy±G'yT  ±G0TB  =  0,
где  бдУ  находится  по  уравнению  (1.2.4);
 ^отв  —  ЦотвУотвд/^^  ~Pi  )/^5
 Сут  =^'ут/п^Я-Р^М’
 и  /^  —  соответственно  коэффициент  рас¬
хода  и  площадь  корневого  зазора;  |i0TB  и  /отв  —
соответственно  коэффициент  расхода  и  сум¬
марная  площадь  отверстий;  р[9  р2,  v[  —  давле¬
ния  и  удельный  объем  потока  в  корневых  се¬
чениях  ступени.
 Наибольшая  неопределенность  существу¬
ет  при  оценке  коэффициентов  расхода  для
различных  направлений  протечек  через  корне¬
вые  уплотнения  и  отверстия  диска,  которые
изменяются  от  0,1  до  0,8.  Направление  движе¬
ния  протечек  зависит  от  соотношения  величи¬
ны  р  с  давлениями  в  корневых  сечениях  р[  и
р2.  Получить  «отсос»  можно  за  счет  повыше¬
ния  давления  р[,  т.е.  корневой  реактивности
р'.  Так,  удалось  добиться  почти  нулевой  G^
при  Gду  =  1,3%  путем  тангенциального  накло¬
на  сопловых  лопаток  при  неизменном  рабочем
колесе,  повысив  р'  от  —0,02  до  0,21  [20].
 1.2.5. 	ПОТЕРИ  В  СТУПЕНЯХ
С  ПАРЦИАЛЬНОСТЬЮ
 В  ступенях  с  малым  объемным  расходом
рабочего  тела,  когда  требуемые  высоты  реше¬
ток  приводят  к  значительным  вторичным  по¬
терям,  для  повышения  высоты  лопаток  и  КПД
вводят  парциальный  подвод  потока.  Степенью
парциалъности  е  называется  доля  окружности,
через  которую  идет  поток:
 е  —  (Ziti)/(ndi)9
 где  Zj  —  число  сопловых  каналов  с  шагом  tl9
через  которые  проходит  поток.
 Парциальность  неизбежна  также  в  регули¬
рующих  ступенях  из-за  наличия  стыков  между
сегментами  сопел  и  изменяется  при  закрытии
части  из  них  для  смены  режима  работы  турби¬
ны.  Дополнительные  потери  в  ступенях  с  пар-
циальностью  принято  делить  на  вентиляцион¬
ные  и  на  краях  сегментов  сопел.  Первые  связа¬
ны  с  вращением  лопаток  в  зоне  закрытых  сег¬
ментов  и  вызваны  генерацией  циркуляций  сре¬
ды  в  нерабочей  области.  Эти  потери  можно
уменьшить,  ограничивая  массу  вентилируемой
среды,  прикрывая  рабочие  лопатки  близко  рас¬
положенными  щитками  (рис.  1.2.12).
 Для  оценки  снижения  КПД  одновенеч¬
ной  ступени  рекомендуется  использовать  фор¬
мулу  [3]
 где  рт  —  степень  реактивности  ступени;  къ  —
коэффициенты,  значения  которых  зависят  от
конструктивных  параметров  [44].
 Поскольку  в  ступенях  с  парциальностью
величина  рт  мала  и  1Х  ~  /2,  формулу  для  рацио¬
нальной  геометрии  записывают  в  виде  [49]:
 где  екож  —  доля  окружности  защитного  кожу¬
ха;  т  —  число  венцов  в  ступени.
 Потери  на  краях  сегментов  сопел  обу¬
словлены  затратами  энергии  на  разгон  застой¬
ной  среды  при  входе  рабочих  лопаток  в  актив¬
ную  зону,  на  торможение  и  растекание  потока
в  нерабочей  зоне,  а  также  протечками  и  под¬
 Рис.  1.2.12.  Схемы  камер  рабочего  колеса  в  парциальных  ступенях

ВНУТРЕННИЙ  КПД
 31
 сосами  рабочего  тела  из  одной  зоны  в  другую.
Снижение  КПД  от  потерь  на  краях  /  открытых
сегментов  сопел
 ДЛсегм 	“ 	I,
 nd{  lx  sinaj  е 	С0
 где  Ьъ  /2  и  Ь2,  12  —  соответственно  ширина  и
высота  первого  и  второго,  если  есть  второй  ве¬
нец,  ряда  рабочих  лопаток.
 Таким  образом,  в  ступени  с  парциально-
стью  КПД  снижается  на  величину  Аг|парц  =
=  Адвент  +  Дт1сегм-  При  этом  уменьшается  опти¬
мальное  характеристическое  число  ступени
(w/C0)opt.  Чем  больше  потери  от  парциально-
сти,  тем  меньше  значение  (w/C0)opt.  Опреде¬
лить  степень  парциальности,  которая  обеспе¬
чивает  максимальный  КПД  для  заданных  ус¬
ловий  так  же,  как  и  (w/C0)opt,  можно  только
проведя  вариантные  расчеты  с  учетом  всех  со¬
ставляющих  потерь,  меняя  высоты  лопаток  и
е.  Удовлетворительные  результаты  показывает
упрощенная  формула  [49]:
 Для  турбулентного  течения  среды  в  каме¬
ре  диска,  что  характерно  для  ступеней  с  кор¬
невыми  утечками  [44]:
 кгрл  =  0,025(V^)'/10Re;1/5,
 где  /д  —  радиус  диска;  s/rR  —  относительная  ши¬
рина  камеры;  число  Рейнольдса  Rew  =  urR/vx.
 Если  на  ободе  диска  имеются  свободные
от  лопаток  поверхности  или  ротор  барабанно¬
го  типа,  то  следует  добавить  потери  трения  на
этих  поверхностях
 д<р=о,оои:в^М(ис0)3)
 где  ЪВ  —  суммарная  ширина  свободных  цилин¬
дрических  поверхностей  диска  или  барабана.
 Аналогичная  формула,  но  с  увеличенным
коэффициентом  трения,  используется  для
оценки  потерь  трения  о  лопаточный  бандаж:
 Дт1тр6  =  0,002lB6rf6/Fi(«/Co)3,
 где  d6  —  диаметр  бандажа;  ИВ6  —  осевая  ши¬
рина  бандажа.
 Обычно  Аг|трб  меньше  остальных  потерь
и  не  учитывается.
 К  дополнительным  потерям  относят  по¬
тери  от  парциальности  Аг|парц,  от  влажности  в
паровых  или  охлаждения  в  газовых  турбинах,  а
также  от  наличия  скрепляющей  проволоки
или  дополнительных  ребер  в  проточной  части.
Потери  от  охлаждения  вызваны  смешением
охладителя  с  основным  потоком  и  учитывают¬
ся  коэффициентами  потерь  в  решетках,  а  так¬
же  затратами  на  прокачку  охладителя  через  де¬
тали  ротора  и  отводом  теплоты  от  газа  деталям
проточной  части,  что  учитывается  внутренним
КПД.  Потери  от  влажности  возникают  в  сту¬
пенях,  работающих  ниже  линии  насыщения.
Образование  влаги  в  виде  капель  различных
размеров  и  пленок  на  стенках  обводов  увели¬
чивает  потери  на  трение  между  фазами  в  по¬
граничном  слое  и  кромочном  следе,  вызывает
потери  энергии  на  разгон  капель  и  от  их  уда¬
ров  о  рабочие  лопатки.  Для  ЦНД  [49]:
 1.2.6. 	ВНУТРЕННИЙ  КПД
 Окружной  КПД  т|и  учитывает  все  потери,
связанные  с  течением  потока  в  решетках  сту¬
пени,  и  потери  с  выходной  скоростью.  Таким
образом,  для  расчета  г\и  следует  использовать
коэффициенты  потерь  в  решетках  с  введением
всех  поправок,  рассмотренных  выше.
 Внутренний  КПД  учитывает  все  потери
полезной  работы  в  ступени:
 Л/  Л  Ari^  —  Ari^  —  ЕАг|  доп  5
 где  Дг^  —  потери  от  утечек  через  зазоры,  ко¬
торые  для  ступеней  без  бандажа  равны  конце¬
вым;  £Аг|доп  —  сумма  дополнительных  потерь,
число  которых  зависит  от  типа  ступени.  К  ним
относят  потери  трения  поверхностей  диска
или  барабана  ротора  Аг^  д  и  лопаточного  бан¬
дажа  Аг|трб.  Простейшая  формула  для  учета
трения  диска
 объемный  расход.
 где  у0>  У2  —  соответственно  начальная  и  конеч¬
ная  степень  влажности  в  ступени.
 Для  предварительных  расчетов  широко
используется  формула
 где  /с£  —  множитель,  зависящий  от  характери¬
стик  ступени;  для  одновенечной  ступени  мож¬
но  принять  кЕ  =  0,5  см-1/2,  для  двухвенечной
К  ~  0,33  см~1/2.

32
 Глава  1.3.  ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ  И  МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ  ТУРБИНЫ
 Величина  Дг^  снижает  оптимальное  от¬
ношение  (w/C0)opt  так  же,  как  и  другие  допол¬
нительные  потери.
 Для  промежуточной  ступени  выходная
кинетическая  энергия  может  быть  использова¬
на  в  последующих  ступенях.  В  многоступенча¬
тых  турбинах  целесообразно  использовать
внутренний  КПД  г|*  по  параметрам  торможе¬
ния,  т.е.  с  использованием  располагаемого  те-
плоперепада  без  выходной  кинетической
энергии:
 Но  ~  Щ  ~  Нъ  ск,
 где  Нвск  =  сЦ2;  с2  —  средняя  выходная  ско¬
рость.
 Тогда  внутренний  КПД  по  параметрам
торможения
 T\'=4iH0/Ho=r\(r\*Jr\u),
 где  г|*  —  окружной  КПД  по  параметрам  тор¬
можения.
 Глава  1.3
 ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ
И  МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ  ТУРБИНЫ
 1.3.1. 	СТУПЕНИ  ТУРБИН
 Для  получения  высокого  КПД  ступени
турбомашины  необходимо,  чтобы  рабочие  ло¬
патки  имели  определенную  окружную  ско¬
рость.  Значение  этой  скорости  зависит  от  тео¬
ретической  работы  в  турбине  или  в  компрес¬
соре,  от  типа  ступени  и  от  потерь  энергии.
 Предположим,  что  для  турбины  известна
условная  скорость  С0,  соответствующая  теоре¬
тической  работе  hQ.  Выбрав  степень  реактив¬
ности,  можно  установить  наивыгоднейшее  от¬
ношение  (w/C0)opt  и  вычислить  оптимальную
окружную  скорость  wopt.
 При  большом  значении  теоретической
работы  оптимальная  окружная  скорость  рабо¬
чих  лопаток  может  оказаться  настолько  высо¬
кой,  что  осуществить  ступень  турбомашины
практически  будет  невозможно  по  соображе¬
ниям  прочности  рабочего  колеса  или  по  усло¬
виям  обтекания  профилей  лопаток  (в  ком¬
прессоре).  Например,  в  газовой  турбине  при
температуре  перед  ступенью  1073  К  и  при  от¬
ношении  давлений  перед  турбиной  и  за  ней
Рто/Р2т  =  10  теоретическая  работа,  соответст¬
 вующая  изоэнтропийному  расширению,
h0  «  545  •  103  Дж/кг,  а  условная  скорость  С0  =
= 	1040  м/с.
 Если  такую  ступень  спроектировать  ак¬
тивной  с  целью  уменьшения  диаметра  рабоче¬
го  колеса  и  стремиться  достигнуть  отношения
и/С0  ~  0,45,  то  потребуется  окружная  скорость
и  w  ~  450  м/с.  При  такой  большой  окружной
скорости  и  высокой  температуре  трудно  обес¬
печить  длительную  прочность  рабочего  колеса.
Кроме  того,  при  большом  перепаде  энтальпий
в  ступени  даже  при  осевом  направлении  пото¬
ка  за  рабочим  колесом  выходная  кинетическая
энергия  получается  значительной,  при  этом
она  обычно  не  используется  достаточно  эф¬
фективно.
 Современные  турбомашины,  как  правило,
выполняют  многоступенчатыми.  В  этом  случае
удается  добиться  высокого  КПД,  а  следователь¬
но,  малого  расхода  топлива  в  эксплуатации.
 Достоинства  многоступенчатой  турбины
определяются  следующим.
 1. 	Общий  перепад  энтальпий  распределя¬
ется  между  отдельными  ступенями.  При  этом
для  каждой  ступени  при  умеренных  окружных
скоростях  и2  удается  задать  близкий  к  опти¬
мальному  располагаемый  теплоперепад  Н0  на
ступень,  т.е.  каждая  ступень  работает  в  опти¬
мальных  условиях.  При  умеренных  окружных
скоростях  и2  напряжения  невелики,  благодаря
чему  обеспечивается  надежность  конструкции
при  больших  ресурсах.
 2. 	Выходная  кинетическая  энергия  из
предыдущей  ступени  практически  полностью
используется  в  качестве  доли  располагаемого
перепада  энтальпий  последующей  ступени,  ес¬
ли  проточная  часть  конструктивно  выполнена
как  единое  целое  и  ступени  непосредственно
следуют  друг  за  другом.  Потерянной  окажется
только  выходная  кинетическая  энергия  за  по¬
следней  ступенью.
 3. 	Часть  теплоты  трения,  выделившейся  в
первых  ступенях,  можно  использовать  в  каче¬
стве  доли  располагаемого  перепада  энтальпий
в  последующих  ступенях  (явление  возврата  те¬
плоты),  так  как  для  конфузорных  течений  ра¬
бота  сил  трения  больше,  чем  потери  кинетиче¬
ской  энергии.  Чем  больше  ступеней,  тем  боль¬
ше  потери  и  возврат  теплоты.  Однако  необхо¬
димо  стремиться  к  созданию  турбомашин  с
возможно  меньшими  потерями,  так  как  воз¬
врат  теплоты  не  компенсирует  уменьшение
КПД  из-за  потерь.

СТУПЕНИ  СКОРОСТИ
 33
 Наряду  с  достоинствами  необходимо  учи¬
тывать  и  недостатки  многоступенчатых  турбо¬
машин.  Увеличение  числа  ступеней  ведет  к
снижению  механического  КПД  турбины,  уве¬
личению  ее  осевых  размеров.  Стоимость  и
размеры  турбины  в  значительной  мере  зависят
от  числа  ступеней,  и  эти  важные  характери¬
стики  также  должны  приниматься  во  внима¬
ние  при  проектировании  проточной  части.
Следует  отметить,  что  сокращение  числа  сту¬
пеней  при  одновременном  увеличении  их  диа¬
метров  далеко  не  всегда  приводит  к  уменьше¬
нию  массы,  длины  и  стоимости  турбины.
 1.3.2. 	СТУПЕНИ  СКОРОСТИ
 Ступени  скорости  (большой  циркуляции)
относят  к  классу  высоконагруженных  ступе¬
ней.  Их  широко  применяют  в  паровых  турби¬
нах  малой  и  средней  мощности  в  качестве
первых  ступеней.  Наиболее  распространенны¬
ми  являются  двухвенечные  ступени  скорости,
хотя  известны  и  трехвенечные  конструкции
(имеется  в  виду  количество  венцов  с  рабочими
лопатками).
 В  соплах  первой  ступени  происходит  рас¬
ширение  пара  от  начальных  параметров  />J,
до  давления  рх.  При  течении  идеального  газа
принимается  р{  =  р2,  т.е.  весь  теплоперепад
перерабатывается  в  соплах.  Затем  происходит
съем  мощности  на  рабочих  лопатках.  Поток  на
выходе  из  первой  ступени  существенно  неосе¬
вой  (а2[1]<90°).  При  этом  выходная  кинетиче¬
 ская  энергия  из  первой  ступени  представляет
собой  располагаемый  перепад  энтальпий  для
второй  ступени.
 В  соплах  второй  ступени  происходит
только  разворот  потока  без  его  ускорения.  За¬
тем  происходит  съем  мощности  с  рабочих  ло¬
паток  второй  ступени,  и  пар  покидает  ступень
скорости  в  направлении,  близком  к  осевому.
Треугольники  скоростей  для  первой  и  второй
ступеней  приведены  на  рис.  1.3.1.
 Удельная  работа  первой  и  второй  ступе¬
ней:
 н11]  =и(с1и  -с2и)=«(4и-(-2ы))  =  -6и2;
 Hl2]  =  “(ciu  -С2„)=и(2к-0)  =  -2ы2;
 Huz  =6ы2  +2и2  =8и2.
 Первая  ступень  развивает  в  3  раза  боль¬
шую  удельную  мощность,  чем  вторая,  поэтому
первую  ступень  называют  высоконагруженной,
или  ступенью  большой  циркуляции.
 Сравним  характеристики  ступеней  ско¬
рости  и  обычной  активной  осевой  турбинной
ступени.  Примем,  что  обе  ступени  перераба¬
тывают  одинаковый  перепад  энтальпий  Щ  и
развивают  одинаковую  удельную  мощность
Ни.  Если  рассматривать  течение  идеального  га¬
за  в  обеих  ступенях,  то  можно  записать  сле¬
дующие  дополнительные  условия  сравнения.
 Так  как  перепады  Я0  одинаковые,  то
сic  =  cla,  где  индексы  «с»  —  ступень  скорости,
«а»  —  активная  ступень.
 Рис.  1.3.1.  Треугольники  скоростей  первой  (а)  и  второй  (б)  ступеней  турбины:

34
 Глава  1.3.  ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ  И  МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ  ТУРБИНЫ
 и
 Рис.  1.3.2.  Треугольники  скоростей  активной  ступени  (рк  =  0;  wu  =  и>2а)
 Поскольку  перепады  Ни  одинаковые,  то
с2а  =  с^2с'  Примем,  что  за  активной  ступенью
выход  также  осевой  и,  следовательно,
 c2za  ~  C2zc  ~  cz'
 Из  треугольников  скоростей  активной
ступени,  показанных  на  рис.  1.3.2,  следует:
 «а  2wc,
 Ниа  ~ 	(^1 	иа 	~ 	^2иа  )  —  ^а  (2  ^а  —  ^)  —
 =  2к2=2(2«с)2=8к2.
 Таким  образом,  для  выработки  одной  и
той  же  удельной  мощности  для  обычной  осе¬
вой  активной  ступени  требуется  удвоенная  ок¬
ружная  скорость.  Если  угловая  частота  ротора
со  =  const,  то  осевая  ступень  будет  иметь  в
2  раза  больший  диаметр,  чем  ступень  скоро¬
сти.  Следовательно,  при  одинаковых  расходах
пара  высоты  лопаток  в  ступени  скорости  в
 2 	раза  больше,  чем  в  активной  ступени.  За
счет  этого  иногда  можно  избежать  парциаль¬
ного  подвода  пара.
 Как  известно,  КПД  активной  ступени
(рис.  1.3.3)
 Латах  =cos2a,  при  (и/С0)ор1  =  cosa,/2;
 г|м  =  0  при  и/С0  =  0  и  и/С0  =  cosocj;
 для  двухвенечного  колеса
 Л,,  max  =  HJH0  =  cos2a,  при  (и/С0)ор,  =  cosa,/4;
 r\u  =  0  при  u/Cq  =  0  и  u/C0  =  cosoq/2,
 так  как  uc  =  uJ2.
 В  рабочих  решетках  первой  ступени  и  в
направляющих  решетках  второй  ступени  ско¬
рости  углы  поворота  потока  обычно  велики
(е  >  130...  140°).  В  направляющих  лопатках
первой  ступени  углы  потока  aj11  малы,  а  ско¬
рости  потока  часто  достигают  сверхзвуковых
значений.  Поэтому  потери  кинетической
энергии  в  лопаточных  венцах  ступени  скоро¬
 сти  обычно  довольно  значительные.  С  целью
их  уменьшения  при  проектировании  ступени
скорости  на  среднем  диаметре  (как  первой,
так  и  второй  ступени)  назначают  небольшую
степень  реактивности  (ртс  =  0,05...0,1).  Это  по¬
зволяет  стабилизировать  течение  и  снизить
потери.
 Представим  процесс  в  /w-диаграмме  для
ступени  скорости  с  учетом  потерь  в  проточной
части  (рис.  1.3.4).  Примем,  что  треугольники
скоростей  остаются  такими  же,  как  ранее,  т.е.
 Рк[1]  =  Рк[2]  =  0-
 Из  условия  задачи  имеем
 W\[\]fe=W2[\]fe'>  С2[1]/2  =СЦ2]/2’
 W\[2]/2  =w2[2]/2;
из-за  наличия  трения
 Ро  >/,1[1]  >Р2[\\>Р\[2]  >Р2[2У
 Ступени  скорости  целесообразно  приме¬
нять  для  того,  чтобы  существенно  снизить
давление  и  температуру  пара.  В  этом  случае
уменьшаются  протечки  через  переднее  уплот¬
нение  вала  турбины  и  появляется  возмож-
 Рис.  1.3.3.  Изменение  КПД  т\и  от  и/С0
для  активной  ступени  и  ступени  скорости

РАДИАЛЬНЫЕ,  РАДИАЛЬНО-ОСЕВЫЕ  И  ДИАГОНАЛЬНЫЕ  СТУПЕНИ
 35
 Рис.  1.3.4.  /zs-диаграмма  для  ступени  скорости  с  учетом  потерь  в  проточной  части
 ность  либо  уменьшить  парциальность  на  по¬
следующих  ступенях,  либо  вообще  отказаться
от  нее.  Кроме  того,  за  счет  понижения  темпе¬
ратуры  можно  применить  для  ротора  более
дешевую  перлитную  сталь,  которая  по  срав¬
нению  с  аустенитной  сталью  хорошо  обраба¬
тывается.
 По  экономичности  ступень  скорости,  как
правило,  уступает  ступеням  обычного  типа.
Однако  благодаря  повышению  КПД  последую¬
щих  ступеней  и  эффекту  возврата  теплоты  во
многих  случаях  ее  применение  экономически
целесообразно.  В  высокотемпературных  газо¬
вых  турбинах  в  качестве  первой  часто  применя¬
ют  ступень,  по  свойствам  близкую  к  первой
ступени  скорости  (ступень  большой  циркуля¬
ции).  Поток  рабочего  тела  в  таких  высокона-
груженных  ступенях  характеризуется  транс-  и
сверхзвуковыми  скоростями  (М  >  0,8...0,9),
вследствие  чего  срабатывается  большой  пере¬
пад  энтальпий.
 Кроме  того,  увеличение  перепада  энталь¬
пий  достигается  за  счет  неосевого  выхода  по¬
тока  (а2  ~  50...70°).  Эта  ступень  в  сочетании  с
последующей  образует  группу,  близкую  по
свойствам  к  двухвенечной  ступени  скорости.
Основное  отличие  заключается  в  том,  что  и
первая,  и  вторая  ступени  в  этом  случае  могут
иметь  достаточно  высокую  степень  реактивно¬
сти  (ртс  >  0,2...0,3).
 За  счет  применения  высоконагружен-
ной  ступени  удается  уменьшить  число  охла¬
ждаемых  венцов  в  проточной  части  газовой
турбины.
 1.3.3. 	РАДИАЛЬНЫЕ,  РАДИАЛЬНО-ОСЕВЫЕ
И  ДИАГОНАЛЬНЫЕ  СТУПЕНИ
 Турбины  с  радиальным  течением  потока
в  зависимости  от  его  направления  подразделя¬
ются  на  центростремительные  и  центробеж¬
ные  (рис.  1.3.5).  Одноступенчатые  центростре¬
мительные  турбины  более  распространены,
так  как  у  них  выше  КПД  и  можно  получить
больший  теплоперепад  по  сравнению  с  цен¬
тробежными  турбинами.  В  многоступенчатых
радиально-осевых  турбинах  эти  различия  ме¬
нее  выражены  и  поэтому  подобные  центро¬
бежные  и  центростремительные  турбины  при¬
меняют  одинаково  широко.
 Радиально-осевыми  принято  называть
радиальные  турбины  с  осевым  выходом  потока
из  рабочего  колеса  (рис.  1.3.6).  Как  правило,
такие  турбины  являются  центростремительны¬
ми.  Радиально-осевые  турбины  выполняют
однопоточными,  реже  —  двухпоточными.
Двухпоточные  турбины  применяют  при  необ-
 Рис.  1.3.5.  Схемы  радиальных  турбин:
 центростремительной;  б  —  центробежной

36
 Глава  1.3.  ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ  И  МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ  ТУРБИНЫ
 Рис.  1.3.6.  Схема  радиально-осевой
центростремительной  турбины
 ходимости  создания  установок  большой  мощ¬
ности.
 Радиально-осевые  турбины  имеют  сле¬
дующие  преимущества  перед  чисто  осевыми:
более  высокую  производительность  сту¬
пени,  обусловленную  особенностями  конст¬
рукции  рабочего  колеса  в  сочетании  с  высоки¬
ми  прочностными  характеристиками  при  зна¬
чительных  окружных  скоростях  кромок  лопа¬
ток,  что  позволяет  повысить  температуру  ра¬
бочего  тела  перед  турбиной  или  полный  пере¬
пад  давлений  на  ступени;
 сравнительно  малую  чувствительность  к
величине  рабочих  зазоров.  В  осевых  турбинах
такого  класса  утечки  газа  через  зазоры  намного
выше,  чем  в  центростремительных  турбинах;
 меньшую  чувствительность  к  отклонениям
от  оптимальной  геометрии  проточной  части;
 меньшие  потери  в  подводящих  патрубках
при  одинаковых  с  осевыми  ступенями  потерях
в  НА;
 меньшие  выходные  потери  (примерно  в
 2 	раза).  Кроме  того,  этот  вид  потерь  можно
еще  уменьшить  применением  диффузора;
 относительно  простую  конструкцию  ре¬
гулируемого  НА  и,  следовательно,  возмож¬
ность  осуществления  реверса  турбины;
 относительную  легкость  изготовления  и
надежность  рабочих  колес  как  следствие  мало¬
го  числа  лопаток,  а  в  некоторых  случаях  —
простоту  их  конфигурации;
 упрощенные  схемы  охлаждения,  что  по¬
зволяет  создавать  высокотемпературные  уста¬
новки.
 Основными  недостатками  радиально-осе-
вых  турбин  по  сравнению  с  осевыми  являются:
большая  быстроходность  и,  следователь¬
но,  меньшая  надежность  подшипников  и  уве¬
личение  передаточного  числа  редукторов;
 сложности  в  создании  многоступенчатых
конструкций  и  агрегатов  большой  мощности;
 повышенный  эрозионный  износ,  обу¬
словленный  особенностями  геометрии  про¬
 точной  части  и  большими  окружными  скоро¬
стями;
 увеличенные  радиальные  размеры  по
сравнению  с  осевыми  турбинами.
 Радиально-осевые  ступени  находят  при¬
менение  в  газотурбинных  установках  в  различ¬
ных  областях  техники:
 газотурбинные  двигатели  (ГТД)  малой  и
средней  мощности  (до  2500  кВт);
 турбокомпрессоры  для  наддува  дизель¬
ных  двигателей  внутреннего  сгорания;
 приводные  ГТД  генераторов  тока,  насо¬
сов  и  других  вспомогательных  механизмов  в
качестве  автономных  источников  энергии;
 судовые,  локомотивные  и  автомобильные
ГТД,  а  также  некоторые  типы  вспомогатель¬
ных  авиационных  двигателей  с  регулируемым,
для  повышения  КПД  двигателя  на  частичных
нагрузках  и  реверса  турбины,  проходным  сече¬
нием  НА;
 регулируемые,  двухпоточные  и  многосту¬
пенчатые  турбины  паросиловых  установок;
 турбодетандеры  и  установки  для  разделе¬
ния  воздуха;
 турбореактивные  и  турбовентиляторные
двигатели  малой  мощности;
 турбонасосные  агрегаты  жидкостных  ра¬
кетных  двигателей.
 Из  основных  конструктивных  особенно¬
стей  ГТД  стоит  отметить  возможность  моди¬
фицирования  одного  типа  двигателя  для  при¬
менения  в  различных  областях.
 Конструкции  и  компоновки  ГТД  с  ради¬
ально-осевыми  ступенями  существенно  разли¬
чаются  в  зависимости  от  примененной  схемы.
Для  одновальных  ГТД  основной  отличитель¬
ной  особенностью  конструкции  является  тип
ротора.  Находят  применение  следующие  два
типа  роторов:  моноротор,  у  которого  рабочие
колеса  центробежного  компрессора  и  радиаль¬
но-осевой  (центростремительной)  турбины  не¬
посредственно  соединены  между  собой,  и  ро¬
тор  с  разнесенными  рабочими  колесами.  Мо¬
норотор  выполняется  в  виде  одной  поковки
или  составной  конструкции,  что  обеспечивает
меньшую  теплоотдачу  к  валу  и  подшипникам.
 По  расположению  подшипников  роторы
могут  быть  консольного  типа:  с  внешним  их
расположением,  внутренним  и  комбинирован¬
ным.
 Двухвальные  или  трехвальные  ГТД  обыч¬
но  выполняют  с  радиально-осевой  турбиной
высокого  давления  и  осевыми  турбинами
среднего  и  низкого  давления.  Применение  ра¬

МАЛОРАСХОДНЫЕ  ТУРБИНЫ  КОНСТРУКЦИИ  ЛПИ
 37
 диально-осевой  турбины  позволяет  упростить
конструкцию  камер  сгорания,  которые  выпол¬
няют  кольцевыми  (с  распылением  топлива
вращающимся  диском)  и  цилиндрическими.
 Подводящие  патрубки  могут  быть  ули¬
точного,  тороидального  или  кругового  типа.
Направляющий  аппарат  обычно  составной,
при  необходимости  выполняется  поворотным
(для  улучшения  характеристик  ГТД  на  частич¬
ных  режимах  работы  и/или  осуществления  ре¬
верса).  Рабочие  колеса  полузакрытого  или  от¬
крытого  типа  изготовляют  цельнофрезерован¬
ными,  цельнолитыми  или  составными.  Также
в  конструкцию  ГТД  с  радиально-осевой  тур¬
биной  хорошо  вписывается  вращающийся  ре¬
генератор.
 1.3.4. 	МАЛОРАСХОДНЫЕ  ТУРБИНЫ
КОНСТРУКЦИИ  ЛПИ
 Малорасходные  турбины  находят  широ¬
кое  применение  в  различных  областях  про¬
мышленности  и  техники:  наземном  и  морском
транспорте,  авиации,  специальной  технике,
энергетике.  Практически  везде  требования  вы¬
сокой  надежности  и  экономичности  являются
обязательными,  причем  именно  от  экономич¬
ности  турбин  в  большой  степени  зависит  эф¬
фективность  установки  или  агрегата  в  целом.
 Начиная  с  70-х  годов  по  созданию  высо¬
коэффективных  высоконагруженных  сверхзву¬
ковых  малорасходных  турбин  различных  кине¬
матических  схем  активно  разрабатывались
идеи,  заложенные  профессором  И.И.  Кирил¬
ловым.  Многолетнюю  работу  его  учеников,  к
которым  принадлежит  и  В.А.  Рассохин,  про¬
должает  новое  поколение  исследователей.
В  результате  разработан  новый  класс  турбин¬
ных  сверхзвуковых  ступеней  осевого  и  ради¬
ального  типов  —  турбин  конструкции  ЛПИ
(рис.  1.3.7).
 Отличительные  особенности.  Для  нового
класса  турбинных  ступеней  характерны:
 малые  углы  выхода  из  соплового  аппара¬
та  (СА),  сц  =  3...9°;
 большие  углы  поворота  потока  в  РК,  02  =
=  160...170°;
 малые  углы  входа  в  РК,  Pj  =  6...  14°;
малое,  по  сравнению  с  традиционными,
число  сопловых  и  рабочих  лопаток  (zcn  >  2  и
V  >  6...8);
 большой  относительный  шаг  сопловых
(t/b  >  1,0)  и  рабочих  (t/b  >  1,2)  лопаток;
 малые  объемные  расходы  рабочего  тела;
 Рис.  1.3.7.  Схемы  проточных  частей  малорасход¬
ных  турбин  конструкции  ЛПИ  (fca,  tpK  —  шаг  со¬
плового  аппарата  и  рабочего  колеса;  Dl9  D2  —
диаметры;  аь  аъ  якр,  ат, 	— 	диаметр 	вписан¬
 ной  окружности):
а  —  осевой;  б  —  центробежной;
в  —  центростремительной
 возможность  срабатывания  значительных
перепадов  энтальпий  при  сравнительно  высо¬
кой  экономичности;
 транс-  и  сверхзвуковые  течения  в  СА  и  РК;
повышенная  эрозионная  стойкость  со¬
пловых  и  рабочих  решеток.
 Жесткая  конкуренция  в  современной
энергетике  заставляет,  одновременно  со  сни¬
жением  стоимости  установок,  стремиться  к
повышению  их  термодинамической  эффек¬
тивности.  Поэтому  совершенствование  харак¬
теристик  проточных  частей  паровых  и  газовых
турбин  в  ближайшем  будущем  может  быть
обеспечено  повышением  срабатываемого  в  од¬
ной  ступени  перепада  энтальпий  при  сохране¬

38
 Глава  1.3.  ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ  И  МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ  ТУРБИНЫ
 нии  высокого  КПД.  Эта  задача  наиболее  акту¬
альна  для  энергетических  установок  средней  и
малой  мощности,  у  которых  значения  КПД
невелики;  области  возможного  использования
высокоэффективных  высоконагруженных
сверхзвуковых  малорасходных  турбинных  сту¬
пеней  в  таких  условиях  заметно  расширяются
[13,  34,  35].
 Основными  областями  применения  турбин¬
ных  ступеней  нового  класса  являются:
 энергетические  и  транспортные  установ¬
ки  малой  и  средней  мощности  (до  5  МВт)  с
паровыми  и  газовыми  турбоустановками;
 регулирующие  ступени  и  ступени  давле¬
ния  паровых  многоступенчатых  турбин  малой
и  средней  мощности;
 первые  ступени  высокотемпературных  га¬
зовых  турбин  (охлаждаемых  или  с  керамиче¬
скими  лопатками);
 турбины,  работающие  на  двухфазном  ра¬
бочем  теле  (влажном  паре  или  рабочем  теле,
содержащем  твердые  частицы);
 автономные  одно-  или  двухвенечные  сту¬
пени  для  срабатывания  значительных  перепа¬
дов  энтальпий  (до  1000...1200  КДж/кг)  при
достаточно  высокой  экономичности;
 малогабаритные  паровые  турбины  ком¬
бинированных  газопаровых  установок  малой  и
средней  мощности.
 Гарантией  успешного  внедрения  турбин¬
ных  ступеней  конструкции  ЛПИ  являются  ме¬
тоды  их  оптимального  проектирования  и  про¬
филирования,  которые  разработаны  на  основе
обобщения  результатов  теоретических  и  экс¬
периментальных  работ.  В  широком  интервале
изменения  геометрических  и  режимных  пара¬
 метров  исследовано  свыше  70  профилей  со¬
пловых  и  рабочих  лопаток  и  более  100  турбин¬
ных  ступеней  осевого  и  радиального  типов.  На
базе  этих  методов  созданы  программные  ком¬
плексы  одно-  и  многорежимной  оптимизации
турбин  нового  класса,  в  том  числе  на  заданные
графики  нагрузок.
 Экспериментально  (на  натурных  и  мо¬
дельных  стендах)  доказана  возможность  сраба¬
тывания  ступенями  конструкции  ЛПИ  осевого
и  радиального  типов  больших  перепадов  эн¬
тальпий  при  сохранении  высокой  экономич¬
ности  за  счет  снижения  потерь  при  сверх-  и
трансзвуковых  скоростях  потока,  а  также  по¬
терь  на  выходе.
 Основные  характеристики  турбин  конструк¬
ции  ЛПИ.  Потери  кинетической  энергии  в  СА  с
тангенциальным  подводом  рабочего  тела.  Исполь¬
зование  специальных  методов  профилирования
(криволинейная  поверхность  спинки  в  области
косого  среза  и  тангенциальный  входной  участок
канала)  обеспечивает  сравнительно  высокий
уровень  коэффициентов  скорости  при  малой
относительной  высоте  (h/b  <  0,18)  в  широком
диапазоне  сверхзвуковых  скоростей  потока
(Мс1  =  1...3).  На  рис.  1.3.8  показаны  коэффици¬
енты  скорости  ф,  учитывающие  суммарные  по¬
тери  энергии  в  кольцевой  решетке,  для  СА  с
а!  =  5°  и  с  тангенциальным  подводом  рабочего
тела  при  изменении  геометрической  степени
расширения  канала  fs  =  а^/а^  =  1...2,8.  Иссле¬
дованные  СА  имели  относительный  шаг,  рав¬
ный  0,97...  1,14,  и  относительную  толщину  вы¬
ходных  кромок  5,фc/azc  >  0,18...0,2.
 Потери  кинетической  энергии  в  РК  с  боль¬
шим  относительным  шагом.  Активные  рабочие
 Рис.  1.3.8.  Потери  кинетической  энергии  в  С  А  с  тангенциальным  подводом  рабочего  тела:
 а  —  двухпараметрические  изолинии  <р(£,  М,  7,);  б  —  топология  функции  ср

МАЛОРАСХОДНЫЕ  ТУРБИНЫ  КОНСТРУКЦИИ  ЛПИ
 39
 решетки  при  а!  =  3...9°  должны  обеспечивать
углы  входа  и  выхода  потока  Pj  =  02  =  6...14°.
Чтобы  эффективно  повернуть  поток  на  такие
предельные  углы,  необходимо  использовать  спе¬
циальное  профилирование  с  эксперименталь¬
ной  доводкой.  При  этом  получаются  решетки  с
большим  относительным  шагом  (t/b  >  1,2).
 По  результатам  исследований,  проводи¬
мых  с  использованием  теории  планирования
эксперимента,  получено  более  60  рабочих  ре¬
шеток;  для  них  определены  профильные,  кон¬
цевые  и  суммарные  коэффициенты  потерь  как
функции  геометрических  и  режимных  пара¬
метров  (t/b,  h/b,  ат/аь  а2/аъ  M2t),  предложен
ряд  частных  полиномиальных  моделей.  Обоб¬
щающие  зависимости  коэффициентов  про¬
фильных  потерь  в  решетках  свидетельствуют  о
том  (рис.  1.3.9),  что  оптимальное  значение  от¬
носительного  шага  t2/b2  ~  1,5  и  практически  не
меняется  с  изменением  режима  в  рассматри¬
ваемом  диапазоне  чисел  М.
 Отличительной  особенностью  рабочих
решеток  с  большим  относительным  шагом
конструкции  ЛПИ  является  снижение,  по
сравнению  с  традиционными  решетками,  сум¬
марных  потерь  при  отрицательных  углах  ата¬
ки.  Дополнительные  потери  от  угла  атаки  вы¬
делены  путем  сопоставления  потерь  в  кольце¬
вой  решетке  в  составе  ступени  и  плоской  ре¬
шетки  при  идентичных  геометрических  и  ре¬
жимных  параметрах.  В  такой  постановке  поте¬
ри  от  угла  атаки  включают  дополнительные
потери  от  переменного  угла  атаки  по  длине
косого  среза,  вызванные  большой  окружной
протяженностью  и  кривизной  косого  среза  со¬
плового  аппарата  конструкции  ЛПИ.  На
рис.  1.3.10  представлены  зависимости  коэф¬
фициента  профильных  потерь  К{  =  £//Z£,=o,
учитывающего  увеличение  потерь  энергии,  от
относительных  углов  атаки  /  =  (01г  —  Эi)/Эi,
(где  01г  -  геометрический  угол)  при  измене¬
нии  чисел  М2/  от  0,6  до  1,5  в  решетках  ЛПИ  и
турбинных  ступеней  традиционного  типа  (ат¬
ласных).
 Такие  обобщающие  зависимости  позво¬
ляют  определить  оптимальные  геометрические
характеристики  СА  и  рабочих  решеток  ступе¬
ней  для  заданных  условий  работы  или  провес¬
ти  многорежимную  оптимизацию.
 Технические  и  конструктивные  решения,
реализованные  в  турбинах  конструкции  ЛПИ.  Ре¬
гулирующие  ступени  паровых  турбин.  Для  модер¬
низации  паровых  турбин  малой  и  средней  мощ¬
ности  на  базе  профилей  ЛПИ  разработаны  кон-
 Рис.  1.3.9.  Коэффициенты  профильных  потерь  в
рабочих  решетках  конструкции  ЛПИ  (вариант  с
а2  =  164°);  функции  и/Ьг  и  М2,:
 Рис.  1.3.10.  Изменение  коэффициента  профиль¬
ных  потерь  Kh  учитывающего  влияние  относи¬
тельного  угла  атаки  /  на  суммарные  коэффициен¬
ты  потерь  в  РК  конструкции  ЛПИ  и  обычного
типа:
 О  -  Ми  =  0,6;  +  -  Ми  =  0,8;  □  -  Ми  =  1,1;
 О 	-  Ми  =1,2;  •  -  Ми  =  0,6...0,8;
 ■  -  Ми  =  0,8...1,1;  Ж  -  Ми  =1,2...1,5
 струкции  высоконагруженных  одно-  и  двухве¬
нечных  регулирующих  ступеней.  Их  использо-

40
 Глава  1.3.  ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ  И  МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ  ТУРБИНЫ
 Срабатываемый  перепад  энтальпий,  кДж/кг
 Рис.  1.3.11.  Сравнительные  данные  КПД  регулирующих  ступеней  фирмы  Сименс  и  ступеней
конструкции  ЛПИ  (т]?,  т|#-  —  внутренний  КПД  по  параметрам  торможения  и  мощностной):
 одноступенчатые  регулирующие  ступени  фирмы  Сименс; 	—  одноступенчатые  ре¬
гулирующие  ступени  конструкции  ЛПИ  (4,5  МПа); 	—  многорежимные  одноступенчатые
 ступени  ЛПИ;  	 многорежимные  двухступенчатые  турбины  ЛПИ
 вание  позволит  повысить  эффективность  всей
турбины  в  широком  диапазоне  режимов  работы
при  заметном  сокращении  общего  числа  ступе¬
ней.  Проточную  часть  малорасходных  турбин¬
ных  ступеней  конструкции  ЛПИ  характеризуют
малые  значения  углов.  Так,  использование  СА  с
а!  =  5°  позволяет  увеличить  высоту  лопатки  или
степень  парциальности  в  3  раза  (по  сравнению  с
а!  =  15°  при  неизменном  диаметре)  либо  диа¬
метр  и,  следовательно,  окружную  скорость  при
неизменной  высоте  лопатки  во  столько  же  раз
(с  целью  снижения  числа  ступеней).  Таким  об¬
разом,  удается  снизить  коэффициент  потерь
энергии:  либо  вторичные,  либо  дополнительные
от  парциальности.
 Совместными  исследованиями  ЛПИ  и
Дрезденского  технического  университета  до¬
казано  снижение  эрозионного  изнашивания
сопловых  и  рабочих  лопаток  ЛПИ  по  сравне¬
нию  с  лопатками  традиционного  типа.
 Исследования  по  созданию  нового  класса
регулирующих  ступеней  паровых  турбин  мощ¬
ностью  до  5...6  МВт,  проведенные  совместно  с
фирмой  Сименс,  показали  значительное  пре¬
имущество  турбин  ЛПИ  (особенно  двухсту¬
пенчатых)  перед  регулирующими  ступенями
этой  фирмы  (рис.  1.3.11).
 Принципы  создания  рассматриваемых
паровых  турбин  (в  несколько  раз  лучших  по
массогабаритным  показателям,  чем  произво¬
димые  в  России  и  других  странах)  позволяют
добиться  уникальных  массогабаритных  пока¬
зателей.  На  рис.  1.3.12  показана  компактная
 паротурбинная  установка  мощностью  500  кВт
со  встроенным  конденсатором  и  двухступен¬
чатой  турбиной  конструкции  ЛПИ,  разрабо¬
танная  для  одного  из  предприятий  России.
Проведенные  в  СПбГПУ  (на  кафедре  «Тур¬
бинные  двигатели  и  установки»)  исследования
показали  возможность  создания  комбиниро-
 Рис.  1.3.12.  Схема  компактной  паротурбинной
установки  мощностью  500  кВт  со  встроенным
конденсатором  и  двухступенчатой  турбиной
конструкции  ЛПИ

МАЛОРАСХОДНЫЕ  ТУРБИНЫ  КОНСТРУКЦИИ  ЛПИ
 41
 ванных  установок  небольшой  мощности  на
базе  отработавших  летный  ресурс  авиацион¬
ных  двигателей.  Так,  паровая  турбина
К-6-17,5/150,  предназначенная  для  работы  в
составе  комбинированной  установки  ПГУ-20
Сумского  НПО  им.  М.В.  Фрунзе  по  массога¬
баритным  показателям  и  экономичности  не
имеет  аналогов  в  мире  (рис.  1.3.13).
 Первые  ступени  высокотемпературных  га¬
зовых  турбин.  Турбины  конструкции  ЛПИ
можно  с  успехом  применять  как  первые  ступе¬
ни  в  высокотемпературных  газовых  турбинах.
Малые  углы  потока  а(  за  направляющим  аппа¬
ратом  значительно  снижают  температуру  тор¬
можения  перед  РК  в  относительном  движении
и  при  росте  срабатываемого  перепада  энталь¬
пии  сокращают  число  охлаждаемых  венцов.
Так,  для  окружной  скорости  и  =  300  м/с  при
уменьшении  а{  от  20  до  5°  снижение  темпера¬
туры  газа  в  СА  и  РК  АТСА  «  АГРК  ~  25  °С.
Уменьшается  общая  площадь  поверхности  те¬
плообмена  лопаток,  а  их  форма  позволяет  ра¬
ционально  расположить  охлаждающие  кана¬
лы.  Выполненные  в  СПбГПУ  эксперимен¬
тальные  и  теоретические  исследования  поля
температуры  в  сопловых  и  рабочих  лопатках,  а
также  в  диске  РК  при  различных  способах  ох¬
лаждения  (жидкостном  конвективном,  внеш¬
нем  парожидкостном,  конвективно-загради¬
тельном,  теплоотводе  в  сопряженные  детали
при  использовании  термобарьерных  покры¬
тий)  позволили  выработать  практические  ре¬
комендации  по  охлаждению  сопловых  и  рабо¬
 чих  лопаток  ступеней  ЛПИ  при  начальной
температуре  рабочего  тела  Г0  <  1500...1700  °С.
 «Телесность»  профилей  ЛПИ  обеспечива¬
ет  им  технологические  преимущества  по  срав¬
нению  с  профилями  традиционного  типа  при
изготовлении  керамических  лопаток.  Крепле¬
ние  профильной  части  лопатки  к  диску  с  помо¬
щью  металлического  охлаждаемого  грибовид¬
ного  стержня  позволяет  использовать  керами¬
ческие  материалы,  хорошо  работающие  на  сжа¬
тие.  Таким  образом,  КПД  газотурбинной  уста¬
новки  можно  увеличить  за  счет  не  только  по¬
вышения  температуры  газов  перед  турбиной,
но  и  снижения  расхода  охлаждающего  воздуха.
 Накопленный  в  СПбГПУ  опыт,  обобще¬
ние  экспериментально  полученных  характери¬
стик  потерь  кинетической  энергии  в  турбин¬
ных  ступенях  конструкции  ЛПИ  в  широком
интервале  геометрических  и  режимных  пара¬
метров,  созданные  методики  одно-  и  многоре¬
жимной  оптимизации,  конструктивные  реше¬
ния,  проверенные  в  модельных  и  натурных  ус¬
ловиях,  свидетельствуют  о  больших  перспек¬
тивах  применения  высоконагруженных  ступе¬
ней  ЛПИ  в  энергетике,  транспорте  и  других
отраслях  промышленности.
 Ступени  конструкции  ЛПИ  могут  стать
основой  для  создания  высокоэффективных
проточных  частей  малогабаритных  паровых
турбин  комбинированных  газопаровых  уста¬
новок  малой  и  средней  мощности  и  сущест¬
венно  повысить  электрический  КПД  автоном¬
ных  энергетических  станций.
 Рис.  1.3.13.  Схема  паровой  турбины  К-6-17,5/150  ТТ  (К-17,5/6)

42
 Глава  1.3.  ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ  И  МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ  ТУРБИНЫ
 1.3.5. 	СОВРЕМЕННАЯ  ВЫЧИСЛИТЕЛЬНАЯ
 ГАЗОДИНАМИКА  ТУРБОМАШИН
 Успехи  вычислительной  гидродинамики
CFD  (Computational  Fluid  Dynamics)  и  накоп¬
ленный  опыт  ее  применения  для  моделирова¬
ния  трехмерного  течения  в  решетках  турбома¬
шин  открывают  возможности  существенного
сокращения  доли  экспериментальных  работ
при  доводке  проточных  частей  (новых  или  мо¬
дернизируемых)  .
 Моделирование  пространственных  тече¬
ний  в  турбомашинах,  как  уже  рассматривалось,
основано  главным  образом  на  решении  уравне¬
ний  Эйлера  и  осредненных  по  Рейнольдсу
уравнений  Навье-Стокса  (метод  RANS).  Раз¬
работка  новых  разностных  алгоритмов  для  чис¬
ленного  интегрирования  этих  уравнений  сти¬
мулируется,  с  одной  стороны,  возрастающими
требованиями  к  точности  численных  расчетов,
а  с  другой  —  необходимостью  проведения  рас¬
четов  в  нестационарных  постановках  во  всем
проточном  тракте  за  приемлемое  время.
 Переход  от  уравнений  Эйлера  к  уравне¬
ниям  Навье—Стокса  поднимает  уровень  аэро¬
динамических  расчетов  турбомашин  на  новую,
существенно  более  высокую  ступень.  Появля¬
ется  возможность  описать  реальную  структуру
трехмерного  потока  вязкого  газа  и  отказаться
от  громоздких  и  несовершенных  эмпириче¬
ских  соотношений,  способных  лишь  косвенно
учитывать  вязкие  эффекты.
 Методы  вычислительной  газовой  динамики
турбомашин.  Численное  моделирование  течения  в
турбомашинах  на  основе  уравнений  Навье—Сто¬
кса  хорошо  подготовлено  всем  ходом  развития
вычислительной  гидродинамики.  Определяющее
значение  имеет  создание  и  развитие  метода  ко¬
нечных  объемов  (МКО),  реализованного  во  мно¬
гих  прикладных  пакетах  [4,  5,  32,  40].
 Для  численного  решения  общей  системы
уравнений  трехмерного  нестационарного  лами¬
нарного  и  турбулентного  движения  газа  предна¬
значены  пакеты  прикладных  программ
FLUENT,  STAR-CD,  PHOENICS,  ANSYS-CFX,
NUMECA-FINE  [50—56].  Для  дискретизации
дифференциальных  уравнений  сохранения  мас¬
сы,  импульса,  энергии  используется  МКО:  зна¬
чения  физических  параметров  задаются  в  цен¬
трах  расчетных  ячеек,  а  уравнения  сохранения
записываются  в  интегральной  форме  для  каж¬
дой  ячейки.  Основным  достоинством  такого
подхода  является  сохранение  консервативности
дискретизированных  уравнений.
 Для  произвольного  объема  Q,  ограничен¬
ного  замкнутой  поверхностью  S,  система  ба¬
лансовых  уравнений  записывается  в  виде
 J^L/C2  +  jfitS  =  f£dQ, 	(1.3.1)
 Q  dt  s  Q
 где  /  =(p,  рмьрф)г  —  вектор  консервативных
переменных  (А;  =1,2,  3);  F  и  Е  —  операторы
(псевдовекторы);
 О 	=  ик  пк  ~  скорость  в  проекции  на  внешнюю
нормаль  (здесь  и  далее  используется  правило
суммирования  по  повторяющимся  индексам);
ukwnk  —  декартовы  компоненты  вектора  соот¬
ветственно  скорости  й  и  внешней  нормали  п  к
поверхности  S;  %тк  —  компоненты  тензора  на¬
пряжений  (т  =  1,  2,  3); 	—  компоненты
 вектора  массовых  сил;  ^  —  объемный  источник
параметра  ф;  Гф  —  коэффициент  диффузии.  В  ка¬
честве  ф  может  фигурировать,  например,  энталь¬
пия  текущей  среды,  кинетическая  энергия  турбу¬
лентности,  скорость  ее  диссипации  и  т.д.
 Рассмотрим  наиболее  популярный  вари¬
ант  аппроксимации  интегралов  на  примере  ба¬
лансового  уравнения  из  системы  (1.3.1)  для
скалярной  величины  ф.  Если  в  качестве  Q  и  S
выбрать  объем  £1Р  и  площадь  поверхности  Sj
(J  =  1,  Nj)  расчетной  ячейки  (рис.  1.3.14),  то
соответствующее  уравнение  системы  (1.3.1)
примет  вид
 J  ^*1  +  X  J  Я(р«ф  -  Гф  Уф)dS  =
 Пр  dt 	J  Sj
 =  js^dQ. 	(1.3.2)
 Qp
 Рис.  1.3.14.  Расчетная  ячейка  с  центральным
узлом  Р  и  соседняя  ячейка  с  узлом  N

СОВРЕМЕННАЯ  ВЫЧИСЛИТЕЛЬНАЯ  ГАЗОДИНАМИКА  ТУРБОМАШИН 	43
 Самые  простые  и  широко  применяемые  в
МКО  квадратурные  формулы  второго  порядка
точности  непосредственно  следуют  из  теоремы
 о 	среднем  значении:
 \n-OdS  =Sj-Ф/,
 Sj 	tip
 где  Sj  —  поверхностный  вектор  (вектор  пло¬
щади  грани).
 Второе  слагаемое  в  соотношении  (1.3.2)
согласно  теореме  о  среднем  может  быть  пред¬
ставлено  в  виде
 Х(рвФ-«)у  -2(г+Уф-5),  =
 j  j
 (L3-3>
 j 	J
 где  Cj  и  Dj  —  соответственно  конвективный  и
диффузионный  поток;  Cj  =  Fj  ф,  (Fj  =  (pw  •  S)  —
поток  массы  через  грань  j;  фу  —  среднее  значе¬
ние  на  грани,  определяемое  в  соответствии  со
схемой  дискретизации).
 В  противопоточной  схеме  дискретизации
первого  порядка  (UD)  величину  ф7-  берут  из  бли¬
жайшей  ячейки  вверх  по  потоку  (рис.  1.3.15):
 Такая  форма  интерполяции  при  любых
условиях  сохраняет  в  физичных  пределах  зна¬
чение  ф,  но  может  приводить  к  увеличению
численной  диффузии.
 В  центрально-разностной  схеме  второго
порядка  (CD)  величина  ф  на  грани  определя¬
ется  линейной  интерполяцией  значений  в
ближайших  соседних  узлах,  безотносительно
направления  течения.  Эта  схема  обладает
меньшей  численной  диссипацией,  чем  схема
UD,  но  может  приводить  к  нефизичным  ос¬
цилляциям  параметров.  В  схеме  Леонарда
(QUICK)  используется  квадратичная  интерпо¬
 ляция  по  двум  узлам  вверх  по  потоку  и  одно¬
му  —  вниз  по  потоку.
 Более  сложные  схемы  дискретизации,  на¬
пример  схемы  MARS  и  Gamma  второго  поряд¬
ка  точности  со  встроенным  фильтром,  устра¬
няющие  нефизичные  экстремумы.  Аппрокси¬
мация  диффузионной  составляющей  потока
Dj,  в  отличие  от  конвективной,  не  требует  ка¬
ких-либо  мер  для  обеспечения  устойчивости
схемы.
 В  пакете  STAR-CD  значение  производ¬
ной  л  •  Уф  =  Эф/Эя  в  центре  грани,  входящей  в
диффузионный  поток,  определяется  интерпо¬
ляцией  значений  Уф  в  центрах  ячеек,  которые
рассчитывают,  используя  интегральное  пред¬
ставление  градиента:
 Рис.  1.3.15.  Расчетные  узлы  в  схемах
дискретизации
 При  решении  дискретного  аналога  пред¬
почтение  отдается  неявным  итерационным
схемам  с  использованием  метода  установления
либо  специальной  процедуре  коррекции  поля
давления  (SIMPLE  и  подобным  алгоритмам).
В  применяемых  иногда  явных  разностных  схе¬
мах  метода  установления  кардинальное  уско¬
рение  сходимости  достигается  применением
многосеточного  метода,  как  это  сделано,  на¬
пример,  в  пакете  NUMECA.
 Для  расчета  конвективных  потоков  поя¬
вились  эффективные  противопоточные  схемы
второго  и  более  высокого  порядков  точности,
обеспечившие  получение  устойчивого  реше¬
ния  при  приемлемом  минимуме  сеточной  дис¬
сипации.
 Особого  внимания  заслуживают  методы
моделирования  преобладающего  в  лопаточных
аппаратах  турбулентного  режима  течения.  Для
относительно  недорогих  и  достаточно  массо¬
вых  инженерных  расчетов  наиболее  интересен
подход,  основанный  на  решении  осредненных
по  Рейнольдсу  уравнений  Навье-Стокса  как
для  стационарных  (RANS),  так  и  для  неста¬
ционарных  (URANS)  задач.  Это  требует  введе¬
ния  дополнительных  уравнений  для  вычисле¬
ния  характеристик  турбулентности  (моделей
турбулентности).
 Модели  вычислительной  газовой  динамики
турбомашин.  Первые  опыты  численного  моде¬
лирования  трехмерных  турбулентных  течений
в  диапазоне  Re  =  104...106,  имеющие  уже  более
чем  25-летнюю  историю,  выполнялись  на
весьма  грубых  экономных  (с  точки  зрения  вы¬
числительных  ресурсов)  расчетных  сетках.

44
 Глава  1.3.  ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ  И  МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ  ТУРБИНЫ
 Почти  повсеместно  использовалась  двухпара¬
метрическая  высокорейнольдсовая  к—е-модель
турбулентности.  Эта  модель,  удовлетворитель¬
но  описывающая  течения  с  фиксированной
точкой  (линией)  массивного  отрыва,  мало
подходит  к  расчету  градиентных  течений  в  ло¬
паточных  аппаратах.  Проявился  и  ее  недоста¬
ток  в  виде  неестественно  завышенной  генера¬
ции  турбулентной  вязкости  в  безвихревых  об¬
ластях  градиентных  потоков.  Впоследствии
появились  поправки,  нивелирующие  этот  эф¬
фект,  а  также  более  подходящие  для  течений  в
лопаточных  аппаратах  низкорейнольдсовые
версии  к—г-модели.  В  последнее  время  широ¬
ко  применяются  в  коммерческих  пакетах  двух¬
параметрическая  к—со-модель  Уилкокса,  одно¬
параметрическая  модель  Спаларта—Аллмараса,
модель  сдвиговых  напряжений  Ментера,
А:—е-модель  RNG,  А:—е-модель  Realisable,
У2Б-модель  Дурбина  и  др.
 Использование  осредненных  уравнений
Навье—Стокса  становится  некорректным  даже
в  совокупности  с  самыми  совершенными  мо¬
делями  турбулентности,  когда  порядки  вре¬
менных  масштабов  турбулентных  процессов  и
нестационарных  явлений,  описанных  осред-
ненными  параметрами,  оказываются  близки¬
ми.  Это  касается,  например,  часто  встречаю¬
щихся  течений  с  периодическим  сходом  от¬
рывного  вихря.  Для  расчета  таких  течений
предложен  метод  моделирования  крупных
вихрей  LES.  В  последнее  время  развиваются
«гибридные»  модели,  комбинирующие  подхо¬
ды  RANS  и  LES,  в  частности,  приобретающий
все  большую  популярность  метод  отсоединен¬
ных  вихрей  DES.  Однако  реализация  этих  ме¬
тодов  связана  с  большими  затратами  вычисли¬
тельных  ресурсов,  и  в  ближайшей  перспективе
вряд  ли  следует  ожидать  их  применения  в  ин¬
женерных  расчетах.
 При  турбулентном  режиме  течения  иь  р  и
остальные  зависимые  переменные,  включая
компоненты  тензора  напряжений  Ху,  опреде¬
ляют  как  осредненные  по  времени  или  по  ан¬
самблю.  В  этом  случае  тензор  напряжений  для
ньютоновских  жидкостей
 xij  =2|xsj/ 	-р«; 	и), 	(1.3.4)
 3 	дхк
 где  хк  —  декартова  координата;  ц  —  динамиче¬
ская  молекулярная  вязкость;  и-  —  пульсацион-
ная  компонента  скорости;  5,у  —  символ  Кроне-
кера;  s#  —  компоненты  тензора  скоростей  де¬
формации.
 Последнее  слагаемое  в  формуле  (1.3.4)
представляет  дополнительное  турбулентное
(рейнольдсово)  напряжение  (черта  над  вели¬
чиной  означает  осреднение).
 Для  определения  рейнольдсовых  напря¬
жений  требуется  модель  турбулентности,  со¬
держащая  или  дифференциальные  уравнения
переноса,  или  алгебраические  соотношения.
В  большинстве  пакетов  рейнольдсовы  напря¬
жения  связаны  с  параметрами  осредненного
потока  посредством  введения  коэффициента
изотропной  турбулентной  вязкости  \it.  В  моде¬
ли  Спаларта-Аллмараса  дифференциальное
уравнение  переноса  формулируется  для  вели¬
чины  v,  связанной  с  турбулентной  вязкостью
\Lt  соотношением
 H,=pv/Vl,
 При  постановке  граничных  условий  в
этом  случае  достаточно  задать  распределение
турбулентной  вязкости  на  границе  расчетной
области.
 Широко  известные  к-г-модели  требуют
решения  дифференциальных  уравнений  пере¬
носа  кинетической  энергии  (к  =  и-  и-/2)  и  ско¬
рости  диссипации  энергии  турбулентности  е.
Турбулентная  вязкость  зависит  от  энергии  к  и
диссипации  е:  [Lt  =С^рк2/г  или  от  степени
турбулентности  Ти  и  ее  характерного  масшта¬
ба  L:
 H, 	=  ^|c;/4TupvI,
 где  Сц  —  эмпирический  коэффициент  (обычно
константа),  значение  которого  определяется
выбором  модели  турбулентности;  v  —  локаль¬
ная  скорость  потока.
 В  к—w-моделях  полагают
 Ц,  =  pfc/CQ,
 где  со  —  диссипативная  переменная,  отражаю¬
щая  характерную  частоту  турбулентных  пуль¬
саций.
 Модели  турбулентности  отличаются  одна
от  другой  формой  записи  уравнений,  наличи¬
ем  или  отсутствием  пристенных  функций  (со¬
ответственно  высокорейнольдсовые  и  низко¬
рейнольдсовые  модели)  и  соотношением  меж¬
ду  рейнольдсовыми  напряжениями  и  тензором
скоростей  деформаций.  Модели,  содержащие
тензор  скоростей  деформации  в  первой  степе¬

СОВРЕМЕННАЯ  ВЫЧИСЛИТЕЛЬНАЯ  ГАЗОДИНАМИКА  ТУРБОМАШИН 	45
 ни,  классифицируют  как  линейные  модели
турбулентности;  нелинейные  модели  частично
учитывают  анизотропные  свойства  течений.
 Решение  системы  алгебраических  уравне¬
ний,  полученных  в  результате  дискретизации
исходной  системы  (1.3.1)  может  быть  выпол¬
нено  с  использованием  алгоритмов  PISO  или
SIMPLE.  Вычислительная  процедура  алгорит¬
ма  PISO  для  разностного  аналога  уравнения
переноса  (1.3.2)  состоит  из  следующих  этапов:
задается  начальное  поле  ф(0)  и  определяются
коэффициенты  уравнения  импульсов.  Для
ячейки  с  узлом  Р  (см.  рис.  1.3.10)  итерационно
решаются  уравнения  вида
 АРи")  =  1АтиК  +  2><°Х°;  +
 т
 +s,+DP{p^+-p^_), 	(1.3.5)
 где  АР  =  '£Ат+  s2  +  Вр^;  Ат  -  коэффи-
 т
 циенты  разностного  аналога  оператора  кон¬
вективного  и  диффузионного  переноса.
 В  первом  слагаемом  правой  части  сумми¬
рование  производится  по  всем  соседним  уз¬
лам;  ВР  =  (pV)/6t.  Последнее  слагаемое  соот¬
ветствует  аппроксимации  градиента  давления
dp/dxh  a  DP  —  коэффициент,  зависящий  от
площади  грани.  Верхним  индексом  (0)  обозна¬
чены  величины  на  предыдущем  временном
слое,  отстоящем  от  текущего  временного  слоя
на  величину  St.
 В  дальнейшем  корректируются  поля  ско¬
рости  и  давления:
 т
 +^+DP(p"\-p("j,
 АРР{"  =  'LAmPm)  +* 	(1-3.6)
 т
 где  Si  —  функция  уже  известных  значений  и\Х)
и  и}°\
 Затем  выполняются  дополнительные  ша¬
ги  корректора  на  основании  уравнений
 АРи-р  +  1)  =  ^ЛтЫ\т  +  Bp^U^  +
т
 +5,  +  DP(/*\  -Р„]у,
 АРРрд)  =  ЪАтРт)  +  *1> 	(1-3.7)
 т
 где  q  =  1,  2,  ...  —  шаги  корректора.
 Следует  отметить,  что  коэффициенты  АР
остаются  неизменными.
 После  выполнения  необходимого  для
достижения  заданной  точности  количества
шагов  корректора  переходят  на  новый  времен¬
ной  слой,  с  найденными  на  четвертом  этапе
значениями  и  возвращаются  ко  второму  этапу.
 Алгоритм  SIMPLE  отличается  от  алго¬
ритма  PISO  тем,  что  в  нем  производится  толь¬
ко  один  шаг  корректора.
 Результаты  использования  вычислительной
газовой  динамики  в  турбомашинах.  Газодина¬
мическая  эффективность  проточной  части
турбомашины  зависит  от  организации  потока
газа  и  явлений,  происходящих  в  нем  под  дей¬
ствием  поверхностных  и  массовых  сил.  Тече¬
ние  вязкого  газа  в  решетке  соплового  аппарата
ТВД  современных  двигателей  [15]  отличается
от  осесимметричного:  поле  давления  изменя¬
ется  по  высоте  межлопаточного  канала
(рис.  1.3.16).  В  частности  это  выражается  в  по¬
явлении  зоны  обратных  токов  у  корня  лопатки
соплового  аппарата,  со  стороны  ее  выпуклой
поверхности  (рис.  1.3.17,  а),  что  обусловлено
наличием  около  стороны  разрежения  сопло¬
вой  решетки  области  с  положительным  гради¬
ентом  давления  (см.  рис.  1.3.16,  б).
 Рис.  1.3.16.  Поля  давлений  в  области  среднего  по  высоте  сечения  (а)  и  в  области  втулки  (б)

46
 Глава  1.3.  ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ  И  МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ  ТУРБИНЫ
 Рис.  1.3.17.  Отрыв  потока  на  спинке  соплового
аппарата  вблизи  втулки
 Во  вращающейся  решетке  возникают  до¬
полнительные  потери,  вызванные  действием
центробежных  сил  на  частицы  газа.  Центро¬
бежные  силы  только  частично  уравновешива¬
ются  силами  давления,  изменяющимися  по
высоте  лопатки.  Поэтому  поток  в  радиальном
направлении  внутри  межлопаточного  канала
РК  неуравновешен  и  здесь  возникают  ради¬
альные  течения  (рис.  1.3.18),  на  образование
которых  тратится  часть  энергии  потока.  Это
приводит  к  различию  в  распределении  локаль¬
ного  числа  М  в  области  втулки,  среднем  и  пе¬
риферийном  сечениях.
 В  периферийном  слое  наблюдается  об¬
ширная  зона  отрыва  потока  с  рециркуляцией
на  спинке  возле  выходной  кромки,  которая
 Рис.  1.3.18.  Распределение  числа  М  в  относи¬
тельном  движении  в  межлопаточном  канале  РК
ТВД  в  слоях  вблизи  втулки  (л),  в  среднем  {б)  и
вблизи  периферии  (в)
 связана  с  перетеканием  потока  с  корыта  на
спинку  в  радиальном  зазоре.  На  рис.  1.3.19,  а
показано  поле  вторичных  течений  в  попереч¬
ном  сечении  РК  ТВД  вблизи  выходной  кром¬
ки,  а  на  рис.  1.3.19,  б,  в  —  перетекание  газа  че¬
рез  радиальный  зазор.
 Интенсивность  вторичных  течений  мож¬
но  наглядно  оценить  по  линиям  тока  на  спин-
 Рис.  1.3.19.  Вторичные  течения  в  РК  вблизи  выходной  кромки  (а);  визуализация  вихря  на  спинке
лопатки  вблизи  выходной  кромки  (б),  в  периферийной  области  (в):
 1 	—  сторона  давления;  2  —  сторона  разрежения

СОВРЕМЕННАЯ  ВЫЧИСЛИТЕЛЬНАЯ  ГАЗОДИНАМИКА  ТУРБОМАШИН 	47
 Рис.  1.3.20.  Линии  тока  на  спинке  и  корыте
лопатки  РК  ТВД
 ке  (рис.  1.3.20,  а)  и  корыте  (рис.  1.3.20,  б)  ло¬
патки  РК.  Зона  вторичного  течения  в  привту-
лочной  области  на  спинке  занимает  примерно
от  1/4  высоты  лопатки  в  середине  спинки  до
 Рис.  1.3.21.  Линии  тока  на  торцовой  поверхно¬
сти  втулки  лопатки  РК  ТВД  (а)  и  в  слое  вблизи
периферии  (б,  в)
 1/3  высоты  лопатки  в  области  выходной  кром¬
ки,  причем  линии  тока  значительно  отклоня¬
ются  от  цилиндрического  направления.
 Линии  тока  на  торцовой  поверхности
подтверждают  наличие  значительных  вторич¬
ных  потерь  у  втулки  —  линии  тока  значитель¬
но  отклоняются  от  осевой  линии  межлопаточ-
ного  канала  (рис.  1.3.21,  а),  а  также  у  перифе¬
рии  —  обширный  вихрь  образуется  вследствие
перетекания  через  радиальный  зазор
(рис.  1.3.21,  6,  в).
 Сравнение  результатов  трехмерного  чис¬
ленного  расчета  с  данными  двумерной  поста¬
новки  показано  на  рис.  1.3.22.  Кривая  коэф¬
фициента  скорости  X  содержит  не  менее  четы¬
рех  точек  в  пределах  пограничного  слоя  на
торцовых  поверхностях,  что  свидетельствует  о
достаточной  сеточной  разрешимости  течения
вязкого  газа.  По  итогам  сравнения  можно  от¬
метить  удовлетворительное  соответствие  ре¬
зультатов  расчета  по  2Б-моделям  с  данными
ЗБ-моделирования  в  ядре  течения,  занимаю¬
щего  80%  высоты  канала.  Наибольшее  расхож¬
дение  трехмерного  и  двумерного  подходов  на¬
блюдается  в  изменении  меридианного  угла  а,
который  характеризует  искривление  линий  то¬
ка  в  меридиональной  плоскости.
 Удовлетворительное  соответствие  между
2D-  и  ЗО-моделями  наблюдается  вне  погра¬
ничных  слоев  на  торцовых  поверхностях  меж-
лопаточного  канала  РК  (рис.  1.3.23).  Причем
наибольшее  расхождение  наблюдается  в  рас¬
пределении  меридианного  угла  а  в  области
втулки  РК,  около  которой  формируется  более
интенсивное  вихревое  течение  по  сравнению  с
периферией.
 При  движении  лопаточных  аппаратов  от¬
носительно  друг  друга  происходит  их  аэроди¬
намическое  взаимодействие,  проявляющееся,
в  частности,  в  возникновении  периодической
нестационарности  течения.  Это  влияет  на  ос-
редненные  по  времени  характеристики  отдель¬
ных  решеток  и  проточной  части  в  целом,  вы¬
зывает  переменные  аэродинамические  нагруз¬
ки,  действующие  на  лопатки,  а  в  охлаждаемых
ступенях  турбин  приводит  к  температурной
сегрегации  потока.
 Проведение  физического  эксперимента
для  исследования  такого  тонкого  и  сложного
явления,  как  нестационарное  аэродинамиче¬
ское  взаимодействие  лопаточных  венцов,  со¬
пряжено  с  рядом  технических  трудностей.  Не-
стационарность  течения,  возникающая  при
аэродинамическом  взаимодействии  обусловле-

48
 Глава  1.3.  ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ  И  МНОГОСТУПЕНЧАТЫЕ  ТУРБИНЫ
 Рис.  1.3.22.  Распределение  числа  Л,  (а)  и  угла  потока  а  (б)  за  сопловым  аппаратом
 в  абсолютном  движении:
 —•— 	— 	моделирование 	в 	STAR-CD; 	—■—  —  результаты  завода  им.  Климова
 Рис.  1.3.23.  Распределение  числа  \  (а)  и  угла  потока  а  (б)  за  РК  в  относительном  движении:
 —•—  —  моделирование  в  STAR-CD;  —«—  —  результаты  завода  им.  Климова
 на,  главным  образом,  тремя  факторами:  по¬
тенциальной  неравномерностью;  вязкими
кромочными  следами;  ударными  волнами
(при  трансзвуковых  скоростях  течениях  в  осе¬
вых  зазорах).
 Наибольшее  внимание  уделяется  иссле¬
дованию  вязких  следов,  так  как  их  непосред¬
ственное  влияние,  по  сравнению  с  потенци¬
альной  неравномерностью  и  ударными  волна¬
ми,  наблюдается  на  достаточно  больших  рас¬
стояниях  от  источника  их  генерации.  Как  уже
отмечалось,  неотъемлемой  частью  пространст¬
венных  течений  в  межлопаточных  каналах
турбомашин  являются  вторичные  течения.
Прежде  всего,  они  вносят  существенный  вклад
в  потери  кинетической  энергии,  однако  этим
их  влияние  на  поток  не  ограничивается.  При
попадании  кромочных  следов  в  область  вто¬
ричных  течений,  происходит  значительное  из¬
менение  структуры  последних,  что  сказывает¬
ся  как  на  нестационарных  нагрузках,  так  и  на
температурных  пульсациях.
 Для  выполнения  газодинамических  рас¬
четов  вязкого  трехмерного  нестационарного
потока  в  проточных  частях  турбомашин  ис¬
 пользуется  прикладной  пакет  FlowER-U  [37].
Для  строгого  учета  нестационарного  аэроди¬
намического  взаимодействия  лопаточных  ап¬
паратов  необходимо  проводить  расчет  во  всех
межлопаточных  каналах  каждого  венца  с  уче¬
том  изменения  взаимного  положения  решеток
во  времени.  Такой  подход  требует  больших
вычислительных  затрат,  и  расчеты,  выполняе¬
мые  на  его  основе,  пока  нельзя  широко  ис¬
пользовать  в  практике  проектирования.  Аль¬
тернативный  подход,  использующий  обоб¬
щенное  условие  пространственно-временной
периодичности  течения,  позволяет  включать  в
расчетную  область  только  по  одному  межлопа-
точному  каналу  каждого  венца.
 На  рис.  1.3.24  показана  визуализация
структуры  вторичных  течений,  полученная  по
результатам  расчета  соплового  аппарата.  Пе¬
ред  входной  кромкой  вблизи  торцовой  поверх¬
ности  видно  положение  седловой  точки,  от
которой  отходят  две  ветви  подковообразного
вихря.  Ветвь  подковообразного  вихря,  прихо¬
дящая  со  стороны  разрежения,  затекает  на
сторону  разрежения  несколько  раньше,  чем
ветвь,  приходящая  со  стороны  давления.

СОВРЕМЕННАЯ  ВЫЧИСЛИТЕЛЬНАЯ  ГАЗОДИНАМИКА  ТУРБОМАШИН 	49
 Рис.  1.3.24.  Структура  вторичных  течений
в  окрестности  соплового  аппарата
 В  подковообразный  вихрь  сворачивается
поток,  приходящий  с  пограничным  слоем  по
всей  ширине  решетки.  За  подковообразным
вихрем  наблюдается  перетекание  от  стороны
давления  на  сторону  разрежения,  образующее
канальный  вихрь.  Сложно  точно  выделить  ли¬
нию  раздела  конца  подковообразного  вихря  и
начала  канального.  Тем  не  менее,  очевидно,
что  канальный  вихрь  следует  за  подковообраз¬
ным,  а  пограничный  слой  в  канальном  вих¬
ре  —  это  вновь  образованный  пограничный
слой  («старый»  свернулся  вокруг  подковооб¬
разного  вихря).  Угловой  вихрь  начинает  фор¬
мироваться  после  затекания  подковообразного
вихря  на  сторону  разрежения.
 В  результате  расчетов  получена  картина
изменения  структуры  вторичных  течений  в  ро¬
торе  в  зависимости  от  момента  времени  1  на
периоде  Т  (рис.  1.3.25).  Вязкие  кромочные
 следы  вызывают  существенное  «усиление»
трехмерности  течения.  При  попадании  в  зону
вторичных  течений  охлажденного  кромочного
следа,  последний  сносится  на  сторону  разре¬
жения  лопатки,  что  приводит  к  усилению  тем¬
пературных  пульсаций  на  поверхности  лопат¬
ки  ротора.
 Приведенный  обзор  современного  со¬
стояния  вычислительной  газовой  динамики
турбомашин  свидетельствует  о  существенном
прогрессе  в  области  ЗБ-моделирования.  Это
служит  предпосылкой  к  более  широкому  вне¬
дрению  современных  подходов  CFD  в  изуче¬
нии  пространственной  и  нестационарной
структуры  течения  в  межлопаточных  каналах
турбомашин  и  внедрения  полученных  резуль¬
татов  в  практику  проектирования  ГТУ  и  ГТД.
 Глава  1.4
 ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ
ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 Проточные  части  современных  осевых
тепловых  (паровых  и  газовых)  турбин  имеют
высокую  степень  аэродинамического  совер¬
шенства.  Вместе  с  тем  огромные  мощности  и
длительные  сроки  их  эксплуатации  обусловли¬
вают  необходимость  поиска  даже  десятых  до¬
лей  процента  роста  их  КПД  с  целью  получе¬
ния  значительного  положительного  экономи¬
ческого  эффекта  за  счет  экономии  топлива.
Выявить  скрытые  резервы  повышения  КПД
турбин  можно  на  этапе  проектирования  их
проточных  частей,  используя  математические
методы  целенаправленного  поиска  оптималь¬
ного  варианта  —  методы  компьютерной  опти¬
мизации,  реализуемые  на  ЭВМ.
 Рис.  1.3.25.  Линии  тока  в  роторе  в  зависимости  от  момента  времени  t  на  периоде  Т.
 а  —  t  =  0;  б  —  t  =  0,257;  e-t  =  0,5  Г;  г  -  t  =  0,75  Т

50
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 При  традиционных  способах  закрутки
направляющих  и  рабочих  лопаток  ступени
термодинамическая  степень  реактивности  су¬
щественно  возрастает  вдоль  радиуса.  В  ступе¬
нях  средней  и  большой  веерности  вследствие
низкой  у  корня  и  высокой  у  периферии  степе¬
ни  реактивности  возникают  значительные
протечки  рабочего  тела  через  диафрагменные
уплотнения  и  радиальный  зазор  у  периферии
РК.  В  таких  ступенях,  работающих  при  боль¬
ших  перепадах  энтальпий,  могут  возникнуть
сверхзвуковые  течения  у  корня  за  направляю¬
щими  и  периферии  за  рабочими  лопатками,
что  снижает  КПД  ступени.  Поэтому  в  послед¬
нее  время  значительное  внимание  уделяется
проблеме  снижения  градиента  степени  реак¬
тивности  в  ступени  турбины.
 Математические  модели,  используемые  в
режиме  компьютерного  поиска  максимума
КПД,  должны  быть  построены  таким  образом,
чтобы  обеспечивался  выбор  оптимального  не
только  распределения  параметров  потока  меж¬
ду  ступенями  и  лопаточными  венцами,  но  и
способа  закрутки  лопаток  для  каждой  ступени
осевой  турбины.
 Кроме  высокой  экономичности,  тепло¬
вые  турбины  должны  также  удовлетворять  тре¬
бованиям  технологичности  в  производстве  и
надежности  в  эксплуатации.  Эти  требования
на  практике  часто  достигаются  за  счет  широ¬
кого  использования  в  новых  конструкциях  мо¬
дельных  и  унифицированных  лопаточных  вен¬
цов,  ступеней  (особенно  последних),  а  иногда
и  целых  отсеков  турбин,  освоенных  в  произ¬
водстве  и  проверенных  в  эксплуатации.
 Поэтому  при  проектировании  (и  модер¬
низации)  осевых  турбин  проблемы  оптимиза¬
ции,  моделирования  и  унификации  их  проточ¬
ных  частей  находятся  в  неразрывной  связи  и
должны  решаться  комплексно.  Именно  такой
комплексный  подход,  необходимый  для  эф¬
фективного  функционирования  расчетно-оп¬
тимизационных  систем  автоматизированного
проектирования  (САПР)  тепловых  турбин,
рассмотрен  ниже.
 1.4.1. 	ПОСТАНОВКА  ЗАДАЧИ
ОПТИМИЗАЦИИ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 Для  теплоэнергетических  установок
(ТЭУ)  в  качестве  целевой  функции  рассматри¬
ваются  приведенные  затраты  по  всем  основ¬
ным  элементам  оборудования  с  учетом  осо¬
бенностей  их  конструктивного  решения  и
внешних  связей  за  обоснованно  усредненный
 период  эксплуатации  при  одинаковом  энерге¬
тическом  эффекте  [33].  Для  осевых  турбин  в
качестве  целевой  функции  обычно  принимают
внутренний  КПД  riT  проточной  части.  Вместе
с  тем  связь  приведенных  затрат  с  КПД  riT  оче¬
видна,  так  как  уровень  КПД  Т|т  зависит  от
конструкции  турбины  и  влияет  на  расход  топ¬
лива  ТЭУ,  а  следовательно,  на  функцию  цели
всей  ТЭУ.  Тогда  в  соответствии  с  методологи¬
ей,  развитой  для  ТЭУ  в  целом,  задача  оптими¬
зации  осевой  тепловой  турбины  в  наиболее
общем  виде  формулируется  следующим  обра¬
зом  [20].
 Необходимо  максимизировать  нелиней¬
ную  функцию  цели
 Лт  =  ЛтК  Y,Z,F,G] 	(1.4.1)
 с  учетом  нелинейных  ограничений  в  виде  ра¬
венств
 Н(х,у,  z)  =  0, 	(1.4.2)
 и  в  виде  неравенств
 В  этих  выражениях  X  представляет  собой
совокупность  независимых  переменных  х,  Y  —
совокупность  зависимых  переменных  у.  При
этом  некоторые  переменные  Y  в  общем  случае
зависят  не  только  от  всей  совокупности  неза¬
висимых  переменных  X,  но  и  от  части  сово¬
купности  переменных  Y.  Такая  «замкнутая»
взаимосвязь  отражена  неравенством  (1.4.4).
Так,  КПД  ступени  зависит  не  только  от  углов
потока,  но  и  от  потерь,  которые,  в  свою  оче¬
редь,  являются  функцией  углов  потока.  Неза¬
висимыми  переменными  при  расчете  турбин
могут  служить  углы  потока  а1?  а2, 	р2.
 Совокупность  Z  характеризует  конструк¬
тивные  параметры  z,  которые  имеют  непре¬
рывный  характер  изменения  в  рассматривае¬
мой  области  поиска.  Это,  например,  шаги,
хорды,  диаметры  и  высоты  лопаток  турбины.
Совокупность  Н  объединяет  уравнения  сохра¬
нения  и  связей,  записанных  в  контрольных  се¬
чениях  каждой  их  т  ступеней  турбины.  Пара¬
метры  и  признаки  /,  изменяющиеся  дискретно
в  рассматриваемой  области  поиска,  учитыва¬
ются  совокупностью  F.  К  ним  можно  отнести,

ПОСТАНОВКА  ЗАДАЧИ  ОПТИМИЗАЦИИ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 51
 например,  число  ступеней  турбины  и  число
лопаток  в  каждом  венце.
 Технологические  свойства  турбин  характе¬
ризует  совокупность  параметров  G  =  (gi,  g2,  •••,
gh  ...,  gm),  где  gj  —  технологическое  требование,
сформулированное  для  /-й  ступени.  В  качестве
такого  требования  можно  рассмотреть,  напри¬
мер,  уровень  температур  Г0*  и  Т*{,  которые  оп¬
ределяют  при  заданном  ресурсе  и  принятой
схеме  охлаждения  марку  материала  направляю¬
щих  и  рабочих  лопаток  турбинной  ступени.
 Совокупность  А  учитывает  показатели
независимых  внешних  факторов  а,  которые
считаем  заданными  (А  =  А0).  Это,  например,
начальные  параметры  рабочего  тела,  массовые
расходы  по  ступеням,  мощность  турбины,  час¬
тота  вращения  ротора.
 Система  выражений  (1.4.2)—(1.4.8)  фор¬
мирует  многомерную  область  непрерывного
изменения  параметров  турбины,  в  которой  не¬
обходимо  найти  абсолютный  максимум  функ¬
ции  Г)т  цели  из  всех  ее  значений  внутри  и  на
границах  области  поиска.
 Сформулированная  в  общем  виде  задача
оптимизации  проточной  части  осевой  тепловой
турбины  представляет  собой  весьма  сложную
нелинейную  многофакторную  экстремальную
задачу  поиска.  Нелинейность  задачи  объясня¬
ется  тем,  что  функциональные  зависимости,
описывающие  выражения  (1.4.1)—(1.4.7),  могут
быть  различного  рода  комбинациями  алгебраи¬
ческих  и  трансцендентных  функций:  тригоно¬
метрических,  степенных,  показательных,  лога¬
рифмических  и  т.д.  Поэтому  в  общем  виде  за¬
дачу  оптимизации  проточной  части  турбины
решить  пока  не  удается.  Для  получения  инже¬
нерных  решений  необходимо  исключить  систе¬
му  ограничений  (1.4.3)—(1.4.7).
 Развитый  в  теории  нелинейной  оптими¬
зации  метод  штрафных  функций  позволяет
свести  задачу  поиска  экстремума  при  наличии
ограничений  в  виде  неравенств  к  задаче  без
ограничений  для  некоторой  вспомогательной
«присоединенной»  целевой  функции.  Присое¬
диненная  целевая  функция  равна  максимизи¬
руемой  функции  цели  за  исключением  штраф¬
ной  добавки,  которая  вычисляется  в  масштабе
целевой  функции  в  зависимости  от  нарушен¬
ных  ограничений.
 Для  нахождения  максимума  присоеди¬
ненной  целевой  функции  Т1тп  можно  использо¬
вать  известные  методы  поиска  экстремума
функции  многих  переменных  без  ограниче¬
ний.  При  этом  общая  задача  нелинейной  оп¬
 тимизации  без  ограничений  сводится  к  сле¬
дующей  [47]:  максимизировать
 купность  п  независимых  переменных  X,  или
вектор-столбец  размерности  пх  1  в  Еп  (в  «-мер¬
ном  евклидовом  пространстве  переменных)  с
учетом  (1.4.2)  и  (1.4.8).
 При  оптимизации  проточной  части  при¬
соединенная  целевая  функция  Г|тп  вычисляется
следующим  образом:
 В  этой  формуле  qs  —  параметр,  значения
которого  желательно  иметь  в  диапазоне
q*zу  <qs  <q“  (рис.  1.4.1).  Часто  требуется  обес¬
печить  ^  >(^  =q„  ),  q5  <(q**  =  q&  )  или  qs  =
=  q&  =  q*v  = 	•  Коэффициент  =  О,  когда
 ограничения  no  qs  выполняются,  и  =  1,  если
ограничения  по  qs  не  выполняются;  ds  —  «ве¬
совой»  коэффициент,  влияющий  на  выполне¬
ние  функции  штрафа;  р  —  число  нарушенных
ограничений.
 Таким  образом,  присоединенная  целевая
функция  Т1тп  формируется  разностью:  КПД  riT
и  суммы  относительных  линейных  штрафных
функций.
 Линейная  зависимость  в  отличие  от  квад¬
ратичной  не  приводит  к  резким  забросам  зна¬
чений  функции  штрафа,  а  весовой  коэффици¬
ент  ds  дает  возможность  усиливать  или  ослаб¬
лять  требования  к  выполнению  условия  для
параметра  qy  Практика  расчетов  на  ЭВМ  по¬
казала,  что  линеаризация  штрафной  функции
весьма  эффективна  даже  при  большом  числе
ограничений.
 С  помощью  присоединенной  целевой
функции  (1.4.9)  можно  учесть  ограничения  на
 Рис.  1.4.1.  Штрафная  функция  Ai|T

52
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 диапазон  изменения  независимых  X  и  зависи¬
мых  Y  переменных,  а  также  конструктивных  Z
и  технологических  G  параметров.  Учет  ограни¬
чений  не  влияет  на  результаты  газодинамиче¬
ского  расчета  конкретного  варианта  проточ¬
ной  части  и  уровень  КПД  Г)т,  которой  состав¬
ляет  основу  присоединенной  целевой  функ¬
ции  Лтп-
 Рассмотрим  ограничения,  которые  могут
быть  учтены  при  оптимизации  проточной  час¬
ти  осевой  тепловой  турбины.
 1. 	Допустимый  уровень  углов  а!  и  р2  по¬
тока  может  быть  ограничен  по  технологиче¬
ским  соображениям:
 «l^«lmm;  Р2  —  p2mm- 	(1.4.10)
 2. 	Напряжения  растяжения  ар  и  напряже¬
ния  изгиба  аи  в  корневых  сечениях  рабочих
лопаток  не  должны  превосходить  допустимых:
 gp<[gp];  аи  <  [ои]. 	(1.4.11)
 3. 	Среди  ограничений  на  конструктивные
параметры  наиболее  важно  выдержать  опреде¬
ленные  (заданные)  соотношения  между  высо¬
тами  направляющей  1Х  и  рабочей  /2  лопаток  ка¬
ждой  ступени:
 /2  -  /j  -  тф2  ~  0> 	(1-4.12)
 где  тъ  —  коэффициент;  62  —  радиальный  за¬
зор  у  периферии  рабочей  лопатки.
 Выбором  величины  тъ  можно  влиять  на
форму  периферийных  меридианных  обводов
проточной  части.
 4. 	При  модернизации  проточных  частей
турбин  необходимо  решить  задачу  оптимиза¬
ции,  когда  диаметры  и  высоты  лопаточных
венцов  полагаются  известными.  В  этом  случае
следует  использовать  штрафные  функции,
пропорциональные  отклонениям  от  условий:
 Ан  —  h  =  0;  /2н  —  h  =  0;
 dlti-d{  =  0;  d2H-d2  =  0, 	(1.4.13)
 где  /1н,  /2н,  dlHi  d2n  —  номинальные  размеры
лопаточных  венцов;  /ь  /2,  db  d2  —  размеры  сту¬
пени,  полученные  для  конкретного  варианта
проточной  части.
 Очевидно,  что  выполнение  условий  1Х  ~  /]н,
/2  ~  /2н,  dx  ~  dXlii  d2  ~  d2li  обеспечивается  только
в  результате  анализа  большого  числа  вариан¬
тов,  т.е.  в  режиме  компьютерной  оптимиза¬
ции.
 Для  оптимального  проектирования  про¬
точной  части  осевой  тепловой  турбины  пред¬
ставляется  целесообразным  использовать  ме¬
тоды  прямого  поиска,  не  использующие  про¬
 изводных  целевой  функции.  Для  решения  за¬
дач  оптимизации  разработана  процедура  «по¬
иск»  (рис.  1.4.2)  [20],  которая  реализует  основ¬
ную  идею  релаксационного  метода  (метода
покоординатного  спуска,  Гаусса-Зейделя):
раздельную  оптимизацию  по  каждой  из  пере¬
менных  при  фиксированных  значениях  ос¬
тальных  переменных.  В  отличие  от  классиче¬
ского  подхода,  при  оптимизации  по  каждой  из
переменных  используется  не  градиентный  ме¬
тод,  а  метод  прямого  поиска.
 После  ввода  исходных  данных  одной  из
варьируемых  величин,  например  углу  а21  пер¬
вой  ступени  турбины,  присваивается  ряд  зна¬
чений  через  одинаковый  шаг  Да21.  Выбрав
диапазон  изменения  независимой  переменной
а21,  можно  перейти  от  задач  «дальнего  поиска»
к  задачам  «ближнего  поиска».  Для  каждого  из
значений  а21  выполняется  процедура  «отсек»,
т.е.  проектировочный  газодинамический  рас¬
чет  проточной  части,  и  определяется  присое¬
диненная  функция  цели  Г)тп.  Затем  находится
значение  угла  a2Iopt,  обеспечивающее  макси¬
мум  функции  Г)тп.  После  этого  по  аналогичной
схеме  определятся  оптимальное  значение  сле¬
дующей  независимой  переменной,  но  уже  с
зафиксированным  значением  угла  a2Iopt.  По¬
иск  максимума  функции  Г)тп  с  приемлемой
точностью  требует,  как  правило,  нескольких
глобальных  циклов  раздельной  оптимизации
по  каждой  их  независимых  переменных.
 Такой  подход  к  оптимизации  проточной
части  турбины  обеспечивает  нахождение  мак¬
симума  функции  Г1тп  для  заданных  в  одномер¬
ной  сетке  значений  каждой  из  переменных,  в
том  числе  и  на  границе  области  их  изменений.
В  этом  случае  исключаются  проблемы,  связан¬
ные  с  возможным  «зацикливанием»  задачи  не¬
 Рис.  1.4.2.  Элемент  процедуры  «поиск»

ОСНОВЫ  МАТЕМАТИЧЕСКОЙ  МОДЕЛИ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 53
 линейной  оптимизации.  Кроме  того,  програм¬
ма  для  ЭВМ  получается  простой  и  компакт¬
ной,  с  небольшим  потребным  объемом  опера¬
тивной  памяти.  Поэтому  даже  для  решения  за¬
дач  большой  размерности  можно  использовать
ЭВМ  среднего  класса  без  обращения  к  внеш¬
ней  памяти,  что  позволяет  получить  решение  с
заданной  точностью  за  приемлемое  время.
 При  одинаковом  числе  шагов  ms  для  каж¬
дой  из  независимых  переменных  во  всех  цик¬
лах  раздельной  оптимизации  целесообразно  в
первом  глобальном  цикле  поиска  назначать
наибольший  диапазон  изменения  каждой  из
независимых  переменных  хь  сужая  его  в  сле¬
дующих  циклах  (рис.  1.4.3).  Диапазон  Asi  на
цикле  /  образуется  отрезками  Asi/2  справа  и
слева  от  заданного  значения  x^ms/2+i)  перемен¬
ной  на  оси  координат,  а  в  следующих  циклах  —
от  найденных  в  предыдущих  циклах  оптималь¬
ных  значений  x/opt  этой  переменной,  благодаря
чему  и  происходит  «улучшение»  переменной  xh
Поиск  по  каждой  из  переменных  ведется  на  от¬
резке  соответствующей  оси  координат,  кото¬
рый  при  переходе  от  цикла  к  циклу  уменьшает¬
ся  и  перемещается  по  этой  оси.  Благодаря  та¬
кому  подходу  реализуется  также  идея  перемен¬
ного  шага  Ах,,  который  уменьшается  с  прибли¬
жением  к  максимуму  функции  цели.
 Такой  алгоритм  оптимизации  проточной
части  осевой  тепловой  турбины  позволяет  ре¬
шать  задачи  большой  размерности.  Известно,
что  для  решения  таких  задач  методы  ускоренной
сходимости  могут  не  дать  желаемого  результата,
с  точки  зрения  сокращения  общего  машинного
времени  решения  задачи  на  ЭВМ  [47].  Этот  па¬
радокс  объясняется  тем,  что  несмотря  на  умень¬
шение  количества  исследуемых  вариантов  в  ме¬
тодах  ускоренной  сходимости  каждый  вариант
требует  большего  числа  итераций  по  сравнению
с  рассмотренным  выше  методом,  так  что  общее
число  компьютерных  операций  в  этих  методах
может  оказаться  соизмеримым.
 Рис.  1.4.3.  Изменение  диапазона  варьирования
переменной  xt
 Так  как  в  процедуре  «поиск»  метод  пря¬
мого  упорядочения  вариантов  по  критерию
эффективности  используется  не  в  чистом  ви¬
де,  а  в  сочетании  с  релаксационным  методом,
то  нахождение  абсолютного  максимума  функ¬
ции  цели,  строго  говоря,  не  гарантируется,
как,  впрочем,  и  для  большинства  других  мето¬
дов  решения  задач  оптимизации  большой  раз¬
мерности.  Однако  практика  оптимизации  на
ЭВМ  проточных  частей  турбин  показала,  что
при  переходе  от  цикла  к  циклу  приращение
функции  цели  ri^  всегда  положительно.  Об¬
щий  прирост  целевой  функции  riTn  после  за¬
вершения  оптимизации  из  различных  старто¬
вых  точек  позволяет  предположить,  что  в  про¬
цессе  поиска  найдено  значение  Г)тп,  близкое  к
абсолютному  максимуму.
 1.4.2. 	ОСНОВЫ  МАТЕМАТИЧЕСКОЙ
МОДЕЛИ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 Основу  математической  модели  турбины
в  задачах  оптимизации  составляют  методы
проектировочного  и  проверочного  газодина¬
мического  расчета  ее  проточной  части.
 Проектировочные  расчеты.  Проектировоч¬
ные  расчеты  проточной  части  осевой  тепловой
турбины  обычно  сначала  выполняются  в  одно¬
мерной  постановке  задачи.  Полученное  реше¬
ние  служит  в  качестве  стержневой  основы  для
расчетов  в  двухмерной  постановке  задачи.
 Одномерная  модель  течения.  Традицион¬
ные  методики  проектировочного  газодинами¬
ческого  расчета  тепловых  турбин  в  «твердых»
меридианных  обводах  проточной  части  [1,  49],
разработанные  для  ручного  счета,  не  пригод¬
ны  для  решения  комплексной  проблемы  ком¬
пьютерной  оптимизации,  моделирования  и
унификации  лопаточных  венцов.  Поэтому  ни¬
же  изложены  основы  новой  методики  проек¬
тировочного  газодинамического  расчета  теп¬
ловых  турбин  в  «жидких»  меридианных  обво¬
дах  проточной  части  [20],  свободной  от  отме¬
ченных  выше  недостатков  традиционных  ме¬
тодик.
 Рассмотрим  поток  рабочего  тела  в  турби¬
не,  составленной  из  элементарных  ступеней,
которые  являются  совокупностью  направляю¬
щих  и  рабочих  лопаток,  расположенных  между
кольцевыми  поверхностями  тока  аа  и  bb
(рис.  1.4.4).  Расстояние  между  поверхностями
тока  аа  и  bb  выберем  достаточно  малым,  так
что  изменением  параметров  вдоль  оси  г  можно
пренебречь.  Тогда  все  газо-  и  термодинамиче¬
ские  параметры  потока  можно  рассматривать

54
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 как  функции  только  одной  криволинейной
координаты  т.
 Выберем  сечения  00,  11  и  22,  соответст¬
вующие  условиям  z  =  const,  на  входе  и  выходе
из  лопаточных  венцов.  Эти  сечения  располага¬
ются  в  межвенцовых  зазорах  проточной  части.
Газодинамические  расчеты  элементарной  сту¬
пени  выполняются  для  сечений  00,  11  и  22.
 Рассмотрим  систему  уравнений  для  одно¬
мерного  адиабатного  потока  совершенного  га¬
за  в  элементарной  турбинной  ступени  [21].
 Уравнения  неразрывности
 G  =  p1c1/,1cosyclsina1; 	(1.4.14)
 G  =  p2c2F2cosyc2sina2, 	(1.4.15)
 где  углы  потока  (Xj  a2,  ус1  и  ус2  показаны  на
рис.  1.4.5.
 Уравнения  энергии:
 Ab=V. 	(1-4.16)
 и;=и;  +  ни, 	(1.4.17)
 где  Ни  —  удельная  мощность,  определяемая  по
формуле  Эйлера:
 Ни  =  схихcosy^cosocj  -  c2w2cosyc2cosa2.  (1-4.18)
 Уравнения,  полученные  в  результате  со¬
вместного  решения  термодинамического  тож¬
дества  и  уравнения  состояния,  после  неслож¬
ных  преобразований  можно  использовать  в
следующем  виде:
 Р\=РоХ\> 	(1.4.19)
 p\=p'rt2(fhlK)kl(k-'\ 	(1.4.20)
 где  %2  —  коэффициенты  неизоэнтропийно-
сти  [21].
 В  систему  уравнений  (1.4.14)—(1.4.20)
входит  21  основная  величина:  G,  q,  ус1,  ab  Fu
Съ  Ус2>  «2, 	Нт  их,  u2,  f£,  hi,  h‘2,  р*0,  pi,  p2,  %b
 %2,  к. 	Плотности  p!  и  p2  определяются  через
 Рис.  1.4.5.  Треугольники  скоростей  к  проектиро¬
вочному  расчету  проточной  части  осевой  турбины
 основные  величины  с  помощью  дополнитель¬
ных  уравнений.  Для  расчета  потока  в  ступени
в  рамках  обратной  задачи  величины  G,  р^,  Aq,
Ycl,  Ус2>  Хь  %2  и  ^  обычно  полагаются  известны¬
ми  и  принимаются  в  качестве  исходных  дан¬
ных.  Остаются  13  неизвестных  на  семь  уравне¬
ний,  поэтому  для  каждого  конкретного  случая
существует  бесчисленное  множество  решений.
 Для  того  чтобы  получить  решение  систе¬
мы  уравнений  (1.4.14)—(1.4.20),  удобное  для
компьютерной  оптимизации  [21],  примем,  что
для  каждой  ступени  турбины  заданы  углы  по¬
тока  a1?  а2,  Pi,  р2  и  окружные  скорости  их  и  и2,
т.е.  известны  треугольники  скоростей.  Если
углы  потока  ab  a2,  рь  р2  можно  задавать  для
каждой  из  т  ступеней  в  определенной  степени
произвольно,  то  значения  скоростей  и{  и  и2
вычисляются  из  основного  замыкающего  со¬
отношения  проточной  части  многоступенча¬
той  турбины:
 т
 NT  =  ZNi’ 	(14-21)
 /=1
 где  NT  —  заданная  мощность  турбины;  N(  —
мощность  /-й  ступени.
 Рис.  1.4.4.  Элементарная  ступень

ОСНОВЫ  МАТЕМАТИЧЕСКОЙ  МОДЕЛИ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 55
 Используя  формулу  Эйлера  (1.4.18)  и  тео¬
рему  синусов  для  косоугольных  треугольников
скоростей  (рис.  1.4.5),  после  преобразований
 (1.4.21) 	получим  удобную  для  практического
использования  фундаментальную  формулу  для
проточной  части  многоступенчатой  тепловой
турбины,  все  ступени  которой  вращаются  син¬
хронно  (со  =  const):
 ютерного  счета.  Задаваемые  для  каждой  ступе¬
ни  независимые  переменные  (углы  потока  а1?
а2>  Рь  Р2)  могут  варьироваться  в  широких  пре¬
делах,  что  чрезвычайно  важно  для  корректной
постановки  и  решения  задач  поиска  опти¬
мального  варианта  проточной  части.
 Кроме  того,  предлагаемая  методика  весь¬
ма  удобна  для  решения  задач  моделирования  и
 (1.4.22)
 где  и2т  —  окружная  скорость  рабочих  лопаток
последней  ступени;  G{  —  массовый  расход  ра¬
бочего  тела  на  входе  в  первую  ступень;  G/Gx  —
относительные  расходы  по  ступеням,  которые
задаются  предварительно;  для  паровой  турби¬
ны,  например,  из  расчета  системы  регенера¬
ции;  d2/d2m  и  dx/d2  —  относительные  диамет¬
ры,  которые  влияют  на  форму  меридианных
обводов  прочной  части,  также  должны  быть
заданы.
 Уравнение  (1.4.22)  представляет  собой
стержневую  основу  решения  задачи  проекти¬
рования  турбины  в  «жидких»  меридианных
обводах  проточной  части.
 Таким  образом,  если  для  каждой  ступени
турбины  известны  углы  потока  а1?  а2,  pls  р2  и
отношения  dx  d2  и  d-Jd2т,  то  из  уравнения
 (1.4.22) 	можно  получить  конкретное  решение
при  проектировании  проточной  части  много¬
ступенчатой  осевой  турбины.  Вычислив  и2т,
через  заданные  d2i/d2m  и  du/d2i  находятся  скоро¬
сти  их  и  и2  для  каждой  ступени.  Затем  при  из¬
вестных  углах  потока  определяются  скорости
сь  с2,  wx  и  w2.  Если  на  входе  в  турбину  задать
параметры  торможения  Aq  и  pq  и  угловую  ско¬
рость  со  вращения  ротора,  а  также  физические
свойства  рабочего  тела,  то,  выполняя  стандарт¬
ный  последовательный  газодинамический  рас¬
чет  ступеней  от  первой  к  последней,  можно  оп¬
ределить  диаметры  dxnd2n  высоты  1Х  и  /2  лопа¬
точных  венцов.  Таким  образом,  задачу  проек¬
тировочного  расчета  осевой  тепловой  турбины
можно  считать  решенной.
 Основное  достоинство  этой  методики  в
сравнении  с  традиционными  заключается  в
том,  что  проектировочный  газодинамический
расчет  проточной  части  осевой  тепловой  тур¬
бины  оказывается  полностью  формализован¬
ным  и  поэтому  особенно  удобным  для  компь-
 унификации  лопаточных  венцов  вновь  проек¬
тируемых  турбин  с  действующими.  Если  для
всех  ступеней  проектируемой  турбины  задать
те  же  значения  а2,  ах,  pb  р2,  dx/d2,  d2/d2m,  что
и  в  турбине-прототипе,  то  получим  проточную
часть,  кинематически  подобную  прототипу.
Последнее  открывает  широкие  перспективы
для  моделирования  и  унификации  лопаточных
венцов.  Следует  отметить  также,  что  право¬
мерными  являются  постановка  и  решение
смешанных  задач:  оптимизации  части  ступе¬
ней  (или  даже  венцов)  при  сохранении  кине¬
матического  моделирования  по  остальным
ступеням  турбины.  Таким  образом,  предлагае¬
мая  методика  проектировочного  газодинами¬
ческого  расчета  дает  возможность  рассматри¬
вать  задачи  моделирования  и  унификации  ло¬
паточных  венцов  как  частный  случай  общей
задачи  оптимизации  проточной  части  осевой
тепловой  турбины.
 При  решении  задач  модернизации  обычно
требуется  вести  проектировочный  газодинамиче¬
ский  расчет  проточной  части  турбины  при  задан¬
ных  диаметрах  dxw  d2w  высотах  1Х  и  /2  лопаточ¬
ных  венцов.  В  принципе,  развитая  выше  методи¬
ка  пригодна  не  только  для  нового  проектирова¬
ния,  но  и  для  решения  задач  модернизации  за
счет  применения  в  процессе  компьютерной  оп¬
тимизации  штрафных  функций  (1.4.13).  Однако
проще  достичь  желаемого  результата,  если  для
решения  системы  уравнений  (1.4.14)—(1.4.20)
считать  заданными  для  каждой  ступени  диамет¬
ры  dx  и  d2,  высоты  1Х  и  /2  и  давления  в  потоке  рх
и  р2  перед  и  за  лопаточными  венцами.  При  этом
давления  рх  и  р2  представляют  собой  независи¬
мые  переменные,  которые  можно  использовать
для  проведения  компьютерной  оптимизации
проточной  части  турбины  в  «твердых»  меридиан¬
ных  обводах  проточной  части.

56
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 Двухмерная  модель  течения.  Рассмотрим
стационарный  осесимметричный  адиабатный
поток  совершенного  газа  в  проточной  части
осевой  турбины.  Примем,  что  меридианные  об¬
воды  проточной  части  —  поверхности  тока,  не¬
избежные  подсосы,  отсосы  и  вдув  в  основной
поток  пренебрежимо  малы,  течение  в  межвен-
цовых  зазорах  проточной  части  происходит  на
конических  поверхностях  тока,  а  изменение
плотности  рабочего  тела  вдоль  поверхности  то¬
ка  в  пределах  межвенцового  зазора  пренебре¬
жимо  мало.  Примем  также,  что  за  счет  посто¬
янства  удельной  мощности  вдоль  радиуса  и
одинакового  увеличения  энтропии  для  каждой
струйки  тока  при  переходе  от  одного  расчетно¬
го  сечения  к  другому  вдоль  оси  z  в  любом  из
них  энтальпия  торможения  h*  и  энтропия  s  на
соответствующем  отрезке  г"г'  неизменны
(рис.  1.4.6).  Тогда  совместное  решение  уравне¬
ний  движения  и  энергии  имеет  вид  [20]:
 где  у",  у'  —  заданные  углы  меридианного  рас¬
крытия  проточной  части  на  периферийном  и
корневом  радиусах.
 Уравнение  (1.4.23)  решается  совместно  с
уравнением  неразрывности  методом  итераций.
В  сечениях  22,  за  рабочими  лопатками,  также
методом  итераций  находятся  такие  распреде¬
ления  углов  потока  а2,  чтобы  удовлетворить
условию  постоянства  удельной  мощности
вдоль  радиуса.
 Проверочные  расчеты.  После  конструк¬
тивного  и  технологического  оформления  тур¬
бины  для  уточнения  ее  характеристик  на  но¬
минальном  и  переменных  режимах  обычно
выполняют  проверочные  газодинамические
расчеты  ее  проточной  части  в  одномерной  или
двухмерной  постановках  задач.  При  этом  не¬
 где  скорость  сс  берется  из  одномерного  расче¬
та;  5  —  угол  тангенциального  наклона  выход¬
ных  кромок  лопаток;  В  —  ширина  лопаточно¬
го  аппарата  в  меридианной  плоскости.
 При  выводе  уравнения  (1.4.23)  принято,
что  вдоль  радиуса  угол  у  меридианного  накло¬
на  линий  тока  меняется  таким  образом,  что
 пользуются  те  же  допущения,  что  и  в  проекти¬
ровочных  расчетах.
 Сначала  выполняется  стандартный  одно¬
мерный  проверочный  расчет  проточной  части.
Полученные  в  одномерном  расчете  давления
р1с  и  р2с  в  потоке  используются  в  дальнейшем
в  качестве  постоянных  интегрирования  в  двух¬
 Рис.  1.4.6.  Расчетная  схема  ступени  турбины  с  тангенциальным  наклоном  направляющих  лопаток

ОЦЕНКА  ПОТЕРЬ  ЭНЕРГИИ
 57
 где  величины  А(у)  и  В(г)  определены  как  и  для
уравнения  (1.4.23).
 Уравнение  (1.4.24)  в  проверочном  расчете
решается  совместно  с  уравнением  неразрыв¬
ности  методом  итераций.
 1.4.3. 	ОЦЕНКА  ПОТЕРЬ  ЭНЕРГИИ
 Оценка  потерь  кинетической  энергии  в
проточных  частях  тепловых  турбин.  Степень
достоверности  решения  задачи  нелинейной
оптимизации  и  соответствие  эксплутационных
характеристик  турбины  расчетным  во  многом
зависят  от  совпадения  истинных  и  принятых  в
расчетах  потерь  кинетической  энергии  в  ее
проточной  части.
 Профильные  потери,  возникающие  при
обтекании  решеток  профилей  плоским  пото¬
ком,  наиболее  изучены.  Теория  потенциально¬
го  обтекания  решеток  профилей  в  сочетании  с
теорией  пограничного  слоя  составляла  основу
при  исследовании  профильных  потерь.  В  на¬
стоящее  время  для  оценки  профильных  потерь
в  решетках  турбин  могут  быть  использованы
модели  течения  вязкого  газа.  При  этом  расчет
профильных  потерь  для  безотрывного  обтека¬
ния  профилей  удовлетворительно  подтвержда¬
ется  экспериментом  на  плоских  решетках  в
статических  условиях.  Вместе  с  тем  результаты
натурных  испытаний  турбин  и  исследований
на  вращающихся  моделях  свидетельствуют  о
том,  что  профильные  потери  в  лопаточных
венцах  могут  в  2  раза  и  более  превышать  их
значения,  определенные  для  статических  усло¬
вий  [7].  Причинами  такого  расхождения  мож¬
но  считать  периодическую  неравномерность,
нестационарность  и  повышенный  уровень
турбулентности  набегающего  на  решетки  по¬
тока,  влияние  центробежных  сил  инерции  на
течение  в  пограничном  слое  рабочих  лопаток,
пространственные  явления.  Сложность  физи¬
ческих  процессов,  сопровождающих  обтека¬
ние  решеток  в  натурных  условиях,  затрудняет
развитие  общей  теории  и  соответствующих
методов  расчета  профильных  потерь.
 Следует  отметить,  что  в  осесимметрич¬
ной  модели  течения,  которая  наиболее  развита
 и  за  ними  считается  охваченным  профильны¬
ми  потерями.  В  этой  связи  очевидна  важность
правильного  учета  этих  потерь,  который  осо¬
бенно  затруднен  в  задачах  оптимизации  на
стадии  проектирования  проточной  части,  при
минимуме  информации  о  геометрических  ха¬
рактеристиках  лопаточных  венцов.  По-види¬
мому,  здесь  уместно  использовать  полуэмпи-
рические  и  эмпирические  зависимости,  полу¬
ченные  в  натурном  и  близком  к  натурному
эксперименте.
 Потери  от  нерасчетного  угла  натекания
потока  на  решетку  (потери  от  углов  атаки)  не¬
обходимо  учитывать  при  проверочных  газоди¬
намических  расчетах  проточной  части.  В  про¬
ектировочных  расчетах  потерями  от  углов  ата¬
ки,  как  правило,  пренебрегают,  поэтому  их
обычно  рассматривают  в  качестве  отдельной
составляющей  профильных  потерь.
 Концевые  потери  условно  делят  на  поте¬
ри,  обусловленные  наличием  зазора,  и  на  вто¬
ричные  потери  при  отсутствии  зазора.  С  ис¬
пользованием  теории  пространственного  тур¬
булентного  пограничного  слоя  получен  важный
вывод  о  прямой  пропорциональности  коэффи¬
циента  вторичных  потерь  £вт  коэффициенту
потерь  на  трение  ^  в  решетке  профилей  [43]:
 Свт  =  2  t^a/l, 	(1.4.25)
 где  а  —  горло;  /  —  высота  решетки.
 Вторичные  течения  в  плоских  решетках
исследовались  во  многих  организациях.  Однако
даже  переход  к  кольцевым  решеткам  профилей
требует  коррекции  результатов,  полученных  на
прямых  решетках.  Это  объясняется  тем,  что  в
кольцевых,  как  в  неподвижных,  так  и  во  вра¬
щающихся  решетках,  вторичные  течения  из-за
переменной  циркуляции  вдоль  профиля  инду¬
цируются  также  вдоль  образующих  лопаток.
Кроме  того,  интенсивность  вторичных  течений
у  корневой  ограничивающей  поверхности  воз¬
растает  (по  сравнению  с  прямой  решеткой)
вследствие  «второй»  кривизны  этой  поверхно¬
сти,  а  у  периферии  —  вследствие  меридианного
раскрытия  проточной  части.  На  уровень  вто¬
ричных  потерь  влияют  также  и  способы  про¬
филирования  лопаточных  венцов  [7].
 мерном  газодинамическом  расчете  в  уравне¬
нии  движения  [21]:
 и  широко  применяется  при  оптимальном  про¬
ектировании,  весь  поток  в  лопаточных  венцах

58
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 Крайне  немногочисленны  исследования
вторичных  потерь  в  натурных  или  близких  к
натурным  условиям  работы  турбинной  ступе¬
ни  в  группе,  а  их  актуальность  очевидна,  так
как  именно  на  их  основе  следует  строить
обобщения,  используемые  в  задачах  оптимиза¬
ции  в  составе  математической  модели  проточ¬
ной  части  осевой  турбины.
 Концевые  явления,  обусловленные  нали¬
чием  радиального  зазора  у  периферии  необан-
даженного  РК,  оказывают  существенное  влия¬
ние  на  структуру  пространственного  потока  и
характеристики  ступени.  У  концов  рабочих
лопаток  без  бандажа  происходят  сложные  фи¬
зические  явления,  связанные  с  утечкой  части
рабочего  тела  в  зазор.  Взаимодействие  щеле¬
вого  и  основного  потоков  и  появление  вслед¬
ствие  этого  мощного  вихревого  движения,  де¬
формирующего  основной  поток,  в  некоторых
случаях  оказывает  влияние  на  течение  даже  в
следующей  по  ходу  рабочего  тела  ступени  [7].
Систематические  исследования  влияния  ради¬
ального  зазора  на  КПД  и  структуру  потока
ступени  осевой  турбины  проводились  во  мно¬
гих  организациях.  Разработан  ряд  эмпириче¬
ских  формул  для  ступеней  с  традиционными
закрутками  потока,  которые  гарантируют
удовлетворительное  совпадение  с  эксперимен¬
том  при  умеренных  значениях  относительного
радиального  зазора.
 Вместе  с  тем  экспериментальные  иссле¬
дования  ступеней  с  тангенциальным  наклоном
направляющих  лопаток  показывают,  что  влия¬
ние  радиального  зазора  на  КПД  г|  в  ступенях
со  сниженным  градиентом  степени  реактивно¬
сти  выражено  слабее,  чем  в  ступенях  обычного
типа  [7].  Следовательно,  для  выбора  опти¬
мального  распределения  параметров  вдоль  ра¬
диуса  турбинной  ступени  математическая  мо¬
дель  проточной  части  осевой  турбины  должна
содержать  хотя  бы  эмпирические  зависимости,
отражающие  влияние  снижения  градиента  сте¬
пени  реактивности  на  уровень  концевых  по¬
терь  у  периферии  необандаженного  РК.
 Совершенствование  методов  проектиро¬
вания  ступеней  осуществляется  в  настоящее
время  более  полным  учетом  реальных  факто¬
ров,  влияющих  на  физические  процессы  в
проточной  части  турбины.  К  числу  важнейших
из  них  относится  неизбежное  наличие  проте¬
чек  рабочего  тела,  рекомендации  по  расчету
которых  представлены  достаточно  широко.
Характерная  для  паровых  турбин  работа  в  пи¬
ковом  и  полупиковом  режимах  вследствие
 частых  пусков  и  остановов  приводит  к  интен¬
сивному  изнашиванию  бандажных  уплотне¬
ний.  С  одной  стороны,  это  привело  к  усовер¬
шенствованию  конструкций  уплотнений  [14,
17,  49],  а  с  другой  —  вызвало  интерес  к  созда¬
нию  ступеней,  малочувствительных  к  измене¬
нию  радиальных  зазоров,  т.е.  со  сниженным
градиентом  степени  реактивности  [7].
 Уменьшение  протечки  над  бандажом  РК
в  ступенях  со  сниженным  градиентом  степени
реактивности  (в  сравнении  со  ступенями
обычного  типа)  можно  ожидать,  прежде  всего,
из-за  снижения  уровня  степени  реактивности
у  периферии,  т.е.  из-за  уменьшения  перепада
давлений  на  уплотнение  у  периферии  РК.  Од¬
нако  особенности  структуры  пространствен¬
ного  потока  в  ступенях  такого  типа,  выявлен¬
ные  расчетами  и  экспериментами,  потребова¬
ли  изучения  ее  влияния  на  величину  протечек,
а  также  анализа  возможности  использования
общепринятых  методик  их  расчета  в  ступенях
со  сниженным  градиентом  степени  реактивно¬
сти.
 Оптимизация  конструкции  турбины  уже
на  стадии  проектирования  требует  надежных
данных  о  влиянии  диафрагменных  протечек
на  эффективность  работы  ступени.  Несмотря
на  обилие  рекомендаций  по  учету  их  влияния,
исследования  в  этом  направлении  продолжают
оставаться  актуальными,  поскольку  некоторые
рекомендации  противоречивы,  а  данные  по
изменению  расходов  протечек  и  их  влиянию
на  работу  ступени  на  режимах,  отличных  от
расчетного,  практически  отсутствуют.
 Таким  образом,  результаты  исследования
потерь  в  проточной  части  турбины  обобщены
прежде  всего  для  установления  полуэмпириче-
ских  и  эмпирических  зависимостей,  получен¬
ных  с  использованием  результатов  экспери¬
ментальных  исследований  характеристик  и
структуры  пространственного  потока  в  одно¬
ступенчатых  и  двухступенчатых  воздушных
турбинах  со  ступенями  как  обычного  типа,  так
и  со  сниженным  градиентом  степени  реактив¬
ности.  Эти  зависимости  необходимы  для  фор¬
мирования  объективной  математической  мо¬
дели  проточной  части  осевой  турбины,  кото¬
рая  используется  в  задаче  нелинейной  опти¬
мизации.  Последнее  обстоятельство  выдвигает
противоречивые  требования  максимально  воз¬
можной  простоты  и,  в  то  же  время,  приемле¬
мой  достоверности  зависимостей,  предназна¬
ченных  для  учета  потерь  кинетической  энер¬
гии  в  проточной  части.

ОЦЕНКА  ПОТЕРЬ  ЭНЕРГИИ
 59
 Учет  профильных  потерь.  Исходными
данными  для  задания  профильных  потерь  на
стадии  проектирования  обычно  являются  па¬
раметры  и  углы  потока  в  межвенцовых  зазорах
проточной  части.
 Многочисленными  экспериментальными
исследованиями  на  плоских  решетках  установ¬
лена  зависимость  коэффициента  £пр  профиль¬
ных  потерь  от  суммы  лопаточных  углов
р!л  +  р2л  и  коэффициента  (степени  конфузор-
ности  решетки  рабочих  лопаток  на  среднем
диаметре)  [1]
 л:  =  втр1л  /втРзл,
 где  Piл  —  лопаточный  угол  на  входе  в  решетку;
Ргл  —  эффективный  угол  на  выходе  из  решетки.
 Среди  множества  параметров,  влияю¬
щих  на  £пр,  эти  параметры  являются  опреде¬
ляющими.  Естественно  считать,  что  они  оп¬
ределяют  также  уровень  профильных  потерь
для  решеток  направляющих  и  рабочих  лопа¬
ток  натурной  турбины.  Вместе  с  тем  получе¬
ние  опытных  данных  по  коэффициентам
профильных  потерь  £пр  в  условиях  вращения
представляет  собой  несравненно  более  слож¬
ную  задачу  по  сравнению  со  статическими
условиями  и  сопровождается  значительными
погрешностями.  Экспериментальные  данные
по  потерям  в  условиях  вращения  сравнитель¬
но  немногочисленны,  часто  противоречивы
и  не  позволяют  выявить  двухпараметриче¬
скую  зависимость  от  этих  определяющих  па¬
раметров.
 Поэтому  прежде  всего  целесообразно  ус¬
тановить  однопараметрическую  зависимость
коэффициента  профильных  потерь  £пр  от  сум¬
мы  лопаточных  углов  р1Л  +  Ргл  и  коэффициен¬
та  К.  Используя  приближенное  решение  для
турбулентного  пограничного  слоя  и  статисти¬
ческие  данные  по  геометрическим  характери¬
стикам  профилей,  в  качестве  такого  параметра
предложена  переменная
 L  =  (Р,л  +  р2л)0’4  sinpjsinp^,  (1.4.26)
 где  углы  р1л  и  р2л  измеряют  в  градусах  [18].
 Для  решеток  направляющих  лопаток  при
вычислении  L  следует  заменить  р1л  на  Оол,  а  р2л
на  а1л.  В  проектировочных  расчетах  можно
принять  р1л  =  р,;р2л  “Рассол  =  «2(,-1>;  а1л  “
 С  использованием  переменной  L  коэф¬
фициенты  профильных  потерь  в  решетках
многоступенчатых  осевых  турбин  в  зоне  авто¬
модельности  по  числу  Re  могут  быть  вычисле¬
 ны  по  обобщенной  полуэмпирической  форму¬
ле  [21]:
 £пр  =  (е/ео  )0,251  (V/L2  +  8  •  1(Г6  L1  +  0,009)  +
 +  038d1  +  0,034?  +  А,  (1.4.27)
 где  е  —  относительный  параметр  шероховатости
поверхности  натурного  профиля;  Eq  ~  10-4  —
средний  относительный  параметр  шероховато¬
сти  исследованных  профилей;  d  =  d/a  —  отно¬
сительная  толщина  выходной  кромки  профи¬
ля  [9];  А  =  0,04  —  для  рабочих  лопаток;
А  =  0,025  для  направляющих  лопаток.  В  опти¬
мизационных  проектировочных  расчетах  влия¬
нием  шероховатости  поверхности  в  первом
приближении  можно  пренебречь  и  принять
(е/е0)0’251  -  1.
 Формулу  (1.4.27)  рекомендуется  исполь¬
зовать  для  стандартных  современных  профи¬
лей  лопаток  при  близких  к  оптимальным  от¬
носительных  шагах  и  при  дозвуковых  режимах
течения.  Влияние  на  коэффициенты  профиль¬
ных  потерь  отклонений  относительного  шага
 1 	=  t/b  от  оптимальных  значений,  чисел  М  и
Re,  углов  атаки,  косого  обтекания,  охлажде¬
ния,  влаги,  аэрозолей  и  других  факторов  сле¬
дует  учитывать  дополнительно.
 Учет  вторичных  потерь.  Поскольку  вто¬
ричные  потери  в  общем  балансе  потерь  кине¬
тической  энергии  весьма  значительны,  особен¬
но  для  РК  [7],  очевидна  важность  правильного
их  учета  в  проектировочных  расчетах  проточ¬
ных  частей  осевых  паровых  и  газовых  турбин.
 Основополагающим  соотношением  при
определении  £вт  является  формула  (1.4.25).
 В  ступенях  обычного  типа  и  со  снижен¬
ным  за  счет  применения  обратной  закрутки  и
тангенциального  наклона  направляющих  ло¬
паток  градиентом  степени  реактивности  для
расчета  коэффициента  вторичных  потерь  £вт  у
корня  турбинной  решетки  вместо  формулы
 (1.4.25) 	рекомендуется  использовать  следую¬
щее  выражение  [21]:
 С'вт=^^тС;р^//, 	(1-4.28)
 где  А%  =  1/(1  +  4tg5')  —  коэффициент,  учиты¬
вающий  влияние  тангенциального  наклона
лопаток.
 При  расчете  £вт  для  рабочих  лопаток
принимается  А%  = 	1.  Коэффициент
 А^т  =  2  -  р'  /2  учитывает  влияние  степени  ре¬
активности  р'  на  £вт  для  рабочих  лопаток.
При  р'  >  0,2,  а  также  при  расчете  £вт  для  на¬
правляющих  лопаток  принимается  А£  =  1.

60
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 Раскрытие  проточных  частей  осевых  теп¬
ловых  турбин  обычно  выполняется  по  перифе¬
рии,  где  степень  реактивности  велика  и  закру¬
ченный  поток  рабочего  тела  наименее  склонен  к
отрыву.  Появление  углов  у  меридианного  рас¬
крытия  проточной  части,  как  известно,  приво¬
дит  к  увеличению  вторичных  потерь  у  перифе¬
рии  решеток,  поэтому  вместо  формулы  (1.4.25)
предлагается  использовать  зависимость  [21]:
 &=А;тАгА£^сГ/1, 	(1.4.29)
 где  Аъ»  =  (1  +  4tg5")  —  коэффициент,  учиты¬
вающий  влияние  тангенциального  наклона
направляющих  лопаток.
 Для  рабочих  лопаток  принимается  Аъ»  =  1.
 Коэффициент
 Af  =  1  +  0,003(у)2,
 где  угол  у"  (в  °)  предназначен  для  приближен¬
ного  учета  влияния  меридианного  раскрытия
проточной  части  на  вторичные  потери  у  пери¬
ферии  решеток.  Коэффициент  Л£т  =2-р"/2
учитывает  влияние  степени  реактивности  р".
При  р"  >  0,2  коэффициент  Л£т  =  1;  для  на¬
правляющих  лопаток  Л£т  =  1.
 Суммарный  коэффициент  вторичных  по¬
терь  в  кольцевой  решетке
 Свт  —  Свт  Свт  •
 Учет  потерь  у  периферии  рабочего  колеса  без
бандажа.  В  периферийной  части  РК  без  банда¬
жа  поток  рабочего  тела  имеет  ярко  выраженную
трехмерную  структуру.  Физические  явления,
происходящие  здесь  при  взаимодействии  вто¬
ричных  течений  направляющих  и  рабочих  лопа¬
ток,  основного  и  щелевого  потоков,  чрезвычай¬
но  сложны  и  затрудняют  разработку  адекватной
им  математической  модели.  Поэтому  учет  до¬
полнительных  потерь  кинетической  энергии,
обусловленных  наличием  радиального  зазора  у
периферии  РК  без  бандажа,  обычно  выполняют
 Рис.  1.4.7.  Периферийная  часть  ступени
турбины  с  бандажом  РК
 с  использованием  эмпирических  зависимостей,
полученных  в  опытах  со  ступенями  на  воздуш¬
ных  стендах.  Подавляющее  большинство  таких
исследований  относится  к  ступеням  с  традици¬
онными  закрутками  лопаточных  венцов
(си  г  =  const,  а  =  const,  рcz  =  const).
 Исследования  характеристик  ступеней  с
тангенциальным  наклоном  направляющих  ло¬
паток  при  разных  радиальных  зазорах  показа¬
ли,  что  их  КПД  г|  снижается  при  увеличении
относительного  радиального  зазора  5'{/I  прак¬
тически  линейно  и  более  полого  (рис.  1.4.7),
чем  КПД  ступеней,  закрученных  по  закону
cur  =  const  [7].  Для  приближенного  учета  влия¬
ния  градиента  степени  реактивности  на  сни¬
жение  Дг|  внутреннего  КПД  турбинной  ступе¬
ни  при  разных  радиальных  зазорах  можно  ре¬
комендовать  следующую  эмпирическую  фор¬
мулу  [20]:
 АЛ  =  2  -  0,85(1  -  пр  )5J//2, 	(1.4.30)
 где  пр  определяется  степенями  реактивности  у
корня  р'  и  у  периферии  р"  ступени,  и  в  пред¬
положении  степенной  зависимости  изменения
степени  реактивности  вдоль  радиуса  ступени
вычисляется  по  формуле
 Л2Р  =  1п[(1-р;  )/(1-р;')]/[21п«'Ю].  (1.4.31)
 Эту  формулу  следует  применять  для  сту¬
пеней  с  оптимальной  положительной  пере-
крышей  у  периферии  РК  [7].
 Учет  потерь  у  периферии  рабочего  колеса  с
бандажом.  Очевидно,  что  снижение  степени
реактивности  р"  у  периферии  способствует
уменьшению  протечки  рабочего  тела  над  обанда-
женным  РК.  Для  вычисления  расхода  протечки
над  бандажом  необходимо  задать  коэффициент
расхода  |ioc  через  открытый  осевой  зазор  5Ь  кото¬
рый  обычно  выбирают  на  основании  опытных
данных,  не  учитывающих  особенностей  структу¬
ры  пространственного  потока  в  ступенях  со  сни¬
женным  градиентом  степени  реактивности.
 Для  ступеней  со  сниженным  градиентом
степени  реактивности  характерным  является
искривление  поверхностей  тока  в  межвенцовом
зазоре  выпуклостью  к  оси  турбины,  т.е.  против
направления  потока  протечки  у  периферии.
Расходы  протечек  в  ступенях  со  сниженным
градиентом  степени  реактивности  по  сравне¬
нию  со  ступенями  обычного  типа  снижаются
вследствие  не  только  уменьшения  перепада
давлений  над  РК,  но  и  искривления  меридиан¬
ных  линий  тока,  которое  увеличивает  сопро¬
тивление  на  пути  потока  протечки.  Для  расчета

ОЦЕНКА  ПОТЕРЬ  ЭНЕРГИИ
 61
 коэффициента  расхода  |ioc  можно  рекомендо¬
вать  следующую  эмпирическую  формулу  [20]:
 |10С  =  0,5  -  (1  -  пр)/5. 	(1.4.32)
 Снижение  КПД  ступени  под  влиянием
протечки  Gn  над  бандажом  РК
 Дг)  =  1,05£?п, 	(1.4.33)
 где  Gn=Gn/G0;  G0  —  расход  на  входе  в  сту¬
пень.
 Эта  формула  получена  в  результате  обоб¬
щения  экспериментальных  данных  по  влия¬
нию  протечки  над  бандажом  РК  на  КПД  в
ступенях  как  обычного  типа,  так  и  со  снижен¬
ным  градиентом  степени  реактивности  [20].
 Учет  потерь  в  ступени  от  протечек  через
диафрагменное  уплотнение.  Оптимизация  конст¬
рукции  турбины  уже  на  стадии  проектирования
требует  надежных  данных  по  влиянию  диафраг-
менных  протечек  на  эффективность  работы  сту¬
пени.  Если  диск  РК  не  имеет  разгрузочных  от¬
верстий,  то  вся  протечка  через  диафрагму  Ga
подводится  к  основному  потоку  в  прикорневой
зоне  межвенцового  зазора  ступени.  В  этом  слу¬
чае  подсос  Gyr  =  6д.  Подсос  на  входе  в  корне¬
вые  сечения  рабочих  лопаток  приводит  к  сни¬
жению  КПД  ступени,  что  обусловлено  прежде
всего  потерями  при  смешении  основного  пото¬
ка  и  потока  протечки.  Изменяется  также  харак¬
тер  обтекания  профилей,  что  приводит  к  появ¬
лению  дополнительных  профильных  потерь.
 В  газодинамических  расчетах  влияние
подсоса  на  КПД  ступени  обычно  учитывают
на  основании  результатов  экспериментов,  по¬
лученных  при  исследовании  суммарных  харак¬
теристик  ступеней.  Наиболее  часто  использу¬
ют  зависимости  типа
 =т\с-ут=о-‘Ц  =  кЦг,  (1.4.34)
 где  Ari^  —  снижение  КПД  ступени  под  влия¬
нием  подсоса;  к_—  коэффициент  пропорцио¬
нальности  [20];  Gyr  =Gyr  Д?0  —  относительный
расход  подсоса;  G0  —  расход  пара  на  входе  в
ступень.
 Снижение  КПД  ступени  под  влиянием
протечки  через  разгрузочные  отверстия  G0TB  =
=  GOTB/G0  можно  приближенно  оценить  по
формуле  [20]:
 АЛ()ТВ  _  ^ОТвЛ^д=0
 +2(Gotb/Hotb)/(«otb/C0)2+v) 	(1-4.35)
 где  \i0TB  —  коэффициент  расхода  для  разгру¬
зочных  отверстий;  иотъ  —  окружная  скорость
 на  диаметре  отверстий;  С0  —  условная  ско¬
рость,  которая  вычисляется  по  располагаемо¬
му  перепаду  энтальпий  на  ступень;  v  —  учиты¬
вает  подсос  за  ступенью;  v  ~  0,001...0,002.  Если
подсос  за  ступенью  устранен  подбором  зазо¬
ров  или  числом  гребней  в  диафрагменном  уп¬
лотнении  последующей  ступени,  то  v  =  0.
 Из  этой  формулы  следует,  что  Аг|0тв
уменьшается  при  снижении  G0TB,  увеличении
|i0TB  и  уменьшении  иотв.
 Существует  общепринятое  мнение  о  по¬
ложительном  влиянии  отсоса  на  КПД  турбин¬
ной  ступени  в  размере  до  1%  общего  расхода  на
ступень  [17].  В  проведенных  опытах  положи-
телышй  эффект  от  отсоса  достигал  Аг|0тс  =  1%
при  G0TC  =  GOTC/G0  =  0,01  [20].  Объясняется  это
тем,  что  пограничный  слой,  накопившийся  на
корневом  обводе  направляющих  лопаток,  не
поступает  на  рабочие  лопатки,  а  отсасывается
из  проточной  части  в  щель  между  диском  РК
и  телом  диафрагмы.
 Кроме  того,  отсос  препятствует  отрыву
потока  при  обтекании  корневых  сечений  рабо¬
чих  лопаток.  Таким  образом,  влияние  отсоса
на  КПД  в  диапазоне  0<(?отс  <  0,01  можно  оце¬
нить  по  формуле:
 АЛотс  =-6отс- 	(1.4.36)
 Суммарное  воздействие  подсоса,  проте¬
чек  через  разгрузочные  отверстия  и  отсоса  на
КПД  ступени  представим  зависимостью
 Ат|  ^Лут  ^Лотв  ^Лотс*  (1.4.37)
 Задачей  расчета  является  минимизация
правой  части  формулы  (1.4.37)  с  учетом  уровня
осевых  сил,  действующих  на  ротор  турбины.
 Таким  образом,  к  мероприятиям,  направ¬
ленным  на  уменьшение  вредного  влияния
диафрагменных  протечек,  протечек  через  раз¬
грузочные  отверстия  и  над  бандажом  рабочих
лопаток  на  КПД  ступени  относятся:
 уменьшение  радиальных  зазоров  и  совер¬
шенствование  конструкций  уплотнений;
 снижение  градиента  степени  реактивно¬
сти  в  ступени,  например,  тангенциальным  на¬
клоном  направляющих  лопаток,  обратной  за¬
круткой  или  их  комбинацией  [7].  В  этом  слу¬
чае  протечки  через  диафрагменное  уплотнение
и  над  бандажом  рабочих  лопаток  уменьшаются
вследствие  снижения  перепадов  давлений  на
эти  уплотнения.  При  увеличении  степени  ре¬
активности  у  корня  может  появиться  отсос  че¬
рез  разгрузочные  отверстия  [20].  Кроме  того,
уменьшаются  числа  Мс,  у  корня  за  направ¬

62
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 ляющими  лопатками  и  Mw»  у  периферии  за  ра¬
бочими,  что  при  больших  перепадах  энтальпий
на  ступень  дает  дополнительный  положитель¬
ный  эффект  —  уменьшение  профильных  по¬
терь  в  этих  зонах  лопаточных  венцов  [14,  17].
 Следует  отметить,  что  снижение  градиен¬
та  степени  реактивности,  однако,  приводит  к
росту  суммарных  потерь  кинетической  энер¬
гии  с  выходной  скоростью  по  сравнению  со
ступенями,  закрученными  по  закону  постоян¬
ства  циркуляции.  Поэтому  корректный  выбор
оптимального  уровня  снижения  градиента  сте¬
пени  реактивности  возможен  только  в  резуль¬
тате  решения  задачи  компьютерной  оптимиза¬
ции  проточной  части  многоступенчатой  тур¬
бины.
 Влияние  углов  атаки  на  потери  в  лопаточ¬
ных  венцах.  Достоверность  и  качество  прове¬
рочных  газодинамических  расчетов  проточных
частей  в  широком  диапазоне  изменения  ре¬
жимных  параметров  во  многом  зависят  от  кор¬
ректного  учета  дополнительных  профильных
потерь  в  лопаточных  венцах,  обусловленных
появлением  углов  атаки.
 Экспериментальные  исследования  потерь
от  углов  атаки  выполнены  в  основном  на  пло¬
ских  решетках  профилей.  Результаты  сравнения
зависимостей  коэффициентов  £2  профильных
потерь  в  функции  от  углов  атаки  /  =  р1л  —  Pi  для
рабочих  решеток  двух  ступеней,  полученных  по
результатам  траверсирования  в  ступени  и  по
данным  продувок  плоских  решеток,  свидетель¬
ствуют  о  том,  что  в  составе  ступени  изменяется
не  только  уровень  коэффициентов  £2,  но  и  ха¬
рактер  зависимостей  £2  =/(/)  [7].
 На  рис.  1.4.8  представлены  зависимости
Сг  =/(0»  полученные  по  результатам  испыта¬
ний  семи  ступеней  [20].  По  оси  абсцисс  отло¬
жен  относительный  угол  атаки
 Параметр  /  учитывает  основные  факторы,
определяющие  изменение  характера  течения  и
появление  дополнительных  потерь,  обуслов¬
ленных  обтеканием  рабочих  лопаток  с  углами
атаки:  степень  конфузорности  решетки  К  и
угол  атаки  в  долях  от  угла  р1л  (//р1Л)«  Так  как
задание  Р1л  и  К  однозначно  определяет  угол
р2эф,  параметр  /  косвенно  учитывает  также
угол  поворота  потока  в  решетке. 	_
 Коэффициент  относительных  потерь  \2  =
=  С2/С21ШП  (C2min  —  минимальный  коэффициент
потерь  для  рабочих  решеток  в  исследованном
 Рис.  1.4.8.  Экспериментальные  зависимости
£2  =  ЛО  для  ступеней
 диапазоне  углов  атаки)  соответствует  различ¬
ным  режимам  работы  испытанных  ступеней.
 Значение  £2тш  реализуется  при  неболь¬
ших  положительных  углах  атаки  (7  ~  0,05).
По-видимому,  это  связано  с  влиянием  вторич¬
ных  вихрей,  возникающих  в  НА,  на  обтекание
периферийных  и,  особенно,  корневых  сечений
рабочих  лопаток.  Вследствие  повышенного
уровня  потерь  в  областях,  охваченных  вторич¬
ными  вихрями,  при  близком  к  безударному
входу  потока  на  среднем  диаметре  у  корня  и
на  периферии  при  входе  потока  на  РК  появля¬
ются  (по  сравнению  с  расчетом)  отрицатель¬
ные  углы  атаки,  которые  особенно  опасны  для
корневых  сечений  рабочих  лопаток,  так  как
степень  конфузорности  этих  сечений  обычно
мала,  а  углы  поворота  потока  велики.  Поэтому
интегральный  минимум  £2  достигается  при
небольших  положительных  углах  атаки  на
среднем  диаметре,  где  профили  лопаток  атако¬
устойчивы.  Тогда  в  корневых  и  периферийных
сечениях  лопаток  отрицательные  углы  атаки
уменьшаются.  В  связи  с  изложенным  пред¬
ставляется  целесообразным,  особенно  для
корневых  сечений  рабочих  лопаток,  при  про¬
ектировании  профилей  предусматривать  не¬
большой  положительный  угол  атаки.
 В  области  положительных  углов  атаки
(/  >  0,05)  экспериментальные  точки  удовле¬
творительно  группируются  около  одной  кри¬
вой.  Если  /  <  0,05,  то  характер  изменения  за¬
висимостей  £2  =  /(О  Для  исследованных  ступе¬
ней  получается  различным.  Наиболее  резкое
возрастание  коэффициента  £2  в  этой  области
наблюдается  в  рабочих  решетках  ступеней  А2
и  IA,  у  которых  степень  реактивности  р'  в
корневом  сечении  на  номинальном  режиме

ПРИМЕРЫ  ОПТИМИЗАЦИИ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ПАРОВЫХ  И  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН 	63
 близка  к  нулю.  Наименьшее  влияние  отрица¬
тельные  углы  атаки  оказывают  на  величину
в  рабочих  решетках  ступеней  J?  и  6  с  р'  -0,5.
Кривые  =  /(О  Для  ступеней  7,  2S  и  3S  с  р'  «
~  0,2  занимают  промежуточное  положение.
Представленные  экспериментальные  данные
свидетельствуют  о  существовании  двухпара¬
метрических  зависимостей  коэффициентов
потерь  в  решетках  рабочих  лопаток  в  функ¬
ции  относительного  угла  атаки  i  и  термодина¬
мической  степени  реактивности  р'  в  корневом
сечении  на  номинальном  режиме.  Эти  зависи¬
мости  получены  при  исследовании  потерь  в
РК  в  условиях,  близких  к  натурным,  и,  следо¬
вательно,  учитывают  влияние  основных  фак¬
торов  рабочего  процесса  на  потери  при  изме¬
нении  углов  атаки.  В  результате  анализа  сум¬
марных  характеристик  исследованных  одно¬
ступенчатых  и  двухступенчатых  воздушных
турбин  для  учета  влияния  углов  атаки  на  ко¬
эффициенты  суммарных  потерь  в  НА  и  £2  в
РК  предлагаются  следующие  эмпирические
формулы  [20]:
 если  i{  >0,
 то  ^  =  ^,„„[1  +  8(7,  )2]; 	(1.4.39)
 если  /j  <0,
 то  С,  =CiHn[l+2(JI)2]; 	(1.4.40)
 если  0  <  /2  <  0,2,
тоС2=С2„п[1+16(/,)2]; 	(1.4.41)
 если  -0,08  <  /2  <  0,
то 	=  Сг  нп  {1  +  [1  +  50(  0,5  -  р;  )2  ]  (h  )2};  (1.4.42)
 если  /2  <  -0,08,
то  С2  =  С2„пО+[1+50(0,5-Р;)2]х
х  [0,0064-0,16(/2  +  0,08)]}; 	(1.4.43)
 если  /2  >  0,2,
тоС2=С2нп[1М  +  6,4(/1-0Д)]. 	(1.4.44)
 В  формулах  (1.4.39)—(1.4.44)  относитель¬
ные  углы  атаки  ix  для  НА  и  /2  Для  РК  вычис¬
ляются  следующим  образом:
 /,  =(/,  sina,эф)/(а0л  sina^);
h  =('2  sin  Р  2  Эф  )/(Р!  л  sinp^);
 h  =а0л  _а2(/-1)> 	*2 	=Р1л 	_Рр
 Для  значений  /2  <  -0,08  и  /2  >  0,2  зависи¬
мости  ^2  =  /(/2)  приняты  линейными,  а  фор¬
мулы  (1.4.43)  и  (1.4.44)  получены  дифферен¬
цированием  формул  (1.4.42)  и  (1.4.41).  Сте¬
пень  реактивности  р'  у  корня  ступеней  берет¬
ся  на  номинальном  режиме.  Приведенные
 Рис.  1.4.9.  Зависимости  N  =f(G)  ПРИ  различных
частотах  вращения  ротора  газовой  турбины:
 1 	—  п  =  7500  мин-1;  2  —  п  =  3750  мин-1;
 3 	—  п  =  1875  мин-1
 значения  коэффициентов  £1нп  и  £2нп  определя¬
ются  с  использованием  коэффициентов  £1н  и
£2н  суммарных  потерь  на  номинальном  режи¬
ме,  скорректированных  с  учетом  изменения
чисел  М  и  Re.  Зависимости  (1.4.39)—(1.4.44)
рекомендуется  использовать  для  решеток  ра¬
бочих  лопаток,  у  которых  относительные  ра¬
диусы  входа  гвх  =  гъх/Ь  =  0,03...0,04.
 Достоверность  и  качество  предложенных
формул  очевидна  из  рис.  1.4.9,  на  котором
представлены  зависимости  мощности  N  от
массового  расхода  G  при  различных  частотах  п
вращения  ротора  для  четырехступенчатой  га¬
зовой  турбины  [24].  Совпадение  результатов
расчетов  и  опытов  получилось  вполне  удовле¬
творительным,  даже  на  глубоко  нерасчетных
режимах,  когда  суммарная  мощность  турбины
близка  к  нулю.
 1.4.4. 	ПРИМЕРЫ  ОПТИМИЗАЦИИ
 ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ПАРОВЫХ
И  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН
 Оптимизация  ЦНД  паровых  турбин  с  ис¬
пользованием  унифицированных  лопаточных
венцов.  Оптимальные  проточные  части  тур¬
бин,  кроме  высокой  экономичности  должны
также  удовлетворять  требованиям  технологич¬
ности  в  производстве  и  надежности  в  эксплуа¬
тации.  Поэтому  в  конструкциях  новых  турбин

64
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 часто  используют  модельные  и  унифициро¬
ванные  лопаточные  венцы,  ступени,  а  иногда
и  целые  отсеки  ЦНД  турбин,  исследованные
экспериментально,  освоенные  в  производстве
и  проверенные  в  эксплуатации.  Таким  обра¬
зом,  как  уже  неоднократно  отмечалось,  при
проектировании  и  модернизации  турбин  про¬
блемы  оптимизации,  моделирования  и  унифи¬
кации  их  проточных  частей  находятся  в  нераз¬
рывной  связи  и  должны  решаться  комплексно.
 Пример  оптимизации  трех  вариантов  пятисту¬
пенчатого  ЦНД  турбины  К-800-240  в  «жидких»  ме¬
ридианных  обводах  проточной  части  (рис.  1.4.10).
Параметры  и  массовый  расход  пара  на  входе  в  от¬
сек,  противодавление  за  отсеком  и  частота  вра¬
щения  ротора  во  всех  вариантах  постоянные  [49].
Проектировочные  расчеты  ЦНД  на  каждом  шаге
поиска  оптимума  выполнены  на  номинальном
режиме.  Для  решения  поставленной  задачи  ис¬
пользованы  двухмерная  математическая  модель,
алгоритм  и  программа  для  ЭВМ  [21].  Следует  от¬
метить,  что  в  качестве  основы  двухмерной  мате¬
матической  модели  использована  полностью
формализованная  одномерная  модель  в  «жидких»
меридианных  обводах  проточной  части,  благода¬
ря  чему  появилась  возможность  постановки  и  ре¬
шения  смешанных  задач  оптимизации  ЦНД  с  ис¬
пользованием  модельных  и  унифицированных
лопаточных  венцов.  В  качестве  алгоритма  нели¬
нейной  оптимизации  применен  рассмотренный
выше  гибрид  релаксационного  метода  и  метода
прямого  поиска.
 В  варианте  1  в  качестве  варьируемых  неза¬
висимых  переменных  использованы  углы  потока
аь  а2,  р2  на  корневых  диаметрах  каждой  сту¬
пени.  Для  первых  четырех  ступеней  применена
традиционная  закрутка  потока  по  закону  посто¬
янства  циркуляции,  а  для  последней  ступени  —
 по  закону  постоянства  угла  потока  а}  вдоль  ра¬
диуса.  Это  достигнуто  за  счет  выполнения  усло¬
вия  п  =  1  для  первых  четырех  ступеней  и  п  =  0
для  последней,  пятой  ступени  в  уравнении  otj  =
=  arctgalc(r1/rlc)/I.  Углы  тангенциального  наклона
направляющих  лопаток  всех  ступеней  8  =  0.  В  ре¬
зультате  поиск  оптимального  варианта  1  выпол¬
нен  в  20-мерном  пространстве  независимых  пе¬
ременных.  При  оптимизации  варианта  1  с  помо¬
щью  линейных  штрафных  функций  поддержива¬
лись  заданные  напряжения  в  корневых  сечениях
рабочих  лопаток  и  перекрыши  у  периферии  на¬
правляющих.  Затем  оптимальный  вариант  1  ис¬
пользован  как  исходный.
 В  варианте  2  в  состав  варьируемых  независи¬
мых  переменных  включены  также  углы  8  и  пока¬
затели  степени  п  в  уравнении  для  щ  каждой  сту¬
пени.  Таким  образом,  поиск  оптимального  вари¬
анта  2  выполнен  в  30-мерном  пространстве  неза¬
висимых  переменных.  Диаметры  и  высоты  с  по¬
мощью  линейных  штрафных  функций  (1.4.13)
поддерживались  такими  же,  как  в  варианте  1.  По¬
этому  вариант  2  можно  рассматривать  как  пример
модернизации  первого.  Вариант  2  получен  за  че¬
тыре  глобальных  цикла  перебора  всех  независи¬
мых  переменных.  Всего  для  синтеза  ЭВМ  проана¬
лизировала  1080  пятиступенчатых  ЦНД.  Увеличе¬
ние  термодинамической  степени  реактивности  у
корня  ступеней  и  снижение  градиента  степени  ре¬
активности  под  влиянием  небольших  положитель¬
ных  углов  8  и  «обратной»  закрутки  направляющих
лопаток  (отрицательные  значения  показателей
степени  п  для  всех  пяти  ступеней)  обусловили
рост  внутреннего  КПД  г|т  на  Дг|т  =  0,41%  по  срав¬
нению  с  вариантом  1  за  счет  уменьшения  необра¬
тимых  внутренних  потерь  кинетической  энергии  в
лопаточных  венцах.
 Вариант  3  синтезирован  в  результате  реше¬
ния  смешанной  задачи  оптимизации  с  использо¬
 Рис.  1.4.10.  Принципиальная  тепловая  схема  теплоэнергетической  установки  К-800-240  [49]:
 1  —  ЦВД;  2  —  ЦСД;  3  —  ЦНД;  4  —  электрический  генератор;  5  —  конденсатор;  6  —  конденсатный  на¬
сос;  7  —  сальниковый  подогреватель;  8  —  перекачивающий  насос;  9  —  питательный  насос;  10  —  турбо¬
привод  питательного  насоса;  11  —  конденсатор  турбопривода;  12—15,  17—19  —  подогреватели  пита¬
тельной  воды;  16  —  деаэратор;  20  —  котел

ПРИМЕРЫ  ОПТИМИЗАЦИИ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ПАРОВЫХ  И  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН  65
 ванием  унифицированных  лопаточных  венцов
для  последней,  пятой  ступени.  Для  осуществле¬
ния  требований  унификации  последней  ступени
выполнены  следующие  условия:  углы  потока  а1?
Pi,  а2,  Р2  и  угол  8  на  корневом  диаметре,  а  также
показатель  степени  п  для  пятой  ступени  приняты
такими  же,  как  в  последней  ступени  варианта  1,
и  не  варьировались,  угол  потока  а2  для  предпо¬
следней  (четвертой)  ступени  принят  таким  же,
как  в  варианте  1,  и  также  не  варьировался.  Кроме
того,  диаметры  и  высоты  лопаток  последней  сту¬
пени  с  помощью  линейных  штрафных  функций
(1.4.13)  поддерживались  такими  же,  как  в  вариан¬
те  1.  По  остальным  варьируемым  независимым
переменным  первых  четырех  ступеней  ограниче¬
ния  не  ставились.  За  счет  линейных  штрафных
функций  в  этих  ступенях  поддерживались  лишь
напряжения  в  корневых  сечениях  рабочих  лопа¬
ток  и  перекрыши  у  периферии  направляющих  та¬
кими  же,  как  в  варианте  1.  Следует  отметить,  что
если  не  ставить  ограничения  на  диаметры  и  вы¬
соты  лопаток  последней  ступени,  то  получится
смешанная  задача  оптимизации  ЦНД  с  кинема¬
тическим  моделированием  последней  ступени.
 Поиск  оптимального  варианта  выполнен  в
23-мерном  пространстве  варьируемых  независи¬
мых  переменных.  В  результате  оптимизации
внутренний  КПД  г|т  вырос  на  Аг|т  =  0,31%  по
сравнению  с  вариантом  1.  Такой  результат  обес¬
печен  оптимизацией  первых  четырех  ступеней
при  полной  унификации  последней,  пятой  ступе¬
ни.  Объясняется  это  уменьшением  необратимых
внутренних  потерь  кинетической  энергии  в  лопа¬
точных  венцах,  так  как  потери  кинетической
энергии  с  выходной  скоростью  остались  практи¬
чески  такими  же,  как  для  варианта  1.
 Результаты  оптимизации  проточных  частей
всех  трех  вариантов  после  конструкторской  и  тех¬
нологической  проработки  позволяют  выполнить
технико-экономические  расчеты,  на  основании
которых  выбирается  окончательный  вариант  оп¬
тимального  ЦНД.
 Оптимизация  проточной  части  многоступен¬
чатой  паровой  турбины.  Для  практического  ре¬
шения  задачи  нелинейной  оптимизации  много¬
ступенчатой  паровой  турбины  использованы
математическая  модель,  алгоритм  и  программа,
реализованные  в  среде  Turbo  Pascal  персональ¬
ного  компьютера  [19].  Основу  математической
модели  составляет  проектировочный  газодина¬
мический  расчет  многоступенчатой  паровой
турбины  в  двухмерной  постановке  задачи  в
«твердых»  меридианных  обводах  проточной
части  при  заданных  диаметрах  и  высотах  лопа¬
точных  венцов.  Расчетные  сечения  расположе¬
ны  перед  лопаточными  венцами  и  за  ними.
Расчеты  выполнены  для  до-  и  сверхзвуковых
 скоростей  с  учетом  их  радиальных  составляю¬
щих.  Для  учета  потерь  кинетической  энергии
использованы  представленные  выше  полу-  и
эмпирические  зависимости,  полученные  в  ос¬
новном  по  результатам  экспериментальных  ис¬
следований  модельных  и  натурных  турбин,  а  не
плоских  решеток  профилей.  Такой  подход  по¬
зволил  учесть  эффекты,  связанные  с  управле¬
нием  градиентом  степени  реактивности,  в  том
числе  за  счет  комбинации  «обратной»  закрутки
и  тангенциального  наклона  направляющих  ло¬
паток.  Как  известно,  такая  комбинация  часто
позволяет  вскрыть  дополнительные  резервы
повышения  экономичности  турбин  [20].  Все
виды  потерь  кинетической  энергии  на  каждом
шаге  поиска  оптимума  вычислялись  методом
итераций.  Свойства  водяного  пара  учитывались
путем  аппроксимации  диаграммы  состояния  по
методике  ВТИ  [36].
 В  качестве  алгоритма  нелинейной  опти¬
мизации  применен  рассмотренный  выше  гиб¬
рид  релаксационного  метода  и  метода  прямого
поиска,  показавший  высокую  надежность  при
решении  сложных  многомерных  задач  с
большим  числом  нелинейных  ограничений  в
виде  равенств  и  неравенств.
 Пример  оптимизации  проточной  части  много¬
ступенчатой  паровой  турбины  дня  ТЭС  мощностью
800  МВт  с  промежуточным  перегревом  пара.  Снача¬
ла  был  выполнен  проектировочный  газодинами¬
ческий  расчет  исходного  варианта  1  в  диалоговом
режиме.  Начальные  параметры  пара  перед  отсека¬
ми,  меридианные  отводы  и  конструкция  проточ¬
ной  части,  давление  за  ступенями,  в  том  числе  и  в
местах  отбора  пара  на  регенерацию,  для  варианта
 1 	поддерживались  такими  же,  как  рассмотрены
 А.В.  Щегляевым  [49].  Проточная  часть  турбины
состоит  из  25  ступеней:  11  —  в  ЦВД,  9  —  в  ЦСД  и
5  —  в  ЦНД.  Закрутка  потока  во  всех  ступенях,
кроме  последней,  принята  по  закону  постоянства
циркуляции,  для  последней  ступени  —  по  закону
постоянства  вдоль  радиуса  угла  0Ц.  Подбором  дав¬
лений  рх  в  корневых  сечениях  всех  ступеней,  кро¬
ме  последней,  получена  небольшая  положитель¬
ная  термодинамическая  степень  реактивности
рт  >  0,05,  для  последней  ступени  рт  =  0,23.  Углы
выхода  потока  а2  из  всех  ступеней  (кроме  регули¬
рующей  в  ЦВД  и  первой  ступени  ЦСД)  близки  к
90°.  Таким  образом,  исходный  вариант  1  соответ¬
ствует  традиционным  представлениям  о  рацио¬
нальном  проектировании  проточных  частей  мно¬
гоступенчатых  паровых  турбин.
 Вариант  2  получен  в  результате  оптимиза¬
ции  исходного  варианта  1  за  счет  вариации  дав¬
лений  рх  и  р2  пара  перед  рабочими  лопатками
ступеней  и  за  ними.  При  этом  приняты  такими

66
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 же,  как  в  варианте  1,  давления  р{  и  р2  для  регули¬
рующей  ступени  ЦВД,  а  также  давления  р2  за  сту¬
пенями  в  местах  регенеративных  отборов  пара  и
за  ЦВД,  ЦСД  и  ЦНД.  В  этом  случае  изменения  в
системе  регенеративного  подогрева  питательной
воды  для  варианта  2  по  сравнению  с  вариантом  1
минимальные.
 Поиск  оптимального  варианта  2  осуществ¬
лен  персональным  компьютером  в  40-мерном
пространстве  независимых  переменных.  Всего
проанализирован  471  вариант  проточных  частей
и  выбран  наилучший.  КПД  г\т  в  варианте  2  боль¬
ше  на  0,8%,  чем  в  варианте  1.  Рост  КПД  турбины
обусловлен  оптимальным  перераспределением
перепадов  энтальпий  между  ступенями  ЦВД,
ЦСД  и  ЦНД  и  повышением  термодинамической
степени  реактивности  ступеней,  что  способствует
снижению  уровня  необратимых  внутренних  по¬
терь  кинетической  энергии  в  лопаточных  венцах.
 При  проектировании  вариантов  1  и  2  пред¬
полагалось,  что  турбина  имеет  сопловое  парорас¬
пределение,  а  регулирующая  ступень  ЦВД  выпол¬
нена  парциальной  (г  =  0,8).  Предположим,  что
паровая  турбина  мощностью  800  МВт  будет  нести
базовую  нагрузку  в  энергосистеме,  тогда  сопловое
парораспределение  целесообразно  заменить  дрос¬
сельным.  С  учетом  этого  допущения  был  спроек¬
тирован  вариант  3  проточной  части  паровой  тур¬
бины.  Он  также  получен  в  результате  оптимиза¬
ции  исходного  варианта  1  в  тех  же  меридианных
обводах  проточной  части  за  счет  вариации  давле¬
ний  р\  и  р2  пара.  При  этом  поддерживались  неиз¬
менными  (такими  же,  как  в  варианте  1)  только
давления  р2  за  ступенями  в  местах  регенеративных
отборов  пара,  а  также  за  ЦВД,  ЦСД  и  ЦНД.  Кро¬
ме  того,  для  двух  последних  ступеней  ЦНД  приме¬
нен  тангенциальный  наклон  и  «обратная»  закрут¬
ка  направляющих  лопаток.  Поэтому  для  этих  сту¬
пеней  в  качестве  варьируемых  независимых  пере¬
менных  привлекались  также  углы  5  тангенциаль¬
ного  наклона  направляющих  лопаток  и  показате¬
ли  степени  п  <  0  в  уравнении,  описывающем  ха¬
рактер  изменения  угла  а!  вдоль  радиуса.
 Поиск  оптимального  варианта  3  осуществ¬
лен  в  46-мерном  пространстве  независимых  пере¬
менных.  Всего  проанализировано  543  варианта
проточной  части  и  выбран  наилучший.  КПД  г|т
варианта  3  турбины  увеличился  на  0,9%  по  срав¬
нению  с  вариантом  2  и  на  1,7%  по  сравнению  с
вариантом  1.  Высокой  уровень  КПД  для  вариан¬
та  3  также  обусловлен  оптимальным  перераспре¬
делением  перепадов  энтальпий  между  ступенями,
ростом  термодинамической  степени  реактивно¬
сти  ступеней  и  благоприятным  влиянием  танген¬
циального  наклона  и  «обратной»  закрутки  на¬
правляющих  лопаток  двух  последних  ступеней  на
уменьшение  необратимых  внутренних  потерь  ки¬
нетической  энергии  в  проточной  части  турбины.
 Таким  образом,  несмотря  на  высокую  раз¬
мерность  задачи  разработанный  гибрид  релаксаци¬
онного  метода  и  метода  прямого  поиска  в  сочета¬
нии  с  полностью  формализованной  математиче¬
ской  моделью  проектировочного  газодинамическо¬
го  расчета  проточной  части,  алгоритмами  и  про¬
граммой  в  среде  ТУРБО-ПАСКАЛЬ,  дает  возмож¬
ность  обнаружить  значительные  скрытые  резервы
повышения  экономичности  паровых  турбин.
 Многорежимная  оптимизация  проточной
части  паровой  турбины  с  учетом  изменения  па¬
раметров  тепловой  схемы.  Оптимизация  от¬
дельно  взятого  элемента  общей  системы  наи¬
более  эффективна  только  при  корректном
описании  взаимосвязей  его  работы  с  другими
элементами.  Так,  выбирая  оптимальные  пара¬
метры  тепловой  схемы,  обычно  при  учете  об¬
ратных  связей  между  ее  составными  элемента¬
ми,  таковые  описывают  приближенно  [12,  27,
 33, 	75].  Это  приводит  к  тому,  что,  например,
учет  изменения  параметров  потока  в  паровой
турбине  на  переменных  режимах  только  с  по¬
мощью  уравнения  Стодола—Флюгеля  вносит
искажения  в  реальную  картину  течения  в  про¬
точной  части.  В  свою  очередь,  оптимизацион¬
ные  расчеты  турбин  не  учитывают  теплового
баланса  схемы  в  целом,  что  может  привести  к
рассогласованиям  по  расходам  пара  в  нерегу¬
лируемых  отборах,  и  тепловую  схему  необхо¬
димо  снова  оптимизировать.  Этого  можно  из¬
бежать,  если  определить  взаимозависимости  и
обратные  связи  всех  элементов  тепловой  схе¬
мы  на  этапах  компоновки  и  учесть  это  в  опти¬
мизационных  расчетах  каждого  из  них.  Кроме
того,  возможно  подвести  расчеты  различных
элементов  под  общую  целевую  функцию.  По¬
пытка  «вписать»  оптимизационный  газодина¬
мический  расчет  паровой  турбины  в  тепловую
схему  электростанции  описана  ниже  [23].
 Номинальный  режим.  Основу  математиче¬
ской  модели  турбины  составляет  одномерный
проектировочный  газодинамический  расчет  в
«твердых»  меридианных  обводах  проточной
части,  при  заданных  диаметрах  и  высотах  ло¬
паточных  венцов.  Для  учета  потерь  кинетиче¬
ской  энергии  использованы  полуэмпириче-
ские  зависимости,  полученные  в  основном  по
результатам  экспериментальных  исследований
модельных  и  натурных  турбин,  а  не  плоских
решеток  профилей.  Свойства  водяного  пара
учтены  путем  аппроксимации  диаграммы  со¬
стояния  по  методике  ВТИ.
 В  основе  математической  модели  расчета
системы  регенеративного  подогрева  питатель¬

ПРИМЕРЫ  ОПТИМИЗАЦИИ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ПАРОВЫХ  И  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН 	67
 ной  воды  (РППВ)  лежат  уравнения  теплового
и  материального  балансов.  Принимается,  что
расход  нагреваемой  среды  на  входе  в  теплооб¬
менник  равен  расходу  на  выходе  из  него,  рас¬
ходы  нагревающей  среды  на  входе  и  на  выходе
также  равны.  Количество  теплоты,  приобре¬
тенное  нагреваемой  средой,  равно  разности
теплосодержания  нагревающей  среды  на  входе
теплообменника  и  на  выходе  из  него  за  выче¬
том  количества  рассеянной  в  окружающую
среду  теплоты.  Полагается,  что  в  объеме  по¬
догревателя  поддерживается  постоянное  дав¬
ление,  а  процесс  теплообмена  заканчивается
полной  конденсацией  греющего  пара  с  отда¬
чей  теплоты  конденсации  нагреваемому  пото¬
ку.  Недогрев  потока  нагреваемой  воды  в  по¬
догревателе  считается  заданным  (например,  по
результатам  тепловых  испытаний).  Свойства
воды  определены  путем  аппроксимации  систе¬
мой  уравнений  таблиц  теплофизических
свойств  воды  и  водяного  пара.
 Перед  расчетом  обычно  известны  значе¬
ния  энтальпии  подогреваемой  воды  в  трех  точ¬
ках  системы:  за  конденсатором,  деаэратором  и
последним  подогревателем  высокого  давле¬
ния.  На  основании  этого  и  в  зависимости  от
состава  тепловой  схемы  производится  разбив¬
ка  перепадов  энтальпий  по  подогревателям.
Исходя  из  значений  недогревов  в  подогревате¬
лях  и  потерь  давлений  в  патрубках  отбора  пара
определяются  ступени,  за  которыми  произво¬
дятся  отборы  на  регенерацию.
 Расходы  греющего  пара  в  отборах  турби¬
ны  вычисляют  путем  совместного  решения
уравнений  теплового  и  материального  балан¬
сов.  Поскольку  при  предварительном  расчете
турбины  неизвестны  точные  значения  расходов
в  отборы,  за  тепловым  расчетом  системы
РППВ  следует  новый  газодинамический  расчет
проточной  части  с  уточненными  значениями
расходов  пара  в  отборы.  Если  изменения  значе¬
ний  расходов  пара  в  отборах  не  превышают  за¬
данной  погрешности,  то  расчет  тепловой  схемы
считается  завершенным.  В  противном  случае
после  расчета  турбины  повторяется  расчет  сис¬
темы  РППВ  и  т.д.  до  достижения  необходимой
точности  получаемых  результатов.
 Комплекс  математических  моделей  был
реализован  в  среде  программирования  Turbo
Pascal  персонального  компьютера.  Можно
описать  практическую  любую  конфигурацию
существующих  турбоустановок,  в  том  числе
учесть  многоцилиндровость,  петлевые  и
двухпоточные  цилиндры,  промежуточный
 перегрев,  различное  парораспределение  и  др.
Если  производить  расчет  турбины  с  учетом
влияния  схемы  РППВ,  то  дополнительно
описываются  следующие  компоненты  тепло¬
вой  схемы:
 конденсатные  и  питательные  насосы.
Учитывается  повышение  энтальпии  и  давле¬
ния  жидкости  в  насосах;
 турбопривод  питательных  насосов.  Учи¬
тывается  отбор  пара  из  турбины  на  турбопри¬
вод  и  возврат  отработанного  пара  из  турбо¬
привода  в  указанное  место  тепловой  схемы
(конденсатор,  нижние  отборы  и  др.);
 поверхностные  и  смешивающие  подогре¬
ватели.  Вычисляются  площади  теплообмена
через  уравнения  теплопередачи  (недогрев  счи¬
тается  заданным);
смесители;
 деаэратор.  Возможны  схемы  как  с  деаэра¬
тором  постоянного  давления  (при  падении  на¬
грузки  отбор  переключается  на  более  высокое
давление),  так  и  с  деаэратором,  работающем
на  скользящем  давлении,  либо  вообще  без  де¬
аэратора  (бездеаэраторная  схема);
эжектор;
 парогенератор.  Температура  и  давление
рабочей  среды,  как  перед  парогенератором,  так
и  за  ним  поддерживаются  постоянными.  Гид¬
равлическое  сопротивление  тракта  парогенера¬
тора,  температура  уходящих  газов  считаются
заданными  (данные  производителя,  рекоменда¬
ции).  Вычисляются  КПД  и  расход  топлива;
 паропроводы  и  их  элементы.  Потери  пол¬
ного  давления  пара  в  стопорном  клапане,
тракте  промежуточного  перегрева  и  в  камерах
отбора  принимаются  заданными.
 Алгоритм  нелинейной  оптимизации
представляет  собой  гибрид  релаксационного
метода  (метода  Гаусса-Зейделя)  и  метода  пря¬
мого  поиска.  Используя  метод  штрафных
функций,  можно  ограничить  напряжения  рас¬
тяжения  и  изгиба  в  корневых  сечениях
рабочих  лопаток,  а  также  привязать  некоторые
параметры  к  определенным  значениям  (на¬
пример,  в  приведенных  ниже  вариантах  сте¬
пень  реактивности  в  регулирующих  ступенях
изменялась  лишь  в  диапазоне  0,04...0,05).
 Варьируемыми  независимыми  перемен¬
ными  при  оптимизации  приняты  давления  р{  и
р2  в  потоке  пара  в  межвенцовых  зазорах  про¬
точной  части.  Поскольку  регенеративные  по¬
догреватели  подключены  к  камерам  нерегули¬
руемых  отборов,  то  давление  в  них  меняется
при  изменении  давления  пара  за  ступенями

68
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 турбины.  Этим  фактором,  а  также  изменением
расхода  греющего  пара,  проходящего  через  по¬
догреватели,  определяются  изменения  условий
работы  системы  РППВ  и  турбины  и  их  влияние
на  характеристики  турбоустановки  в  целом.
Чтобы  учесть  взаимное  влияние  турбины  и  теп¬
ловой  схемы,  в  качестве  целевой  функции  вы¬
бран  абсолютный  КПД  турбоустановки:
 ЛмЛэг
 Лабе  = 	; 	^, 	(1-4.45)
 ад  ~~  ^пв  )  ^пп(^пп  —  ^2  )
 где  г|м  —  механический  КПД  турбины;  г\эг  —
КПД  электрогенератора;  п  —  число  ступеней;
к  —  число  цилиндров,  в  которых  установлена
/-я  ступень;  т  —  число  потоков  в  цилиндре,  в
котором  установлена  /-я  ступень;  G2  —  расход
пара  через  рабочее  колесо;  Н  —  внутренний
перепад  энтальпий  на  ступень;  G0  —  расход
пара  на  входе  в  турбину;  /£  —  энтальпия  пара
на  входе  в  турбину  по  заторможенным  пара¬
метрам;  Апв  —  энтальпия  питательной  воды
перед  парогенератором;  Gnn  —  расход  пара  по¬
сле  промежуточного  перегрева;  —  энталь¬
пия  пара  по  заторможенным  параметрам  по¬
сле  промежуточного  перегрева  (на  входе  в
ЦСД);  h2  —  энтальпия  пара  перед  промежу¬
точным  перегревом  (за  ЦВД).
 Поскольку  основная  цель  —  оптимизация
проточной  части  всей  турбины,  сделана  попыт¬
ка  уменьшить  влияние  изменений  параметров
потока  в  турбине  на  характеристики  тепловой
схемы.  Для  этого  не  подвергаются  варьирова¬
нию  давления,  прямо  влияющие  на  изменение
параметров  нагреваемой  в  пароперегревателе
среды:  давления  в  первом  и  втором  по  ходу  па¬
ра  отборах,  определяющие  температуру  пита¬
тельной  воды  на  входе  в  парогенератор,  и  перед
промежуточным  перегревом  (если  он  есть).  Та¬
ким  образом,  в  процессе  оптимизации  измене¬
ние  количества  теплоты,  переданного  рабочему
телу  в  парогенераторе,  сводится  к  минимуму.
Кроме  того,  давление  за  последней  ступенью
турбины  принято  неизменным.
 Пример  оптимального  проектирования  про¬
точной  части  паровой  турбины  К-800-240  на  номи¬
нальном  режиме  с  учетом  изменения  параметров  в
системе  РППВ  и  без  их  учета  (см.  рис.  1.4.11)  [23].
Промежуточный  перегрев  пара  осуществляется  за
 11 	ступенью  перед  ЦСД.  Турбина  имеет  восемь
отборов  пара  на  регенерацию:  три  отбора  высоко¬
го  давления,  семиатмосферный  деаэратор  и  четы¬
ре  отбора  низкого  давления.
 В  качестве  исходного  варианта  1  принят
проектировочный  газодинамический  расчет  тур¬
бины  с  параметрами  проточной  части  и  потока
пара,  совпадающими  с  примером  в  [49].
 По  варианту  2  проводилась  оптимизация
проточной  части  турбины  с  постоянными  отно¬
сительными  расходами  пара  в  ступенях,  без  учета
изменения  расходов  пара  на  регенерацию.  Поиск
осуществлялся  в  47-мерном  пространстве  незави¬
симых  переменных.  Проанализировано  3668  ва¬
риантов  проточных  частей.  Внутренний  КПД
турбины  увеличился  на  0,71%.
 В  варианте  3  проводилась  оптимизация  про¬
точной  части  с  учетом  изменения  расходов  пара  в
отборах  на  регенерацию.  Поиск  осуществлялся  в
47-мерном  пространстве  независимых  переменных.
Проанализировано  4514  вариантов  проточных  час¬
тей  и  тепловых  схем.  Абсолютный  КПД  турбоуста¬
новки  возрос  на  0,34%,  а  внутренний  КПД  турби¬
ны  —  на  0,81%  по  сравнению  с  вариантом  1.
 На  рис.  1.4.11  приведены  кривые  изменения
располагаемых  изоэнтропийных  перепадов  эн¬
тальпий  Н  на  ступени  по  проточной  части.  Зави¬
симости  вариантов  2  и  3  имеют  схожий  характер,
хотя  и  проявляются  некоторые  отличия  в  распре¬
делении  перепадов  энтальпий  по  ступеням,  осо¬
бенно  в  частях  среднего  и  низкого  давлений,  дос¬
тигающие  25%  в  отдельных  ступенях  по  сравне¬
нию  с  вариантом  1.
 Из  распределения  степеней  реактивности  рт
по  ступеням  следует,  что  средний  уровень  степе¬
ни  реактивности  по  проточной  части  в  вариан¬
тах  2  и  3  выше,  чем  в  варианте  1,  что  делает  тур¬
бину  более  реактивной  и  уменьшает  профильные
и  вторичные  потери.  Кроме  того,  этот  фактор  мо¬
жет  благоприятно  сказаться  на  уменьшении  по¬
терь  при  нерасчетных  режимах.
 Углы  потока  а]  и  (32  в  оптимизационном
расчете  проточной  части  с  учетом  изменения  рас¬
ходов  по  отборам  отличаются  от  таковых  в  расче¬
те  с  постоянными  относительными  расходами  в
ступенях.  Следовательно,  в  результате  оптимиза¬
ционных  расчетов  турбин  без  учета  изменения
параметров  тепловой  схемы  в  целом  обтекание
лопаточных  венцов  будет  происходить  с  углами
атаки  (в  некоторых  случаях  довольно  значитель¬
ными),  что  не  только  снизит  КПД  турбоустанов¬
ки,  но  и  может  привести  в  ЦНД  к  эрозионному
износу  лопаточного  аппарата.
 Учет  переменных  режимов.  На  стадии
проектирования  должна  учитываться  возмож¬
ность  изменения  режима  работы  турбины.  По¬
этому  продолжим  рассмотрение  оптимизации
турбоустановки  в  целом  и  дополним  рассмот¬
ренную  ранее  математическую  модель  расче¬
том  на  частичных  нагрузках,  как  турбины,  так
и  основных  компонентов  всей  установки  [22].

ПРИМЕРЫ  ОПТИМИЗАЦИИ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ПАРОВЫХ  И  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН 	69
 Рис.  1.4.11.  Распределение  располагаемого  перепада  энтальпий  /зГ0,  степени  реактивности  рт  и  углов  а!
и  р2  по  ступеням  для  вариантов  1,  2  и  3  оптимального  проектирования  проточной  части  паровой  турби¬
ны  К-800-240  на  номинальном  режиме  с  учетом  изменения  параметров  в  системе  РППВ:
 □  —  вариант  1;  О  —  вариант  2;  А  —  вариант  3

70
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 В  газодинамическом  расчете  переменных
режимов  в  качестве  основы  используется  про¬
верочный  одномерный  расчет  турбины,  бази¬
рующийся  на  результатах,  полученных  на  но¬
минальном  режиме.  Расчет  ведется  от  послед¬
ней  ступени  к  первой.  Коэффициенты  потерь
вычисляются  с  учетом  влияния  чисел  М,  Re  и
углов  входа.  Характеристики  турбины  могут
быть  определены  вплоть  до  режимов  контргаза
и  торможения  и  вполне  удовлетворительно  со¬
ответствуют  экспериментальным  [20,  24].
 В  случае  соплового  парораспределения  от¬
дельно  определяются  расходы  пара  через  каж¬
дую  сопловую  коробку  и  регулирующая  ступень
рассчитывается  с  учетом  проходящих  через  нее
потоков  пара  с  различными  параметрами  и  с
дальнейшим  смешением  их  за  ступенью  [49].
Расчет  ведется  от  последней  ступени  турбины
(цилиндра)  до  камеры  за  регулирующей,  в  кото¬
рой  получают  параметры  смешанного  потока
перед  группой  ступеней  давления.  Используя
сетку  расходов  А.  В.  Щегляева,  из  соотношения
давлений  за  регулирующей  ступенью  и  перед
ней  определяют  расходы  потоков  пара  через
частично  прикрытые  клапаны  (если  они  есть)  и
через  полностью  открытые.  По  известным  рас¬
ходам,  давлению  пара  и  энтальпии  потоков  в
камере  регулирующей  ступени  расчет  продолжа¬
ется  из  камеры  к  регулирующим  клапанам  и  до
начальных  параметров  перед  турбиной.  Если
потоков  два  (через  полностью  открытые  клапа¬
ны,  через  частично  открытые),  то  и  расчетов
два  —  с  различными  параметрами  за  ступенью
(разные  энтальпии  при  одном  конечном  давле¬
нии),  расходами  и  проходными  сечениями.  При
расхождении  полученных  и  заданных  начальных
параметров  более  допустимой  погрешности,
корректируется  энтальпия  за  турбиной  (цилин¬
дром)  и  повторяются  описанные  выше  действия
необходимое  число  раз.  В  итоге,  получаются
раздельные  потери  для  потоков  пара  через  каж¬
дую  сопловую  коробку,  вычисленные  через  про¬
верочный  газодинамический  расчет  регулирую¬
щей  ступени.
 Тепловой  расчет  системы  РППВ  на  сни¬
женных  режимах  работы  энергоблока  основан
на  данных  номинального  расчета.  Из  расчета
номинального  режима  и  заданной  компоновки
известны  конструкции  и  поверхности  тепло¬
обмена  подогревателей,  для  которых  при  за¬
данной  нагрузке  определяются  тепловые  поте¬
ри,  коэффициенты  теплопередачи  и  недогре-
вы.  Затем,  как  и  при  номинальном  режиме,  из
решения  уравнений  теплового  и  материально¬
 го  балансов  определяются  расходы  пара  в  от¬
борах  проточной  части,  и  итерациями  добива¬
ется  необходимая  точность  результатов.
 Характеристики  котла  на  переменных  ре¬
жимах  определяются  приближенно  с  помощью
безразмерной  усредненной  их  характеристики
[38],  составленной  по  материалам  испытаний
ряда  котлов  и  скорректированной  под  кон¬
кретный  вариант.
 Механические  потери  в  турбине  прини¬
маются  постоянными  при  изменении  нагруз¬
ки  от  полной  до  нулевой.  Эти  потери  состоят
из  потерь  в  упорных  и  опорных  подшипни¬
ках,  на  привод  масляных  насосов  и  системы
регулирования  турбины.  Характер  зависимо¬
сти  потерь  в  генераторе  от  нагрузки  опреде¬
ляется  по  результатам  испытаний,  и  с  доста¬
точной  точностью  может  быть  принят  еди¬
ным  для  большинства  генераторов  конденса¬
ционных  установок  [38].  КПД  генератора
имеет  наибольшее  значение  при  максималь¬
ной  нагрузке  и  уменьшается  с  ее  падением:
вначале  относительно  медленно,  а  при  малой
нагрузке  —  быстро.
 В  качестве  целевой  функции  при  опти¬
мизации  принят  осредненный  по  всем  режи¬
мам  абсолютный  КПД  установки
 Лабе  = 	/ 	IV 	(1.4.46)
 q=о  /  д=о
 где  t  —  число  переменных  режимов;  г\  —  абсо¬
лютный  КПД  турбоустановки  на  режиме;  т  —
время  работы  турбины  на  режиме.
 Варьируемыми  переменными  приняты
давления  рх  и  р2  в  потоке  пара  в  межвенцовых
зазорах  проточной  части.  В  качестве  алгорит¬
ма  нелинейной  оптимизации  также  использу¬
ется  гибрид  метода  Гаусса—Зейделя  и  метода
прямого  поиска  с  уменьшающимся  при  пере¬
ходе  от  цикла  к  циклу  шагом  варьирования
переменных.  Изменение  варьируемой  пере¬
менной  происходит  с  диапазоном  в  один  шаг  в
сторону  уменьшения,  а  также  увеличения  зна¬
чения  переменной  при  фиксированных  значе¬
ниях  остальных  переменных.  Диапазон  варьи¬
рования  независимых  переменных  на  первых
глобальных  циклах  оптимизации  имеет  наи¬
большее  значение,  постепенно  уменьшаясь  к
последнему  циклу  в  4  раза  (для  приведенного
примера).  Таким  образом,  каждая  из  перемен¬
ных  в  процессе  оптимизации  совершает  как
бы  затухающие  колебания  из  начального  зна¬
чения  с  уменьшающейся  при  подходе  к  опти¬
мальному  значению  амплитудой.  Выход  из

ПРИМЕРЫ  ОПТИМИЗАЦИИ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ПАРОВЫХ  И  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН 	71
 процесса  компьютерной  оптимизации  проис¬
ходит  при  уменьшении  градиента  целевой
функции  до  заданного  малого  значения.
 Пример  оптимизационных  расчетов  конденса¬
ционной  турбоустановки  типа  К-800-240  на  номи¬
нальном  и  трех  пониженных  режимах.  Относитель¬
ные  расходы  napaG^  =  Gq/G0  =  1;  0,75;  0,5  и  0,31
 соответственно  при  следующих  значениях  относи-
 /  '
 тельного  времени  работы  на  них  iq=iq  Хт?  =
 /  <7=0
 =  0,41;  0,25;  0,17;  0,17.
 Выполнены  два  варианта  расчетов.  В  каче¬
стве  исходного  варианта  1  принят  проектировоч¬
ный  газодинамический  расчет  турбины  с  пара¬
метрами  проточной  части  и  потока  пара,  совпа¬
дающими  с  рассмотренным  примером  [49],  и  тре¬
мя  переменными  режимами  без  оптимизации.
При  расчете  переменных  режимов  использовано
сопловое  парораспределение,  и  давление  за  по¬
следней  ступенью  турбины  принималось  неиз¬
менным.  В  рассматриваемом  примере  уменьше¬
ние  расхода  пара  на  турбину  обеспечивается  по¬
следовательным  закрытием  вначале  четвертого,
третьего  клапана,  а  затем  прикрытием  первых
двух  регулирующих  клапанов  одновременно.  По¬
скольку  изменение  степени  парциальности  при
снижении  расхода  пара  на  турбину  происходит  в
момент  полного  закрытия  регулирующего  клапа¬
на  какой-либо  сопловой  коробки,  степень  парци¬
 альности  регулирующей  ступени  в  процессе  счета
принимает  три  разных  значения.
 В  варианте  2  выполнена  многорежимная
оптимизация  проточной  части  с  учетом  измене¬
ния  расходов  пара  в  отборах  на  регенерацию.  По¬
иск  осуществлен  в  47-мерном  пространстве  неза¬
висимых  переменных.  Проанализировано
3782  варианта  проточных  частей  и  тепловых  схем.
По  сравнению  с  вариантом  1  абсолютный  КПД
турбоустановки  увеличился  на  0,43%,  а  внутрен¬
ний  КПД  турбины  —  на  1,18%.
 Затраты  машинного  времени  при  расчете
варианта  2  составили  около  10  ч  на  персональном
компьютере  с  тактовой  частотой  процессора
1500  МГц.
 Для  оптимизированной  проточной  части  ха¬
рактерно  общее  повышение  уровня  степени  реак¬
тивности  рт  (рис.  1.4.12),  что  улучшает  обтекание
рабочих  лопаток  на  режимах  малых  расходов  пара
и  уменьшает  уровень  необратимых  внутренних
потерь  кинетической  энергии.  Факт  увеличения
уровня  реактивности  турбины  рт  вместе  с  опти¬
мальным  распределением  перепадов  энтальпий  по
ступеням  способствует  большему  приросту  в  ре¬
зультате  оптимизации  как  внутреннего  КПД  тур¬
бины,  так  и  абсолютного  КПД  всей  паротурбин¬
ной  установки  на  сниженных  нагрузках  по  срав¬
нению  с  номинальным  режимом  (рис.  1.4.13).
 Поэтому  результаты  многорежимной  опти¬
мизации  проточной  части  паровой  турбины  с
учетом  изменения  параметров  тепловой  схемы
 Рис.  1.4.12.  Распределение  термодинамической  степени  реактивности  рт  по  ступеням  оптимального  проекти¬
рования  проточной  части  паровой  турбины  К-800-240  для  четырех  режимов  в  двух  вариантах  1  (а)  и  2  (б):
 режимы:  х  —  0;  А  —  1;  0  —  2;  □  —  3

72
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 п
 Рис.  1.4.13.  Изменение  внутреннего  КПД  турби¬
ны  (а)  и  абсолютного  КПД  турбоустановки  (б)
при  сбросе  нагрузки  для  вариантов  1  и  2
 следует  использовать  в  качестве  исходных  данных
для  последующей  многорежимной  оптимизации
проточной  части  турбины  в  двухмерной  поста¬
новке  задачи.
 Многорежимная  оптимизация  турбины  низкого
давления  авиационного  двигателя.  Рассмотрим  не¬
которые  аспекты  этой  проблемы  на  примере  мно¬
горежимной  оптимизации  трехступенчатой  турби¬
ны  низкого  давления  (ТНД)  винтовентилярного
двигателя  с  относительной  высотой  рабочей  ло¬
патки  последней  ступени  d2/l2  =3,3  [21].
 Для  практического  решения  этой  задачи
использованы  математическая  модель,  алго¬
ритм  и  программа,  реализованная  в  среде  Turbo
Pascal  персонального  компьютера.  Основу  ма¬
тематической  модели  составляет  метод  проек¬
тировочного  газодинамического  расчета  много¬
ступенчатой  охлаждаемой  газовой  турбины  в
«твердых»  меридианных  обводах  проточной
части  при  заданных  диаметрах  и  высотах  лопа¬
точных  венцов  с  последующими  поверочными
расчетами  характеристик  турбины  на  перемен¬
ных  режимах.
 Проектировочные  расчеты  на  каждом  шаге
поиска  оптимальной  ТНД  ставились  в  двухмер¬
ной,  а  проверочные  расчеты  на  том  же  шаге  по¬
иска  —  в  одномерной  постановке  задачи.  Проек¬
тировочные  и  проверочные  расчеты  выполня¬
лись  для  до-  и  сверхзвуковых  скоростей  с  учетом
их  радиальных  составляющих.  Считалось,  что
 рабочее  тело  —  реальный  газ,  а  лопаточные  вен¬
цы  могут  иметь  открытое  конвективно-пленоч¬
ное  или  закрытое  охлаждение  или  быть  неохлаж-
даемыми.
 Варьируемыми  независимыми  переменны¬
ми  для  каждой  ступени  приняты  значения  давле¬
ния  газа  р\,  р2  и  угол  5,  а  также  характер  измене¬
ния  угла  otj  потока  вдоль  радиуса.  Целевой  функ¬
цией  является  осредненный  по  всем  режимам
внутренний  КПД  г\т  проточной  части  ТНД:
 Лт  =  Х(Л'Су),  /  2(ту),, 	(1.4.47)
 д=1 	/ 	д=1
 где  t  —  число  режимов,  на  которых  выполнялся
расчет  потока  в  проточной  части;  rj  —  внутрен¬
ний  КПД;  ту  —  условное  время  работы  турбины
на  соответствующем  режиме;  ту  =  xGHq/
т  —  время;  G  —  массовый  расход  газа;  Щ  —  рас¬
полагаемый  перепад  энтальпий  на  турбину  на  со¬
ответствующем  режиме;  G0  и  #00  —  соответствен¬
но  расход  и  перепад  энтальпий  на  базовом  режи¬
ме  (режиме  проектирования).
 Предположим,  что  винтовентиляторный  дви¬
гатель  эксплуатируется  в  основном  на  четырех  ре¬
жимах:  1)  максимальном  (взлетном)  (Nx  =  Nmax);
2)  максимальном  продолжительном  (N2  *  0,9Жтах),
используемом  для  набора  высоты;  3)  крейсерском
(N3  *  0,67Vmax),  предназначенном  для  полета  на
дальность;  4)  малого  газа  (N4  ~  0,05Nmax).  Примем,
что  продолжительность  работы  двигателя  в  полете
на  этих  режимах  следующая:  тх  =  5  мин,  т2  =
=  30  мин,  т3  =  600  мин,  т4  =  30  мин.
 Так  как  полетное  время  т  на  крейсерском  ре¬
жиме  максимальное,  примем  этот  режим  за  базо¬
вый.  Тогда  условные  времена  на  четырех  режимах
составят  соответственно:  т1у  =15  мин,  т2у  =  75  мин,
т3у  =  600  мин,  т2у  =  5  мин.  Результаты  расчетов  при
выборе  крейсерского  режима  в  качестве  базового
представлены  ниже.
 Специфика  ТНД  винтовентиляторного  дви¬
гателя  заключается  в  том,  что  с  целью  упрощения
конструкции  редуктора  частота  вращения  ротора
назначается  небольшой.  Поэтому  при  традицион¬
ном  проектировании  в  режиме  диалога  с  ЭВМ
(вариант  1)  перепады  энтальпий  и  степени  реак¬
тивности  путем  вариации  давлений  рх  и  р2  подби¬
рались  таким  образом,  чтобы,  допустив  отрица¬
тельную  закрутку  потока  за  первой  и  второй  сту¬
пенью,  добиться  за  третьей  ступенью  осевого  вы¬

ПРИМЕРЫ  ОПТИМИЗАЦИИ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ПАРОВЫХ  И  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН 	73
 хода  потока  (а2  =  90°).  За  счет  вариации  давле-
ний  была  обеспечена  также  положительная  тер¬
модинамическая  степень  реактивности  в  корне¬
вых  сечениях  каждой  ступени  ТНД.  Для  сопло¬
вых  и  рабочих  лопаток  первой  ступени  примене¬
но  конвективно-пленочное  воздушное  охлажде¬
ние.  Сопловые  лопатки  всех  ступеней  выполнены
незакрученными,  поэтому  при  дозвуковых  скоро¬
стях  газа  в  ступенях  ТНД  изменение  угла  а!  пото¬
ка  вдоль  радиуса  невелико  и  обусловлено  веерно-
стью.  Полученные  для  первого  варианта  геомет¬
рические  размеры  проточной  части  затем  прини¬
мались  неизменными  для  всех  остальных  вариан¬
тов  ТНД.
 Вариант  2  характеризует  результат  многоре¬
жимной  оптимизации  ТНД  в  режиме  компьютер¬
ного  поиска  оптимума.  Варьировались  давления
рх  и  р2  за  лопаточными  венцами  (кроме  р2  за  по¬
следней  ступенью).  Проанализировано  464  вари¬
анта  ТНД  (каждая  на  базовом  и  переменных  ре¬
жимах).  КПД  г|т  второго  варианта  примерно  на
1,2%  больше  соответствующего  значения  для  ва¬
рианта  1.  Такой  результат  получен  путем  подбора
оптимальных  газодинамических  параметров  ТНД
на  режиме  проектирования,  что  обеспечивает
прирост  КПД  на  всех  режимах  эксплуатации.
 В  варианте  3  с  применением  тангенциального
наклона  направляющих  лопаток  в  компьютерной
оптимизации  варьировались  для  каждой  ступени
давления  рх  и  р2,  угол  5  и  характер  изменения  угла
otj  потока  вдоль  радиуса.  В  этом  случае  по  сравне¬
нию  с  вариантом  2  многорежимный  КПД  ТНД
примерно  на  0,3  %  больше,  что  уже  может  пред¬
ставлять  технический  интерес.  Сравнительно  не¬
большой  выигрыш  в  КПД  ТНД  за  счет  примене¬
ния  тангенциального  наклона  направляющих  лопа¬
ток  объясняется  развитым  во  всех  вариантах  уплот¬
нением  радиальных  зазоров  сопловых  аппаратов  и
бандажных  полок  рабочих  колес.  При  оптимизации
варианта  3  синтезировано  1204  ТНД.  Оптимальные
углы  5  в  корневых  сечениях  каждой  ступени  оказа¬
лись  небольшими:  8,  7  и  9°,  а  характер  изменения
углов  otj  мало  отличался  от  варианта  2.
 Варианты  2  и  3  ТНД  получены  в  результате
многорежимной  оптимизации,  когда  целевая
функция  (КПД  г|т)  определяется  в  заданном
спектре  режимов.  Чтобы  доказать  целесообраз¬
ность  такого  подхода,  рассмотрим  вариант  4  оп¬
тимизации  турбины  только  на  базовом  режиме,
т.е.  без  учета  ее  показателей  на  других  режимах.
Варьировались  те  же  параметры,  что  и  для  вари¬
анта  3.  В  оптимальной  для  базового  режима  про¬
точной  части  ТНД  выполнен  расчет  характери¬
стик  на  заданных  режимах  и  определена  целевая
функция  г|т.  Вариант  4  по  экономичности  хуже
не  только  варианта  3,  но  и  варианта  2.
 Так  как  работа  ТНД  на  крейсерском  режиме
(т3  =  600  мин)  значительно  продолжительнее  ра¬
 боты  на  остальных  трех  режимах,  то,  казалось  бы,
логично  выбрать  этот  режим  за  базовый  и  проек¬
тировать  проточную  часть  именно  для  этого  ре¬
жима.  Однако,  располагая  программным  ком¬
плексом  многорежимной  оптимизации  турбин  и
современным  персональным  компьютером,  целе¬
сообразно  осуществить  поиск  оптимального  ба¬
зового  режима  (режима  проектирования).
 Примем  за  базовый  максимальный  продол¬
жительный  режим  2,  на  котором  самолет  осуществ¬
ляет  набор  высоты.  Тогда  условное  время  на  ука¬
занных  выше  четырех  режимах  составляет:  т1у  =
=  6  мин,  т2у  =  30  мин,  т3у  =  240  мин  и  т4у  =  2  мин.
Результаты  оптимизации  проточной  части  ТНД
представлены  как  вариант  5  выше.  Из  сравнения
этого  варианта  ТНД  с  вариантом  3  следует,  что  его
КПД  г|т  больше  на  0,9%.  Такой  прирост  КПД  г|т
получен  за  счет  увеличения  КПД  ТНД  на  режи¬
мах  1,  2  и  3.  При  синтезе  варианта  5  анализирова¬
лись  604  ТНД  с  варьируемыми  переменными,  та¬
кими  же,  что  и  для  варианта  3.
 Примем  за  базовый  максимальный  режим  1
(вариант  6).  Условные  времена  на  четырех  режи¬
мах  составили  соответственно  т1у  =  5  мин,  т2у  =
=  25  мин,  т3у  =  200  мин  и  т4у  =  1,7  мин.  КПД  г|т
варианта  6  меньше,  чем  варианта  5  за  счет  сни¬
жения  КПД  ТНД  на  режимах  1,  2  и  3.  Вариант  6
уступает  по  экономичности  также  и  3.
 Режим  малого  газа  4  в  качестве  базового  не
рассмотрен.  На  этом  режиме  третья  ступень  ТНД
работает  с  потреблением  мощности.  Попытки
выбрать  оптимальный  базовый  режим  между  ре¬
жимами  2  и  3  также  не  обнаружили  преимуществ
по  сравнению  с  вариантом  5.
 Оптимизация  турбин  с  учетом  окружной
неравномерности  параметров  потока.  Экспери¬
ментальные  исследования  потока  за  рабочими
лопатками,  например  для  турбинных  ступеней
I-А  и  А-2  [29],  свидетельствуют  о  том,  что  за
ступенью  обычно  существует  периодическая
окружная  неравномерность  параметров  потока
(рис.  1.4.14).  Эта  неравномерность  имеет  шаг,
равный  шагу  направляющих  лопаток,  и  поро¬
ждается  их  вязкими  кромочными  следами,  ко¬
торые  способны  проникать  через  вращающую¬
ся  рабочую  решетку.  Проточные  части  ЦВД  и
ЦСД  паровых  турбин  часто  изготовляют  с
одинаковым  числом  направляющих  лопаток
рядом  расположенных  ступеней.  В  этой  связи
возникла  идея  оптимизации  взаимного  окруж¬
ного  расположения  НА  таким  образом,  чтобы
кромочные  следы  от  предыдущего  НА  попада¬
ли  в  каналы  между  лопатками  следующего  по
потоку  НА  [29].
 Для  проверки  этой  идеи  были  поставле¬
ны  специальные  опыты  с  двухступенчатыми

74
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  1.4.14.  Изменение  давления  торможения
pi  и  давления  р2  в  потоке  вдоль  координаты  <р:
 О 	—  ступень  1-А;  А  —  ступень  А-2
 турбинными  отсеками  1  и  А  [7,  29].  На
рис.  1.4.15  приведена  зависимость  относитель¬
ного  КПД  г|  второй  ступени  в  отсеке  1  в  функ¬
ции  угла  (pj  поворота  диафрагмы  первой  сту¬
пени.  Очевидно,  что  в  зависимости  от  взаим¬
ного  окружного  положения  НА  КПД  второй
ступени  может  изменяться  в  пределах
 0,6...0,8%.  В  то  же  время  опыты  с  отсеком  А  не
выявили  оптимума  взаимного  окружного  по¬
ложения  НА  первой  и  второй  ступеней.  В  от¬
секе  А  в  отличие  от  отсека  1  кромочные  следы
наклонены  вдоль  радиуса  за  первой  ступенью
так,  что  при  любом  взаимном  расположении
НА  они  будут  пересекать  входные  кромки  на¬
правляющих  лопаток  второй  ступени  [29].
 Таким  образом,  выбор  оптимального  вза¬
имного  углового  расположения  НА  с  одинако¬
вым  (или  кратным)  числом  лопаток  можно
рассматривать  иногда  в  качестве  средства  по¬
вышения  КПД  проточных  частей  осевых  теп¬
ловых  турбин.  Наиболее  уместно  применять
рекомендации  по  взаимному  угловому  смеще¬
нию  направляющих  лопаток  для  ступеней  ма-
 Рис.  1.4.15.  Изменение  относительного  КПД
второй  ступени  в  двухступенчатом  отсеке  1
 лой  веерности,  например,  для  отсеков  высоко¬
го  давления  мощных  паровых  турбин,  а  также
при  малом  числе  лопаток  с  толстыми  выход¬
ными  кромками.  В  этих  случаях  больше  шан¬
сов  разместить  полностью  кромочный  след  от
направляющих  лопаток  предыдущей  ступени  в
канал  между  направляющими  лопатками  сле¬
дующей  по  ходу  рабочего  тела  ступени  и  полу¬
чить  прирост  ее  КПД.
 Для  определения  местоположения  кро¬
мочного  следа  направляющей  лопатки  в  про¬
точной  части  турбины  следует  выполнить  про¬
верочный  газодинамический  расчет  в  трехмер¬
ной  постановке  задачи.  Ввиду  трудоемкости  и
сложности  такого  расчета,  представляют  инте¬
рес  приближенные  инженерные  методы  опре¬
деления  положения  кромочного  следа  [20].
 Если  течение  в  межвенцовых  зазорах  тур¬
бины  близко  к  цилиндрическому,  то  в  них  ок¬
ружное  смещение  элементарной  массы  в  ок¬
ружном  направлении  предлагается  вычислять
по  формуле:
 A<p  =  5^/(rtga), 	(1.4.48)
 где  5г  —  величина  межвенцового  зазора  на  ра¬
диусе  г  поверхности  тока;  a  —  угол  потока  в
абсолютном  движении  на  радиусе  г.
 При  прохождении  через  вращающееся
РК  принято,  что  элементарные  массы  движут¬
ся  по  коническим  поверхностям  тока.  Тогда
угловой  снос  элементарной  массы  в  области
РК
 Дфрк  =(2B2/r]  )((tgPi  /(tgp,  ctga,  -1)  +
 +  (r2tga2)/(/i(tga5ctgp2  -l)))-1  -
 _  ctg|3y/2), 	(1.4.49)
 где  B2  —  ширина  рабочей  лопатки;  гъг2  —  ра¬
диусы  конической  поверхности  тока  на  входе
в  рабочую  лопатку  и  выходе  из  нее;  аь  (Зь  а2,
р2  —  углы  потока  на  радиусах  гх  и  г2  (см.
рис.  1.4.5);  ру  —  угол  установки  лопатки.
 В  сочетании  с  формулой  (1.4.48)  выраже¬
ние  (1.4.49)  позволяет  найти  положение  кро¬
мочных  следов  направляющей  лопатки  вдоль
радиуса  г  в  любом  сечении  вдоль  оси  z,  распо¬
ложенном  в  межвенцовых  зазорах  турбины.
 На  рис.  1.4.16  представлено  сопоставле¬
ние  расчетных  и  опытных  данных  по  измене¬
нию  окружного  сноса  Аф3  следа  от  выходных
кромок  направляющих  лопаток  до  контроль¬
ного  сечения  за  рабочими  лопатками  на  сред¬
них  диаметрах  ступени  в  зависимости  от  пара¬
метра  и/С0  [20].

ПРИМЕРЫ  ОПТИМИЗАЦИИ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ПАРОВЫХ  И  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН  75
 Рис.  1.4.16.  Изменение  окружного  сноса  следа  Дср3  в  зависимости  от  параметра  и/С0:
 	расчет;  О  —  эксперимент
 Экспериментальные  точки  лежат  на  рас¬
четной  кривой,  что  позволяет  рекомендовать
формулы  (1.4.47)  и  (1.4.48)  для  инженерных
расчетов  по  оптимизации  взаимного  окружно¬
го  расположения  направляющих  аппаратов  ря¬
дом  расположенных  ступеней  с  одинаковым
(или  кратным)  числом  HJI.
 СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ
 1. 	Абианц  В.Х.  Теория  авиационных  газо¬
вых  турбин.  М.,  1979.  245  с.
 2. 	Абрамович  Г.Н.  Прикладная  газовая  ди¬
намика.  М.:  Наука,  1969.  736  с.
 3. 	Арсеньев  Д.Г.,  Берковский  Н.А.,  Ива¬
нов  В.М.  Применение  полустатического  мето¬
да  к  решению  внутренней  задачи  Дирихле  в
трехмерном  пространстве  //  Науч.-техн.  ведо¬
мости  СПбГТУ.  2004.  №  4(38).  С.  8-12.
 4. 	Арсеньев  Д.Г.,  Иванов  В.М.,  Берков¬
ский  Н.А.  Применение  полустатистического
метода  к  задаче  обтекания  плоской  решетки
профилей  //  Тр.  СПбГПУ.  Вычислительная
математика  и  механика.  2006.  С.  1-18.
 5. 	Арсеньев  Д.Г.,  Иванов  В.М.,  Коренев¬
ский  МЛ.  Адаптивное  управление  в  стохасти¬
ческих  методах  вычислительной  математики  и
механики.  СПб.:  Наука,  2006.  416  с.
 6. 	Арсеньев  Д.Г.,  Иванов  В.М.,  Кульчиц¬
кий  О.Ю.  Численное  моделирование  линейных
стохастических  систем  дифференциальных
уравнений.  СПб.:  Наука,  1998.  131  с.
 7. 	Аэродинамические  характеристики  ступе¬
ней  тепловых  турбин  /  Под  общ.  ред.  В.А.  Чер¬
никова.  М.:  Машиностроение,  1980.  263  с.
 8. 	Венедиктов  В.Д.  Газодинамика  охлаж¬
даемых  турбин.  М.:  Машиностроение.  1990.
240  с.
 9. 	Гольцев  В.В.,  Кадетов  А.П.  Общие  экс¬
периментальные  зависимости  для  определения
коэффициентов  профильных  потерь  в  турбин¬
ных  решетках  //  Тр.  ЦИАМа.  1977.  №  786.
С.  1-3.
 10. 	Дейч  М.Е.  Газодинамика  решеток  тур¬
бомашин.  М.:  Энергоиздат,  1996.  528  с.
 11. 	Дейч  М.Е.,  Трояновский  Б.М.  Иссле¬
дование  и  расчет  ступеней  осевых  турбин.  М.:
Машиностроение,  1964.  628  с.
 12. 	Ермаков  В.Г.,  Фаддеев  И.П.  Регенера¬
тивный  подогрев  питательной  воды  в  конден¬
сационных  паротурбинных  установках.  Л.:
ЛПИ.  1966.  49  с.
 13. 	Иванов  В.А.,  Бусурин  В.Н.,  Рассо¬
хин  В.А.  Многоцелевые  автономные  энергети¬
ческие  установки  //  Теплоэнергетика.  1993.
№  3.  С.  65-68.
 14. 	Кириллов  И.И.  Теория  турбомашин.
Л.:  Машиностроение,  1974.  320  с.
 15. 	Кириллов  А.И.,  Галаев  С.А.  Некоторые
результаты  численного  моделирования  турбу¬
лентного  течения  в  решетках  турбомашин  //
Тр.  XV  Школы-семинара  под  руковод.  А.И.  Ле¬
онтьева.  Т.  2.  М.:  Изд-во  МЭИ,  2003.  С.  7-12.
 16. 	Кириллов  И.И.,  Кириллов  А.И.  Теория
турбомашин:  Примеры  и  задачи.  Л.:  Машино¬
строение,  1974.  320  с.
 17. 	Костюк  А.Г.,  Трухний  А.Д.  Сравнение
активных  и  реактивных  цилиндров  высокого
давления  паровых  турбин  //  Теплоэнергетика.
2005.  №  6.  С.  2-13.
 18. 	Лапшин  К  Л.  К  оценке  профильных
потерь  при  проектировании  осевых  тепловых
турбин  //  Изв.  вузов.  Энергетика.  1983.  №  9.
С.  73-79.
 19. 	Лапшин  К  Л.  Оптимизация  проточной
части  многоступенчатой  паровой  турбины  //
Изв.  АН.  Энергетика.  1999.  №  2.  С.  84-86.

76
 Глава  1.4.  ОПТИМИЗАЦИЯ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ОСЕВЫХ  ТУРБИН
 20. 	Лапшин  K.JI.  Оптимизация  проточных
частей  многоступенчатых  турбин.  СПб.:
Изд-во  СПбГПУ,  1992.  167  с.
 21. 	Лапшин  К.Л.  Оптимизация  проточных
частей  паровых  и  газовых  турбин.  СПб.:
Изд-во  СПбГПУ,  2011.  177  с.
 22. 	Лапшин  К.Л.,  Арзуманов  А.М.  Много¬
режимная  оптимизация  проточной  части  паро¬
вой  турбины  с  учетом  изменения  параметров
тепловой  схемы  //  Теплоэнергетика.  2003.
№  12.  С.  42-45.
 23. 	Лапшин  К.Л.,  Арзуманов  А.М.  Оптими¬
зация  проточной  части  паровой  турбины  с  уче¬
том  изменения  параметров  тепловой  схемы  //
Теплоэнергетика.  2002.  №  6.  С.  70—73.
 24. 	Лапшин  К.Л.,  Рисс  В.  К  расчету  осевых
тепловых  турбин  на  переменных  режимах  //
Теплоэнергетика.  1992.  №  5.  С.  64-66.
 25. 	Лойцянский  Л.Г.  Механика  жидкости
и  газа.  М.:  Наука,  1970.  940  с.
 26. 	Лойцянский  Л.Г.,  Лурье  А.И.  Курс  тео¬
ретической  механики.  Т.  2.  М.:  ГИТТЛ,  1957.
595  с.
 27. 	Моделирование  на  персональном  ком¬
пьютере  стационарных  режимов  работы  ПТУ  /
В.М.  Боровков  и  др.  //  Теплоэнергетика.  1991.
№  11.  С.  58-61.
 28. 	Мухтаров  М.Х.,  Кричакин  В.И.  Мето¬
дика  оценки  потерь  в  проточной  части  осевых
турбин  при  расчете  их  характеристик  //  Тепло¬
энергетика.  1969.  №  7.  С.  76—79.
 29. 	О  распределении  кромочных  следов  со¬
пловых  лопаток  в  турбинной  ступени  /
 В.Н.  Садовничий  и  др.  //  Теплоэнергетика.
1970.  №  6.  С.  54-61.
 30. 	Орлик  В.Н.  Уточненная  теория  и  рас¬
чет  лабиринтных  уплотнений  турбомашин  //
Энергомашиностроение.  1977.  №  9.  С.  57—63.
 31. 	Паровые  и  газовые  турбины  /  Под  ред.
 A.Г. 	Костюка,  В.В.  Фролова.  М.:  Энергоатом-
издат,  1985.  351  с.
 32. 	Патанкар  С.  Численные  методы  реше¬
ния  задач  теплообмена  и  динамики  жидкости:
М.:  Энергоатомиздат.  1984.  152  с.
 33. 	Попырин  Л.С.  Математическое  моде¬
лирование  и  оптимизация  теплоэнергетиче¬
ских  установок.  М.:  Энергия,  1978.  416  с.
 34. 	Принципы  создания  проточных  частей
перспективных  турбин  на  основе  профилей
ЛПИ  с  большим  относительным  шагом  /
 B.А. 	Рассохин,  В.Н.  Садовничий,  А.К.  Шема-
гин  и  др.  //  Тезисы  докл.  XLIV  науч.-техн.  сес¬
сии  по  проблемам  газовых  турбин.  М.,  1996.
 C. 	54-60.
 35. 	Разработка  и  оптимизация  паровых
турбин  ГПУ  малой  мощности  на  основе  мало¬
расходных  ступеней  ЛПИ  /  В.Н.  Бусурин,
 B.А. 	Рассохин,  В.Н.  Садовничий  и  др.  //  Тези¬
сы  докл.  XLV  науч.-техн.  сессии  по  проблемам
газовых  турбин.  СПб.,  1997.  С.  67-70.
 36. 	Ривкин  С.А.,  Кременевская  Е.А.  Урав¬
нения  состояния  воды  и  водяного  пара  для  ма¬
шинных  расчетов  процессов  и  оборудования
электростанций//Теплоэнергетика.  1977.  №  3.
 C. 	69-73.
 37. 	Русанов  А.В.,  Ершов  С.В.  Численное
моделирование  пространственной  структуры
трехмерных  вязких  нестационарных  течений  в
лопаточных  аппаратах  /  Авиационно-косми¬
ческая  техника  и  технология.  Харьков,  2005.
 С. 	5-9.
 38. 	Рыжкин  В.Я.  Тепловые  электрические
станции.  М.:  Энергия,  1967.  400  с.
 39. 	Сироткин  Я.А.  Аэродинамический  рас¬
чет  лопаток  осевых  турбин.  М.:  Машинострое¬
ние,  1972.  448  с.
 40. 	Смирнов  Е.М.,  Зайцев  Д.К.  Метод  ко¬
нечных  объемов  в  приложении  к  задачам  газо¬
динамики  и  теплообмена  в  областях  сложной
геометрии  //  Науч.-техн.  ведомости  СПбГПУ.
2004.  С.  70-81.
 41. 	Соколовский  Г.А.,  Гнесин  В.И.  Неста¬
ционарные  трансзвуковые  и  вязкие  течения  в
турбомашинах.  Киев:  Наукова  думка,  1986.
264  с.
 42. 	Стационарные  газотурбинные  установ¬
ки  /  Под  общ.  ред.  Л.В.  Арсеньева.  Л.:  Маши¬
ностроение,  1989.  543  с.
 43. 	Степанов  Г.Ю.  Гидродинамика  реше¬
ток  турбомашин.  М.:  Физматгиз.  1962.  512  с.
 44. 	Тепловые  расчеты  паровых  и  газовых
турбин  с  помощью  ЭВМ  /  Г.В.  Жуковский,
Ю.А.  Марченко,  И.К.  Терентьев.  Л.:  Машино¬
строение,  1983.  255  с.
 45. 	Тепловые  схемы  ТЭС  и  АЭС  /  В.М.  Бо¬
ровков  и  др.  СПб.:  Машиностроение,  1995.  392  с.
 46. 	Топунов  А.М.,  Тихомиров  Б.А.  Управ¬
ление  потоком  в  тепловых  турбинах.  Л.:  Маши¬
ностроение.  1979.  151  с.
 47. 	Химмельблау  Д.  Прикладное  нелиней¬
ное  программирование.  М.:  Машиностроение,
1975.  534  с.
 48. 	Численное  моделирование  пространст¬
венных  характеристик  турбинной  ступени  /
 Н.Н.  Кортиков  и  др.  //  Тр.  XXIV  Российской
школы.  М.:  РАН,  2004.  С.  203-213.
 49. 	Щегляев  А.В.  Паровые  турбины.  М.:
Энергия,  1976.  368  с.

ПРИМЕРЫ  ОПТИМИЗАЦИИ  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЕЙ  ПАРОВЫХ  И  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН 	77
 50. 	ANSYS  CFX.  Introduction  ANSYS  CFX.
Release  11.0.  Canada.  Ontario.  2006.  72  p.
 51. 	CALS  в  авиастроении:  Учебник  для  ву¬
зов  /  Под  ред.  А.Г.  Братухина.  М.:  Изд-во
МАИ,  2002.  676  с.
 52. 	Denton  J.D.  Loss  Mechanismus  in
Turbomachiness  //  ASME  93-GT-435.  P.  1-40.
 53. 	FINE  (version  6.1).  User’s  Manual.
NUMGCA  International.  Brussels:  2003.  P.  20—24.
 54. 	FLUENT  6.1.  User’s  Guide.  Fluent  Inc.:
2001.  196  p.
 55. 	The  PHOENICS  Beginner’s  Guide.
CHAM  Ltd.  London:  1990.  127  p.
 56. 	STAR-CD.  Methodology.  CD-adapco
Group.  2004.  Vol.  3.22.  314  p.
 57. 	Stodola  A.  Die  Dampf  und  Gasturbinen.
Berlin:  Springer-Verlag,  1924.  1109  s.

Раздел  2
 ПАРОТУРБИННЫЕ  УСТАНОВКИ
И  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Глава  2.1
 КРАТКИЙ  ИСТОРИЧЕСКИЙ  ОБЗОР
РАЗВИТИЯ  ПАРОТУРБОСТРОЕНИЯ
 2.1.1. 	ХАРАКТЕРИСТИКА  ОСНОВНЫХ
ЭТАПОВ
 На  всех  ТЭС  и  АЭС  в  качестве  агрегата,
преобразующего  внутреннюю  энергию  рабоче¬
го  тела  в  механическую  работу,  используются
исключительно  паровые  турбины.
 Идея  паровой  турбины  родилась  в  глубо¬
кой  древности.  В  дошедших  до  нас  трудах  Ге-
рона  Александрийского  (120  г.  до  н.э.)  описы¬
вается  «эолипил»  —  фактически  реактивная
паровая  турбина.
 Первая  паросиловая  установка  построена
И.И.  Ползуновым  в  России  в  1765  г.  для  заво¬
дских  нужд.  Джеймс  Уатт  изобрел  (1774—1784  гг.)
паровую  машину  с  циливдром  двойного  дейст¬
вия,  в  которой  применил  центробежный  регуля¬
тор,  передачу  от  штока  циливдра  к  балансиру  с
параллелограммом  и  др.  Фундаментальные  тео¬
ретические  работы  по  турбинному  двигателю  бы¬
ли  развиты  Леонардом  Эйлером  —  изобретателем
универсального  теплового  двигателя.  В  г.  Цюрихе
он  построил  гидротурбину  с  КПД  71%.
 В  80-х  годах  XIX  века  были  достигнуты
большие  успехи  в  создании  электрических  ус¬
тановок,  для  которых  необходимы  были  мощ¬
ные  быстроходные  двигатели.  Целый  ряд  изо¬
бретателей  выдвинули  различные  проекты
преобразования  тепловой  энергии  рабочего
тела  в  механическую  энергию  вращающегося
рабочего  колеса  при  расширении  рабочего  те¬
ла.  Из  них  особенно  выделяются  быстроход¬
ные  одноступенчатые  турбины  шведского  ин¬
женера  Густава  де  Лаваля,  многоступенчатая
реактивная  турбина  английского  инжене¬
ра-изобретателя  Чарльза  Алджернона  Парсон¬
са,  а  также  многоступенчатые  турбины  со  сту¬
пенями  давления  французского  ученого  Ками¬
ля  Эдмона  Огюста  Рато  и  многоступенчатая
турбина  с  относительно  небольшим  числом
ступеней  давления  (1903  г.)  швейцарского  ин¬
 женера  Генриха  Целли.  Сведения  о  турбине
Лаваля  появились  в  технической  литературе  в
1892  г.,  однако  широким  техническим  кругам
она  стала  известна  лишь  с  появлением  на  все¬
мирной  выставке  в  Чикаго  в  1893  г.
 Лаваль  решил  ряд  принципиальных  во¬
просов  конструирования  наиболее  важных
элементов  турбин,  предопределив  тем  самым
последующее  развитие  многих  проблем  турбо¬
строения:  способ  крепления  лопаток  к  диску
ласточкиными  хвостовиками  и,  что  особенно
важно,  применение  в  паровой  турбине  кон¬
денсатора  и  др.  В  1900  г.,  на  Парижской  вы¬
ставке,  демонстрировалась  паровая  турбина
Лаваля  мощностью  350  л.с.,  а  спустя  20  лет
выпускались  уже  быстроходные  турбины  мощ¬
ностью  6000  кВт  и  тихоходные  мощностью  до
20  тыс.  кВт.
 К  началу  90-х  годов  было  найдено  прин¬
ципиально  новое  решение  проблемы  электро¬
передачи:  разработана  система  трехфазного
тока,  созданы  генераторы  для  получения  трех¬
фазного  тока.  Паровая  турбина  стала  незаме¬
нимым  двигателем  для  таких  генераторов.
Появился  электропривод,  который  заменил
трансмиссионный  привод  рабочих  машин  от
относительно  маломощной  громоздкой  тихо¬
ходной  паровой  машины.
 Быстрое  развитие  паротурбинных  элек¬
трических  станций  сопровождалось  ростом
мощности  не  только  таких  станций,  но  и  еди¬
ничных  агрегатов  с  одновременным  повыше¬
нием  экономичности.  К  1941  г.  было  освоено
производство  турбин  мощностью  100  тыс.  кВт.
В  настоящее  время  выпускаются  паровые  тур¬
бины  мощностью  200,  300,  500,  1200  тыс.  кВт
и  более.
 До  революции  в  России  электростанции
работали  в  основном  на  двигателях  Дизеля.
Первая  паровая  турбина  мощностью  200  кВт
была  выпущена  «Петербургским  металличе¬
ским  заводом»  в  1907  г.  по  лицензии  Рато,  для
собственной  электростанции.  До  1913  г.  было
выпущено  26  энергетических  турбин  макси¬
мальной  мощностью  1250  кВт,  общей  мощно¬

ДОСТОИНСТВА  И  НЕДОСТАТКИ  ПАРОТУРБИННЫХ  УСТАНОВОК
 79
 стью  около  9600  кВт.  Начало  работ  по  созда¬
нию  отечественного  турбиностроения  связано  с
выполнением  разработанного  и  утвержденного
в  конце  1920  г.  плана  ГОЭЛРО.  Этим  планом
предусматривалось  строительство  35  электро¬
станций  общей  мощностью  1,75  млн  кВт  за
10-15  лет.  Первая  турбогенераторная  установка
мощностью  2000  кВт  была  введена  в  эксплуата¬
цию  в  1924  г.  на  электростанции  Карабашского
завода.  План  ГОЭЛРО  по  энергетике  был  вы¬
полнен  уже  к  1926  г.  К  1941  г.  установленная
мощность  электростанций  в  нашей  стране  дос¬
тигла  11  млн  кВт,  а  на  одной  из  станций  рабо¬
тала  турбина  отечественного  производства
мощностью  100  тыс.  кВт.
 После  окончания  Великой  Отечествен¬
ной  войны  и  восстановления  народного  хозяй¬
ства  создаются  турбины  150,  200,  300,  500,  800,
1200  тыс.  кВт  и  более.  К  1970  г.  установленная
мощность  электростанций  в  стране  достигла
166  млн  кВт.  К  80-м  годам  XX  века  снизились
темпы  развития  энергетики.
 Новый  этап  развития  отечественного
турбиностроения  характеризуется  стремлени¬
ем  перейти  на  суперсверхкритические  пара¬
метры  пара  (ССКП),  созданием  новых  турбин
для  АЭС  с  современными  реакторами.  Разви¬
тие  отечественной  энергетики  характеризует¬
ся  глубоким  и  затяжным  кризисом.  Наряду  со
снижением  объема  энергопотребления  отме¬
чается  изменение  его  структуры.  Увеличива¬
ется  доля  бытовой  и  снижается  доля  про¬
мышленной  нагрузки.  На  фоне  спада  потреб¬
ления  электрической  энергии  потребление
тепловой  энергии  остается  достаточно  ста¬
бильным.  В  ряде  энергетических  систем  от¬
мечен  рост  тепловых  нагрузок.  В  России  на
долю  регионов  с  суровым  северным  климатом
приходится  около  70%  территории.  Основное
приращение  генерирующих  мощностей  осу¬
ществляется  на  ТЭЦ  с  помощью  теплофика¬
ционных  установок  преимущественно  сред¬
ней  и  малой  мощности.  В  связи  с  сокращени¬
ем  ввода  мощностей  на  тепловых  электро¬
станциях,  особенно  крупных  конденсацион¬
ных  энергоблоков,  интенсивно  увеличивается
доля  действующего  оборудования  ТЭС,  ис¬
черпавшего  расчетный  срок  службы,  а  также
морально  устаревшего.
 К  объективным  факторам,  определяю¬
щим  потенциальную  возможность  быстрого
прогресса  энергетики  России,  относятся
обеспеченность  энергоресурсами  и  высокая
доля  природного  газа  в  структуре  топлива
 ТЭС;  климатические  условия  значительной
части  страны,  благоприятные  для  использо¬
вания  высокоэкономичных  теплофикацион¬
ных  установок;  наличие  научных,  проектных
и  наладочных  организаций,  имеющих  опыт
создания  и  освоения  современных  энергети¬
ческих  установок;  высокая  квалификация
эксплуатационного  персонала  электростан¬
ций;  мощная  энергомашиностроительная  от¬
расль  промышленности;  возможность  ис¬
пользования  высоких  технологий  предпри¬
ятий  военно-промышленного  комплекса;
опыт  прогресса  в  энергетике  ведущих  зару¬
бежных  стран.
 Экономическая  самостоятельность  по¬
зволяет  энергосистемам  решать  вопросы  вы¬
бора  и  приобретения  нового  оборудования,
определять  объекты,  подлежащие  реконструк¬
ции  и  т.п.  Появилась  возможность  приобре¬
тать  за  рубежом  самое  современное  и  эффек¬
тивное  энергетическое  оборудование.
 2.1.2. 	ДОСТОИНСТВА  И  НЕДОСТАТКИ
 ПАРОТУРБИННЫХ  УСТАНОВОК
 Важным  преимуществом  ПТУ  является
возможность  создания  агрегатов  большой  еди¬
ничной  мощности:  основных  типов  мощно¬
стью  100...300  тыс.  кВт,  а  также  единичной
мощностью  500,  800  тыс.  кВт  и  более.  Следует
отметить,  что  максимальная  мощность  совре¬
менных  тепловозных  и  энергетических  дизелей
составляет  2940...3680  кВт,  судовых  22  тыс.  кВт.
ПТУ  с  агрегатами  большой  мощности  имеют
относительно  небольшой  удельный  расход  ме¬
талла.
 Паровые  турбины  —  агрегаты  ротатив-
ные,  в  них  отсутствуют  возвратно-поступа¬
тельно  движущиеся  массы,  как,  например,  в
ДВС,  поэтому  при  установившихся  режимах
работы  инерционные  силы  у  них  не  возника¬
ют.  Этим  объясняется  возможность  создания
турбин  с  большими  частотами  вращения.  Оте¬
чественные  энергетические  паровые  турбины
работают  с  частотой  вращения  ротора
3000  мин-1,  а  турбины  для  привода  насосов  и
специального  назначения  —  с  частотой  враще¬
ния  9000...15  000  мин-1.  Благодаря  высокой
частоте  вращения  паровые  турбины  имеют  от¬
носительно  малые  массогабаритные  показате¬
ли  на  единицу  установленной  мощности.  КПД
ТЭС  большой  мощности  составляет  35...40%.
Использование  на  ТЭС  большой  мощности
различных  видов  топлива  и  меньшие  капи¬

80
 Глава  2.2.  ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ПАРОТУРБИННЫХ  УСТАНОВОК  (ПТУ)
 тальные  затраты  на  строительство,  стоимость
производимой  ими  энергии  при  большом  чис¬
ле  часов  работы  в  году  меньше,  чем  на  других
тепловых  электростанциях.
 Одновременная  выработка  тепловой  и
электрической  энергии  существенно  повышает
эффективность  использования  топлива.  Несо¬
мненным  преимуществом  паровых  турбин  яв¬
ляется  их  большой  моторесурс  (время  работы
от  капитального  до  капитального  ремонта),  ко¬
торый  достигает  100...300  тыс.  ч,  а  срок  службы
30-40  лет.  К  недостаткам  ПТУ  следует  отнести:
большое  время  пуска;  для  мощных  ПТУ
время  пуска  составляет  3...4  ч;
 сложность  и  громоздкость,  несмотря  на
простоту  конструкций  паровой  турбины;
 использование  большого  количества  воды
не  столько  для  осуществления  рабочего  процес¬
са  (рабочего  тела),  сколько  для  конденсации  па¬
ра;  потребность  в  воде  ПТУ  200...300  (кг/Вт  ч),
что  значительно  больше,  чем,  например,  дизель¬
ных  агрегатов  (20...30  (кг/Вт  ч)),  а  при  испари¬
тельном  охлаждении  до  1  (кг/Вт  •  ч);
 низкую  экономичность  турбин  малой
мощности.  Так,  дизель  мощностью  10...  12  кВт
имеет  КПД,  сравнительно  мало  отличающий¬
ся  от  КПД  мощного  дизеля;  а  КПД  ПТУ  мощ¬
ностью  даже  100...200  кВт  очень  низкий;
 плохую  пусковую  характеристику;  паро¬
вую  турбину,  как  правило,  нельзя  пустить  под
нагрузкой.
 Глава  2.2
 ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ПАРОТУРБИННЫХ
УСТАНОВОК  (ПТУ)
 2.2.1. 	СОСТАВ  ПТУ  ТЕПЛОВЫХ  (ТЭС)
 И  АТОМНЫХ  (АЭС)  ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ
 Тепловая  электростанция  (ТЭС)  —  пред¬
приятие,  преобразующее  химическую  энергию
органического  топлива  (уголь,  нефть,  мазут,
торф,  сланцы  и  др.)  в  электрическую,  а  также
тепловую  энергию  пара  либо  горячей  воды.
 Простейшая  ТЭС  (рис.  2.2.1).  Основными
элементами  такой  электростанции  являются
котел,  ПТУ  и  электрические  устройства.
 Котел  1  предназначен  для  выработки  па¬
ра  высоких  параметров,  который  поступает  в
ПТУ.  Расширяясь  в  паровой  турбине  2,  пар
вращает  ее  ротор,  соединенный  с  электрогене¬
ратором  3.  Покидающий  турбину  пар  с  низки¬
ми  параметрами  в  конденсаторе  4  охлаждается
 холодной  водой,  подаваемой  циркуляционным
насосом  5  и  конденсируется.  Источником  хо¬
лодной  воды  может  быть  река,  водохранилище
или  специальное  охладительное  сооружение  —
градирня.  Образовавшийся  конденсат  подает¬
ся  конденсатным  насосом  6  в  регенеративный
подогреватель  7,  где  происходит  повышение
температуры  воды  за  счет  теплоты  пара,  отби¬
раемого  из  турбины.  Это  позволяет  снизить
расход  топлива  и  повысить  экономичность
ТЭС.  Подогретая  вода  поступает  в  деаэратор  9,
в  котором  происходит  удаление  растворенных
в  ней  газов  для  лучшей  работы  котла,  и  затем
питательным  насосом  подготовленная  вода
возвращается  в  котел.  Таким  образом  замыка¬
ется  технологический  цикл  работы  энергоуста¬
новки  замкнутого  цикла  циркуляции.
 Электроэнергия  в  ТЭС  генерируется
электрическими  устройствами  (генератором  и
трансформаторами,  повышающими  напряже¬
ние  электрического  тока  для  уменьшения  по¬
терь  при  его  передаче  потребителю).  Часть  вы¬
работанной  электроэнергии  используется  для
покрытия  собственных  нужд  ТЭС  (например,
для  привода  насосов),  а  основная  ее  часть  пе¬
редается  в  электрическую  систему.
 Снабжение  потребителей  тепловой  энер¬
гией  осуществляется  отбором  пара  из  паровой
турбины.  Промышленный  потребитель  обыч¬
но  использует  пар  непосредственно  из  отборов
турбин.  Для  теплофикации  применяют  сете¬
вые  подогреватели,  в  которых  происходит  на¬
грев  сетевой  (отопительной)  воды  паром  из
отопительного  отбора  паровой  турбины.
 Атомная  электростанция  (АЭС).  Здесь  в  ка¬
честве  паропроизводящей  установки  использу¬
ется  не  котел,  а  ядерный  реактор  1  (рис.  2.2.2).
Как  и  в  ТЭС  теплоносителем  является  вода,
которая  омывает  тепловыделяющие  элементы
реактора.  Теплоноситель  первого  контура,  по-
 Рис.  2.2.1.  Схема  простейшей  ТЭС

СХЕМЫ  И  ЦИКЛЫ  ПТУ
 81
 Рис.  2.2.2.  Упрощенная  схема  двухконтурной
АЭС
 ступающий  в  реактор,  главным  циркуляцион¬
ным  насосом  (ГЦН)  15,  нагревается,  закипает  и
испаряется.  Полученный  пар  направляется  в
парогенератор  2,  в  котором  передает  тепловую
энергию  рабочему  телу  второго  контура,  охлаж¬
дается  и  вновь  поступает  в  ГЦН.  Таким  обра¬
зом  замыкается  первый  контур  АЭС.  Отделе¬
ние  теплоносителя  от  рабочего  тела  ПТУ  путем
создания  двух  циркуляционных  контуров  по¬
зволяет  снизить  радиационную  опасность  обо¬
рудования  АЭС,  улучшить  условия  его  эксплуа¬
тации  и  ремонта.  Рабочее  тело  второго  контура
(вода)  проходит  через  парогенератор  2,  нагре¬
вается,  испаряется  и  поступает  в  турбину.
В  турбине  высокого  давления  (ТВД)  3  пар  со¬
вершает  работу,  при  этом  увлажняется,  что
приводит  к  опасности  эрозионного  износа  ло¬
паток  паровой  турбины.  Влажный  пар  направ¬
ляется  в  сепаратор  4  для  отделения  пара  от  во¬
ды,  а  затем  в  пароперегреватель  5,  где  происхо¬
дит  его  осушка  путем  теплообмена  со  свежим
паром  из  парогенератора.  Осушенный  пар  по¬
ступает  в  паровую  турбину  низкого  давления
(ТНД)  6  и,  совершив  работу,  отводится  в  кон¬
денсатор  8.  Конденсат  проходит  через  подогре¬
ватель  низкого  давления  (ПНД)  11,  нагреваясь
паром  из  отбора  ТНД,  деаэратор  12,  куда  также
поступает  конденсат  из  сепаратора  и  ТВД,  и
подогреватель  высокого  давления  (ПВД)  14,  в
котором  нагревается  паром  из  отбора  ТВД.  Для
обеспечения  непрерывной  циркуляции  рабоче¬
го  тела  используются  конденсатный  9  и  пита¬
тельный  13  насосы,  а  для  охлаждения  конден¬
сатора  8  —  циркуляционный  насос  10.  Паровые
турбины  высокого  и  низкого  давлений  конст¬
руктивно  представляют  собой  единый  агрегат,
который  передает  механическую  энергию  элек¬
трогенератору  7.
 2.2.2. 	СХЕМЫ  И  ЦИКЛЫ  ПТУ
 Идеальные  цикы  в  Ts-  и  /^-диаграммах.
 В  паропроизводящую  установку  (котел  на
ТЭС,  парогенератор  на  двухконтурной  АЭС,
сепаратор  на  одноконтурной  АЭС)  подается
питательная  вода  с  давлением  рпв  и  этальпией
hnB  (см.  рис.  2.2.1).  За  счет  передачи  воде  теп¬
лоты  происходит  ее  нагрев  и  испарение,  и  с
параметрами  р0,  Т0,  h0  пар  поступает  в  турби¬
ну.  Расширяясь,  пар  совершает  работу  /т  и  с
параметрами  рк,  hK,  степенью  сухости  хк  идет  в
конденсатор.  Здесь  в  теплоприемнике  пар  от¬
дает  свою  теплоту  конденсации  д2  охлаждаю¬
щей  воде  и  конденсат  с  энтальпией  <<  Ик
поступает  к  питательному  насосу.  За  счет  за¬
траты  работы  /н  в  насосе  давление  питательной
воды  поднимается  до  значения  рп  в,  с  которым
она  поступает  в  паропроизводящую  установку.
 Наиболее  совершенным  в  термодинами¬
ческом  отношении  является  тепловой  цикл
Карно.  При  использовании  в  качестве  рабоче¬
го  тела  водяного  пара  цикл  Карно  в  75-диа¬
грамме  будет  иметь  вид,  показанный  на
рис.  2.2.3,  а.  При  выбранных  температурах  па¬
ра  перед  турбиной  и  за  ней  такой  цикл  будет
иметь  максимальный  термический  КПД.  Од¬
нако  для  его  реализации  необходим  компрес¬
сор,  сжимающий  и  конденсирующий  изоэн¬
тропийно  пароводяную  смесь  из  состояния  а  в
состояние  Ь.  Технические  трудности  создания
такого  компрессора  столь  велики,  а  его  удель¬
ная  работа  сжатия  /н  столь  значительна,  что  на
практике  цикл  Карно  для  воды  и  водяного  па¬
ра  не  используется,  а  применяется  цикл  Рен-
кина,  исследованный  шотландским  инжене¬
ром  Ренкиным.
 Цикл  Ренкина  для  ПТУ  ТЭС,  использую¬
щих  перегретый  пар,  при  идеальных  паровой
турбине  и  насосе  показан  на  рис.  2.2.3,  б.  Про¬
цесс  расширения  пара  Ок  в  турбине  и  сжатия  в
насосе  аа'  происходят  изоэнтропийно,  без  по¬
терь.  Конечно,  такие  процессы  являются  идеа¬
лизированными,  однако  они  позволяют  опре¬
делить  тот  предел,  который  может  быть  полу¬
чен  при  использовании  цикла  Ренкина.  Про¬
цесс  а'ЬсО  в  цикле  —  изобарийный  подвод  теп¬
лоты  в  котле  (нагрев  а'Ь,  испарение  Ьс  и  пере¬
грев  сО),  а  процесс  ка  —  конденсация  пара.
Цикл  Ренкина  при  использовании  в  турбине
сухого  насыщенного  пара  (рис.  2.2.3,  в),  обыч¬
но  применяемый  на  АЭС,  отличается  от  цикла
Карно  полной  конденсацией  пара  с  последую¬
щим  повышением  давления  в  насосе.  Допол¬
нительный  цикл  aa'bb'  имеет  меньший  терми¬

82
 Глава  2.2.  ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ПАРОТУРБИННЫХ  УСТАНОВОК  (ПТУ)
 Рис.  2.2.3.  Тепловые  циклы  ПТУ  в  ^-диаграммах:
 а  —  Карно;  б  —  для  ГЭС  с  перегревом  пара;  в  —  для  АЭС  с  турбиной  насыщенного  пара
 ческий  КПД,  чем  цикл  Карно  b'bcd,  поэтому
цикл  Ренкина  оказывается  менее  экономич¬
ным.  В  цикле  Ренкина,  показанном  на
рис.  2.2.3,  б,  экономичность  дополнительного
цикла  к'сОк  будет  выше,  чем  в  основном  цикле
Карно,  за  счет  перегрева  пара.  Соответственно,
может  оказаться  выше  и  термический  КПД.
 Термический  КПД  r\t  цикла  Ренкина
(рис.  2.2.4).  Учитывая,  что  обычно  мощность
насоса  составляет  в  ПТУ  всего  несколько  про¬
центов  мощности  турбины,  считаем,  что  точка
а  условно  изображает  состояние  воды  перед
питательным  насосом  и  после  него.
 Количество  подведенной  теплоты  в  цик¬
ле  (см.  рис.  2.2.1)
 Я\  ~  ^0  ~  в»
где  И0  —  энтальпия  пара  за  паропроизводящей
установкой;  hn  в  —  энтальпия  питательной  воды.
 Если  состояние  пара  перед  турбиной  изо¬
бражается  точкой  0  и  процесс  расширения
идет  до  точки  к  с  параметрами  рК  и  то  теп¬
лота  q2,  отводимая  охлаждающей  водой  в  кон¬
денсаторе,
 <32  =  ha-
 где  /?'  —  энтальпия  конденсата.
 Тогда  термический  КПД  цикла  Ренкина
 _(fr  ~  в)  ~  (^к/  ~ 	) 	(2 	2  1)
 —  в
 Поскольку  разность  hnB-  представляет
собой  работу  насоса,  отнесенную  к  1  кг  прока¬
чиваемой  воды,  а  разность  А0  — 	=  Щ  —
 располагаемый  теплоперепад  турбины,  то,
пренебрегая  работой  насоса,  получаем  при¬
ближенное  соотношение  для  определения  тер¬
мического  КПД:
 Рис.  2.2.4.  Цикл  Ренкина  в  Ts-  и  ^-диаграммах

СХЕМЫ  И  ЦИКЛЫ  ПТУ
 83
 л,=
 Hi
 *0  -К
 Но
 Я\
 i±°-.  (2.2.2)
 Из-за  наличия  трения  и  других  потерь  в
проточной  части  турбины  процесс  расшире¬
ния  пара  идет  не  по  изоэнтропе  0к  (рис.  2.2.4),
а  отклоняется  вправо,  заканчиваясь  в  точке  к?
с  энтальпией  /гк,  большей,  чем  /гк/.  Разность
энтальпий
 HJ  =ho-K
 (2.2.3)
 называют  использованным  теплоперепадом  турби¬
ны,  а  отношение
 (2.2.4)
 относительным  внутренним  КПД  турбины.  Он
 характеризует  аэродинамическое  совершенст¬
во  проточной  части  турбины.  Для  современ¬
ных  турбин  г|0/  =  0,86...0,88.  Отношение
 л,  =#;/<?,
 (2.2.5)
 называют  абсолютным  внутренним  КПД  тур-
боустановки,  так  как  он  характеризует  эффек¬
тивность  превращения  теплоты  в  работу  во
всей  турбоустановке.
 Из  соотношений  (2.2.4)  и  (2.2.5)  следует,
 что
 Л/  =  Л/Лог 	(2.2.6)
 Если  через  G  обозначить  расход  пара,  то
Pj  =GHj  —  внутренняя  мощность  турбины,
Р0  =  GHq  —  располагаемая  мощность  турбины,
Q  =  Gqx  —  тепловая  мощность  паропроизводя¬
щей  установки.
 Часть  АРм  внутренней  мощности  тратит¬
ся  на  преодоление  сил  трения  в  подшипниках
турбины  и  генератора,  а  часть  АРЭ  —  на  потери
в  обмотках  электрического  генератора.  В  элек¬
трическую  энергию  преобразуется  только  доля
внутренней  мощности  Рэ  =  Pi  —  АРЫ  —  АРэ.
 Мощность  Ре  =  Pi  —  АРи  называют  мощ¬
ностью  на  муфте  электрического  генератора,  а
отношение  r\M  =  Pe/Pj  —  механическим  КПД
турбоагрегата.
 КПД  электрического  генератора  г|эг  =
=  Рэ  /Ре,  а  относительный  электрический  КПД
турбоагрегата
 Л°э=^-  =  §-^-^-  =  ЛэгЛ„Лт-  (2-2.7)
 г0  “е  Ч  *0
 Абсолютный  электрический  КПД  турбо-
установки
 Чаще  всего  в  качестве  показателя  эконо¬
мичности  турбоустановки  используют  удель¬
ный  расход  теплоты  q3  —  количество  теплоты,
необходимой  для  получения  в  турбоустановке
единицы  работы.  Если  теплоту  и  работу  выра¬
жать  в  одинаковых  единицах,  то
 q3  =  1/Лэ- 	(2.2.9)
 Если  теплоту  представлять  в  килоджо¬
улях,  а  работу  —  в  киловатт-часах,  то
 q3  =  3600/Лэ- 	(2.2.10)
 Часто  в  качестве  показателя  экономично¬
сти  теплофикационных  турбин  используют
удельный  расход  пара
 d3  =  G/P3. 	(2.2.11)
 Реальный  цикл  ПТУ  и  его  показатели.
 КПД  ПТУ
 Лэ  =  Л,Ло/ЛэгЛм- 	(2.2.12)
 Механический  КПД  rjM  и  КПД  электри¬
ческого  генератора  г|эг  достаточно  велики  и
составляют  0,98...0,99.  Поэтому  электрический
КПД  г|э  в  основном  определяется  термиче¬
ским  КПД  цикла  г|/  и  относительным  внутрен¬
ним  КПД  г|0/.  Следует  отметить,  что  увеличе¬
ние  одного  из  них  вообще  не  всегда  приводит
к  росту  экономичности,  так  как  второй  из  них
может  уменьшаться.
 Анализ  влияния  параметров  пара  на  эко¬
номичность  удобно  вести  с  помощью  75-диа-
граммы  и  используя  представление  об  эквива¬
лентном  цикле  Карно.  Если  площадь  цикла
 (2.2.8)
 Рис.  2.2.5.  Сравнение  идеальных  циклов  ПТУ
с  различными  начальными  температурами

84
 Глава  2.2.  ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ПАРОТУРБИННЫХ  УСТАНОВОК  (ПТУ)
 Ренкина  abcOka  заменить  равновеликим  пря¬
моугольником  аа'О'к  (рис.  2.2.5),  являющимся
циклом  Карно  с  температурой  источника  теп¬
лоты  Тэ,  то  обоих  циклов  будет  одинаковым.
Таким  образом,  при  фиксированной  темпера¬
туре  конденсации  ТК  термический  КПД  цикла
Ренкина  будет  тем  выше,  чем  больше  Тэ  экви¬
валентного  цикла  Карно.  Повышение  началь¬
ной  температуры  пара  Т0  цикла  Ренкина  до  Г0'
приводит  к  росту  Г|г,  так  как  температура  Тэ
эквивалентного  цикла  abcpkfa  будет  больше
температуры  Тэ  цикла  abcOka.  Повышение  Т0
приводит  одновременно  к  увеличению  степе¬
ни  сухости  в  конце  процесса  расширения
(х2  >  х{),  а  следовательно,  r\0i  турбины.  Однако
повышение  начальной  температуры  ограниче¬
но  прочностью  применяемых  материалов.
 Повышение  начального  давления  от  р0  до
р'0  при  Т0  =  const  в  общем  случае  приводит  к
росту  г|„  однако  эта  зависимость  оказывается
очень  пологой  и  часто  не  компенсируется
уменьшением  rj0/  из-за  увеличения  влажности
в  конце  процесса  расширения.  При  этом  сни¬
жается  и  надежность  работы  последних  ступе¬
ней  турбины.  Поэтому  для  повышения  эконо¬
мичности  вместе  с  повышением  р0  повышают
и  То.
 Для  повышения  термического  КПД  кон¬
денсационных  турбоустановок  ТЭС  часто  при¬
меняют  промежуточный  перегрев  (промперег-
рев)  пара  (рис.  2.2.6,  а).  В  этом  случае  пар  сна¬
чала  расширяется  по  изоэнтропе  de  до  давле¬
ния  Рпп  (разделительного),  при  котором  еще  не
возникает  влажности,  а  затем  направляется  в
промежуточный  пароперегреватель  котла,  где
температура  пара  повышается  по  изобаре  ef  до
 начальной  (а  иногда  и  большей)  температуры.
Затем  пар  расширяется  по  изоэнтропе  fg  до
давления  в  конденсаторе.
 Очевидно,  что  г|,  дополнительного  цикла
nefgn  больше,  чем  основного  цикла  abcdena  без
промперегрева  пара.  При  этом  уменьшается
влажность  в  последних  ступенях,  что  увеличи¬
вает  г|0/.  В  целом  применение  промперегрева
пара  повышает  экономичность  на  5...6%,  но
усложняет  конструкции  котла  и  турбины  и  их
эксплуатацию.
 На  АЭС  также  используется  промперег-
рев  пара  с  предварительной  сепарацией  влаги
в  сепараторе  (рис.  2.2.6,  б).  Расширение  пара  в
турбине  происходит  до  тех  пор,  пока  влаж¬
ность  не  достигнет  13...  15%  (изоэнтропа  cd).
Затем  пар  направляется  в  сепаратор,  где  при
относительно  малом  уменьшении  давления
происходит  отделение  воды  (процесс  de),  по¬
сле  чего  осуществляется  промежуточный  пере¬
грев  пара  свежим  паром  (процесс  ef)  и  расши¬
рение  до  давления  в  конденсаторе  (про¬
цесс  fk).  Термический  КПД  дополнительного
цикла  defkg  меньше,  чем  основного  abeg.  Та¬
ким  образом,  промперегрев  пара  свежим  па¬
ром  на  АЭС  не  увеличивает  rj/  цикла.  Однако
он  существенно  уменьшает  влажность  в  конце
процесса  расширения,  что  повышает  г|0/  тур¬
бины  и,  главное,  увеличивает  надежность  ее
деталей.
 Во  всех  современных  ПТУ  используется
регенеративный  подогрев  питательной  воды
паром,  отбираемым  из  промежуточных  ступе¬
ней  турбины  (рис.  2.2.7).  Чем  больше  нагре¬
вается  питательная  вода  перед  подачей  в  ко¬
тел,  тем  выше  г|,  цикла.  В  предельном  случае
 Рис.  2.2.6.  Циклы  с  промежуточным  перегревом  пара  ТЭС  (а)  и  с  промежуточными  сепарацией
 и  перегревом  свежим  паром  АЭС  (б)

ПОВЫШЕНИЕ  ЭФФЕКТИВНОСТИ  ПТУ
 85
 Рис.  2.2.1.  ПТУ  с  регенеративным  подогревом
питательной  воды:
 1 	—  конденсатный  насос;  2  —  ПНД;
 3 	—  питательный  насос;  4  —  ПВД
 температура  питательной  воды  может  быть
доведена  до  температуры  насыщения,  соот¬
ветствующей  давлению  отбираемого  пара.
Однако  чрезмерный  нагрев  питательной  воды
не  только  увеличивает  капиталовложения  в
подогреватели,  но  и  ухудшает  использование
теплоты  дымовых  газов  котла:  с  ростом  тем¬
пературы  питательной  воды  повышается  тем¬
пература  уходящих  газов  котла  и  снижается
его  КПД.  Поэтому  температуру  питательной
воды  выбирают  на  основе  технико-экономи¬
ческих  расчетов  с  учетом  всего  оборудования
энергетической  установки.  Для  АЭС  отборы
пара  производятся  из  зон  турбины  с  повы¬
шенной  концентрацией  влаги.  Поэтому  вме¬
сте  с  паром  отбора  происходит  отвод  значи¬
тельного  количества  влаги,  что  повышает
экономичность  и  надежность  работы  деталей
турбины.
 2.2.3. 	ПОВЫШЕНИЕ  ЭФФЕКТИВНОСТИ
ПТУ  НАЧАЛЬНЫМИ  И  КОНЕЧНЫМИ
ПАРАМЕТРАМИ  ЦИКЛА
 Выбор  начальных  и  конечных  параметров.
 Условие  максимума  г|,  соответствует  мини¬
мальному  значению  отношения  q2/H0,  которое
можно  установить,  приравнивая  к  нулю  про¬
изводную  от  q2/H0,  например  по  энтропии:
 Отсюда  вытекает  соотношение  между
располагаемым  теплоперепадом  Щ  и  q2B  точ¬
ке  максимума  термического  КПД:
 Рис.  2.2.8.  Зависимости  1],  от  р0  при  различных
значениях  Т0  (рк  =  0,004  МПа)
 С  ростом  Т0  увеличивается  оптимальное
значение  р0,  соответствующее  максимуму  г|„  т.е.
переход  через  максимум  на  кривых  г\(  =Др0)  на¬
ступает  при  больших  начальных  давлениях
(рис.  2.2.8).
 Экономичность  ПТУ  зависит  не  только
от  г|„  но  и  от  коэффициентов,  оценивающих
потери  в  турбине,  котле,  генераторе,  трубо¬
проводах.  Так,  влияние  начальных  параметров
на  г|0/  неоднозначно:  с  возрастанием  Т0  КПД
г|о/  увеличивается,  а  с  ростом  р0  —  уменьшает¬
ся.  С  увеличением  р0  при  одном  и  том  же  зна¬
чении  Т0  возрастает  конечная  влажность  пара,
повышаются  потери  в  проточной  части  турби¬
ны  и  ухудшаются  условия  работы  лопаточного
аппарата,  особенно  последних  ступеней.  По¬
вышение  влажности,  применительно  к  длин¬
ным  лопаткам  последних  ступеней  и  большим
окружным  скоростям  потока,  вызывает  эрози¬
онный  износ,  снижает  надежность  и  срок
службы  проточной  части  турбины.  Кроме  то¬
го,  с  ростом  р0  (при  заданных  Т0  и  мощности
турбины)  уменьшаются  удельные  объемы  па¬
ра,  что  приводит  к  уменьшению  высоты  сопел
и  рабочих  лопаток  первых  ступеней,  что  также
снижает  r\0i.  С  учетом  влияния  внутренних  по¬
терь  турбины  характер  кривых  КПД  цикла  из¬
меняется  —  обнаруживается  весьма  пологий
максимум  и  можно  проследить  его  смещение  в
область  повышенных  давлений  с  ростом  Т0.
 Отрицательное  влияние  роста  р0  на  КПД
Л  о/  уменьшается  с  увеличением  расхода  пара
через  турбину,  поэтому  переход  к  более  высо¬
кому  начальному  давлению  прежде  всего  целе¬
сообразен  при  одновременном  увеличении
мощности  турбины.  С  повышением  начальных
параметров  (при  N3  =  const)  снижается  расход

86
 Глава  2.2.  ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ПАРОТУРБИННЫХ  УСТАНОВОК  (ПТУ)
 энергии  на  привод  циркуляционных  и  конден-
сатных  насосов,  так  как  снижается  расход  пара
в  конденсатор,  но  пропорционально  р0  возрас¬
тает  мощность  питательных  насосов.
 Выбор  параметров  промежуточного  перегре¬
ва  пара.  На  современных  электростанциях  с  ор¬
ганическим  топливом  при  Т0  =  540...560  °С
широко  применяют  начальное  давление  р0  ~  16
и  24  МПа  без  повышения  предельно  допусти¬
мой  конечной  влажности  пара.  Это  достигается
применением  промперегрева  пара.  Промперег-
рев  повышает  г|,  за  счет  увеличения  срабаты¬
ваемого  в  турбине  теплоперепада  и  совершен¬
ствования  термодинамического  цикла,  а  также
увеличивает  г|0/  части  низкого  давления  (ЧНД)
турбины  благодаря  снижению  конечной  влаж¬
ности  пара,  т.е.  эффективность  промперегрева
для  реального  цикла  выше,  чем  для  идеального.
При  оптимальных  параметрах  промперегрева
КПД  цикла  г|,  увеличивается  на  4...6%  при  од¬
нократном  и  на  6...8%  при  двукратном  перегре¬
ве.  Потери  давления  пара  в  тракте  промперег¬
рева  составляют  8...  10%  давления  начала  пере¬
грева.
 Максимальная  температура  промперегре-
ва  (Т^пшах)  ограничена  термостойкостью  при¬
меняемых  сталей  и  выбирается  обычно  на
уровне  Т0.  Поэтому  оптимизация  параметров
промперегрева  для  ТЭС  обычно  сводится  к
нахождению  давления  начала  промперегрева
рпп.  Из  термодинамических  соотношений  оп¬
тимальная  температура  начала  промперегрева
7"jm  опт  (однозначно  связанная  с  давлением  в
процессе  расширения)
 j' 	_  ^0  —  ^пв  ^пп^^пп  т
 1  пп  опт 	, 	х2->
 (^к  — 	)  ■*"  ^нас
 где  Т2  —  абсолютная  температура  отвода  теп¬
лоты;  Ahnn  —  повышение  энтальпии  пара  при
промперегреве;  а*,  апп  —  доля  расхода  пара
соответственно  в  конденсатор  и  на  промперег-
рев;  /нас  —  работа  сжатия  питательного  насоса.
 Так  как  существует  однозначная  связь
между  Тпп  и  Мпп  (при  заданной  Тпп),  уравне¬
ние  решается  итеративно  (заданием  Тпп  опре¬
деляется  Д/*пп,  рассчитывается  новое  значение
 Т’пп  и  Т.Д.).
 В  общем  случае  оптимальное  значение  рпп
является  функцией  начальных  параметров  цик¬
ла,  расхода  пара  в  конденсатор;  экономичности
проточной  части  турбины,  параметров  работы
питательного  насоса.  Оптимальное  значение  рш
увеличивается  с  ростом  начальных  параметров  и
температуры  питательной  воды  (так  как  снижа¬
 ется  а*  при  развитой  регенерации).  Техни¬
ко-экономически  оптимальное  значение  рш  не¬
сколько  выше,  чем  рпи  опт,  определенное  из  тер¬
модинамических  соотношений,  так  как  при  уве¬
личении  давления  и  сохранении  неизменным
гидравлического  сопротивления  тракта  промпе¬
регрева  (постоянные  скорости  среды)  снижают¬
ся  удельные  объемы  среды  и  появляется  воз¬
можность  уменьшить  диаметры  паропроводов,  а
следовательно,  их  стоимость.  Осуществление
промперегрева  на  реальных  установках  связано
с  увеличением  числа  и  протяженности  паропро¬
водов,  усложнением  конструкции  котла,  появ¬
лением  дополнительных  защит  и  автоматиче¬
ских  устройств.  Это  требует  технико-экономи¬
ческого  обоснования.  В  современных  условиях
это  определяет  целесообразность  применения
температуры  промперегрева  Тпп  =  Т0.  Тогда  оп¬
тимальное  давление  промперегрева,  определен¬
ное  вариантными  расчетами,  р^  ~  (0,15...0,2)/?0.
При  использовании  на  ТЭС  дорогого  топлива
может  быть  применен  двукратный  (двухступен¬
чатый)  промперегрев  пара.  При  этом  нужно
учитывать  нежелательность  перехода  конечной
точки  процесса  расширения  пара  в  турбине  в
область  перегретого  пара,  что  увеличивает  поте¬
ри  в  холодном  источнике.
 Давление  во  второй  ступени  промперегре¬
ва  значительно  ниже  /?0,  и  по  условиям  работы
металла  его  температура  может  быть  выбрана
несколько  выше  Т0.  На  основе  технико-эконо¬
мических  расчетов  рекомендуется  следующее
распределение  давлений:  рпп1  =  (0,25...0,30)/?0;
 Рпп  2  =  (0,08...0,10)Р0.
 При  проведении  технико-экономических
расчетов  по  обоснованию  начальных  парамет¬
ров  пара  и  числа  ступеней  промперегрева  не¬
обходимо  учитывать  возможную  различную
надежность  оборудования  при  различных  па¬
раметрах  пара  и  видах  цикла  и,  следовательно,
различный  аварийный  резерв,  необходимый
для  обеспечения  заданной  выработки  энергии.
С  повышением  начальных  параметров  рабочей
среды  можно  ожидать  снижения  надежности
оборудования,  которая  частично  компенсиру¬
ется  за  счет  совершенствования  технологии  и
возможности  применения  улучшенных  мате¬
риалов  для  изготовления  нового  оборудова¬
ния.  С  повышением  давления  и  плотности  па¬
ра  в  пределах  заданных  размеров  турбина  мо¬
жет  развить  большую  мощность.  Следователь¬
но,  повышение  р0  способствует  укрупнению
агрегатов  и  энергоблоков.  Этому  же  способст¬
вует  и  применение  промперегрева  пара,  при

ПОВЫШЕНИЕ  ЭФФЕКТИВНОСТИ  ПТУ
 87
 котором  уменьшается  его  удельный  расход  на
турбину.
 При  оптимизации  начальных  параметров
необходим  учет  изменения  стоимости  котла,
турбины,  паропроводов,  системы  регенерации,
конденсатора,  системы  технического  водоснаб¬
жения.  Особенно  сильно  рост  давления  и  тем¬
пературы  влияет  на  стоимость  котла  и  главных
паропроводов.  На  отечественных  электростан¬
циях  на  органическом  топливе  серийные  кон¬
денсационные  блоки  мощностью  150...200  МВт
работают  при  р0  =  12,7  МПа  по  циклу  с  одним
промперегревом,  а  блоки  мощностью  300,  500  и
800  МВт  —  при  р0  =  23,5  МПа.  Температура
первичного  и  вторичного  перегревов  во  всех
случаях  Tjm  =  540...560  °С.  Переход  от  парамет¬
ров  8,8  МПа,  535  °С  к  параметрам  12,7  МПа,
540/540  °С  приводит  к  экономии  12...  14%  теп¬
лоты,  а  от  давления  12,7  МПа  к  23,5  МПа  (при
тех  же  начальных  температурах)  —  к  дополни¬
тельной  экономии  еще  на  4...5%.
 Цикл  с  промперегревом  пара  на  ТЭЦ
имеет  свои  особенности.  В  отборе,  из  которо¬
го  пар  подается  тепловому  потребителю,  дав¬
ление  рот6  всегда  выше  давления  в  конденсато¬
ре  турбины.  Поэтому  для  потоков,  поступаю¬
щих  в  теплофикационный  или  промышлен¬
ный  отбор,  оптимальные  значения  рпп  окажут¬
ся  также  более  высокими,  чем  для  конденса¬
ционного  потока  при  нормальном  вакууме.
Таким  образом,  у  ПТУ  с  регулируемыми  отбо¬
рами  при  одних  и  тех  же  начальных  парамет¬
рах  рпп  опт  будет  выше,  чем  на  установках  КЭС.
Однако  эффективность  промперегрева  на  ус¬
тановках  ТЭЦ  ниже.  Объясняется  это  тем,  что
используемый  в  турбине  перепад  энтальпий
для  потоков,  направляемых  тепловому  потре¬
бителю,  значительно  ниже,  чем  для  конденса¬
ционного  потока,  а  энтальпия  пара,  идущего  в
отбор  при  применении  промперегрева,  возрас¬
тает.  Последнее  приводит  к  уменьшению  рас¬
хода  пара  в  отборе  Dn  и,  следовательно,  к  уве¬
личению  потерь  теплоты  в  конденсаторе.  Кро¬
ме  того,  эффект  от  уменьшения  влажности  в
ЧНД  турбины  в  циклах  с  промперегревом  так¬
же  меньше,  так  как  расход  пара  по  конденса¬
ционному  потоку  DK  резко  снижается,  пар  по¬
тока,  направляемого  тепловому  потребителю  в
промышленных  отборах,  является  перегретым,
а  в  теплофикационных  отборах  влажность  все¬
гда  заметно  ниже,  чем  в  ЧНД  установок  кон¬
денсационного  типа.  В  связи  с  этим  промпе-
регрев  на  ТЭЦ  применяется  только  на  уста¬
новках  с  закритическими  начальными  пара¬
 метрами,  которые  принимаются  такими  же,
как  в  конденсационных  установках.  Проект¬
ная  мощность  теплофикационных  блоков  со¬
ставляет  250  МВт.
 В  общем  случае  целесообразность  приме¬
нения  промперегрева  на  ТЭЦ  определяется  при
сопоставлении  затрат  на  топливо  с  затратами
на  организацию  промперегрева.  Так,  например,
при  р0  =  12,7  или  23,5  МПа  промперегрев  целе¬
сообразен  только  на  отопительных  ТЭЦ  (без
промышленных  отборов)  с  р^  <0,7  МПа.  На
таких  ТЭЦ  оптимальное  давление  промперег-
Рева  рш  ош.  =  5,5...6  МПа.
 Особенности  выбора  начальных  парамет¬
ров  пара  и  систем  промежуточной  сепарации  и
перегрева  пара  (ПСПП)  для  ПТУ  АЭС.  Выбор
оптимальных  начальных  параметров  термоди¬
намического  цикла  для  АЭС  существенно  от¬
личается  от  определения  параметров  для  элек¬
тростанций  на  органическом  топливе.  На  АЭС
в  основном  используется  цикл  насыщенного
пара,  а  схема  установки  и  значения  начальных
параметров,  на  которые  целесообразно  ее  про¬
ектировать,  зависят  от  типа  выбранного  реак¬
тора.  При  одноконтурной  схеме  применяют
корпусные  и  канальные  реакторы  кипящего
типа,  при  двухконтурной  наибольшее  распро¬
странение  получили  реакторы  с  водой  под
давлением.
 В  двухконтурных  схемах  с  турбинами  на¬
сыщенного  пара  температура  теплоносителя
не  должна  достигать  температуры  насыщения,
так  как  для  нормальной  циркуляции  необхо¬
димо,  чтобы  паровая  фаза  в  потоке  за  реакто¬
ром  отсутствовала.  Поэтому  даже  в  условиях,
когда  в  первом  контуре  поддерживается  срав¬
нительно  высокое  давление  (до  16,5  МПа),
температура  воды  на  выходе  из  реактора  не
превышает  330  °С.  При  таких  температурах  те¬
плоносителя  в  парогенераторах  можно  генери¬
ровать  насыщенный  пар  давлением  до  7  МПа
или  перегретый  пар  с  небольшим  перегревом
(до  50...60  °С),  но  при  более  низком  давлении.
Таким  образом,  на  двухконтурных  АЭС  с  во¬
дяным  теплоносителем,  когда  для  образования
пара  используется  теплота,  отнимаемая  от  теп¬
лоносителя,  схемы  с  турбинами  насыщенного
пара  оказываются  не  только  более  простыми,
но  и  более  экономичными.
 При  работе  на  насыщенном  паре  пре¬
дельно  допустимая  влажность  на  выходе  из
турбины  достигается  уже  при  начальном  дав¬
лении  р0  =  0,3...0,4  МПа,  поэтому  возникает
необходимость  в  применении  систем  осушки

88
 Глава  2.2.  ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ПАРОТУРБИННЫХ  УСТАНОВОК  (ПТУ)
 Рис.  2.2.9.  Повышение  экономичности  турбоаг¬
регата  Aq  на  насыщенном  паре  в  зависимости
от  давления  рпп  в  сепараторе  (СПП)
 пара.  Применение  ПСПП  увеличивает  тепло¬
вую  экономичность  АЭС  за  счет  повышения
%.  При  этом  существенное  значение  имеет
схема  осуществления  ПСПП.  При  использова¬
нии  только  сепарации  (кривая  7,  рис.  2.2.9)
оптимальное  рпп  можно  выбирать  в  широком
диапазоне  (3...20%)/?0.  При  однократной  сепа¬
рации  и  одноступенчатом  перегреве  пара  (кри¬
вая  2)  оптимальное  разделительное  давление
находится  в  пределах  (8...22%)р0.  Такое  же  его
значение  при  одноступенчатой  сепарации  и
двухступенчатом  перегреве  пара  (кривая  3).
 Для  ряда  турбин  АЭС  (К-220-44/3000,
К-500-65/3000)  разделительное  давление  при¬
нято  меньше  оптимальных  значений.  Это  свя¬
зано  с  тем,  что  для  ускорения  проектирования
и  выпуска  турбин  для  АЭС  применялись  от¬
дельные  корпусы  турбин,  хорошо  зарекомен¬
довавшие  себя  в  эксплуатации  на  ТЭС,  рабо¬
тающих  на  органическом  топливе.  Так,  для
ЦНД  турбины  К-220-44/3000  использованы
конструкции  турбин  К-300-240/3000  и
К-500-240/3000  для  ТЭС.
 Выигрыш  в  тепловой  экономичности  оп¬
ределяется  также  конечной  температурой  пе¬
регрева  пара  Тпп.  Чем  больше  Тпи,  тем  выше
тепловая  экономичность.  Но  рост  Тпп  приво¬
дит  к  уменьшению  АТпп  =  Т0  -  Тпп,  что  обу¬
словливает  увеличение  поверхности  теплооб¬
мена  промперегревателя  и  удорожание  уста¬
новки.  Минимальное  значение  Тпп  выбира¬
ют  на  основе  технико-экономических  расче¬
тов,  оптимальные  его  значения  18...25  °С.  Для
турбин  К-220-44/3000  AT^mm  =  13,9  °С,  для
К-500-65/3000  А  Тпппип  = 	15,4 	°С, 	для
 К-750-65/3000  АГпп  ^  =  17,4  °С.  Для  всех  ти¬
хоходных  турбин  АТПП  пцн  =  24,3  °С.  Промпа-
роперегреватели  являются  теплообменниками
паро-парового  типа,  у  которых  коэффициент
теплопередачи  мал,  так  как  с  обеих  сторон  по¬
 верхность  омывается  паром.  Поэтому  А  7^  min
существенным  образом  влияет  на  площадь  по¬
верхности  теплообмена.  Чем  меньше  АГПП
тем  она  больше.  При  этом  увеличивается  объ¬
ем  пароперегревателя,  что  нежелательно,  так
как  необходимо  применять  дополнительные
меры  по  защите  турбины  от  разгона  при  от¬
ключении  стопорного  клапана.  Так,  если  рас¬
ход  пара  в  ЦВД  прекращается,  то  пар  из  объ¬
ема  сепаратора  и  промперегревателя  через
ЦНД  может  раскручивать  турбину  до  предель¬
но  опасных  частот  вращения.  По  этой  причи¬
не  для  уменьшения  объема  сепаратора  и  пром¬
перегревателя  их  выполняют  в  едином  элемен¬
те  и  называют  сепаратором-промперегревате-
лем  (СПП).  Для  защиты  турбины  от  разгона
после  СПП  устанавливают  отсечной  клапан
для  сброса  пара  помимо  ЦНД  в  конденсатор
или  в  атмосферу  на  двухконтурных  АЭС  и  в
конденсатор  или  в  баки-барботеры  для  одно¬
контурных  АЭС.  В  табл.  2.2.1  приведены  ос¬
новные  характеристики  СПП.
 Выбор  конечных  параметров  теплосиловых
циклов.  Давление  в  конденсаторе  рк,  противо¬
давление  или  давление  в  регулируемом  отборе
на  теплофикацию  в  большой  степени  влияют
на  эффективность  цикла  и  экономичность  тур¬
бин.  В  общем  случае  рк  зависит  от  температуры
Тв  и  расхода  GB  охлаждающей  воды,  условий  те¬
плообмена  и  температурного  напора  в  конден¬
саторе,  конструктивных  характеристик  и  со¬
стояния  поверхности  конденсатора,  эффектив¬
ности  отсоса  воздуха  и  др.  Так  как  рк  однознач¬
но  зависит  от  температуры  насыщения  конден¬
сирующего  пара  /н,  то  применительно  к  /Q-диа¬
грамме  конденсатора  (рис.  2.2.10)
 tH  =  fb\  +  AtB  +  &  =  *в2  +  5/,
где  /в1  и  /в2  —  температуры  охлаждающей  воды
соответственно  на  входе  в  конденсатор  и  вы-
 Рис.  2.2.10.  tQ-диаграмма  для  конденсатора
турбины

ПОВЫШЕНИЕ  ЭФФЕКТИВНОСТИ  ПТУ
 89
 2.2.1.  Основные  характеристики  сепараторов-пароперегревателей
 Показатели
 СПП-220-1М
 СПП-1000
 СПП-500-1
 СПП-750
 Количество  на  одну  турбину
 2
 4
 4
 4
 Нагреваемая  вода:
 Влажность  перед  сепаратором,  %
 13
 11,6
 15,4
 13
 Давление  на  входе,  МПа
 0,3
 1,13
 0,33
 0,47
 Температура  на  выходе,  °С
 241
 250
 263
 263
 Расход  на  входе,  кг/с
 135,6
 327,8
 141,1
 181,4
 Греющий  пар:
 Давление  на  входе,  МПа
 1,77
 4,23
 2,7
 5,71
 1,92
 6,27
 6,2
 Температура  на  входе,  °С
 206,2
 253,5
 228,1
 272,3
 210
 278,4
 278
 Расход,  кг/с
 8,92
 7,44
 10,47
 18,03
 8,75
 11,7
 31,1
 Число  сепарационных  блоков
 16
 20
 20
 25
 Число  сепараторов  в  блоке
 5
 6
 3
 5
 Число  труб  пароперегревателя
 3478
 3440
 2960
 3959
 14  876
17  780
 8420
 Число  модулей  (кассет)
 94
 93
 96
 107
 60
 70
 Один  пучок
 Наружный  диаметр  корпуса,  м
 3,48
 3,49
 4,17
 4,0
 Высота  корпуса,  м
 13,98
 13,35
 9,05
 13,5
 Масса  сухого  аппарата,  т
 109
 128
 119
 165
 Примечание.В  числителе  даны  значения  для  первой  ступени,  а  в  знаменателе  —  для  второй.
 ходе  из  него;  5/  —  температурный  напор  (не-
догрев  охлаждающей  воды  до  /н).
 Нагрев  охлаждающей  воды  в  конденсаторе
 д?  _  GK(iK  -<к)_  /к  -  /'к
 Оъср 	тс  р
 где  GK  —  расход  пара  в  конденсатор;  ср  —  теп¬
лоемкость  воды;  т  =  GB  /GK  —  кратность  охлаж¬
дения;  т  =  80...  120  для  одноходовых  конденса¬
торов;  т  =  60...70  для  двухходовых;  т  =  40...50
для  трех-  и  четырехходовых.
 В  конденсаторах  поверхностного  типа
температурный  напор  может  быть  определен
по  приближенной  формуле  Щегляева
 51  = 	 	(</„  +  7,5)  =  6...8  °С,
 31,5+  Г.,
 где  А  —  коэффициент,  характеризующий  чис¬
тоту  поверхности  охлаждения  и  воздушную
плотность  конденсатора;  А  =  5...7;  dK  =  GK/FK;
GK  —  в  кг/(м2  ч);  FK  —  площадь  поверхности
охлаждения  конденсатора,  м2.
 При  росте  рк  r\t  цикла  существенно  сни¬
жается  за  счет  уменьшения  располагаемого  те-
плоперепада.  Например,  при  начальных  пара¬
метрах  8,8  МПа,  535  °С  его  повышение  от
 0,004  до  0,005  МПа  снижает  г|,  примерно  на
2%.  При  100%-ной  электрической  нагрузке  и
постоянной  мощности  турбины  изменение  ва¬

90
 Глава  2.2.  ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ПАРОТУРБИННЫХ  УСТАНОВОК  (ПТУ)
 Рис.  2.2.11.  Сетка  кривых  поправок  на  вакуум  в  конденсаторе  после  турбин:
 а  -  К-160-130;  б  -  К-200-130;  в  -  К-300-240  ЛМЗ
 куума  на  1%  приводит  к  изменению  расхода
пара  примерно  на  1,2...  1,4%,  аналогичное
влияние  оказывает  изменение  tB  на  5  °С.  Для
практических  оценок  (в  зависимости  от  типа
турбины)  можно  считать,  что  на  номинальной
мощности  при  изменении  рк  на  0,001  МПа
электрическая  мощность  турбины  изменяется
на  0,6...1%.  Влияние  вакуума  на  тепловую  эко¬
номичность  многофакторно.  При  изменении
рк  изменяются  не  только  г|„  но  и  г|0/  последних
ступеней  турбины,  потери  с  выходной  скоро¬
стью,  конечная  влажность  пара,  нагрузка  пер¬
вого  по  ходу  конденсата  ПНД.  Учет  влияния
конечного  давления  производится  с  помощью
кривых  поправок  на  вакуум,  которые  показы¬
вают  приращение  мощности  турбины  АN  по
сравнению  с  некоторой  исходной  в  зависимо¬
сти  от  рк  (рис.  2.2.11).  Зависимости  строят
опытным  или  расчетным  путем.
 Достаточно  строго  удельное  изменение
мощности  турбины  определяется  величиной
pK/GK.  Зависимость  AN/GK  =f(pK/GK)  называют
универсальной  кривой  поправок  на  вакуум.
Универсальность  ее  заключается  в  том,  что  из¬
менение  мощности  может  быть  представлено
только  одной  кривой,  пригодной  для  всех  ре¬
жимов  работы  данной  турбины.
 На  рис.  2.2.12  показана  универсальная
кривая  поправок  на  вакуум  турбины
К-300-240.  Она  имеет  три  характерных  участ¬
ка:  1)  АВ  —  докритические  режимы  истечения
пара  в  последней  ступени;  2)  ВС  —  сверхкри-
тические  режимы,  на  которых  прирост  мощ¬
 ности  замедляется;  расширение  пара  в  косом
срезе  сопел  и  рабочих  лопаток  связано  с  от¬
клонением  потока  и  уменьшением  окружной
составляющей  скорости,  определяющей  мощ¬
ность  ступени;  в  точке  С  исчерпывается  рас¬
ширительная  способность  косого  среза  и  пре¬
кращается  прирост  мощности  в  турбине;  3)  от
точки  С  (штриховая  линия)  мощность  турбины
снижается  за  счет  уменьшения  температуры
конденсата  и  увеличения  расхода  греющего
пара  на  первый  ПНД.  При  эксплуатации  пре¬
дельный  вакуум  не  достигается,  так  как  быст¬
рее  устанавливается  экономический  вакуум,
при  котором  полезная  мощность  турбоуста¬
новки  (за  вычетом  затрат  мощности  на  привод
циркуляционных  насосов)  при  данном  расходе
 Рис.  2.2.12.  Универсальная  кривая  поправок
на  вакуум  для  турбины  К-300-240

ПОВЫШЕНИЕ  ЭФФЕКТИВНОСТИ  ПТУ
 91
 пара  в  конденсатор,  достигает  максимального
значения,  т.е.  прирост  мощности  прекращает¬
ся  раньше  достижения  точки  С.
 Вода  в  системе  технического  водоснабже¬
ния  используется  на  охлаждение  масла  турбо¬
генераторов,  воздуха  или  водорода  в  электро¬
генераторах,  на  охлаждение  подшипников
вспомогательного  оборудования,  для  удаления
золы  и  шлака,  восполнения  потерь  и  др.  В  за¬
висимости  от  типа  энергоблока  и  мощности
турбины  на  эти  нужды  затрачивается  10...30%
расхода  воды  в  конденсатор.
 По  условию  обеспечения  экономическо¬
го  вакуума  в  зимний  период  кратность  охлаж¬
дения  т  уменьшается.  Среднегодовая  темпера¬
тура  охлаждающей  воды  зависит  от  региона  и
системы  водоснабжения  и  составляет  для  пря¬
моточной  системы  6...12  °С,  для  оборотной  с
прудами  охладителями  —  8...16  °С,  а  с  градир¬
нями  —  14...20  °С.
 Стоимостные  показатели  прудовых  сис¬
тем  изменяются  в  зависимости  от  местных  ус¬
ловий.  Расход  материалов  и  объем  строитель¬
ных  работ  для  сооружения  башенных  испари¬
тельных  градирен  мало  зависит  от  условий  со¬
оружения  ТЭС.
 Капитальные  вложения  в  систему  техни¬
ческого  водоснабжения  в  общем  случае
можно  разделить  на  две  составляющие:
 1) 	затраты  К0,  практически  не  зависящие
от  изменения  в  некотором  диапазоне  расчет¬
ного  расхода  охлаждающей  воды  и  определяе¬
мые  в  основном  мощностью  электрической
станции  (сооружение  плотины,  пруда-охлади¬
теля,  градирен,  циркуляционные  насосы  и
электрооборудование);
 2) 	затраты  Кв,  зависящие  от  расчетного
расхода  охлаждающей  воды  и  включающие
стоимость  подводящих  и  отводящих  каналов,
напорных  водоводов  пристанционного  узла
и  др.
 Затраты  Къ  можно  считать  приблизитель¬
но  пропорциональными  расходу  воды  в  степе¬
ни  0,6.  Тогда
 КТВ  =  К0  +  aGl'\
 где  а  —  некоторый  постоянный  коэффициент.
 Удельная  стоимость  дополнительного
расхода  охлаждающей  воды
 Доля  затрат,  зависящих  от  расхода  охлаж¬
дающей  воды,  составляет  примерно  40%  для
 прудовых  и  около  80%  для  прямоточных  сис¬
тем  технического  водоснабжения.  Затраты,
связанные  с  работой  циркуляционных  насо¬
сов,  определяются  их  мощностью:
 N
 Q  _  1У  нас  т  Q
'-'нас  — 	^нас'-'э’
 Лдв
 где  Тяас  —  число  часов  использования  в  году
мощности  NHac  циркуляционных  насосов;
Лда  —  КПД  привода  (электродвигателей)  цир¬
куляционных  насосов;  Зэ  —  удельные  замы¬
кающие  затраты  на  электроэнергию  по  объе¬
диненной  энергосистеме,  взятые  с  учетом  Тшс.
 Мощность,  потребляемая  циркуляцион¬
ными  насосами,
 м  _  GBH  _  GB(ApK  +  Арвн)
 1  у  нас 	’
 Л  нас 	ЛнасР
 где  Н  —  напор  насоса;  rjHac  —  КПД  насоса;
р  —  плотность  воды;  Дрк,  Дрвн  —  гидравличе¬
ское  сопротивление  соответственно  конденса¬
тора  и  внешней  циркуляционной  системы.
 При  номинальном  расходе  охлаждающей
воды  Дрк  =  27...40  кПа.
 Выбор  давления  в  конденсаторе  и  опти¬
мизация  его  характеристик  —  технико-эконо-
мическая  задача,  для  решения  которой  требу¬
ется  совместное  рассмотрение  и  учет  большо¬
го  числа  влияющих  факторов  таких,  как  стои¬
мость  топлива,  температура  охлаждающей  во¬
ды,  стоимостные  показатели  конденсатора,
системы  техводоснабжения,  режим  работы
турбоагрегата,  изменение  г|,  и  г|0/  от  рк.  Слож¬
ность  заключается  в  том,  что  основные  харак¬
теристики  конденсатора  и  ЦНД  турбины
взаимосвязаны  и  требуют  комплексной  опти¬
мизации.  Оптимизация  параметров  НПЧ  тур¬
бин  обычно  производится  на  основе  вариант¬
ных  расчетов  с  помощью  ЭВМ.  Важнейшие
параметры  НПЧ  —  расчетное  давление  в  кон¬
денсаторе  /?к,  площадь  охлаждающей  поверх¬
ности  конденсатора  FK,  скорость  охлаждаю¬
щей  воды  wB.  Для  заданного  типа  энергоблока
давление  рк  определяет  г|„  rj0/  и  стоимость
системы  технического  водоснабжения,  FK
(или  dK)  влияет  на  экономичность  через  тем¬
пературный  напор  в  конденсаторе  и  опреде¬
ляет  стоимость  конденсатора,  от  wB  зависят
затраты  на  прокачку,  стоимость  циркуляци¬
онных  водоводов,  коэффициент  теплопереда¬
чи  в  конденсаторе.
 Примерный  алгоритм  расчета  характери¬
стик  НПЧ  сводится  к  следующим  процедурам:

92
 Глава  2.2.  ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ПАРОТУРБИННЫХ  УСТАНОВОК  (ПТУ)
 определяется  оптимальная  скорость  wB,  в
общем  случае  возрастающая  при  росте  стои¬
мости  единицы  поверхности  конденсатора  и
снижающаяся  при  увеличении  стоимости  топ¬
лива,  числе  часов  использования  установлен¬
ной  мощности  и  удельной  стоимости  мощно¬
сти  привода  циркуляционных  насосов;
 при  wB  опт  оценивается  коэффициент  теп¬
лопередачи  к  в  зависимости  от  /в1,  паровой  на¬
грузки  и  характеристик  конденсатора;
 определяется  оптимальная  температурная
разность  между  температурой  конденсации
пара  и  температурой  охлаждающей  воды,  от¬
куда  по  tK  опт  однозначно  определяется  рК  опт;
 определяются  оптимальные  значения
кратности  охлаждения
 площадь  поверхности  теплообмена  в  кон¬
денсаторе
 77 	= 	^к(*к 	~~ 	*к 	).
 1  К  ОПТ 	>
 ^‘ср^опт
 паровая  нагрузка  конденсатора
 dк  ОПТ  —  Ск  /FK  ОПТ-
 где  Д/ср  —  среднелогарифмическая  разность
температур  между  паром  и  водой.
 Изменение  коэффициента  теплопередачи
в  практических  расчетах
 А:ОПТ=(2,2...3,1)103  Вт/(м2  •  °С).
 В  общем  случае  рк  опт  возрастает  при  росте
/в1,  уменьшении  числа  часов  использования  ус¬
тановленной  мощности,  удешевлении  топлива
и  удорожании  теплообменных  поверхностей
конденсатора.  При  определении  рк  опт  для  ТЭЦ
определяющей  становится  длительность  работы
теплофикационных  турбин  со  значительной
конденсационной  выработкой  электроэнергии,
т.е.  в  летний  период.  В  этот  же  период  повы¬
шается  tBl  (по  сравнению  со  среднегодовой).
Это  обусловливает  более  высокие  значения
Рк  опт’  чем  Для  КЭС.  Например,  для  турбины
Т-250/3000-240  оптимальные  параметры  НПЧ
следующие:  рк  ~  12,7  КПа;  tBl  «  30  °С  (средне¬
летняя);  dK  ~  70  кг/(м2  ч);  GB  =  21  ООО  м3/ч;
FK  =  14  ООО  м2.
 Отказаться  полностью  от  использования
ТЭЦ  в  летний  период  не  удается.  Вместе  с  тем
конденсационная  выработка  на  ТЭЦ  различна
для  различных  энергосистем,  так  как  зависит
 от  сочетания  типоразмеров  блоков  ТЭЦ  и
КЭС  разной  экономичности.  Поэтому  для  оп¬
тимизации  НПЧ  ТЭЦ  особенно  важно  кор¬
ректное  определение  числа  часов  использова¬
ния  мощности  в  конденсационном  режиме.
 Выбор  характеристик  НПЧ  для  АЭС  ана¬
логичен  оптимизации  НПЧ  для  ТЭС,  но  зна¬
чение  ркопт  может  быть  существенно  другим.
Располагаемые  теплоперепады  во  влажнопаро¬
вых  турбинах  АЭС  меньше,  чем  на  ТЭС.  Оди¬
наковое  отклонение  в  величине  рк  вызывает  в
турбинах  насыщенного  пара  относительно
большее  изменение  теплоперепада,  а  следова¬
тельно,  понижение  значения  ркопт.  Вместе  с
тем  топливо  АЭС  считается  относительно  де¬
шевым,  что  обусловливает  повышение  ркопт.
Вследствие  существенной  зависимости  харак¬
теристик  НПЧ  от  района  расположения  АЭС,
от  типа  системы  технического  водоснабжения
и  температуры  охлаждающей  воды  при  посто¬
янной  мощности  ТЭС  и  АЭС  расходы  пара  на
АЭС  и  циркуляционной  воды  в  конденсатор
возрастают,  что  увеличивает  стоимость  систе¬
мы  технического  водоснабжения  (удельные
капиталовложения  в  установленный  1  кВт  воз¬
растают  на  5...  10%).  Расход  технической  воды
дополнительно  увеличивается  за  счет  вентиля¬
ционных  систем,  активных  и  пассивных  сис¬
тем  безопасности,  бассейнов  выдержки  и  пе¬
регрузки,  автономных  контуров  ГЦН  и  др.
Увеличение  dK  приводит  к  снижению  рк  опт,  од¬
нако  это  связано  с  техническими  ограниче¬
ниями  (рост  числа  ЦНД  и  увеличение  длины
лопатки  последней  ступени)  и  удорожанием
как  самой  турбины,  так  и  конденсационного
устройства.
 2.2.4. 	РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ  ПОДОГРЕВ
ПИТАТЕЛЬНОЙ  ВОДЫ.
 ОПТИМИЗАЦИЯ  ПАРАМЕТРОВ
 Энергетическая  эффективность  регенера¬
ции.  Регенеративный  подогрев  питательной
воды  осуществляется  паром,  отработавшим  в
турбине.  Основными  его  преимуществами  яв¬
ляются  уменьшение  расхода  пара  в  конденса¬
тор  и  потерь  в  нем,  уменьшение  расхода  теп¬
лоты  на  образование  пара  в  котле,  т.е.  расхода
топлива,  и  повышение  КПД  цикла.
 Абсолютный  внутренний  КПД  турбоуста¬
новки  с  регенеративным  подогревом  воды  мо¬
жет  быть  записан  в  виде,  основанном  на  ус¬
ловном  разделении  общего  потока  пара  на  со¬
ставляющие  потоки  пара  регенеративных  от¬

РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ  ПОДОГРЕВ  ПИТАТЕЛЬНОЙ  ВОДЫ
 93
 боров  и  «сквозного»  пропуска  пара  в  конден¬
сатор:
 ^кЯОк
 где  Нк  и  —  использованное  в  турбине  тепло-
падение  пара  соответственно  поступающего  в
конденсатор  пара  и  регенеративных  отборов;
аа,  —  доля  расхода  пара  от  общего  расхода
на  турбину  соответственно  в  конденсатор  и  в
/-й  регенеративный  отбор;  q0K  —  расход  тепло¬
ты  на  конденсационный  поток  пара.
 Внутренний  относительный  КПД  турбо-
установки  без  регенерации  г|ю-  =  HK/q0K.
 Приведенные  выражения  являются  об¬
щими  для  установок  с  промперегревом  и  без
него.  В  них  не  учитываются  работа  питатель¬
ного  насоса  и  потери  рассеяния  теплоты  в  ре¬
генеративных  подогревателях.  Вместе  с  тем
неучет  этих  величин  не  влияет  на  общий
принципиальный  вывод  о  повышении  КПД
благодаря  регенерации:
 1+  I«Л
 ц  .  =  «К#к 	ак^к 	— 	ц
 ^кЯОк 	акЯк 	1 	+ 	у4рТ|ю-
 ^к#0к  ОСКЯк
 где  Лр  =  £а,Л  /(ак#к)  —  энергетический  ко¬
эффициент  регенерации.
 Так  как  в  случае  регенеративного  подо¬
грева  всегда  Ар  >  0,  a  rjK/  <  1,  то  всегда
(1  +  Ар)/(1  +  Ару\ю)  >  1,  и,  следовательно,  т|р/  >  Лкг
 При  заданной  температуре  питательной  воды  ^  с
увеличением  числа  ступеней  и  подогрева  эффек¬
тивность  регенерации  возрастает,  так  как  при  орга¬
низации  дополнительных  ступеней  нагрева  увели¬
чиваются  отборы  пара  более  низкого  давления,  с
большим  значением
 Оптимальная  температура  питательной  во¬
ды.  С  увеличением  Гпв  возрастает  доля  отборов
пара  из  турбины  Еа„  но  одновременно  требу¬
ется  повысить  давление  пара  в  отборах,  что
приводит  к  уменьшению  срабатываемого  в
турбине  теплоперепада  отборного  пара  hr  По¬
этому  в  зависимости  от  числа  регенеративных
подогревателей,  начальных  параметров  пара  и
значения  /пв  существует  оптимум  по  КПД  цик¬
ла  (рис.  2.2.13).  Равномерным  распределением
будем  называть  такое,  при  котором  в  каждой
ступени  осуществляется  одинаковый  подогрев.
Если  обозначить  энтальпию  воды  при  началь¬
ном  давлении  цикла  р0  и  температуре  насыще¬
ния,  соответствующей  этому  давлению  /q,  а
энтальпию  воды  на  выходе  из  конденсатора  /к,
то  при  одноступенчатой  схеме  наибольшее
значение  КПД  устанавливается,  когда  подо¬
грев  воды  в  подогревателе  равен  1/2  Оо  -  *к  )>
при  двухступенчатом  подогреве  —  2/3(/q  —  /к),
при  трехступенчатом  —  3/4(/q  -  iK)  и  т.д.  Таким
образом,  каждая  последующая  ступень  подог¬
рева  все  в  меньшей  степени  повышает  тепло¬
вую  экономичность  установки.
 По  мере  приближения  /пв  к  /пв  опт  относи¬
тельное  возрастание  КПД  также  уменьшается,
капиталовложения  непрерывно  возрастают.
Для  одного  и  того  же  числа  регенеративных
 Рис.  2.2.13.  Зависимости  тепловой  экономичности  цикла  от  энтальпии  питательной  воды  и  числа  z  ре¬
генеративных  подогревателей  при  равномерном  распределении  отборов

94
 Глава  2.2.  ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ПАРОТУРБИННЫХ  УСТАНОВОК  (ПТУ)
 подогревателей  экономически  оправданный
подогрев  воды  не  равен  наивыгоднейшему  в
отношении  тепловой  экономичности,  а  всегда
меньше  его.  Поэтому  на  реальных  установках
tnB  всегда  ниже  температуры,  отвечающей  ус¬
ловиям  наибольшей  тепловой  экономичности.
Для  высоких  давлений,  когда  увеличение  /пв
требует  больших  дополнительных  капитало¬
вложений,  оптимальная  температура  в  боль¬
шей  мере  отличается  от  термодинамически
наивыгоднейшей,  чем  для  низких  р0.  При  про¬
чих  равных  условиях  разница  в  значениях  этих
величин  также  возрастает  с  уменьшением
стоимости  топлива.  Поэтому  на  АЭС  опти¬
мальное  значение  /пв  при  том  же  числе  подог¬
ревателей  меньше,  чем  на  электростанциях  на
органическом  топливе.  Ниже  также  оптималь¬
ное  число  регенеративных  подогревателей.
 На  блоках  сверхкритического  давления
(СКД)  за  счет  введения  регенерации  достига¬
ется  экономия  топлива  18...  19%.  В  общем  слу¬
чае  для  ТЭС  КПД  электростанции
 Лэс  ЛэПю
 где  Г|э  —  электрический  КПД  турбоустановки;
Г|к  —  КПД  котла.
 Тогда  теоретически  оптимальную  темпе¬
ратуру  питательной  воды  можно  определить  из
условия
 =  т1к  +  т!э  =  о.
 ^ПВ 	^пв 	^пв
 С  ростом  tnB  увеличивается  средняя  тер¬
модинамическая  температура  подвода  теплоты
в  цикле  и  его  КПД,  однако  одновременно  воз¬
растает  температура  уходящих  газов  котла  ^
и  уменьшается  rjK.  Оба  этих  параметра  взаимо¬
связаны  и  оказывают  существенное  влияние
на  экономичность  и  стоимость  ТЭС  в  целом.
Оптимальные  их  значения  могут  быть  найде¬
ны  только  при  комплексной  оптимизации.
В  общем  случае  определение  технико-эконо-
мического  оптимума  /пв  —  многофакторная  за¬
дача,  которая  должна  учитывать:
 стоимость  топлива  и  режим  работы  энер¬
гоблока;
 изменение  расхода  топлива,  связанное  с
изменением  г|,  цикла,  экономичности  котла  и
выходных  потерь  в  последней  ступени  турби¬
ны  (при  заданной  площади  выпуска);
 изменение  капиталовложений  в  котел,
связанное  с  перераспределением  площадей  его
поверхностей  нагрева;
 изменение  капиталовложений  в  регене¬
ративную  систему  турбоустановки;
 изменение  стоимости  того  оборудования
ТЭС,  капиталовложения  в  которое  зависят  от
расхода  топлива  или  расхода  пара  в  конденса¬
тор  турбины  (топливоподачи,  золоудаления,
тягодутьевого  оборудования,  конденсационно¬
го  устройства,  системы  технического  водо¬
снабжения  и  др.).
 Необходимо  отметить,  что  аналитические
способы  учета  указанных  факторов  достаточно
сложны,  содержат  большое  количество  упро¬
щающих  предпосылок  и  обладают  небольшой
точностью.  Поэтому  имеющиеся  аналитиче¬
ские  зависимости  определения  расчетных  за¬
трат  могут  использоваться  лишь  в  предвари¬
тельных  оценочных  расчетах.  Компьютерный
расчет  технологических  тепловых  схем  с  уче¬
том  конкретных  технических  характеристик
оборудования,  технических  ограничений  и
стоимостных  показателей  позволяет  достаточ¬
но  точно  определять  изменение  КПД  и  рас¬
четных  затрат  при  любом  отклонении  оптими¬
зируемого  параметра.  Изменение  капитальных
затрат  на  котел  определяется  пересчетом  пло¬
щадей  поверхностей  нагрева  с  использованием
удельных  стоимостей.  Затраты  в  регенератив¬
ную  установку  определяются  в  основном  стои¬
мостью  дополнительных  поверхностей  нагрева
ПВД.  При  этом  используют  показатели  удель¬
ной  стоимости  поверхности  (включая  стои¬
мость  корпуса  и  обвязки).  Некоторые  резуль¬
таты  комплексной  оптимизации  температуры
питательной  воды  и  уходящих  газов  примени¬
тельно  к  условно  выбранным  начальным  пара¬
метрам  (7000  ч/год  использования  установлен¬
ной  мощности  и  условно  оцененной  стоимо¬
сти  топлива)  приведены  в  табл.  2.2.2.  При  до¬
рогом  топливе  значения  ^  опт  получаются
ниже  технически  достижимых  по  условиям
низкотемпературной  коррозии,  поэтому  /пв  опт
определена  при  минимальной  по  условиям
коррозии  температуре  ^  «  125  °С.
 Применяемые  в  установках  значения
температуры  питательной  воды  tnB  и  достигае¬
мой  примерной  экономии  топлива  ДЭТ  приве¬
дены  при  разном  числе  ступеней  подогрева  п  в
табл.  2.2.3.
 Выбор  температурных  напоров,  распреде¬
ление  интервалов  подогрева  между  подогревате¬
лями  и  выбор  их  числа.  В  общем  случае  регене¬
ративный  подогреватель  кроме  собственно  по¬
догревателя  (СП)  может  иметь  выделенные
поверхности  охладителя  дренажа  (ОД)  и  паро¬

РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ  ПОДОГРЕВ  ПИТАТЕЛЬНОЙ  ВОДЫ
 95
 2.2.2.  Оптимальные  температуры  питательной  воды  Гпв  опх  и  уходящих  газов  Фу^опт  котла
 То/Тт,  °С
 р0,  МПа
 Дешевое  топливо
 Дорогое  топливо
 t  *
‘пв  опт
 ^пв  опт
 ft
 иух  опт
 ^ПВ  ОПТ
 ft
 uyx  ОПТ
 565/565
 16,2
 195...200
 109...111
 245...250
 91...93
 262...267
 580/565
 23,5
 230...235
 117...119
 249...254
 93...95
 269...274
 565/565/565
 29,4
 237...242
 118...120
 253...258
 94...96
 *  При  Фух  =  125  °С  и  дорогом  топливе.
 2.2.3.  Показатели  систем  регенеративного  подогрева  питательной  воды
 р0,  МПа
 О
 о
 п
 t  °С
 ‘ПВ’  V-"
 ДЭТ,  %
 3,43
 435
 3
 145...150
 1...9
 8,83
 535
 5
 210...215
 11...13
 12,75
 565/565
 1...9
 230...235
 15...16
 23,5
 565/565
 8...9
 260...265
 17...19
 4,3  (ВВЭР-440)
 Тя  -  255
 9
 225
 —
 6,0  (ВВЭР-1000)
 Ts»  274,3
 7...8
 220...226
 —
 6,4  (РБМК-1000)
 Т5  -  280,4
 6
 165...190
 -
 охладителя  (ПО).  В  ОД  нагрев  питательной
воды  происходит  за  счет  охлаждения  конден¬
сата  греющего  пара,  в  ПО  —  за  счет  снятия  те¬
плоты  перегрева  пара.
 Выбор  температурных  напоров.  Тепловая
экономичность  ПТУ  и  затраты  на  регенера¬
тивные  подогреватели  зависят  от  температур¬
ных  напоров  в  элементах  подогревателей:  от
недогрева  воды  в  СП  5/сп,  остаточного  пере¬
грева  пара  на  выходе  из  ПО  5/по  и  температур¬
ного  напора  на  выходе  дренажа  из  ОД  5/од
(рис.  2.2.14).
 При  снижении  5/сп  и  неизменной  темпе¬
ратуре  подогрева  питательной  воды  уменьша¬
ется  давление  пара  в  регенеративном  отборе  и
увеличивается  работа  этого  пара  в  турбине.
Снижение  5/од  (более  глубокое  охлаждение
дренажа  данного  подогревателя)  приводит  к
увеличению  отбора  пара  более  низкого  давле¬
ния  на  предыдущий  подогреватель.  С  умень¬
шением  5/по  возрастает  подогрев  воды  в  паро¬
охладителе  и  снижается  расход  пара  на  сле¬
дующий  подогреватель  более  высокого  давле¬
ния.  При  этом  во  всех  рассмотренных  случаях
возрастает  регенеративная  выработка  электро¬
 энергии  и  КПД  ПТУ.  Однако  уменьшение
температурных  напоров  обусловливает  увели¬
чение  площадей  поверхности  нагрева,  расхода
металла  на  изготовление  подогревателя  и  его
стоимости.  Поэтому  оптимальные  температур¬
ные  напоры  в  подогревателях  определяют  тех¬
нико-экономическим  расчетом.
 Площадь  поверхности  подогревателя,  а
следовательно,  его  стоимость  изменяется  об¬
ратно  пропорционально  средней  логарифми-
 Рис.  2.2.14.  Диаграмма  температурных  напоров
в  пароводяном  теплообменнике

96
 Глава  2.2.  ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ПАРОТУРБИННЫХ  УСТАНОВОК  (ПТУ)
 ческой  разности  температур  между  греющим
паром  и  нагреваемой  водой:
 где  At  —  нагрев  воды  в  подогревателе.
 Оптимальные  значения  температурных
напоров  для  различных  элементов  регенера¬
тивных  подогревателей  зависят  в  наибольшей
степени  от  стоимости  топлива,  а  также  от  чис¬
ла  часов  использования  установленной  мощ¬
ности  ТЭС  (табл.  2.2.4).
 2.2.4.  Примерные  значения  температурных
напоров  в  регенеративных  подогревателях
 Температур¬
ный  напор
 ПВД
 ПНД
 &сп
 2...3/3...5
 1...1,5/1,5...2,5
 5'по
 5...7/8...10
 5...6/6...7
 8'од
 3...4/4...5
 3...4/4...5
 Примечание.  В  числителе  даны  значе¬
ния  для  дорогого  топлива,  а  в  знаменателе  —
для  дешевого.
 Однако  такие  напоры  не  всегда  выдержи¬
ваются  при  эксплуатации,  так  как  возможно
образование  газовых  и  воздушных  подушек  в
корпусах,  течи,  заноса  трубок  и  др.
 Так  как  экономия  топлива  на  1  °С  изме¬
нения  температурного  напора  зависит  от  дав¬
ления  отборного  пара,  то  напоры  в  подогрева¬
телях  следует  оптимизировать  дифференциро¬
ванно  для  каждого  уровня  давления  отбора.
В  общем  случае  оптимальные  температурные
напоры  возрастают  с  увеличением  давления
отбора,  удешевлением  топлива,  снижением  ве¬
личины  нагрева  и  числа  часов  использования
установленной  мощности.
 В  смешивающих  подогревателях,  приме¬
няемых  на  крупных  энергоблоках  в  качестве
первого  и  второго  ПНД,  недогрев  питательной
воды  нулевой,  что  обусловливает  большую  те¬
пловую  экономичность  и  не  требует  трубной
системы  поверхностей.  Однако  при  этом  тре¬
буются  дополнительные  перекачивающие  на¬
сосы  после  подогревателей  и  более  сложная
система  регулирования  уровней  в  смесителях  с
дорогостоящими  регуляторами  уровня,  что
может  привести  к  значительному  уменьшению
 эффективности  применения  смешивающих
ПНД.
 Распределение  интервалов  подогрева  между
подогревателями.  Для  решения  этой  задачи
могут  быть  использованы  приближенные  ана¬
литические  методы.
 1. 	Метод  равномерного  деления  темпе¬
ратуры  подогрева  по  ступеням  является  наи¬
более  простым.  Он  дает  хорошее  совпадение
с  другими,  более  точными  методами  до  дав¬
ления  свежего  пара  3  МПа.  При  техни¬
ко-экономических  сопоставлениях  вариан¬
тов  этот  метод  (наряду  с  более  сложными
аналитическими)  может  быть  использован  в
качестве  исходного  и  для  современных  мощ¬
ных  турбоустановок  на  высокие  параметры.
По  этому  методу  интервал  подогрева  пита¬
тельной  воды  от  температуры  конденсата
при  расчетном  давлении  tK  до  выбранной  оп¬
тимальной  температуры  /пв  распределяется
поровну  между  п  регенеративными  подогре¬
вателями:  AtCT  =  (/пв  —  tK)/n.
 2. 	Метод  геометрической  прогрессии  ко¬
личества  теплоты,  отдаваемой  паром  отборов,
и  значений  подогрева  воды  дает  более  точное
распределение  подогрева.  Условия  оптималь¬
ного  распределения  записываются  в  виде  гео¬
метрической  прогрессии  повышения  энталь¬
пии  воды  в  подогревателях  с  номером  п:
 ^±  =  1l=1l  =  ...  -  тя-1
 ^2 	^3
 где  т0  и  %х  —  повышение  энтальпии  воды  в  па¬
ровом  котле  при  нагреве  до  температуры  на¬
сыщения  и  в  последнем  по  ходу  воды  подогре¬
вателе;  т  —  знаменатель  геометрической  про¬
грессии;  т  =  "jTnJTK-,  ТПВ  и  Тк  —  абсолютные
значения  температуры  питательной  воды  и
конденсата  на  входе  в  первый  по  ходу  воды
подогреватель.
 Отсюда  следует,  что  подогрев  воды  в  ка¬
ждом  подогревателе,  питаемом  отборным  па¬
ром  с  более  низким  давлением,  должен  умень¬
шаться  по  сравнению  с  каждым  последую¬
щим,  питаемым  паром  большего  давления,  в
геометрической  прогрессии.
 3. 	Метод  геометрической  прогрессии  аб¬
солютных  температур  насыщения  пара  отбо¬
ров  может  быть  использован,  когда  средняя
температура  подвода  теплоты  в  регенератив¬
ных  подогревателях  близка  к  температуре  на¬
сыщения  пара  в  отборе,  т.е.  когда  отсутствуют
пароохладители,  через  которые  теплота  пере¬

РЕГЕНЕРАТИВНЫЙ  ПОДОГРЕВ  ПИТАТЕЛЬНОЙ  ВОДЫ
 97
 дается  от  перегретого  пара,  и  охладители  дре¬
нажа,  в  которых  происходит  переохлаждение
конденсата.  Распределение  интервалов  подог¬
рева  при  этом
 ZLl=ZLl  =  =  Т"н,
 ^2н  ^Зн 	Тк
 где  Тпн  —  температура  насыщения  в  п-м  отборе.
 При  ряде  упрощающих  предпосылок  мо¬
гут  быть  использованы  и  другие  приближенные
методы.  Например,  в  идеальной  регенератив¬
ной  схеме  без  промперегрева  с  каскадным  сли¬
вом  дренажей,  охлаждаемых  до  температуры
насыщения  греющего  пара  условие  оптималь¬
ного  распределения  подогрева  между  подогре¬
вателями  сводится  к  обеспечению  во  всех  сту¬
пенях  равных  приростов  энтропии  питательной
воды:  AS{  =  AS2  =  ...  =  idem.  Для  схем  со  сме¬
шивающими  подогревателями  без  промперег¬
рева  условие  оптимального  распределения
обосновывается  в  виде  Aix  =  Д/2  =  ...  =  idem,
т.е.  практически  совпадает  с  условиями  равно¬
го  температурного  нагрева  между  ступенями.
Для  схем  с  одно-  и  двухступенчатым  перегре¬
вом  пара  разработка  общего  аналитического
метода  распределения  интервалов  подогрева
усложняется.  Обычно  используются  (с  опреде¬
ленной  погрешностью)  приведенные  выше
принципы  распределения,  но  при  этом  учиты¬
ваются  некоторые  особенности  регенеративно¬
го  подогрева  в  схемах  с  промперегревом  пара,  в
частности:
 относительное  повышение  КПД  цикла
благодаря  регенерации  пара  при  промперегре-
ве  меньше,  чем  без  него  во  всем  интервале
возможного  подогрева  воды;
 оптимальная  tnB,  соответствующая  макси¬
муму  КПД  для  циклов  с  промперегревом,  ни¬
же,  чем  для  установок  без  промперегрева;
 пар  после  промперегрева  для  подогрева
питательной  воды  менее  выгоден,  так  как  воз¬
растает  разность  температур  пара  и  воды  и  не¬
обратимость  теплообмена  между  ними.  При
этом  отбор  более  горячего  пара  на  регенерацию
уменьшается,  возрастает  расход  в  конденсатор
и  снижается  эффективность  регенерации;
 отбор  на  регенерацию  при  давлении,  рав¬
ном  давлению  промперегрева,  следует  брать  из
«холодной»  нитки  промперегрева,  подогрев
воды  в  этой  ступени  должен  в  1,5-2  раза  пре¬
вышать  подогрев  воды  в  предыдущей  ступени,
обогреваемой  паром  из  первого  после  промпе¬
регрева  отбора.
 С  увеличением  числа  ступеней  подогрева
в  схеме  регенерации  (при  росте  начальных  па¬
раметров)  различие  в  результатах,  обусловлен¬
ных  принятым  принципом  распределения  ин¬
тервалов  нагрева  в  подогревателях,  сглажива¬
ется.  Отклонения  от  оптимального  принципа
распределения  для  этих  случаев  даже  на
 10...20%  не  оказывают  заметного  влияния  на
тепловую  экономичность  ПТУ.  Кроме  того,
выбор  места  отборов  пара  часто  лимитируется
спроектированной  проточной  частью  (унифи¬
цированные  цилиндры),  дискретностью  ступе¬
ней  в  турбине  и  срабатываемых  в  них  тепл  one-
репадов,  что  в  общем  случае  может  не  совпа¬
дать  с  интервалами  нагрева  в  регенерации.
Так,  в  реальных  схемах  из  проточной  части
турбины  выполняются  некоторые  отборы,  дав¬
ление  в  которых  не  определяется  условиями
оптимального  регенеративного  подогрева,  на¬
пример  из  которых  пар  поступает  на  промежу¬
точные  перегреватели,  в  деаэратор,  регулируе¬
мые  ТЭЦ,  на  сепарацию  у  турбин  АЭС.  Такие
отборы  пара  целесообразно  также  использо¬
вать  для  регенеративного  подогрева.
 Выбор  рационального  числа  ступеней  реге¬
нерации.  Эта  задача  технико-экономического
анализа,  так  как  при  увеличении  числа  ступе¬
ней  снижаются  термодинамические  потери  и
возрастает  КПД  цикла,  но  возрастают  едино¬
временные  затраты  при  включении  в  тепловую
схему  дополнительных  подогревателей.  Вари¬
антные  расчеты,  определяющие  тепловую  эф¬
фективность  вследствие  увеличения  числа  сту¬
пеней  регенеративного  подогрева,  необходимо
выполнять  вместе  с  расчетом  проточной  части
турбоустановки,  уточняя  влияние  изменяемых
отборов  на  внутренний  относительный  КПД
отсеков  турбины.
 Ориентировочно  можно  считать,  что  для
турбин  СКД  переход  от  семи  ступеней  регене¬
рации  на  восемь  приводит  к  снижению  удель¬
ного  расхода  теплоты  на  0,15...0,18%,  от  вось¬
ми  ступеней  на  девять  —  к  снижению  удельно¬
го  расхода  теплоты  на  0,1...0,13%.  При  увели¬
чении  числа  ступеней  регенеративного  подог¬
рева  суммарная  стоимость  подогревателей  воз¬
растает  даже  при  постоянном  значении  темпе¬
ратуры  питательной  воды,  так  как  растет  сум¬
марная  площадь  поверхности  нагрева  вследст¬
вие  уменьшения  средних  разностей  темпера¬
тур  в  процессе  теплообмена.  В  современных
установках  оптимальное  значение  нагрева  пи¬
тательной  воды  в  ступени  регенеративного  по¬
догрева  составляет  20...40  °С.

98  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Глава  2.3
 ТЕПЛООБМЕННОЕ  И  СЕПАРАЦИОННОЕ
ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 2.3.1. 	СЕПАРАЦИЯ  ВЛАГИ
В  ТУРБОУСТАНОВКАХ  АЭС
 Эффективным  средством  уменьшения
влажности  пара  и  снижения  эрозии  проточных
частей,  а  также  энергетических  потерь  в  турби¬
нах  является  внутренняя  и  внешняя  сепарация
влаги  с  использованием  как  системы  сепараци-
онных  устройств  внутри  проточной  части  тур¬
бины,  так  и  выносных  сепараторов,  размещае¬
мых  в  пароперепускных  ресиверах  либо  в  от¬
дельных  корпусах.  Эффективность  сепарации
влаги  зависит  в  первую  очередь  от  ее  дисперс¬
ности.  В  зависимости  от  места  ее  возникнове¬
ния  и  параметров  среды  в  этой  области  сущест¬
венно  изменяется  размер  жидких  частиц,  их
движение  и  оседание  на  поверхностях,  а  следо¬
вательно,  возможности  отвода  влаги  из  турби¬
ны  или  какого-либо  устройства  [82].
 Процесс  расширения  пара  и  переход  в
двухфазную  область  происходит  неравновесно.
Пар  расширяется  с  переохлаждением,  характе¬
ризуемым  разностью  между  локальной  темпе¬
ратурой  насыщения  и  истинной  локальной
температурой.  Вследствие  этого  возникает
спонтанная  его  конденсация  в  потоке.  Образо¬
вание  влаги  также  происходит  вследствие  кон¬
денсации  переохлажденного  пара  на  поверх¬
ностях  в  проточной  части  турбины  при  тормо¬
жении.  Кроме  того,  конденсация  пара  активно
происходит  в  вихревых  зонах,  в  которых  воз¬
никает  местное  снижение  температуры.  Воз¬
никающие  мелкие  капли  находятся  во  враща¬
тельном  движении  и  под  действием  центро¬
бежной  силы  перемещаются  в  ядро  потока,  где
на  них  происходит  последующая  конденсация
 пара.  Размеры  частиц  мелкодисперсной  влаги
при  спонтанной  конденсации  как  в  ядре  пото¬
ка,  так  и  в  вихревых  зонах  весьма  незначи¬
тельны  (0,2...0,5  мкм).  Такие  капли  практиче¬
ски  не  оседают  на  поверхностях  при  движении
в  проточных  частях  турбины.  Наличие  круп¬
нодисперсной  влаги  (диаметром  2...3  мкм  и
более)  связано  с  соприкосновением  мелких
капель  с  поверхностью  элементов  проточной
части,  конденсацией  пара  на  поверхности  и
коагуляцией  капель.  При  этом  образуется
пленка  жидкости,  часть  которой  в  виде  круп¬
ных  капель  уносится  паром  в  поток,  а  часть
достигает  выходных  кромок  лопаток  и  срыва¬
ется  с  них.  Диаметр  таких  капель  может  со¬
ставлять  500  мкм  и  более  [83].  Доля  крупно¬
дисперсной  влаги  за  последней  ступенью  тур¬
бины  может  достигать  25%  [82].
 Такая  структура  потока  влажного  пара  в
турбине  позволяет  применить  различные  спосо¬
бы  снижения  влажности  путем  отвода  ее  непо¬
средственно  из  проточной  части  [82].  Так,  ши¬
рокое  распространение  получил  метод  удаления
жидкой  пленки  через  щели  на  поверхности  со¬
пловых  лопаток,  а  затем  через  полые  каналы  ло¬
паток  из  проточной  части.  Влага  удаляется  так¬
же  из  зазора  между  сопловыми  и  рабочими  ло¬
патками  (рис.  2.3.1,  в),  обусловленный  радиаль¬
ным  подъемом  капель  в  закрученном  потоке  и
сбросом  части  влаги  с  входных  кромок  рабочих
лопаток.  Влага  поступает  во  влагоулавливающие
камеры  и  отводится  через  каналы  в  корпусе  тур¬
бины.  Эффективность  такого  способа  может
быть  повышена  при  применении  рабочих  лопа¬
ток  с  канавками  на  входных  кромках  для  орга¬
низации  движения  влаги  к  периферии.
 Применяют  также  устройства,  принцип  ра¬
боты  которых  основан  на  сепарирующей  способ¬
ности  рабочего  колеса,  отбрасывающего  влагу  к
периферии  лопаток  под  действием  центробеж¬
ных  сил.  Сброс  влаги  происходит  во  влагоулав¬
 Рис.  2.3.1.  Примеры  организации  влагоудаления  за  ступенью  (а  и  б)  и  из  межвенцового  зазора  (в)
 в  паровой  турбине

СЕПАРАЦИЯ  ВЛАГИ  В  ТУРБОУСТАНОВКАХ  АЭС
 99
 ливающие  камеры,  расположенные  в  корпусе  за
выходными  кромками  лопаток  (рис.  2.3.1,  а,  б).
 Перспективным  способом  удаления  вла¬
ги  из  турбины  является  применение  ступе¬
ней-сепараторов,  имеющих  специальные  уст¬
ройства,  повышающие  сепарацию  влаги,  и
ступени-сепараторы,  рабочее  колесо  которых
установлено  на  отдельных  подшипниках  и  не
производит  полезной  работы,  но  обладает  вы¬
сокой  эффективностью  влагоудаления.  Из¬
вестны  также  сепараторы,  встроенные  непо¬
средственно  в  корпус  турбины  между  группа¬
ми  ступеней.  Сепараторы  имеют  весьма  разно¬
образные  конструкции,  лучшие  из  них  обеспе¬
чивают  эффективность  влагоудаления  до  70%
от  влажности  на  входе  в  сепаратор.
 Эффективность  внутритурбинной  сепа¬
рации  недостаточна  для  того,  чтобы  обеспе¬
чить  за  последней  ступенью  ЦНД  допустимую
влажность  (12...  15%).  Вследствие  этого  турби¬
ны  АЭС,  работающие  на  насыщенном  паре,
имеют  внешние  сепараторы,  которые  разме¬
щаются  между  ЦВД  и  ЦНД.  В  зависимости  от
назначения  сепарационные  устройства  могут
устанавливаться  в  пароперепускных  ресиве¬
рах,  в  отдельных  корпусах  и  в  корпусах  совме¬
стно  с  пароперегревателями.  В  качестве  сепа¬
рирующих  элементов  используют  щелевые
влагоулавливающие  устройства  (пленочные
сепараторы),  сетки  (демисторы),  жалюзи  и
центробежные  (циклонные)  сепараторы.
 Пленочные  сепараторы  (ПС).  Возмож¬
ность  применения  щелевых  устройств  опреде¬
ляется  структурой  двухфазного  потока  в  реси¬
 вере,  при  которой  значительная  часть  влаги
движется  в  виде  пленок  по  его  стенке.  В  про¬
цессе  движения  пара  происходит  коагуляция
капель,  особенно  интенсивно  протекающая
при  влажности  более  4%  и  каплях  крупнее
5  мкм  [46],  при  этом  размер  капель  увеличива¬
ется  в  несколько  раз.  В  результате  турбулент¬
ной  диффузии  концентрация  влаги  возрастает
в  пристенной  области,  а  в  ядре  потока  снижа¬
ется  и  при  влажности  за  ЦВД  10%  может
уменьшиться  до  1...3%.  Наибольшее  расслое¬
ние  потока  по  влажности  происходит  при  его
поворотах  вследствие  инерционного  осажде¬
ния  капель  на  стенки.
 Наличие  значительной  части  влаги  в  при¬
стенных  зонах  позволяет  организовать  удале¬
ние  пленки  и  части  капельной  влаги  с  помо¬
щью  ПС.  Конструктивно  ПС  представляют  со¬
бой  обечайку,  устанавливаемую  в  ресивере  та¬
ким  образом,  что  между  их  стенками  образует¬
ся  кольцевая  щель  [66,  70].  В  простейшей  кон¬
струкции  ПС  обечайка  1  включает  цилиндри¬
ческую  часть,  входной  и  выходной  конусы.  Ме¬
жду  входным  конусом  и  ресивером  2  имеется
щель  5  (рис.  2.3.2,  а).  Влага  выходит  через  пат¬
рубок  на  ресивере  2.  Для  протока  пара  из  коль¬
цевого  пространства  в  обечайке  выполнены  от¬
верстия,  через  которые  из  кольцевого  про¬
странства  выносится  значительное  количество
пара.  Более  эффективной  является  конструк¬
ция  без  отверстий  в  обечайке  с  отводом  части
пара  вместе  с  влагой  и  подачей  его  в  регенера¬
тивный  подогреватель.  Эффективность  отделе¬
ния  влаги  в  таком  ПС  составляет  45...50%.
 Рис.  2.3.2.  Схемы  пленочных  сепараторов
различных  фирм:
 а,  г-  ЦКТИ;  б  -  АВВ;  в  -  ЗиО

100  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 В  конструкции  фирмы  АВВ  пленочная  вла¬
га  отводится  из  ПС  через  нижний  боковой  шту¬
цер  3  (рис.  2.3.2,  б),  а  сброс  пара  организован  из
кольцевого  пространства  между  двумя  цилиндри¬
ческими  обечайками  (из  зоны  с  капельной  влаж¬
ностью).  Эффективность  отделения  влаги  в  ПС
этой  конструкции  составляет  около  50%.
 В  рассмотренных  ПС  размеры  концен¬
трических  щелей  соответствуют  отношению
ширины  щели  5  к  радиусу  ресивера  в  пределах
0,06...0,1.  Рекомендуемая  величина  отвода  па¬
ра  из  ПС  составляет  9...  10%  расхода  пара  на
входе  в  него.
 В  ПС  с  внутрикорпусной  циркуляцией
пара  пристеночная  влага  поступает  в  кольце¬
вую  щель  между  конической  обечайкой  4  и  ре¬
сивером  2,  а  затем  в  сепарационную  камеру  и
отводится  через  патрубок  (рис.  2.3.2,  в).  Пар,
поступающий  с  влагой  в  камеру,  отсасывается
обратным  током  через  щелевой  канал  между
конической  обечайкой  и  диффузором  и  соеди¬
няется  с  основным  потоком.  При  повороте
потока  происходит  дополнительная  сепарация
влаги.  Эффективность  таких  ПС  оказалась  ни¬
же,  чем  у  рассмотренных  выше  (30...40%)
вследствие  выноса  части  влаги  из  сепарацион-
ной  камеры  с  рециркулирующим  паром.
 В  ПС,  установленном  в  колене  ресивера
(рис.  2.3.2,  г),  отделение  влаги  происходит  в
кольцевом  пространстве  на  вертикальном  уча¬
 стке,  а  ее  отвод  —  с  нижней  образующей  реси¬
вера.  В  верхней  части  обечайки  ПС  организо¬
ван  проток  пара  в  основной  поток.
 Система  сепарации  турбины  фирмы  АВВ,
имеющей  два  ЦНД,  включает  ПС,  установлен¬
ные  непосредственно  за  ЦВД,  и  два  ПС,  рас¬
положенных  в  коленах  ресиверов  (рис.  2.3.3).
Все  ПС  имеют  отводы  пара  в  регенеративные
подогреватели.
 Сепаратор,  показанный  на  рис.  2.3.3,  г,
отличается  от  рассмотренного  на  рис.  2.3.2,  г
тем,  что  влага  отделяется  не  в  кольцевом  зазо¬
ре,  а  на  поворотных  лопатках.  Лопатки  явля¬
ются  полыми  и  имеют  щели,  через  которые
влага  отводится  в  пространство  между  внут¬
ренней  оболочкой  и  стенкой  колена.
 Установка  ПС  позволяет  не  только  сни¬
зить  начальную  влажность  пара,  но  и  умень¬
шить  гидравлическое  сопротивление  ресивера
за  счет  снижения  затрат  энергии  на  транспор¬
тирование  влаги,  а  также  уменьшить  эрозион¬
ный  износ  ресивера.
 Демисторы  (пакеты  из  сеток).  На  ряде
АЭС  первого  поколения  за  рубежом  с  турби¬
нами  влажного  пара  в  качестве  сепарационных
элементов  применялись  демисторы  (рис.  2.3.4)
в  виде  отдельных  аппаратов  и  вместе  с  паропе¬
регревателями  в  едином  корпусе,  как  сепара¬
торы-пароперегреватели.  Принцип  сепарации
влаги  в  демисторах  основан  на  столкновении
 Рис.  2.3.3.  Система  сепарации
и  промперегрева  пара:
 а  —  трехцилиндровая  турбина;  б  ив  —  предсепа-
раторы;  г  —  сепаратор;  1  —  предсепараторы;
 2 	—  сепараторы,  расположенные  в  коленах  реси¬
веров;  3  —  промперегреватели;  4  —  основной  по¬
ток  пара;  5  —  выход  части  пара  на  регенератив¬
ный  подогреватель;  6  —  выход  отсепарирован-
ной  влаги;  7—дренаж;  8  —  поворотные  лопатки

СЕПАРАЦИЯ  ВЛАГИ  В  ТУРБОУСТАНОВКАХ  АЭС
 101
 Рис.  2.3.4.  Схема  демистора:
 /  —  пар;  II  —  дренаж
 капель  с  проволоками,  из  которых  набираются
пакеты  сеток  1.  Капли  влаги  стекают  вниз  под
действием  силы  тяжести,  при  этом  во  избежа¬
ние  уноса  влаги  с  паром  необходимо,  чтобы
скорость  пара  была  низкой  (не  более  1...2  м/с).
Пакеты  сеток  имеют  хорошие  свойства:  оста¬
точная  влажность  на  выходе  из  сепаратора  не
превышает  0,1...0,2%;  потери  давления  состав¬
ляют  около  0,01%  разделительного  давления.
 Основной  проблемой  в  их  применении  яв¬
ляется  равномерное  распределение  потока  пара
в  пакетах.  На  эффективность  влагоудаления  су¬
щественное  влияние  оказывает  расположение
слоев  сетки  в  пакетах  и  их  горизонтальный  на¬
клон.  При  углах  наклона  около  45°  наблюдается
увеличение  допустимой  скорости  за  счет  лучше¬
го  отвода  влаги.  Обычно  сетки  изготовляют  из
проволоки  диаметром  250...300  мкм,  толщину
пакета  выбирают  от  100  до  150  мм,  а  относи¬
тельную  площадь  поверхности  около  4  см2/см3.
Вследствие  низких  допустимых  скоростей  пара
требуются  весьма  развитая  площадь  набегания
потока  и  большие  габаритные  размеры  демисто-
ров.  С  увеличением  мощности  турбин  АЭС  за¬
рубежные  фирмы  в  основном  отказались  от
применения  сепараторов  такого  типа.
 Жалюзийные  сепараторы.  Начиная  с  70-х
годов  предпочтение  получили  жалюзийные  (шев¬
ронные)  сепараторы,  выполненные  из  пластин
различной  конфигурации  (рис.  2.3.5).  Пластины
 жалюзи  собирают  в  пакеты  с  каналами  для  про¬
хода  влажного  пара,  движущегося  по  криволи¬
нейным  траекториям.  Капли  воды  сепарируются
из  пара  в  основном  под  действием  центробежных
сил  при  поворотах  потока  между  пластинами.  На
пластинах  образуются  пленки  жидкости,  стекаю¬
щей  по  поверхности  жалюзи.  Влажный  пар  про¬
ходит  поперек  жалюзи,  т.е.  происходит  попереч¬
ное  движение  фаз.  На  входе  в  жалюзийный  ка¬
нал  влага  по  высоте  канала  распределена  при¬
близительно  равномерно.  Однако  при  движении
жидкости  вниз  к  корню  жалюзи  происходит  уве¬
личение  толщины  пленки.  В  направлении  потока
пара  поперек  жалюзи  толщина  пленки  также
возрастает.  Вследствие  этого  в  нижней  части  жа-
люзийных  пакетов  может  происходить  срыв  ка¬
пель  с  выходных  кромок.
 Течение  жидкой  пленки  по  поверхности
всегда  сопровождается  развитием  волновой
структуры  на  границе  взаимодействия  пара  с
жидкостью  [82].  С  увеличением  расхода  жидко¬
сти  наступает  беспорядочное  движение  волно¬
вой  поверхности  пленки,  которая  начинает  под
действием  потока  пара  разрушаться  с  образова¬
нием  срывающихся  капель  жидкости.  Расход
воды  в  пленках  увеличивается  также  с  ростом
начальной  влажности  пара.  Интенсивность
уноса  жидкости  с  кромок  жалюзи  определяется
скоростью  и  плотностью  парового  потока,  а
также  толщиной  пленки,  возрастающей  с  уве¬
личением  влажности  пара  перед  сепаратором,
высоты  жалюзийной  пластины  и  длины  кана¬
лов  для  прохода  пара,  зависящей  от  конфигура¬
ции  пластин  и  их  ширины.  Влияние  этих  пара¬
метров  обусловливает  предельную  (критиче¬
скую)  нагрузку  пакетов  жалюзи  и  допустимые
(или  рекомендуемые)  значения  параметров.
 Как  показали  результаты  исследований
на  различных  экспериментальных  установках,
 Рис.  2.3.5.  Пластины  жалюзи  различных  фирм:
 а  —  Вестингауз;  б  —  Хитачи  и  Дженерал  Электрик;  в  —  Стейн  Идастри;  г,  д  —  Хитачи;
е  —  Штейнмюллер;  ж  —  Евроформ;  з  —  ЦКТИ

102  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 основное  влияние  на  предельную  паровую  на¬
грузку  оказывает  скорость  набегания  потока
пара  на  жалюзи.  При  этом  критическая  ско¬
рость  набегания  w^  соответствует  минималь¬
ной  влажности  пара,  выходящего  из  жалюзий-
ного  пакета,  и  рассчитывается  по  параметру
Ккр  (критерию  Кутателадзе):
 где  о  —  коэффициент  поверхностного  натяже¬
ния,  Н/м;  р',  р"  —  удельные  плотности  соот¬
ветственно  жидкости  и  пара,  кг/м3.
 Параметр  Ккр  зависит  от  начальной  влаж¬
ности  пара  перед  сепаратором,  высоты  и  шири¬
ны  жалюзийных  пластин  и  их  конфигурации.
 В  отечественной  практике  для  сепараторов
применяют  пластины  волнообразного  профиля
(рис.  2.3.5,  з).  Зависимость  Ккр  для  жалюзи  тако¬
го  профиля  от  влажности  пара  перед  сепарато¬
ром  приведена  на  рис.  2.3.6.  Заштрихованная
область  соответствует  опытным  данным,  полу¬
ченным  на  ряде  экспериментальных  установок.
При  влажности  пара,  характерной  для  потока  на
 выходе  из  ЦВД  турбины  х  =  10...  15%,  величина
Ккр  изменяется  незначительно.  Как  правило,
значение  принимается  с  запасом  по  нижней
границе  экспериментальных  данных.  Для  при¬
веденного  интервала  =  1,4...  1,5,  а  критиче¬
ская  скорость  пара  при  давлении  за  ЦВД
0,3..  1,3  МПа  wKр  =  5,3...2,3  м/с.  В  связи  с  нерав¬
номерностью  распределения  расхода  пара  и  его
влажности  во  входных  камерах  сепараторов  и
при  набегании  пара  на  пакеты  жалюзи  допусти¬
мая  скорость  набегания  определяется  с  исполь¬
зованием  поправочных  коэффициентов,  кото¬
рые  устанавливаются  по  результатам  испытаний
моделей  и  исследований  при  эксплуатации  се¬
параторов.  На  практике  скорость  набегания  па¬
ра  не  превышает  4  м/с.
 Изменение  ширины  b  и  высоты  h  пла¬
стин  не  оказывает  значительного  влияния  на
величину  Ккр  (рис.  2.3.7).  В  сепараторах  отече¬
ственной  конструкции  обычно  принимают
b  =  100  мм  и  h  ~  500  мм.  Для  жалюзи  иного
профиля  значения  Ккр  могут  быть  другими.
При  выборе  жалюзи  следует  обеспечить  высо¬
кую  эффективность  влагоудаления,  минималь¬
ное  сопротивление  канала,  простоту  изготов¬
 Рис.  2.3.6.  Зависимость  параметра  от  начальной  влажности  пара  (1  -  хъх)
 Рис.  2.3.7.  Зависимости  параметра  от  ширины  b  (числа  волн  в  профиле  пакета)
и  рабочей  высоты  h  жалюзийного  пакета

СЕПАРАЦИЯ  ВЛАГИ  В  ТУРБОУСТАНОВКАХ  АЭС
 103
 ления.  Этим  требованиям  отвечают  сепарато¬
ры,  выполненные  из  жалюзийных  пластин,
показанных  на  рис.  2.3.5,  з.
 Ряд  зарубежных  фирм  применяют  пла¬
стины  жалюзи  сложного  профиля,  имеющие
дополнительные  ловушки  для  улавливания
влаги.  Профили  жалюзийных  пластин,  приме¬
няемых  за  рубежом,  менее  технологичны,  но
имеют  преимущества  по  допустимым  скоро¬
стям  и  эффективности  по  сравнению  с  ис¬
пользуемыми  в  отечественных  аппаратах.
 Существенное  влияние  на  эффективность
сепарации  влаги  оказывает  угол  установки  па¬
кетов  жалюзи.  Так,  при  горизонтальном  распо¬
ложении  пакета  имеет  место  противоток  между
движением  пара  вверх  и  пленок  влаги  вниз.  В
этом  случае  срыв  капель  с  поверхности  пластин
наступает  при  меньших  скоростях  пара,  чем
при  вертикальном  или  наклонном  расположе¬
нии  пакетов.  Исследования  показали,  что  на¬
клон  пакетов  от  вертикали  не  должен  превы¬
шать  45°.  Пакеты  с  углом  наклона  30...45°  ме¬
нее  эффективны,  чем  вертикальные  или  слабо¬
наклонные,  хотя  позволяют  сделать  сепаратор
более  компактным.  Конструкция  пакетов  жа¬
люзи,  производства  различных  фирм  примерно
одинаковая.  На  рис.  2.3.8  показан  отечествен¬
ный  жалюзийный  пакет.  Слив  влаги  с  пластин
производится  в  дренажное  корыто  4,  из  кото¬
рого  влага  поступает  в  вертикальный  дренаж¬
ный  канал  5.  Жалюзийные  сепарационные  уст¬
ройства  применяют  как  в  сепараторах,  разме¬
щаемых  в  отдельных  корпусах,  так  и  в  СПП,  в
 Рис.  2.3.8.  Схема  жалюзийного  пакета:
 1  —  направляющие  лопатки;  2  —  жалюзи;
 3 	—  дырчатый  лист;  4  —  дренажное  корыто;
5  —  дренажный  канал;  6  —  планка
 которых  сепаратор  и  трубный  пучок  паропере¬
гревателя  объединены  в  одном  корпусе.  При
размещении  пакетов  жалюзи  в  горизонтальных
корпусах,  как  правило,  их  устанавливают  в  диа¬
метральном  направлении  в  один  ряд  (иногда  в
два).  В  вертикальных  аппаратах  пакеты  жалюзи
располагают  в  несколько  ярусов  (один  над  дру¬
гим).  Дренажные  корыта  объединяют  по  высо¬
те  единым  дренажным  каналом.  Пакеты  жалю¬
зи  вместе  с  дренажными  устройствами  образу¬
ют  единый  сепарационный  блок  (рис.  2.3.9).
 Сепараторы  жалюзийного  типа,  разме¬
щаемые  в  отдельных  корпусах,  применялись
на  АЭС  первого  поколения  фирмой  GE
(рис.  2.3.10).  Жалюзийные  элементы  выполне¬
ны  из  коррозионно-стойкой  стали  по
рис.  2.3.5,  б.  Влажность  пара  на  выходе  из  се¬
паратора  составляла  около  2%  и  была  снижена
до  1%  в  модернизированной  конструкции.  Для
повышения  экономичности  турбоустановок  с
1969  г.  фирма  стала  применять  сепараторы  та-
 Рис.  2.3.9.  Схема  сепарационного  блока
СПП-220-1  ЗиО:
 1  —  жалюзийные  пакеты;  2  —  жалюзийные
элементы;  3  —  направляющие  пластины;
 4 	—  дырчатый  лист;  5  —  выход  осушенного  па¬
ра;  6  —  дренажное  корыто

104  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.10.  Схема  сепаратора  вертикального
типа  фирмы  «Дженерал  Электрик»:
 1  —  вход  пара;  2  —  дырчатый  лист;  3  —  жалю-
зийный  пакет;  4  —  перегородка;  5  —  выход  па¬
ра;  6  —  дренаж  влаги
 кого  типа  в  сочетании  с  пароперегревателями,
выполненными  в  отдельных  корпусах.
 В  настоящее  время  жалюзийные  сепара¬
торы  поставляются  только  в  составе  СПП.
 Центробежные  (вихревые)  сепараторы.
Влагоудаление  в  центробежных  сепараторах
происходит  за  счет  действия  центробежных
сил  на  частицы  влаги  в  закрученном  потоке.
Фирма  Вестингауз  (США)  для  турбин  первых
АЭС  применяла  сепараторы  вихревого  типа
(рис.  2.3.11,  а),  в  которых  влагоудаление  осу¬
 ществляется  за  счет  применения  специальных
завихрителей,  выполненных  в  виде  конуса  с
профилированными  лопатками.  Такие  сепара¬
торы  снижали  влажность  пара  после  ЦВД  от
10  до  3%,  что  было  недостаточно,  и  фирма
прекратила  их  производство.  В  сепараторах
фирмы  Парсонз  (Великобритания)  сепараци-
онный  эффект  достигается  за  счет  тангенци¬
ального  подвода  пара  и  закрутки  потока  с  по¬
мощью  завихрителя  (рис.  2.3.11,  б).  На  входе
установлен  конус  2,  к  поверхности  которого
прикреплены  поворотные  лопатки.  В  цен¬
тральной  части  сепаратора  размещен  ци¬
линдр  3  со  щелями.  Поток  пара  закручивается
в  завихрителе  и  поступает  внутрь  цилиндра,
откуда  вода  и  пар  через  щели  попадает  в  коль¬
цевое  пространство.  Через  верхний  патрубок
осушенный  пар  выходит  из  сепаратора.  Дре¬
нирование  воды  внизу  сепаратора  происходит
через  лист  с  отверстиями.  Эффективность  это¬
го  сепаратора  не  менее  95%.
 Весьма  перспективными  являются  высо¬
коскоростные  центробежные  сепараторы
(ВЦС),  которые  широко  применяются  за  рубе¬
жом  и  в  меньшей  степени  в  отечественных
турбоустановках  АЭС.  Такой  сепаратор  фир¬
мы  Альстом  (Франция)  [91]  выполнен  в  виде
цилиндрического  корпуса  4  диаметром  2  м  с
конусом  1  на  входе  влажного  пара,  за  которым
установлены  лопатки  2  устройства,  закручи¬
вающего  поток  (рис.  2.3.12).  Лопатки  закреп¬
 6)
 Рис.  2.3.11.  Схемы  сепараторов  вихревого  типа  с  завихрителем  фирм  Вестингауз  (а)  и  Парсонз  (б)
 Рис.  2.3.12.  Схема  высокоскоростного  центробежного  сепаратора

СЕПАРАЦИЯ  ВЛАГИ  В  ТУРБОУСТАНОВКАХ  АЭС
 105
 лены  на  вытеснителе  J,  расположенном  по  оси
корпуса.  На  нижней  части  вытеснителя  уста¬
новлены  лопатки  6,  раскручивающие  завих¬
ренный  поток,  а  перед  ним  в  корпусе  имеется
кольцевая  влагоотделительная  щель  5,  обра¬
зуемая  между  корпусом  4  и  отводящей  тру¬
бой  7.  Влажный  пар,  проходя  закручивающее
устройство,  получает  вращательное  движение,
вследствие  чего  влага  отбрасывается  на  стенку
корпуса  и  отводится  из  него  через  кольцевую
щель.  Раскручивающее  устройство  позволяет
организовать  осевое  равномерное  поле  скоро¬
стей  на  выходе  и  за  счет  снижения  кинетиче¬
ской  энергии  потока  увеличить  давление,  а
следовательно,  снизить  его  потери,  высокое
значение  которых  (до  1  %  разделительного  дав¬
ления)  является  основным  недостатком  цен¬
тробежных  сепараторов.
 Для  обеспечения  сепарации  влаги  при
больших  расходах  пара  ВЦС  группируют  в
блоки.  В  блоке  ВЦС,  установленном  на  АЭС
«Бюже2»  мощностью  900  МВт,  в  корпусе  диа¬
метром  1460  мм  размещены  24  ВЦС
(рис.  2.3.13),  длина  блока  с  конусными  пат¬
рубками  составляет  4000  мм,  масса  4000  кг.  На
одну  турбоустановку  установлено  восемь  бло-
 Рис.  2.3.13.  Блок  ВЦС  фирмы  «Альстом»:
 1  —  корпус;  2  —  ВЦС;  3  —  отвод  сепарата;
 4 	—  сдувка  пара
 ков  ВЦС  с  расходом  влажного  пара  на  один
блок  150  кг/с.  В  этой  конструкции  отсепари-
рованная  влага  через  кольцевые  щели  в  корпу¬
се  поступает  в  пространство  между  ними  и  от¬
водится  через  патрубок  J,  а  пар,  унесенный
вместе  с  влагой,  —  через  патрубок  4.
 Лабораторные  и  натурные  исследования
ВЦС  в  широком  диапазоне  режимных  и  геомет¬
рических  характеристик  показали,  что  на  эф¬
фективность  влагоудаления  значительное  влия¬
ние  оказывает  наличие  сдувки  пара.  Результаты
лабораторных  исследований,  проводимых  при
начальной  влажности  9...28%,  давлении  пара
0,3...  1,4  МПа,  скорости  потока  в  ВЦС
 40...70  м/с,  получены  в  виде  зависимости  влаж¬
ности  хВЬ1Х  за  ВЦС  от  относительного  количества
отводимого  пара  GJGCU  (рис.  2.3.14)  [75].  Без
сдувки  пара  через  верхний  патрубок  влажность
пара  на  выходе  ВЦС  составила  около  2%,  при
сдувке  до  5...  10%  расхода  пара  на  ВЦС  конечная
влажность  снизилась  до  0,15...0,3%.  Увеличение
сдувки  более  5...7%  нецелесообразно,  так  как
практически  не  сказывается  на  величине  конеч¬
ной  влажности.  Изменение  скорости  потока  и
начальной  влажности  пара  не  повлияло  на  эф¬
фективность  работы  сепаратора.  Сравнительные
испытания  ВЦС  при  их  вертикальном  и  гори¬
зонтальном  положении  показали,  что  при  вер¬
тикальном  положении  обеспечивается  в
 1,5—2  раза  меньшая  конечная  влажность  пара.
 Фирмой  Альстом  разработан  блок  из  пя¬
ти  ВЦС  1  с  внутренней  рециркуляцией  пара
без  его  сдувки  из  ВЦС  диаметром  640  мм  и
длиной  2  м  (рис.  2.3.15)  [84].  Между  выходной
конической  обечайкой  и  вытеснителем  ВЦС
 Рис.  2.3.14.  Результаты  лабораторных  испыта¬
ний  ВЦС  (влажность  на  входе  хъх  =  10/15%)

106  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 имеется  патрубок,  соединяющий  пространство
между  ВЦС  с  внутренней  полостью  вытесни¬
теля.  В  стенке  вытеснителя  ниже  закручиваю¬
щего  устройства  имеются  отверстия.  Пар,  по¬
ступающий  вместе  с  сепаратом  в  пространство
между  ВЦС,  через  патрубок  входит  в  полость
вытеснителя  и  через  отверстия  в  стенке  соеди¬
няется  с  основным  потоком  сухого  пара.
Вследствие  отсутствия  сдувки  пара  может  быть
увеличен  его  расход  на  ЦНД.  Однако  при  этом
возможно  некоторое  вторичное  увлажнение
рециркулирующего  пара.  ВЦС  с  рециркуляци¬
ей  пара,  примененные  на  линиях  отборов
влажного  пара,  позволили  значительно  сни¬
зить  эрозию  трубопроводов  и  использовать
для  них  более  дешевые  материалы.
 Опыт  работы  ВЦС  показал  ряд  их  поло¬
жительных  качеств:  высокую  эффективность
сепарации  влаги,  простоту  и  надежность  кон¬
струкции,  компактность  (возможность  распо¬
ложения  в  ресиверах  и  в  выходных  патрубках
ЦВД),  небольшие  капиталовложения,  мень¬
шие  потери  давления  в  ресиверах  за  ВЦС.  Вы¬
сокие  показатели  работы  позволили  приме¬
нить  эти  аппараты  на  ряде  энергоблоков  АЭС
мощностью  900  и  1300  МВт,  а  также  для  тур¬
боустановок  мощностью  1500  МВт  (типа  «Ара¬
белла»)  с  ЦСД.  При  этом  используется  цикл  с
двумя  ступенями  сепарации  (за  ЦВД  и  ЦСД)
без  промперегрева  [94].
 Конструкция  ВЦС,  аналогичная  показан¬
ной  на  рис.  2.3.12,  разработана  ЗиО.  Блоки  та¬
ких  ВЦС  установлены  на  трубопроводах  под¬
вода  греющего  пара  к  СПП  (с  целю  уменьше¬
ния  эрозионного  износа  подводящих  труб  и
труб  раздачи  пара  в  теплообменных  поверхно¬
стях  СПП)  ряда  энергоблоков  АЭС  с  ВВЭР  и
РБМК.  При  начальной  влажности  греющего
пара  5...7,5%  и  давлении  0,8...20  МПа  эффек¬
тивность  сепарации  в  этих  ВЦС  составила
 91...96%,  а  конечная  влажность  0,3...0,4%  [40].
 Такие  ВЦС  при  модернизации  СПП-220  заме¬
нили  жалюзийные  сепараторы.
 Представляет  интерес  моноблочная  кон¬
струкция  ВЦС,  разработанная  фирмой  Бал¬
ке-Дюрр  (Германия)  с  одним  завихрителем  1
без  устройства,  раскручивающего  поток  пара
(рис.  2.3.16).  Поскольку  здесь  не  предусмотре¬
на  сдувка  пара,  эффективность  влагоудаления
через  собирающую  камеру  составляет  80...9
Гидравлическое  сопротивление  ВЦС  0,5...  1
 Рис.  2.3.16.  Схема  высокоскоростного
сепаратора  фирмы  Балке-Дюрр
 Рис.  2.3.17.  Схема  использования  ВЦС
в  качестве  предсепаратора  перед  СПП:
 1  —  ВЦС;  2  —  СПП;  3  —  сепаратосборник
 Рис.  2.3.15.  Блок  из  пяти  ВЦС  с  рециркуляцией  пара

СЕПАРАТОРЫ-ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
 107
 ВЦС  1  могут  использоваться  в  качестве
предсепараторов  на  ресиверах  нагреваемого
пара  (рис.  2.3.17),  как  основные  сепараторы  в
отдельных  корпусах  в  сочетании  с  пленочны¬
ми  предсепараторами  перед  пароперегревате¬
лями,  а  также  для  сепарации  греющего  пара  из
отборов  турбины.
 2.3.2. 	СЕПАРАТОРЫ-ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
 Наиболее  эффективным  способом  повы¬
шения  экономичности  турбоустановок,  рабо¬
тающих  на  насыщенном  паре,  является  при¬
менение  промежуточных  СПП,  устанавливае¬
мых  за  ЦВД.  До  1970  г.  на  зарубежных  АЭС
использовались  в  основном  сепараторы  и  па¬
роперегреватели  в  виде  отдельных  блоков.  Для
компактности,  снижения  стоимости  и  умень¬
шения  потерь  давления  по  тракту  нагреваемо¬
го  пара  их  стали  объединять  в  один  аппарат  —
сепаратор-пароперегреватель.  В  нашей  стране
турбины  для  АЭС  комплектовались  в  основ¬
ном  СПП.
 Опыт  эксплуатации  показал,  что  компо¬
новка  в  едином  корпусе  имеет  определенные
недостатки.  Из-за  ограниченных  размеров
корпуса,  а  следовательно,  камер  входа  нагре¬
ваемого  пара  существует  проблема  равномер¬
ного  симметричного  распределения  крупно¬
дисперсной  влаги  перед  сепарационными  бло¬
ками,  что  приводит  к  их  недостаточно  эффек¬
тивной  работе.  Затруднено  также  выполнение
ремонтных  работ  в  корпусе.  В  связи  с  этим
возникла  необходимость  установки  устройств
предсепарации  пара  перед  СПП.  Появление
высокоэффективных  ПС  позволило  вернуться
 к  применению  раздельной  компоновки  сепа¬
ратора  и  пароперегревателя.  Такая  система
была  применена  фирмой  АВВ  для  десяти  бло¬
ков  АЭС  мощностью  710...  1100  МВт  (см.
рис.  2.3.2,  б)  [75].  Применение  СПП  связано  с
дополнительными  термодинамическими  поте¬
рями  и  значительными  капитальными  затрата¬
ми.  Так,  потери  разделительного  давления  ме¬
жду  ЦВД  и  ЦНД  (в  парораспределительной
системе,  элементах  сепаратора  и  пароперегре¬
вателя)  достигают  З...6%,  снижая  КПД  термо¬
динамического  цикла  [36].
 Однако  при  использовании  СПП  с  опти¬
мальными  параметрами  (разделительным  дав¬
лением,  температурой  промперегрева  пара,
потерей  давления  в  СПП,  температурными  на¬
порами  в  пароперегревателе  и  др.)  дополни¬
тельные  затраты  полностью  окупаются  за  счет
уменьшения  потерь  от  влажности  в  проточных
частях  турбины.  При  этом  достигается  повы¬
шение  г|0/  в  ЦНД  турбины,  а  также  уменьшает¬
ся  эрозионный  износ  лопаток  последних  сту¬
пеней  ЦНД.
 Возможны  различные  схемы  выполнения
турбоустановок  с  турбинами  влажного  пара
(рис.  2.3.18)  [71].  Выбор  схемы  ПСПП  опреде¬
ляется  как  конструкцией  паровой  турбины,
так  и  требованием  по  экономичности  и  надеж¬
ности  турбоустановки.  Так,  системы  с  двумя
ступенями  сепарации  можно  использовать  в
турбинах  с  ЦСД.  В  отечественной  практике
турбиностроения  для  АЭС  такая  конструкция
не  применяется.  Как  отмечено  выше,  схема  с
одной  ступенью  сепарации  без  применения
промперегревателя  применялась  только  на  не¬
которых  первых  АЭС.  На  рис.  2.3.19  показаны
 Рис.  2.3.18.  Схемы  турбоустановок  насыщенного  пара  с  внешней  сепарацией  и  перегревом  пара:
 а  —  одна  ступень  сепарации;  б  —  две  ступени  сепарации;  в  —  одна  ступень  сепарации  и  односту¬
пенчатый  перегрев;  г  —  одна  ступень  сепарации  и  двухступенчатый  перегрев;  д  —  две  ступени  сепа¬
рации  и  одноступенчатый  перегрев;  С  —  сепаратор;  ПП  —  пароперегреватель

108  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.19.  Влияние  относительного  раздели¬
тельного  давления  /?разд  /р0  на  абсолютный  КПД
турбоустановки  насыщенного  пара  Ат|э  /г\э
 С  —  при  однократной  сепарации;  С+1ПП  —
при  одной  ступени  сепарации  и  одноступенча¬
том  перегреве;  С+2ПП  —  то  же,  при  двухсту¬
пенчатом  перегреве
 относительные  зависимости  изменения  КПД
турбоустановки  Аг|э/г|э  от  разделительного
давления  /?ра3д//?о  [77].  Величина  Аг\э/г\э  зави¬
сит  от  конкретной  конструкции  турбины  и
примененных  устройств  для  снижения  влаж¬
ности  пара  перед  ЦНД.
 В  настоящее  время  в  турбоустановках
АЭС  с  реакторами  ВВР  и  ВК  применяют,  как
правило  СПП  с  одной  или  двумя  ступенями
перегрева  пара.  При  этом  в  мировой  практике
создания  турбин  АЭС  имеется  большое  число
отличающихся  друг  от  друга  конструкций
СПП.  Это  объясняется  значительной  сложно¬
стью  процессов  в  СПП,  недостаточной  изу¬
ченностью  происходящих  физических  явлений
течения  и  конденсации  влажного  пара  в  пото¬
ке,  различными  условиями  компоновки  турбо-
установок.  Общей  чертой  ряда  конструкций
СПП  как  отечественного  производства,  так  и
зарубежных  фирм  является  только  интеграль¬
ная  компоновка  сепаратора  и  пароперегрева¬
теля.  В  остальном  аппараты  различаются  осо¬
бенностями  конструкций  входных  камер,  се-
парационных  устройств,  трубных  пучков  паро¬
перегревателей,  системами  дренажа  сепарата
нагреваемого  и  конденсата  греющего  пара,
компоновкой  аппаратов,  конструкционными
материалами  и  др.  При  компоновке  СПП  се-
парационные  устройства  в  зарубежных  конст¬
рукциях  размещают  либо  под  пароперегрева¬
телями,  либо  сбоку  от  них.  В  некоторых  отече¬
ственных  СПП  применены  такие  же  компо¬
новки,  но  в  большинстве  случаев  сепараторы
установлены  над  трубными  пучками.  Паропе¬
регреватели  изготовляют  из  гладких  и  ореб-
ренных  труб  как  с  поперечным,  так  и  с  про¬
дольным  их  обтеканием.  Оребренные  трубы
 имеют  либо  поперечное,  либо  продольное
оребрение.
 Вертикальная  конструкция  СПП  упроща¬
ет  компоновку  турбоустановки  и  сокращает
размеры  машинного  зала,  оставляет  больше
свободной  площади  возле  турбины  (необходи¬
мой,  например,  при  ее  ремонте),  а  горизон¬
тальная  облегчает  дренаж  сепарата  и  конденса¬
та,  делает  его  более  надежным,  позволяет  при¬
менять  сепарационные  блоки  меньшей  высоты
(в  основном  с  одним  рядом  пакетов  жалюзи)  и
повысить  надежность  их  работы.  Обе  компо¬
новки  не  имеют  очевидных  преимуществ,  по
которым  можно  отдать  предпочтение  одной  из
них,  и  применяются  в  зависимости  от  компо¬
новки  машинного  зала,  требований  заказчика
по  транспортировке,  удобству  ремонта  и  др.
Все  отечественные  СПП  выполнены  верти¬
кальными,  с  организацией  продольного  движе¬
ния  нагреваемого  пара  в  вертикальных  трубных
пучках  (за  исключением  СПП-500  конструкции
ЦКТИ).  В  связи  с  большим  разнообразием
конструкций  СПП  прямое  количественное
сравнение  их  характеристик  затруднено.
 Сепараторы-пароперегреватели  отечествен¬
ного  производства  (табл.  2.3.1).  СПП  для  АЭС  с
ВВЭР.  Первые  СПП  конструкции  ЗиО,  уста¬
новленные  на  турбинах  ХТЗ  К-220-44/3000
третьего  энергоблока  Ново-Воронежской  АЭС
с  ВВЭР-440  в  1971  г.,  выполнены  в  виде  верти¬
кальных  двухкорпусных  аппаратов  (рис.  2.3.20).
В  первом  корпусе  расположено  сепарационное
устройство  и  перегреватель  первой  ступени,  во
втором  —  перегреватель  второй  ступени.  Сепа¬
ратор  размещен  в  кольцевом  зазоре  между  кор¬
пусом  и  трубным  пучком  первой  ступени  и
имеет  по  высоте  шесть  ярусов  пакетов  жалюзи.
Трубные  пучки  перегревателей  обеих  ступеней
выполнены  из  гладких  труб  диаметром
16x2  мм,  длиной  9  м.  Нагреваемый  пар  движет¬
ся  в  межтрубном  пространстве.  Между  ступе¬
нями  имеется  перепускной  патрубок.
 Во  всех  следующих  аппаратах  ЗиО  для  тур¬
бин  блоков  с  ВВЭР  применены  пароперегрева¬
тели  из  труб  с  продольным  оребрением,  что  по¬
зволило  выполнить  СПП  в  одном  вертикальном
корпусе.  В  верхней  части  корпуса  СПП-220-1М
расположено  сепарационное  устройство,  над
которым  имеется  боковой  патрубок  1  для  входа
влажного  пара  (рис.  2.3.21).  Пар  поступает  во
входную  кольцевую  камеру  между  корпусом  и
трубой  для  выхода  перегретого  пара,  а  затем  в  16
сепарационных  блоков  (см.  рис.  2.3.9),  располо¬
женных  радиально.  Сепарационный  блок  имеет

2.3.1.  Техническая  характеристика  отечественных  сепараторов-пароперегревателей  для  АЭС
 СЕПАРАТОРЫ-ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
 109
 СПП-1500
 (проект)
 85,7
 4
 225,7
 282,9
 2,58
 6,69
 26,4
 27,9
 167,9
 215
 215
 269
 0,761
 426,9
 16,2
 15000
 4800
 12,5x1,5
 СПП-1000
 оребренный
 одноступен¬
 чатый
 59,2
 4
 272±2
 5,71±0,2
 36,1
 156,6
 250±5
 0,567
 313
 14,2
 14600
 4000
 16x2
 СПП-1000
 оребренный
 46,2
 2(4)*
 228
 272±2
 м
 5,6±0,3
 13.7
 17.7
 185
 208
 208
 250±5
 1Д5
 328
 11,6
 13350
 3440
 16x2
 СПП-750
 гладкотруб¬
 ный
 48,1
 4
 278+2
 6,18±0,2
 31,1
 179
 263±5
 0,471
 212
 15,3
 13500
 3952
 16x2
 СПП-500-1
 гладкотруб¬
 ный
 31
 4
 210
 278±2
 1,92
 6,3±0,3
 8,61
 11,5
 137
 192
 192
 263±5
 0,334
 141
 15
 9050
 4130
 14x2
 СПП-500
гладкотруб¬
ный  спи¬
ральный
 37,5
 4
 210
 278±2
 19
 6,3±0,3
 9,08
 11,6
 137
 197
 197
 265±5
 0,334
 128
 15
 6710
 4150
 18x1,4
 СПП-220-1
 оребренный
 28,5
 2
 206
 253±2
 1,77
 4,22±0,2
 8,92
 7,5
 136
 189
 189
 241+5
 0,304
 136
 1
 13
 13980
 3440
 16x2
 СПП-220
 гладкотруб¬
 ный
 14,1
 4
 206
 253+2
 1,85
 4,23±0,2
 4,94
 3,42
 133
 193
 193
241  ±2
 0,29
 67,8
 13
 11235
 2600
 1600
 16x2
 Показатель
 Тепловая  мощность,  МВт
 Число  СПП  на  турбину
 Температура  греющего  пара,  °С
 Давление  греющего  пара,  МПа
 Расход  греющего  пара,  кг/с
 Температура  нагреваемого  пара  на
 входе,  °С
 Температура  нагреваемого  пара  на
выходе,  °С
 Давление  нагреваемого  пара  на  вхо¬
де,  МПа
 Расход  нагреваемого  пара  на  входе,
кг/с
 Влажность  нагреваемого  пара  на
входе,  %
 Общая  высота  СПП,  мм
 Диаметр  корпуса  (внутренний),  мм
 Диаметр  труб  пароперегревателя,  мм

Окончание  табл.  2.3.1
 110  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 СПП-1500
 (проект)
 4,0
 7722
 66
 22,6
 3,0
 2,6
 СПП-1000
оребренный
одноступен¬
чатый
 3,9
 8228
 224
 16,3
 2,9
 2,5
 СПП-1000
оребренный
 L
 4,6
 2960
 3969
 80
 103
 33,4
 2,9
 2,46
 СПП-750
 гладкотруб¬
 ный
 9,0
 8420
 Один  труб¬
ный  пучок
 19,6
 4,2
 1,3
 СПП-500-1
 гладкотруб¬
 ный
 2,0
 14  760
17  640
 60
 70
 22,6
 6,8
 3,28
 СПП-500
гладкотруб¬
ный  спи¬
ральный
 90
 216
 432
 216
 Спиральные
 змеевики
 17,7
 5,3
 2,74
 СПП-220-1
 оребренный
 4,6
 3478
 3441
 94
 93
 18,1
 6
 2,7
 СПП-220
 гладкотруб¬
 ный
 9
 3354
 2712
 Один  труб¬
ный  пучок
 18,1
 6,2
 1,72
 Показатель
 Высота  труб  пароперегревателя,  м
 Число  труб
 Количество  кассет  (модулей)
 Гидравлическое  сопротивление  по
нагреваемому  пару,  кПа
 Потеря  разделительного  давления,  %
 Отношение  габаритного  объема  к
тепловой  мощности,  м3/МВт
 *  Два  на  турбину  К-500-60/1500  и  четыре  на  турбину  К-1000-60/1500.
 Примечание.  Для  двухступенчатых  СПП  в  числителе  даны  значения  для  первой  ступени,  а  в  знаменателе  —  для  второй.

СЕПАРАТОРЫ-ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
 111
 Рис.  2.3.20.  Сепаратор-пароперегреватель  СПП-220:
 а  —  первой  ступени;  б  —  второй  ступени;  1  —  дренажная  камера;  2  —  се-
парационный  блок;  3  —  дырчатый  лист;  4  —  направляющие  лопатки;
5  —  трубки  пароперегревателя;  6  —  трубная  доска;  7  —  паровая  камера;
8  —  корпус;  А  —  вход  влажного  пара;  Б  —  вход  греющего  пара;  В  —  от¬
вод  сепарата  из  сепарационной  части;  Г—  выход  пара;  Д  —  отвод  дрена¬
жа;  Е  —  вход  перегретого  пара;  Ж  —  выход  перегретого  пара  из  СПП
 Рис.  2.3.21.  Сепаратор-
пароперегреватель
СПП-220-1М
 входные  клиновые  коллекторы  и  пять  сепараци-
онных  пакетов  2  (см.  рис.  2.3.21),  состоящих  из
направляющих  лопаток  и  волнообразных  жалю¬
 зи. 	Осушенный  в  сепараторе  пар  поступает  в
межгрубное  пространство  первой  ступени  пере¬
гревателя  3,  выйдя  из  которого,  поворачивает  в
нижней  камере  5  на  180°  и  входит  во  вторую
ступень  перегревателя  4.  Выход  перегретого  пара
организован  через  центральную  трубу.
 Поверхность  нагрева  обеих  ступеней  па¬
роперегревателя  выполнена  из  шестигранных
кассет,  продольно-оребренные  трубы  которых
объединены  сверху  и  снизу  коллекторными
головками.  Кассета  включает  37  труб  диамет¬
ром  16x2  мм,  изготовленных  из  стали  20,  с
12-ю  продольными  ребрами.  В  первой  ступени
 установлено  94  кассеты,  во  второй  —  93  кассе¬
ты.  Греющий  пар  6  поступает  в  кассеты  через
камеры,  расположенные  на  корпусе,  и  подво¬
дящие  трубы,  соединенные  с  головками  кас¬
сет.  Аналогично  организован  и  отвод  конден¬
сата  греющего  пара.
 Использование  кассетного  принципа
формирования  трубного  пучка  имеет  ряд  пре¬
имуществ  по  сравнению  с  единым  трубным
пучком:
 производство  кассет  осуществляется  на
поточной  линии;
 имеется  возможность  выполнения  труб¬
ных  пучков  для  СПП  разных  тепловых  мощ¬
ностей  и  параметров  из  одинаковых  унифици¬
рованных  кассет;

112  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 глушение  поврежденных  кассет  возмож¬
но  через  камеры  греющего  пара  без  отключе¬
ния  СПП  и  разуплотнения  его  корпуса  (через
лазы).
 Конструкция  СПП-220-1  была  базовой
при  создании  серии  СПП  для  турбоустановок
энергоблоков  с  ВВЭР-1000  с  турбинами
К-500-60/1500  и  К-1000-60/1500  ХТГЗ.  Аппа¬
рат  СПП-1000  от  СПП-220  М  несколько  отли¬
чается  габаритными  размерами,  а  также  коли¬
чеством  сепарационных  блоков  (20),  кассет  в
первой  ступени  (80)  и  во  второй  (103).  Такие
СПП  установлены  на  большинстве  АЭС  с
ВВЭР-1000  в  России  и  Украине.
 В  течение  первых  лет  эксплуатации
СПП-220  и  СПП-1000  обеспечивали  проект¬
ные  характеристики.  Однако  в  дальнейшем
был  выявлен  ряд  недостатков  в  их  конструк¬
ции  и  в  организации  подвода  пара  от  ЦВД.
Так,  были  отмечены  эрозионные  повреждения
ряда  элементов  и  снижение  расчетных  темпе¬
ратур  перегрева  пара.  Основной  причиной
этого  явилась  необеспеченность  предваритель¬
ного  влагоудаления,  что  необходимо  при  не¬
равномерном  распределении  влаги  по  сечению
ресиверов.  Входные  камеры,  имеющие  недос¬
таточный  объем,  не  позволили  устаноить  в
них  эффективные  устройства  для  предсепара-
циии  пара  и  организации  равномерного  его
подвода  к  блокам  при  боковом  подводе.  Как
уже  отмечалось,  неравномерность  распределе¬
ния  влажного  пара  по  сепарационным  блокам
приводит  к  проносу  влаги  через  отдельные  жа-
люзийные  пакеты  и  попаданию  ее  на  элемен¬
ты  пароперегревателя,  а  следовательно,  к  сни¬
жению  температуры  перегрева  пара  и  эрозион¬
ному  повреждению  поверхностей.
 Модернизация  аппаратов  СПП-220  и
СПП-1000,  а  также  установка  на  ресиверах
предсепараторов  позволили  улучшить  их  экс¬
плуатационные  показатели.  Однако  принци¬
пиальные  недостатки  конструкции  входной
камеры  и  верхнее  расположение  сепаратора
могут  быть  устранены  только  при  принятии
новых  конструктивных  решений.  Недостатком
рассмотреных  СПП  является  также  примене¬
ние  пароперегревателей  с  трубами,  продольно
обтекаемыми  паром,  меньшей  эффективности
теплопередачи,  чем  при  поперечном  обтека¬
нии  их  паром.
 Для  турбины  К-1000-60/3000  Л  М3  с  од¬
ноступенчатым  перегревом  пара  за  ЦНД  на
ЗиО  разработан  СПП  с  расположением  сепа¬
ратора  1  в  нижней  части  корпуса  (над  патруб¬
 ком  2  входа  влажного  пара)  и  одноступенчато¬
го  пароперегревателя  3  в  верхней  части
(рис.  2.3.22).  Сепаратор  состоит  из  26  блоков,
выполненных  из  двух  секций,  присоединен¬
ных  внизу  под  углом  друг  к  другу  к  одному
коллектору  отвода  сепарата.  Секция  включает
по  высоте  три  пакета  жалюзи.  Во  входной  ка¬
мере  установлена  перфорированная  кониче¬
ская  обечайка,  позволяющая  более  равномер¬
но  распределять  влагу  в  потоке  пара  перед  се¬
паратором,  с  частичной  сепарацией  влаги.  Па¬
роперегреватель  выполнен  из  222  кассет  тако¬
го  же  типа,  что  и  в  рассмотренных  выше  СПП.
Проведенные  испытания  и  эксплуатация  по¬
казали,  что  характеристики  этого  СПП  в  ос¬
новном  соответствуют  проектным.  В  то  же
время  выявлен  эрозионный  износ  элементов
во  входной  камере,  что  свидетельствует  о  не¬
обходимости  установки  предсепаратора  на
подводящем  ресивере.  В  целом  конструкция
оказалась  более  надежной,  чем  предыдущие.
 Как  уже  отмечалось,  применение  труб¬
ных  пучков  с  продольным  обтеканием  их  па¬
ром  ограничивает  возможность  повышения
экономичности  турбин  за  счет  увеличения
температуры  перегрева  пара  и  снижения  гид¬
равлического  сопротивления,  особенно  с  рос¬
том  мощности  энергоблоков.  Так,  для  повы¬
шения  температуры  перегрева  необходимо
увеличение  площади  поверхности  нагрева  за
счет  роста  длины  теплопередающих  труб  и  их
количества.  Увеличение  длины  труб  ограниче-
 Рис.  2.3.22.  Сепаратор-пароперегреватель
СПП-1000-1

СЕПАРАТОРЫ-ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
 113
 но  высотой  СПП  и  приводит  к  росту  гидрав¬
лического  сопротивления,  что  снижает  эконо¬
мичность  турбоустановки.  С  увеличением  ко¬
личества  труб  снижается  скорость  нагреваемо¬
го  пара  и  эффективность  теплопередачи  в
трубном  пучке.  Совершенствование  отечест¬
венных  конструкций  возможно  при  переходе  к
трубным  пучкам  с  поперечным  обтеканием  их
паром.
 В  ЦКТИ  разработан  проект  СПП-1500  с
трубным  пучком  с  поперечным  оребрением  и
поперечным  обтеканием  его  паром
(рис.  2.3.23).  Сепаратор  1  по  конструкции  ана¬
логичен  сепаратору  в  СПП-1000-1  и  состоит
из  34  сепарационных  блоков,  включающих  по
высоте  четыре  пакета  жалюзи.  Во  входной  ка¬
мере  на  днище  установлена  конусная  перего¬
родка  со  щелями  для  предсепарации  крупно¬
дисперсной  влаги  при  повороте  потока  на  180°
из  входного  патрубка  в  цилиндрическую  обе¬
чайку.  Пароперегреватель  2  в  соответствии  с
тепловой  схемой  турбоустановки  имеет  две
ступени  перегрева  пара  за  ЦВД.  Поверхность
его  нагрева  состоит  из  кассет  (секций),  имею¬
щих  камеры  подвода  греющего  пара  и  отвода
конденсата,  в  трубных  досках  которых  закреп¬
лены  теплообменные  трубы.  В  СПП  предпола¬
гается  использовать  трубы  производства  фир¬
мы  Шмеле  (Германия)  со  спиральным  попе¬
речным  оребрением  (рис.  2.3.24).  Такие  трубы
 Кассета
 Рис.  2.3.23.  Кассета  сепаратора-пароперегревате¬
ля  с  поперечно  обтекаемыми  паром  пучками  труб
 Рис.  2.3.24.  Стальная  труба  с  поперечным
оребрением
 (или  подобные  им  по  геометрическим  характе¬
ристикам)  применяет  большинство  фирм-про-
изводителей  СПП.  Для  обеспечения  эффек¬
тивной  теплоотдачи  по  ходу  движения  пара
необходимы  постоянные  проходные  площади
сечения  пучков  труб  и  примерно  постоянная
скорость  пара,  что  возможно  при  применении
пучков  прямоугольного  сечения.  В  связи  с
этим  трубные  пучки  в  кассетах  выполнены  с
таким  сечением,  трубы  закреплены  в  камерах,
имеющих  вид  прямоугольных  параллелепипе¬
дов.  При  этом  можно  выполнить  трубные  пуч¬
ки  компактными,  без  промежутков.  Обе  ступе¬
ни  перегрева  пара  размещены  в  единых  труб¬
ных  пучках,  сгруппированных  в  два  блока
прямоугольного  сечения.  Центральный  кори¬
дор  между  блоками,  над  которым  установлена
перегородка,  является  раздающим  коллекто¬
ром  пароперегревателя,  а  пространство  между
блоками  и  корпусом  —  собирающим  коллек¬
тором.  По  фронту  набегания  пара  установлено
по  11  кассет  в  блоке,  а  по  глубине  трубного
пучка  по  три  ряда  кассет  в  каждой  ступени.
Всего  в  СПП  132  кассеты.
 Техническая  характеристика  СПП  приве¬
дена  в  табл.  2.3.2  в  сравнении  с  параметрами,
полученными  ЛМЗ  при  разработке  тепловой
схемы  турбоустановки  при  условии  примене¬
ния  труб  с  продольным  обтеканием  паром.
В  целом  изменение  параметров  может  обеспе¬
чить  повышение  экономичности  турбоуста¬
новки  К-1500-7,1/50  на  0,44%  (дополнитель¬
ная  мощность  6,6  МВт).
 Сепараторы-пароперегреватели  для  АЭС  с
РБМК.  Для  турбоустановок  таких  АЭС  разра¬
ботаны  конструкции  СПП,  учитывающие  осо¬
бенности  работы  на  паре,  поступающем  непо¬
средственно  из  реактора.  Для  первого  энерго¬
блока  Ленинградской  АЭС  с  турбинами
К-500-65/3000  применены  СПП-500  конструк¬
ции  ЦКТИ  (рис.  2.3.25,  а).  Сепаратор  и  труб-

114  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 2.3.2.  Основные  расчетные  параметры  СПП
для  турбоустановки  К-1500-7,1/50
 Показатели
 Проект
 ЦКТИ
 Тепловая
 схема
 турбины
 Расход  пара  на  входе
в  СПП,  т/ч
 1536,8
 1536,8
 Давление  пара  на  входе
в  СПП,  МПа
 0,761
 0,761
 Температура,  °С
 нагреваемого  пара  на
входе  в  первую  сту¬
пень
 168
 168
 нагреваемого  пара  на
выходе  из  первой  сту¬
пени
 215
 204
 пара  на  выходе  из
СПП
 269
 260
 Суммарное  гидравличе¬
ское  сопротивление  ап¬
парата,  кПа
 22,630
 34,3
 Потери  разделительного
давления  в  СПП,  %
 3
 4,5
 Увеличение  электриче¬
ской  мощности  турбо¬
установки,  МВт
 6,6
 0
 ные  пучки  первой  и  второй  ступеней  перегре¬
ва  расположены  концентрично  относительно
оси  корпуса  7.  В  качестве  поверхности  нагрева
используются  плоские  спиральные  змеевики
из  гладких  труб  длиной  до  100  м.  Сепарацион-
ные  блоки  состоят  из  восьми  жалюзийных  па¬
кетов  6,  расположенных  вертикально.  Перед
пакетами  жалюзи  установлен  наклонно  коль¬
цевой  направляющий  аппарат,  по  высоте  ко¬
торого  размещаются  направляющие  лопатки  2.
Влажный  пар  А  поступает  во  входную  каме¬
ру  3,  а  затем  в  сужающуюся  кольцевую  щель
между  корпусом  и  направляющим  аппаратом.
После  сепаратора  пар  поперечно  обтекает  тру¬
бы,  последовательно  проходя  через  змеевики
первой  и  второй  ступеней.  Выход  Б  перегрето¬
го  пара  организован  через  центральный  канал.
Подвод  греющего  пара  и  отвод  конденсата
осуществляется  через  камеры,  установленные
в  нижнем  плоском  днище.  Необходимость  вы¬
полнения  днища  плоским  и  размещение  в  нем
камер  (а  не  на  цилиндрической  обечайке)  обу¬
 словлено  ограниченной  высотой  СПП  для  ус¬
тановки  его  в  машинном  зале.  При  эксплуата¬
ции  СПП  вследствие  возможного  попадания
воды  из  конденсатора  турбины  на  днище  и  не¬
достаточного  дренажа  наблюдалось  растрески¬
вание  труб  разводки.  После  ремонта  и  увели¬
чения  дренажа  с  днища  СПП  работали  доста¬
точно  надежно.
 В  последующем  стали  применять
СПП-500-1  [76]  (рис.  2.3.25,  б),  по  конструк¬
ции  аналогичные  СПП-220  и  СПП-1000  с
кольцевой  камерой,  расположенной  в  верхней
части  корпуса,  сепаратором,  состоящим  из
блоков,  размещаемых  радиально,  и  многосек¬
ционным  двухступенчатым  пароперегревате¬
лем.  Вместо  кассет  из  труб  с  продольным
оребрением  применены  модули  из  гладких
труб,  представляющие  собой  кожухотрубные
теплообменники.  В  корпусе  модуля  диаметром
325  мм  размещены  254  теплообменные  трубы
14x1,2  мм,  закрепленные  в  трубных  досках.
Нагреваемый  пар  проходит  внутри  труб,  грею¬
щий  пар  через  патрубок  в  трубной  доске  по¬
ступает  в  межтрубное  пространство  в  корпусе
модуля.  Первая  ступень  перегревателя  состоит
из  60  модулей,  а  вторая  —  из  70.
 Для  энергоблоков  Игналинской  АЭС
(Литва)  с  реакторами  РБМК-1500  и  турбина¬
ми  К-750-65/3000  разработан  одноступенча¬
тый  аппарат  СПП-750  (рис.  2.3.25,  в).  Сепа¬
ратор  состоит  из  25  сепарационных  блоков,
расположенных  радиально  в  кольцевом  про¬
странстве  между  корпусом  и  обечайкой  паро¬
перегревателя.  Блок  имеет  по  высоте  пять  па¬
кетов  жалюзи  6.  Пароперегреватель  выполнен
в  виде  прямотрубного  жесткотрубного  пучка
труб,  закрепленных  в  трубных  досках.  Нагре¬
ваемый  пар  движется  в  межтрубном  про¬
странстве,  а  греющий  пар  конденсируется
внутри  труб.  Компенсация  температурных
расширений  осуществляется  за  счет  плаваю¬
щей  нижней  камеры.
 Сепараторы-пароперегреватели  зарубеж¬
ных  фирм.  Фирма  Вестингауз  электрик  (США).
На  первых  турбинах  для  АЭС  с  реакторами  ти¬
па  PWR  мощностью  60  МВт  и  185  МВт  фирма
устанавливала  только  промежуточные  сепара¬
торы,  а  затем  —  СПП  (рис.  2.3.26)  [1].  СПП
первого  поколения  —  горизонтальные  аппара¬
ты  с  одной  ступенью  перегрева  и  демистор-
ным  сепаратором  (рис.  2.3.26,  а).  В  начале  их
эксплуатации  демисторы  были  повреждены
вследствие  ударного  воздействия  потока  влаж¬
ного  пара  из-за  неравномерного  подвода  пара

СЕПАРАТОРЫ-ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
 115
 Рис.  2.3.25.  Сепараторы-пароперегреватели  СПП-500  (а),
СПП-500-1  (б)  и  СПП-750  (в):
 1  —  корпус;  2  —  направляющие  лопатки;  3  —  раздающая
камера;  4  —  первая  ступень  перегрева;  5  —  вторая  ступень
перегрева;  6  —  сепарационные  пакеты;  А  —  вход  влажного
пара;  Б  —  выход  перегретого  пара;  В  —  вход  греющего  па¬
ра  первой  ступени;  Г  —  выход  конденсата  греющего  пара
первой  ступени;  Д  —  вход  греющего  пара  второй  ступени;
Е  —  выход  конденсата  греющего  пара  второй  ступени;
Ж  —  отвод  сепарата
 к  пакетам  сеток.  В  некоторых  зонах  демистора
эффективность  влагоудаления  была  низкой,  и
локальные  значения  влажности  пара  достига¬
ли  10%  [76].  После  доработки  конструкции
входной  камеры  и  установки  системы  паро¬
 распределения  средняя  влажность  пара  была
снижена  до  0,2%.
 В  СПП  второго  поколения  с  жалюзийны-
ми  сепараторами  расход  пара  увеличен  на  45%
при  тех  же  габаритных  размерах,  что  и  в  деми-

116  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.26.  Схемы  СПП  фирмы  «Вестиигауз»  трех  поколений:
 а  —  первого  с  демисторами;  б  —  второго  с  жалюзи;  в  —  третьего;  1  —  вход  влажного  пара;  2  —  выход
перегретого  пара;  3  —  сепарационные  жалюзийные  пакеты;  4,  5  —  соответственно  подвод  греющего
пара  в  первую  ступень  и  отвод  конденсата;  6,  7  —  то  же,  во  вторую  ступень;  8  —  слив  сепарата
 сторных  СПП  (рис.  2.3.26,  б).  После  распреде¬
лительных  коллекторов,  расположенных  по
бокам  аппарата,  пар  поступает  в  вертикально
расположенный  жалюзийный  сепаратор  3  и
проходит  через  перегреватель,  состоящий  из
одной  или  двух  ступеней.  Турбоустановки
комплектовались  из  четырех  или  шести  СПП,
что  требовало  значительных  площадей  в  ма¬
шинном  зале,  усложняло  компоновку  и  за¬
трудняло  их  паралельную  работу.
 Сепараторы-пароперегреватели  третьего
поколения  не  имеют  принципиальных  отличий
от  аппаратов  второго  поколения,  так  как  ском¬
понованы  из  двух  таких  СПП  (рис.  2.3.26,  в).
Это  позволило  использовать  в  турбоустановках
два  аппарата,  симметрично  устанавливаемых
по  обе  стороны  турбины.  В  дальнейшем  эта
конструкция  оставалась  базовой,  при  этом  на
основании  экспериментальных  исследований  и
станционных  испытаний  проводилось  ее  совер¬
шенствование  доработкой  и  введением  новых
узлов,  а  также  применяемых  материалов.  Так,
для  равномерного  распределения  влажного  па¬
ра  из  входной  камеры  он  распределяется  по
длине  аппарата  с  помощью  установленного  под
сепарационными  пакетами  раздающего  трубо¬
провода  с  отверстиями.  Для  пароперегревателя
 применяются  цельные  оребренные  трубы,  по¬
скольку  использование  труб  с  приваренными
или  навитыми  ребрами  связано  с  риском  их
разрушения  в  результате  коррозии,  эрозии  и
различия  в  температурных  расширениях  эле¬
ментов  труб  [1].
 Конструкция  СПП  фирмы  Вестингауз
получила  широкое  распространение,  и  с  не¬
значительными  изменениями  применяется
фирмами  Броун  Бовери  (Швейцария),  КВУ
(Германия)  и  Мицубиси  (Япония).
 Фирма  Дженерал  Электрик  (США).  Она  яв¬
ляется  крупнейшим  поставщиком  СПП  для
АЭС  с  реакторами  BWR.  Для  первых  АЭС  изго¬
товлялись  выносные  сепараторы  вертикального
типа  с  жалюзийными  элементами  без  использо¬
вания  промпароперегревателей  (влажность  пара
на  выходе  из  сепаратора  составляла  около  2%),  а
затем  —  такие  же  сепараторы  в  сочетании  с  от¬
дельными  промперегревателями.  Затем  фирма
перешла  к  выпуску  горизонтальных  СПП  с  де¬
мисторами.  Так,  СПП  для  турбины  мощностью
1200  МВт  имели  диаметр  более  4  м  и  длину
34  м,  два  СПП  располагались  по  обе  стороны
турбины.  В  начале  1970-х  годов  фирма  разрабо¬
тала  конструкцию  СПП  горизонтального  типа  с
жалюзийным  сепаратором  (рис.  2.3.27)  [82].

СЕПАРАТОРЫ-ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
 117
 Рис.  2.3.27.  Сечение  горизонтального  сепаратора-
пароперегревателя  фирмы  ДЕ
 Влажный  пар,  поступающий  в  корпус  че¬
рез  патрубок,  симметрично  направляется  в  две
секции  сепаратора,  выполненные  из  жалюзий-
ных  пакетов  2,  которые  расположены  по  всей
длине  аппарата  и  установлены  наклонно.
В  жалюзийных  пакетах  происходит  сепарация
влаги,  которая  стекает  вниз  в  слив  3.  Осушен¬
ный  пар  направляется  в  первую  ступень  пере¬
грева  4.  Дренаж  конденсата  организован  в
нижней  части  перегревателя.  Вторая  ступень  1
по  конструкции  аналогична  первой  и  располо¬
жена  в  верхней  части.  СПП  этой  фирмы  имеет
много  общего  с  аппаратами  фирмы  Вестинга¬
уз.  Несмотря  на  то,  что  наклонные  жалюзий-
ные  пакеты  с  точки  зрения  влагоудаления  ме¬
нее  эффективны,  чем  вертикальные,  такое  ре¬
шение  позволяет  сделать  аппарат  более  ком¬
пактным.
 Обе  фирмы  в  трубных  пучках  используют
U-образные  трубы,  укладываемые  в  пакеты
прямоугольной  формы  и  заделываемые  в  труб¬
ных  досках  полусферических  камер.  В  послед¬
них  модификациях  СПП  применяются  только
трубы  с  поперечным  оребрением.
 Фирма  Аллис  Чалмерс  (США).  Наиболее
крупный  аппарат  разработан  фирмой  для  АЭС
с  PWR  для  турбины  мощностью  1200  МВт.  Го¬
ризонтальный  аппарат  имеет  двуступенчатый
пароперегреватель  и  сепаратор  с  наклонно
расположенными  пакетами  сетки.  Эффектив¬
ность  влагоудаления  сепаратора  превысила
98%.  На  турбину  устанавливались  два  аппарата
диаметром  4  м  и  длиной  около  39  м.
 Совместно  с  немецкой  фирмой  КВУ  для
мощных  турбин  АЭС  фирма  перешла  к  изго¬
товлению  более  компактных  вертикальных
СПП  с  жалюзийными  сепараторами.
 Фирма  Крафтверк  Унион  (КВУ).  До  объе¬
динения  в  КВУ  фирма  Сименс  поставляла  се¬
параторы  для  АЭС  с  PWR,  а  фирма  АЕГ-Теле-
функен  (АЕГ)  —  сепараторы  для  АЭС  с  BWR.
Первый  вертикальный  СПП  собственной  кон¬
струкции  фирма  Сименс  поставила  для  АЭС
мощностью  660  МВт.  В  нем  сепарация  пара
осуществлялась  в  двух  последовательно  распо¬
ложенных  сепараторах  циклонного  типа.  Од¬
ноступенчатый  пароперегреватель  над  сепара¬
тором  выполнен  из  прямых  гладких  труб.
Вследствие  высокой  влажности  пара  за  сепа¬
ратором  (более  2%)  происходила  эрозия  эле¬
ментов  перегревателя.  При  модернизации
СПП  в  нем  был  установлен  дополнительно  аг-
ломератор  укрупнения  капель,  которые  затем
отделялись  в  циклоне.  Фирма  АЕГ  изготовля¬
ла  сепараторы  центробежного  типа.  Из-за  низ¬
кой  эффективности  (влажности  за  сепарато¬
ром  около  3%)  после  ЦВД  были  установлены
предсепараторы.
 С  1969  г.  фирма  КВУ  по  лицензии  фир¬
мы  Вестингауз  выпускала  горизонтальные,  а
затем  вертикальные  аппараты  (рис.  2.3.28)  [1].
Поток  влажного  пара  входит  сбоку  через  два
патрубка  9  и  поступает  в  предсепаратор  7,  в
котором  поворачивается  на  180°.  Влага  частич¬
но  удаляется  через  щелевую  ловушку  (до  60%).
Из  центральной  камеры  пар  поступает  к  ос¬
новному  жалюзийному  сепаратору  5.  Такая
конструкция  обеспечивает  конечную  влаж¬
ность  пара  0,7%.  Сепарат  удаляется  из  аппара¬
та  через  дренаж  первой  8  и  основной  6  ступе¬
ней  сепаратора.  После  сепаратора  пар  про¬
дольно  обтекает  трубы  перегревателя  3  и  выхо¬
дит  из  СПП  через  боковой  патрубок  2,  распо¬
ложенный  в  верхней  части  аппарата.  Греющий
пар  поступает  сверху  через  входной  патру¬
бок  7,  а  конденсат  удаляется  через  трубу  4  в
средней  части  корпуса.
 Горизонтальные  СПП  фирмы  КВУ,  вы¬
пускаемые  совместно  с  фирмой  Аллис  Чал¬
мерс,  отличаются  сепаратором  7,  у  которого
жалюзийные  элементы  5  наклонены  под  углом
к  направлению  потока  (рис.  2.3.29).
 Фирма  Штайнмюллер  (Германия).  С  нача¬
ла  70-х  годов  фирма  изготовяла  СПП  верти¬
кального  типа  конструкции  КВУ.  Для  АЭС
«Библис»  мощностью  1300  МВт  она  поставила
комплект  СПП  (высота  20,4  м,  диаметр  ниж¬
ней  части  4,5  м,  верхней  2,8  м).  На  основе  ре¬
зультатов  эксплуатации  этой  АЭС  фирмы  Гер¬
мании  перешли  на  выпуск  только  вертикаль¬
ных  СПП  нового  поколения.  В  частности,

118  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.28.  Сепаратор-пароперегреватель
фирмы  КВУ
 фирма  Штайнмюллер  по  проекту  фирмы  Бал¬
ке-Дюрр  изготовила  СПП  для  турбоустановок
серийных  энергоблоков  типа  «Конвой».
 Рис.  2.3.29.  Сечение  сепаратора-пароперегрева¬
теля  горизонтального  типа  фирмы  КВУ:
 1  —  сепаратор;  2  —  вход  влажного  пара;
3  —  выход  перегретого  пара;  4  —  слив  сепарата;
 5 	—  жалюзийный  элемент
 Фирма  Балке-Дюрр  (Германия).  В  первых
аппаратах  СПП  вертикального  типа  использо¬
вались  одноступенчатые  пароперегреватели  из
прямых  гладких  труб,  закрепляемых  в  двух  ка¬
мерах  одного  трубного  пучка.  В  межтрубном
пространстве  трубных  пучков  осуществлялось
продольное  движение  перегреваемого  пара.
В  СПП  для  АЭС  «Унтервезер»  в  днище  вход¬
ной  камеры  было  установлено  предсепараци-
онное  устройство  щелевого  типа,  а  сепаратор
выполнен  многоярусным  из  концентрически
установленных  пакетов  жалюзи.  В  дальней¬
шем  фирма  перешла  к  выпуску  СПП,  имею¬
щих  пароперегреватели  1  с  более  эффективны¬
ми  трубными  пучками  с  поперечным  движе¬
нием  пара  (рис.  2.3.30).  При  этом  используют¬
ся  трубы  с  поперечным  оребрением  (см.
рис.  2.3.24).
 Аппарат  выполнен  с  предсепаратором  2
во  входной  камере,  в  котором  сепарация  влаги
осуществляется  за  счет  организации  плавного
поворота  потока  пара  на  180°  и  удаления  влаги
через  щелевое  устройство  (см.  рис.  2.3.30,  а).
Подвод  пара  в  сепаратор  выполнен  через  ци¬
линдрическую  обечайку,  что  позволяет  орга¬
низовать  симметричное  распределение  пара
перед  пакетами  жалюзи  3,  установленными  в
виде  «звездочки».  Одноступенчатый  паропере¬
греватель  1  выполнен  секционированным  из
четырех  трубных  пучков.  Влажный  пар  подво¬
дится  к  пучкам  через  центральный  канал  и,

СЕПАРАТОРЫ-ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
 119
 Рис.  2.3.30.  Одноступенчатый  СПП  фирмы
«Балке-Дюрр»
 пройдя  поперек  теплообменных  труб,  выходит
в  пространство  между  трубными  пучками  и
корпусом.  Греющий  пар  подается  к  трубным
пучкам  через  верхние  камеры,  а  конденсат  от¬
водится  из  нижних  камер.
 Фирмой  разработана  конструкция  СПП
такого  типа  с  пароперегревателями,  имеющи¬
ми  две  ступени  перегрева  (рис.  2.3.30,  б),  с  ус¬
тановкой  перепускных  перегородок.  Однако
она  не  была  реализована.  Другая  компоновка
СПП  позволила  выполнить  однотипные  СПП
с  одной  и  двумя  ступенями  перегрева.  Одно¬
ступенчатые  аппараты  были  впервые  примене¬
ны  на  энергоблоке  мощностью  900  МВт.  На
рис.  2.3.31  показан  СПП  с  двумя  ступенями
перегрева.  Компоновка  сепаратора  3  и  труб¬
ных  пучков  ступеней  1  и  2  пароперегревателя
выполнена  по  схеме  «стена»:  пароперегрева¬
тель  включает  по  фронту  набегания  пара  четы¬
ре  вертикальных  трубных  пучка,  а  по  ходу
движения  пара  —  два  трубных  пучка.  Перед
каждым  трубным  пучком  со  стороны  набега¬
ния  пара  установлен  параллельно  пучку  в  вер¬
тикальной  плоскости  блок  жалюзийного  сепа-
 Рис.  2.3.31.  Схема  двухступенчатого  СПП
фирмы  «Балке-Дюрр»
 ратора  J,  включающий  по  высоте  несколько
пакетов  жалюзи.  Влажный  пар  поступает  в  ка¬
меру,  поворачивается  и  движется  по  каналу
вверх  вдоль  сепаратора  3.  Для  более  равномер¬
ного  распределения  потока  по  пакетам  жалю¬
зи  в  канале  установлена  клиновая  перегород¬
ка  5.  Перегретый  пар  поступает  в  пространст¬
во  между  трубными  пучками  и  корпусом  и  от¬
водится  через  боковой  патрубок.
 Для  одноступенчатого  и  двухступенчато¬
го  СПП  применены  разные  схемы:  в  первом
варианте  во  входной  камере  установлено  ще¬
левое  устройство  (по  типу  на  рис.  2.3.28),  а  во
втором  перед  входом  в  СПП  на  ресивере  уста¬
новлен  центробежный  сепаратор  4.  Такая  ком¬
поновка  СПП  позволила  обеспечить  низкое
гидравлическое  сопротивление  аппарата.  Так,
в  одноступенчатом  СПП  оно  не  превысило  3%
разделительного  давления.
 Фирма  Стейн  Индустри  (СИ)  (Франция).
Для  турбин  АЭС,  выпускаемых  фирмами  Аль-
стом-Атлантик  и  КВУ,  фирма  СИ  разработала

120  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.32.  Схема  двухступенчатого  горизонтального  СПП  фирмы  СИ
 и  изготовила  горизонтальные  и  вертикальные
СПП.  Прототипом  для  горизонтальных  аппа¬
ратов  послужила  конструкция  третьего  поко¬
ления  СПП  фирмы  Вестингауз.  При  этом  при¬
менена  другая  компоновка  сепаратора  и  паро¬
перегревателя.  Для  турбин  мощностью
900  МВт  сепаратор  выполнен  в  виде  двух  бло¬
ков,  установленных  наклонно  (см.  рис.  2.3.29).
Подвод  влажного  пара  осуществляется  через
патрубок  на  днище  с  одной  стороны  корпуса.
Пароперегреватель  выполнен  из  единого  труб¬
ного  пучка  из  U-образных  труб  и  имеет  одну
ступень  перегрева.  Во  всех  СПП  фирмы  СИ
применены  трубы  с  нарезным  поперечным
оребрением.  Первоначально  на  турбину  уста¬
навливались  четыре  аппарата  длиной  16  м  и
диаметром  3,1  м,  а  затем  два  длиной  21,5  м  и
диаметром  3,7  м.
 Для  турбин  мощностью  1300...  1500  МВт
компоновка  СПП  была  изменена  (рис.  2.3.32).
Аппарат  выполнен  двухпоточным  по  ходу  на¬
греваемого  пара.  Подвод  влажного  пара  V  осу¬
ществляется  через  два  патрубка,  расположен¬
ных  на  нижней  образующей  корпуса,  а  выход
перегретого  пара  II  —  через  два  патрубка  на
верхней  образующей.  В  корпусе  установлены
параллельно  два  блока,  каждый  из  которых
имеет  двухрядный  сепаратор  и  пароперегрева¬
 тель  с  двумя  ступенями  перегрева.  Трубные
пучки  второй  ступени  расположены  над  пуч¬
ками  первой  ступени.  Подводы  греющего  па¬
ра/и  отводы  конденсата  III  обеих  ступеней
выполнены  через  два  противоположных  дни¬
ща  корпуса.  Отвод  сепарата  IV  через  систему
собирающих  каналов  осуществляется  через
патрубки  внизу  корпуса.
 В  первых  вертикальных  СПП  применена
компоновка  сепаратора  и  пароперегревателя
по  схеме  «стена».  В  одноступенчатом  СПП  для
турбин  мощностью  900  МВт  сепаратор  выпол¬
нен  в  виде  двух  вертикальных  блоков,  уста¬
новленных  под  углом  около  90°  друг  к  другу
(рис.  2.3.33,  а).  Ступень  перегрева  состоит  из
четырех  трубных  пучков,  которые  установлены
в  одну  линию.  Влажный  пар  7,  пройдя  сепара¬
тор,  поступает  в  два  трубных  пучка  7,  располо¬
женных  ближе  к  корпусу,  и  далее  через  пере¬
пускные  каналы,  имеющие  в  сечении  форму
полуцилиндра,  поступает  в  два  средних  пуч¬
ка  2.  Последовательное  движение  пара  через
два  пучка  организовано  с  целью  повышения
скорости  перегреваемого  пара.  Выход  пара  77
осуществляется  через  вертикальный  канал,  со¬
единенный  с  выходным  патрубком.
 В  СПП  для  турбин  мощностью  1300  МВт
подвод  пара  7  осуществляется  в  нижнюю  часть
 Рис.  2.3.33.  Сечения  одноступенчатых  ^"
СПП  для  турбин  мощностью  900  (а)
и  1300  МВт  (б)
 я)
 б)

СЕПАРАТОРЫ-ПАРОПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
 121
 Рис.  2.3.34.  Горизонтальный  СПП  фирмы  «Дженерал  Электрик»:
 1  —  вход  влажного  пара;  2  —  дырчатые  листы;  3  —  сетчатый  сепаратор;  4  —  сетчатые  панели;
 5 	—  трубные  пучки  пароперегревателя;  6  —  выход  перегретого  пара;  7  —  вход  греющего  пара;
8  —  распределительный  коллектор  греющего  пара;  9  —  перегородки  в  коллекторе;  10  —  дренаж
греющего  пара;  11  —  коллектор  дренажа  сепарата;  12  —  промежуточные  трубные  доски  перегрева¬
теля;  13  —  трубы  отвода  неконденсирующихся  газов;  14  и  15  —  входной  и  выходной  коллекторы
труб  13;  16  —  выпуск  газов;  17  —  тепловые  экраны;  18  —  главная  боковая  балка;  19  —  поперечный
кронштейн  каркаса;  20  —  опоры  всего  СПП;  21  —  вспомогательные  люки
 корпуса  с  плавным  поворотом  потока  на  90°
во  входной  камере  (рис.  2.3.33,  б).  В  поворот¬
ной  обечайке  предусмотрены  щели  для  улав¬
ливания  пленочной  влаги.  Сепаратор  включа¬
ет  четыре  вертикальных  блока  пакетов  жалю¬
 зи, 	каждый  из  которых  выполнен  из  двух  сек¬
ций,  установленных  под  углом.  Сепарацион-
ные  блоки  размещены  в  одну  линию  парал¬
лельно  четырем  трубным  пучкам  пароперегре¬
вателя.  СПП  выполнен  весьма  компактным  и
имеет  длину  16,5  м  и  диаметр  4,8  м,  при  этом
на  турбину  устанавливается  два  СПП.
 Фирма  Дженерал  Электрик  (Великобрита¬
ния).  Фирма  выпускает  СПП  горизонтального
типа  с  жалюзийными  сепараторами.  Сепара¬
тор  3  имеет  несколько  горизонтальных  рядов
демисторных  пластин,  через  которые  пар  про¬
ходит  снизу  вверх  (рис.  2.3.34)  [82].  Паропере¬
греватель  имеет  одну  ступень  перегрева,  при
этом  трубный  пучок  5  выполнен  из  двух  сек¬
ций,  имеющих  единый  распределительный
коллектор  8,  в  трубных  досках  которого  закре¬
плены  U-образные  трубы.  Вход  влажного  па¬
ра  1  выполнен  через  два  патрубка  под  каждой
секцией  пароперегревателя,  выход  —  через
один  патрубок  6.
 Фирма  Броун  Бовери  (Швейцария).  Конст¬
рукции  СПП  этой  фирмы  имеют  ряд  этапов
развития  с  применением  демисторных,  а  затем
жалюзийных  элементов.  В  первом  аппарате
горизонтального  типа  подвод  пара  осуществ¬
 лен  через  два  патрубка,  расположенных  на
торцах  корпуса,  а  отделение  влаги  происходи¬
ло  в  горизонтальных  пакетах  из  сеток,  под  ко¬
торыми  имеются  каналы  для  распределения
потока  пара.  Трубный  пучок  перегревателя  из
 Рис.  2.3.35.  Схема  СПП  фирмы  «Броун  Бовери»:
 1  —  вход  влажного  пара;  2  —  сепаратор;
3,  4  —  ступени  перегревателя;  5  —  выход  пере¬
гретого  пара  в  ЦНД

122  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 U-образных  труб  установлен  над  сепаратором.
В  СПП  с  жалюзийными  сепараторами  сепара¬
тор  2  и  первая  ступень  3  перегревателя  состоят
из  трех  одинаковых  частей  (рис.  2.3.35).  Сепа-
рационные  элементы  выполнены  из  жалюзи
длиной  2  м,  а  перегреватель  из  U-образных
гладких  труб.  Вторая  ступень  4  перегревателя
находится  в  верхней  части  корпуса  СПП.
 Фирма  Зульцер  (Швейцария).  Первые  СПП
фирма  изготовляла  по  лицензии  фирмы  Вес¬
тингауз,  а  затем  разработала  собственную  кон¬
струкцию  аппарата  горизонтального  типа,  от¬
личающегося  тем,  что  после  входа  пара  через
патрубок  в  днище  поток  разделяется  на  два  и
при  повороте  ударяется  в  разделительную
стенку  для  первичного  влагоотделения.  В  ка¬
честве  сепаратора  применены  пакеты  сеток.
Трубный  пучок  перегревателя  расположен  в
верхней  части  корпуса.
 Фирма  Тошиба  (Япония)  поставляет  для
своих  турбин  как  сепараторы,  так  и  СПП.  От¬
личительной  чертой  конструкции  СПП  явля¬
ется  то,  что  влажный  пар  /  входит  с  торца  кор¬
пуса  и  раздается  через  центральный  коллек¬
тор  1  по  всей  длине  аппарата  в  два  жалюзий-
ных  блока  2,  установленных  с  обеих  сторон
коллектора  в  нижней  части  аппарата
(рис.  2.3.36).  Пакеты  жалюзи  в  блоках  распо¬
ложены  вертикально.  Слив  влаги  производит¬
ся  через  несколько  патрубков  в  корпусе.  По¬
сле  сепаратора  пар  последовательно  проходит
через  трубные  пучки  первой  4  и  второй  3  сту¬
пени  сепаратора.  Подвод  греющего  пара  ГУ  и
отвод  конденсата  V  выполнены  через  патруб¬
ки,  размещенные  в  днище.
 Фирма  Хитачи  (Япония).  Она  применяет
СПП  с  горизонтальным  сепаратором  влаги,  в
котором  устанавливаются  вертикально  или  на¬
клонно  пакеты  жалюзи.  Пар  подается  в  ниж¬
ние  патрубки,  расположенные  на  корпусе.
 Разнообразие  рассмотренных  конструк¬
ций  свидетельствует  о  том,  что  до  настоящего
времени  опыт  разработки  и  эксплуатации  СПП
не  позволяет  создать  конструкцию,  которую
можно  было  бы  считать  оптимальной  по  тепло¬
техническим  характеристикам  и  надежности.  В
то  же  время  основные  конструктивные  прин¬
ципы  для  производства  достаточно  эффектив¬
ных  и  надежных  аппаратов  сформировались.
Зарубежные  фирмы  в  последние  годы,  не  изме¬
няя  базовые  конструкции  СПП,  усовершенст¬
вуют  отдельные  узлы  СПП,  особое  внимание
уделяя  организации  пред  сепарации  влаги,  а
также  симметричной  работы  нескольких  аппа¬
ратов  на  одну  турбину  за  счет  оптимальной
компоновки  трубопроводов  обвязки.
 Опыт  работы  отечественных  СПП  пока¬
зал  недостатки  в  системах  промперегрева  при
решении  данных  проблем  и  выявил  достоин¬
ства  пароперегревателей  многосекционного
типа  (из  кассет  или  модулей)  —  повышение
надежности  аппаратов  и  существенное  упро¬
щение  ремонта  трубных  пучков.  При  дальней¬
шем  развитии  конструкций  отечественных
СПП  могут  быть  использованы  следующие  ре¬
комендации:
 переход  на  трубные  пучки  с  поперечным
обтеканием  труб  паром  и  использованием  труб
с  поперечным  оребрением  при  сохранении  кас¬
сетного  способа  компоновки  трубного  пучка;
 Рис.  2.3.36.  СПП  фирмы  «Тошиба»:
 1  —  коллектор-распределитель  влажного  пара;  2  —  сепаратор;  3,  4  —  трубные  пучки;  5  —  трубные
доски;  /—  сухой  насыщенный  пар;  II  —  влажный  пар;  III—  сепаратор;  IV—  греющий  пар;  V—  вы¬
ход  конденсата

КОНДЕНСАТОРЫ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 123
 размещение  сепаратора  под  пароперегре¬
вателем  или  сбоку  от  него;
 установка  устройств  предсепарации  влаги
во  входных  камерах  перед  СПП  на  ресиверах
за  ЦВД;
 переход  на  системы  промперегрева  с  ис¬
пользованием  вместо  четырех  СПП  на  турбо¬
установку  двух,  что  требует  существенного  из¬
менения  компоновки  турбоустановки  в  ма¬
шинном  зале.
 2.3.3. 	КОНДЕНСАТОРЫ  ПАРОВЫХ
ТУРБИН
 Основные  теоретические  положения.  Кон¬
денсационное  устройство  является  необходи¬
мой  составной  частью  ПТУ,  которое  обуслов¬
ливает  не  только  ее  экономичность,  но  и  воз¬
можность  работы,  поскольку  основным  на¬
правлением  технического  прогресса  в  области
паротурбостроения  является  переход  на  работу
с  более  глубоким  вакуумом.
 Для  любой  паровой  турбины  при  посто¬
янном  расходе  пара  DK  и  неизменных  парамет¬
рах  свежего  пара  (давлении  и  температуре)
можно  установить  зависимость  мощности  N
или  ее  изменения  AN  от  противодавления  р2,
которое  можно  принимать  равным  давлению
пара  рк  поступающего  в  конденсатор.  Зависи¬
мость  АN  =  Дрк)  дает  приращение  мощности
AN,  достигаемое  без  увеличения  расхода  пара
в  результате  изменения  давления  в  конденса¬
торе  рк  (рис.  2.3.37).  При  любом  расходе  пара
DK  с  увеличением  противодавления  рк  мощ¬
ность  уменьшается.  В  пределах  пограничных
кривых  /  и  //линии  одинаковых  расходов  пара
DK  практически  прямые,  с  одинаковым  накло¬
ном.  Поэтому  любое  изменение  рк  обусловли¬
вает  одно  и  то  же  изменение  мощности  AN.
При  неизменной  нагрузке  турбины  ухудше¬
нию  вакуума  на  1%  (повышению  давления  на
 1 	кПа)  соответствует  увеличение  расхода  топ¬
лива  в  среднем  на  1...2%.  Из  изложенного  вы¬
текает  целесообразность  углубления  вакуума.
 Стационарные  турбины  обычно  рассчиты¬
вают  на  работу  с  противодавлением  3...0,5  кПа.
В  транспортных  установках,  учитывая  массога¬
баритные  ограничения,  приходится  использо¬
вать  конденсаторы  меньших  размеров,  что  обу¬
словливает  меньшее  значение  вакуума.  В  судо¬
вых  установках  давление  отработавшего  пара
обычно  5...10  кПа.
 Факторы,  определяющие  работу  конденса¬
тора.  Влияние  давления  пара  в  конденсаторе.
 Рис.  2.3.37.  Изменение  мощности  турбины  АN
в  зависимости  от  давления  в  конденсаторе  рк
 Давление  в  конденсаторе  определяется  сле¬
дующими  основными  факторами:  температу¬
рой  охлаждающей  воды  t'  на  входе  в  конденса¬
тор,  кратностью  охлаждения  т,  коэффициен¬
том  теплопередачи  к,  удельной  паровой  на¬
грузкой  dK.  Давление  в  конденсаторе  тем  ни¬
же,  чем  больше  т  и  к  и  меньше  t'  и  dK.  Суще¬
ственное  влияние  оказывает  величина  присо-
сов  воздуха  и  работа  воздухоудаляющих  насо¬
сов.  Предельное  давление  в  конденсаторе  обу¬
словлено  конструкцией  турбины:  возможно¬
стью  обеспечить  расширение  определенного
расхода  пара  в  последней  ступени  лишь  до  ог¬
раниченного  противодавления.  Для  конденса¬
ционной  турбины  давление  отработавшего  па¬
ра,  соответствующее  режиму,  при  котором  ис¬
черпывается  расширительная  способность  ко¬
сого  среза  сопл  и  лопаток  и  прекращается
прирост  мощности,  называют  предельным  ва¬
куумом.
 Ограничивающее  снижение  давления  в
конденсаторе  определяется  необходимостью
больших  размеров  конденсаторов  (больших  по¬
верхностей  теплообмена),  расходов  охлаждаю¬
щей  воды  и  мощности  циркуляционных  насо¬
сов  на  ее  прокачку  через  конденсатор  (расход
электроэнергии  на  собственные  нужды).
 Для  экономичной  работы  турбоустановки
необходимо,  чтобы  прирост  мощности  турби¬
ны  при  понижении  давления  пара  в  конденса¬
торе  и  неизменном  расходе  пара  DK  был  боль¬
ше  увеличения  расхода  электроэнергии  на  на¬
сосы.  Вакуум,  соответствующий  максималь¬
ной  выработке  полезной  мощности  турбоуста¬
новки  при  неизменном  расходе  пара  в  конден¬

124  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 сатор,  является  наивыгоднейшим  и  называет¬
ся  экономическим  вакуумом.
 Для  большинства  турбин  средних  пара¬
метров  изменение  давления  в  конденсаторе  на
±1  кПа  приводит  к  изменению  мощности  тур¬
бины  примерно  на  1%.  Для  турбин  с  высоки¬
ми  параметрами  пара  и  промперегревом  изме¬
нение  мощности  при  изменении  конечного
давления  может  составлять  меньшую  относи¬
тельную  величину  (до  0,9%),  что  определяется
большим  располагаемым  теплоперепадом  у
этих  турбин.  В  то  же  время  у  турбин  АЭС  из¬
менение  мощности  турбины  при  изменении
давления  в  конденсаторе  на  ±1  кПа  приводит
к  гораздо  большему  изменению  относитель¬
ной  мощности  (до  2%),  что  определяется  ма¬
лым  располагаемым  теплоперепадом,  особен¬
но  у  турбин  насыщенного  пара.
 Выбор  оптимального  давления  пара  в
конденсаторе  предлагается  осуществлять  на
основе  оптимизации  низкопотенциального
комплекса  турбоустановки.  В  наиболее  общем
случае  в  состав  комплекса  включается  ТНД
(ЧНД),  вся  конденсационная  установка  и  сис¬
тема  технического  водоснабжения.  Основа
разрабатываемой  системы  —  математические
модели,  содержащие  уравнения  теплового  и
материального  балансов,  гидродинамики  и
энергии  для  комплекса  в  целом.  Основным
методическим  положением  в  модели  комплек¬
са  является  условие  равенства  параметров  и
расхода  теплоты  на  турбоустановку  для  всех
сравниваемых  вариантов.  Такой  методический
прием  позволяет  исключить  всю  остальную
часть  электростанции  и  рассматривать  только
низкопотенциальный  комплекс,  что  сущест¬
венно  упрощает  задачу.
 Влияние  присосов  воздуха.  Воздух  попадает  в
конденсатор  в  основном  через  неплотности  са¬
 мого  конденсатора  и  всей  вакуумной  системы
турбоустановки,  т.е.  оборудования,  арматуры  и
трубопроводов,  находящихся  под  вакуумом.  Не¬
значительное  количество  воздуха  поступает  в
конденсатор  с  паром.  Воздух  понижает  коэффи¬
циент  теплоотдачи  от  конденсирующегося  пара
тем  значительнее,  чем  больше  его  содержание,
по  исследованию  ОАО  «ПО  ЛМЗ»  —  в  8—20  раз.
Кроме  того,  воздух  создает  дополнительную  на¬
грузку  на  инжекторы.  Все  это  ухудшает  вакуум  в
конденсаторе  и  снижает  параметры  работы  тур¬
бинной  установки.
 Поверхностные  конденсаторы.  Основные
типы  поверхностных  конденсаторов.  Основным
признаком  классификации  поверхностных
конденсаторов  является  направление  потока
пара,  что,  в  свою  очередь,  обусловливает  ме¬
сто  отсоса  воздуха  (паровоздушной  смеси),  так
как  для  достаточно  полной  конденсации  пара
должно  быть  обеспечено  омывание  всего  труб¬
ного  пучка,  и  лишь  после  этого  воздух  должен
быть  удален  из  конденсатора.  По  направлению
парового  потока  в  трубном  пучке  поверхност¬
ные  конденсаторы  можно  разделить  на  четыре
типа  (рис.  2.3.38).
 Распределение  потока  воды  в  конденсаторе.
Охлаждающая  вода  может  поступать  по  труб¬
кам  конденсатора  в  один,  два  или  несколько
последовательных  ходов,  в  зависимости  от  чего
различают  одно-,  двух-  и  многоходовые  кон¬
денсаторы.  Разделение  воды  на  несколько  хо¬
дов  производится  при  помощи  перегородок  в
водяных  камерах.  Эти  перегородки  выполня¬
ются  горизонтальными,  наклонными  или  более
сложного  очертания,  что  определяется  в  основ¬
ном  конфигурацией  трубного  пучка.  Располо¬
жение  отдельных  ходов  воды  двух-  и  многохо¬
дового  конденсатора  по  отношению  к  потоку
пара  может  быть  последовательным  или  парал-
 Рис.  2.3.38.  Основные  типы  поверхностных  конденсаторов  с  различными  потоками  пара:
 а  —  с  нисходящим;  б  —  с  восходящим;  в  —  с  центральным;  г  —  с  боковым;  /  —  отсос  воздуха

КОНДЕНСАТОРЫ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 125
 Рис.  2.3.39.  Расположение  ходов  воды  в  кон¬
денсаторе  по  отношению  к  потоку  пара:
 а  —  последовательное;  б  —  параллельное;
 I  —  первый  ход;  II  —  второй  ход
 лельным  (рис.  2.3.39).  Предпочтительнее  вто¬
рое  решение,  обычно  применяемое  в  современ¬
ных  конструкциях,  так  как  при  этом  можно
обеспечить  меньшее  сопротивление  для  прохо¬
да  пара.  Охлаждающая  вода  может  проходить  в
трубках  одним  или  двумя  параллельными  пото¬
ками,  т.е.  с  раздельным  (два  потока)  или  нераз¬
дельным  потоком  воды  —  одно-  и  двухпоточ¬
ные  конденсаторы.
 Современные  конденсаторы  большей  ча¬
стью  двухходовые.  При  ограниченном  количе¬
стве  охлаждающей  воды  (малой  кратности  ох¬
лаждения  т)  и  для  конденсаторов  турбин  ма¬
лой  мощности  число  ходов  три-четыре.  Кон¬
денсаторы  турбин  большой  мощности  при
благоприятных  условиях  водоснабжения  вы¬
полняют  одноходовыми,  и  хотя  это  сопряжено
обычно  с  необходимостью  увеличения  расхода
охлаждающей  воды.  Так,  для  турбин  мощно¬
стью  100  мВт  ОАО  «ЛМ3»  изготовляет  как
двухходовые,  так  и  одноходовые  конденсато¬
ры.  В  последнем  случае  расчетный  расход  ох¬
лаждающей  воды  на  25%  больше.  На  новых
электростанциях  США  около  20%  конденсато¬
ров  одноходовые.  Тенденция  перехода  к  одно¬
ходовым  конденсаторам  для  очень  мощных
турбин  объясняется  стремлением  к  уменьше¬
нию  расхода  электроэнергии  на  привод  цирку¬
ляционных  насосов,  расход  которой  пропор¬
ционален  произведению  расхода  охлаждаю¬
щей  воды  на  напор.  Ввиду  меньшего  сопро¬
тивления  одноходовых  конденсаторов  в  ряде
случаев  расход  энергии  может  быть  меньше,
несмотря  на  увеличение  подачи  воды.
 Учитывая  превалирующее  влияние  крат¬
ности  охлаждения  т  на  число  ходов,  можно
 при  предварительных  расчетах  исходить  из
следующих  приближенных  соотношений.
 Кратность  охлаждения  т  80...120  40...80 	40
 Число  ходов  воды  г 		1 	2 	3...4
 Число  ходов  воды  z  в  зависимости  от  пло¬
щади  поверхности  охлаждения  F  и  кратности  т
приведено  на  рис.  2.3.40.  В  современных  кон¬
денсаторах  обычно  длина  трубок  /  =  4...7  м,  а  в
отдельных  случаях  /  <  8,5  м  (рис.  2.3.41).
 Основные  элементы  конструкции  поверхно¬
стного  конденсатора.  Все  основные  элементы
конденсационной  установки  паровой  турби¬
ны,  кроме  воздушных  насосов  (эжекторов),
обычно  размещены  в  конденсационном  поме¬
щении  между  нулевой  отметкой  и  отметкой
машинного  зала,  за  исключением  боковых
конденсаторов  турбины.  Эжекторы,  как  пра-
 Рис.  2.3.40.  Изменение  числа  ходов  воды  z  в  кон¬
денсаторе  в  зависимости  от  площади  поверхно¬
сти  охлаждения  F  и  кратности  охлаждения  т
(приближенно)
 Рис.  2.3.41.  Примерные  диапазоны  длины  I  кон¬
денсаторных  трубок  в  зависимости  от  расхода
пара  DK:
 1  —  z  =  3w  4;  2  —  z  =  1  и  2

126  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 вило,  расположены  на  отметке  турбины,  вбли¬
зи  нее.
 В  поверхностном  двухходовом  конденсато¬
ре  к  корпусу  1  присоединены  (чаще  приварены,
иногда  с  помощью  фланцев)  основные  трубные
доски  2,  в  отверстиях  которых  закреплены  труб¬
ки  3,  образующие  охлаждаемую  поверхность  те¬
плообмена  (рис.  2.3.42).  К  внешним  поверхно¬
стям  трубных  досок  крепятся  передняя  4  и  зад¬
няя  5  (поворотная)  водяные  камеры.  Передняя
водяная  камера  с  помощью  перегородки  6  раз¬
делена  на  два  отсека  для  организации  тока  воды
через  конденсатор  в  два  хода.
 Охлаждающая  вода  Г  поступает  в  нижний
отсек,  проходит  по  трубкам  нижней  половины
конденсатора,  поворачивается  на  180°  в  каме¬
ре  5,  проходит  по  трубкам  верхней  половины
конденсатора  и  из  верхнего  отсека  (верхней
его  части)  передней  водяной  камеры  4  удаля¬
ется  из  конденсатора.
 Переходный  патрубок  (горловина  кон¬
денсатора)  8  соединен  (обычно  приварен)  с
выходным  патрубком  турбины.  Пар,  посту¬
пающий  из  турбины,  конденсируясь  на  охлаж¬
даемых  циркуляционной  водой  трубках  3,  дви¬
жется  в  направлении  отсоса  Б  паровоздушной
смеси.  В  показанной  компоновке  трубчатого
пучка  пар  А  движется  преимущественно  сверху
вниз.  Часть  пара  из  развитого  центрального
прохода  входит  в  трубчатый  пучок  в  радиаль¬
 ном  (от  центра  к  периферии)  направлении,
обходя  в  нижней  части  пучка  паровые  щиты  9,
условно  выделяющие  часть  трубчатого  пуч¬
ка  10,  называемую  воздухоохладителем.
 Для  обеспечения  более  полной  конденса¬
ции  пара  в  объеме  конденсатора  и  уменьшения
количества  пара,  отсасываемого  эжектором,  не¬
обходимо,  чтобы  первый  ход  циркуляционной
воды  был  организован  в  части  трубчатого  пучка,
включающего  в  себя  зону  воздухоохладителя.
Вода  подается  в  водяную  камеру  снизу,  а  выво¬
дится  сверху.  В  современных  двухходовых  кон¬
денсаторах  циркуляционная  (охлаждающая)  во¬
да  вводится  в  конденсатор  двумя  параллельны¬
ми  потоками.  Трубные  пучки  11  и  12  (не  пока¬
заны)  этих  двух  независимых  потоков  воды  сим¬
метрично  расположены  относительно  верти¬
кальной  осевой  линии  конденсатора.  Каждый
из  потоков  выполнен  двухходовым.
 Пар,  сконденсировавшийся  на  поверхно¬
сти  трубок,  стекает  в  нижнюю  часть  конденса¬
тора,  откуда  собирается  в  конденсатосбор-
ник  13  и  откачивается  В  конденсатными  насо¬
сами.  В  паровом  пространстве  конденсатора
для  обеспечения  вибронадежности  его  труб¬
ной  системы,  а  также  для  ужесточения  корпу¬
са  аппарата  установлены  промежуточные  пе¬
регородки  7,  количество  и  система  расстанов¬
ки  которых  определяется  по  специальной  ме¬
тодике.  Для  выравнивания  полей  скоростей  и
 Рис.  2.3.42.  Схема  поверхностного  конденсатора

КОНДЕНСАТОРЫ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 127
 давлений  пара  по  всему  объему  конденсатора  в
промежуточных  перегородках  выполняются
окна  14.  В  переходном  патрубке  конденсатора
обычно  устанавливаются  выводные  трубы  па¬
ра  Ж  из  камер  отборов  ЦНД  на  регенератив¬
ные  подогреватели  низкого  давления,  а  также
сбросное  устройство  для  пара  Е,  поступающе¬
го  из  котла  (парогенератора)  через  редукцион¬
но-охлаждающие  устройство.
 В  ряде  конденсаторов  сбросные  устрой¬
ства  иногда  располагают  непосредственно  в
трубных  пучках.  Однако  это  затрудняет  вы¬
полнение  наиболее  рациональной  компоновки
трубного  пучка,  так  как  дополнительные  пото¬
ки  пара  и  воды  вызывают  аэродинамические  и
температурные  перекосы  в  пучке  и,  следова¬
тельно,  ухудшают  эффективность  его  работы.
Такое  конструктивное  решение  может  также
оказать  отрицательное  влияние  на  долговеч¬
ность  работы  трубного  пучка  вследствие  боль¬
ших  скоростей  сбрасываемых  потоков  пара,
его  высокой  температуры  и  большой  влажно¬
сти.  Эти  потоки  способствуют  эрозионному
износу  трубок,  появлению  опасных  автоколе¬
баний  трубок  и  их  разгерметизации  в  узле
вальцовочного  соединения  в  трубных  досках
ввиду  больших  термических  напряжений.
 Схемы  включения  конденсаторов  паровых
турбин  должны  обеспечивать  высокую  эффек¬
тивность  работы  ПТУ,  минимальный  расход
электроэнергии  на  прокачку  охлаждающей  во¬
ды,  а  также  рациональную  компоновку  оборудо¬
вания  и  циркуляционных  водоводов.  Паровые
турбины  большой  мощности  имеют  большое
число  выпускных  патрубков  (до  восьми),  кото¬
рые  направляют  пар  в  конденсаторы.  Можно
выделить  два  основных  варианта  включения
конденсаторов  по  пару:  связки  выхлопной  пат¬
рубок  —  корпус  конденсатора  и  несколько  вы¬
хлопных  патрубков  —  один  корпус  конденсато¬
ра.  В  отечественной  практике  наиболее  часто
реализуется  вариант  одно-  и  двухкорпусного
выполнения  конденсаторов  с  параллельными
потоками  пара.  По  расположению  конденсато¬
ров  относительно  турбины  все  известные  схемы
могут  быть  классифицированы  по  двум  основ¬
ным  признакам:  1)  местоположению  конденса¬
тора  относительно  турбины;  2)  расположению
оси  трубного  пучка  конденсатора  относительно
продольной  оси  турбоагрегата.  По  первому  при¬
знаку  различают  три  типа  конденсаторов:
 подвальный  —  конденсатор  расположен
под  турбиной,  обычно  в  пределах  фундамента
агрегата;
 боковой  —  корпус  конденсатора  располо¬
жен  сбоку  от  турбины  за  пределами  ее  фунда¬
мента;
 интегральный  —  трубный  пучок  компону¬
ется  во  внешнем  корпусе  ЦНД  или  в  его  части.
 По  второму  признаку  различают  два  ва¬
рианта  конденсаторов:  с  поперечным  и  акси¬
альным  (параллельно  или  вдоль  оси  турбины)
расположением.
 Трубки  конденсатора  всегда  прямые,  что
объясняется  их  загрязнением  и  необходимо¬
стью  чистки.  По  этой  же  причине  трубки  це¬
лесообразно  делать  несколько  большего  диа¬
метра  flf,  чем  для  других  теплообменных  аппа¬
ратов.  Для  стационарных  конденсаторов  наи¬
более  часто  применяют  трубки  с  d  =  19/17,
24/22,  25/23  мм  (внешний/внутренний),  при¬
чем,  чем  длиннее  трубки  (больше  конденса¬
тор)  и  более  загрязнена  вода,  тем  больше  их
диаметры.  Для  судовых  конденсаторов,  исходя
из  условия  компактности  и  отсутствия  интен¬
сивного  загрязнения  обычно  принимают  труб¬
ки  с  d  =  16/14  мм.  Трубки  такого  же  размера
иногда  принимают  и  для  небольших  стацио¬
нарных  конденсаторов  при  очень  чистой  воде.
В  ОАО  «ПО  ЛМЗ»  вместо  ранее  применяв¬
шихся  трубок  с  d  =  19/17  мм  (для  облегчения
механической  чистки)  используют  трубки  с
d  =  24/22  мм  при  /  =  6,65  м  для  турбин  мощ¬
ностью  50  и  100  мВт.
 Скорость  воды  в  трубках  следующая  (м/с):
 Пресная  вода 		1,5...2,5
 Загрязненная  вода 	 Не  менее  2
 Морская  и  агрессивная  вода 	 Не  более  1,5
 Трубы  крепят  к  трубной  доске  путем  раз¬
вальцовки.  Трубные  доски  имеют  толщину
 20...30 	мм.  В  старых  конструкциях  они  крепи¬
лись  болтами  к  корпусу  конденсатора,  в  совре¬
менных  —  ввариваются  внутрь  корпуса.  В  слу¬
чаях  чрезмерного  прогиба  трубок  (более
 2...2.5 	мм)  ставятся  промежуточные  перегород¬
ки.  Корпус  конденсатора  изготовляют  в  на¬
стоящее  время  из  стальных  листов  толщиной
 8... 	12  мм.  Для  предотвращения  его  деформации
и  уменьшения  толщины  листов  снаружи  к  кор¬
пусу  приваривают  ребра  жесткости  (уголки,
швеллеры  и  др.).  В  месте  соединения  корпуса  с
патрубком  турбины  ребра  жесткости  привари¬
вают  и  с  внутренней  стороны  корпуса.  Водяные
камеры  как  отдельные  элементы  прикрепляли
к  корпусу  болтами.  В  настоящее  время  их  при¬
варивают  непосредственно  к  корпусу.

128  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 На  корпусе  конденсатора  установлен  ав¬
томатический  атмосферный  клапан,  предна¬
значенный  для  защиты  конденсатора  от  повы¬
шения  в  нем  давления  выше  атмосферного  и  в
случае  какой-либо  неисправности  установки.
 Характеристика  конденсаторов  приведе¬
на  в  табл.  2.3.3.
 Конденсаторы  промышленных,  транспорт¬
ных  и  других  установок.  В  стационарных  энер¬
гетических  ПТУ  применяют  практически  толь¬
ко  рассмотренные  поверхностные  конденсато¬
ры  с  водяным  охлаждением.  В  некоторых  про¬
мышленных  установках,  а  также  в  транспорт¬
ных  и  в  небольших  по  мощности  ранее  выпус¬
кавшихся  установках  встречаются  воздушные,
испарительные  и  смешивающие  конденсаторы.
 В  воздушных  конденсаторах  отработав¬
ший  пар  конденсируется  в  трубках,  охлаждае¬
мых  атмосферным  воздухом.  Воздух  может  по¬
даваться  как  вентилятором,  так  и  вследствие
естественной  циркуляции.  Коэффициент  теп¬
лоотдачи  с  воздушной  стороны  значительно
меньше,  чем  со  стороны  пара.  Поэтому  с  воз¬
душной  стороны  устанавливаются  ребра,  уве¬
личивающие  площадь  поверхности  теплообме¬
на.  Коэффициент  оребрения  составляет  10...20.
Из-за  своих  больших  размеров  эти  конденсато¬
ры  установлены  вне  помещений,  что  требует
применения  длинных  паропроводов.  Такие
конденсаторы  отличаются  сравнительно  боль¬
шой  металлоемкостью,  повышенными  присо-
сами  воздуха  и  паровым  сопротивлением.  Пер¬
спективы  их  использования  ограничены.
 В  испарительных  конденсаторах  охлаж¬
дающих  рабочим  телом  одновременно  являют¬
ся  вода  и  воздух.  Внутри  труб  конденсируется
пар,  а  наружная  поверхность  пучка  труб  омыва¬
ется  струйками  воды  и  потока  воздуха.  Некото¬
рая  часть  воды  испаряется,  а  большая  часть
стекает  в  бассейн,  откуда  насосом  вновь  пода¬
ется  на  орошение.  Циркуляция  воздуха  при
этом  естественная,  иногда  принудительная.  Те¬
плота  конденсации  пара  идет  на  нагрев  воздуха
(примерно  30%),  остальное  количество  тепло¬
ты  —  на  испарение  воды.  Область  применения
таких  конденсаторов  незначительная.
 В  смешивающих  конденсаторах  конден¬
сация  пара  осуществляется  непосредственным
смешением  его  с  охлаждающей  водой.  По
принципу  действия  их  разделяют  на  два  типа:
конденсация  происходит  на  отдельных  струях
или  каплях  воды,  движущихся  с  большой  ско¬
ростью,  получаемых  путем  предварительного
разбиения  воды.  Область  применения  смеши¬
 вающих  конденсаторов  ограничена  ПТУ  ма¬
лой  мощности.
 Эжекторы  конденсаторов  ПТУ.  В  настоя¬
щее  время  для  удаления  воздуха  из  конденса¬
торов  используются  паро-  или  водоструйные
эжекторы,  различающиеся  только  активным
рабочим  телом.  Рабочее  тело  подается  в  сопло,
в  котором  разгоняется  до  сравнительно  боль¬
ших  скоростей.  Струя  рабочего  тела  вытекает
из  сопла  в  камеру  смешения,  в  которую  одно¬
временно  подводится  паровоздушный  поток
из  конденсатора.  Затем  смесь  поступает  в  диф¬
фузор,  где  происходит  переход  кинетической
энергии  струи  в  энергию  давления.  Из  диффу¬
зора  воздух  выбрасывается  в  атмосферу  или
подается  в  следующую  ступень  эжектора.  Рас¬
ход  пара  на  эжекторы  составляет  в  среднем
0,5...0,8%  общего  расхода  пара  на  ПТУ.  Давле¬
ние  отбираемого  пара  0,5...  1,5  кПа.  Для  умень¬
шения  количества  активного  рабочего  тела  и
полезного  использования  теплоты  пара  в  сме¬
си  за  каждой  ступенью  эжектора  устанавлива¬
ют  теплообменник,  охлаждаемый  водой.
 Охладители  эжекторов  являются  тепло¬
обменниками  поверхностного  типа,  на  наруж¬
ной  поверхности  трубок  которых  происходит
конденсация  и  охлаждение  паровоздушной
смеси,  а  внутри  трубок  проходит  основной
конденсат,  подаваемый  из  напорного  коллек¬
тора  конденсатных  насосов.  Таким  образом,
теплосодержание  рабочего  тела  в  пароструй¬
ном  эжекторе  используется  для  подогрева  ос¬
новного  конденсата.
 Техническая  характеристика  пароструй¬
ных  эжекторов  приведена  в  табл.  2.3.4.
 Водоструйный  эжектор  осуществляет  од¬
ноступенчатое  сжатие  паровоздушной  смеси.
Водяная  струя,  вытекающая  из  суживающего¬
ся  сопла,  быстро  распадается  на  капли,  на  по¬
верхности  которых  конденсируется  паровоз¬
душная  смесь,  отсасываемая  из  конденсатора.
Диспергированная  водяная  струя  и  эжектируе-
мый  воздух  восстанавливают  давление  в  диф¬
фузоре.  Затем  воздух  выбрасывается  в  атмо¬
сферу,  а  вода  снова  подается  в  сопло.
 Конденсационные  установки  помимо  ос¬
новных  эжекторов  обычно  имеют  пусковой
эжектор  для  создания  первоначального  вакуума
при  подготовке  турбины  к  пуску  (рис.  2.3.43),  а
также  вспомогательный  эжектор  для  отсоса
воздуха  из  трубопроводов  и  насосов  циркуля¬
ционной  системы  (при  их  заполнении  водой),
из  водяных  барабанов  конденсаторов,  маслоох¬
ладителей,  воздухоохладителей  (при  их  пуске)

2.3.3.  Техническая  характеристика  конденсаторов  паровых  турбин  различных  турбинных  заводов
 КОНДЕНСАТОРЫ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН 	129
 рк,  кПа
 2,95
 5,98
 3,43
 3,92
 3,92
 5,88
 3,43
 6,27
 3,43
 3,43
 3,50
 3,43
 3,38
 5,09
 2,95
 3,43
 3,43
 5,09
 2,94
 3,43
 4,42
 4,90
 ^°С
 10
 20
 10
 15
 15
 20
 10
 20
 10
 12
 12
 I2
 I2
 20
 10
 I2
 I2
 I2
 5
 I2
 15
 18
 т
 57,1
 48,5
 57,1
 50,0
 44,4
 36,4
 57,1
 47,7
 62,5
 62
 57,7
 50,7
 48,8
 53,5
 36,2
 36,3
 36,0
 31,5
 44,0
 37,0
 41,7
 36,3
 1  в  одном
корпусе,  м
 6,65
 6,65
 6,65
 7,39
 6,6
 6,6
 6,65
 9,0
 8,065
 8,93
 г
 8,93
 I2
 I2
 12
 )М»
 7,35
 8,85
 8,89
 8,85
 8,89
 8,85
 8  89
 8,89
 d,  мм
 во  ОАО  «ЛМЗ»
 е  конденсаторы
 25
 25
 25
 25
 25
 25
 25
 28
 30
 28
 е  конденсаторы
 28
 28
 28
 28
 ОАО  «Турбоат(
 е  конденсаторы
 25
 28
 28
 28
 28
 28
 28
 28*
 F  одного  кор¬
пуса,  тыс.  м2
 Производст
 Двухходовы
 3
 3
 3
 3
 3
 3
 3
 9
 4
 15,4
 Одноходовы
 11,25
 20,6
 30
 22,3
 Производство
 Двухходовы
 3,685
 9,П5
 10,12
 12,15
 8,17
 15,24
 11,52
 12,15
 Число
 корпусов
 1
 1
 1
 1
 1
 1
 2
 1
 2
 1
 2
 2
 2
 4
 2
 1
 2
 2
 2
 1
 2
 4
 Турбина
 К-50-90-1(2)
 ПТ-50-2(3)
 К-50-90-3
 Т-50-130
 ПТ-60-130/13
 ПТ-80/100-130/13
 К-100-90-2(6)
 Т-180/210-130
 К-200-130
 К-300-240
 К-500-240-4
 К-800-240-3(4)
 К-1200-240-3
 К-1000-60/3000
 К-100-90
 К-160-130
 К-220-44
 К-220-44
 К-220-44-2
 К-300-240
 К-500-240
 К-500-65/3000
 Конденсатор
 50-КЦС-З
 50-КЦС-4
 50-КЦС-5
 К2-3000-2
 60-КЦС
 80-КЦС
 100-КЦС-2(4)
180-КЦС
200-КЦС-2(3)
300-КЦС-1(3)
 500-КЦС-4*5
 800-КЦС-Г5
 1200-КЦС-З*5
 1000-КЦС-1
 К-100-3685
 К-150-9115
 К-10120
 К-12150
 К-8170
 К-15240
 К-11520
 К-12150

Окончание  табл.  2.3.3
 130  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 рк,  кПа
 3,92
 5,88
 4,41
 3,92
 3,92
 5,6
 7,3
 5,0;
 6,4*4
 5,8
 5,0...9,0
 5,0
 9,0
 14,0
 12
 22
 15
 15
 15
 20
 20
 20
 20
 20
 20
 40
 т
 40,6
 39,1
 38,3
 34,3
 34,7
 57,Г2
 38,8*3
 48,6*3
 52,З*3
 65...41
 81,0
 45,0
 79,0
 1  в  одном
корпусе,  м
 8,89
 9,8
 11,46
 8,89
 14
 7,5
 9
 9
 9
 4
 5
 5
 5,75
 d,  мм
 28*
 28
 26
 28
 28
 гво  ЗАО  «УТЗ»
 е  конденсаторы
 24
 24
 24
 24
 гво  ОАО  «ТКЗ»
 е  конденсаторы
 19
 22
 22
 22
 F  одного  кор¬
пуса,  тыс.  м2
 10,12
 22,55
 16,56
 16,36
 33,16
 Произволе!
 Двухходовы
 3,1
 6,01
 5,98
 1,38
 Произволе!
 Двухходовы
 540
 935
 935
 1220
 Число
 корпусов
 4
 2
 4
 6
 3
 2
 1
 2
 1
 1
 1
 1
 1
 Турбина
 К-500-60/3000
 К-500-60/1500
 К-750-65/3000
 К-1000-60/1500-1
 К-1000-60/1500-2
 Т-110/120-130
 ПТ-135/165-130/15
 Т-175/210-130
 Т-250/300-240-2
 К-6-35
 ПТ-12-36/10М
ПТ-12-90/10
 К-12-35М
 ПТ-25-90/10М
 ПТ-12-35/13Т
 ПТ-25-90/14
 Конденсатор
 К-10120
К-22550
 К-16560
 К-16360
 К-33160
 КГ2-6200
 К-2-6000-1
 КГ2-12000-1
 (одноходовой)
 К2-14000-1
 КП-540
 КП-935
 КП-935-1
 КП-1220
 *  Толщина  стенки  1,5  мм.
 *2  Для  номинальной  конденсационной  мощности  турбины.
 *3  Для  максимальной  конденсационной  мощности  турбины.
 *4  Для  первого  и  второго  корпусов  по  ходу  воды.
 *5  Продольное  расположение  корпуса  относительно  турбины.
 Примечания.  1.  Материалы  трубок  J168J1070-1,  МНЖ5-1,  МНЖМцЗО-1-1,  толщина  стенок  1  мм.
 2.  Расположение  для  всех  корпусов  конденсаторов  относительно  турбины  может  быть  подвальным  поперечным

2.3.4.  Техническая  характеристика  пароструйных  эжекторов  конденсаторов  ПТУ
 КОНДЕНСАТОРЫ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН 	131
 *  В  числителе  —  номинальная,  а  в  знаменателе  —  перегрузочная.
**  Значения  соответственно  для  второй  и  третьей  ступеней.
 ЭП-3-155
 ЭП-3-3
 ЭП-3-50/150
 ЭП-3-55/155
 ЭП-3-25/75
 Показатель
 Производительность,  кг/ч:
на  паровоздушной  смеси
 на  сухом  воздухе
 Расход,  кг/ч
охлаждающей  воды
 рабочего  пара**
 Давление  рабочего  пара,  МПа
 Давление  смеси  на  входе  в  эжектор,  кПа
 Температура  смеси  на  входе  в  эжектор,  °С
 Давление  за  эжектором,  МПа
 Площадь  поверхности  охладителя**,  м2

132  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.43.  Пусковой  эжектор  ОАО  «ЛМЗ»
 к  турбинам  мощностью  50...  100  МВт
 и  др.  Пусковой  и  вспомогательный  эжекторы
предназначены  для  кратковременной  работы,
всегда  одноступенчатые  и  рассчитаны  на  созда¬
ние  разрежения  до  66,5...80  кПа.  Эти  эжекторы
имеют  простое  устройство  (отсутствует  охлади¬
тель),  поэтому  при  наличии  пара  они  всегда  го¬
товы  к  работе.  Пуск  эжекторов  осуществляется
открытием  парового  вентиля.
 Водяные  устройства  конденсационных  ус¬
тановок.  Циркуляционные  насосы.  Основными
циркуляционными  насосами  для  конденсаци¬
онной  установки  являются  центробежные.
При  небольших  напорах  (до  15  м  вод.ст.)  и
небольшой  высоте  всасывания  (до  3  м)  при¬
нимают  осевые  (пропеллерные)  насосы.  Ус¬
ловием  бесперебойной  работы  насосов  явля¬
ется  устранение  возможности  закипания  в
них  воды  (кавитации).  С  этой  целью  накла¬
дываются  определенные  требования  к  уста¬
новке  насосов,  минимальной  высоте  залива
(подпора)  воды  и  конструкции  всасывающих
патрубков.
 При  подаче  воды  из  централизованной
насосной  обычно  устанавливают  четыре  на¬
соса  с  двумя  независимыми  линиями  подвода
воды  к  каждому  конденсатору.  При  индиви¬
дуальном  снабжении  ПТУ  водой  устанавлива¬
ют  два  циркуляционных  насоса  (один  резерв¬
ный).  Расход  энергии  на  циркуляционные  на¬
сосы  составляет  2...4%  вырабатываемой  элек¬
троэнергии.  Для  снижения  расхода  энергии
скорость  воды  во  всасывающем  трубопроводе
принимают  1...2  м/с,  в  напорном  —
 2...2,5  м/с.  Циркуляционные  насосы  имеют
большую  подачу  и  сравнительно  небольшой
 напор.  Ниже  приведены  расходы  охлаждаю¬
щей  воды  (тыс.  т/ч)  на  конденсационные  ус¬
тановки  ряда  паровых  турбин  при  номиналь¬
ном  режиме  их  работы  и  расчетных  значениях
температуры  охлаждающей  воды  на  входе  в
конденсатор.
 К-50-90  		8
 ПТ-60/75-130/13,  Т-50/60-130 		8
 К-100-90,  Т-110/120-130 		16
 ПТ-135/165-130/15 		12,5
 К-200-130 		25
 К-220-44 		36
 Т-250/300-240 		28
 К-300-240 		36
 К-500-240 		52
 К-500-166 		55
 К-500-65/3000 		83
 К-750-65-3000 		120
 К-800-240 		73
 К-1000-65/1500 		170
 КО  1200-240 		108
 Техническая  характеристика  циркуляци¬
онных  насосов  приведена  в  табл.  2.3.5.
 Конденсатные  насосы.  Откачивание  воды
из  разреженного  пространства  при  температу¬
ре,  близкой  к  кипению,  требует  работы  насо¬
сов  под  заливом,  в  заглублении.  Полный  на¬
пор  конденсатных  насосов  0,2...  1  МПа,  подача
 25...500  м3/ч.  Скорость  воды  во  всасывающем
трубопроводе  не  должна  превышать  1  м/с  с
тем,  чтобы  избежать  кавитации.
 Необходимое  количество  конденсатных
насосов  выбирают  с  резервом.  Как  правило,
группа  насосов,  перекачивающих  основной
конденсат,  состоит  из  трех  агрегатов  с  пода¬
чей,  равной  50...60%  максимального  расхода
конденсата,  а  другая  группа  —  из  двух  агрега¬
тов  со  100%-ной  подачей  каждого.  Общую  по¬
дачу  определяют  по  наибольшему  пропуску
пара  в  конденсатор  с  учетом  регенеративных
отборов  турбины.  Конденсатные  насосы  теп¬
лофикационных  турбин  выбирают  по  конден¬
сационному  режиму  их  работы  с  выключенны¬
ми  теплофикационными  отборами  для  внеш¬
него  потребителя.
 Давление,  создаваемое  насосом,  опреде¬
ляют  с  учетом  давления  и  гидравлических  со¬
противлений  в  элементах  оборудования  и  сис¬
теме  трубопроводов.  При  включении  в  тракт
конденсата  установки  химического  обессоли-
вания  насосы  первого  подъема  (ступени)  вы¬
бирают  с  небольшим  напором,  а  второго  подъ¬
ема  —  с  напором,  необходимым  для  подачи

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  НИЗКОГО  ДАВЛЕНИЯ
 133
 2.3.5.  Техническая  характеристика  циркуляционных  насосов
 Насос
 Q,
 тыс.  м3/ч
 Я,  м
 АН,  МПа
 N,  МВт
 п,  мин  1
 КПД,  %
 Р,°
 Д-3000-20
 3,2
 20
 —
 0,25
 730
 —
 —
 ОПВ  2-110
 18
 15
 1,2
 1
 485
 86
 +2...10
 ОПВ  3-110
 18,7
 22
 1,3
 1,6
 585
 86
 +  1,5...4
 ОПВ  5-110
 19,2
 10,5
 1,1
 1
 485
 85
 +2,5...6,5
 ОПВ  2-145
 30,5
 14,7
 1,2
 1,6
 365
 86
 +2...4
 ОПВ  10-145
 33,5
 17
 1,2
 2,5
 365
 86
 о
 го
 +
 96-ДПВ
 16,2
 23
 1,2
 1,16
 485
 88
 —
 130-ДПВ
 28,8
 23
 1,3
 2
 365
 88
 —
 170-ДПВ
 43,2
 22
 1,2
 3
 300
 88
 —
 220-ДПВ
 68,4
 23
 1,4
 4,93
 250
 88
 -
 Обозначения:  Q  —  подача;  Н—  напор;  АН—  кавитационный  запас;  N—  мощность;  п  —  час¬
тота  вращения;  р  —  угол  установки  лопастей.
 2.3.6.  Техническая  характеристика  конденсатных  насосов  ПТУ
 Насос
 ЛЯ,  МПа
 п,  мин  1
 N,  кВт
 КПД,  %
 'вх>  °С
 Рт,  МПа
(не  более)
 Кс  125-140
 1,6
 3000
 77
 62
 125
 0,4
 КсВ  320-160
 2,0
 1500
 186
 75
 135
 1,0
 КсВ  500-85
 1,6
 1000
 154
 75
 125
 1,0
 Ксв  500-150
 2,5
 985
 272
 75
 125
 1,0
 КсВ  1000-95
 2,5
 1500
 333
 76
 70
 0,6
 КсВ  500-220
 2,5
 740
 400
 75
 125
 1,0
 КсВА  1500-120
 2,3
 600
 80
 70
 0,2
 Обозначения:  tBX,pBX  —  температура  и  давление  на  входе.
 конденсата  через  поверхностные  регенератив¬
ные  ПНД  в  деаэратор  питательной  воды.  При
применении  бездеаэраторных  схем  требуется
некоторое  увеличение  давления  воды  за  по¬
следней  ступенью  конденсатных  насосов  для
создания  необходимого  кавитационного  запа¬
са  на  всосе  питательных  насосов.
 В  качестве  конденсатных  насосов  в  ПТУ
применяют  центробежные  насосы  горизон¬
тального  и  вертикального  типов.  Техническая
характеристика  конденсатных  насосов  приве¬
дена  в  табл.  2.3.6.
 2.3.4. 	ПОДОГРЕВАТЕЛИ  НИЗКОГО
ДАВЛЕНИЯ
 Поверхностные  ПНД.  Тепловая  схема
ПТУ  предусматривает  подогрев  воды  в  регене¬
ративных  подогревателях  паром,  частично  от¬
 работавшим  в  турбине,  что  дает  значительную
экономию  топлива  за  счет  обеспечения  повы¬
шения  термического  КПД  цикла.  Регенера¬
тивные  подогреватели,  рабочее  давление  на¬
греваемой  воды  (основного  конденсата)  в  ко¬
торых  определяется  давлением  конденсатных
насосов,  относятся  к  ПНД.  Для  ТЭС  и  ТЭЦ
давление  нагреваемой  воды,  как  правило,  не
превышает  3,2  МПа,  давление  греющего  пара
 1 	МПа,  а  для  АЭС  —  соответственно  не  более
4,2  и  1,6  МПа.  Начиная  с  70-х  годов  распро¬
странение  получили  комбинированные  систе¬
мы  регенерации  низкого  давления  с  первыми
по  ходу  основного  конденсата  ПНД  смеши¬
вающего  типа  (ПНС)  и  последующими  аппа¬
ратами  поверхностного  типа  (ПНП).
 Подогрев  основного  конденсата  в  ПНД
происходит  в  одной  группе  (нитке)  последова¬
тельно  установленных  подогревателей.  Такая  схе¬

134  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 ма  регенерации  низкого  давления  получила  по¬
давляющее  распространение.  В  исключительных
случаях,  например,  у  турбины  К-1000-60/1500
первые  два  ПНД  (ПН-1200-25-6-1А,  IIA)  имеют
три  корпуса,  параллельно  соединенных  по  нагре¬
ваемому  основному  конденсату.
 Каждый  поверхностный  подогреватель
(или  группа)  при  помощи  электрофицирован-
ных  задвижек  может  быть  отключен  по  основ¬
ному  конденсату,  греющему  пару,  конденсату
греющего  пара  (КГС)  и  при  помощи  ручных
задвижек  —  по  парогазовой  смеси  (ПГС).  На
трубопроводах  отвода  ПГС  из  корпусов  ПНД
установлены  ограничительные  диафрагмы,
уменьшающие  возможность  эрозионного  раз¬
рушения  этих  трубопроводов  и  ограничиваю¬
щие  расход  отводимой  ПГС,  который,  как
правило,  осуществляется  каскадно  из  подогре¬
вателя  с  большим  давлением  в  корпус  ПНД  с
меньшим  давлением.  Для  уменьшения  отрица¬
тельного  влияния  на  теплообмен  подогревате¬
ля  подвод  ПГС  в  ПНД,  преимущественно  ра¬
ботающих  при  давлении  пара  ниже  атмосфер¬
ного,  должен  быть  исключен,  а  отвод  смеси  из
этих  аппаратов  выполнен  непосредственно  в
конденсатор.  В  турбоустановках  одноконтур¬
ных  АЭС  во  избежание  накопления  гремучей
смеси  отвод  ее  осуществляется  из  каждого
ПНД  непосредственно  в  конденсатор.
 В  группе  поверхностных  ПНД  конденсат
греющего  пара,  накопленный  в  нижней  части
корпуса,  сливается  из  ПНД  с  бблыпим  давле¬
нием  в  ПНД  с  меньшим  давлением  в  корпусе.
Каскадный  слив  может  быть  прерван  установ¬
кой  сливных  насосов,  которыми  КГП  закачи¬
вается  в  трубопровод  основного  конденсата  за
подогревателем,  из  которого  откачивается  кон¬
денсат  пара.  Из  ПНП,  установленного  первым
по  ходу  основного  конденсата,  КГП,  как  пра¬
вило,  через  гидрозатвор  направляется  в  кон¬
денсатор.  Такой  слив  может  быть  осуществлен
не  только  из  первого  по  ходу  основного  кон¬
денсата  ПНП.  В  схеме  турбины  К-1000-60/3000
конденсат  греющего  пара  из  ПНП-3  через  гид¬
розатвор  (Н  =  9  м)  направляется  в  ПНС-2,  а  из
ПНП-4  через  гидрозатвор  (Н  —  2  м)  в  сепара-
тосборник.
 Давление  в  корпусе  любого  ПНП  при
каскадном  сливе  КГП  и  отвода  ПГС  может
при  определенных  условиях  увеличиться  до
максимально  возможного  значения  в  отборе
пара  с  наибольшим  расчетным  давлением.  По¬
этому  при  расчете  на  прочность  корпусов
ПНП,  установленных  в  схеме  регенерации
 низкого  давления  подавляющего  большинства
турбин  ТЭС  и  АЭС  (за  исключением  ПНП-1)
принимается  максимальное  давление.  Поддер¬
жание  заданного  (нормального)  уровня  кон¬
денсата  в  корпусе  с  допустимым  его  колебани¬
ем  ±150  мм  обеспечивается  регулирующим
клапаном,  установленным  на  трубопроводе
слива  конденсата  в  непосредственной  близо¬
сти  от  аппарата,  в  который  этот  конденсат
сбрасывается.
 В  ПНП  турбоустановок  большой  мощно¬
сти  предусматривается  защита  по  первому  и
второму  пределу  повышения  уровня  конденса¬
та  в  корпусе.  При  достижении  уровнем  перво¬
го  предела  срабатывает  сигнализация,  а  второ¬
го  —  подогреватель  должен  быть  отключен.
При  закрытых  задвижках  на  входе  и  выходе
основного  конденсата  из  ПНП  в  замкнутом
пространстве  трубной  системы  и  водяной  ка¬
меры  может  повышаться  давление  основного
конденсата  (термоопрессовка).  Чтобы  этого  не
происходило,  на  байпасе  запорной  задвижки
на  выходе  основного  конденсата  из  подогрева¬
теля  устанавливают  два  обратных  клапана.  На
каждом  ПНП  предусмотрены  вентили  для  вы¬
пуска  воздуха,  опорожнения  от  рабочей  среды
как  парового,  так  и  водяного  объемов,  уравни¬
тельных  сосудов  для  присоединения  приборов
регулирования  и  защиты.  Водоуказательные
приборы  визуальной  регистрации  уровня  КГП
в  корпусе,  датчики  сигналов  регулирования  и
защиты,  продувочные  вентили,  приборы  кон¬
троля  за  работой  ПНП  размещают  в  удобных
для  обслуживания  местах.
 Подогреватели  в  общем  случае  могут
иметь  три  зоны  поверхности  теплообмена  в
одном  корпусе,  работающие  в  разных  услови¬
ях:  охлаждения  перегретого  пара  ОП  (охлади¬
тель  пара)  и  нагрева  основного  конденсата  вы¬
ше  температуры  насыщения  греющего  пара;
конденсации  пара  КП;  охлаждения  конденсата
пара  ниже  температуры  насыщения  О  К  (охла¬
дитель  конденсата).  ПНП  для  АЭС  ввиду  не¬
значительного  перегрева  греющего  пара  могут
иметь  две  зоны  —  КП  и  ОК.
 Под  зону  встроенного  ОП  выделяется
часть  труб  поверхности  теплообмена  при  вы¬
ходе  из  них  нагреваемого  основного  конденса¬
та,  а  под  зону  встроенного  ОК  —  часть  труб
первого  хода  основного  конденсата.  ОП  и  ОК
могут  быть  расположены  и  в  отдельных  вы¬
носных  аппаратах,  но  при  этом  повышаются
капитальные  и  эксплуатационные  затраты,  по¬
этому  в  большинстве  турбоустановок  ПНП

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  НИЗКОГО  ДАВЛЕНИЯ
 135
 разрабатываются  со  встроенными  ОП  и  ОК.
Применение  ОК  выносного  или  встроенного
типа  позволяет  увеличить  тепловую  экономич¬
ность  турбоустановки  на  0,01...0,02%  на  один
охладитель.  Кроме  того,  благодаря  уменьше¬
нию  температуры  КГП,  снижается  угроза  эро¬
зионного  разрушения  трубопровода  за  регули¬
рующим  клапаном  и  улучшаются  условия  его
работы.  Выносные  ОК  устанавливают  по  ходу
основного  конденсата  перед  подогревателем.
Через  О  К,  как  правило,  проходит  одна  часть
основного  конденсата,  а  другая  часть  байпаси-
руется  через  перепускную  диафрагму.
 Целесообразность  наличия  в  схеме  регене¬
рации  встроенных  или  выносных  ОП  и  ОК,  оп¬
ределяется  технико-экономическим  расчетом.
 В  зависимости  от  компоновки  ПНП  из¬
готовляют  как  горизонтальными  так  и  верти¬
кальными.  При  вертикальном  исполнении
(основном  для  отечественных  турбин  ТЭС  и
АЭС)  распределительная  водяная  камера  мо¬
жет  располагаться  над  трубной  системой,  при
этом  исключается  затопление  конденсатом
нижних  участков  труб  поверхности  теплообме¬
на  (для  ТЭС  и  ТЭЦ),  или  под  ней  для  полного
слива  конденсата  из  трубного  пространства
(для  АЭС).
 Учитывая  высокое  качество  основного
конденсата  теплообменная  поверхность  наби¬
рается  из  U-  или  П-образных  труб,  что  при
всех  прочих  равных  условиях  позволяет  в
 2 	раза  уменьшить  число  вальцовочных  соеди¬
нений,  трудоемкость  изготовления  и  массу
ПНП  по  сравнению  с  подогревателями,  тепло¬
обменная  поверхность  которых  набрана  из
прямых  труб.
 Основными  элементами  (узлами)  ПНП
являются:  распределительная  водяная  камера  с
патрубками  входа  и  выхода  основного  конден¬
сата  и  с  разделительными  перегородками,  оп¬
ределяющими  число  ходов  конденсата  (2,  4
или  6);  трубная  система,  состоящая  из  U-  или
П-образных  труб  разной  длины,  концы  кото¬
рых  развальцованы  и  при  необходимости  при¬
варены  к  трубным  доскам  и  направляющим
перегородкам,  обеспечивающим  вместе  с  кар¬
касными  трубами  необходимую  жесткость  по¬
верхности  теплообмена  и  организующим  дви¬
жение  пара  и  направленный  отвод  его  конден¬
сата;  корпус,  в  котором  размещена  трубная
система,  с  патрубками  и  штуцерами  для  под¬
вода  греющего  пара,  отвода  его  конденсата,
подвода  конденсата  и  ПГС,  там  где  это  необ¬
ходимо  из  аппарата  с  большим  давлением;
 штуцерами  диаметром  16...20  мм  для  присое¬
динения  приборов  регулирования  и  защиты,  а
также  для  выхода  ПГС,  опорожнения  (слива)
и  выхода  воздуха.  Корпус  подогревателя  и  во¬
дяная  камера  к  трубной  доске  могут  крепиться
сваркой  или  при  помощи  фланцев.  Для  ПНП
с  верхней  водяной  распределительной  каме¬
рой  опорные  лапы  чаще  всего  устанавлены  на
корпусе,  а  при  нижнем  ее  расположении
опорная  кольцевая  плита  крепится  к  водяной
камере.
 Наиболее  ответственный  элемент  —
трубная  система,  от  конструкции  которой  в
большой  степени  зависит  надежность  и  тепло¬
вая  эффективность  работы  подогревателя
(рис.  2.3.44).
 Для  повышения  тепловой  эффективности
ПНП,  работающих  с  давлением  пара  в  корпусе
ниже  атмосферного,  в  корпусе  устанавливают
воздухоохладители  смешивающего  типа  с  де¬
аэрирующими  функциями,  что  позволяет  оп¬
тимизировать  скорость  парового  потока  на
всем  пути  его  движения  в  межтрубном  про¬
странстве,  устранить  или  существенно  умень¬
шить  возможность  образования  застойных,
плохо  вентилируемых  потоком  пара  зон  труб¬
ной  системы,  осуществить  эффективный  от¬
вод  неконденсирующихся  газов  с  минималь¬
ным  количеством  греющего  пара  в  нем.
 Конструктивные  схемы  ПНП.  На  основе
конструктивной  схемы,  показанной  на
рис.  2.3.44,  а,  для  турбин  мощностью  50...300  МВт
ТЭС  разработано  большое  количество  ПНП,  и  в
настоящее  время  изготовляется  более  20  типораз¬
меров  подогревателей  с  площадью  поверхности  те¬
плообмена  90...400  м2,  набранной  из  U-  или
П-образных  труб  с  внешним  диаметром  16  мм,
толщиной  стенки  0,8...  1,2  мм.  (Материал  труб  —
Л-68, 	МНЖ-5,1,  коррозионно-стойкая  сталь
 08Х18Н10Т,  08Х14МФ  и  др.)  Кроме  того,  выпол¬
нены  пять  типоразмеров  ПНП  для  турбины
К-220-44  АЭС  с  площадью  поверхности  теплооб¬
мена  750...800  м2  и  пять  типоразмеров  для  турби¬
ны  К-500-240-2  ХТЗ.  В  последней  турбоустанов¬
ке  для  двух  последних  по  ходу  основного  кон¬
денсата  ПНП  предусмотрены  встроенные  ОП,
наличие  которых  несколько  изменяет  основную
конструктивную  схему.  Такая  же  конструктивная
схема  (со  встроенным  ОП)  применена  при  разра¬
ботке  ПН-400-26-7-1,  установленного  перед  де¬
аэратором  турбоустановок  К-300-240  ЛМЗ,  ХТЗ.
Первые  турбины  К-800-240  комплектовались  по¬
догревателями,  разработанными  по  схеме,  пока¬
занной  на  рис.  2.3.44,  б  (ПН-1600-32-7-1У,

136  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.44.  Основные  конструктивные  схемы  ПНП:
 А  —  вход  греющего  пара;  Б,  В  —  вход-выход  нагреваемого  конденсата;  Г  —  выход  конденсата  пара;
 1 	—  водяная  распределительная  камера;  2  —  корпус;  3  —  трубная  система;  4  —  гидрозатвор;  5  —
встроенный  ОК;  6  —  парораспределительный  короб;  7  —  «плавающая»  водяная  камера;  8  —  по¬
верхностный  воздухоохладитель;  9  —  труба  отвода  неконденсирующихся  газов;  10  —  смешиваю¬
щий  воздухоохладитель;  I—IV—  ходы  по  воде
 ПН-1500-32-7-Ш)  и  по  схеме  рис.  2.3.44,  в
(ПН-2200-32-7-11,  ПН-2400-32-7-1).
 Для  турбин  АЭС  К-500-65/3000  ХТЗ  раз¬
работаны  и  изготовлены  пять  типоразмеров
ПНП  по  конструктивной  схеме,  приведенной
 на  рис.  2.3.44,  в.  Поверхность  теплообмена  этих
подогревателей  набрана  из  прямых  стальных
труб.  По  конструктивной  схеме  рис.  2.3.44,  г
выполнены  ПНП  с  прямыми  трубами  поверх¬
ности  теплообмена  для  турбин  К-750-65/3000  и

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  НИЗКОГО  ДАВЛЕНИЯ
 137
 К-1000-60/1500,  по  схеме  рис.  2.3.44,ж  —
ПНП  для  турбин  К-1000-60/3000  с  нижней  рас¬
пределительной  водяной  камерой.
 Длительный  опыт  эксплуатации  и  анализ
данных  испытаний  на  ТЭС,  ТЭЦ  и  АЭС,
ПНП,  разработанных  по  конструктивным  схе¬
мам  рис.  2.3.44,  а-г,  ж,  свидетельствуют  о  не¬
обходимости  сокращения  их  числа  с  целью
унификации  отдельных  узлов  и  элементов  по¬
догревателей,  уменьшения  массогабаритных
показателей,  повышения  надежности  и  тепло¬
вой  эффективности  [65].  Так,  для  турбины
 К-200-130/3  разработаны  ПНП  по  конструк¬
тивной  схеме  рис.  2.3.44,  д  (со  встроенным  ОК
или  ОП),  которые  заменили  ПН-300,  разрабо¬
танные  по  схеме  рис.  2.3.44,  а.  Для  турбины
К-300-240  изготовлены  ПНП-550-25-1-1У  со
встроенным  ОП,  которые  заменили  ПН-400,
также  выполненные  по  схеме  рис.  2.3.44,  а.
 В  табл.  2.3.7  и  табл.  2.3.8  приведена  тех¬
ническая  характеристика  ПНП,  которые  нахо¬
дятся  в  эксплуатации,  изготовляются  или  на¬
мечены  к  производству  в  настоящее  время.
 2.3.7.  Техническая  характеристика  поверхностных  подогревателей  низкого  давления  ТЭС  и  ТЭЦ
 Обозначение
 Конструктив¬
ная  схема
по  рис.  2.3.44
 Номинальный
расход  основ¬
ного  конден¬
сата,  т/ч
 Сухая
масса,  т
 Предприятие-
 изготовитель
 Турбина*
 ПН-90-16-4-1
 160
 2,93
 К-50-90-4
 ПН-90-16-4-Ш
 160
 2,93
 сзэм
 Т-50-90-4
 ПН-100-16-4-1
 260
 2,9
 ПТ-60/75-90/13
 ПН-100-16-4-Ш
 260
 2,93
 К-200-130-3
 ПН-100-16-4-Ш
 260
 3,93
 К-210-130
 ПН-100-25-6-2
 154
 4Д
 ПН-100-25-6-3
 173
 4,1
 ткз
 К-50-90-4
 ПН-100-25-6-4
 173
 4Д
 ПН-130-16-9-1
 230
 3,55
 ПТ-60/75-90-13
 ПН-130-16-10-11
 а
 230
 3,53
 К-100-90-7
 ПН-130-16-9-Ш
 230
 3,65
 ПТ-50/60-130/7
 ПН-200-16-7-1
 350
 5,23
 сзэм
 К-100-90-7
 ПН-250-16-7-11
 400
 11,6
 ПН-250-16-7-Ш
 400
 6,30
 ПТ-135/165-130/15
 ПН-250-16-7-1У
 400
 6,14
 ПН-255-1,57-0,69-1
 219
 8
 ПН-255-1,57-0,69-И
 333
 8
 ЗиО
 ПТ-80/100-130/13
 ПН-370-1,57-0,69-111
 379
 11,8
 ПН-350-16-7-1
 575
 10*2
 ПН-350-16-7-11
 д
 575
 10,4*2
 К-200-130/3
 ПН-350-16-7-Ш
 490
 10*2
 сзэм,  ткз
 ПН-365-1,96-0,69
 464
 11,74
 К-225-12,8
 ПН-370-1,96-0,69
 е
 565
 12,64

138  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Окончание  табл.  2.3.7
 Обозначение
 Конструктив¬
ная  схема
по  рис.  2.3.44
 Номинальный
расход  основ¬
ного  конден¬
сата,  т/ч
 Сухая
масса,  т
 Предприятие  -
изготовитель
 Турбина*
 ПН-365-1,96-0,69-1
 е
 565
 11,4
 ЗиО
 К-225-12,8
 ПН-400-26-7-1
 750
 12,9
 ПН-400-26-7-11
 750
 11,4
 ПН-400-26-7-Ш
 а
 750
 11,6
 СЗЭМ
 К-300-240-1
 ПН-400-26-2-1У
 750
 11,6
 ПН-400-26-8-У
 750
 11,4
 ПН-400-26-7-11
 610
 14
 Т-185/220-130-2
 0ПН-400-26-8-У
 686
 14,2
 ПН-405-1,96-0,686
 е
 468
 14
 ПН-325-1,96-0,686
 468
 13,6
 Т-185/220-12,8
 ПН-360-1,96-0,686
 468
 13,5
 ПН-550-25-6-1нж
 780
 17
 ПН-550-25-6-Пнж
 780
 18,1
 ПН-550-25-6-Шнж
 д
 680
 17,6
 ПН-550-25-1-1Унж
 680
 17,4
 К-300-240
 ПН-670-2,5-0,1
 681
 22,68
 ПН-580-2,5-0,7
 805
 20,9
 ТКЗ
 ПН-680-2,5-0,7
 822
 23,38
 ПН-850-25-6-1
 1310
 22,5
 К-500-240
 ПН-1100-25-6-1
 1310
 28,5
 ПН-1900-32-7-11
 1940
 50,17
 К-800-240
 ПН-1900-32-7-1
 е
 1940
 49,14
 ПН-2300-25-7-У
 2425
 61,3
 ПН-2300-25-7-1У
 2425
 61,8
 ПН-2300-25-7-Ш
 2842
 61,7
 К-1200-240
 ПН-2300-25-7-11
 2842
 60,7
 ПН-2300-25-7-1
 2842
 61,30
 * 	Впервые  подогреватель  разработан  для  турбины.
 *2  Подогреватели  изготовления  СЗЭМ.
 Примечание.  Пример  обозначения  подогревателя:  ПН-350-6-7-11  —  подогреватель  низкого
давления  вертикального  типа  с  площадью  поверхности  теплообмена  350  м2,  рабочим  давлением  ос¬
новного  конденсата  в  трубной  системе  16  кгс/см2  (избыточное),  рабочим  давлением  пара  в  корпусе
 7 	кгс/см2  (избыточное),  модификация  II.

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  НИЗКОГО  ДАВЛЕНИЯ
 139
 2.3.8.  Техническая  характеристика  поверхностных  подогревателей  низкого  давления  АЭС
 Обозначение
 Конструктив¬
ная  схема
по  рис.  2.3.44
 Номинальный
расход  основ¬
ного  конден¬
сата,  т/ч
 Сухая
масса,  т
 Предприятие  -
изготовитель
 Турбина
 ПН-800-29-7-1А
 а
 750
 22,8
 сзэм*2
 К-220-44
 ПН-800-29-7-НА
 780
 19,8
 ПН-800-29-7-И1А
 950
 19,4
 ПН-800-29-7-1УА
 950
 19,2
 ПН-800-29-7-УА
 1050
 19,5
 ПН-950-42-8А
 в
 1260
 36
 ткз*3
 К-500-65/3000
 ПН-1800-42-8-1А
 2520
 60
 ПН-1800-42-8-ПА
 2520
 60
 ПН-1800-42-8-И1А
 2520
 60
 ПН-1800-42-8-1УА
 2520
 60
 ПН-1200-42-4-1А
 г
 1325
 55
 К-750-65/3000
 ПН-  1900-42-4-LA
 2645
 74
 ПН-  1900-42-4-ILA
 2950
 74
 ПН-1900-42-13-IIIA
 2950
 74
 ПН-1900-42-13-IVA
 3790
 74
 ПН-1200-25-6-1А
 1121
 49
 К-1000-60/1500
 ПН-1200-25-6-НА
 1335
 49
 ПН-3000-25-  16-IIIA
 4005
 100
 ПН-3000-25-16-IVA
 5214
 100
 ПН-3200-30-16-LA
 ж
 5200
 121
 К-1000-60/3000
 ПН-3200-30-16-ILA
 5200
 121
 ПН-2440-3,0*-0,4*-А
 3784
 60
 ОАО  «ЛМЗ»*2
 К-1000-60/3000-2
 ПН-3570-3,0*-1,2*-А
 3784
 80
 К-1000-60/3000-3
 ПН-2020-2,94*-1,08*-А
 Разрабатыва¬
 ется
 2361
 43,8
 К-800-130
 ПН-2210-2,94*-1,08*-А
 2755
 46,7
 * 	Давление  в  МПа.
 *2  U-образные  трубы.
 *3  Прямые  трубы.
 Примечание.  Пример  обозначения  подогревателя  ПН-800-29-7-Н1А:  подогреватель  низко¬
го  давления  вертикального  исполнения  с  площадью  поверхности  теплообмена  800  м2,  максималь¬
ным  абсолютным  давлением  основного  конденсата  в  трубной  системе  29  кгс/см2,  максимальным
абсолютным  давлением  греющего  пара  в  корпусе  7  кгс/см2,  модификации  III,  для  атомных  электро-
 станций  А.

140  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.45.  Подогреватель  ПН-350-16-7-11
 1  —  водяная  распределительная  камера;  2  —  кор¬
пус;  3  —  трубная  система;  4  —  каркасные  трубы;
5  —  встроенный  ОК;  6  —  короб  охладителя  кон¬
денсата;  А  —  вход  греющего  пара;  Б—В  —  вход-
выход  основного  конденсата;  Г  —  выход  конден¬
сата  пара  из  корпуса;  Д—  выход  конденсата  пара
из  обладателя  конденсата;  Е  —  вход  конденсата
пара  в  ОК
 Конструктивные  особенности  ПНП  [91].
Характерной  особенностью  подогревателя
ПН-350-16-7-П  является  наличие  кожуха  7зо-
ны  конденсации,  встроенного  ОК  5,  под  по¬
верхность  теплообмена  которого  выделена  ус¬
тановкой  короба  6  часть  труб  поверхности  теп¬
лообмена  первого  хода  и  организация  отвода  с
перегородок  КГП  через  трубы  4  (рис.  2.3.45).
 Наиболее  перспективной,  особенно  для
подогревателей  с  большой  площадью  поверхно¬
сти  теплообмена  в  одном  корпусе,  признана
конструктивная  схема  рис.  2.3.44,  е,  по  которой
разработаны  ПНП  для  турбоустановок  большой
мощности  500,  800,  1200  МВт  ТЭС  и  ТЭЦ,  а
также  для  турбоустановки  К-225-12,8  и
К-330-240.  Широкое  распространение  такие
ПНП  получили  благодаря  не  только  максималь¬
ной  унификации  деталей  и  узлов,  но  и  той  гиб¬
кости  конструкции,  которая  в  группе  однотип¬
 ных  ПНП  в  регенеративной  схеме  одной  тур¬
бины  без  существенных  изменений  позволяет:
выделить  часть  поверхности  теплообмена
под  встроенные  ОП  и  О  К;
 обеспечить  оптимальную  скорость  паро¬
вого  потока  практически  на  всем  тракте  его
движения,  что  устраняет  образование  застой¬
ных  зон  в  трубной  системе;
 осуществить  организованный  отвод  КГП  с
промежуточных  перегородок  трубной  системы;
 иметь  минимальный  радиус  гиба  П-об-
разных  труб;
 создать  равномерную  по  всему  сечению
скорость  парового  потока  при  входе  его  в
трубную  систему;
 выполнить  установку  смешивающих  воз¬
духоохладителей,  обеспечивающих  эффектив¬
ное  удаление  из  корпуса  аппарата  ПГС;
 отказаться  от  парораспределительного
короба;
 иметь  повышенный  (по  сравнению  с  дру¬
гими  конструктивными  схемами)  коэффици¬
ент  заполнения  трубами  трубной  доски.
 В  ПН-2300-25-7-У  вертикального  исполне¬
ния  с  трубной  системой,  выполненной  из  П-об-
разных  труб  по  схеме  рис.  2.3.44,  е,  трубы  перво¬
го  —  второго  хода  расположены  на  периферии
трубной  системы  и  основной  конденсат  в  них
движется  четырьмя  потоками,  а  в  трубах  третье¬
го  —  четвертого  ходов,  расположенных  в  цен¬
тральной  части  трубной  системы,  движение
конденсата  происходит  одним  потоком
(рис.  2.3.46,  а).  Фланцевый  разъем,  расположен¬
ный  на  водяной  камере  7,  над  патрубками  входа
 5 	и  выхода  Д  основного  конденсата,  обеспечива¬
ет  возможность  внутреннего  осмотра  водяной
камеры  и  мест  вальцовки  труб  в  трубной  доске.
К  трубной  доске  приварены  обечайки  водяной
камеры  и  корпуса  2.  На  цилиндрической  обе¬
чайке  корпуса  установлены  два  патрубка  подво¬
да  пара  А,  а  на  эллиптическом  днище  корпуса  —
патрубок  выхода  конденсата  В.  Разделительные
перегородки  водяной  камеры  обеспечивают  че¬
тыре  хода  основного  конденсата  в  трубной  сис¬
теме.  Трубная  система  с  направляющими  гори¬
зонтальными  перегородками,  через  которые
проходят  трубы  всех  ходов,  разделена  на  отсеки
с  одинаковым  направлением  движения  теплооб-
менивающихся  сред  (основного  конденсата  и
греющего  пара),  что  позволяет  выбирать  рас¬
стояние  между  ними  с  учетом  обеспечения  виб¬
рационной  надежности  трубной  системы.
 Поток  греющего  пара  через  патрубки  А
входит  в  корпус  2  и  распределяется  по  высоте

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  НИЗКОГО  ДАВЛЕНИЯ
 141
 А  -А
 Рис.  2.3.46.  Схемы  движения  потоков  в  ПН-2300-25-7-У  (а)  и  ПН-2300-25-7-11  (б):
 1  —  водяная  камера;  2  —  корпус;  3  —  лоток  с  отверстиями;  4  —  труба  отвода  ПГС;  5  —  встроенный
ОК;  6  —  короб  охлаждения  конденсата;  7  —  вертикальные  перегородки  зоны  конденсации  пара;
8  —  встроенный  охладитель  пара;  А  —  вход  пара;  Б  —  выход  ПГС;  В  —  выход  конденсата;
 Г,  Д  —  вход-выход  основного  конденсата
 трубной  системы  в  зазоре  между  корпусом  и
трубной  системой,  размещенной  в  кожухе.  Из
зазора  пар  поступает  на  трубы  четвертого  и
двух  потоков  конденсата  первого  хода,  прохо¬
дит  через  межтрубное  пространство  третьего  и
второго  ходов  основного  конденсата  и  поступа¬
ет  на  трубы  первого  хода.  При  этом  влага  кон¬
денсируется  на  наружной  поверхности  труб,
изготовленных  из  стали  12Х18Н10Т  с  внешним
диаметром  16  мм  и  толщиной  стенки  1,2  мм,
нагревая  основной  конденсат,  протекающий  в
трубах  со  скоростью  около  2  м/с.  Для  органи¬
зованного  отвода  конденсата  пара  с  направ¬
ляющих  перегородок  в  них  предусмотрены  от¬
верстия,  под  которыми  установлены  лотки,  со¬
бирающие  конденсат  пара  и  направляющие  его
через  отверстия  в  каркасных  и  специальных
вертикальных  трубах  в  нижнюю  часть  корпуса.
 В  конце  пути  движения  пара  за  трубами
поверхности  теплообмена  первого  хода  по
всей  высоте  трубной  системы  установлена  вер¬
тикальная  перфорированная  труба  отвода
 ПГС.  Перед  ней  на  горизонтальных  перего¬
родках  выполнены  отверстия,  обеспечиваю¬
щие  организацию  смешивающего  воздухоох¬
ладителя.  В  качестве  охлаждающей  среды  ис¬
пользуется  часть  переохлажденного  на  трубах
первого  хода  конденсата  греющего  пара.  Тру¬
бы  первого  хода  основного  конденсата,  распо¬
ложенные  в  непосредственной  близости  от
вертикальной  перфорированной  трубы  отвода
ПГС  выполняют  функцию  поверхностного
воздухоохладителя.  Благодаря  наличию  возду¬
хоохладителя  смешивающего  типа,  повышает¬
ся  концентрация  неконденсирующихся  газов  в
отводимой  из  корпуса  подогревателя  ПГС,  за
счет  интенсивной  конденсации  из  нее  пара  на
струях  переохлажденного  конденсата,  что  по¬
вышает  эффективность  отвода  ПГС.  Известна
большая  зависимость  подогрева  основного
конденсата  в  вакуумных  подогревателях  по¬
верхностного  типа  от  наличия  воздуха  в  грею¬
щем  паре.  Поэтому  в  этом  подогревателе  для
более  полного  удаления  воздуха  из  корпуса

142  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 предусмотрена  дополнительная  система  его
отвода.  Для  этого  в  нижней  части  корпуса  ус¬
тановлен  лоток  3  с  отверстиями.  В  лотке  зато¬
плена  конденсатом  пара  часть  гибов  труб  по¬
верхности  теплообмена,  что  приводит  к  его
переохлаждению  по  отношению  к  температуре
насыщения  в  этом  месте.  Под  частью  днища
лотка  без  отверстий  расположена  горизонталь¬
ная  труба  4  с  отверстиями  отвода  ПГС.  Конст¬
рукцией  лотка  предусматривается  обязатель¬
ное  прохождение  ПГС  перед  ее  поступлением
к  этой  горизонтальной  трубе  через  каскад
струй  переохлажденного  конденсата,  истекаю¬
щего  из  отверстий  днища  лотка.
 Принятая  конструктивная  схема  позволяет
при  незначительных  изменениях  в  конструкции
трубной  системы  турбины  К-1200-240  выделить
часть  труб  поверхности  теплообмена  под  ОП
и  ОК  в  ПН-2300-25-711  (рис.  2.3.47)  и  под
ОП  в  ПН-2300-25-7-1.  В  подогревателе
ПН-2300-25-7-11  со  встроенными  ОП  и  ОК  в
 отличие  от  ПН-2300-25-7-У  между  всеми  гори¬
зонтальными  перегородками  установлены  вер¬
тикальные  7  (рис.  2.3.46,  б),  а  трубы  двух  пото¬
ков  первого  хода  основного  конденсата  установ¬
кой  короба  6  выделены  под  ОК  5.  Благодаря  ус¬
тановке  вертикальных  перегородок  7  и  приня¬
той  схеме  движения  потока  пара  для  всех  ПНД
этого  типа,  функцию  ОП  8  выполняют  трубы
поверхности  теплообмена  четвертого  хода  прак¬
тически  по  всей  их  высоте.  В  ПН-2300-25-7-1
высота  встроенного  ОП  составляет  приблизи¬
тельно  2/3  высоты  труб  четвертого  хода.
 Для  турбоустановок  АЭС  мощностью  от
220  МВт  и  выше  используют  ПНП  конструк¬
тивных  схем,  приведенных  на  рис.  2.3.44,  а,  <?,
г,  ж,  как  в  двухходовом,  так  и  в  четырехходо¬
вом  исполнении  по  основному  конденсату,  с
U-образными  (для  турбины  К-220-44)  или
прямыми  трубами  поверхности  теплообмена,  с
верхним  и  нижним  расположением  водяной
камеры.  В  настоящее  время  для  турбин  АЭС
мощностью  800...  1800  МВт  с  реакторами  типа
БН  и  ВВЭР  применяют  конструктивную  схему
ПНП,  приведенную  на  рис.  2.3.44,  ж,  с  ис¬
пользованием  П-образных  труб  поверхности
теплообмена,  что  позволяет  сократить  количе¬
ство  вальцовочных  соединений,  уменьшить
массу  и  габарные  размеры  ПНП.
 В  подогревателе  ПН-2440-3,0-0,4-А  между
всеми  горизонтальными  перегородками  трубной
системы  установлены  вертикальные  2  под  углом
друг  к  другу  (рис.  2.3.48).  В  вершине  угла  вблизи
оси  расположена  вертикальная  труба  1  с  отвер¬
стиями  для  отвода  неконденсирующихся  газов,
а  перед  ней  —  смешивающий  воздухоохлади¬
тель  3,  обеспечивающий  эффективный  отвод
ПГС.  В  такой  конструкции  площадь  сечения  по
ходу  движения  пара  уменьшается,  что  позволяет
поддерживать  скорость  потока  на  оптимальном
уровне  и  исключить  образование  застойных  зон
в  трубной  системе.  Уменьшение  затопления
конденсатом  греющего  пара  нижележащих  уча¬
стков  труб  решается  организацией  отвода  кон¬
денсата  с  каждой  направляющей  горизонталь-
 Рис.  2.3.47.  Подогреватель  ПН-2300-25-7-11:
 1 	—  водяная  распределительная  камера;
 2 	—  корпус;  3  —  трубная  система;  4  —  трубы
каркаса;  5  —  ОК;  6  —  трубная  доска;  7  —  гори¬
зонтальные  перегородки;  А  —  вход  греющего
пара;  Б,  В  —  вход-выход  основного  конденса¬
та;  Г  —  выход  конденсата  пара;  Д  —  выход  кон¬
денсата  пара  из  ПО;  Е  —  выход  неконденси¬
рующихся  газов  (воздуха)
 Рис.  2.3.48.  Сечение  подогревателя
ПН-2440-3,0-0,4-А

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  НИЗКОГО  ДАВЛЕНИЯ
 143
 ной  перегородки.  При  необходимости  в  таких
ПНП  без  больших  конструктивных  усложнений
возможна  установка  встроенных  ОК,  как  в
ПН-2210-2,94-  1,08-А.  В  регенеративных  схемах
ПТУ  первых  выпусков  мощностью  до  300  МВт
ТЭС,  ТЭЦ  и  АЭС  широкое  распространение
имели  выносные  ОК  горизонтального  исполне¬
ния  типа  ОГ,  ПНГ,  ОК  и  вертикального  испол¬
нения  типа  ОВ  (табл.  2.3.9)  производства
СЗЭМ.  Для  турбоустановок  АЭС  мощностью
 500...  1000  МВт  устанавливали  выносные  охлади¬
тели  типа  О  КГ  изготовления  ОАО  «Красный
котельщик».  Эти  охладители  имеют  горизон¬
тальное  исполнение  с  двумя  ходами  по  основ¬
ному  конденсату  и  четырьмя  ходами  по  конден¬
сату  греющего  пара.  Трубная  система  набрана  из
прямых  труб  диаметром  16x1  мм,  завальцован-
ных  в  трубных  досках,  а  затем  приваренных  к
ним.  Трубные  доски  приварены  к  корпусу.  Во¬
дяная  распределительная  камера  с  патрубками
входа  и  выхода  основного  конденсата  и  пово¬
 ротная  камера  на  фланцах  присоединены  к
трубным  доскам.  Основные  элементы  конструк¬
ции  ОК  выполнены  из  коррозионно-стойкой
или  двухслойной  стали,  имеющей  коррозион-
но-стойкий  плакирующий  слой.  Охладитель
конденсата  ОВ-150-3  —  характерный  представи¬
тель  этого  класса  водо-водяных  теплообменни¬
ков  вертикального  исполнения  с  U-образными
трубами  поверхности  теплообмена  (рис.  2.3.49).
 Поверхностные  подогреватели  горизон¬
тального  типа  не  нашли  широкого  распростра¬
нения  в  регенеративных  схемах  отечественных
паровых  турбин.  В  схемах  турбоустановок  мощ¬
ностью  100  и  200  МВт  ТЭС  ПНП-1  выполнен
горизонтальным  и  установлен  в  конденсаторе.
На  АЭС  с  турбинами  К-1000-60/3000  экспорт¬
ной  поставки,  К-800-130  подогреватель  ПНП-1
также  размещен  в  горловине  конденсатора.  Эти
подогреватели  поставляются  как  элементы  кон¬
струкции  конденсатора.  Схема  горизонтального
подогревателя  для  АЭС  показана  на  рис.  2.3.50.
 2.3.9.  Техническая  характеристика  выносных  охладителей  конденсата  ТЭС,  ТЭЦ  и  АЭС
 Обозначение
 Номинальный  массовый
расход  конденсата,  т/ч
 Давление  (избыточное),  МПа
 Сухая
масса,  т
 греющего  пара
в  корпусе
 основного
в  трубной
системе
 в  корпусе
 в  трубной
системе
 ОГ-6
 10
 98
 0,39
 0,39
 0,380
 ОГ-12м*
 8
 33
 0,59
 1,47
 0,710
 ОГ-24м**
 30
 60
 0,59
 1,47
 1,358
 ОГ-35**
 45
 130
 1,27
 1,47
 1,990
 ОГ-130**
 75
 230
 0,25
 0,98
 5,683
 ОК-8-15-6
 8
 33
 0,59
 1,47
 0,465
 ОК-24-15-13М
 45
 130
 1,27
 1,47
 0,885
 ОВ-40М
 95,7
 160
 0,59
 2,45
 2,326
 ОВ-140М
 640
 640
 0,29
 2,45
 4,075
 OB-150-3  (ОВ-150М)
 140,8
 310
 0,79
 2,84
 7,285
 ОКГ-500-25-  15-LA
 480
 2608
 1,47
 2,45
 1,667
 ОКГ-500-25-15-НА
 916
 2608
 1,47
 2,45
 1,667
 ОКГ-500-41-7-1А
 926
 2520
 0,69
 4,02
 1,962
 * 	Охладитель  выполнен  в  двух  корпусах.
 **  Охладитель  выполнен  в  четырех  корпусах.
 Примечания:  1.  Охладители  конденсата  типа  ОГ,  ОК,  ОКГ  выполнены  горизонтальными,  а
 О 	В  —  вертикальными.
 2. 	В  обозначении  подогревателей:  первая  цифра  после  буквенного  обозначения  —  площадь  по¬
верхности  теплообмена,  вторая  —  избыточное  давление  в  трубной  системе,  кгс/см2,  третья  —  избы¬
точное  давление  в  корпусе,  кгс/см2;  I  —  модификация,  А  —  модификация  для  АЭС.
 3. 	Большая  часть  приведенных  ОК  выпускается  в  основном  для  замены  аппаратов,  отработав¬
ших  свой  ресурс.

144  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.49.  Охладитель  конденсата  ОВ-150-3:
 1  —  водяная  распределительная  камера  по  основ¬
ному  конденсату;  2  —  корпус;  3  —  трубная  систе¬
ма;  А,  Б  —  вход-выход  основного  конденсата;  В,
Г  —  вход-выход  конденсата  греющего  пара
 Условия  разработки  ПНП.  Разработка  по¬
догревателей  и  выбор  материалов  основных
деталей  и  труб  поверхности  теплообмена  для
ПНД  проводится  в  соответствии  с  норматив¬
ными  требованиями.
 Для  труб  поверхности  теплообмена  ПНП
ТЭС,  ТЭЦ  широко  применяют  сплавы  Л-68,
 МНЖ-5-1,  сталь  08Х18Н10Т,  08Х14МФ.  Труб¬
ные  доски  изготовляют  из  листовой  стали  или
поковок  чаще  всего  из  20К,  22К,  09Г2С,  15ГС,
корпусы  и  водяные  камеры  —  из  СтЗ,  20К.
Трубы  поверхности  теплообмена  ПНП  АЭС
чаще  всего  получают  из  стали  08Х14МФ,
08X18Н  ЮТ,  трубные  доски  —  из  стали  22К,
корпусы  и  водяные  камеры  —  из  стали  20К.
 Расчеты  на  прочность  по  выбору  основ¬
ных  размеров,  прочностные  поверочные  рас¬
четы  ПНП  ТЭС  выполняют  в  соответствии  с
требованиями  стандартов  и  нормативных  тре¬
бований.  Теплогидравлические  расчеты  про¬
водят  на  основе  исходных  требований  по  раз¬
работке  подогревателей.
 К  основным  показателям  эффективности
работы  ПНП  относят:
 недогрев  основного  конденсата,  °С;
гидравлическое  сопротивление  по  сторо¬
не  основного  конденсата,  МПа;
 удельную  металлоемкость,  кг/м2;
компактность,  м2/м3.
 Недогрев  (температурный  напор)  опреде¬
ляют  как  разность  температур  насыщения
греющего  пара  при  давлении  его  на  входе  в
подогреватель  и  основного  конденсата  на  вы¬
ходе  из  подогревателя.  Расчетный  недогрев  ос¬
новного  конденсата  регламентирован  отрасле¬
выми  стандартами.  Для  каждой  конкретной
ПТУ  оптимальное  значение  недогрева  зависит
от  стоимости  подогревателя,  отнесенной  к
площади  теплообмена,  удельных  расчетных  за¬
трат  на  электроэнергию,  параметров  работы,
структуры  схемы  регенерации.  Поэтому  недог¬
рев  основного  конденсата  принимается  пред-
приятием-изготовителем  турбины  по  согласо¬
 Рис.  2.3.50.  Схема  горизонтального
подогревателя  (ПНД):
 1  —  водяная  распределительная  камера;  2  —  корпус;  3  —  трубная  система;  4  —  трубная  доска;  5  —  пе¬
регородки  трубной  системы;  6  —  труба  с  отверстиями  для  отвода  неконденсирующихся  газов  (воздуха);
7  —  лоток  к  перфорированным  днищам;  А  —  вход  греющего  пара;  Б,  В  —  вход-выход  основного  кон¬
денсата;  Г  —  выход  конденсата  пара;  Д  —  выход  неконденсирующихся  газов  (воздуха)

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  НИЗКОГО  ДАВЛЕНИЯ
 145
 ванию  с  предприятием-изготовителем  подо¬
гревателя.
 Гидравлическое  сопротивление  со  сторо¬
ны  основного  конденсата  определяется  пред¬
приятием-изготовителем  турбины  и  указыва¬
ется  в  исходных  технических  требованиях  на
разработку  ПНП:  для  «чистых»  труб  поверхно¬
сти  теплообмена  для  ТЭС,  ТЭЦ  оно  составля¬
ет  0,045...0,12  МПа,  а  для  АЭС  не  превышает
 0,07  МПа.  При  этом  максимальная  скорость
основного  конденсата  в  трубах  поверхности
теплообмена  ограничена  принятым  материа¬
лом  труб:  2  м/с  для  стальных  углеродистых,
латунных  и  медноникелевых  труб  и  до  4  м/с
для  стальных  коррозионно-стойких  труб.
 Повышение  компактности  и  снижение
удельной  металлоемкости  достигается  конструк¬
тивными  решениями  (применением  профиль¬
но-витых,  оребренных  труб  поверхности  тепло¬
обмена,  снижением  толщины  пленки  конденса¬
та  на  трубах  теплообмена,  использованием  ско¬
рости  пара  (скоростным  эффектом)  и  др.),  обес¬
печивающими  увеличение  коэффициента  теп¬
лопередачи,  а  следовательно,  уменьшение  рас¬
четной  площади  поверхности  теплообмена.
 Благодаря  совершенствованию  конструк¬
ций  ПНП  были  устранены  или  уменьшены
определенные  недостатки  этих  аппаратов,  а
следовательно,  систем  регенерации  низкого
давления,  имеющих  в  своем  составе  только  та¬
кие  подогреватели.  К  практически  неустрани¬
мым  недостаткам  ПНП  относятся:
 недогрев  конденсата  до  температуры  на¬
сыщения  греющего  пара  вследствие  термиче¬
ского  сопротивления  поверхности  теплообме¬
на,  парового  сопротивления  трубной  системы,
наличия  конденсатной  пленки  на  трубах  и  др.;
 высокая  чувствительность  к  примеси  не-
конденсирующихся  газов  в  греющем  паре,  что
в  раде  случаев  (по  опыту  эксплуатации  блоков
200,  300,  800  МВт)  увеличивает  недогрев  кон¬
денсата  в  вакуумных  подогревателях  до
 15...20  °С  и  более;
 наличие  тонкостенных  трубок,  которые
могут  подвергаться  разрушению  в  зоне  перего¬
родок  в  результате  вибрации  под  воздействием
парового  потока;
 высокая  стоимость  вследствие  примене¬
ния  трубок  из  коррозионно-стойкой  стали  и
дорогостоящей  трубной  доски,  трудоемкости
изготовления  и  ремонта;
 невозможность  применения  эффектив¬
ных  способов  борьбы  с  коррозией  стальных
поверхностей  (например,  повышение  pH  пи¬
 тательной  воды  котла),  а  также  опасность  от¬
ложения  меди  в  проточной  части  турбин
сверхкритического  давления  при  использова¬
нии  латунных  трубок.
 Смешивающие  ПНД.  Рассмотренные  вы¬
ше  недостатки  ПНП  практически  отсутствуют
у  подогревателей  ПНС,  в  которых  нагрев  кон¬
денсата  осуществляется  при  его  непосредст¬
венном  контакте  с  греющим  паром.  В  30-е  го¬
ды  предпринимались  попытки  применения
смешивающих  подогревателей,  причем  не
только  в  качестве  ПНД,  но  и  ПВД  [60],  напри¬
мер  для  турбины  мощностью  25  МВт,  эксплуа¬
тировавшейся  более  40  лет  назад  на  электро¬
станции  «Саут-Эмбой»  (США),  в  которой  по¬
сле  каждого  подогревателя  были  установлены
перекачивающие  насосы,  объединенные  в  два
агрегата.  Подогреватели  выполнялись  с  раз¬
брызгивающими  соплами  или  дождевого  типа.
 С  ростом  единичных  мощностей  турбин
и  параметров  пара  от  применения  ПНС  в  сис¬
темах  регенерации  паровых  турбин  отказались
из-за  значительного  усложнения  схемы  и  по¬
нижения  надежности  ее  работы  в  связи  с  не¬
обходимостью  установки  большого  количества
насосов,  водяных  емкостей,  регуляторов  и  за¬
щит.  Приемлемых  технических  решений,
обеспечивающих  гарантированно  надежную
работу  более  крупных  турбоустановок  со  сме¬
шивающими  подогревателями,  в  тот  период
найдено  не  было.
 В  40—50-е  годы  делались  попытки  приме¬
нения  ПНС  по  схемам  без  перекачивающих  на¬
сосов.  Так,  предлагались  установки  с  эжектор¬
ными  подогревателями,  совмещающими  функ¬
ции  подогревателей  и  насосов.  По  ряду  причин
это  решение  оказалось  не  рациональным  [60].
С  целью  отказа  от  насосов  фирмой  Кулджан
(США)  было  предложено  устанавливать  сме¬
шивающие  подогреватели  один  над  другим  с
промежуточными  шлюзовыми  отсеками  в  од¬
ной  компактной  колонне  [91].  Для  обеспечения
самотечного  движения  воды  сверху  вниз  были
предусмотрены  четырехходовые  перепускные
клапаны  для  поочередного  соединения  нагре¬
вательных  и  шлюзовых  отсеков  и  выравнива¬
ния  в  них  давления.  Однако  такое  решение
также  не  получило  распространения  ввиду
сложности  и  малой  надежности  управляющего
механизма  и  пульсации  давления  в  отборах.
 Только  в  70-х  годах  на  56  энергоблоках
мощностью  500,  600  и  660  МВт  в  Великобрита¬
нии  были  применены  системы  регенерации
низкого  давления  с  ПНС,  в  которых  вместо  пе¬

146  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 рекачивающих  насосов  использовался  гравита¬
ционный  принцип  (рис.  2.3.51).  Для  этого  по¬
догреватели  устанавливали  на  разных  высотах
так,  чтобы  разность  давлений  уравновешива¬
лась  массой  столба  воды  в  перепускных  трубах
между  смежными  аппаратами.  Вакуумные
ПНД-1  размещали  на  отметках  50...60  м,  на
значительном  удалении  от  турбины.  Для  защи¬
ты  от  попадания  воды  из  ПНС  в  турбину  пре¬
дусмотрены  быстрозапорные  (быстродействие
1  с)  обратные  клапаны  на  линиях  отбора  пара
 из  турбины,  а  также  быстрозапорный  (быстро¬
действие  10  с)  клапан  на  водяной  линии  перед
первым  подогревателем.  Однако  выбранная
система  автоматических  устройств  и  защит  не
обеспечила  необходимой  надежности  работы
ПНС,  а  размещение  их  в  деаэраторной  этажер¬
ке,  вдали  от  турбины  привело  к  значительному
росту  гидравлического  сопротивления  паро¬
проводов  отборов  и  соответствующему  сниже¬
нию  экономичности  турбоустановки,  а  также
увеличению  общей  стоимости  оборудования,
 Рис.  2.3.51.  Схемы  включения  смешивающих  ПНД:
 гравитационная  однокаскадная;  б—ж  —  гравитационно-насосные  двухкаскадные
 Расчетное  давление,  кПа,  в  подогревателе  по  схеме
 Подогреватель
 а
 б
 в
 г
 д
 е
 ж
 ПНД-1
 38,5
 26
 32
 34
 34
 34
 330
 ПНД-2
 150
 62
 117
 81
 66
 66
 81
 ПНД-3
 —
 161
 297,5
 178
 118
 111
 178
 ПНД-4
 —
 343
 —
 339
 297,5
 298
 —
 ПНД-5
 —
 539
 —
 —
 —
 —
 —

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  НИЗКОГО  ДАВЛЕНИЯ
 147
 особенно  значительному  для  одноконтурных
АЭС  с  паропроводами  из  коррозионно-стойкой
стали.  По  этим  причинам  дальнейшее  приме¬
нение  ПНС  на  турбоустановках  этой  страны
резко  сократилось  [60].
 Примерно  в  этот  же  период  исследова¬
тельские  и  проектно-конструкторские  работы
по  решению  проблемы  применения  ПНС  про¬
водились  в  нашей  стране  в  связи  с  необходи¬
мостью  повышения  надежности  и  экономич¬
ности  систем  регенерации  турбин  К-300-240,
которые  устанавливались  практически  одно¬
временно  на  раде  электростанций  [55].
 С  учетом  мирового  опыта  применения
ПНС  возникла  необходимость  в  следующем:
 1) 	исследовании  тепло-  и  массообмена
при  смешении  воды  и  греющего  пара  и  разра¬
ботке  методик  расчета  ПНС;
 2) 	разработке  рациональных  конструк¬
ций;
 3) 	разработке  надежной  и  экономичной
схемы  включения;
 4) 	обеспечении  безопасности  турбины  в
любых  эксплуатационных  и  аварийных  режи¬
мах  работы  энергоблока;
 5) 	обеспечении  условий  надежной  работы
конденсатных  насосов.
 1. 	Стендовые  исследования  тепло-  и  мас¬
сообмена  при  распределении  воды  в  виде  сво¬
бодно  истекающих  струй  в  поперечном  потоке
греющего  пара,  проведенные  в  ЦКТИ,  показа¬
ли,  что  процесс  теплообмена  при  струйном
дроблении  воды  в  потоке  пара  или  паровоз¬
душной  смеси  зависит  от  физических  свойств
сред  и  рада  конструктивных  факторов,  основ¬
ными  из  которых  являются:  абсолютное  давле¬
ние  в  аппарате;  кинетическая  энергия  набе¬
гающего  парового  потока;  начальная  скорость
воды  в  струях;  длина  и  диаметр  струй;  содер¬
жание  воздуха  в  паровоздушной  смеси.
 Диапазон  изменения  физических  пара¬
метров  и  геометрических  факторов  исследуе¬
мого  процесса  был  принят  применительно  к
условиям  работы  ПНС  в  вакуумной  зоне  реге¬
нерации  и  избыточного  давления  до  0,15  МПа:
 давлении  1...150  кПа;
 начальном  температурном  напоре  от  нуля
до  максимально  возможного  при  данном  дав¬
лении  в  аппарате;
 динамическом  давлении  парового  потока,
воздействующего  на  струйный  пучок,  рnwl  =
=  4...60  кг/(м  с2);
 содержании  воздуха  в  паровоздушной
смеси  0...4
 начальной  скорости  воды  в  струях
 0,8...1,7  м/с;
 диаметре  струй  2...  15  мм;
длине  струй  200...700  мм.
 Результаты  исследований  позволили  по¬
лучить  эмпирическую  зависимость  для  расчета
нагрева  воды  в  струях,  критериальная  форма
которой  имеет  вид:
 -*1
 где  tH  —  температура  насыщения  пара,  соответ¬
ствующая  его  давлению  в  данном  аппарате  пе¬
ред  струйным  пучком,  °С;  tu  t2  —  температура
воды  соответственно  в  начале  и  в  конце  струи,
°С;  /  —  длина  струй,  м;  d  —  диаметр  отверстий
в  тарелке,  определяющий  диаметр  струй,  м;
 г
 Lap  —  критерий  Лапласа;  к  =
 терии,  учитывающий  количество  пара,  кон¬
денсирующегося  на  поверхности  струй  в  дан¬
ном  отсеке;  г  —  скрытая  теплота  парообразо¬
вания  при  соответствующем  давлении  и  тем¬
пературе  пара  в  аппарате  или  его  отсеке,
кДж/кг;  ср  —  средняя  теплоемкость  воды,
кДж/кг;  Рг  =  v/a  —  критерий  Прандтля  для
воды  на  линии  насыщения;  (v  и  а  —  соответ¬
ственно  кинетическая  вязкость  и  температуро¬
проводность  воды);  Fr  —  критерий  Фруда;
(1  —  77)  —  комплекс,  учитывающий  влияние
парциального  давления  воздуха  в  греющем  па¬
ре  (паровоздушной  смеси);  77  =  GB/GCM  —  от¬
ношение  массового  содержания  воздуха  в
греющем  паре  к  суммарному  массовому  коли¬
честву  воздуха  и  пара.
 Для  расчета  нагрева  воды  целесообразно
применять  формулу  (2.3.1)  в  параметрическом
виде  (без  учета  близкого  к  единице  коэффици¬
ента  к):
 Эта  формула  теплообмена  положена  в  ос¬
нову  расчета  двухступенчатых  струйных  подог¬
ревателей,  разработанных  НПО  ЦКТИ  и  ВТИ,
испытания  которых  на  раде  электростанций
показали  удовлетворительное  совпадение
опытных  данных  с  расчетными.  По  результа¬
там  исследований  были  также  определены  за¬
кономерности  и  получены  формулы  для  расче¬

148  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 где  С°2  —  начальная  концентрация  кислорода
в  воде  на  входе  в  струи,  мг/кг;  С®2  —  конеч¬
ная  концентрация  кислорода  в  воде  после
струй,  мг/кг;  —  равновесная  концентра¬
ция  кислорода  в  воде  в  начале  струй,  мг/кг;
Рг'  =  v/D  —  диффузионный  критерий  Прандт-
ля;  D  —  коэффициент  диффузии,  м2/с.
 Без  учета,  близкого  к  единице  значения
Lap0,08,  формула  (2.3.3)  в  параметрическом  ви¬
де  имеет  вид:
 Критериальная  зависимость  изменения
концентрации  С02:
 Формула  (2.3.4)  получена  при  начальной
концентрации  02  в  воде  0,08...7,0  мг/кг,  форму¬
ла  (2.3.6)  —  при  начальной  концентрации  С02  в
воде  6...  130  мг/кг.  Остальные  граничные  усло¬
вия,  при  которых  получены  формулы  по  массо-
обмену,  такие  же,  как  и  для  зависимости  (2.3.1).
 2.  Всесторонний  анализ  мирового  опыта
применения  ПНС,  ряд  научно-исследователь¬
ских  работ,  а  также  промышленные  испытания
и  опыт  эксплуатации  головных  блоков  300  МВт
позволили  сформулировать  следующие  основ¬
ные  требования  к  схеме  регенерации  низкого
давления  при  использовании  ПНС:
 максимальная  и  стабильная  тепловая  эф¬
фективность  работы  системы  регенерации
низкого  давления;
 надежность  и  безаварийность  работы
оборудования  системы  регенерации;
 надежная  защита  ПНС  от  переполнения
и  обратного  потока  пара  в  турбину;
 минимально  возможное  количество  пере¬
качивающих  конденсатных  насосов;
 компактность  схемы  регенерации,  мини¬
мальная  длина  паропроводов;
 простота  обслуживания  схемы  регенера¬
ции  и  ее  работоспособность  в  эксплуатацион¬
ных  режимах  работы  блока;
 сравнительно  невысокие  капитальные  за¬
траты;
 возможность  глубокой  деаэрации  кон¬
денсата  в  ПНС.
 Работы,  связанные  с  разработкой  ПНС  и
схем  их  включения,  внедрением  на  действую¬
щих  и  новых  энергоблоках  с  проведением  все¬
сторонних  испытаний  показали,  что  этим  требо¬
ваниям  в  полной  мере  отвечает  комбинирован¬
ная  система  регенерации  низкого  давления,  в
которой  на  смешивающий  принцип  работы  пе¬
реводятся  вакуумные  подогреватели  и  аппараты
с  избыточным  давлением  до  0,15  МПа,  а  после¬
дующие  аппараты  с  более  высоким  давлением
греющего  пара  остаются  поверхностными.  Осо¬
бенно  важен  перевод  аппаратов  вакуумной  зо¬
ны,  что  связано  с  возможностью  присосов  воз¬
духа  в  паровое  пространство.  Исследования  по¬
казали  (рис.  2.3.52),  что  относительное  содержа¬
ние  воздуха  GB  в  паре,  вызывающее  недогрев
конденсата  в  ПНП  на  bt  =  15...18  °С,  практиче¬
ски  не  снижает  тепловой  эффективности  ПНС.
 Применение  ПНС,  в  которых  сохраняется
избыточное  давление  при  любых  эксплуатаци¬
онных  нагрузках  турбины,  менее  эффективно,
так  как  недогревы  конденсата  в  них,  как  пра¬
вило,  не  превышают  расчетную  величину
(3  °С).  Однако  вследствие  стабильно  высокой
тепловой  эффективности  ПНС  исключается  те¬
пловая  перегрузка  последующих  аппаратов  по¬
верхностного  типа  и,  тем  самым,  обеспечивает¬
ся  надежность  и  эффективность  их  работы.
 В  типовой  комбинированной  схеме  реге¬
нерации  турбины  К-300-240  ЛМЗ  со  смеши¬
вающими  ПНС-1  и  ПНС-2,  работающими  по
гравитационному  принципу  (рис.  2.3.53),  кон¬
денсат  из  конденсатора  1  откачивается  КЭН-1
в  напорный  коллектор  и  подается  в  блочную
обессоливающую  установку  (БОУ),  а  также  на
впрыск  в  пароохладители  конденсатора,  на  уп-
 та  десорбции  растворенных  в  воде  кислорода  и
углекислоты  применительно  к  вакуумным
ПНС.  Критериальная  зависимость  изменения
концентрации  кислорода  в  воде  имеет  вид:
 Без  учета  величины  Lap0,08  формула
(2.3.5)  несколько  упрощается:

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  НИЗКОГО  ДАВЛЕНИЯ
 149
 отбирается  конденсат  на  подпитку  системы
охлаждения  статора  и  ротора  питательного
электронасоса  (ПЭН).  Основной  поток  кон¬
денсата  после  БОУ  через  охладитель  водорода
 2, 	сальниковый  подогреватель  5  (ПС-115)  и
регулятор  уровня  6  в  конденсаторе  подается  в
ПНС-1.  Параллельно  ПС-115  по  охлаждающе¬
му  конденсату  установлен  водо-водяной  теп¬
лообменник  3  (ОВ-40),  через  который  в  кон¬
денсатор  1  сбрасывается  конденсат  4  греющего
пара  калориферов  котла  и  сетевых  подогрева¬
телей.  Для  нормальной  работы  ОВ-40  расход
основного  конденсата  через  ПС-115  ограничи¬
вается  дроссельной  диафрагмой.  При  обеспе¬
чении  достаточной  чистоты  потоков  (качест¬
венная  отмывка  аппаратов,  достаточная  плот¬
ность  сетевых  подогревателей  и  др.)  они  могут
быть  введены  без  охлаждения  в  ПНС-2,  что
позволит  упростить  схему  конденсатного  трак¬
та  и  повысить  ее  экономичность.
 Из  смешивающего  ПНС-1  конденсат  са¬
мотеком  поступает  в  ПНС-2  и  далее  к  КЭН-2.
На  сливе  конденсата  из  ПНС-1  в  ПНС-2  име¬
ется  обратный  клапан,  встроенный  в  водяную
 Рис.  2.3.53.  Типовая  комбинированная  схема  регенерации  низкого  давления  со  смешивающими
ПНС-1  и  ПНС-2  для  блоков  с  турбиной  К-300-240  ЛМЗ:
 IV,  V  —  отборы  пара  из  турбины
 Рис.  2.3.52.  Зависимость  недогрева  bt  конденсата
в  первых  по  ходу  подогревателях  от  концентра¬
ции  воздуха  GB  в  греющем  паре:
 1  —  ПНП;  2  —  зона  фактической  работы
ПНД-1;  3-  ПНС
 лотнение  конденсатных  насосов,  на  охлажде¬
ние  сальников  бустерных  насосов.  После  БОУ

150  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 камеру  ПНС-2.  Конденсатосборник  ПНС-2
отделен  от  парового  отсека  перегородкой  с  об¬
ратными  клапанами.  Обратный  клапан  на  па¬
ропроводе  отбора  пара  VII  отсутствует.
 Из  напорного  коллектора  конденсатным
электронасосом  КЭН-2  конденсат  отбирается
к  следующим  потребителям  7  конденсата  по¬
вышенного  давления.  Основной  поток  кон¬
денсата  через  регулятор  уровня  8  в  ПНС-2  и
через  ПНП-3  и  ПНП-4  подается  в  деаэратор.
Для  обеспечения  пусковых  режимов  имеется
линия  рециркуляции  КЭН  со  сбросом  конден¬
сата  в  ПНС-2.  Конденсат  от  наружных  камер
уплотнений  ПЭН  отводится  также  в  ПНС-2.
Паровоздушная  смесь  из  ПНС-2  поступает  в
ПНС-1,  а  из  него  —  в  конденсатор.  Аварий¬
ные  переливы  из  ПНС-1  и  ПНС-2  в  конденса¬
тор  осуществляются  через  гидрозатворы  высо¬
той  соответственно  3  и  14  м.  Кроме  того,  из
ПНС-1  имеется  перелив  через  гидрозатвор  во
всасывающий  коллектор  КЭН-2.  Греющий
пар  в  ПНС-1  подается  по  паропроводу  без  ар¬
матуры.  Поскольку  подогреватель  расположен
выше  камеры  отбора  турбины,  из  нижней  точ¬
ки  паропровода  предусмотрена  линия  отвода
дренажа  через  гидрозатвор  в  конденсатор.
 Опыт  исследований,  разработки  и  экс¬
плуатации  систем  регенерации  с  использова¬
нием  ПНС  показал,  что  для  всех  отечествен¬
ных  конденсационных  турбоустановок  ТЭС  и
АЭС  мощностью  200  МВт  и  выше  комбиниро¬
ванная  схема  является  оптимальной,  что  под¬
тверждается  следующими  ее  преимуществами:
при  наличии  блочной  обессоливающей
установки  число  групп  конденсатных  насосов
не  увеличивается  в  сравнении  со  схемой  толь¬
ко  с  ПНП;
 вакуумные  ПНС  можно  устанавливать  в
непосредственной  близости  от  турбины,  на
высоте,  не  превышающей  высоту  ее  установ¬
ки,  что  удовлетворяет  требованиям  компакт¬
ности  турбоустановки  и  не  снижает  экономи¬
ческих  показателей,  получаемых  при  исполь¬
зовании  ПНС;
 конденсат  греющего  пара  последующих
ПНД  поверхностного  типа  отводится  каскадно
в  ПНС-2,  что  позволяет  исключить  из  схемы
группу  сливных  насосов;
 устраняются  потери  теплоты,  связанные
с  отводом  в  конденсатор  конденсата  греющего
пара  на  ПНС-1;
 обеспечивается  деаэрация  конденсата  в
начале  системы  регенерации  турбины  и  защи¬
та  от  коррозии  последующего  тракта  [23].
 На  рис.  2.3.54  представлена  гравитацион¬
ная  схема  включения  ПНС-1  и  ПНС-2  турбо¬
установки  К-300-240  ЛМЗ,  обладающая  выше¬
указанными  преимуществами  и  осуществлен¬
ная  на  25  энергоблоках.
 3. 	При  выборе  защитных  средств  должна
быть  гарантирована  безопасность  турбины  от
проникновения  воды  из  смешивающих  подог¬
ревателей  в  ее  проточную  часть.  Учитывая,  что
вода  может  оказаться  в  турбине  либо  в  резуль¬
тате  затопления  подогревателя,  либо  с  обрат¬
ным  потоком  пара  при  сбросе  нагрузки  турби¬
ны,  защитные  средства  должны  соответственно
исключить  эти  факторы.  При  невозможности
полностью  исключить  вероятность  обратного
потока  пара  в  турбину  его  влажность  должна
быть  не  опасной  для  проточной  части  турбины
[26,  63].  В  результате  стендовых  и  промышлен¬
ных  исследований  ЦКТИ  были  предложены  и
разработаны  следующие  защитные  средства:
безарматурная  линия  аварийного  перели¬
ва  из  каждого  подогревателя  в  конденсатор.
Гидрозатвор  должен  обеспечивать  минималь¬
ный  перенос  теплоты  от  пара  к  столбу  запи¬
рающего  конденсата  и  иметь  постоянную  под¬
питку  через  устройство  для  его  заполнения
при  работе  блока  (рис.  2.3.55);
 регулятор  уровня  конденсата  в  подогре¬
вателе,  из  которого  откачивается  конденсат;
 электрическая  защита,  воздействующая
на  останов  насосов,  подающих  конденсат  в
подогреватель  при  подъеме  уровня  в  нем  выше
допустимой  величины;
 обратный  клапан,  встроенный  в  патрубок
входа  пара  в  ПНС  из  отбора  турбины.  Такой
клапан  предусматривается  в  подогревателе,
имеющем  объем  конденсата,  нагретого  до  тем¬
пературы  насыщения.  Верхний  подогреватель
такого  объема  конденсата  не  имеет;
 перегородка,  отделяющая  конденсато¬
сборник  подогревателя  от  зоны  нагрева  кон¬
денсата  и  ограничивающая  интенсивность
вскипания  нагретого  объема  конденсата  при
сбросе  нагрузки  турбины.
 Многолетний  опыт  промышленных  ис¬
следований  и  эксплуатации  более  150  энерго¬
блоков  мощностью  200...  1000  МВт  подтвердил
достаточность  и  надежность  перечисленных
защитных  средств  от  заброса  воды  в  турби¬
ну  [46].  Смешивающий  подогреватель  (ниж¬
ний  в  гравитационной  схеме)  должен  обладать
достаточной  деаэрационной  способностью,
благодаря  чему  возможно  осуществление  без-
деаэраторной  схемы  энергоблока.

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  НИЗКОГО  ДАВЛЕНИЯ
 151
 Рис.  2.3.54.  Гравитационная  схема  включения  смешивающих  ПНС-1  и  ПНС-2  турбоустановки
 К-300-240  Л  М3:
 1  —  ПНС-1;  2  —  обратный  клапан  на  входе  пара  из  отборов;  3  —  ПНС-2;  4  —  труба  аварийного  пе¬
релива  из  ПНС-1  в  конденсатор;  5  —  КН-2;  6  —  труба  динамической  стабилизации  схемы;
7  —  конденсатор;  8  —  труба  аварийного  перелива  из  ПНС-2  в  конденсатор;  А  —  дренаж  паропрово¬
да  в  конденсатор;  Б  —  отвод  паровоздушной  смеси  в  конденсатор;  В  —  вход  конденсата
 Таким  образом,  к  конструкции  смеши¬
вающих  подогревателей  предъявляются  требо¬
вания  не  только  по  тепловой  и  деаэрационной
эффективности,  но  и  связанные  с  безопасно¬
стью  турбины,  наличием  или  отсутствием  де¬
аэратора,  общей  надежностью  комбинирован¬
ной  схемы  регенерации  и  радом  других  факто¬
ров.  На  рис.  2.3.56  показана  схема  вертикаль¬
ного  ПНС-2  (см.  рис.  2.3.53).  В  верхней  части
корпуса  расположена  паровая  камера,  соеди¬
ненная  с  отбором  турбины,  в  которую  вводят¬
ся  и  другие  потоки  пара,  относительно  малые
 по  расходу.  На  внутреннем  конце  патрубка  1
ввода  пара  из  отбора  расположен  обратный
клапан  2  в  виде  свободно  подвижного  диска.
Замена  клапана  типа  КОС  на  паропроводе
встроенным  в  подогреватель  обратным  клапа¬
ном  позволила  существенно  уменьшить  гид¬
равлическое  сопротивление  паропровода  и
увеличить  нагрев  конденсата  на  2...3  °С.  Ниже
паровой  камеры  расположена  водяная  с  тарел¬
ками  с  отверстиями,  создающими  два  кольце¬
вых  струйных  каскада,  и  центральная  паровая
труба  3,  подающая  греющий  пар  к  нижнему

152  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.55.  Гидрозатвор  на  линии  аварийного
слива  из  ПНС-2  в  конденсатор:
 А  —  к  конденсатору;  Б  —  от  ЦНД-2;  В  —  охла¬
ждающий  конденсат
 струйному  каскаду,  в  результате  чего  осуще¬
ствляется  общий  противоток.  Ниже  нагрева¬
тельного  блока  расположена  перегородка  5  с
центральным  сопловым  сливом  конденсата
на  горизонтальный  лист  барботажного  уст¬
ройства  6.  Над  перегородкой  расположена
входная  воронка  4  линии  аварийного  пере¬
лива.
 Горизонтальный  подогреватель  имеет
аналогичный  набор  узлов  (рис.  2.3.57),  но  рас¬
положенных  с  учетом  горизонтального  поло-
 Рис.  2.3.56.  Схема  вертикального  ПНС-2
турбоустановки  К-300-240  ЛМЗ:
 А  —  вход  пара;  Б  —  вход  основного  конденсата;
В  —  выход  основного  конденсата;  Г  —  выход  па¬
ровоздушной  смеси;  Д  —  вход  дренажа  из  ПНП-3
на  барботаж;  Е  —  вход  рециркуляции  КН-2
 жения  корпуса.  Регулируемый  уровень  кон¬
денсата  в  аппаратах  расположен  ниже  перего¬
родки,  а  уровень  срабатывания  защиты  на  ос¬
танов  конденсатных  насосов  первой  ступени
находится  выше  воронки  аварийного  перелива
на  300...400  мм.
 Рис.  2.3.57.  Схема  горизонтального  ПНС-2  турбоустановки  К-1000-60/3000  ЛМЗ
 (позиции  см.  рис.  2.3.56):
 И  —  вход  конденсата  греющего  пара;  К  —  рециркуляция

ТЕРМИЧЕСКИЕ  ДЕАЭРАТОРЫ
 153
 4. 	Надежная  и  экономичная  работа  кон-
денсатных  насосов  обеспечивается  следующи¬
ми  конструктивными  решениями:
 в  ПНС  перед  конденсатным  насосом
предусмотрен  конденсатосборник,  рассчитан¬
ный  на  работу  насоса  в  течение  30  с  с  номи¬
нальным  расходом  конденсата;
 на  напорной  линии  конденсатного  насо¬
са  предусмотрен  регулирующий  клапан,  под¬
держивающий  постоянный  уровень  конденса¬
та  в  подогревателе;
 подогреватель  устанавливается  на  высоте,
обеспечивающей  требуемый  подпор  конденса¬
та  во  всасывающем  патрубке  насоса;
 в  гравитационной  схеме  включения  по¬
догревателей  предусмотрен  специальный  тру¬
бопровод  перелива  конденсата  из  ПНС-1  во
всасывающий  коллектор  насоса,  снабженный
емкостью  и  охладителем,  что  обеспечивает
нормальную  работу  насоса  при  аварийных
сбросах  нагрузки  блока.
 Надежная  работа  конденсатных  насосов
обеспечивается  также  правильно  выбранной
трассировкой  всасывающего  трубопровода  и
проходных  сечений  в  перегородке,  отделяю¬
щей  конденсатосборник  от  собственно  подог¬
ревателя.
 5. 	Следует  отметить,  что  помимо  реше¬
ния  рассмотренных  выше  основных  задач  вне¬
дрения  ПНС  были  решены  также  дополни¬
тельные  задачи,  обеспечивающие  надежность
и  работоспособность  различных  вариантов
комбинированной  схемы  для  турбоустановок
различной  мощности  ТЭС  и  АЭС.  К  ним  от¬
носятся:
 разработка  конструкций  гидрозатворов
на  линиях  аварийных  переливов  из  ПНС  в
конденсатор  и  методики  их  теплогидравличе¬
ского  расчета  и  проведения  промышленных
испытаний;
 разработка  барботажных  устройств  в  кон-
денсатосборниках  ПНС,  обеспечивающих  глу¬
бокую  деаэрацию  конденсата;
 разработка  конструктивных  решений,  ис¬
ключающих  заброс  капельной  влаги  в  турбину
при  резких  сбросах  ее  нагрузки;
 разработка  методики  расчета  устройств,
предотвращающих  гидроудары  и  автоколеба¬
ния  столба  воды  при  ее  гравитационном  сливе
в  установленный  ниже  ПНС  с  более  высоким
давлением.
 Уникальные  промышленные  испытания
блока  300  МВт  с  двумя  ПНС  в  резкоперемен¬
ных  режимах  работы  блока  и  возможных  ава¬
 рийных  ситуациях,  проведенные  по  специаль¬
ной  программе,  подтвердили  надежность  и
эффективность  комбинированной  схемы,  что
позволило  внедрить  ее  на  всех  отечественных
конденсационных  турбоустановках  мощно¬
стью  200...  1000  МВт  ТЭС  и  АЭС.
 2.3.5. 	ТЕРМИЧЕСКИЕ  ДЕАЭРАТОРЫ
 Назначение.  Термическая  деаэрация  воды
является  в  настоящее  время  основным  средст¬
вом  предупреждения  внутренней  коррозии  те¬
плосилового  оборудования  и  трубопроводов  в
энергетике.  Термические  деаэраторы  предна¬
значены  для  удаления  коррозионно-агрессив¬
ных  газов  (кислорода  и  свободной  углекисло¬
ты)  из  питательной  воды  ПГУ  и  подпиточной
воды  систем  теплоснабжения  и  горячего  водо¬
снабжения,  при  одновременном  нагреве  этой
воды  на  ТЭЦ,  АЭС  и  в  котельных.
 Деаэратор,  как  правило,  состоит  из  де-
аэраторного  бака  и  размещенной  на  нем  де-
аэрационной  колонки.  В  обоснованных  случа¬
ях  на  баке  могут  устанавливаться  две  деаэра-
ционные  колонки  (и  более).  Деаэраторный
бак  обеспечивает  заключительную  стадию  де¬
аэрации  воды,  необходимый  запас  воды  и  на¬
дежную  работу  питательных  (подпиточных)
насосов.  Для  обеспечения  деаэрации  и  нагрева
воды  в  термических  деаэраторах  используется
пар  или  перегретая  относительно  давления  в
них  вода.
 Механизм  процесса.  Термическая  деаэра¬
ция  представляет  собой  сочетание  процессов
теплообмена  (нагрева  деаэрируемой  воды  до
температуры  насыщения  при  давлении  в  де¬
аэраторе)  и  массообмена  (удаления  коррози-
онно-агрессивных  и  других  газов  из  деаэри¬
руемой  воды  в  паровую  среду)  [60,  84].
 При  нагреве  воды  до  температуры  насы¬
щения  при  данном  давлении  парциальное  дав¬
ление  удаляемого  газа  над  жидкостью  и  рас¬
творимость  его  в  воде  согласно  закону  Генри
снижаются  до  нуля.  Вследствие  нарушения
равновесия  в  системе  и  наличия  положитель¬
ной  разности  между  равновесным  парциаль¬
ным  давлением  удаляемого  газа  в  воде  и  пар¬
циальным  давлением  его  в  паровой  среде  про¬
исходит  выделение  растворенных  газов  из  де¬
аэрируемой  воды.  Однако  доведение  «непод¬
вижной»  воды  до  состояния  насыщения  (ки¬
пения)  еще  не  обеспечивает  полного  удаления
растворенных  в  ней  газов.  Это  объясняется
тем,  что  в  данных  условиях  равновесие  между

154  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 жидкостью  и  газом  устанавливается  при  дли¬
тельном  соприкосновении  этих  фаз.  В  терми¬
ческих  деаэраторах  установление  равновесного
состояния  между  водяной  и  газовой  фазами
происходит  в  основном  благодаря  образова¬
нию  и  удалению  пузырьков  газа  и  диффузии
газов  через  поверхность  контакта  фаз.  Необхо¬
димость  обеспечения  глубокого  удаления  из
жидкости  растворенных  в  ней  газов  является
весьма  трудной  задачей  и  предъявляет  высо¬
кие  требования  к  деаэраторам.  Интенсифика¬
ция  процесса  массообмена  в  них  достигается
соответствующей  организацией  взаимодейст¬
вия  между  деаэрируемой  водой  и  паром,  уве¬
личением  площади  поверхности  контакта  фаз,
режимами  движения  потоков  и  т.д.
 Основные  требования,  предъявляемые  к
деаэраторам.  В  деаэраторе  должна  обеспечи¬
ваться  деаэрация  всех  поступающих  потоков
воды,  в  которых  могут  содержаться  растворен¬
ные  газы.  Поступающие  потоки  воды  в  де¬
аэраторе  должны  быть  нагреты  до  температу¬
ры  насыщения  при  давлении  в  нем.  Приме¬
няемые  в  деаэраторах  способы  взаимодействия
воды  и  пара  должны  обеспечивать  многократ¬
ную  обработку  воды  паром,  максимальное  раз¬
витие  поверхности  контакта  фаз,  максималь¬
ную  разность  между  равновесным  давлением
газа,  соответствующим  его  концентрации  в  во¬
де,  и  его  парциальным  давлением  над  водой.
В  деаэраторе  необходимо  создавать  условия
для  удаления  мельчайших  газовых  пузырьков,
образующихся  в  воде  при  нагревании  или  сни¬
жении  давления.
 В  деаэраторах,  как  правило,  должны  при¬
меняться  две  (или  более)  ступени  деаэрации
воды.  Ступени  деаэрации  должны  быть  эле¬
ментами  аппарата  непрерывного  действия.
Для  этого  внутри  каждой  ступени  должны  от¬
сутствовать  циркуляционные  токи,  которые
могут  привести  к  попаданию  необработанных
масс  воды  в  отводящий  трубопровод.  В  де¬
аэраторе  не  должно  быть  застойных  зон  ни  по
воде,  ни  по  пару.  В  каждую  ступень  деаэратора
должно  подводиться  необходимое  количество
пара.  Парциальное  давление  удаляемых  из  во¬
ды  газов  в  паре  должно  быть  минимальным.
 Внутренние  объемы  деаэратора  (колонки
и  бака)  должны  вентилироваться  необходи¬
мым  количеством  пара.  В  деаэраторах  должна
быть  исключена  возможность  вторичной  аэра¬
ции  воды.
 Деаэраторы  отечественной  разработки
должны  удовлетворять  требованиям  ГОСТ
 16860,  который  определяет  типы  и  типораз¬
мерные  ряды  деаэраторов,  устанавливает  диа¬
пазоны  изменения  производительности  и  на¬
грева  воды  в  них,  требования  к  качеству  де¬
аэрированной  воды  в  зависимости  от  началь¬
ной  концентрации  кислорода  и  свободной  уг¬
лекислоты  и  др.,  и  другим  нормативным  доку¬
ментам.
 Тепловой  и  материальный  балансы  деаэра¬
тора.  В  зависимости  от  тепловой  схемы  и  режи¬
мов  работы  энергоустановки  в  деаэратор  вво¬
дится  и  из  него  выводится  то  или  иное  количе¬
ство  потоков  воды  и  пара.  Тепловой  и  матери¬
альный  балансы  деаэратора  составляют  для  оп¬
ределения  полного  расхода  греющего  пара,
подводимого  в  деаэратор,  и  расхода  деаэриро¬
ванной  воды,  отводимой  из  деаэратора,  и  рас¬
сматривают  для  всех  режимов  работы  деаэрато¬
ра.  В  общем  виде  уравнения  материального  и
теплового  балансов  записывают  в  виде  системы
двух  линейных  уравнений  с  двумя  неизвестны¬
ми.  В  уравнения  слева  входят  величины  для  по¬
токов,  поступающих  в  деаэратор,  а  справа  —
для  потоков,  отводимых  из  деаэратора:
 уравнение  материального  баланса  деаэра¬
тора
 <?„  + 	XGHB 	+ 	Х<?кв 	+ 	YPnt  п 	=
 к 	/ 	j
 =  6д.в  ^  ^вып  Х^отв  п>
 /
 уравнение  теплового  баланса
бп  + 	1(#в 	+ 	1(£в 	+ 	1а{рП 	=
 к 	/' 	У
 —  Оц.В  ^  Qbb\n 	^  QriOT 	^ 	X  ^ОТВ  П 	5
 /
 где  Gn,  /п  —  расход  и  энтальпия  подводимого  в
деаэратор  основного  потока  греющего  пара;
 Х^нв>  /дв  —  суммарный  расход  поступающих
 к
 в  деаэратор  некипящих  потоков  воды  (недог-
ретых  до  температуры  насыщения,  соответст¬
вующей  давлению  в  корпусе  деаэратора)  и  эн¬
тальпия  соответствующего  потока; 	в,
 /
 /*в  —  суммарный  расход  поступающих  в  де¬
аэратор  кипящих  потоков  воды  (перегретых
относительно  температуры  насыщения,  соот¬
ветствующей  давлению  в  корпусе  деаэратора)
и  энтальпия  соответствующего  потока;
Х^пр  п>  *пр  п  —  суммарный  расход  поступаю-
j

ТЕРМИЧЕСКИЕ  ДЕАЭРАТОРЫ
 155
 щих  в  деаэратор  прочих  потоков  пара  и  эн¬
тальпия  соответствующего  потока;  GaB,  /д  в  —
расход  и  энтальпия  деаэрированной  воды;
<W  *вып  —  расход  и  энтальпия  выпара;
 I^otb  п.  'отв  п  -  суммарный  расход  потоков
 /
 пара,  отводимых  из  деаэратора,  и  энтальпия
соответствующего  потока;  Qn  —  количество  те¬
плоты,  внесенной  в  деаэратор  с  основным  по¬
током  греющего  пара;  Qn  =  Gnin; 	— 	сум-
 к
 марное  количество  теплоты,  внесенной  в  де¬
аэратор  с  некипящими  потоками  воды;
 Х05.В  =  IQh  b'L;  IGkb  -  суммарное  количе-
 к  к
 ство  теплоты,  внесенной  в  деаэратор  с  кипя¬
щими  потоками  воды;  £(?кВ  =  Х^к.в'к.в^
 суммарное  количество  теплоты,
 внесенной  в  деаэратор  с  прочими  потоками
пара;  ^Gnp.n  =  1^р  п  'пР  п;  ft  в  -  количество
 j 	J
 теплоты,  отводимой  из  деаэратора  с  деаэриро¬
ванной  водой;  (Здв  =  ^д.в^д.в;  Овып  -  количест-
во  теплоты,  отводимой  из  деаэратора  с  выпа-
 Ром;  QBь,п  =  GBl
 Qn,
 потеря  теплоты
 деаэратором  в  окружающую  среду;  ]Г(?оТВ.п  —
 /
 суммарное  количество  теплоты,  отбираемой  из
деаэратора  с  отводимыми  потоками  пара;
 X  ^отв  П  —  Х^ОТВ  п  *отв  п  •
 Здесь  и  далее  расходы  даны  в  кг/с,  количе¬
ство  теплоты  —  в  Дж/с,  энтальпия  —  в  Дж/кг.
 Производительность  деаэратора  (расход
деаэрированной  воды)
 где  G'n  —  расход  пара,  сконденсировавшегося  в
деаэраторе;  гц  —  скрытая  теплота  парообразо¬
вания  при  давлении  в  деаэраторе,  Дж/кг.
 Величина  G'n  определяется  из  соотноше¬
ния
 где  /ср  —  средняя  энтальпия  греющего  пара;
Gn0T  —  расход  греющего  пара  на  покрытие  по¬
терь  теплоты  в  окружающую  среду.
 Величина  /ср  определяется  по  формуле:
 Потеря  теплоты  деаэратором  в  окружаю¬
щую  среду
 £?пот  «Ж'из  О  >
 где  а  —  коэффициент  теплоотдачи  от  изоля¬
ции  к  окружающему  воздуху,  Дж/(м2-  с  •  С);
F  —  площадь  поверхности  корпуса  деаэратора
(колонки  и  бака),  м2;  tm  —  температура  по¬
верхности  изоляции;  tm  =  50  °С;  tB  —  темпера¬
тура  окружающей  среды,  °С.
 Расход  пара  на  покрытие  потерь  тепла  в
окружающую  среду  определяется  из  соотно¬
шения:
 ^пот 	QnOT  Ад-
 Потеря  теплоты  в  окружающую  среду
должна  специально  определяться  в  случае  рас¬
положения  деаэратора  вне  зданий.  Во  всех  ос¬
тальных  случаях  она  может  приниматься  рав¬
ной  1...2%  общего  расхода  теплоты  на  деаэра-
ционную  установку.
 Расход  выпара  Сгвып  принимается  из  рас¬
чета  1...2  кг  на  1  т  деаэрированной  воды.  Эн¬
тальпия  выпара  условно  принимается  равной
энтальпии  насыщенного  пара  при  давлении  в
деаэраторе.
 Расход  греющего  пара,  подводимого  в  де¬
аэратор,
 При  использовании  в  деаэрационной  ус¬
тановке  теплоты  выпара  с  возвратом  конден¬
сата  величина  £?вьш  в  уравнении  не  учитывает¬
ся  (в  связи  с  рециркуляцией  этого  количества
теплоты  в  установке).
 Классификация  деаэраторов.  В  зависимо¬
сти  от  величины  рабочего  давления  в  корпусе
(при  котором  осуществляется  процесс  деаэра¬
ции  воды)  термические  деаэраторы  подразде¬
ляют  на  следующие  типы:  ДП  —  повышенного
давления;  ДА  —  атмосферного  давления;
ДВ  —  вакуумные.

156  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Значения  основных  параметров  деаэрато¬
ров  отечественной  разработки  в  соответствии
с  требованиями  ГОСТ  16860  должны  быть  не
хуже  указанных  в  табл  2.3.10.
 По  способу  распределения  потоков  воды
и  пара  в  ступенях  аппарата  распространено
деление  деаэраторов  на  пленочные,  струй¬
ные,  капельные,  барботажные,  а  также  ком¬
бинированные.  В  случае  применения  в  де¬
аэраторе  одного  из  указанных  способов  рас¬
пределения,  аппарат  считается  одноступенча¬
 тым,  при  комбинации  двух  —  трех  спосо¬
бов  —  двух-  или  трехступенчатым  [40].  По
конструктивному  исполнению  различают  де¬
аэраторы  колонковые  (вертикального  или  го¬
ризонтального  типов)  и  бесколонковые.  Кро¬
ме  того,  все  деаэраторы  подразделяются  на
две  группы:
 1) 	в  которых  непосредственно  осуществ¬
ляется  нагрев  воды  до  температуры  насыще¬
ния,  соответствующей  рабочему  давлению  в  де¬
аэраторе  (с  подводом  теплоносителя  в  корпус);
 2.3.10.  Техническая  характеристика  деаэраторов  различных  типов
 Параметры
 ДП
 ДА
 ДВ
 Абсолютное  рабочее  давление*,  МПа
 0,6...1,О*2
 0,11...0,13
 0,015...0,08
 Нагрев  воды  при  номинальной  произво¬
дительности  деаэратора*2,  °С
 о
 о
 р
 1/1
 о
 15...25
 Содержание  растворенного  кислорода  в
деаэрированной  воде  на  выходе,  мкг/кг,
не  более,  при  содержании  кислорода  в
исходной  воде  на  входе,  не  более:
 13  мг/кг
 Не  нормируется
(20*3)
 20
 50
 1  мг/кг
 10
 20
 50
 Содержание  свободной  углекислоты  в
деаэрированной  воде,  мг/кг,  не  более:
при  содержании  свободной  углекисло¬
ты  в  исходной  воде  на  входе  в  деаэра¬
тор  не  более  20  мг/кг  и  бикарбонатной
щелочности  более  0,7  мг  экв/кг
 Не  нормируется
(отсутствует*3)
 Отсутствует
 Отсутствует
 при  содержании  свободной  углекисло¬
ты  в  исходной  воде  на  входе  в  деаэра¬
тор  не  более  5  мг/кг  и  бикарбонатной
щелочности  0,2...0,4  мг  экв/кг
 Не  нормируется
(отсутствует*3)
 Отсутствует
 0,5
 Удельный  расход  выпара  на  выходе  из
деаэратора,  кг/т  деаэрированной  воды,
не  более
 1,5
 2*2
 5*2
 Диапазон  изменения  номинальной  про¬
изводительности  деаэратора,  %
 30...120
 30...100*4
 30...120
 30...120
 Полный  назначенный  срок  службы,  лет,
не  менее
 ЗО*5
 30
 30
 * 	Для  конкретных  деаэраторов  выбирается  в  пределах  указанного  диапазона  значений.
 *2  По  согласованию  между  изготовителем  и  потребителем  в  обоснованных  случаях  для  вновь
разрабатываемых  деаэраторов  допускается  изменять  пределы  указанных  значений.
 *3  Для  деаэраторов  промышленных  котельных.
 *4  Для  деаэраторов  энергетических  блоков.
 *5  Для  вновь  проектируемых  деаэраторов  энергетических  блоков  —  не  менее  40  лет.

ТЕРМИЧЕСКИЕ  ДЕАЭРАТОРЫ
 157
 2) 	в  которые  подается  исходная  вода,
предварительно  нагретая  до  температуры  пре¬
вышающей  температуру  насыщения  при  рабо¬
чем  давлении  в  деаэраторе  (без  подвода  тепло¬
носителя  в  корпус).
 Деаэраторы  (деаэрационные  колонки)  струй¬
ного  типа  представляют  собой  аппараты,  в  которых
деаэрируемая  вода  А  системой  перфорированных
тарелок  2  разделяется  на  струи,  стекающие  каска¬
дами  сверху  вниз  (рис.  2.3.58,  а).  Навстречу  струям
воды  движется  пар  Д.  Характер  обтекания  паром
струй  приближается  к  поперечному.  Количество
каскадов  (тарелок)  зависит  от  начального  и  конеч¬
ного  содержания  кислорода  в  воде.  Расположение
нескольких  тарелок  по  высоте  колонки  увеличива¬
ет  время  пребывания  воды  в  ней.
 В  деаэраторах  (деаэрационных  колонках)
пленочного  типа  деаэрируемая  вода  А  стекает  в
виде  тонкой  пленки  сверху  вниз  по  поверхно¬
сти,  расположенной  в  колонке  насадки  4,  а
пар  Д  движется  снизу  вверх  (рис.  2.3.58,  б)  [44].
По  исполнению  насадки  делятся  на  упорядо¬
ченные  и  неупорядоченные.  Упорядоченная  на¬
садка  может  состоять  из  вертикальных,  наклон¬
ных,  зигзагообразных  листов  или  из  укладывае¬
мых  правильными  рядами  колец,  цилиндров,  а
также  элементов  другого  вида.  Неупорядоченная
(нерегулярная),  насадка  выполняется  из  неболь¬
 ших  элементов  той  или  иной  формы,  засыпае¬
мых  в  аппарат,  что  и  определяет  ее  название.
Элементы  такой  насадки  могут  иметь  форму
обычного  кольца,  кольца  с  продольными  или
спиральными  перегородками,  пропеллера,  шара,
седла,  греческой  буквы  омега  или  др.  Элементы
предпочтительно  изготовляют  из  коррозион-
но-стойкой  стали.  В  деаэрационной  колонке
может  использоваться  один  слой  насадки  или
более.
 В  капельных  деаэраторах  осуществляет¬
ся  распыливание  воды  с  помощью  различных
форсуночных  устройств,  как  правило,  низко¬
напорных.  Форсунки  устанавливают  в  верх¬
ней  зоне  деаэрационных  колонок  или  деаэра-
торных  баков  (в  бесколонковых  деаэраторах).
В  зависимости  от  производительности  де¬
аэратора  и  других  факторов  применяют  гид¬
равлические  форсунки  различных  типов
(центробежные,  струйные,  щелевые)  и  испол¬
нений.
 В  барботажных  деаэраторах  (в  барботаж-
ных  устройствах  деаэраторов)  пар  проходит
через  слои  воды.  В  этом  случае  обеспечивается
значительное  развитие  поверхности  контакта
фаз  и  интенсивная  турбулизация  жидкости.
Конструкции  барботажных  деаэрирующих  уст¬
ройств  весьма  разнообразны.  Для  барботаж-
 Рис.  2.3.58.  Деаэрационные  колонки  атмосферного  давления  струйного  типа  (а)  и  повышенного  дав¬
ления  с  неупорядоченной  насадкой  (б):
 1  —  камера  смешения  воды;  2  —  струйная  тарелка;  3  —  кольцеобразный  паровой  коллектор;  4  —  на¬
садки  (верхняя  и  нижняя);  5  —  распределитель  греющего  пара;  А  —  подвод  исходной  воды;  Б  —  от¬
вод  пара;  В  —  подвод  конденсата;  Г  —  подвод  «кипящих»  потоков;  Д  —  подвод  греющего  пара

158  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 ной  обработки  воды  используют  перфориро¬
ванные  листы  или  трубы  (коллекторы),  затоп¬
ленные  в  водяном  объеме  деаэраторного  бака,
специальные  барботажные  тарелки  в  колонке,
сопловые  аппараты  и  др.  Барботажные  устрой¬
ства  имеют  различную  эффективность  и,  соот¬
ветственно,  различные  области  применения.
 Для  обеспечения  глубокой  и  надежной  де¬
аэрации  воды  в  широком  диапазоне  изменения
расходов  и  других  рабочих  характеристик  в  по¬
следние  годы  все  большее  применение  находят
комбинированные  деаэраторы  с  двумя  или  тре¬
мя  ступенями  деаэрации  воды.  В  таких  деаэра¬
торах  могут  сочетаться  различные  типы  деаэра-
ционных  колонок  (пленочных,  струйных  или
капельных)  с  барботажным  устройством,  при¬
меняемым  в  качестве  второй  ступени  деаэра¬
ции  воды.  Причем  барботажное  устройство  мо¬
 жет  располагаться  в  баке  или  в  нижней  части
колонки.  Применение  комбинированной  схе¬
мы  обработки  позволяет  обеспечить  глубокую
деаэрацию  питательной  и  подпиточной  воды  и
уменьшить  вертикальный  габарит  деаэратора.
Наибольшее  распространение  получили  двух¬
ступенчатые  деаэраторы,  сочетающие  струйный
или  (и)  капельный  метод  распределения  воды  в
паре  с  барботажем,  в  частности  аппараты
струйно-барботажного  типа  (рис.  2.3.59,  а).
 Деаэраторы  повышенного  давления
(рис.  2.3.59,  б).  Их  применяют  для  удаления
коррозионно-агрессивных  газов  из  питатель¬
ной  воды  парогенераторов  на  ТЭС  и  АЭС,  в
схемах  турбоустановок  мощностью  до
1200  МВт  и  более.
 В  качестве  теплоносителя  в  деаэраторах
повышенного  давления  применяется  пар.  Тер-
 б)
 Рис.  2.3.59.  Схемы  двухступенчатого  деаэратора  с  вертикальной  малогабаритной  колонкой  и  барбо¬
тажным  устройством  конструкции  ЦКТИ  (а)  и  повышенного  давления  с  горизонтальной  колонкой  для
энергоблоков  АЭС  с  реактором  ВВЭР-1000  (б):
 1  —  деаэраторный  бак;  2  —  деаэрационная  колонка;  3  —  барботажное  устройство;  А  —  подвод  ис¬
ходной  воды;  Б  —  отвод  выпара;  В  —  подвод  конденсата;  Г  —  подвод  греющего  пара;  Д  —  подвод
пара  на  барботаж;  Е  —  подвод  «кипящего»  потока;  Ж  —  отвод  деаэрированной  воды

ТЕРМИЧЕСКИЕ  ДЕАЭРАТОРЫ
 159
 модинамические  параметры  греющего  пара,
подаваемого  в  деаэратор,  зависят  от  конкрет¬
ной  схемы  турбоустановки.  Современные  де¬
аэраторы  повышенного  давления  для  энерго¬
блоков  ТЭС  и  АЭС  должны  обеспечивать  на¬
дежную  работу  при  «скользящем»  давлении.
В  этом  случае  давление  в  корпусе  изменяется
в  соответствии  с  изменением  нагрузки  (и  дав¬
ления  в  отборе)  турбины  в  регулировочном
диапазоне  турбоустановки.  Возрастающие  тре¬
бования  к  уменьшению  вертикального  разме¬
ра,  повышению  надежности  и  маневренности
и  др.  обусловливают  новые  требования  к  кон¬
структивному  устройству  деаэраторов,  кото¬
рые  должны  обеспечивать  более  интенсивное
взаимодействие  деаэрируемой  воды  с  грею¬
щим  паром,  наиболее  эффективную  работу
применяемых  ступеней  обработки  воды.
 В  связи  с  этим  в  качестве  водораспределитель¬
ных  устройств  в  колонке  все  чаще  применяют
низконапорные  форсунки  различной  конст¬
рукции,  а  в  баке,  на  заключительной  стадии
деаэрации,  —  эффективное  барботажное  уст¬
ройство  3  (рис.  2.3.59)  [18,  72].  Деаэраторы  для
ТЭС  должны  соответствовать  требованиям
ГОСТ  16860  и  правилам  безопасности
ПБ  03-570-03,  деаэраторы  для  АЭС  —  требова¬
ниям  правил  ПН  АЭГ-7-008-89.
 Техническая  характеристика  разрабо¬
танных  ЦКТИ  деаэраторов  повышенного
давления  типа  ДП,  используемых  на  ТЭС  и
АЭС  приведена  в  табл.  2.3.11  и  2.3.12.  В  обо¬
значении  типоразмера  деаэратора  первое
число  соответствует  его  производительности,
а  второе  —  полезному  объему  деаэраторного
бака.
 2.3.11.  Техническая  характеристика  деаэраторов  повышенного  давления  для  ТЭС
 Типоразмер
 деаэратора
 Абсо¬
 лютное
 рабочее
 давле¬
 ние,
 МПа
 Колонка
 V6,  м3
 Размеры
деаэратора,  м
 т,  т
 N,  МВт
 Тип
 КДП
 dy,  м
 L
 Н
 ДП-80/20*
 0,69
 80
 1
 20
 8,1
 3,6
 27,5
 ПГУ
 ДП-225/65
 0,59
 225
 1,8
 78
 9
 7,4
 106,26
 Менее
 60
 ДП-500/65
 0,59
 500
 2
 78
 9
 7,07
 107,35
 60...170
 ДП-500/100
 0,69
 118
 13,5
 154,3
 ДП-1000/100
 1000
 2,4
 8,13
 165,6
 175...300
 ДП-1000/100
 1,03
 (сколь¬
 зящее)
 1000
 (малога¬
 барит¬
 ная)
 2,4
 118
 5,7
 172,1
 ДП-1000/120
 1,08
 (сколь¬
 зящее)
 1000*3
 3
 186
 21
 7,5
 202,3
 ДП-2000/150*2
 0,69
 2000
 3,4
 176,4
 20,12
 8,37
 255,254
 500
и  1200
 ДП-2000/185*2
 24,27
 302,254
 ДП-2800/185*2
 0,74
 2800
 3,4
 217,6
 24,27
 10,47
 325,8
 800
 * 	Условный  диаметр  бака  2  м,  для  остальных  деаэраторов  —  3,4  м.
 *2  Выпускались  до  1990  г.
 *3  Деаэрационная  колонка  горизонтальная,  для  остальных  деаэраторов  —  вертикальная.
Обозначения:^  —  условный  диаметр  колонки;  V6  —  геометрический  объем  бака;  L  —  длина
бака  деаэратора;  Н—  высота  деаэратора;  т  —  ориентировочная  масса  деаэратора,  заполненного  во¬
дой;  N  —  мощность  турбоустановки.

160  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 2.3.12.  Техническая  характеристика  деаэраторов  повышенного  давления  для  АЭС
 Типоразмер
 деаэратора
 Абсо¬
 лютное
 рабочее
 давле¬
 ние,
 МПа
 Колонка
 Бак
 деаэраторный
 Размеры
деаэратора,  м
 т,  т
 Тип
 энерго¬
 блока
 (реак¬
 тора)
 Тип
 КДП
 dy,  м
 Уб,  м3
 Dy,  м
 L
 Н
 С  вертикальной  колонкой
 ДП-2000
(2x1000)/  120-А*
 0,7
 0,76
 1000-А
 (две)
 2,4
 150
 3,4
 17
 8,3
 227,2
 ВВЭР-
 440,
 РБМК-
 1000
 ДП-3200
 (2х1600)/185-А*
 0,69
 1600-А
 (две)
 3,4
 210
 3,4
 23,415
 11,16
 361
 ВВЭР-
 1000
 С  горизонтальной  колонкой
 ДП-3200/220-А
 1,35
 (сколь¬
 зящее)
 3200-А
 3
 350
 3,8
 32,18
 7,9
 710
 БН-800
 ДП-6000/250-А
 0,82
 1,07
 (сколь¬
 зящее)
 6000-А
 3
 400
 3,8
 36
 7,9
 765
 794
 ВВЭР-
 1000
 * 	Выпускались  до  1990  г.
 Обозначения:  Dy  —  условный  диаметр  бака.  Остальные  —  см.  табл.  2.3.11.
 Деаэраторы  атмосферного  давления.  Их
 применяют  для  удаления  коррозионно-агрес-
сивных  газов  из  питательной  воды  паровых
котлов  и  подпиточной  воды  систем  теплоснаб¬
 Рис.  2.3.60.  Схема  двухступенчатой  деаэраци-
онной  установки  атмосферного  давления:
 1  —  колонка;  2  —  бак;  А  —  подвод  исходной  во¬
ды  после  охладителя  выпара;  Б  —  отвод  выпа-
ра;  В  —  в  предохранительное  устройство;
Г  —  отвод  деаэрированной  воды;  Д  —  подвод
греющего  пара  на  барботаж;  Е  —  подвод  грею¬
щего  пара  в  паровое  пространство
 жения  и  горячего  водоснабжения  на  ТЭС  и  в
котельных  [42].  На  такие  деаэраторы  обычно
устанавливают  одну  деаэрационную  колонку
(рис.  2.3.60),  редко  две  (рис.  2.3.61).  В  боль¬
 Рис.  2.3.61.  Схема  деаэратора  атмосферного
давления  производительностью  800  т/ч:
 1  —  бак;  2  —  деаэрационная  колонка  КДА-400;
А  —  подвод  исходной  воды;  Б  —  отвод  выпара;
В  —  подвод  греющего  пара;  Г  —  отвод  деаэри¬
рованной  воды;  Д  —  подвод  пара  на  барботаж

ТЕРМИЧЕСКИЕ  ДЕАЭРАТОРЫ
 161
 2.3.13.  Техническая  характеристика  деаэраторов  атмосферного  давления
 Типоразмер
 Колонка
 деаэрационная
 Бак
 Размеры
деаэратора,  м
 деаэратора
 Тип
 КДА
 dy,  м
 V6,  м3
 Dy,  м
 L
 Н
 т,  т
 ДА-1/0,75
 1
 0,4
 1,2
 1
 1,8
 1,79...2,2
 2
 ДА-3/1,2
 3
 1,7
 2,5
 2,66
 ДА-5/2
 5
 0,5
 2,8
 1,2
 2,94
 3,615
 4,8
 ДА-15/4
 15
 4,5
 4,45
 3,645
 6,9
 ДА-25/8
 25
 0,8
 9,2
 1,6
 5,185
 3,93
 14,2
 ДА-50/15
 50
 1
 17,5
 2
 6,185
 4,39
 25,5
 ДА-100/25
 100
 1,2
 28,0
 2,2
 8,065
 4,635
 39,85
 ДА-200/50
 200
 1,4
 58,5
 9,095
 6,13
 80,8
 ДА-300/75
 300
 1,8
 82,5
 3
 12,5
 6,425
 116,9
 ДА-400/75
 400
 82,5
 12,5
 6,6
 130
 ДА-800/100
 400  (две)
 2
 115,5
 3,4
 13,5
 7
 175
 Примечание.  Обозначения  см.  табл.  2.3.11  и  табл.  2.3.12.
 шинстве  случаев  в  них  используют  двух-  или
трехступенчатую  схему  обработки  воды:  в  ко¬
лонке  —  струйно-капельную  и  барботажную,  в
баке  —  барботажную.  Как  правило,  деаэрато¬
ры  работают  с  нагревом  воды  (с  подводом  теп¬
лоносителя  в  деаэратор).  В  обоснованных  слу¬
чаях  возможна  работа  деаэратора  по  принципу
«перегретой  воды»  (без  подвода  теплоносите¬
ля).  В  качестве  теплоносителя  применяют  пар.
 Техническая  характеристика  номенкла¬
турного  ряда  деаэраторов  типа  ДА  приведена  в
табл.  2.3.13.  В  обозначении  типоразмера  де¬
аэраторов  атмосферного  давления  первое  чис¬
ло  соответствует  производительности  деаэра¬
тора,  а  второе  —  полезному  объему  деаэратор-
ного  бака.
 Вакуумные  деаэраторы.  Их  применяют
для  приготовления  подпиточной  воды  систем
теплоснабжения  и  горячего  водоснабжения  на
ТЭС  и  в  котельных  с  водогрейными  котлами,
а  также  в  схемах  приготовления  питательной
воды  на  ТЭС  [42].
 Вакуумные  деаэраторы,  как  правило,  со¬
стоят  из  бака  и  установленной  на  нем  деаэраци-
онной  колонки.  Однако  существуют  конструк¬
ции,  в  составе  которых  бак  отсутствует.  В  этом
случае  ухудшаются  условия  деаэрации,  усложня¬
 ются  регулирование  и  отвод  деаэрированной  во¬
ды.  Вакуумный  деаэратор  должен  комплекто¬
ваться  устройством,  обеспечивающим  отвод  из
него  парогазовой  смеси  (выпара)  и  поддержание
необходимого  вакуума  (рабочего  абсолютного
давления).  Как  правило,  для  этого  применяются
водоструйные  и  пароструйные  эжекторы.  Де¬
аэраторы  предпочтительно  размещать  внутри
помещения  котельной  на  высотной  отметке,
обеспечивающей  беспрепятственный  отвод  во¬
ды  из  них,  применительно  к  условиям  объекта.
В  случае  необходимости,  деаэратор  можно  уста¬
навливать  на  сниженной  высотной  отметке,  при
условии  применения  для  отвода  деаэрирован¬
ной  воды  соответствующих  насосов.
 Схема  вакуумной  деаэрационной  уста¬
новки  может  быть  выполнена  как  с  подводом
теплоносителя  в  деаэратор  (рис.  2.3.62),  так  и,
в  обоснованных  случаях,  без  него.  В  качестве
теплоносителя  применяется  перегретая  де¬
аэрированная  вода.
 Техническая  характеристика  вакуумных
деаэраторов  типа  ДВ  приведена  в  табл.  2.3.14.
В  обозначении  типоразмера  деаэраторов  пер¬
вое  число  соответствует  его  производительно¬
сти,  а  второе  —  полезному  объему  деаэратор-
ного  бака.

162  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.62.  Схема  вакуумной  деаэрационной  установки  с  подводом  теплоносителя  в  деаэратор:
 1  —  деаэратор;  2  —  водоструйный  эжектор;  3  —  бак  рабочей  воды  эжектора;  4  —  водо-водяные  тепло¬
обменники;  5  —  охладитель  выпара;  6  —  бак-аккумулятор;  7  —  электронасосы;  8  —  струйный  насос;
А  —  исходная  вода  (из  горводопровода);  Б  —  теплоноситель;  В  —  вода  на  подпитку;  Г  —  в  схему
 котельной
 2.3.14.  Техническая  характеристика  номенклатурного  ряда  вакуумных  деаэраторов
 Типоразмер
 Тип  колонки
 Бак
 Размеры  деаэратора,  м
 деаэратора
 Кб,  м3
 Dy,  м
 L
 Н
 Колонка  типа  КДВ
 ДВ-1/0,75
 1
 0,75
 1
 1,8
 2,8
 ДВ-3/1,2
 3
 1,2
 1,2
 2,66
 3,2
 ДВ-5/2
 5
 2
 1,2
 2,6
 3,5
 ДВ-25/8
 25
 8
 1,6
 4,9
 4,2
 ДВ-50/15
 50
 15
 2
 5,9
 4,5
 ДВ-100/25
 100
 25
 2,2
 7,8
 4,7
 ДВ-200/50
 200
 50
 3
 8,8
 5,4
 ДВ-300/75
 300
 75
 3
 12,2
 5,5
 Колонка  типа  ДВ
 ДВ-400
 400
 —
 —
 ~2
 3,44
 ДВ-800
 800
 —
 -
 ~4
 3,44
 Деаэраторы  ДВ-400  и  ДВ-800  в  своем  со¬
ставе  не  имеют  бака  и  являются  фактически
деаэрационными  колонками.  Для  более  на¬
дежной  работы  рекомендуется  устанавливать
их  на  баках  необходимого  объема  [38].
 Расчеты  деаэраторов.  При  разработке  де¬
аэраторов  в  зависимости  от  типа  и  назначения
деаэратора  выполняются  следующие  расчеты:
тепловые,  гидродинамические,  дегазацион¬
ные,  прочностные.  Целью  расчетов  является

ТЕРМИЧЕСКИЕ  ДЕАЭРАТОРЫ
 163
 определение  числа  ступеней  (отсеков)  и  ос¬
новных  размеров,  а  также  подтверждение  ра¬
ботоспособности  и  надежности  принятой  кон¬
струкции  деаэратора.  Исходными  данными
для  расчетов  являются:  рабочее  давление,  про¬
изводительность,  нагрев  воды  в  деаэраторе,
начальное  и  конечное  содержание  кислорода  в
воде,  расчетные  характеристики  потоков  воды
и  пара  при  различных  режимах  работы  и  др.
 Тепловой  расчет  деаэрационной  колонки
включает  определение  температуры  воды  по¬
сле  каждого  отсека  (и  после  колонки  в  целом)
и  расхода  пара  в  каждом  отсеке.  Тепловой  рас¬
чет  ведется  последовательно  для  каждого  отсе¬
ка  колонки,  начиная  с  верхнего  [44].  При  этом
вода  должна  нагреваться  в  колонке  практиче¬
ски  до  температуры  насыщения  при  давлении
в  деаэраторе.  При  двухступенчатой  деаэрации
воды  (колонке  струйного  типа  и  барботажном
устройстве  в  баке)  в  порядке  исключения  мо¬
жет  быть  допущен  недогрев  воды  до  темпера¬
туры  насыщения  на  1...4  °С.
 В  задачи  гидродинамического  расчета
входят  определение  гидравлических  характе¬
ристик  и  проверка  гидродинамической  устой¬
чивости  отдельных  отсеков  и  колонки  в  целом
при  различных  режимах  работы.
 Гидравлически  устойчивым  называют  та¬
кой  режим  работы  колонки,  при  котором  не
появляется  местной  рециркуляции  воды  в  отсе¬
ках  под  воздействием  потока  пара.  Нарушение
гидродинамической  устойчивости  может  быть
вызвано  недопустимо  высокими  скоростями
пара  в  отдельных  сечениях  колонки.  Поэтому
при  проектировании  следует  выбирать  живые
сечения  для  прохода  пара  в  колонке  таким  об¬
разом,  чтобы  при  всех  возможных  в  условиях
эксплуатации  режимах  работы  деаэратора  ско¬
рости  пара  были  такими,  при  которых  не  воз¬
никают  значительные  перепады  давлений  меж¬
ду  отсеками  и  унос  капельной  влаги  в  располо¬
женный  выше  отсек.  Нарушение  гидродинами¬
ческой  устойчивости  может  также  быть  вызва¬
но  недостаточным  количеством  или  загрязне¬
нием  отверстий  в  струйной  тарелке,  так  как
при  этом  может  происходить  переполнение  та¬
релки  и  перелив  воды  через  борт,  способствую¬
щий  увеличению  уноса  воды  и  скоплению  ее  в
отсеке.  При  нарушении  гидродинамической  ус¬
тойчивости  колонки  в  одном  из  отсеков  проис¬
ходит  захват  воды  потоком  пара,  что  может
привести  в  дальнейшем  к  затапливанию  данно¬
го  и  расположенных  выше  отсеков,  а  следова¬
тельно,  к  уносу  воды  с  паром,  гидравлическим
 ударам  и  даже  к  механическому  повреждению
устройств  деаэратора.
 Расчет  выделения  (десорбции)  кислорода
выполняется  для  подтверждения  обеспечения
принятой  конструкцией  деаэратора  требуемо¬
го  качества  деаэрированной  воды.
 Прочностные  расчеты  деаэраторов  выпол¬
няют  в  объеме,  определяемом  требованиями
задания  и  нормативных  документов  в  зависи¬
мости  от  рабочего  давления  и  других  условий.
Они  могут  включать  расчеты  по  выбору  основ¬
ных  размеров,  на  100%-ный  вакуум,  на  цикли¬
ческую  прочность,  поверочный,  на  сейсмо¬
стойкость.  Расчеты  проводят  в  соответствии  с
действующими  нормативными  документами.
 Конструкционные  материалы.  Корпусы
(и  днища)  колонок  и  баков  деаэраторов,  как
правило,  изготовляются  из  листового  проката
углеродистой  стали  СтЗ,  20К,  9Г2С.  Внутренне
рабочие  элементы  деаэраторов  всех  типов  (лис¬
ты  с  отверстиями  и  трубы,  насадки  и  др.)  долж¬
ны  выполняться  из  коррозионно-стойкой  стали
12Х18Н10Т,  08Х18Н10Т  и  др.
 В  деаэраторах  повышенного  давления  (ко¬
лонок  и  баков)  используют  эллиптические  дни¬
ща,  в  деаэраторах  атмосферного  давления  и  ваку¬
умных  —  как  эллиптические,  так  и  конические.
 Охладители  выпара.  Охладитель  выпара
предназначен  для  конденсации  пара,  содержа¬
щегося  в  отводимой  из  деаэратора  парогазовой
смеси  (выпаре),  с  целью  сохранения  теплоты  и
конденсата  в  схеме.  Охладители  выпара  могут
быть  поверхностными  (трубчатыми)  и  смеши¬
вающими,  выносными  или  встроенными  в  де-
аэрационную  колонку.  Наиболее  рациональ¬
ными  являются  кожухотрубные  аппараты  вы¬
носного  типа,  которые  нашли  широкое  при¬
менение  в  отечественной  практике.  Трубную
систему  таких  охладителей  изготовляют  из  ла¬
туни,  медно-никелевых  сплавов,  коррозион¬
но-стойкой  стали.  Могут  устанавливаться  ин¬
дивидуальные  (на  каждый  деаэратор)  или,  в
обоснованных  случаях,  групповые  (на  группу
деаэарторов)  охладители  выпара,  а  для  вакуум¬
ных  деаэраторов  —  только  индивидуальные.
 Для  деаэраторов  повышенного  давления
на  ТЭС  и  АЭС  в  последние  годы  охладители
выпара,  как  правило,  не  применяют.  Утилиза¬
ция  выпара  осуществляется  непосредственно
по  схеме  станции.  Выпар  деаэраторов  повы¬
шенного  давления  может  использоваться  в
ПНД  или  конденсаторе  турбоустановки,  в  де¬
аэраторах  атмосферного  давления,  устанавли¬
ваемых  в  схемах  ТЭЦ  и  др.

164  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Газоотсасывающие  устройства  для  вакуум¬
ных  деаэраторов.  Важнейшим  элементом  ваку¬
умной  деаэрационной  установки  является  га¬
зоотсасывающее  устройство,  без  надежной  ра¬
боты  которого  невозможно  обеспечить  глубо¬
кую  деаэрацию  воды.  В  качестве  таких  уст¬
ройств  используются  паро-  и  водоструйные
эжекторы,  а  также  механические  (водокольце¬
вые)  вакуумные  насосы.  При  выборе  типа  га¬
зоотсасывающего  устройства  необходимо  учи¬
тывать  следующее:  объект  использования  и  те¬
пловую  схему  установки;  размещение  деаэра¬
тора  и  наличие  энергоносителей;  давление  в
деаэраторе  (температуру  деаэрированной  во¬
ды)  и  возможный  рабочий  диапазон  его  изме¬
нения;  содержание  пара  в  отсасываемой  паро¬
газовой  смеси;  технико-экономические  требо¬
вания.  Газоотсасывающие  устройства  должны
устанавливаться  в  непосредственной  близости
от  вакуумных  деаэраторов.  Для  примерного
расчета  газоотсасывающих  устройств  вакуум¬
ных  деаэраторов  расход  отсасываемых  некон-
денсирующихся  газов  можно  принимать  из
расчета  60  г  газов  на  1  т  деаэрированной  воды.
 Пароструйные  эжекторы  обеспечивают
надежную  работу  вакуумных  деаэраторов  при
всех  необходимых  режимах  их  эксплуатации.
Однако  при  их  применении  необходим  рабо¬
чий  пар  давлением  не  менее  0,6  МПа,  что  не
во  всех  случаях  может  быть  осуществлено  оп¬
тимальным  способом.  Пароструйные  эжекто¬
ры,  как  правило,  применяют  при  приготовле¬
нии  подпиточной  воды  и  в  системах  тепло¬
снабжения  промышленно-отопительных  ТЭЦ
и  котельных.
 Водоструйные  эжекторы  наиболее  целе¬
сообразно  использовать  в  схемах  подпитки  те¬
плосети  на  отопительных  ТЭЦ  и  в  котельных  с
водогрейными  котлами  (см.  рис.  2.3.62).  При¬
менение  водоструйных  эжекторов  в  составе
вакуумных  деаэраторов  имеет  следующие  пре¬
имущества:  они  могут  быть  установлены  в  лю¬
бых  схемах,  так  как  их  использование  не  свя¬
зано  с  наличием  пара;  они  могут  допускать
значительное  содержание  пара  в  отсасываемой
из  деаэратора  смеси,  что  позволяет  совместить
функции  газоотсасывающего  устройства  и  ох¬
ладителя  выпара.
 Механические  (водокольцевые)  вакуум¬
ные  насосы  в  схемах  вакуумных  деаэрацион-
ных  установок  используются  пока  достаточно
редко.  Они  имеют  хорошие  технико-экономи¬
ческие  показатели,  но  их  характеристики  су¬
щественно  зависят  от  температуры  рабочей
 жидкости  (воды)  и  содержания  пара  в  отсасы¬
ваемой  смеси.  Их  применение  сдерживается
также  рядом  эксплуатационных  ограничений.
 Основные  принципы  автоматического  регу¬
лирования  деаэрационных  установок.  Система
автоматического  регулирования  деаэрацион¬
ной  установки  в  общем  виде  должна  обеспечи¬
вать:  1)  подвод  к  деаэратору  греющей  среды  в
количестве,  необходимом  для  подогрева  ис¬
ходных  потоков  воды  до  температуры  насыще¬
ния;  2)  необходимое  рабочее  давление  в  де¬
аэраторе;  3)  необходимый  расход  пара  на  бар-
ботаж;  4)  необходимый  расход  выпара;  5)  под¬
держание  равенства  между  расходами  потоков,
подводимых  в  деаэратор  и  отводимых  из  него.
 Для  выполнения  первых  двух  требований
установки  оборудуют  регулятором  давления  с
регулирующим  клапаном,  устанавливаемом  на
трубопроводе  подвода  основной  греющей  сре¬
ды.  Необходимый  расход  пара  на  барботаж,
как  правило,  обеспечивается  схемным  и  кон¬
структивным  решением  барботажного  устрой¬
ства.  Расход  выпара  из  установки  в  процессе
ее  работы  не  регулируется.  С  помощью  регу¬
лирующего  (или  запорного)  органа  устанавли¬
вается  необходимый  расход  выпара  из  деаэра¬
тора  при  работе  на  номинальном  режиме.  На
остальных  режимах,  при  том  же  положении
регулирующего  органа,  удельный  расход  выпа¬
ра  будет  превышать  номинальный,  что  гаран¬
тирует  нормальную  работу  деаэратора.  По¬
следнее  требование  выполняется  с  помощью
регулятора  уровня.  Регулятор  воздействует  на
клапан,  устанавливаемый  в  соответствии  с
принятой  схемой  автоматизации.
 Все  операции  по  подготовке  и  включе¬
нию  деаэрационной  установки  в  работу,  как
правило,  производятся  вручную.  Необходимо
предусматривать  возможность  управления  де¬
аэрационной  установкой  с  блочного  щита
управления.  Группа  параллельно  работающих
деаэраторов  (желательно  не  более  четырех)
может  рассматриваться  как  один  объект  авто¬
матического  регулирования.  При  этом  необхо¬
димо  обеспечить  равномерную  нагрузку  де¬
аэраторов  по  воде  и  теплу,  а  также  возмож¬
ность  отключения  любого  деаэратора  из  груп¬
пы  при  сохранении  автоматического  управле¬
ния  для  работающих  деаэраторов.
 Для  деаэраторов  энергоблоков  следует
предусматривать  автоматическое  включение
аварийного  добавка  и  подачу  большого  коли¬
чества  воды  из  баков  запасного  конденсата  в
период  пуска.

БЕЗДЕАЭРАТОРНЫЕ  ТЕПЛОВЫЕ  СХЕМЫ
 165
 Защита  деаэрационных  установок.  В  каж¬
дой  деаэрационной  установке  должна  быть
предусмотрена  защита  деаэратора  от  опасного
повышения  давления  и  переполнения  водой.
В  случае  необходимости  установка  должна
также  оборудоваться  защитным  устройством,
предотвращающим  заброс  воды  в  турбину  че¬
рез  трубопровод  отборного  пара  при  резком
сбросе  нагрузки  турбины.
 В  качестве  защитных  устройств,  предот¬
вращающих  опасное  повышение  давления  в
деаэраторах  типа  ДП,  применяют  предохрани¬
тельные  клапаны,  а  в  деаэраторах  типа  ДА  —
гидравлические  затворы.  Их  подключают  к
подводящему  паропроводу  между  регулирую¬
щим  клапаном  (давления)  и  деаэратором  или
к  паровому  пространству  деаэраторного  бака.
Допустимое  повышение  давления  сверх  рабо¬
чего  для  деаэраторов  типа  ДП  для  предохрани¬
тельных  клапанов  определяется  требованиями
нормативно-технической  документации.  Вы¬
сота  гидравлического  затвора  для  защиты  от
опасного  повышения  давления  в  деаэраторах
типа  ДА  составляет  5  м.
 Пропускную  способность  устройств  для
защиты  деаэраторов  от  опасного  повышения
давления  рассчитывают  исходя  из  условия  од¬
новременного  поступления  в  установку  макси¬
мального  количества  пара  из  всех  возможных
источников  (включая  пар,  образующийся  при
вскипании  потоков  перегретой  воды,  направ¬
ляемых  в  деаэратор)  при  полном  открытии  за¬
порных  и  регулирующих  органов  и  макси¬
мальном  давлении  в  источниках  пара.  Для  ог¬
раничения  расхода  пара  в  деаэратор  в  любых
ситуациях  до  максимально  необходимого  на
подводящем  паропроводе  может  устанавли¬
ваться  ограничительная  диафрагма.
 Для  защиты  от  переполнения  деаэраторы
повышенного  давления  оборудуют  автомати¬
ческими  регуляторами  перелива,  обеспечи¬
вающими  сброс  избыточной  воды.  В  деаэрато¬
рах  атмосферного  давления  для  этой  цели
применяют,  как  правило,  гидравлические  за¬
творы  высотой  6  м.  Диаметры  переливных
гидрозатворов  и  сбросных  трубопроводов  оп¬
ределяют  в  зависимости  от  максимально  воз¬
можного  расхода  воды  в  деаэратор  в  аварий¬
ных  ситуациях  и  конкретной  схемы  установки.
 Защита  вакуумных  деаэраторов  от  пере¬
полнения  и  от  опасного  повышения  давления
должна  выполняться  с  помощью  гидравличе¬
ских  затворов  или  других  устройств,  преду¬
смотренных  в  схеме  установки.
 Арматура  и  контрольно-измерительная  ап¬
паратура.  Каждая  деаэрационная  установка
должна  иметь  в  общем  случае  следующую  ар¬
матуру  и  контрольно-измерительную  аппара¬
туру:
 регулятор  давления,  обеспечивающий  не¬
обходимое  давление  в  деаэраторе,  путем  изме¬
нения  расхода  теплоносителя;
 регулятор  уровня,  обеспечивающий  необ¬
ходимый  уровень  воды  в  деаэраторе;
 водоуказательные  приборы  для  контроля
за  уровнем  воды  в  деаэраторе;
 предохранительные  устройства  для  защи¬
ты  от  превышения  допустимых  давления  и
уровня;
 запорную  арматуру,  устанавливаемую  на
трубопроводах  в  пределах  установки;
 поверхностный  холодильник  для  охлаж¬
дения  отбираемых  непосредственно  после  ба¬
ка  деаэратора  проб  деаэрированной  воды;
 манометр  (мановакуумметр,  вакуумметр)
для  измерения  давления  в  деаэраторе;
 термометры  для  измерения  температуры
деаэрируемой  и  деаэрированной  воды  и  тепло¬
носителя;
 устройства  для  измерения  расхода  всех
подводимых  в  установку  потоков.
 Основные  измерения  (давление  и  уро¬
вень  в  деаэраторе  и  температура  деаэрирован¬
ной  воды)  должны  фиксироваться  регистри¬
рующими  приборами,  установленными  на  щи¬
те.  В  случае  необходимости  деэрационные  ус¬
тановки  могут  оборудоваться  также  дополни¬
тельными  измерениями.
 2.3.6. 	БЕЗДЕАЭРАТОРНЫЕ  ТЕПЛОВЫЕ
СХЕМЫ
 В  настоящее  время  в  России  и  за  рубе¬
жом  сложилась  довольно  устойчивая  структура
регенеративной  схемы  конденсационных  и  те¬
плофикационных  турбинных  установок:  КЭН
первой  ступени  —  БОУ  —  КЭН  второй  ступе¬
ни  —  четыре  (пять)  ПНД  —  Д  —  ПН  —  два
(три)  ПВД.  Дальнейшее  увеличение  числа  по¬
догревателей  не  эффективно,  так  как  рост
КПД  цикла  не  окупается  капитальными  затра¬
тами  на  ремонт  и  эксплуатацию.
 В  ЦКТИ,  ВТИ  при  участии  ЛМЗ,  ТМЗ,
ТЭП  и  ряда  ГРЭС  выполнен  комплекс  работ
по  расчету,  проектированию  и  внедрению  без-
деаэраторных  тепловых  схем  (БТС),  которые
обеспечивают  следующие  основные  преиму¬
щества:

166  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 снижение  капитальных  затрат  в  связи  с
уменьшением  площади  машинного  зала  на  один
пролет  и  отказом  от  деаэраторной  этажерки;
 снижение  затрат  на  приобретение  и  ре¬
монт  исключаемых  из  схемы  деаэрационной
установки  с  арматурой  и  трубопроводами,  бус-
терных  насосов  с  кабелем,  арматурой,  регуля¬
торов,  датчиков  и  вторичных  приборов;
 повышение  тепловой  экономичности  тур¬
боустановки  на  0,5...  1,0%  вследствие  более  рав¬
номерного  нагрева  по  ступеням  схемы  регене¬
рации,  исключения  выпара  деаэратора,  сниже¬
ния  затрат  электроэнергии  на  собственные  ну¬
жды  и  обеспечение  оптимальной  температуры
воды  на  входе  в  ПН  и  ввода  дренажа  ПВД  че¬
рез  смеситель  в  тракт  основного  конденсата;
 повышение  надежности  вследствие  упро¬
щения  схемы  и  снижения  числа  единиц  обо¬
рудования,  арматуры,  датчиков  и  вторичных
приборов;
 упрощение  схемы  регулирования  уровней
в  конденсаторе  и  ПНС  с  установкой  одного
клапана  на  напоре  КЭН  первой  ступени;
 упрощение  схемы  подачи  кислорода  и
других  реагентов  в  такт  питательной  воды;
 упрощение  эксплуатации  гидравлической
системы  при  переменных  режимах  путем  ти¬
ристорного  регулирования  частоты  вращения
КЭН  второй  ступени,  что  исключило  пере¬
ключение  дренажа  ПВД  и  позволило  регули¬
ровать  давление  воды  на  всасе  ПН;
 обеспечение  подачи  очищенной  воды  из
бака  запаса  конденсата  как  в  конденсатор,  так
и  в  ПНС  при  разрыве  трубопроводов  или  лож¬
ном  закрытии  арматуры  и  др.;
 упрощение  пусковой  схемы  путем  исклю¬
чения  подачи  пара  в  деаэратор  при  пусковых  и
динамических  режимах  работы  блока.
 Повышение  надежности  работы  ПН  уста¬
новкой  механического  фильтра  между  последним
по  ходу  воды  ПНД  и  входным  патрубком  ПН.
 Надежность  БТС  примерно  в  2  раза  выше
исходной  схемы  за  счет  исключения  деаэрато¬
ра  и  уменьшения  на  одну  ступень  регенерации
подогрева  высокого  давления  (первый  по  ходу
питательной  воды  ПВД  переводится  в  условия
работы  ПНД).
 Смешивающий  подогреватель  ЦКТИ
обеспечивает  пусковой  нагрев  воды,  ее  деаэра¬
цию  во  всех  экслуатационных  режимах  и  ис¬
ключает  заброс  воды  в  турбину  при  сбросе  на¬
грузки  благодаря  установке  перегородки,  отде¬
ляющей  водяной  отсек  от  отсека  нагрева  аппа¬
рата.  Безарматурная  линия  аварийного  пере¬
 лива  с  гидрозатвором  из  подогревателя  в  кон¬
денсатор  исключает  переполнение  подогрева¬
теля  и  попадание  воды  в  турбину  при  любых
отказах  и  их  сочетаниях.
 В  настоящее  время  эксплуатируется  око¬
ло  30  энергоблоков  с  турбинами  мощностью
250/300,  300  и  800  МВт  с  БТС.
 Бездеаэраторные  тепловые  схемы  энергобло¬
ков  мощностью  300  МВТ.  Модернизированная
схема  блока  с  турбиной  К-300-240  ЛМЗ,  пока¬
занная  на  рис.  2.3.63,  разработана  ЦКТИ  совме¬
стно  со  Среднеуральской  ГРЭС.  В  схеме  преду¬
смотрена  установка  ПНС-дегазатора  10,  приме¬
нение  ПНД  7,  подключенного  по  пару  к  отбо¬
ру  /Ктурбины.  Из  отбора  ///пар  подается  толь¬
ко  на  турбопривод  питательного  насоса  (ПТН).
Конденсат  греющего  пара  ПВД  1  и  2  каскадно
сливается  через  дроссельное  устройство  и  регу¬
лирующий  клапан  в  смеситель  <5,  что  повышает
температуру  воды  на  входе  в  ПН  3  на  5...6  °С.
Три  бустерных  электронасоса  (БН)  с  арматурой
и  электрической  системой  исключены  из  схемы,
а  также  конденсатор  из  уплотнения.
 Потоки  пара  и  воды,  которые  подавались  в
деаэратор,  распределены  следующим  образом:
рециркуляция  ПН  в  ПНС  10  с  установ¬
кой  дополнительной  диафрагмы;
 конденсат  из  концевых  камер  уплотне¬
ний  ПН  —  в  ПНС  и  бак  низких  точек;
 пар  от  растопочного  расширителя  —  в
ПНД  7  с  установкой  необходимой  арматуры;
 пар  от  штоков  клапанов  —  в  паропровод
отбора  /К;
 пар  от  концевых  уплотнений  турбины  —
в  ПНС.
 Для  обеспечения  пусковой  деаэрации  и
горячей  промывки  предусмотрена  подача  пара
от  коллектора  собственных  нужд  ПНС  10  че¬
рез  специальный  коллектор,  расположенный  в
отсеке  нагрева  аппарата.  При  этом  обеспечи¬
ваются  деаэрация  и  нагрев  воды  до
 102... 	104  °С.  Аналогично,  при  сбросе  нагрузки
и  работе  блока  на  режиме  холостого  хода  или
при  нагрузке  собственных  нужд,  подача  пара  в
ПНС  от  КЭН  обеспечивает  деаэрацию  и  на¬
грев  воды  до  102...104  °С.  Кроме  того,  подача
основного  конденсата  с  температурой  104  °С
на  всас  ПН  снижает  термические  напряжения
в  корпусе  за  счет  плавного  (в  течение
 12... 	15  мин)  изменения  температуры  основно¬
го  конденсата  от  185  до  104  °С.
 Для  обеспечения  подвода  конденсата
греющего  пара  из  ПВД  2  в  смеситель  на  час¬
тичных  нагрузках  разработаны  и  испытаны:

БЕЗДЕАЭРАТОРНЫЕ  ТЕПЛОВЫЕ  СХЕМЫ
 167
 Рис.  2.3.63.  Бездеаэраторная  схема  блока  300  МВТ  с  турбиной  ЛМЗ
(поз.  4  и  5,  12  исключены  при  модернизации):
 1  —  ПВД-8;  2  —  ПВД-7;  3  —  питательные  насосы;  6  —  смеситель;  7  —  ПНД-5  (бывший  ПНД-6);
 8 	—  ПНД-4;  9  —  ПНД-3;  10—  ПНС  (ПНД-2);  11  —  КЭН  второй  ступени;  13  —  сальниковый  подог¬
реватель;  14  —  ПНД-1;  15  —  БОУ;  16  —  КЭН  первой  ступени;  17  —  конденсатор;  18  —  РУК  в  кон¬
денсаторе;  19  —  БЗК;  I—VIII  —  отборы  пара  из  турбины
 1) 	переключение  пара  конденсата  грею¬
щего  пара  из  ПВД  2  в  ПНД  7;
 2) 	установка  регулирующего  клапана  на
напоре  КЭН  11,  работающего  по  разности
давлений  между  давлением  пара  в  ПВД  2  и  во¬
ды  на  всасе  ПН;
 3) 	тиристорное  регулирование  частоты
вращения  КЭН  11.
 Наиболее  эффективным  решением  явля¬
ется  последнее,  поскольку  в  первых  двух  слу¬
чаях  усложняется  эксплуатация  при  перемен¬
ных  нагрузках.
 В  ПНС  10  предусмотрены  две  ступени  за¬
щиты  от  понижения  уровня:  при  снижении
уровня  до  первого  предела  открывается  за¬
движка  на  байпасе  от  КЭН  16  на  вход  в  ПНС;
при  снижении  уровня  до  второго  предела  по¬
дается  очищенная  вода  из  бака  запаса  конден¬
сата  (БЗК)  19  на  вход  в  ПНС  10,  это  обеспечи¬
вает  нагрев  и  деаэрацию,  исключает  тепловой
удар  КЭН  11,  повышает  надежность.
 Для  исключения  переполнения  водой
конденсатора  17  предусмотрена  линия  отвода
воды  с  напорного  коллектора  КЭН  16  в  бак  19.
 В  паровом  отсеке  ПНС  предусмотрена
электрическая  зашита  от  повышения  уровня
воды  в  нем  (останов  КЭН  77,  а  следовательно,
энергоблока  в  целом).  Поскольку  время  разво¬
рота  КЭН  77  составляет  около  1,5  с,  а  выдерж¬
ка  времени  срабатывания  защиты  ПН  по  сни¬
жению  давления  составляет  9  с,  надежность
 работы  схемы  при  переключении  насосов  не
вызывает  сомнений.
 Схема  дозировки  и  контроля  блоков  мощ¬
ностью  300  МВт  с  БТС  показана  на  рис.  2.3.64.
 Бездеаэраторные  тепловые  схемы  в  раз¬
личном  исполнении  были  также  внедрены  на
ряде  энергоблоков  300  МВт  с  турбинами  ЛМЗ
и  ХТГЗ.  При  модернизации,  как  правило,
применялись  схемы  с  тремя  ПВД,  исключа¬
лись  из  схемы  бустерные  и  сливные  насосы  с
арматурой.  В  БТС  для  турбин  ЛМЗ  принята
схема  с  одним  или  двумя  ПНС,  для  турбин
ХТГЗ  ПНД-1  и  ПНД-2  установлены  по  грави¬
тационной  схеме  (проект  ВТИ)  или  по  комби¬
нированной:  ПНД-1  и  ПНД-2  по  гравитаци¬
онной  схеме,  а  ПНД-3  с  перекачивающим  на¬
сосом  (проект  НПО  ЦКТИ).
 На  рис.  2.3.65  —  рис.  2.3.67  показаны  схе¬
мы  турбоустановок  в  исходном  и  модернизи¬
рованном  вариантах  (БТС)  блоков  300  МВт.
 Бездеаэраторная  схема  блока  800  МВт.  Для
турбины  К-800-240  разработка  БТС  проводилась
в  ЦКТИ,  ВТИ,  ЛМЗ  и  ТЭПе,  Пермской  ГРЭС  с
учетом  опыта  эксплуатации  БТС  на  блоках
300  МВт  Среднеуральской,  Кармановской  и  Зу¬
евской  ГРЭС  (рис.  2.3.68).  При  разработке  были
рассмотрены  следующие  варианты  БТС.
 1. 	БТС  с  двумя  ПВД  13,  вместо  деаэрато¬
ра  установлен  ПНД  (рис.  2.3.68,  о),  в  качестве
которого  используется  корпус  аппарата  быв¬
шего  ПВД-6  (рис.  2.3.68,  а).  В  схеме  сохране-

168  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.64.  Схема  дозировки  и  контроля  концентрации  кислорода  в  конденсатно-питательном
тракте  блоков  мощностью  300  МВт  с  БТС:
 1  —  БОУ;  2  —  сальниковый  подогреватель;  3  —  ПНД-1;  4  —  ПНС;  5  —  ПНД-3;  6  —  ПНД-4;
7  —  ПНД-5;  8  —  группа  ПВД;  9  —  отбор  проб  для  эксплуатационного  контроля  содержания  кисло¬
рода  в  питательной  воде;  10  —  эжектор  дозировки  кислорода;  11  —  ПН
 Рис.  2.3.65.  Исходная  (я)  и  модернизированная  (б)  схемы  турбины  К-300-240  ЛМЗ:
 1  —  конденсатор;  2  —  КЭН-1;  3  —  БОУ;  4  —  КЭН-2;  5  —  поверхностные  ПНД;  6  —  сальниковый
подогреватель;  7  —  дренажный  насос;  8  —  деаэратор;  9  —  БН;  10  —  ПЭН;  11  —  ПТН;  12  —  ПВД;
 13 	—  МПУ;  14  —  клапаны  рециркуляции  ПЭН  и  ПТН;  15  —  подвод  воды  к  уплотнениям  ПН;  16  —
линия  рециркуляции;  17  —  насос  аварийного  добавка  (НАД);  18  —  насос  нормального  добавка
(ННД);  19  -  БЗК;  20  -  ПНС  (ПНД-2);  21  -  смеситель;  22  -  фильтры;  23-  в  котел;  I-VIII-  от¬
боры  пара  из  турбины

БЕЗДЕАЭРАТОРНЫЕ  ТЕПЛОВЫЕ  СХЕМЫ
 169
 Рис.  2.3.66.  Исходная  (а)  и  бездеаэраторная  (б)  тепловые  схемы  турбоустановки  К-300-240  ХТЗ  (ВТИ):
 1  —  конденсатор;  2  —  КЭН-1;  3  —  БОУ;  4  —  КЭН-2;  5  —  ПНД;  6  —  охладитель  дренажа;  7  —  де¬
аэратор;  8  —  БН;  9  —  ПЭН;  10  —  ПТН;  11  —  ПВД;  12  —  клапан  рециркуляции;  13  —  подвод  воды  к
уплотнениям  ПЭН  и  ПТН;  14  —  сливные  насосы;  15  —  расширительный  бак;  16  —  рециркуляция
КЭН-2  в  конденсатор;  17  —  НАД;  18  —  ННД;  19  —  БЗК;  20  —  расширитель  дренажа  высокого  дав¬
ления;  21  —  дренажный  бак;  22  —  насосы  откачки  дренажа;  23  —  ПНС-1  (ПНД-1);  24  —  ПНС-2
(ПНД  2);  25—  смеситель;  26  —  рециркуляция  КЭН-2;  27  —  МПУ;  28  —в  конденсатор;  29—  в  котел
 Рис.  2.3.67.  Принципиальная  бездеаэраторная  тепловая  схема
К-300-240  ХТЗ  (ЦКТИ):
 1 	—  БЗК;  2  —  насосы  добавка;  3  —  конденсатор;  4  —  КЭН;  5  —  БОУ;
6  —  поверхностный  ПНД;  7  —  ПНС;  8  —  смеситель;  9  —  ПН
 ны  БН  11,  навешанные  на  вал  турбопривода.
Это  позволило  отводить  конденсат  греющего
пара  из  ПВД-7  в  смеситель  14  (от  40  до  100%
^ном)  без  переключения.  Сохранена  схема
включения  ПНС  5  и  7  с  перекачивающими  на¬
сосами  6  и  8,  при  этом  исключен  конденсатор
 уплотнений.  Потоки  пара  и  воды  распределе¬
ны  следующим  образом:
 рециркуляция  Е,  Ж  ПТН  выполнена  в
ПНС  7  с  установкой  дроссельной  шайбы;
 конденсат  греющего  пара  ПВД  —  в  сме¬
ситель  14  и  в  конденсатор;

170  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.68.  Принципиальные  бездеаэроторные  тепловые  схемы  турбоустановки  мощностью
 800  МВт  ЛМЗ:
 I 	—  конденсатор;  2  —  КЭН-1;  3  —  БОУ;  4  —  сальниковые  подогреватели;  5  —  ПНС-1  (ПНД-1);  6  —
КЭН-2;  7  —  ПНС-2  (ПНД-2);  8  —  КЭН-3;  9  —  поверхностные  ПНД;  10  —  клапан  рециркуляции;
 II 	—  БН;  12  —  ПН;  13  —  ПВД;  14  —  смеситель;  15  —  МПУ;  16  —  обратный  затвор  с  гидроприво¬
дом;  17  —  дроссельная  шайба;  А  —  в  конденсатор;  Б  —  в  БЗК;  В  —  из  уплотнений  турбины;  Г  —  из
уплотнений  ЦВД;  Д  —  в  котел;  Е  —  в  ПНС-1;  Ж  —  в  ПНС-2;  3  —  от  магистрали  13  МПа;  И  —  пар;
 I—  VIII  —  отборы  пара  из  турбины
 пар  от  штоков  клапанов  —  в  паропровод
отбора  III  и  ПНД;
 конденсат  из  концевых  камер  уплотнений
ПТН  и  БН  —  в  ПНС-2  и  бак  низких  точек;
пар  уплотнений  турбины  в  ПНС-2;
кислород  подается  на  всас  КЭН  второй
ступени.
 При  разработке  новых  турбоустановок
ЛМЗ  размешает  ПНС-1  над  конденсатором.
Следует  отметить  значительные  затраты  на  ре¬
конструкцию  по  первому  варианту.
 2. 	В  БТС  с  тремя  ПВД  схема  слива  кон¬
денсата  греющего  пара  ПВД  следующая
(рис.  2.3.68,  б):  из  ПВД-7  —  в  смеситель  и
ПВД-6,  из  ПВД-6  —  в  ПНД-4,  далее  в  ПНД-3
и  ПНД-2.  Снижение  кавитационной  характе¬
ристики  ПН  путем  замены  первого  рабочего
колеса  позволило  отказаться  от  БН  при  сохра¬
нении  КЭН  второй  ступени.  При  реализации
БТС  по  этому  варианту  ВТИ  была  изменена
схема  включения  ПНС-7  с  перекачивающим
насосом  на  гравитационную  схему.  Это  обу¬
словило  необходимость  установки  ПНС-5  на
отметке  +40,  увеличение  длины  паропровода  и
 гидравлического  сопротивления,  снижение
температуры  нагрева  основного  конденсата  на
 14 	°С,  а  следовательно,  тепловой  экономично¬
сти  на  0,15%.
 БТС  для  теплофикационных  турбин.
ЦКТИ,  УТЗ,  УралТЭП  (при  участии  Средне-
уральской  ГРЭС,  Омского  отделения  ВНИПИ
и  Омской*  ТЭЦ-6)  разработали  БТС  для  турбо¬
установок  Т-250/30-240  и  Т-185/210-130  УТМЗ
(рис.  2.3.69).  В  модернизированной  установке
Е-250/30-240  конденсат  из  конденсатора  1  от¬
качивается  КЭН  2  первой  ступени
(КсВ-320-90)  и  через  БОУ  J,  охладители  эжек¬
торов,  сальниковый  подогреватель,  регулирую¬
щий  клапан  подается  в  раздающий  коллектор
ПНС  4  (ПНД-1),  который  установлен  вместо
конденсатосборника  ПСГ-1.  Нагретый  и  де¬
аэрированный  конденсат  откачивается  КЭН  5
второй  ступени  (типа  КсВ-320-50)  и  подается  в
ПНД  6.  Проходя  через  смеситель  7  и  очистные
сетки  8,  питательная  вода  подается  на  всас
ПЭН  9  (типа  ПЭ-780-180),  имеющих  кавитаци¬
онный  запас  9  м  вод.ст.,  а  затем  питательная
вода,  пройдя  через  ПВД  10,  поступает  в  котел.

БЕЗДЕАЭРАТОРНЫЕ  ТЕПЛОВЫЕ  СХЕМЫ
 171
 Рис.  2.3.69.  Исходная  (а)  и  бездеаэраторная  (б)  тепловые  схемы  турбоустановки  Т-250/300-240
 УТЗ  Среднеуральской  ГРЭС:
 I—  VIII  —  отборы  пара  из  турбины
 Слив  конденсата  греющего  пара  из  ПВД  кас¬
кадный,  направляется  через  дроссельное  уст¬
ройство  и  обратный  клапан  в  смеситель  7,  уста¬
новленный  на  всасе  ПН  8.  На  малых  нагрузках
предусмотрено  снижение  давления  на  всасе
ПЭН  регулирующим  клапаном,  а  также  пере¬
ключение  дренажа  из  ПВД.  Конденсат  греюще¬
го  пара  из  ПНД  6  сливается  каскадно.  Рецир¬
куляция  ПЭН  осуществляется  в  ПАС  (ПНД-2).
Слив  из  уплотнений  отсутствует,  так  как  у  на¬
сосов  применены  торцевые  уплотнения.
 Для  предотвращения  повышения  давле¬
ния  воды  в  тракте  низкого  давления  при  неза-
крытии  обратного  клапана  ПЭН  предусмотре¬
ны  мембранные  предохранительные  устройст¬
ва  (основное  и  спутниковое)  разработки  ВТИ.
 Основным  отличием  схемы,  показанной
на  рис.  2.3.70,  от  ранее  разработанных  БТС  яв¬
ляется  применение  ПНС-1  (ПНД-1),  совме¬
 щенного  с  ПСГ-1  и  ПНС-2  (ПНД-2),  совме¬
щенного  с  ПСГ-2.
 В  теплофикационном  режиме  конденсат
греющего  пара  ПСГ-1  сливается  на  верхнюю
перфорированную  тарелку  ПНС-1,  где  допол¬
нительно  нагревается  паром  из  отбора  турби¬
ны  и  деаэрируется.  Конденсатосборник  отде¬
лен  перегородкой  от  нагревательной  части,
что  ограничивает  обратный  поток  пара  при
сбросе  нагрузки  и  обеспечивает  бескавитацио-
оную  работу  КЭН  второй  ступени.  Для  исклю¬
чения  переполнения  ПНС-1  и  в  случае  не¬
плотности  в  ПСГ-1  предусмотрен  перелив  во¬
ды  через  гидрозатвор  (Н  =  15  м)  в  расшири¬
тель  конденсатора.  Гидрозатвор  также  исполь¬
зуется  как  предохранительный  клапан  корпуса
ПСГ-1,  что  повышает  надежность,  исключает
присосы  воздуха  через  неплотности  и  в  ваку¬
умную  систему,  упрощает  компоновку.  Диа¬

172  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 метр  гидрозатвора  Dy  600.  Дополнительно  пре¬
дусмотрено  байпасирование  основным  кон¬
денсатом  ПНС-1,  что  позволяет  ремонтиро¬
вать  ПСГ-1  в  случае  неплотности  трубного
пучка.  Кроме  того,  предусмотрен  сброс  части
конденсата  из  соленых  отсеков  ПСГ-1  и
ПСГ-2  в  конденсатор  с  последующей  очист¬
кой  на  БОУ.
 ПСГ-2  и  ПНС-2  соединены  между  собой
сливным  трубопроводом  с  арматурой.  Это  по¬
зволяет  отказаться  от  кондесатосборника
ПСГ-2,  а  также  выводить  в  ремонт  ПСГ-2,
сбрасывать  засоленный  конденсат  через  теп¬
лообменники  в  конденсатор  и  пропускать  его
через  БОУ.  Для  исключения  переполнения
при  отказе  клапана  уровня,  насосов  и  др.
ПНС-2  снабжен  гидрозатвором.  Перед  БОУ
предусматривается  возможность  вывода  за¬
грязненной  воды  в  циркуляционный  трубо¬
провод,  который  также  может  быть  использо¬
ван  при  разуплотнении  ПСГ-1,  ПСГ-2  и  про¬
мывке  турбоустановки.
 Подпитка  цикла  осуществляется  путем
подачи  чистой  воды  из  БЗК  в  конденсатор,  на
вход  ПНС-1  и  ПНС-2  по  второму  пределу  за¬
щиты.
 Для  расширения  диапазона  нагрузок  сли¬
ва  конденсата  греющего  пара  из  ПВД-5  в  сме¬
ситель  СМ  на  напоре  КЭН  третьей  ступени  ус¬
тановлен  клапан,  работающий  по  давлению  за
собой.  Особенностью  клапана  является  обес¬
 печение  30%  GH0M  пропуска  основного  конден¬
сата  в  закрытом  положении.  Группа  ПВД  —
типовая,  трубные  пучки  выполнены  из  трубок
малого  диаметра,  что  позволяет  обеспечить
100%-ный  расход  питательной  воды.  Для  обес¬
печения  пиковых  нагрузок,  а  также  при  сни¬
жении  электрической  нагрузки  предусмотрен
байпас  ПВД  (диаметром  250  мм).  Для  защиты
трубной  системы  ПВД  от  повышения  давле¬
ния  предусмотрен  байпас  (диаметром  20  мм)
задвижки  питательной  воды.  Защита  корпусов
ПВД  от  повышения  давления  отсутствует,  так
как  корпуса  равнопрочные.  Для  обеспечения
надежной  работы  насосов  предусмотрено  регу¬
лирование  уровней  в  конденсаторе,  ПНС-1,
ПНС-2  и  барабане  котла  с  помощью  регули¬
рующих  клапанов,  установленных  на  линии
подачи  воды  из  БЗК  в  конденсатор  на  напоре
КЭН  первой  и  второй  ступени  соответственно.
Узел  питания  котлов  типовой.
 Схема  подогрева  сетевой  воды  (в  части
ПСГ-1  и  -2)  —  типовая.  Предусмотрена  уста¬
новка  трех  пиковых  корпусов  подогревателей
сетевой  воды  (ПСВ),  которые  обеспечивают
прием  пара  от  одного  корпуса  котла.  Конден¬
сат  греющего  пара  ПСВ  сливается  в  конден¬
сатосборник  и  сливными  насосами  подается
на  всас  ПЭН.  В  качестве  резервного  преду¬
смотрен  слив  в  конденсатор  через  охладители
как  насосами,  так  и  за  счет  разности  давле¬
ний  пара.
 Рис.  2.3.70.  Бездеаэраторная  тепловая  схема  турбоустановки
Т-185/210-130  УТЗ

БЕЗДЕАЭРАТОРНЫЕ  ТЕПЛОВЫЕ  СХЕМЫ
 173
 Разработка  компоновочных  решений
модернизированной  установки  проводилась  с
учетом  минимальных  переделок  типовой
компоновки  машинного  зала.  При  компонов¬
ке  ПСГ-1  —  ПНС-1  —  КЭН  второй  ступени
вместо  конденсатосборника  установлен
ПНС-1,  пар  подводится  из  двух  средних  па¬
ропроводов,  КЭН  второй  ступени  занимают
место  сливных  насосов  ПСГ-1.  Поскольку  га¬
баритные  размеры  насосов  не  меняются,  то
все  установочные  размеры  сохраняются.  Од¬
нако  трассировка  трубопровода  от  ПНС-1  к
насосам  существенно  изменена.  Диаметр  тру¬
бопровода  уменьшен  до  325x8  мм,  чтобы  ско¬
рость  воды  на  всасе  составляла  1,6...  1,8  м/с.
Глубина  приямка  увеличена  до  1,5...2  м,  ши¬
рина  4  м  и  длина  6  м.  Всасывающий  трубо¬
провод  обеспечивает  тепловое  расширение,  а
усилие  на  патрубках  насосов  и  ПНС-1  не  пре¬
вышает  допускаемые.
 При  компоновке  ПСГ-2  —  ПНД-2  —
КЭН  третьей  ступени  ПНС-1  и  ПНС-2,  слив¬
ные  насосы  и  ПСГ-2  удалены.  КЭН  первой
ступени  остаются  на  прежнем  месте,  КЭН
третьей  ступени  —  на  месте  сливных  насосов
ПНД-3  и  ПНД-4.  Наоссы  обслуживаются  кра¬
ном.  Патрубки  подвода  пара  и  воды  к  ПНС-2
могут  быть  повернуты  вокруг  оси  с  учетом
уточненной  трассировки  трубопроводов  при
дальнейшем  проектировании.  Ввода  отводится
по  трубопроводу  диаметром  350x8  мм  со  ско¬
ростью  1,6...  1,8  м/с.  Слив  конденсата  греюще¬
го  пара  из  ПСГ-2  в  ПНС-2  осуществляется  по
трубопроводу  диаметром  500  мм  с  линзовым
компенсатором,  что  резко  снижает  скорость,
гидравлическое  сопротивление  и  решает  про¬
блему  компенсации.  Для  установки  КЭН
третьей  ступени  требуется  приямок  глубиной
 2 	м,  шириной  4  м  и  длиной  6  м.
 Результаты  расчета  показали,  что  разно¬
сти  высот  установки,  давлений  и  движущей
силы  в  подъемной  ветви  гидрозатвора  доста¬
точно  для  пропуска  800...900  т/ч  воды  при  всех
режимах  работы  блока.  Следует  отметить,  что
при  замене  диаметра  гидрозатвора  ПНС-1  от
400  до  600  мм  последний  может  быть  исполь¬
зован  как  предохранительный  клапан.
 С  целью  унификации  насосного  оборудо¬
вания  в  качестве  КЭН  первой  —  третьей  сту¬
пени  принят  серийный  насос  КсВ-320-160.
Для  обеспечения  сниженного  напора  насоса
целесообразно  снять  колеса  и  установить  про¬
межуточные  втулки.  Это  уменьшит  гидравли¬
ческие  потери  в  проточной  части  и  обеспечит
 взаимозаменяемость  деталей  при  ремонте.
С  целью  уменьшения  влияния  горячего  возду¬
ха  для  КЭН  второй  и  третьей  ступеней  верх¬
ний  опорно-упорный  подшипник  отделен
щитком  и  усилено  охлаждение  масла  в  картере
подшипника.  Для  обеспечения  устойчивой  ра¬
боты  ротора  насоса  увеличено  сечение  трубы
после  разгрузочного  барабана  на  всасе  насоса
до  50  мм.
 Для  упрощения  схемы  уплотнений  и  по¬
вышения  КПД  ПН  на  3%,  разработан  вариант
установки  торцовых  уплотнений  и  идет  опыт¬
ная  их  отработка.  Проработан  вариант  конст¬
рукции  торцовых  уплотнений  для  сетевых  на¬
сосов  типа  СЭ-5000.  При  заказе  оборудования
эти  типы  уплотнений  идут  поставленными  в
комплекте.
 Бездеаэраторная  схема  для  энергоблоков
АЭС.  На  ряде  зарубежных  энергоблоков  АЭС
мощности  900  МВт  применяют  бездеаэра¬
торные  тепловые  схемы  (АЭС  «Бюже»,  «Дам-
пьер»  и  др.).  В  этих  схемах  вода  деаэрируется
в  конденсаторе  турбины,  а  обеспечение  тре¬
буемых  норм  по  качеству  воды  обеспечивает¬
ся  вводом  химических  реагентов  в  тракт.  За¬
пас  воды  находится  в  баке,  расположенном
на  отметке  ноль,  который  включен  в  схему
перед  ПН.
 Одним  из  основных  требований  к  АЭС
является  ее  надежность  и  безопасность.  При
этом  следует  учитывать  влияние  главной  тур¬
бины  и  турбопривода  ПН  на  случай  отрыва
лопаток  или  разрушения  диска,  поскольку
аналогичные  аварии  на  турбинах  ТЭС  проис¬
ходили  неоднократно.  В  компоновке  машин¬
ного  зала  новых  АЭС  предполагается  распола¬
гать  оси  турбины  и  деаэратора  параллельно
(деаэратор  расположен  в  машинном  зале).
При  этом  длина  деаэратора  составит  около
 50...60  м  при  запасе  воды  в  нем  примерно
370  т  (температура  180...185  °С,  р  ~  1,2  МПа).
 При  попадании  частей  турбины  в  деаэра¬
тор  при  снижении  давления  от  1,2  до  0,1  МПа
выделяется  энергия,  эквивалентная  взрыву  30  т
тротила,  что  может  привести  к  трудно  предска¬
зуемым  последствиям.  Поэтому  для  вновь  про¬
ектируемых  энергоблоков  АЭС  с  ректорами  ти¬
па  ВВЭР  предлагается  использовать  БТС
(рис.  2.3.71)  с  деаэрацией  воды  в  конденсаторе
(20...  150  мкг/кг)  и  в  ПНС  (8...  10  мкг/кг).  Отра¬
ботавший  пар  в  конденсаторе  конденсируется  и
КЭН-1  подается  через  БОУ,  конденсатор  уп¬
лотнений,  регулирующий  клапан  РК  в  ПНД-1
и  в  ПНС  (ПНД-2).  Нагретый  и  деаэрирован¬

174  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.71.  Бездеаэраторная  тепловая  схема  блока  1500  МВт
 ный  конденсат  КЭН  второй  ступени  подается
через  ПНД  на  всас  ПН,  и,  далее,  через  ПВД  —
к  парогенератору  ПГ.  Сепарат  из  СПП  направ¬
ляется  в  сепаратосборник  СС  и  сливными  насо¬
сами  НСС  подается  в  тракт  основного  конден¬
сата,  что  дополнительно  обеспечивает  поддер¬
жание  давления  на  всасе  ПН  при  различных
переключениях  по  схеме.
 Конденсат  греющего  пара  двухступенча¬
того  СПП  направляется  в  последний  ПНД  и
конденсатным  гидротурбинным  насосом  в
тракт  питательной  воды  за  ПВД.  Слив  конден¬
сата  греющего  пара  ПВД  —  каскадный  и,  да¬
лее,  в  смеситель.  Конденсат  греющего  пара
ПНД-5  сливается  в  ПНД-4  и  НСС  подается  в
тракт  основного  конденсата.
 Пусковой  нагрев  и  деаэрация  конденсата
обеспечиваются  в  ПНС.  Для  поддержания  тре¬
буемой  температуры  воды,  подаваемой  в  паро¬
генератор,  при  пусковых  и  малых  нагрузках
предусмотрена  его  подача  от  КСН  через  РК  в
ПНД-4.  Запас  воды  обеспечивается  в  БЗК,
причем  предусмотрена  ее  подача  как  в  кон¬
денсатор,  так  и  на  вход  в  ПНС,  что  позволяет
обеспечить  нагрев  и  деаэрацию  на  всех  экс¬
плуатационных  режимах.
 Применение  БТС  (без  деаэратора,  бус-
терных  насосов  и  более  двух  десятков  единиц
арматуры)  снижает  затраты  не  только  на  обо¬
рудование,  но  и  на  строительную  часть,  осо¬
бенно  в  связи  с  учетом  сейсмического  воздей¬
ствия  —  на  полностью  заполненный  водой  де¬
аэратор  с  массой  около  500  т.
 2.3.7. 	СИСТЕМА  РЕГЕНЕРАЦИИ
ВЫСОКОГО  ДАВЛЕНИЯ  (СРВД)
 И  ОБОРУДОВАНИЕ,  ВХОДЯЩЕЕ
В  ЕЕ  СОСТАВ
 Система  регенерации  (СР)  ПТУ  в  основ¬
ном  состоит  из  трех  последовательных  сис¬
тем  —  системы  регенерации  низкого  давления
(СРНД)  с  ПНД  поверхностного  и  смешиваю¬
щего  типов,  деаэрационной  установки  повы¬
шенного  давления  (ДУП)  с  деаэраторами  повы¬
шенного  давления  (ДП)  и  системы  регенерации
высокого  давления  (СРВД)  с  ПВД.  В  некото¬
рых  схемах  СР  могут  отсутствовать  отдельные
системы.  В  БТС  отсутствует  ДУП,  а  в  противо-
давленческих  турбинах  типа  «Р»  —  СРНД.
В  СР  ПТУ  АЭС  с  реакторами  РБМК-1000  от¬
сутствует  СРВД.
 Схемы  и  состав  оборудования  СРВД.
СРВД  является  органической  частью  системы
регенерации  ПТУ  и  предназначена  для  повы¬
шения  ее  термического  КПД  путем  (в  основ¬
ном)  трехступенчатого  регенеративного  подог¬
рева  воды  за  счет  охлаждения  и  конденсации
греющего  пара  из  отборов  турбины  и  охлажде¬
ния  КГП.  В  схемах  некоторых  ПТУ  применя¬
ется  двухступенчатый  подогрев  воды.
 СРВД  состоит  из  одной  или  двух  групп
ПВД,  включенных  параллельно  по  воде.  На
первых  блочных  ПТУ  мощностью  300,  500,
800,  1200  МВт  СРВД  состоит  из  двух  парал¬
лельных  по  воде  групп  ПВД,  аналогичных  по
схеме  однопоточным.  В  двухпоточных  схемах
вспомогательные  системы  обеспечения  работы

СРВД  И  ОБОРУДОВАНИЕ,  ВХОДЯЩЕЕ  В  ЕЕ  СОСТАВ
 175
 Рис.  2.3.72.  Принципиальная  тепловая  схема  однопоточной  СРВД:
 А  —  питательная  вода  от  ПН;  Б  —  питательная  вода  к  котлу;  В  —  КГП  в  конденсатор  или  пред-
включенный  перед  деаэратором  ПНД;  Г  —  КГП  в  деаэратор;  Д  —  ПГС  в  ПНД  или  конденсатор;
 Е  —  вода  от  КЭН  второй  ступени
 ПВД  и  вспомогательные  трубопроводы  каж¬
дой  группы  идентичны  представленным  на
рис.  2.3.72.
 Основными  составными  частями  схемы
СРВД  являются:
 ПВД-5,  -6,  -7  или  ПВД-6,  -7,  -8  (для  не¬
которых  типов  ПТУ  —  ПВД-7,  -8,  -9  и  ПВД-1,
-2,  -3).  Номера  ПВД  соответствуют  ступеням
регенерации  (далее  принята  единообразная  ус¬
ловная  нумерация  —  ПВД-1,  -2,  -3  по  ходу  во¬
ды  от  питательных  насосов);
 система  трубопроводов  воды  с  арматурой;
система  паропроводов  подвода  пара  к
ПВД  с  арматурой;
 система  защиты  от  превышения  уровня  с
арматурой  и  быстродействующим  защитным
устройством  (БДЗУ),  включающим  впускной  и
обратный  защитные  клапаны;
 система  отвода  и  регулирования  уровня
конденсата  с  регулирующим  клапаном  (РК);
система  отвода  ПГС;
система  дренажей  и  опорожнений  (на
рис.  2.3.72  не  показана).
 На  блочных  ПТУ  вода  из  деаэратора  или
из  последнего  ПНД  в  БТС  подается  ПН  через
входную  задвижку  1  и  впускной  защитный
клапан  (ВК)  2  в  ПВД-1,  после  которого  после¬
довательно  проходит  ПВД-2,  ПВД-3  и,  далее,
через  обратный  защитный  клапан  (OK)  J,  вы¬
ходную  задвижку  4  направляется  в  котел.  На
установках  с  поперечными  связями  из  группы
параллельно  включенных  ПН  вода  после  ДУП
поступает  в  общий  коллектор,  из  которого
распределяется  по  группам  ПВД  работающих
ПТУ.  В  каждой  группе  вода  последовательно
проходит  ПВД-1,  ПВД-2,  ПВД-3  и,  далее,  че¬
рез  ОК  поступает  в  общий  коллектор,  из  кото¬
рого  распределяется  на  котлы,  находящиеся  в
работе.
 В  зависимости  от  параметров  ПТУ  грею¬
щий  пар,  направляемый  из  отборов  турбины
I—III  к  отдельным  ПВД  группы,  перегрет  от¬
носительно  температуры  насыщения  на
 50...280  °С.  Использование  теплоты  перегрева
отбираемого  из  турбины  пара  для  подогрева
воды  в  существующих  схемах  СРВД  реализует¬

176  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 ся  с  помощью  дополнительной  поверхности
теплообмена  зоны  охладителя  пара  ОП,  встро¬
енной  в  ПВД  (рис.  2.3.73).  При  этом  в  ПТУ
без  промперегрева  используется  преимущест¬
венно  схема,  приведенная  на  рис.  2.3.73,  а.
При  перегреве  пара  в  отборе  менее  70  °С
(в  ПВД-1  ПТУ  без  промперегрева  и  в
ПВД-2  —  в  ПТУ  с  промперегревом)  допуска¬
ется  не  устанавливать  ОП.  Схема,  показанная
на  рис.  2.3.73,  б,  имеет  ограниченное  примене¬
ние.  Схема  с  перегревом  пара  в  отборе  III  свы¬
ше  240  °С  получила  широкое  распространение
на  блочных  ТЭС  с  промперегревом.  В  такой
 схеме  ОП  ПВД-1  включен  на  частичный  рас¬
ход  воды  после  ПВД-3  (рис.  2.3.73,  в).
 Задвижки  на  входе  и  выходе  воды  ис¬
пользуются  для  отключения  ПВД  при  выводе
в  ремонт  и  срабатывании  защит  при  аварий¬
ном  отключении  ПВД.  В  этих  случаях  откры¬
вается  задвижка  на  обводе  (байпасе)  воды  по¬
мимо  ПВД.
 Для  заполнения  и  опрессовки  трубных
систем  ПВД  используются  обводы  с  условным
диаметром  Dy  20.
 Пар  из  отборов  турбины  к  ПВД-3  подает¬
ся,  как  показано  на  рис.  2.3.72.  На  линиях
 6)
 Рис.  2.3.73.  Принципиальные  схемы  СРВД  с  различными  вариантами  включения
по  воде  зон  ОП,  встроенных  в  корпус  ПВД:
 а  —  последовательное  включение  ОП;  б  —  параллельное  включение  ОП  в  ПВД-1  и  ПВД-2  (схема
Рикара);  в  —  включение  ОП  в  ПВД-1  (схема  Виолена);  —  —  дроссельная  шайба

СРВД  И  ОБОРУДОВАНИЕ,  ВХОДЯЩЕЕ  В  ЕЕ  СОСТАВ
 177
 подвода  пара  установлены  паровые  задвижки,
служащие  для  отключения  ПВД.  На  паропро¬
водах  отборов,  кроме  отбора  из  холодного
промперегрева,  установлены  клапаны,  закры¬
вающиеся  при  срабатывании  защит  турбины.
 Отвод  КГП  из  корпусов  ПВД  при  нагруз¬
ках  ПТУ  более  30...50%  номинальной  —  кас¬
кадный:  из  ПВД-3  в  ПВД-2,  из  ПВД-2  в
ПВД-1  ,  а  затем  в  ДП.  При  снижении  нагрузки
отвод  КГП  переключается  блокировками:  из
ПВД-2  в  ДП,  а  из  ПВД-1  в  конденсатор.  При
дальнейшем  снижении  нагрузки,  а  также  при
пуске  и  останове  ПТУ  отвод  КГП  выполняет¬
ся  из  ПВД-3  в  ПВД-2,  из  ПВД-2  в  ПВД-1,  из
ПВД-1  в  конденсатор  (в  схемах  некоторых
ПТУ  —  в  последний  по  ходу  воды  ПНД).
В  БТС  КГП  отводится  в  линию  воды  низкого
давления  или  в  последний  ПНД.  Для  поддер¬
жания  необходимого  уровня  КГП  в  корпусах  в
системах  отвода  КГП  установлены  РК.  В  не¬
которых  схемах  с  целью  уменьшения  износа  и
вибрации  трубопроводов  КГП  на  деаэратор  и
конденсатор  установлены  по  два  РК  (по  одно¬
му  на  каждом  отводе),  с  максимальным  при¬
ближением  их  к  месту  ввода  КГП.
 Отвод  ПГС  из  ПВД  такой  же  каскадный,
но  в  конденсатор  турбины  (в  некоторых  схе¬
мах  в  ПНД).  Пропускная  способность  этих  от¬
водов  должна  быть  ограничена  установкой
дроссельных  шайб  с  отверстиями  диаметром
 3 	мм  между  ПВД  1  и  ПВД-2  и  5  мм  между
ПВД-2  и  ПВД-3.  Линии  между  ПВД  не  долж¬
ны  иметь  запорной  арматуры.  Применение
других  схем  ПГС  возможно  по  согласованию  с
предприятием-  изготовителем.
 В  дренажную  систему  ПВД  входят  три
вида  дренажей:
 опорожнения  питательных  трубопрово¬
дов  —  обычно  через  отдельный  коллектор  в
расширитель  дренажей  высокого  давления;
 опорожнения  корпусов  и  трубопроводов
КГП,  объединенные  коллектором,  —  в  дре¬
нажный  бак  или  его  расширитель;
 вентили  продувок  для  выпуска  воздуха  до
появления  воды  из  трубных  систем  ПВД  и  ре¬
визии  опорожнения  ПВД  —  в  канал.
 Направление  отводов  дренажей  и  опо¬
рожнений  может  отличаться  у  разных  схем.
Так,  для  слива  воды  при  опорожнении  ПВД  и
трубопроводов  питательной  воды  устанавлива¬
ют  специальный  расширитель  опорожнений.
 Перечисленные  вспомогательные  систе¬
мы  обеспечивают  функциональное  назначение
ПВД.
 В  зависимости  от  давления  и  расхода  во¬
ды  применяют  ПВД  трех  основных  конструк¬
тивных  типов:  камерные  —  с  распределением
воды  на  вход  и  выход  из  U-образной  трубной
системы  в  водяной  камере  через  трубную  ре¬
шетку);  барабанные  —  с  распределением  воды
в  барабанах  через  отверстия  в  их  стенках  на
вход  и  выход  из  трубной  системы  разных  ти¬
пов  (U-образные,  трубные  ширмы-панели,
спиральные);  коллекторные  как  разновидность
барабанных  —  с  распределением  воды  в  кол¬
лекторных  трубах  через  отверстия  в  их  стенках
на  вход  и  выход  из  трубной  системы  с  плоско¬
спиральными  трубными  элементами.
 Коллекторные  ПВД.  Давление  воды  в
трубных  системах  ПВД  определяется  напором
ПН,  а  давление  пара  в  корпусах  ПВД  —  давле¬
нием  первых  трех  отборов  турбин  (по  ходу  па¬
ра  в  проточной  части).
 Конструктивные  схемы  коллекторных  ПВД.
В  отечественной  практике  на  большинстве
ПТУ  применены  в  основном  коллекторные
ПВД,  а  камерные  —  лишь  на  двух  турбинах
ПТ-60-130  на  ТЭС  и  одной  турбине
К-500-60/1500  на  АЭС,  изготовленные  Таган¬
рогским  заводом  «Красный  котельщик».  Кол¬
лекторные  ПВД  являются  аппаратами  верти¬
кального  типа  сварной  конструкции  с  поверх¬
ностью  теплообмена,  набранной  из  плоских
спиральных  трубных  элементов  (СТЭ)  J,  при¬
соединенных  к  вертикальным  распределитель¬
ным  1  и  собирающим  2  коллекторным  трубам
(рис.  2.3.74).  Все  элементы  трубной  системы
изготовлены  из  углеродистой  стали  20.  В  ПТУ  с
давлением  свежего  пара  9...  13  МПа  СТЭ  изго¬
товлены  из  труб  диаметром  32x4  или  22x3,5  мм,
а  в  ПТУ  со  сверхкритическим  давлением  све¬
жего  пара  —  преимущественно  из  труб  диамет¬
ром  32x5  мм  (в  зонах  ОП  некоторых  ПВД  ис¬
пользуют  трубы  диаметром  32x6  мм),  но  могут
изготовляться  также  22x3,5  мм.
 Трубные  системы  отечественных  ПВД,
показанные  на  рис.  2.3.75,  имеют  бесспорное
достоинство,  так  как  позволяют  в  процессе  ре¬
монта  производить  замену  наиболее  важных
элементов.  Однако  наличие  сварных  труб
большого  диаметра  (от  76x8  до  325x50  мм)
внутри  парового  корпуса  имеет  потенциаль¬
ную  опасность  их  разрушения  и  серьезной
аварии  при  неудовлетворительной  работе  бы¬
стродействующей  защиты.
 По  принципу  использования  теплоты
греющего  пара  при  подогреве  воды  вся  по¬
верхность  теплообмена  внутри  корпуса  ПВД

178  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.74.  Спиральные  трубные  элементы  коллекторных  ПВД:
 а  —  одноплоскостная  спираль:  б  —  двухплоскостная  спираль
 Рис.  2.3.75.  Схемы  движения  питательной  воды  в  трубной  системе  ПВД:
 а  —  ПВ-775-26,5-1,3;  б  —  ПВ-1800-37-2,0;  1  —  диафрагма;  2  —  дроссельная  шайба;  А  —  вход  пита¬
тельной  воды;  Б  —  выход  питательной  воды;  В  —  вход  питательной  воды  в  зону  ОП;  Г  —  выход  пи¬
тательной  воды  из  зоны  ОП
 делится  на  следующие  зоны:  охлаждения  пара
(ОП),  конденсации  пара  (КП),  охлаждения
конденсата  (ОК).  Во  всех  ПВД  трубная  систе¬
ма  обязательно  имеет  зоны  КП  и  О  К,  а  в
большинстве  случаев  при  перегреве  пара  боль¬
ше  70  °С  —  также  зону  ОП.  При  перегреве  па¬
ра  меньше  70  °С  зона  ОП  может  отсутствовать.
Принципиальные  схемы  включения  зон  ОП
показаны  на  рис.  2.3.73.  Зоны  ОК  в  большин¬
стве  ПВД  включены  по  воде  последовательно
зоне  КП  (см.  рис.  2.3.75).  При  этом  через  ОК
проходит  часть  полного  расхода  воды,  для  это¬
 го  в  распределительных  и  собирающих  кол¬
лекторах  зоны  КП  устанавливают  дроссельные
шайбы,  а  в  собирающих  коллекторах  —  пере¬
городки.
 Наиболее  распространенные  конструктив¬
ные  схемы  коллекторных  ПВД  и  схемы  взаим¬
ного  движения  теплоносителей  в  отдельных  зо¬
нах  приведены  на  рис.  2.3.73.  Вода  поступает  в
ПВД  снизу  во  входной  стакан,  из  которого  раз¬
дается  по  двум  или  трем  коллекторам  (см.
рис.  2.3.75).  Установленные  в  распределитель¬
ных  и  собирающих  коллекторах  диафрагмы  1  и

СРВД  И  ОБОРУДОВАНИЕ,  ВХОДЯЩЕЕ  В  ЕЕ  СОСТАВ
 179
 перегородки  формируют  потоки  воды  в  зонах
ОП  и  ОК.  Греющий  пар  подводится  в  корпус
через  паровой  штуцер.  При  нижнем  подводе  па¬
ровая  труба,  соединяющая  штуцер  с  кожухом
ОП,  помещена  в  отдельный  кожух,  защищаю¬
щий  ее  от  переохлаждения  конденсатом  в  об¬
ласти  нижнего  днища.  При  верхнем  подводе  па¬
ровая  труба  уплотнена  в  месте  ее  подвода  через
верхнее  днище  с  помощью  сальникового  уплот¬
нения.  ПГС  отводится  по  специальной  трубе,
установленной  над  верхней  крышкой  кожуха  зо¬
ны  ОК  в  ПВД  с  более  низким  давлением.
 Для  удаления  воздуха  из  трубной  систе¬
мы  при  ее  заполнении  внутри  одного  из  кол¬
лекторов  по  всей  его  длине  устанавливается
трубка  (Dy  20  мм)  с  отверстием  в  верхней  час¬
ти.  Трубка  выводится  через  стенку  выходного
патрубка  воды  за  пределами  нижнего  днища
либо  через  днище.  Удаление  воздуха  может
выполняться  также  через  трубку  снаружи  от
верхнего  сборника  воды  с  последующим  выхо¬
дом  через  днище  корпуса  ПВД.
 Корпус  имеет  верхнюю  съемную  часть  с
верхним  фланцем  и  нижнюю  несъемную,  со¬
стоящую  из  днища,  нижнего  фланца  и  опоры.
Все  элементы  корпуса  изготовлены  из  углеро¬
дистой  стали  20К  или  низколегированной  ста¬
ли  09Г2С.
 Фланцевое  соединение  верхней  и  нижней
части  выполнено  в  виде  гибкого  фланца  с
мембранным  уплотнением,  так  как  жесткий
фланец  в  условиях  работы  ПВД  имел  бы  боль¬
шие  габаритные  размеры.  Некоторые  корпусы
имеют  бесфланцевое  соединение.  Мембранное
уплотнение  выполняют  из  накладных  сталь¬
ных  листов  (20  или  стали  20  К)  толщиной
 6 	мм  (ПТУ  с  докритическими  параметрами  па¬
ра)  и  12  мм  (ПТУ  со  сверхкритическими  пара¬
метрами  пара).  Гидравлическая  плотность  со¬
единения  обеспечивается  предварительной
приваркой  к  верхнему  и  нижнему  фланцам
плоских  мембран,  которые  в  процессе  сборки
после  вскрытия  свариваются  между  собой  по
наружной  кромке.  Надежность  работы  соеди¬
нения  при  переменных  режимах  работы  ПВД
в  значительной  мере  определяется  вариантом
схемы  подвода  КГП  в  ОК,  качеством  выпол¬
ненного  ремонта,  качеством  изоляции  фланца
и  днища,  соблюдением  требуемых  темпов  сни¬
жения  (повышения)  давления  пара  в  корпусе.
 Условное  обозначение  типоразмеров  кол¬
лекторных  ПВД  с  поверхностью  теплообмена
из  труб  диаметром  32  мм  (на  примере
ПВ-1800-37-2,0)  включает  (по  порядку)  буквы
 ПВ  и  цифры:  суммарную  площадь  поверхно¬
сти  теплообмена  (в  м2);  расчетное  давление
питательной  воды  в  трубной  системе  (в  МПа);
расчетное  давление  пара  в  корпусе  (в  МПа);
номер  модификации  конструктивного  испол¬
нения  ПВД.  В  условном  обозначении  типораз¬
меров  коллекторных  ПВД  с  поверхностью  теп¬
лообмена  из  труб  диаметром  22  мм  вместо
букв  ПВ  стоят  ПВД,  а  вместо  суммарной  пло¬
щади  поверхности  теплообмена  —  номиналь¬
ный  массовый  расход  воды  (в  т/ч).
 Техническая  характеристика  коллекторных
ПВД.  Требования  к  теплогидравлическим  ха¬
рактеристикам,  условиям  эксплуатации  и  пока¬
зателям  надежности  установлены  ГОСТ  28757.
Техническая  характеристика  ПВД,  составлен¬
ная  в  соответствии  с  паспортной,  проект¬
но-конструкторской  документацией  и  руковод¬
ством  по  эксплуатации  предприятия-изготови¬
теля,  приведена  в  табл.  2.3.15.
 Основными  конструктивными  характе¬
ристиками  являются:
 площадь  поверхности  теплообмена  ПВД,
определяемая  по  наружному  диаметру  и  эф¬
фективной  длине  труб,  м2;
 объем  парового  и  водяного  пространства,  м3;
габаритные  размеры  —  высота  (длина)  и
наружный  диаметр,  ±50  мм;
 проектный  и  измеренный  внутренний  диа¬
метр  и  толщина  корпуса  и  труб  внутри  ПВД,  мм;
измеренная  овальность  корпуса,  %;
масса  сухого  и  заполненного  водой,  т;
расчетный  срок  службы  (для  вновь  изго¬
товленных  и  проектируемых  не  менее  30  лет).
 Основными  параметрами  и  теплогидрав¬
лическими  характеристиками  являются:
 номинальный  и  максимально  допусти¬
мый  массовый  расход  воды,  т/ч;
 рабочее  и  максимальное  избыточное  дав¬
ление  воды  в  трубной  системе  и  пара  в  корпу¬
се,  МПа;
 избыточное  давление  гидроиспытаний
трубной  системы  и  корпуса,  МПа:
 рабочая  и  максимально  допустимая  тем¬
пература  пара  на  входе,  °С;
 максимальная  температура  воды  в  ПВД,  °С;
максимальная  расчетная  температура  ме¬
талла  трубной  системы  и  корпуса,  °С;
 расчетный  и  максимальный  тепловые  по¬
токи,  МВт;
 расчетный  недогрев  воды  при  проектных
номинальных  параметрах,  °С;
 расчетное  недоохлаждение  КГП  при  про¬
ектных  номинальных  параметрах,  °С;

2.3.15.  Техническая  характеристика  конкретных  типоразмеров  коллекторных  ПВД
 180  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 т,  т
 полно¬
стью  за¬
полнен¬
ного  во¬
дой
 41,1
 40,2
 43
 42
 46
 46
 53,5
 66,7
 53,5
 56
 66,2
 85,6
 89,3
 98,2
 84,5
 79,9
 75,1
 93,5
 86,9
 90,3
 сухого
 27,13
 26,5
 23,19
 24,9
 32,1
 32,1
 35,2
 48,4
 38,1
 39
 47,7
 56,7
 60,5
 62,9
 54,5
 51
 50
 63,5
 61,2
 63
 Габаритные
размеры,  м
 А.
 1,732
 1,744
 1,74
 1,76
 1,732
 1,796
 1,772
 1,86
 2,244
 2,26
 2,29
 2,28
 2,244
 2,26
 2,29
 2,28
 Н
 7,39
 6,795
 7,39
 9,16
 8,25
 8
 9,16
 9,625
 8,37
 9,625
 8,76
 9,625
 9,05
 Площадь  поверхности
нагрева,  ±15  %,  м2
 ОК
 63
 41,5
 83,5
 —
 92,8
 92,8
 41,4
 95,0
 92,8
 92,8
 51,6
 95,0
 63,4
 ОП
 42,0
 —
 42,0
 83,0
 42,0
 —
 82,5
 72,5
 82,5
 —
 82,5
 —
 82,5
 84,5
 84,5
 Полная
 425
 383
 425
 450
 477
 500
 600
 775
 676
 775
 703
 775
 760
 800
 А/?в,
 МПа
 0,34
 0,24
 0,34
 0,24
 0,26
 0,41
 0,30
 0,24
 0,23
 0,15
 0,24
 0,23
 0,15
 0,11
 Qp,  МВт
 14,1
 17,6
 13,3
 19,7
 1  —
 19,6
 32,2
 20,7
 29,0
 19,5
 32,2
 20,7
 28,5
 27,9
 Т  °с
 1  П>
 450
 530
 475
 500
 450
 399
 420
 416
 375
 449
 341
 392
 350
 480
 350
 405
 500
 375
 рп,  МПа
 1,28
 2,26
 2,45
 3,62
 3,63
 1,57
 6,38
 4,91
 6,47
 1,28
 3,04
 6,38
 3,92
 1,19
 3,04
 4,41  1
 1,37
 3,92
 рв,  МПа
 22,6
 37,3
 22,6
 67,3
 26,0
 22,6
 GB,  т/ч
 500
 550
 500
 550
 475
 550
 600
 475
 700
 850
 700
 850
 Тип  ПВД
 ПВ-425-230-13
 ПВ-425-230-13-1
 ПВ-425-230-23
 ПВ-425-230-25-  IV
 ПВ-425-230-35-1
 ПВ-425-230-37-1
 ПВ-450-380-16
 ПВ-450-380-65
 ПВ-475-230-50-1
 ПВ-500-230-50-1
 0ПВ-600-380-41
 ПВ-700-265-13
 ПВ-700-265-31
 ПВ-700-265-45
 ПВ-760-230-14-1
 ПВ-775-265-13
 ПВ-775-265-31-1
 ПВ-775-265-45
 ПВ-800-230-14
 ПВ-800-230-21

Продолжение  табл.  2.3.15
 СРВД  И  ОБОРУДОВАНИЕ,  ВХОДЯЩЕЕ  В  ЕЕ  СОСТАВ
 181
 т,  т
 полно¬
стью  за¬
полнен¬
ного  во¬
дой
 90,1
 106,5
 121,4
 127,1
 140
 222,3
 173
 201,3
 188,9
 173,4
 196,2
 214,1
 243,7
 199
 230
 260
 230
 249
 260
 37,5
 сухого
 62,9
 76,5
 91,4
 92,1
 100,3
 159,3
 125,2
 153,2
 140,4
 126,7
 150,5
 172
 160,7
 141,7
 163
 211
 163
 183
 211
 27,9
 Габаритные
размеры,  м
 А.
 2,28
 2,464
 2,52
 2,68
 2,664
 2,96
 2,86
 2,94
 3,112
 2,86
 2,91
 2,96
 3,36
 3,11
 3,272
 3,36
 3,272
 3,312
 3,36
 1,54
 н
 9,05
 8,86
 10,33
 10,445
 10,95
 9,855
 11,175
 11,305
 11,395
 9,175
 10,95
 11,35
 9
 Площадь  поверхности
нагрева,  ±15  %,  м2
 ок
 31,7
 152,0
 75,0
 188,0
 187,0
 152,0
 222,0
 92,5
 201,0
 126,0
 81,4
 261,0
 185,0
 261,0
 139,2
 261,0
 139,2
 72
 оп
 84,5
 101,0
 125,0
 124,0
 152,0
 92,5
 111,0
 134,0
 108,0
 98,6
 87,0
 314,0
 202,0
 314,0
 48
 Полная
 800
 992
 980
 1203
 1300
 1558
 1560
 1650
 1678
 1782
 1890
 1782
 1898
 2135
 2100
 450
 Л/?в,
 МПа
 0,12
 !  0,14
 0,18
 0,10
 0,11
 0,23
 0,12
 0,39
 0,06
 0,15
 0,45
 0,23
 0,40
 0,32
 0,40
 0,45
 0,32
 0,2
 <2Р,  МВт
 22,2
 27,2
 25,9
 45,9
 42,0
 41,8
 24,4
 48,8
 71,0
 59,1
 88,5
 57,9
 86,0
 48,8
 52,3
 51,2
 52,3
 86,0
 51,2
 12,8
 Т  °с
 Лп>  ^
 475
 390
 335
 425
 365
 445
 350
 310
 450
 300
 350
 304
 290
 432
 347
 432
 304
 347
 450
 рп,  МПа
 3,92
 1,77
 6,47
 4,22
 2,06
 6,88
 1,67
 6,47
 5,00
 2,0
 4,5
 6,5
 4,32
 3,95
 1,67
 5,98
 1,67
 4,32
 5,98
 2,45
 рв,  МПа
 22,6
 37,2
 37
 37,2
 22,6
 G»  т/ч
 850
 950
 1030
 1390
 1030
 1700
 1625
 1390
 1705
 1504
 1705
 1625
 1504
 550
 Тип  ПВД
 ПВ-800-230-32
 ПВ-900-380-18-1
 ПВ-900-380-66-1
 ПВ-1200-380-43-1
 ПВ-1250-380-21
 ПВ-1550-380-70
 ПВ-1600-380-17
 ПВ-1600-380-66
 ПВ-1700-380-51
 ПВ-1800-37-2,0
 ПВ-1800-37-4,5
 ПВ-1800-37-6,5
 ПВ-1900-380-44
 ПВ-2000-380-40
 ПВ-2100-380-17
 ПВ-2100-380-61
 ПВ-2300-380-17
 ПВ-2300-380-44
 ПВ-2300-380-61
 ПВД-550-230-25

Окончание  табл.  2.3.15
 182  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 т,  т
 полно¬
стью  за¬
полнен¬
ного  во¬
дой
 39,6
 42,7
 36,2
 39,2
 42,2
 42
 43,1
 45,4
 71,9
 80,3
 87,5
 112,8
 134,2
 160
 124
 147,3
 170,2
 сухого
 30
 33,1
 26,2
 29,2
 32,2
 31,2
 32,4
 34,7
 48,8
 57,2
 64,4
 81
 98
 118,2
 89
 107,2
 130
 Габаритные
размеры,  м
 А.
 1,55
 1,568
 1,54
 1,55
 1,568
 1,54
 1,55
 1,568
 2,044
 2,064
 2,09
 2,66
 2,71
 2,76
 2,66
 2,71
 2,76
 Н
 9
 8,33
 9,07
 9,815
 10,4
 10,3
 10,4
 11,4
 Площадь  поверхности
нагрева,  ±15  %,  м2
 ок
 72
 48
 72
 48
 47,8
 89,2
 146,7
 88,0
 146,7
 88,0
 ОП
 48
 47,8
 38,2
 185,8
 —
 107,8
 185,8
 —
 107,6
 Полная
 450
 506,7
 738,7
 1017
 1105
 1037
 1203
 1262
 1223
 А/>в>
 МПа
 0,2
 0,3
 0,15
 0,20
 0,23
 0,21
 0,28
 0,25
 0,23
 0,35
 <2р,  МВт
 20,7
 19,3
 12,8
 20,7
 19,3
 18,5
 26,8
 21,8
 26,6
 33,4
 23,0
 44,6
 58,4
 36,3
 56,6
 76,9
 56,5
 Т  °С
 1  П’  ^
 450
 360
 400
 480
 350
 405
 450
 310
 375
 445
 290
 350
 рп,  МПа
 5,43
 4,90
 2,50
 5,50
 5,00
 2,50
 3,50
 5,00
 1,50
 3,50
 5,00
 2,00
 4,50
 7,00
 2,00
 4,50
 7,00
 рв,  МПа
 22,6
 23,0
 37,0
 GB,  т/ч
 550
 650
 850
 1100
 1300
 Тип  ПВД
 ПВД-550-230-35
 ПВД-550-230-50
 ПВД-550-23-2,5-1
 ПВД-550-23-3,5-1
 ПВД-550-23-5,0-1
 ПВД-650-23-2,5
 ПВД-650-23-3,5
 ПВД-650-23-5,0
 ПВД-850-23-1,5
 ПВД-850-23-3,5
 ПВД-850-23-5,0
 ПВД-1100-37-2,0
 ПВД-1100-37-4,5
 ПВД-1100-37-7,0
 ПВД-1300-37-2,0
 ПВД-1300-37-4,5
 ПВД-1300-37-7,0
 Обозначения:^  —  номинальный  расход  воды;  рв  —  расчетное  максимальное  давление  (изб.)  воды  в  трубной  системе;  рп  —  расчетное  мак¬
симальное  давление  (изб.)  пара  в  корпусе;  Тп  —  расчетная  максимальная  температура  пара  на  входе;  Qp  —  расчетный  тепловой  поток  (±15%);  Арв  —
гидравлическое  сопротивление  по  воде  ±0,05  МПа;  DH  —  наружный  диаметр;  m  —  масса  (в  числителе  —  сухого,  а  в  знаменателе  —  полностью  затоп¬
ленного  водой).

СРВД  И  ОБОРУДОВАНИЕ,  ВХОДЯЩЕЕ  В  ЕЕ  СОСТАВ
 183
 расчетное  гидравлическое  сопротивление
воды  и  пара  в  трубной  системе  и  в  корпусе
при  номинальном  массовом  расходе  воды  и
пара,  МПа;
 минимально  и  максимально  допустимые
уровни  в  корпусе,  мм;
 расчетные  скорость  изменения  давления
пара  (МПа/мин)  и  температуры  воды
(°С/мин)  в  динамических  режимах  работы;
 номинальный  и  максимально  допусти¬
мый  тепловой  поток  при  расчетных  условиях,
принятых  в  техническом  задании  на  проекти¬
рование  ПВД,  МВт.
 Значения  фактических  конструктивных
характеристик  ПВД  могут  отличаться  от  про¬
ектных  значений  после  изготовления  на  до¬
пускаемые  проектом  величины,  которые
должны  быть  измерены  и  указаны  в  паспорте
ПВД,  и  в  начале  эксплуатации  вследствие  ряда
факторов,  таких  как:
 использование  ПВД  в  СР  ПТУ  разных
типоразмеров  и  модификаций  с  разными  зна¬
чениями  параметров  воды  и  пара,  подаваемых
в  ПВД;
 отличие  фактических  параметров  работы
ПТУ  от  расчетных  на  номинальном  режиме;
 работа  ПВД  на  частичных,  нерасчетных
режимах  эксплуатации;
 погрешность  измерительных  средств;
изменение  характеристик  после  ремонта
и  реконструкции.
 На  основе  исходных  фактических  харак¬
теристик  ПВД  отслеживается  их  изменение
вследствие  возможного  его  износа  в  процессе
эксплуатации.
 Показатели  тепломеханического  состоя¬
ния  (ТМС)  подогревателей.  Мониторинг.  Ос¬
новными  проектными,  исходными  (измерен¬
ными  после  изготовления  или  в  начальный
период  работы),  текущими  (измеренными  в
процессе  эксплуатации)  и  предельно  допусти¬
мыми  (в  условиях  эксплуатации)  показателя¬
ми  ТМС  в  расчете  на  номинальные  параметры
являются:
 диаметр,  толщина  и  овальность  корпуса  и
труб  под  давлением  воды  внутри  ПВД;
 температуры  металла  корпуса  и  труб
внутри  ПВД;
 параметры  сред  на  входе  и  выходе;
гидравлическое  сопротивление  по  пару  и
 воде;
 электропроводность  воды  и  КГП,  харак¬
теризующая  степень  выноса  железа;
 кислородосодержание  воды  на  выходе;
 ресурсные  характеристики  и  надежность
ПВД  —  общая  наработка;  число  гидроиспыта¬
ний  и  пусков  из  холодного  состояния;  число
циклов,  скорость  и  амплитуда  изменения  па¬
раметров  при  снижении  —  повышении  нагруз¬
ки  ПТУ.
 Мониторинг  с  определением  показателей
ТМС  в  начальный  и  последующий  периоды
эксплуатации  осуществляется  для  сопоставле¬
ния  с  проектными  значениями  и  установления
фактических  исходных  показателей  конкретно¬
го  ПВД  на  конкретной  ПТУ.  При  этом  точки
измерения  параметров  ТМС  подогревателя
должны  соответствовать  заданным  предприяти-
ем-изготовителем  с  учетом  местных  условий,
не  противоречащих  требованиям  предпри-
ятия-изготовителя  и  нормативным  документам.
 С  начала  пусконаладочных  работ  и  на
весь  период  эксплуатации  необходимо  перио¬
дически  вести  учет  характеристик  и  числа
циклов  работы,  определяющих  ресурсный
срок  эксплуатации  заменяемых  узлов  или
ПВД  в  целом  в  соответствии  с  расчетом  на
прочность  и  техническими  условиями.  При
этом  следует  регистрировать  результаты  мони¬
торинга.  По  результатам  анализа  мониторинга
показателей  ТМС  и  их  отклонений  в  процессе
эксплуатации  выявляются  дефекты  и  недос¬
татки  конструкции  и  условий  эксплуатации,
устраняемые  при  плановых  или  неплановых
ремонтах.
 Основные  теплотехнические  показатели
состояния  подогревателей  СРВД.  Показателя¬
ми,  характеризующими  качество  работы  и  со¬
стояние  ПВД  при  его  фиксированной  поверх¬
ности  теплообмена  и  располагаемом  темпера¬
турном  напоре,  в  общем  случае  являются:
 недогрев  или  конечный  температурный
напор  воды  на  выходе  (разность  температур
насыщения,  определенной  по  давлению  грею¬
щего  пара  на  входе,  и  воды  на  выходе);
 недоохлаждение  КГП  до  температуры  во¬
ды  на  входе  (разность  между  температурами
КГП  на  выходе  и  воды  на  входе);
 гидравлическое  сопротивление  по  пару  и
воде  в  подогревателе  и  в  группе  ПВД,  после¬
довательно  включенных  по  воде;
 снижение  перепадов  давлений  сред  в  ПВД;
потеря  давления  в  трубопроводе  греюще¬
го  пара  от  камеры  отбора  турбины  до  ПВД  (не
является  непосредственной  характеристикой
ПВД,  однако  в  значительной  степени  влияет
на  эффективность  его  работы,  как  ступени  по¬
догрева  СР);

184  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 снижение  температуры  воды  на  выходе
после  байпасных  клапанов.
 При  работе  ПТУ  на  номинальном  режи¬
ме  для  ПВД  со  встроенными  ОП  недогрев  не
должен  превышать  1,5...2  °С,  а  без  ОП  —  3  °С;
со  встроенными  ОК  величина  недоохлаждения
КГП  не  должна  превышать  6...8  °С  в  послед¬
нем  по  ходу  воды  ПВД  и  12...  15  °С  в  осталь¬
ных  ПВД.
 При  эксплуатации  ПВД  обычно  имеет
место  сочетание  различных  факторов,  из-за
которых  он  работает  в  условиях,  отличаю¬
щихся  от  расчетных.  При  несоответствии
фактических  и  расчетных  показателей  в  про¬
цессе  ремонта  производится  контроль  со¬
стояния  дроссельных  шайб  и  перегородок
трубной  системы,  сальниковых  уплотнений
трубы  подвода  греющего  пара.  В  процессе
капитального  ремонта  проверяется  соответ¬
ствие  фактических  толщин  стенок  основных
составных  частей,  работающих  под  давлени¬
ем,  с  учетом  их  теплового  состояния  по  зна¬
чениям,  полученным  на  основе  нормативной
документации.
 Камерные  ПВД.  Более  компактные  ПВД
нового  поколения  камерной  конструкции
имеют  условное  буквенное  обозначение
ПВД-К.  в  этих  ПВД  типа  ПВД-К-400-20-4,5
(рис.  2.3.76),  прошедших  достаточно  успешную
эксплуатационную  проверку  в  ПТУ  типа  ПТ-60,
трубы  поверхности  теплообмена  изготовлены  из
коррозионно-стойкой  стали  16  мм.  В  таких  ПВД
трубные  пучки  выполняют  П-  и  U-образными
трубами  толщиной  стенки  2...2,5  мм.
 Относительно  низкое  давление  питатель¬
ной  воды  (10...23  МПа)  на  АЭС  с  реакторами
ВВЭР  и  БН  позволяет  надежно  эксплуатиро¬
вать  камерные  ПВД  с  трубной  решеткой,  как
наиболее  ответственной  деталью.  После  реше¬
ния  вопроса  о  возможной  замене  на  отечест¬
венных  АЭС  отработавших  срок  службы  кол¬
лекторных  ПВД  с  СТЭ  на  камерные  ПВД-К  с
U-образными  трубками  в  2004  г.  был  изготов¬
лен  и  поставлен  первый  комплект  ПВД-К  для
новых  турбин  К-100-60/3000  на  АЭС  с
ВВЭР-1000.
 Камерные  ПВД-К  кроме  общих  для  дру¬
гих  аппаратов  требований  по  надежности  и
эффективности  являются  лучшими  по  следую¬
щим  показателям:
 герметичности  соединения  труб  с  труб¬
ной  решеткой;
 предотвращению  протечек  питательной
воды  через  перегородки  водяной  камеры;
 Рис.  2.3.76.  Схема  камерного
ПВД-К-400-20-4,5:
 7  —  корпус;  2  —  водяная  камера;  4,  5,  6—  зоны
ОП,  ОК,  КП;  7  —  разделительная  перегородка;
А  —  вход  воды;  Б  —  выход  воды;  В  —  вход  пара;
Г  —  выход  КГП;  Д  —  подвод  КГП  из  соседнего
ПВД;  3  —  защитный  кожух
 возможности  обнаружения  и  глушения
поврежденных  труб  без  вскрытия  корпуса  (до¬
пускается  заглушка  труб  до  10%  их  общего
числа);
 снижению  потерь  давления  греющего  пара;
 полному  дренированию  водяного  (для
вертикальных  с  водяной  камерой  внизу  корпу¬
са)  и  парового  пространства;
 возможности  контроля  всех  сварных  со¬
единений.
 Эксплуатация  камерных  ПВД  по  сравне¬
нию  с  коллекторными  экономичнее  за  счет
дополнительной  выработки  электроэнергии
вследствие  повышения  надежности  и  сниже¬
ния  недогрева  питательной  воды;  снижения
времени  и  затрат  на  ремонт;  снижения  расхода
электроэнергии  на  собственные  нужды  благо¬

СРВД  И  ОБОРУДОВАНИЕ,  ВХОДЯЩЕЕ  В  ЕЕ  СОСТАВ
 185
 даря  меньшему  гидравлическому  сопротивле¬
нию  по  питательной  воде.
 Повышенная  эксплуатационная  надеж¬
ность  обеспечивается  в  основном  сокращени¬
ем  числа  сложных  сварных  соединений  и  бо¬
лее  надежным  закреплением  труб  в  трубной
решетке  (вальцовкой  и  обваркой).  При  этом  в
ПВД-К  выше  компактность  (примерно  в  1,2
раза)  и  удельная  металлоемкость,  меньше  мас¬
согабаритные  показатели.
 Однако  по  сравнению  с  коллекторными
ПВД  камерные  более  чувствительны  к  дина¬
мическим  режимам  вследствие  высоких  тер¬
мических  напряжений  в  толстостенных  труб¬
ных  решетках.  Кроме  того,  в  ПВД-К  отсутст¬
вует  возможность  замены  поврежденных  труб,
трубная  система,  изготовленная  из  коррозион-
но-стойкой  стали,  в  несколько  раз  повышает
его  стоимость,  а  из  трубной  системы  верти¬
кальных  аппаратов  при  нижнем  расположении
водяной  камеры  отсутствует  возможность  вы¬
пуска  воздуха  (продувок),  а  при  верхнем  рас¬
положении  —  возможность  дренирования.
 В  схеме  СРВД  турбины  ПТ-65/75-130/13
(Волгоградская  ТЭЦ-2)  установлены  три  вер¬
тикальных  ПВД-К-400-20-4,5  с  нижним  рас¬
положением  водяной  камеры  и  П-образными
трубами  поверхности  теплообмена.  В  схеме
СРВД  турбины  К-500-60/1500  (Ново-Воро¬
нежская  АЭС)  длительное  время  успешно  экс¬
плуатируются  группа  из  трех  ПВД-К  горизон¬
тального  исполнения  (ПВ-2000-120-17А,
ПВ-2000-120-24А  и  ПВ-2000-120-36А).  Схема
движения  теплообменивающихся  сред  в  по¬
догревателе  ПВ-2000-120-17А  показана  на
рис.  2.3.77.
 Каждый  подогреватель  с  номинальным
расходом  питательной  воды  3240  т/ч  имеет  две
вертикально  установленные  трубные  решет¬
ки  2  толщиной  220  мм,  изготовленные  из  кор-
розионно-стойкой  стали  08Х18Н10Т,  между
которыми  расположена  водяная  камера  7,  ко¬
торая,  как  и  корпус,  выполнена  из  стали
12Х18Н10Т.  По  обе  стороны  от  водяной  каме¬
ры  установлены  одинаковые  трубные  системы
из  U-образных  труб  диаметром  16x1,4  мм  (из
стали  08Х18Н10Т).  Нижние  участки  этих  труб
со  стороны  входа  питательной  воды  выделены
под  зону  3  ОК.  В  случае  применения  для  ТЭС
подобных  горизонтальных  ПВД-К  удачно  раз¬
мещается  встроенная  зона  ОП,  часть  трубок
которой  может  быть  выделена  в  трубной  сис¬
теме  на  выходе  питательной  воды.  Размеще¬
ние  зоны  ОК  в  ПВД  позволяет  увеличить  теп¬
ловую  экономичность  ПТУ.  Нормативное  не-
доохлаждение  КГП  до  температуры  питатель¬
ной  воды  на  входе  в  ПВД  составляет  10  °С.
 Горизонтальная  конструкция  позволяет
иметь  минимальные  диаметр  водяной  камеры
и  толщину  трубной  решетки,  так  как  пита¬
тельная  вода  при  входе  в  нее  делится  на  два
потока.  В  каждый  корпус  подогревателя  авто¬
номно  подводится  пар  из  отбора  турбины.
 В  схеме  турбины  К-220-44  во  всех  трех
камерных  ПВД-К  применены  одинаковые
конструктивные  решения  в  отношении  водя¬
ной  камеры,  трубной  системы  и  зоны  ОК  [11]:
вертикальные  конструкции  с  нижним  распо¬
ложением  распределительной  водяной  камеры
и  с  равнопрочными  корпусами.  По  аналогич¬
ной  конструктивной  схеме  выполнены  ПВД-К
для  турбин  К-800-130  и  К-1000-60/3000.
 Рис.  2.3.77.  Схема  движения  потоков  в  подогревателе  ПВГ-2000-120-17А:
 А  —  вход  греющего  пара;  Б,  В  —  вход,  выход  питательной  воды;  Г  —  выход  конденсата  пара;
Д  —  вход  конденсата;  0,  I,  II  —  уровни  конденсата

186  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 2.3.16.  Камерные  вертикальные  подогреватели  ПВД-К  для  АЭС
 Типоразмер*
 Номинальный  расход
питательной  воды
через  один  ПВД-К,  т/ч
 Сухая  масса,  т
 Турбина
 ПВД-К-1180-9,12-3,04-А
 ПВД-К-1180-9,12-3,04-IA
 1350
 46,65
 К-220-44
 ПВД-К-1180-9,12-3,04-IIA
 ПВД-К-1090-23,2-2,45-А
 1593
 60,50
 К-800-130/3000
 ПВД-К-2470-12,0-2,84-IA
 2685,4
 114,76
 К-1000-60/3000
 ПВД-К-2470-12,0-2,84-IIA
 114,10
 *  В  условном  обозначении  цифры  (по  порядку):  площадь  поверхности  теплообмена,  м2;  макси¬
мальное  абсолютное  давление  питательной  воды  в  трубной  системе,  МПа;  максимальное  абсолют¬
ное  давление  греющего  пара  в  корпусе,  МПа;  модификация  I,  II.  Буква  А  —  для  атомных  электро¬
станций.
 Для  турбин  АЭС  мощностью  1000  МВт
на  экспорт  поставляются  вертикальные  камер¬
ные  ПВД-1  (ПВД-К-2470-12-2,84-1А)  и  ПВД-2
(ПВД-К-2470-12-2,84-НА),  которые  более
компактно  располагаются  в  машинном  зале  по
сравнению  с  горизонтальными.  Эти  ПВД-К
размещены  в  две  группы  (по  два  подогревате¬
ля  в  каждой),  что  позволяет  отказаться  от  кол¬
лекторных,  установленных  на  ряде  турбин
мощностью  1000  МВт  отечественных  АЭС.
Камерные  ПВД-К  для  турбины  мощностью
1000  МВт  имеют  массу  на  50...55  т  меньше,
чем  коллекторные.  Расчетный  недогрев  пита¬
тельной  воды  составляет  2  °С,  а  полное  гид¬
равлическое  сопротивление  —  0,05  МПа
(в  коллекторных  6  °С  и  0,2  МПа).  Диаметр
корпуса  коллекторного  ПВД  равен  3,2  м,  а  ка¬
мерного  ПВД-К  —  2,6  м.
 В  табл.  2.3.16  приведены  типоразмеры
камерных  вертикальных  ПВД-К,  разработан¬
ных  для  замены  коллекторных  типа
ПВ-1600-92-15-2А.
 Камерный  ПВД-К-2470-12,2-2,84-НА  с
вертикальным  корпусом  5  выполнен  с  нижней
цилиндрической  распределительной  водяной
камерой  7  с  эллиптическим  днищем,  изготов¬
ленной  из  стали  22К,  с  трубной  системой  4,  на¬
бранной  из  П-образных  труб  (из  стали
08X14МФ)  с  внешним  диаметром  16  мм  и  тол¬
щиной  стенки  1,4  мм  (рис.  2.3.78).  Трубная
система  размещена  в  плотно  облегающем  ее
кожухе  7,  в  котором  по  всей  его  высоте  выпол¬
нено  «окно»  для  входа  пара  на  трубы  поверхно¬
сти  теплообмена  второго  хода  питательной  во-
 Рис.  2.3.78.  Камерный
ПВД-К-2470-12,2-2,84-IIA:
 А  —  вход  греющего  пара;  Б  —  вход  питательной
воды;  В  —  выход  питательной  воды;  Г  —  выход
конденсата  пара  из  охладителя  конденсата

СРВД  И  ОБОРУДОВАНИЕ,  ВХОДЯЩЕЕ  В  ЕЕ  СОСТАВ
 187
 ды.  За  трубами  первого  хода  установлена  вер¬
тикальная  перфорированная  труба  2  отвода
ПГС,  которая  перед  этим  проходит  через  струи
переохлажденного  конденсата,  что  позволяет
уменьшить  объем  отводимого  с  ПГС  пара.
 Расположение  трубной  системы  над  труб¬
ной  доской  6  создает  благоприятные  условия  для
установки  встроенной  зоны  8  ОК,  под  поверх¬
ность  теплообмена  которого,  выделяется  часть
труб  первого  хода  при  поступлении  в  них  пита¬
тельной  воды,  а  также  обеспечивает  возможность
полного  опорожнения  ПВД-К  по  питательной
воде.  Горизонтальные  перегородки  трубной  сис¬
темы  3,  через  которые  проходят  все  трубы  по¬
верхности  теплообмена,  создают  жесткость,  на¬
правляют  движение  потока  пара  и  участвуют  в
организации  направленного  отвода  КГП.
 На  корпусе  подогревателя  и  водяной  ка¬
меры  предусмотрен  ряд  штуцеров  для  опорож¬
нения  трубного  и  межтрубного  пространства
от  питательной  воды  и  конденсата  пара,  отво¬
да  из  корпуса  ПГС,  выпуска  воздуха  из  корпу¬
са  и  водяной  камеры.  На  корпусе  установлен
ряд  штуцеров  для  подсоединения  приборов
регулирования  и  защиты,  а  на  цилиндриче¬
ской  обечайке  водяной  камеры  и  ее  внутрен¬
ней  перегородке  —  люки,  обеспечивающие
доступ  во  внутренние  полости  этой  камеры  к
местам  крепления  трубок  к  трубной  доске.
 На  трубопроводе  выхода  КГП  из  подог¬
ревателя  находится  РК,  который  поддерживает
нормальный  уровень  в  корпусе  с  допустимыми
колебаниями  уровня  ±100  мм.  В  каждой  груп¬
пе  ПВД  КГП  из  ПВД-2  через  РК  направляется
в  ПВД-1,  а  из  двух  РК  —  в  деаэратор  или  кон¬
денсатор.  В  работу  все  РК  включаются  при
достижении  расчетного  уровня  конденсата  в
корпусе.  Нормальный  уровень  в  корпусе  вы¬
бирается  для  каждой  конкретной  конструк¬
ции,  трубной  системы  с  учетом  площади  зер¬
кала  уровня  конденсата  пара  и  его  расхода.
 Каждая  группа  ПВД-К  оснащена  БД  ЗУ,
срабатывающим  в  течение  4...5  с  при  достиже¬
нии  уровнем  конденсата  предела  /  (см.
рис.  2.3.77)  повышения  уровня  в  любом  из
ПВД-К.  При  отключении  одной  группы
ПВД-К  максимальный  расход  питательной  во¬
ды  через  вторую  группу  достигается  установ¬
кой  соответствующих  дроссельных  устройств
на  байпасных  трубопроводах.  При  достижении
уровнем  конденсата  предела  II  срабатывает  за¬
щита  на  отключение  ПН.
 При  отключении  по  питательной  воде
ПВД-К,  находящаяся  в  замкнутом  простран¬
 стве  трубной  системы  и  водяной  камере  пита¬
тельная  вода  может  разогреваться,  в  частно¬
сти,  греющим  паром.  Рост  давления  в  трубной
системе  (термоопрессовка)  предотвращается
установкой  двух  обратных  клапанов  на  байпа¬
се  запорной  задвижки  на  выходе  питательной
воды  из  группы  ПВД-К.
 Разработка  подогревателей,  выбор  мате¬
риалов  труб  поверхности  теплообмена  основных
деталей,  расчеты  на  прочность  и  теплогидравли¬
ческие  расчеты  ПВД-К  для  АЭС  проводятся  в
соответствии  с  нормативными  документами.
Исходные  технические  требования  для  выпол¬
нения  этих  расчетов  разрабатывает  и  согласовы¬
вает  предприятие-изготовитель  турбины.
 Вспомогательные  системы  обеспечения  ра¬
боты  СРВД.  Вспомогательные  системы  обес¬
печения  работы  СРВД  позволяют  надежно
контролировать  и  осуществлять  управление
работой  как  всей  системы,  так  и  основных  ее
элементов,  а  также  автоматически  предотвра¬
щать  развитие  аварийных  ситуаций.  Это  тре¬
бование  выполняется  с  помощью  средств  из¬
мерения,  КИП,  сигнализации  и  управления  с
соответствующей  арматурой.
 Объем  технологических  измерений,  сиг¬
нализации  и  автоматического  регулирования
для  подогревателей  СРВД  установлен  норма¬
тивной  документацией.
 К  дистанционно  управляемой  арматуре
СРВД  (со  щитов  управления)  относятся:
 запорные  задвижки  на  входе  питательной
воды  в  группу  ПВД  и  выходе  из  нее;
 запорная  задвижка  на  обводе  по  воде
группы  ПВД;
 РК  уровня  во  всех  ПВД;
запорные  задвижки  на  отводах  КГП  из
первого  и  второго  по  ходу  воды  ПВД  в  деаэра¬
тор,  конденсатор  иди  ПНД;
 импульсный  электромагнитный  вентиль
на  подводе  воды  от  КЭН  к  гидроприводу  ВК.
 Система  защиты  от  превышения  уровня
(СПЗУ)  в  корпусе  с  БДЗУ.  Для  предотвращения
серьезных  аварий,  связанных  с  повышением
уровня  в  корпусах  ПВД,  вследствие  разрывов  в
трубной  системе  или  других  причин,  все  ПВД
оборудованы  СЗПУ.  Эта  система  включает
взаимосвязанные  подсистемы,  датчики,  уст¬
ройства,  арматуру,  автоматику:
 отдельные  (по  числу  ПВД)  подсистемы
импульсных  трубок,  соединяющих  корпус
ПВД  с  первичным  датчиком  уровня  КГП.
В  обычной  схеме  подсистемы  имеются  им¬
пульсные  трубки  с  первичными  вентилями  и

188  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 компенсационными  бачками.  Эта  подсистема
передает  импульс  от  корпуса  к  датчику  уров¬
ня,  сигнал  от  которого  поступает  к  отдельным
приборам  фиксации,  контроля  и  автоматиче¬
ского  управления;
 подсистему  подвода  силовой  воды  к
управляющему  устройству;
 БД  ЗУ  с  впускным  и  обратным  защитны¬
ми  клапанами.
 Кроме  обычного  подсоединения  им¬
пульсных  трубок  непосредственно  к  корпусу
имеются  схемы  их  подсоединения  через  шун-
товые  трубы,  которые  демпфируют  импульс  из
корпуса.  Однако  шунтовая  труба,  целесообраз¬
ная  для  регулятора  уровня,  существенно  сни¬
жает  быстродействие  СЗПУ  и  не  может  ис¬
пользоваться  для  защиты.  При  повышении
уровня  до  верхнего  или  нижнего  допустимого
уровня  включается  сигнал  (звуковой  и/или
световой),  а  при  превышении  уровня  хотя  бы
в  одном  ПВД  выше  двух  допустимых  пределов
отключается  вся  группа  ПВД  или  ПН.  Для  ре¬
гулирования  уровня  КГП  используется  РК.
 Клапаны  БДЗУ.  Схема  БДЗУ  ПВД  вклю¬
чает  (рис.  2.3.79):
 быстродействующий  впускной  клапан
(ВК)  1  с  гидроприводом,  предназначенный
для  быстрого  закрытия  поступления  воды  в
трубные  системы  и  открытия  аварийного  об¬
вода  питательной  воды;
 обратный  защитный  клапан  (ОК)  2  на
выходе  воды  из  группы  ПВД,  предотвращаю¬
щий  поступление  воды  из  трубопроводов  ава¬
рийного  обвода;
 две  параллельные  безарматурные  перепу¬
скные  трубы  5,  реализующие  аварийный  обвод
питательной  воды  и  подачу  ее  в  котел  на  вре¬
мя  от  закрытия  ВК  до  открытия  задвижки  на
основном  обводе  питательной  воды;
 две  ИВЭ  на  линии  подвода  воды  от  КЭН
к  гидроприводу  В  К;
 трубопроводы  подвода  и  слива  воды  от
КЭН  с  необходимой  арматурой.
 Все  группы  ПВД  блочных  ПЭУ  оборуду¬
ют  двумя  ступенями  защиты  от  повышения
уровня  в  корпусе  каждого  ПВД:  первая  дает
импульс  на  отключение  группы  ПВД,  вто¬
рая  —  на  останов  ПТУ.  Каждый  предел  уровня
контролируется  своими  датчиками.
 При  срабатывании  защит  в  соответствии
с  нормативной  документацией  производится
следующее:  открываются  оба  ИВЭ  подачи  во¬
ды  от  КЭН  на  закрытие  ВК;  открывается  за¬
движка  на  обводе  группы  ПВД  по  воде;  закры¬
ваются  задвижки  на  входе  и  выходе  воды  из
ПВД;  закрываются  задвижки  на  подводе  пара
ко  всем  ПВД  группы.  На  блочных  установках
при  поступлении  сигналов  от  обоих  датчиков
защиты  производится  останов  котла,  турбины
и  всех  ПН.  На  установках  с  барабанными  кот¬
лами  защита  дополнительно  действует  на  за¬
крытие  запорных  задвижек  и  регулирующих
питательных  клапанов  (РПК)  на  подводе  пи¬
тательной  воды  к  котлу  (обоим  котлам
дубль-блочных  установок).
 Как  уже  отмечалось,  одним  из  важней¬
ших  требований  является  защита  корпуса  ПВД
от  повышения  уровня  воды  в  его  паровом  про¬
 В^г
 Рис.  2.3.79.  Схема  быстродействующего  защитного  устройства  ПВД:
 1  —  ВК;  2  —  ОК;  3  —  гидропривод  ВК;  4  —  импульсный  электромагнитный  вентиль  (ИВЭ);
5  —  аварийный  обвод  питательной  воды;  А  —  вода  низкого  давления  от  КЭН;  Б  —  вода  от  ПН;
 В  —  питательная  вода  к  котлу

СРВД  И  ОБОРУДОВАНИЕ,  ВХОДЯЩЕЕ  В  ЕЕ  СОСТАВ
 189
 странстве  при  повреждении  трубной  системы,
от  предотвращения  заброса  воды  в  турбину  и
разрушения  корпуса  ПВД  и  турбины.
 В  отечественной  практике  принято  груп¬
повое  отключение  ПВД  по  воде  с  помощью  бы¬
стродействующего  ВК  и  ОК.  Клапан  ВК  по  воде
от  ПН  байпасирует  ее  помимо  ПВД  и  подает  в
котел  (парогенератор).  ОК  отключает  ПВД  по
воде  со  стороны  котла.  Для  обеспечения  быст¬
родействия  (5...6  с)  ВК  снабжен  гидроприводом.
Вода  на  гидропривод  подается,  как  правило,  от
КЭН  через  два  импульсных  клапана,  обеспечи¬
вающих  требуемую  надежность.
 Один  из  важнейших  показателей  работы
защиты  —  ее  быстродействие.  Так,  при  разры¬
ве  коллектора  или  нескольких  труб  7)у30  паро¬
вое  пространство  ПВД  заполняется  водой  за
 8... 	12  с,  при  разрыве  труб  7)у  16  в  камерном
ПВД  —  25...30  с.  Поэтому  требование  быстро¬
действия  защиты  должно  строго  выполняться
всеми  ее  элементами.
 Проведенный  анализ  входящих  в  схему
защиты  элементов  показывает,  что  надежная  и
эффективная  работа  зависит  от  ряда  факторов:
конструкции  посадочного  места  тарелки;
диаметра  поршня  гидропривода;
давления  силовой  воды;
гидравлического  сопротивления  трубо¬
провода  подачи  силовой  воды;
 быстродействия  импульсных  клапанов;
надежного  измерения  уровня  воды  в  паро¬
вом  пространстве  ПВД,  как  в  статических,  так  и
динамических  режимах  работы  энергоблока;
 своевременного  профилактиктического
обслуживания  элементов  схемы  защиты.
 В  схеме  защиты  ПВД,  показанной  на
рис.  2.3.80,  в  качестве  силовой  воды  на  гидро¬
привод  используется  вода  от  КЭН  с  давлением
 1.2...4 	МПа.  В  схеме  СР  ПТУ  со  смешиваю¬
щим  подогревателем  силовая  вода  подается  от
КЭН  второй  ступени  с  давлением  1,2...2  МПа.
 Основными  узлами  ВК  являются  соеди¬
нение  корпуса  (рис.  2.3.81,  а),  выполненного  в
виде  сварного  тройника,  с  крышкой,  узел  3
герметизации  между  двумя  полостями  клапа¬
на,  уплотнительные  пары  4,  гидропривод  7.
Исходное  соединение  корпуса  с  крышкой  —
бесфланцевое,  с  помощью  разрезных  заклад¬
ных  колец  2.  Такое  уплотнение  не  вызывает
трудностей  при  изготовлении,  разборке  по
сравнению  с  фланцевым  соединением  с  резь¬
бовыми  деталями  (шпильками,  гайками).
 В  ОК,  корпус  которого  представляет  собой
сварной  тройник  (рис.  2.3.81,  б)  крышка  и  узел
 Рис.  2.3.80.  Схема  защиты  ПВД  от  повышения
уровня  конденсата:
 7  —  ВК;  2  —  ОК;  3  —  скоростной  байпас;
 4 	—  вынесенный  гидропривод;  5  —  импульс¬
ный  клапан;  6  —  ПВД;  А  и  Б  —  вход  и  выход
питательной  воды
 Рис.  2.3.81.  Клапаны  ВК  (а)  и  ОК  (б)  новой
конструкции:
 А,  Б,  В  —  входы  питательной  воды  соответст¬
венно  в  ПВД,  клапан  и  скоростной  байпас;
Г,  Д—  вход  и  выход  управляющей  среды  гидро¬
привода;  Е  —  вход  в  клапан  питательной  воды
из  ПВД;  Ж  —  подача  питательной  воды  в  ко¬
тел;  3  —  вход  питательной  воды  из  скоростного
байпаса
 герметизации  аналогичны  крышке  и  узлу  ВК.
В  средней  части  корпуса  ВК  создан  основной
уплотнительный  узел  (узел  герметизации),  отсе¬

190  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 кающий  и  плотно  запирающий  среду  от  группы
ПВД.  Для  присоединения  клапана  к  трубопро¬
воду  и  создания  байпасной  линии  в  средней  и
верхней  частях  корпуса  клапана  приварены  пат¬
рубки.  Сечение  впускного  патрубка  равно  сече¬
нию  трубопровода.  В  отличие  от  прежней  кон¬
струкции  клапанов,  в  которой  гидропривод
 встроен  внутрь  клапана,  гидропривод  ВК  новой
конструкции  вынесен  наверх  клапана  и  является
продолжением  клапана  по  высоте.  Такая  компо¬
новка  клапана  с  гидроприводом  позволяет  раз¬
вить  гидропривод  по  мощности,  а  при  работе
использовать  конденсат  либо  питательную  воду
низких  параметров  (до  1  МПа).
 2.3.17.  Техническая  характеристика  быстродействующих  выпускных  клапанов  ПВД
 Клапан
 Dy,  мм
 Ру,  МПа
 о
 О
 F,  см2
 Ку,  м3/ч
 Ар  о,  мм
 Т-ЗбОбс
 200
 20
 170
 314
 942
 105
 Т-362бс
 225
 25
 432
 1296
 125
 Т-364бс'
 250
 Т-Збббс
 275
 530
 1590
 180
 Т-471бс
 300
 160
 593
 1779
 Т-473бс
 350
 40
 1020
 3060
 240
 Т-475бс
 400
 Т-477бс
 250
 432
 1296
 180
 Т-479бс
 300
 275
 546
 1638
 Примечания.  1.  Коэффициент  гидравлического  сопротивления  £  =  0,8.  2.  Обозначения:
Dy  —  условный  проход;ру  —  условное  давление;  Т  —  температура;  F—  площадь  проходного  сечения;
Ку  —  условная  пропускная  способность;  hpo  —  наибольший  ход  рабочего  органа.
 2.3.18.  Техническая  характеристика  обратных  защитных  клапанов  ПВД
 Клапан
 Dy,  мм
 Ру,  МПа
 о
 О
 F,  см2
 Ку,  м3/ч
 Ир  0,  мм
 Т-361бс
 200
 20
 314
 942
 105
 Т-ЗбЗбс
 225
 25
 250
 432
 1296
 125
 Т-365бс
 250
 T-3676C
 275
 260
 530
 1590
 180
 Т-472бс
 300
 275
 593
 1779
 Т-474бс
 350
 40
 1020
 3060
 200
 Т-476бс
 400
 270
 Т-478бс
 250
 432
 1296
 180
 Т-480бс
 300
 250
 546
 1638
 Примечания.  1  и  2  —  см.  табл.  2.3.17.  3.  Допустимое  рабочее  положение  вертикальное.

СРВД  И  ОБОРУДОВАНИЕ,  ВХОДЯЩЕЕ  В  ЕЕ  СОСТАВ
 191
 2.3.19.  Техническая  характеристика  клапанов  для  комплектации  систем  защит  ПВД
 Клапан
 Dy,  мм
 Ру,  МПа
 Ку,  т/ч
 Присоединительные  и  габаритные  размеры,  мм
 Масса,
 dx
 d
 Dx
 D
 H
 h
 кг
 Т-ЗбОбс
 200
 20
 180
 209
 245
 209
 245
 1665
 305
 480
 3616с
 200
 20
 180
 209
 245
 209
 245
 775
 305
 381
 Т-362бс
 225
 350
 225
 273
 1905
 975
 3636с
 225
 350
 225
 273
 225
 273
 921
 375
 678
 Т-364бс
 250
 25
 425
 225
 273
 269
 325
 1950
 375
 1085
 3656с
 250
 25
 425
 269
 325
 921
 721
 Т-Збббс
 275
 700
 277
 325
 277
 325
 1805
 1433
 3676с
 275
 700
 277
 325
 277
 325
 1245
 1254
 Т-471бс
 300
 950
 287
 377
 287
 377
 450
 2480
 4726с
 300
 950
 287
 377
 287
 377
 2000
 450
 1960
 Т-477бс
 250
 675
 249
 325
 249
 325
 1330
 2395
 4786с
 250
 40
 675
 249
 325
 269
 325
 1947
 Т-473бс
 350
 40
 1200
 353
 465
 353
 465
 2420
 4440
 4746с
 350
 1200
 353
 465
 353
 465
 1643
 3514
 Т-475бс
 1706
 400
 530
 400
 530
 2420
 600
 4640
 4766с
 400
 1706
 400
 530
 400
 530
 1475
 600
 3598
 Т-3686С
 400
 25
 1390
 398
 465
 398
 465
 2355
 3540
 3696с
 25
 1390
 398
 465
 398
 465
 1490
 2910
 Т-479бс
 300
 40
 755
 249
 325
 249
 325
 2000
 450
 2095
 4806с
 300
 40
 755
 249
 325
 249
 325
 1530
 450
 1960
 Для  комплектации  систем  защит  ПВД
ОАО  «Красный  котельщик»  (ТКЗ)  выпускает
13  типов  ВК  и  ОК  от  Dy  200  до  Dy  500  и
Ру  =  10...40  МПа  (табл.  2.3.17  —  табл.  2.3.19).
 Аналогичные  клапаны  поставлены  ТКЗ
для  первых  АЭС  со  спирально-коллекторными
ПВД.  В  дальнейшем  с  ужесточением  требова¬
ний  к  оборудованию  в  ЦКТИ  разработаны  для
 ряда  АЭС  клапаны,  отвечающие  новым  нор¬
мативным  документам.
 Техническая  характеристика  клапанов
БДЗУ  для  ПВД  АЭС  с  ВВЭР-1000  и  БН-800
приведена  в  табл.  2.3.20.
 В  конструкцию  ВК  внесены  следующие
изменения,  повышающие  их  надежность:
корпус  клапана  —  кованый  тройник;
 2.3.20.  Техническая  характеристика  клапанов  быстродействующего  защитного  устройства
 для  ПВД  АЭС
 Показатель
 Реактор
 ВВЭР-1000
 БН-800
 ВК
 ОК
 ВК
 ОК
 Расчетное  давление  питательной  воды,  МПа
 11,77
 11,77
 23,2
 23,2
 Рабочее  давление  питательной  воды.  МПа
 9,27
 9,27
 19
 19
 Максимальный  расход  питательной  воды,  т/ч
 3050
 3050
 1753
 1753
 Максимальная  температура  питательной  воды,  °С
 230
 230
 220
 220

192  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 шток  клапана  обеспечивает  устойчивость
при  полном  усилии  гидропривода;
 соединение  штока  с  тарелкой  обеспечи¬
вает  их  свободное  движение  при  отклонении
от  вертикальной  оси;
 уплотнительные  поверхности  корпуса,
тарелки  и  уплотнительного  кольца  выполнены
по  специальной  технологии  путем  наплавки
коррозийно-стойкого  сплава;
 изменена  форма  уплотнительной  поверх¬
ности,  что  обеспечивает  плотную  посадку  при
любых  отклонениях,  исключает  попадание
грата  при  закрытии  клапана  и  уменьшает  на¬
пряжения  в  зоне  посадочного  места,  повышает
надежность  и  плотность  посадки  тарелки.
 снижена  масса  клапана,  а  следовательно,
напряжения  в  трубопроводах  при  сейсмиче¬
ском  воздействии;
 шток  клапана  снабжен  концевыми  вы¬
ключателями,  что  позволяет  определить  время
и  сам  факт  закрытия  клапана;
 для  удобства  монтажа  клапан  снабжен
специальными  ушами;
 снижено  гидравлическое  сопротивление
байпасных  патрубков;
 уменьшено  число  сварных  швов  на  кор¬
пусе  до  трех.
 Система  отвода  и  регулирования  уровня
КГП  с  регулирующим  клапаном.  Для  определе¬
ния  уровня  КГП  в  паровом  пространстве  ПВД
предусмотрена  система  подключения  датчи¬
ков,  сигналы  (штриховые  линии)  от  которых
поступают  на  электропривод  РК,  на  электро¬
привод  задвижек  подачи  силовой  воды,  на
гидропривод  ВК  и  на  останов  ПН  (рис.  2.3.82).
При  нормальных  условиях  эксплуатации  дат¬
чики  защиты  по  пределу  /  включены  в  работу,
электрические  цепи  собраны  и  запитаны.  При
поступлении  сигнала  от  датчиков  по  пределу  /
открываются  ИВЭ  и  вода  от  КЭН  второй  сту¬
пени  подается  на  гидропривод  принудитель¬
ной  посадки  ВК.
 Рис.  2.3.82.  Схема  подключения  датчика
к  пределу  /  защиты  уровня  КГП  в  ПВД
 Поддержание  нормального  уровня  в  за¬
данном  диапазоне  (обычно  ±100  мм)  осущест¬
вляется  с  помощью  РК  на  линии  отвода  КГП
в  нижестоящий  по  давлению  пара  ПВД.
 Для  турбин  К-1000-80/3000  АЭ  с
ВВЭР-1000  каждый  ПВД-2  оборудован  одним
РК  (Z)y300A),  а  ПВД-1  —  двумя  клапанами
(Z)y400A).  Отвод  КГП  из  корпусов  ПВД  осуще¬
ствляется  каскадно  через  РК  Z)y300A,  а  затем  в
деаэратор  или  конденсатор  через  РК  Z)y400A  в
зависимости  от  режима.  Для  турбин  К-800-130
АЭС  с  БН-800  применяют  РК  Dy250А.  Техни¬
ческая  характеристика  РК  приведена  в
табл.  2.3.21.
 Основными  элементами  РК  являются:
клапан  с  установленным  на  нем  электропри¬
водом  типа  МЭО  (механизм  электрический
однооборотный).
 Особенностью  регулирующих  клапанов
Dy250А,  Z)y300A  и  Z)y400A  является  их  работа
на  вскипающем  потоке,  что  приводит  к  интен¬
сивному  эрозионному  изнашиванию  корпусов
 2.3.21.  Техническая  характеристика  регулирующих  клапанов
 Показатель
 РК-300А
 РК-400А
 РК-250А
 Расчетное  давление  перед  клапаном,  МПа
 2,74
 2,74
 2,25
 Максимальная  температура  конденсата,  °С
 230
 230
 220
 Расход  конденсата,  т/ч:
номинальный
 131
 242
 44,12
 максимальный
 170
 315
 57,4

СРВД  И  ОБОРУДОВАНИЕ,  ВХОДЯЩЕЕ  В  ЕЕ  СОСТАВ
 193
 на  выходе  потока  из  золотника  и  трубопрово¬
дов  подачи  среды  после  клапанов  на  входе  в
ПВД  с  меньшим  давлением  или  какой-либо
другой  аппарат,  предназначенный  для  приема
среды.  Для  снижения  скорости  эрозионного
изнашивания  РК  снабжен  гильзой  2,  выпол¬
ненной  из  коррозионно-стойкой  стали
(рис.  2.3.83).  В  золотнике  3  установлено  спе¬
циальное  кольцо  (в  выходном  сечении),  что
уменьшает  скорость  потока  в  нем.  Для  сниже¬
ния  скорости  воды  на  входе  гильза  2  располо¬
жена  с  эксцентриситетом,  что  увеличивает
площадь  проходного  сечения  воды  в  попереч¬
ном  сечении  клапана.
 Применение  РК  углового  типа  позволяет
устанавливать  его  рядом  с  ПВД,  в  который
сливается  поток,  и  иметь  прямой  участок  тру¬
бопровода  без  поворотов,  что  снижает  ско¬
рость  эрозии.
 Регулирующий  клапан  выполнен  в  виде
тройника  с  патрубками  подвода  и  отвода  воды
и  крышкой,  которая  фланцами  соединена  с
корпусом.  На  крышке  установлен  привод  типа
МЭО  6.  Корпус  1  —  штампокованый,  с  прива¬
ренными  патрубками  подвода  воды.  Гильза  2,
изготовленная  из  коррозионно-стойкой  стали,
имеет  два  квадратных  окна  и  установлена  с
эксцентриситетом.  Золотник  расположен
внутри  гильзы  и  закреплен  с  помощью  шпон¬
ки  и  гайки  на  валу  4,  который  другой  частью
 соединен  с  приводом  МЭО  6.  Для  исключения
задевания  в  крышке  5  корпуса  установлена
втулка,  которая  воспринимает  осевое  усилие
от  буртика,  действующее  на  вал  изнутри  кор¬
пуса  клапана.  Для  ограничения  осевого  пере¬
мещения  вала  с  золотником  в  гильзе  выполнен
буртик,  диаметр  которого  меньше  наружного
диаметра  золотника.  Золотник  3  представляет
собой  полый  цилиндр  с  установленной  с  одно¬
го  конца  крышкой,  в  которой  выполнены  раз¬
грузочные  отверстия,  а  в  центре  —  посадочное
место  для  установки  вала.  В  цилиндрической
части  золотника  выполнены  два  профилиро¬
ванных  окна,  направленных  друг  против  друга
таким  образом,  чтобы  при  повороте  золотника
площади  обоих  окон  или  увеличивались  или
уменьшались  одновременно.  Боковые  стенки
профилированных  окон  направлены  по  радиу¬
су,  что  позволяет  снизить  скорость  воды,  а  сле¬
довательно,  эрозию  золотника.
 РК  крепятся  на  трубопроводах  в  горизон¬
тальном  положении.  Взаимное  расположение
и  размеры  вставки  и  гильзы  выполнены  таким
образом,  чтобы  образуемая  двухфазная  среда
воздействовала  только  на  узлы  конструкции,
выполненные  из  коррозионно-стойкой  стали.
 Электронные  регуляторы  получают  им¬
пульсы  от  датчиков  уровня.  Задание  по  уров¬
ню  устанавливается  ручными  задатчиками  ав¬
торегуляторов.  Схемы  и  типы  применяемых
 Рис.  2.3.83.  Регулирующий  клапан  уровня:
 Аи  Б  —  вход  и  выход  КГП

194  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 авторегуляторов  обычно  однотипны  для  всего
оборудования  ПТУ  на  ТЭЦ  с  поперечными
связями.
 Система  блокировок.  Блокировки  выпол¬
няются  в  следующих  случаях:
 для  предупреждения  срабатывания  защи¬
ты  при  снижении  нагрузки  ПТУ  из-за  сниже¬
ния  давления  пара  в  ПВД-1  приблизительно
до  1  МПа  открывается  задвижка  отвода  КГП
из  ПВД-2  в  деаэратор,  закрывается  задвижка
отвода  КГП  из  ПВД-2  в  ПВД-1,  открывается
задвижка  отвода  КГП  из  ПВД-1  в  конденсатор
и  закрывается  задвижка  отвода  КГП  из  ПВД-1
в  деаэратор;
 при  снижении  давления  пара  в  ПВД-2
приблизительно  до  1  МПа  собирается  каскад¬
ная  схема  отвода  КГП  на  конденсатор:  откры¬
вается  задвижка  отвода  КГП  из  ПВД-2  на
ПВД-1  и  закрывается  задвижка  отвода  КГП  из
ПВД-2  на  деаэратор;
 при  восстановлении  давления  в  ПВД-1  и
ПВД-2  выполняются  обратные  переключения;
 на  некоторых  современных  энергоуста¬
новках  выполняется  блокировка,  по  которой
задвижки  входа  и  выхода  воды  и  обвода  ПВД
управляются  одним  ключом:  одновременно
открываются  задвижки  входа  и  выхода  воды  и
закрывается  задвижка  обвода  ПВД  и  наоборот.
 Защита  от  превышения  давления  в  корпусе
ПВД.  Предохранительные  устройства  защища¬
ют  корпусы  ПВД  и  имеют  различные  конст¬
руктивные  схемы  и  принципы  действия  в  раз¬
ных  ПВД.
 При  отключении  ПВД  защитой  возмож¬
но  повышение  давления  в  корпусах  сверх  рас¬
четного  за  счет  пропуска  КГП  или  пара  по  ли¬
ниям  каскадного  отвода  КГП  из  вышестояще¬
го  по  отбору  ПВД  при  незакрытом  РК  уровня.
В  связи  с  этим  ПТУ  с  начальным  давлением
9  МПа  и  выше  корпусы  ПВД  (кроме  подклю¬
ченных  к  первому  отбору  турбины  и  кроме  ус¬
тановок  с  равнопрочными  корпусами)  должны
быть  оснащены  предохранительными  устрой¬
ствами.
 ПВД  комплектуются  пружинными  предо¬
хранительными  клапанами.  Число  предохра¬
нительных  устройств,  их  размеры  и  пропуск¬
ная  способность  должны  быть  выбраны  по
расчету  так,  чтобы  в  корпусе  не  создавалось
давление,  превышающее  рабочее  на  15%.  Про¬
пускная  способность  предохранительных  уст¬
ройств  должна  рассчитываться  исходя  из  мак¬
симального  расхода  пара  по  линии  каскадного
отвода  КГП  при  полностью  открытом  РК  на
 этой  линии  с  учетом  дополнительного  пропус¬
ка  пара  через  отвод  ПГС.
 Предохранительными  устройствами  от
повышения  давления  в  корпусах  могут  быть
мембранные.  При  комплектовании  ПВД  МПУ
необходимо  руководствоваться  разработанной
технической  документацией.
 Защита  от  превышения  давления  в  труб¬
ной  системе  ПВД.  В  отключенных  по  пару  и
заполненных  водой  ПВД  при  закрытой  запор¬
ной  арматуре  на  входе  и  выходе  возможно  по¬
вышение  давления  воды  сверх  допустимого
из-за  разогрева  ее  паром  отборов  турбины,  по¬
ступающим  через  неплотную  запорную  арма¬
туру  на  паропроводах.
 Для  защиты  ПВД  от  повышения  давле¬
ния  в  трубной  системе  выполняется  обводная
линия  диаметром  20  мм  для  сброса  части  воды
из  трубной  системы  ПВД  помимо  запорной
задвижки  на  выходе.  На  этой  линии  последо¬
вательно  по  ходу  воды  устанавливается  вен¬
тиль  с  ручным  приводом  и  два  обратных  кла¬
пана.  Запорный  вентиль  при  работающей
группе  ПВД  должен  быть  постоянно  открыт  и
опломбирован  в  этом  положении.  Закрытие
его  производится  лишь  при  выполнении  ре¬
монтных  работ  на  ПВД  и  при  проверках  труб¬
ных  систем  перед  включением  ПВД  в  работу.
 Система  отвода  парогазовой  смеси.  Для
обеспечения  тепловой  эффективности,  обеспе¬
чения  нормативных  требований  и  предотвра¬
щения  коррозионно-эрозионного  изнашивания
элементов  из  каждого  ПВД  имеется  система  от¬
вода  ПГС  с  неконденсирующимися  газами.
 Отвод  ПГС  из  ПВД  осуществляется  как
уже  рассматривалось.  Пропускная  способ¬
ность  трубопроводов  этих  систем  ограничена
установкой  ограничительных  дроссельных
шайб  перед  сбросом  в  нижний  по  давлению
пара  ПВД  и  арматурой  отдельных  ПВД,  позво¬
ляющих  отключить  их  при  выводе  в  ремонт.
 Системы  дренирования,  заполнения,  проду¬
вок.  Для  заполнения  и  опрессовки  корпусов
ПВД  используются  дренажные  трубы  (или  спе¬
циальные  трубы  заполнения),  обводы  с  Dy  20
входной  водяной  задвижки  и  обводы  В  К.  Для
выпуска  воздуха  из  трубных  систем  предусмат¬
риваются  воздушники  со  сливом  на  воронки
выходящей  после  заполнения  ПВД  воды.
 Системы  дренажей  и  опорожнений  долж¬
ны  обеспечивать  полное  удаление  влаги.  Трас¬
сировка  дренажных  линий  должна  учитывать
направление  тепловых  перемещений  во  избе¬
жание  защемления  трубопроводов.

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  СЕТЕВОЙ  ВОДЫ
 195
 Арматура  и  трубопроводы.  Системы  обес¬
печения  работы  ПВД  СРВД,  как  и  остальное
оборудование  СР  ПТУ,  включают  трубопрово¬
ды  с  арматурой.  Запорную  арматуру  в  трактах
питательной  воды,  подвода  греющего  пара,  от¬
вода  КГП  из  ПВД  и  опорожнения  ПВД  выби¬
рают  при  проектировании.  Клапаны  регулиро¬
вания  уровня  в  ПВД  выбирают  по  номенкла¬
турному  перечню.  Во  всех  случаях  запорная
арматура  при  Dy  500  и  более  должна  иметь
электропривод.  Требования  к  арматуре  регла¬
ментируются  нормативными  правилами.
 Условия  и  режимы  эксплуатации  СРВД.
Эксплуатация  СРВД  должна  проводиться  в  со¬
ответствии  с  требованиями  правил  безопасно¬
сти  и  нормативной  документации.  При  этом
недопустимо  выходить  за  пределы  эксплуата¬
ционных  ограничений,  превышать  максималь¬
но  допустимые  значения  следующих  парамет¬
ров:  расхода  воды  через  ПВД,  тепловые  пото¬
ки  в  ПВД,  скорость  изменения  давления  пара
и  температуры  воды  в  динамических  неста¬
ционарных  режимах.  Нарушение  требований
эксплуатационных  ограничений  приводит  к
снижению  надежности,  срока  службы  ПВД  и  к
повышению  вероятности  аварийных  ситуаций.
 Стационарными  режимами  работы  ПВД
являются  режимы  с  установившимися  средни¬
ми  значениями  параметров  воды  и  пара  в  СР  и
ПТУ.  По  уровню  мощностей  стационарные  ре¬
жимы  работы  ПТУ  могут  быть  максимальны¬
ми,  номинальными,  частичными  и  минималь¬
ными.  Нестационарными  режимами  работы
ПВД  являются  режимы  с  изменением  парамет¬
ров  воды  и  пара  в  ПВД,  СРВД  и  ПТУ  в  течение
определенного  периода  времени.  Эти  режимы
имеют  место  при  пусках,  при  необходимости
изменения  заданных  уровней  мощностей  рабо¬
ты  ПТУ,  при  плановых  или  аварийных  отклю¬
чениях  ПВД  или  ПТУ.  Работа  ПВД  зависит  от
характера  нестационарных  режимов.  Скорость
изменения  параметров  в  ПТУ  и  ПВД  определя¬
ет  их  надежность  в  связи  с  термонапряженным
состоянием  и  цикличностью.
 Штатные  режимы  эксплуатации  устанав¬
ливаются  в  руководстве  по  эксплуатации  ПТУ.
Нештатными  режимами  являются  режимы,  не
предусмотренные  технической  документацией
и  паспортом  на  ПВД:  проведение  специаль¬
ных  испытаний,  экспериментальное  опробо¬
вание  новых  технических  решений  в  эксплуа¬
тации,  а  также  нарушения  нормальных  усло¬
вий  эксплуатации.  К  последним  относятся
любые  отклонения  от  нормальных  условий:
 по  параметрам  рабочих  сред  (давлению,
температуре,  расходам,  уровню  КГП,  тепловой
нагрузке,  скорости  изменения  параметров);
 в  работе  ПВД,  вспомогательных  систем
обеспечения  их  работы  и  арматуры  (свищи  в
ПВД,  отсутствие  изоляции  на  любой  части
ПВД,  полностью  открытое  положение  РК,  час¬
тично  открытое  положение  водяных  и  паровых
задвижек,  одновременно  открытые  водяные  за¬
движки  на  ПВД  и  их  основной  обвод  и  др.);
 от  нормативных  показателей  водно-хи¬
мического  режима.
 Режимы  эксплуатации  при  нарушении
нормальных  условий  не  должны  носить  систе¬
матический  характер  и  допускаются  кратко¬
временно,  до  принятия  технически  обосно¬
ванного  решения.  В  остальных  случаях  требу¬
ется  отключение  ПВД  для  устранения  выяв¬
ленных  отклонений.
 Аварийные  и  вынужденные  внеплановые
отключения  ПВД  происходят  по  ряду  причин:
вследствие  наличия  дефектов  конструк¬
ции  или  износа  элементов  ПВД,  вспомогатель¬
ных  систем  обеспечения  их  работы,  арматуры;
 при  систематическом  или  длительном  на¬
рушении  нормальных  условий  эксплуатации;
 при  невыполнении  в  нормативные  сроки
планового  ремонта  или  его  некачественного
выполнения;
 случайных,  не  выявленных,  техногенных
 и  др.
 2.3.8. 	ПОДОГРЕВАТЕЛИ  СЕТЕВОЙ  ВОДЫ
 В  системах  теплоснабжения  на  ТЭС,
ТЭЦ  и  АЭС,  в  отопительных  и  отопитель¬
но-производственных  котельных  для  подогре¬
ва  сетевой  воды  широкое  распространение  по¬
лучили  основные  и  пиковые  подогреватели  се¬
тевой  воды  вертикального  ПСВ  и  горизон¬
тального  ПСГ  исполнения.  В  отдельных  слу¬
чаях  на  ТЭЦ  вместо  пиковых  подогревателей
устанавливают  пиковые  водогрейные  котлы.
Подогреватели  ПТУ  могут  быть  подключены,
как  к  регулируемым,  так  и  к  нерегулируемым
отборам  пара  из  турбины,  а  отопительно-про¬
изводственных  и  отопительных  котлов  —  к  па¬
ру  низкого  давления.
 Регулирование  теплопроизводительно-
сти,  температуры  сетевой  воды  на  выходе  из
подогревателя  может  осуществляться  перепус¬
ком  ее  части  по  байпасу  (количественное  регу¬
лирование)  или  дросселированием  давления
пара,  поступающего  из  отбора  турбины  (каче¬

196  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 ственное  регулирование),  а  в  отдельных  случа¬
ях  —  исключением  из  активного  теплообмена
части  поверхности  теплообмена  при  ее  затоп¬
лении  КГП,  как  в  ПСВ-2400-1,27-1,57.
 По  характеру  тепловых  нагрузок  ПСВ
подразделяют  на  основные  и  пиковые.  Пико¬
вые  подогреватели  включаются  в  работу  при
низких  температурах  наружного  воздуха.  В  ти¬
повых  схемах  теплофикации  предусмотрена,
 как  правило,  последовательная  по  сетевой  воде
установка  основного  (одного,  двух)  и  пикового
подогревателей.  В  табл.  2.3.22  приведена  техни¬
ческая  характеристика  подогревателей  сетевой
воды  горизонтального  и  вертикального  испол¬
нения  широко  используемых  в  системах  тепло¬
снабжения.  Вертикальные  подогреватели  ОАО
«ПО  АМЗ»  с  площадью  поверхности  теплооб¬
 мена  на  200...  1200  м  не  приведены.
2.3.22.  Техническая  характеристика  подогревателей  сетевой  воды
 Обозначение
 <?с  В,  т/ч
 т,  т
 Предприятие  -
 Водяная  камера
 изготовитель
 Вертикальные  подогреватели  сетевой  воды
 ПСВ-45-7-15
 90*/180
 2,02
 СЗЭМ,  ВСМПО,  ткз
 Нижняя
 ПСВ-63-7-15
 120*/240
 2,51
 сзэм
 ПСВ-90-7-15
 175*/350
 3,82
 СЗЭМ,  ткз
 ПСВ-125-7-15
 250*/500
 4,08
 СЗЭМ,  ВСМПО
 ПСВ-200-3-23
 400*/800
 6,76
 СЗЭМ,  ВСМПО,  ткз
 ПСВ-200-14-23
 400*/800
 6,97
 сзэм
 ПСВ-300-14-23
 16,00
 ПСВ-315-3-23
 1130
 11,65
 СЗЭМ,  ВСМПО
 ПСВ-315-14-23
 12,42
 ПСВ-500-3-23
 1500
 14,00
 ПСВ-500-14-23
 14,97
 ПСВ-520-0,29-2,25**
 1130
 16,70
 сзэм
 ПСВ-520-1,37-2,25**
 18,46
 ПСВ-550-0,29-2,45**
 1018,5
 19,63
 ПСВ-550-1,37-2,45**
 1018
 20,67
 ПСВ-650-6-25
 1158,45
 26,36
 ПСВ-500-0,29-2,25**
 1130
 16,13
 ЗиО
 Верхняя
 ПСВ-500-1,37-2,25**
 17,42
 ПСВ-530-0,29-2,25**
 18,3
 ПСВ-530-1,37-2,25**
 19,93
 ПСВ-700-0,29-2,26**
 1500
 18,68
 ПСВ-720-0,29-2,25А**
 24,89

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  СЕТЕВОЙ  ВОДЫ
 197
 Продолжение  табл.  2.3.22
 Обозначение
 ^с.в’  т/ч
 т,  т
 Предприятие-
 изготовитель
 Водяная  камера
 ПСВ-720-1,37-2,25-А**
 1500
 26,42
 ЗиО
 ПСВ-1400-1,08-2,35-А**
 1467,5
 47,1
 ПСВ-1250-1,08-2,35-А**
 1547,5
 36,7
 ЛМЗ
 Нижняя
 ПСВ-920-1,08-2,35-А"
 30,6
 ПСВ-2400-1,27-1,57"
 5000
 87,00
 Горизонтальные  подогреватели  сетевой  воды
 ПСГ-800-3-8-1
 1250
 19,1
 ПСГ-1300-3-8-1
 2000
 29,7
 ПСГ-1300-3-8-Н
 31,7
 ПСГ-2300-2-8-1
 3500
 50,7
 УТЗ
 ПСГ-2300-3-8-Н
 ПСГ-5000-2,5-8-1
 ПСГ-5000-3,5-8-1
 6000
 50,3
 ПСГ-6100-2-11
 ПСГ-800-1,0-1,6-1**
 ПСГ-1300-1,0-1,6-1**
 ПСГ-1300-1,0-1,6-2**
 3000
 30,2
 ПСГ-1300-3-8-2
 30,2
 Разрабатывается
 ПСГ-1600-0,6-1,7-1**
 4000
 26,5
 ПСГ-1600-0,6-1,7-2**
 32,0
 ПСГ-1850-0,6-1,6-1**
 3000
 ПСГ-3600-0,35-1,0-1**
 3885
 33,61
 59,5
 ЛМЗ
 ПСГ-4000-0,35-1,0**
 ПСГ-4000-0,35-1,6-1**
 ПСГ-4000-0,35-1,6-2**
 5000
 70,0
 ПСГ-4000-0,35-2,5-1**
 ПСГ-4000-0,35-2,5-2**
 ПСГ-4300-0,35-1,6-1**
 3100
 75,59
 ПСГ-4600-0,35-1,2-1**
 6500
 73,0

198  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Окончание  табл.  2.3.22
 Обозначение
 <?с  В.  т/ч
 т,  т
 Предприятие-
 изготовитель
 Водяная  камера
 ПСГ-4600-0,35-1,2-2"
 73,0
 ПСГ-5000-0,35-1,2-Г*
 6500
 73,74
 ЛМЗ
 Разрабатывается
 ПСГ-5000-0,35-1,2-2**
 73,5
 ПСГ-5000-3,5-8-2
 90,85
 *  Номинальный  расход  сетевой  воды  Gc  в  для  четырехходового  исполнения,  для  остальных  по¬
догревателей  —  при  двух  ходах.
 **  Давление  в  МПа.
 Примечания:  1.  Обозначения:  Gc  в  —  номинальный  расход  сетевой  воды;  т  —  сухая  масса  ап¬
парата.  2.  Подогреватели  типа  ПСВ-1400,  ПСВ-1250,  ПСВ-920  разрабатываются  для  турбин
К-800-130/3000.  3.  Сухая  масса  m  для  ПСВ  с  площадью  поверхности  теплообмена  45...500  м2  приве¬
дена  для  аппаратов  СЗЭМ.  4.  Условное  обозначение  подогревателей:  ПСВ-200-14-23  —  вертикаль¬
ный  подогреватель  сетевой  воды  с  площадью  поверхности  теплообмена  200  м2,  рабочим  избыточ¬
ным  давлением  в  паровом  пространстве  14  кгс/см2  (1,4  МПа),  рабочим  избыточным  давлением  в  во¬
дяном  пространстве  23  кгс/см2  (2,3  МПа);  ПСГ-800-3-8-1  —  подогреватель  сетевой  горизонтальный
с  площадью  поверхности  теплообмена  800  м2,  рабочим  избыточным  давлением  в  паровом  про¬
странстве  3  кгс/см2  (0,3  МПа),  рабочим  избыточным  давлением  в  водяном  пространстве  8  кгс/см2
(0,8  МПа)  модификации  I.
 Вертикальные  подогреватели  сетевой  воды.
 ПСВ  с  теплообменной  площадью  поверхности
 45...200  м2  в  одном  корпусе  изготовляют  на  два
и  четыре  хода  сетевой  воды.  Основными  узла¬
ми  серийного  ПСВ-500-3-23  с  двумя  ходами
по  сетевой  воде  являются  распределительная  1
и  «плавающая»  5  водяные  камеры,  корпус  2,
трубная  система  3  (рис.  2.3.84).  Трубная  систе¬
ма  включает  верхнюю  и  нижнюю  трубные  дос¬
ки,  каркасные  трубы  4,  направляющие  сег¬
ментные  перегородки.
 Поверхность  теплообмена  выполнена  из
прямых  латунных  труб  диаметром  19  мм  и  тол¬
щиной  стенки  около  1  мм.  Концы  труб  вваль-
цованы  в  трубные  доски.
 В  конце  90-х  годов  приступили  к  изго¬
товлению  вертикальных  подогревателей  с
нижним  расположением  распределительной
водяной  камеры.  Конструктивные  решения,
принятые  при  разработке  этих  подогревателей,
позволяют  [30,  42]:
 устанавливать  встроенный  охладитель
конденсата  (ОК);
 изменять  во  время  работы  ПСВ  расход
сетевой  воды  в  2  раза  при  сохранении  ее  ско¬
рости  на  оптимальном  уровне;
 регулировать  тепловой  поток  изменением
уровня  конденсата  в  корпусе;
 регулировать  тепловой  поток  четыреххо¬
дового  по  сетевой  воде  ПСВ  за  счет  исключе¬
ния  из  работы  50%  поверхности  теплообмена;
 установить  воздухоохладитель  смешиваю¬
щего  типа,  одновременно  выполняющий
функцию  деаэрации  конденсата  пара;
 повысить  тепловую  эффективность  опти¬
мизацией  движения  теплообменивающихся
сред,  организации  направленного  отвода  кон¬
денсата  пара  с  направляющих  перегородок.
 При  необходимости  в  подогревателе  мо¬
жет  быть  учтена  комбинация  этих  конструк¬
тивных  решений.
 На  рис.  2.3.85  показана  конструктивная
схема  ПСВ  с  нижним  расположением  распре¬
делительной  водяной  камеры  и  встроенным
ОК,  под  поверхность  теплообмена  которого
выделена  часть  труб  первого  хода  сетевой  во¬
ды.  ОК  с  прямоточным  движением.  Имеются
ОК  с  противоточным  и  смешанным  движени¬
ем  теплообменивающихся  сред.  Эффектив¬
ность  отвода  ПГС  обеспечивается  воздухоох¬
ладителем  смешивающего  типа,  установлен¬
ным  перед  вертикальной  трубой  отвода  ПГС.
По  этой  схеме  изготовлен  ПСВ-550-1,37-2,45
(см.  табл.  2.3.22).
 ПСВ  с  нижним  расположением  распреде¬
лительной  водяной  камеры  имеют  лучшую  ре-

ПОДОГРЕВАТЕЛИ  СЕТЕВОЙ  ВОДЫ
 199
 Рис.  2.3.84.  Схема  ПСВ-500-3-23  с  плавающей
водяной  камерой:
 А  —  вход  греющего  пара;  Б,  В  —  вход-выход  се¬
тевой  воды;  Г  —  выход  конденсата  пара;
 Д  —  вход  конденсата
 монтопригодность  по  сравнению  с  аппарата¬
ми,  у  которых  распределительная  водяная  ка¬
мера  расположена  над  трубной  системой,  и
позволяют,  как  уже  отмечалось,  при  работе
увеличить  расход  сетевой  воды  в  2  раза  без  из¬
менения  ее  скорости  в  трубах  (рис.  2.3.86).
 Горизонтальные  подогреватели  сетевой  воды
(рис.  2.3.87).  ПСГ  применяют  в  теплофикацион¬
ных  установках  турбин  мощностью  50...250  МВт.
Их  размещают  под  турбиной,  в  проемах  между
колоннами  фундамента.  Для  нагрева  сетевой  во¬
ды  используют,  как  правило,  два  последователь¬
но  установленных  аппарата.  Давление  сетевой
воды  в  целях  упрощения  конструкции  водяных
 Рис.  2.3.85.  Схема  ПСВ  со  встроенным  ОК:
 А  —  вход  греющего  пара;  Б  —  вход  сетевой
воды;  В  —  выход  сетевой  воды;  Г  —  вход  кон¬
денсата  пара;  Д  —  выход  конденсата  пара  из
охладителя  конденсата;  Е  —  выход  ПГС;
 1 	—  водяная  распределительная  камера;
 2 	—  корпус;  3  —  трубная  система;  4  —  ОК;
 5 	—  воздухоохладитель;  6  —  перфорирован¬
ная  труба  отвода  ПГС
 Рис.  2.3.86.  Схема  движения  сетевой  воды
в  ПСВ  при  двух  и  четырех  ее  ходах:
 	►  —  четыре  хода;
 	►  —  два  хода

200  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.87.  Горизонтальный  сетевой  подогреватель  ПСГ-1300-3-8-11:
 А  —  вход  греющего  пара;  Б,  В  —  вход-выход  сетевой  воды;  Д  —  выход  конденсата
 камер  и  уменьшения  их  массы  и  массы  трубных
досок  ограничивается  избыточным  давлением
 0,8...  1,2  МПа  (при  давлении  в  тепловой  сети
 2,2...2,5  МПа).  Поэтому  предусматривается  двух¬
ступенчатая  перекачка  сетевой  воды:  насосы  ус¬
танавливают  перед  ПСГ  и  после  группы.  Пони¬
женное  давление  сетевой  воды  в  ПСГ  при  двух
ступенях  насосов  уменьшает  величину  ее  проте¬
чек  в  паровое  пространство  в  случае  возникнове¬
ния  неплотностей  в  трубной  системе.
 В  некоторых  подогревателях,  например
типа  ПСГ-5000,  у  трубных  досок  предусматри¬
ваются  солевые  отсеки,  а  ПСГ-5000-2,5-8-1,
 ПСВ-2400-1,27-1,57  и  ПСВ-1400-1,08-2,35А
дополнительно  комплектуются  охладителем
выпара  (типа  ОВГ-200-2,5-8-1).  В  конденса-
тосборниках  накапливается  и  поддерживается
определенный  уровень  конденсата,  и  может
осуществляться  его  деаэрация.
 Для  защиты  ПСГ  от  превышения  давле¬
ния  сетевой  воды  сверх  допустимого  устанав¬
ливают  предохранительные  клапана.  Повыше¬
ние  давления  сетевой  воды  от  «термопрессов¬
ки»  устраняется  с  помощью  обратных  клапа¬
нов  на  байпасе  запорной  задвижки,  установ¬
ленной  на  выходе  из  ПСГ.

МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
 201
 В  последнее  время  ОАО  «ЛМЗ»  изготов¬
ляет  для  своих  турбин  ПСГ  с  давлением  сете¬
вой  воды  1,2...2,5  МПа.  В  ПГС,  показанном  на
рис.  2.3.87,  водяная  распределительная  каме¬
ра  7  и  поворотная  камера  5  разделены  перего¬
родками,  которые  организуют  четыре  хода  се¬
тевой  воды.  На  эллиптических  крышках  водя¬
ных  камер  предусмотрены  люки,  обеспечи¬
вающие  доступ  к  их  внутреннему  объему  и  к
местам  вальцовки  труб  поверхности  теплооб¬
мена  в  трубных  досках.  На  цельносварном
корпусе  2  для  компенсации  температурных
расширений  установлен  линзовый  компенса¬
тор  4,  патрубки  входа  пара  А,  выхода  его  кон¬
денсата  Д,  отвода  ПГС  и  др.  Трубная  система  3
набрана  из  прямых  труб,  по  длине  которых  ус¬
тановлены  промежуточные  перегородки,  соз¬
дающие  необходимую  жесткость  трубной  сис¬
темы.  Функции  пароотбойных  щитов  напро¬
тив  паровых  патрубков  выполняют  стальные
стержни,  установленные  в  первом  внешнем
ряду  труб.
 В  патрубках  подвода  пара  А  установлены
жалюзи,  направляющие  движение  потока  при
поступлении  его  в  корпус,  который  распреде¬
ляется  по  всей  длине  корпуса  в  кольцевом  за¬
зоре  между  трубной  системой  и  корпусом  и
поступает  на  трубы  первого  —  четвертого  хода
сетевой  воды.
 Для  повышения  эффективности  отвода
ПГС  часть  труб  первого  хода  двумя  горизон¬
тальными  перегородками  выделена  под  по¬
верхностный  воздухоохладитель.  В  вершине
угла  перегородок  установлена  перфорирован¬
ная  горизонтальная  труба  для  сбора  и  отвода
ПГС.  В  эту  часть  трубной  системы  греющий
пар  поступает  после  прохождения  большей
части  поверхности  теплообмена  (полностью
поверхность  теплообмена  второго  —  четверто¬
го  ходов  и  около  2/3  поверхности  первого  хо¬
да)  с  повышенной  концентрацией  неконден-
сирующихся  газов.
 Конденсат  греющего  пара  из  нижней  час¬
ти  корпуса  ПСГ  через  сопло  или  клапан  по¬
ступает  в  конденсатосборник  6,  в  котором  осу¬
ществляется  регулирование  его  уровня.  Отвод
конденсата  может  осуществляться  по  разным
схемам,  например:  из  первого  и  второго  по  хо¬
ду  сетевой  воды  ПСГ  конденсат  откачивается
сливными  насосами,  на  напорных  трубопро¬
водах  которых  установлены  регулирующие
клапаны.  Широкое  распространение  получила
схема  слива  конденсата  по  трубопроводу  с  ре¬
гулирующим  клапаном  из  второго  по  ходу  се¬
 тевой  воды  ПСГ  в  первый.  В  конденсатосбор-
никах  при  повышении  уровня  конденсата  в
первом  или  втором  по  ходу  сетевой  воды  ПСГ
до  недопустимого  уровня  срабатывает  защита
по  отключению  подогревателя.  В  ПСГ-1600
регулирование  уровня  конденсата  в  корпусе
осуществляется  при  помощи  регулирующего
клапана,  установленного  на  сливном  трубо¬
проводе.  ПСГ  двухходового  исполнения  изго¬
товляет  в  основном  ЛМЗ.  Схема  расположе¬
ния  отверстий  на  трубной  доске  четырехходо¬
вого  по  сетевой  воде  ПСГ,  а  также  конструк¬
ция  и  расположение  перегородок  в  водяной
распределительной  камере  отличаются  от  по¬
казанных  на  рис.  2.3.87.
 Для  поверхности  теплообмена  использу¬
ют  в  подавляющем  большинстве  случаев  тру¬
бы  диаметром  19x1  мм  из  сплавов  Л-68,
МНЖ-5-1,  коррозионно-стойкой  стали
12Х18Н10Т,  08Х14МФ,  03X22H5AM3,  титана.
Трубные  доски  выполняют  из  стали  22К,
09Г26  и  др.  Трубы  из  нержавеющей  стали  кре¬
пятся  в  трубных  досках  при  помощи  вальцов¬
ки  и  сварки.  Корпусы  и  водяные  камеры  изго¬
товляют  из  стали  20К.
 Расчеты  на  прочность,  теплогидравличе¬
ские  расчеты  сетевых  подогревателей  для
ТЭС,  ТЭЦ  выполняют  в  соответствии  с  требо¬
ваниями  ГОСТ  1.424.9,  ГОСТ  24755  и  другой
нормативно-технической  документации.
 2.3.9. 	МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
 Турбинные  масла  и  их  свойства.  Рабочей
средой  в  системах  регулирования  и  смазки
турбин  являются  специальные  органические
или  синтетические  турбинные  масла,  которые
используют  для  выполнения  следующих  функ¬
ций:  предотвращения  износа  фрикционных
поверхностей  и  снижения  потерь  мощности  на
трение  в  подшипниках;  отвода  теплоты,  выде¬
ляющейся  при  трении  и  получаемой  от  горя¬
чих  деталей  турбины;  уплотнения  вала  элек¬
трического  генератора,  имеющего  водородное
охлаждение;  предотвращения  коррозии  эле¬
ментов  масляной  системы  и  др.  В  системах  ре¬
гулирования  масло  используется  как  рабочая
среда  для  передачи  соответствующих  импуль¬
сов,  перемещения  исполнительных  органов  в
подсистемах,  а  также  отвода  теплоты  от  горя¬
чих  элементов  этих  подсистем.
 Органические  турбинные  масла  получают
путем  специальной  очистки  дистиллятов  (про¬
дукта  перегонки  нефти)  для  удаления  из  них

202  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 компонентов,  ухудшающих  их  стабильность,
для  понижения  коррозионной  активности  и
текучести.  Эксплуатационные  свойства  масел
улучшаются  при  добавлении  в  них  определен¬
ных  присадок,  например,  топонола  (против
вспенивания).  Способы  очистки  дистиллятов
и  присадки  существенно  влияют  на  качество
турбинных  масел,  поэтому  отдельные  их  про¬
изводители  указывают  использованную  ими
технологию  очистки.
 В  нашей  стране  принято  следующее  ус¬
ловное  обозначение  турбинных  масел:  Т-22,
Т-30,  Т-46,  Т-57,  в  которых  цифры  обознача¬
ют  кинематическую  вязкость  в  сантистоксах
(10_6  м2/с)  при  температуре  50  °С.  Выпускают¬
ся  также  масла  марок  Тп-22,  Тп-22СУ,  Тп-22с,
ТСп-22,  ТСп-22Г  и  др.  Физические  свойства
турбинных  масел  и  технические  требования  к
их  составу  и  свойствам  регламентированы
ГОСТ  32  и  ГОСТ  9972.  Для  турбоустановок
ТЭС  и  АЭС  в  основном  применяют  масло
Тп-22с,  прошедшее  селективную  очистку  и
последующую  гидроочистку.  В  большинстве
газоперекачивающих  агрегатов  используют
смазочные  масла  вязкостного  класса  22,  чаще
всего  турбинное  Ткп-22.  Известны  случаи
применения  масел  других  марок,  например
авиационных  МК-8,  МС-20  и  др.
 Важнейшими  характеристиками  турбин¬
ного  масла  являются  плотность  и  вязкость.
Плотность  масла  Тп-22с  при  температуре
20  °С  составляет  895  кг/м3.
 От  вязкости  зависит  образование  масля¬
ного  слоя  в  подшипниках  и  его  несущая  спо¬
собность.  С  понижением  температуры  вяз¬
кость  турбинных  масел  повышается,  и  наобо¬
рот.  Повышение  вязкости  масла  с  понижени¬
ем  температуры  характеризуется  безразмер¬
ной  величиной  ИВ  (индексом  вязкости).  Зна¬
чения  ИВ  >  80...  100  свидетельствуют  о  хоро¬
ших  вязкостно-температурных  свойствах  мас¬
ла,  а  значения  ИВ  <  50...60  —  о  неудовлетво¬
рительных.
 В  процессе  эксплуатации  вязкость  масла,
циркулирующего  в  смазочной  системе,  изменя¬
ется  вследствие  окисления,  загрязнения,  за-
шламления,  аэрации  и  обводнения.  Масло  ста¬
реет.  Продукты  старения  масла,  процентное  со¬
держание  которых  в  используемом  масле  не¬
прерывно  повышается,  имеют,  как  правило,
вязкость,  большую,  чем  у  исходного  масла.
 Для  нормальной  эксплуатации  ПТУ
большое  значение  имеют  также  следующие  ха¬
рактеристики  масла:
 растворимость  в  нем  газов  (воздуха,  водо¬
рода,  газообразных  продуктов  окисления);
 деаэрируемость,  которая  ухудшается  при
окислении  масла  и  при  добавлении  в  него  не¬
которых  присадок,  например,  антипенных;
 гигроскопичность  —  способность  погло¬
щать  воду  и  водяные  пары  из  окружающей
среды;
 эмульгируемость  —  способность  образо¬
вывать  эмульсии  вода  —  масло;
 смазочная  способность  —  совокупность
свойств,  за  счет  которых  уменьшаются  потери  на
трение  между  вращающимися  поверхностями;
 горючесть  (способность  к  возгоранию)  —
свойство,  характеризующееся  кислородным
индексом  (КИ)  —  минимальной  концентраци¬
ей  кислорода,  при  которой  пламя  устойчиво
распространяется  по  промасленному  асбесто¬
вому  шнуру.  Для  турбинных  масел  КИ  =
=  16,8...17,4%.
 На  рис.  2.3.88  приведены  зависимости
физических  свойств  от  температуры  /м  турбин¬
ного  масла  Т-22.
 Органические  турбинные  масла  пожаро¬
опасны.  В  результате  длительных  исследователь¬
ских  работ  созданы  огнестойкие  синтетические
масла  (ОМТИ)  на  основе  триксимел  фосфата,
которыми  в  80-х  годах  в  энергетических  турбо¬
установках  начали  заменять  масла  органическо¬
го  происхождения.  Для  масел  ОМТИ  индекс
КИ  =  23,2%,  вследствие  чего  огнестойкие  масла
не  поддерживают  процессы  горения  и  распро¬
странения  пламени  при  их  растекании.
 Масляные  системы  турбогенераторных  ус¬
тановок.  Масляные  системы  (маслосистемы)
включают  несколько  технологических  конту¬
ров  турбины  и  генератора,  рабочим  телом  в
которых  является  турбинное  масло:  смазыва¬
ния  подшипников  турбины  и  генератора;  уп¬
лотнения  вала  генератора;  регулирования  и  за¬
щиты  турбины;  охлаждения  масла;  смазыва¬
ния  и  регулирования  питательных  турбоагре¬
гатов;  приема  масла,  его  хранения,  регенера¬
ции,  слива,  удаления  воды  и  др.  На  ТЭЦ  сис¬
темы  смазывания  и  регулирования  питатель¬
ных  агрегатов  могут  быть  автономными.
В  электрогенераторах  последних  поколений
обмотки,  сердечники  и  другие  элементы  ста¬
тора  охлаждаются  специальным  изоляцион¬
ным  маслом  или  водой  (например,  полые  про¬
водники  ротора),  поэтому  в  них  отсутствет
система  масловодородных  уплотнений.
 Схема  маслосистемы  турбогенератора  по¬
казана  на  рис.  2.3.89.  (Линии  подачи  масла  к

МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
 203
 Рис.  2.3.88.  Зависимости  физических  свойств  масла  Т-22  от  температуры  масла  Гм:
 Рг  —  критерий  Прандтля  для  масла;  \х  —  динамическая  вязкость;  v  —  кинематическая  вязкость;
ср  —  удельная  теплоемкость;  X  —  теплопроводность;  р  —  плотность
 подшипникам  турбогенератора  и  узлам  систе¬
мы  регулирования  не  показаны.)  Масло  по  ли¬
ниям  Б  сливается  в  грязный  отсек  маслоба¬
ка  3,  из  которого  через  сетчатые  фильтры  гру¬
бой  и  тонкой  очистки  перетекает  в  чистый  от¬
 сек,  а  затем  поступает  во  всасывающий  кол¬
лектор  масляных  рабочих  2  и  резервных  5  на¬
сосов.  Электронасосы  2  прокачивают  масло
через  охладители  4,  из  которых  два  являются
рабочими,  а  один  —  резервным.  Охлажденное
 Рис.  2.3.89.  Схема  маслосистемы  паровых  турбин

204  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 масло  по  присоединенной  к  линии  А  разводке
поступает  в  масляные  системы  турбогенерато¬
ра.  Резервные  насосы  5  подают  масло  через
линию  А,  минуя  группу  охладителей  при  пуске
турбоустановки.  По  линии  В  с  помощью  вен¬
тиляторов  1  производится  отсос  паров  масла
из  верхней  части  объема  маслобака,  по  ли¬
нии  Г  —  отвод  на  очистку  загрязненного  масла
и  общее  опорожнение  бака.
 В  маслосистеме  для  смазывания  подшип¬
ников  турбины  К-800-240-2,  генератора,  возбу¬
дителя  и  группы  ПН  огнестойким  маслом  кон¬
туры  маслосистемы  и  регулирования  выполне¬
ны  автономными  (рис.  2.3.90).  Обе  системы
могут  эксплуатироваться  также  на  органиче¬
ском  минеральном  турбинном  масле.  В  чистом
отсеке  бака  12  объемом  45  м3  установлен  указа¬
тель  уровня  масла,  в  котором  имеются  контак¬
ты  для  подачи  световых  сигналов  при  макси¬
мальном  и  минимальном  уровнях.  Бак  снабжен
дифференциальным  реле  падения  давления,
которое  подает  световой  сигнал.  В  баке  уста¬
 новлены  сетчатые  фильтры  для  очистки  масла
от  механических  примесей  и  воздухоотделители
для  улучшения  деаэрации  масла.  При  работе  на
минеральном  масле  содержание  воздуха  в  нем
не  должно  превышать  1,5%.
 Три  масляных  электронасоса  11  с  приво¬
дом  от  двигателя  переменного  тока  (два  рабо¬
чих  и  один  резервный)  имеют  подачу  335  м3/ч
каждый  при  напоре  28  кПа.  В  случае  останова
турбины  и  отключения  этих  насосов  подача
масла  осуществляется  на  время  выбега  ротора
турбогенератора  вертикальным  центробежным
насосом  11  постоянного  тока  с  подачей
300  м3/ч  при  напоре  18  кПа.
 Маслоохладители  13  типа  М-540  охлажда¬
ются  водой  при  температуре,  не  превышающей
33  °С.  Расход  охлаждающей  воды  на  каждый
работающий  охладитель  составляет  300  м3/ч,
гидравлическое  сопротивление  3  кПа.  Давле¬
ние  воды  в  маслоохладителях  должно  быть  вы¬
ше  давления  масла  в  них  Допускается  возмож¬
ность  отключения  одного  из  них  по  охлаждаю-
 Рис.  2.3.90.  Схема  масляной  системы  турбины  К-800-240-2  ЛМЗ:
 1 	—  ЦВД;  2  —  ЦСД;  3—5  —  ЦНД;  6  —  генератор;  7  —  возбудитель;  8  —  вентиляторы;  9  —  бак-отстой¬
ник;  10,  11  —  масляные  электронасосы;  12  —  маслобак;  13  —  маслоохладители;  14  —  турбопривод  ПН;
15,  18  —  ПН;  16  —  электропривод  ПН;  17  —  редуктор;  19  —  сливной  клапан;  А  —  в  атмосферу

МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
 205
 щей  воде  и  по  маслу  для  очистки  при  полной
нагрузке  турбины.
 В  корпусах  подшипников  турбины  распо¬
ложены  резервные  емкости,  заполненные  мас¬
лом  во  время  нормальной  работы  турбины,
для  смазывания  подшипников  в  случае  ава¬
рийного  останова  турбины.
 Два  реле  давления  масла  обеспечивают
автоматическое  отключение  турбины  и  вало-
поворотного  устройства  при  его  падении  и
включение  резервных  насосов,  которое  осуще¬
ствляется  от  блок-контактов  работающего  на¬
соса  при  его  отключении.
 Принципиальной  особенностью  масло-
системы  теплофикационной  турбины
Т-100-130  УТЗ  является  то,  что  шесть  верти¬
кальных  маслоохладителей  13  встроены  в  мас¬
лобак  (рис.  2.3.91).  Масло  Т-22  подается  в  сис¬
тему  регулирования  насосом  1  при  давлении
 1,4 	МПа  и  к  подшипникам  после  маслоохла¬
дителей  при  давлении  0,6...0,8  кПа.  Одновре¬
менно  масло  поступает  к  двум  последователь¬
но  включенным  инжекторам  11,  12.  Инжектор
 11 	первой  ступени  подает  масло  к  всасываю¬
щему  патрубку  насоса  1  (создавая  необходи¬
мый  для  его  работы  подпор  около  30  кПа)  и  в
камеру  инжектора  12  второй  ступени,  направ¬
ляющего  масло  через  маслоохладители  в  мас¬
ляную  систему  турбины  и  генератора.
 В  период  пуска  используют  пусковой  на¬
сос  9  с  подачей  300  м3/ч  при  напоре  240  кПа  с
 электродвигателем  переменного  тока,  который
используется  также  при  монтаже  и  ревизиях
для  проверки  гидравлической  плотности  мас¬
ляной  системы.
 Подачу  масла  к  подшипникам  при  остано¬
ве  агрегата  осуществляет  резервный  4  или  ава¬
рийный  5  насос.  Резервный  насос  с  подачей
150  м3/ч  при  напоре  28  кПа  приводится  в  дейст¬
вие  электродвигателем  переменного  тока,  ава¬
рийный  с  подачей  108  м3/ч  при  напоре
22  кПа  —  электродвигателем  постоянного  тока.
Насосы  автоматически  включаются  в  работу  при
помощи  двух  реле  падения  давления  масла  в
системе  или  независимо  со  щита  управления.
Первым  реле  включается  насос  4  при  падении
давления  масла  после  маслоохладителей  до
 3,5 	кПа  с  одновременной  подачей  сигнала  на
щит,  вторым  реле  —  насос  5  при  дальнейшем
падении  давления  масла  до  300  кПа.
 Сварной  масляный  бак  с  дистанционным
указателем  уровня  масла  объемом  26  м3  (до
верхнего  уровня)  позволяет  производить  быст¬
рую  и  безопасную  смену  расположенных  в  нем
фильтров.
 На  рис.  2.3.92  показана  схема  маслосис-
темы  турбины  ПТ12-35/10М  КТЗ,  используе¬
мая  на  электростанциях  небольшой  мощно¬
сти,  в  качестве  привода  (питательных  насосов)
и  при  переоборудовании  паровых  котельных  в
мини-ТЭЦ.  Она  предназначена  для  подачи
масла  к  подшипникам  турбины  3,  генерато-
 Рис.  2.3.91.  Схема  масляной  системы  турбины  Т-100-130:
 1  —  насосная  группа;  2  —  к  валоповоротному  устройству;  3  —  отключение  валоповоротного  уст¬
 ройства;  4  —  резервный  насос;  5  —  аварийный  насос;  6  —  отключение  турбины;  7  —  сигнал  «давле¬
ние  масла  мало»;  8  —  реле  пуска  электронасоса;  9  —  пусковой  насос;  10  —  масляный  бак;
 11, 	12  —  инжекторы;  13  —  маслоохладители

206  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.92.  Схема  системы  маслоснабжения  турбины  ПТ-12-35/10М
 ра  4,  возбудителя  5,  а  также  в  гидродинамиче¬
скую  систему  регулирования  1  и  систему  за¬
щиты  по  линии  А.
 Номинальное  давление  масла  в  системе
регулирования  950  кПа,  в  системе  смазки  под¬
шипников  50  кПа.  Суммарный  объем  основ¬
ного  бака  13  и  дренажного  12  составляет  3  м3.
При  нормальной  работе  турбины  подача  масла
в  системы  регулирования  и  защиты,  а  также  к
соплу  инжектора  15  осуществляется  от  главно¬
го  масляного  насоса-регулятора,  установлен¬
ного  в  переднем  блоке  2,  подача  которого  в  ус¬
тановившемся  режиме  10  л/с,  а  напор  0,9  МПа
(номинальное  давление  на  всасе  50  кПа,  час¬
тота  вращения  3000  мин-1).
 Пусковой  турбонасос  14  типа  ТМН-6-20
встроен  в  маслобак  13.  Его  приводная  турбина
рассчитана  на  пар  давлением  3,5  МПа,  темпе¬
ратурой  433  °С.
 Слив  масла  осуществляется  через  сброс¬
ной  клапан  9.
 В  систему  масло  поступает,  пройдя  мас¬
лоохладитель  17,  обратный  клапан  8  и  масля¬
ный  фильтр  6  типа  ФМ-70-2.  При  понижении
давления  масла  в  системе  ниже  заданного  пре¬
дела  реле  7  включает  аварийный  электрона¬
сос  10  типа  НШ-85-1  подачей  85  л/мин  при
 напоре  0,1  МПа.  Пусковой  турбонасос  вклю¬
чается  в  работу  с  помощью  реле  18.  Масло  из
дренажного  бака  12  перекачивается  в  основ¬
ной  бак  13  насосом  11.  Бак  12  снабжен  сигна¬
лизатором  уровня  16.
 В  системе  имеются  два  маслоохладите¬
ля  17  типа  МО-16-2  с  площадью  поверхности
охлаждения  16  м2  каждый.  Номинальный  рас¬
ход  охлаждающей  воды  на  один  охладитель
30  м3/ч,  гидравлическое  сопротивление  аппа¬
рата  по  водяной  стороне  не  превышает  1  кПа.
При  начальной  температуре  охлаждения  воды
выше  20  °С  должны  включаться  в  работу  оба
охладителя,  а  ниже  —  один.
 Гладкотрубные  кожухотрубные  маслоох¬
ладители.  Типы  маслоохладителей  и  применяе¬
мые  материалы.  В  маслосистемах  паровых,
газовых  и  гидравлических  турбин  основным
типом  охладителей  масла  являются  гладко¬
трубные  кожухотрубные  аппараты  двух  мо¬
дификаций  МА  и  МБ  (для  начальных  темпе¬
ратур  охлаждающей  воды  20  и  33  °С)  и  двух
модификаций  по  составу  охлаждающей  воды
МАМ  и  МБМ  (табл  2.3.23).  В  маслоохладите¬
лях  МА  и  МБ  используется  пресная  охлаж¬
дающая  вода,  а  в  охладителях  МАМ  и
МБМ  —  морская.

МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
 207
 2.3.23.  Техническая  характеристика  гладкотрубных  кожухотрубных  охладителей  масла
 Показатель
 МА  (МАМ)
 МБ  (МБМ)
 Температура,  °С  (+1  °С)
 охлаждающей  воды  на  входе
 20
 33
 масла:
 на  входе
 55
 на  выходе
 45
 Гидравлическое  сопротивление  по  масляной  стороне,
МПа,  не  более
 0,1
 Кратность  (отношение  массовых  расходов  воды  и  масла)
 1,6  ±0,2
 2.3.24.  Рекомендуемые  материалы  для  деталей  маслоохладителей
 Охлаждающая  вода  с  массовой  концентрацией  солей,  мг/л
 Не  более  5000
 Свыше  5000
 Трубные  доски
 Толстолистовая  углеродистая
сталь  по  ГОСТ  10504
 Оловянная  и  свинцовая  латунь,  углеродистая  сталь  с  плакирую¬
щим  слоем  из  титана
 Водяные  камеры  и  крышки
 Толстолистовая  углеродистая
сталь  по  ГОСТ  1050,  отливки
из  серого  чугуна  по  ГОСТ  1412
 Толстолистовая  углеродистая  сталь,  углеродистая  сталь  с  плаки¬
рующим  слоем  со  стороны  морской  воды  из  титана,  пластиков
и  других  материалов,  отливки  из  серого  чугуна,  бронзовые  от¬
ливки,  оловянистая  латунь,  сплав  МНЖ  5-1
 Конструктивно  маслоохладители,  рабо¬
тающие  на  пресной  и  морской  воде,  не  отли¬
чаются,  но  в  них  применяют  разные  материа¬
лы  для  изготовления  теплообменных  труб,  во¬
дяных  камер,  трубных  досок  и  прокладок  в
разъемах  (табл.  2.3.24).  В  основных  водяных
камерах  охладителей,  предназначенных  для
эксплуатации  на  морской  воде,  часто  устанав¬
ливают  протекторы,  предупреждающие  разру¬
шение  элементов  из  разных  материалов,  кото¬
рые  могут  при  омывании  их  морской  водой
образовывать  гальванические  пары,  например
теплообменные  трубки  из  латуни,  а  трубные
доски  из  углеродистой  стали.  Пресной  водой
принято  считать  воду  с  солесодержанием  не
более  5000  мг/л.
 В  технически  обоснованных  случаях  и
применении  в  маслоохладителях  теплообмен¬
ных  труб  из  коррозионно-стойкой  стали  до¬
пускается  изготовление  водяных  камер  и  труб¬
ных  досок  из  стали  12Х18Н10Т,  08Х18Н10Т
или  из  стали  Х23Н17М2Т,  а  также  из  безнике-
левой  коррозионно-стойкой  стали  08X14МФ.
 В  случае  использования  вод  особо  плохо¬
го  качества  и  со  специфическими  коррозион¬
но-агрессивными  свойствами,  водяные  каме¬
ры,  их  крышки  и  трубные  доски  целесообраз¬
но  изготовлять  из  титанового  сплава  или  угле¬
родистой  стали  с  титановой  плакировкой  со
стороны  охлаждающей  воды.  При  этом  необ¬
ходимо  исключить  возможность  прямого  кон¬
такта  элементов  из  углеродистой  стали  и  тита¬
новых  сплавов  во  избежание  образования
гальванических  пар,  для  предупреждения  раз¬
рушения  элементов  из  углеродистой  стали.
 Наиболее  широкое  применение  в  маслоох¬
ладителях  получили  теплообменные  трубки  из
сплавов  на  основе  меди.  В  табл.  2.3.25  приведе¬
ны  проверенные  в  процессе  длительной  экс¬
плуатации  рекомендации  по  применению  труб
из  этих  сплавов  в  зависимости  от  солесодержа-
ния  охлаждающей  воды,  а  также  рекомендуемые
допускаемые  скорости  воды  в  трубах.
 Конструкции  маслоохладителей.  В  рас¬
смотренных  ниже  конструкциях  маслоохлади¬
телей,  получивших  наибольшее  распростране-

208  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 2.3.25.  Рекомендуемые  сплавы  на  основе  меди  для  труб  маслоохладителей
 Характеристика  охлаждающей  воды
 Сплав
 Допустимая  скорость
воды,  до,  м/с
 Массовая  концентрация  солей  до  300  мг/л
 2,0...2,2  (с  понижени¬
ем  до  1,7...  1,9  при  не¬
большом  содержании
твердых  примесей)
 Чистая,  речная,  озерная  или  оборотная
 ЛА77-2
 2
 Массовая  концентрация  хлоридов  более  20  мг/л
и  небольшое  загрязнение  стоками  (суммарное  со¬
держание  аммиака,  сероводорода,  нитритов  и  др.
не  более  1  мг/л)
 ЛАМш  77-2-0,5,
МНЖМц  5-1-0,8
(МНЖ5-1)
 2,5
 Массовая  концентрация  солей  300...  1500  мг/л
 Отсутствует  загрязненность  стоками
 МНЖМц  5-1-0,8
(МНЖ  5-1),
ЛАМш  77-2-0,05
 2,5
 Небольшое  загрязнение  стоками
 2,0
 Массовая  концентрация  солей  1500...3000  мг/л
 Отсутствует  загрязненность  стоками  и  взвесями
 ЛАМш  77-2-0,05
 2,0
 Небольшое  загрязнение  стоками,  небольшое  со¬
держание  взвесей
 МНЖМц  5-1-0,8
(МНЖ  5-1)
 2,5
 Значительное  содержание  взвесей  (в  среднем,
исключая  период  паводка,  более  25  мг/л)
 МНЖМц  30-1-1
 3,0
 Массовая  концентрация  солей  3000...5000  мг/л
 Отсутствует  загрязненность  стоками  и  взвесями
 ЛАМш  77-2-0,05
 2,0
 Небольшое  загрязнение  стоками,  небольшое  со¬
держание  взвесей
 МНЖМц  5-1-0,8
(МНЖ  5-1)
 2,5
 Значительное  содержание  абразивных  примесей
 МНЖМц  30-1-1
 3,0
 Массовая  концентрация  солей  более  10  000  мг/л
 Отсутствуют  абразивные  примеси  (песок)  и  серо¬
водород
 МНЖМц  30-1-1
 2,5
 Имеются  абразивные  примеси
 ние  в  стационарных  отечественных  ПТУ,  при¬
нята  перекрестно-противоточная  схема  движе¬
ния  потоков  воды  и  масла,  причем  масло  омы¬
вает  поверхность  теплообменных  труб  снару¬
жи,  а  охлаждающая  вода  движется  внутри
труб.
 На  рис.  2.3.93,  а  показан  горизонтальный
аппарат  МО-2  с  площадью  поверхности  тепло¬
обмена  2  м2,  а  на  рис.  2.3.93,  б  —  вертикаль¬
ный  МО-16-2  с  площадью  поверхности  тепло¬
обмена  16  м2.  Оба  они  являются  представите¬
лями  соответствующих  типоразмерных  рядов.
 Горизонтальный  охладитель  имеет  жестко¬
трубное  исполнение  и  состоит  из  трех  узлов:
съемных  водяных  камер  1,3  и  неразборного
блока  корпус  —  трубная  система  2.  Для  повы¬
шения  скорости  потока  масла,  омывающего
трубки  снаружи,  приближения  характера  этого
обтекания  к  поперечному,  в  трубном  пучке
имеется  система  сегментных  опорно-направ¬
ляющих  перегородок  4.  Концы  труб  разваль¬
цованы  в  трубных  досках.
 Вертикальный  охладитель  разборного  ис¬
полнения  позволяет,  при  необходимости,  вы-

МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
 209
 Рис.  2.3.93.  Горизонтальный  (а)  и  вертикальный  (б)  маслоохладители  КТЗ:
 А,  Б  —  вход-выход  масла;  В,  Г—  вход-выход  воды;  Д  —  слив  масла;  Е  —  выход  воздуха;  Ж  —  слив  воды

210  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 нимать  трубную  систему  из  корпуса  2.  Основ¬
ными  его  узлами  являются:  верхняя  водяная
камера  7,  корпус  2,  трубная  система  3  и  ниж¬
няя  водяная  камера  4.  В  трубном  пучке  приме¬
нены  опорно-направляющие  перегородки  ти¬
па  диск  —  кольцо.  Верхняя  трубная  доска  со¬
единена  с  корпусом  с  помощью  гибкой  мем¬
браны,  которая  по  внешнему  контуру  закреп¬
лена  между  фланцами  корпуса  и  верхней  водя¬
ной  камеры,  а  по  внутреннему  с  помощью  на¬
кладного  кольца  5  прикреплена  к  малой  труб¬
ной  доске.  Такое  конструктивное  решение
обеспечивает  компенсацию  температурных
расширений  трубной  системы  относительно
корпуса.
 В  обоих  аппаратах  обеспечивается  слив  во¬
ды  и  масла  и  удаление  воздуха  из  водяных  по¬
 лостей.  Четыре  типоразмера  маслоохладителей
МО-2,  МО-10,  МО-16  и  МО-20  использовались
в  турбоустановках  мощностью  2,5...30  МВт.
 Вертикальные  гладкотрубные  маслоохла¬
дители  в  модификациях  МА  и  МБ  Невского
машиностроительного  завода  выпускались  для
приводных  ПТУ  для  воздуходувок,  используе¬
мых  в  технологических  циклах  металлургиче¬
ских  и  других  производств,  и  компрессорных
установок  широкого  назначения.  Площади  по¬
верхностей  теплообмена  составляли  2,  3,  5,  8,
20  и  40  м2.  В  трубных  пучках  применялись  в  ос¬
новном  латунные  трубки  14x1  мм.  Эти  масло¬
охладители  производились  с  верхней  литой  во¬
дяной  камерой  с  фланцем,  сварным  корпусом  с
фланцем  и  сварным  плоским  днищем  со  съем¬
ной  подвижной  штампованной  водяной  каме¬
 Рис.  2.3.94.  Схема  маслоохладителя  в  маслобаках  турбоустановок  УТЗ:
 1, 	5  —  водяные  камеры;  2  —  трубы;  3  —  кожух;  4  —  корпус

МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
 211
 рой  с  выпускными  вентилями,  что  обеспечива¬
ло  компенсацию  температурных  расширений.
 Вертикальные  маслоохладители  УТЗ  пред¬
назначены  для  установки  в  маслобаки  теплофи¬
кационных  турбин  мощностью  25...  100  МВт
(рис.  2.3.94).  Типоразмерный  их  ряд  для  установ¬
ки  в  маслобаки  (не  более  шести)  включает  аппа¬
раты  с  площадью  поверхности  30,  35  и  46  м2.  На¬
правление  движения  масла  задается  системой
сегментных  перегородок.  Для  обеспечения  ком¬
пенсации  температурных  расширений  трубной
системы  нижняя  водяная  камера  5  выполнена
«плавающей».  Верхняя  1  и  нижняя  5  водяные  ка¬
меры  являются  съемными.  По  воде  аппараты
имеют  четыре  хода.  Масляная  полость  испыты¬
вается  давлением  0,25  МПа  совместно  с  трубо¬
проводами  маслобака  и  инжектором  смазки.
 Вертикальные  гладкотрубные  маслоохла¬
дители  завода  «Красный  Гидропресс»  (г.  Та¬
ганрог)  выпускаются  на  пресную  и  морскую
охлаждающую  воду:  по  четыре  типоразмера  на
расходы  масла  30,  37,  60  и  90  м3/ч  и  площадь
поверхности  теплообмена  соответственно  20,
25,  40  и  63  м2.  Их  применяют  в  маслосистемах
турбоустановок  ЛМЗ  мощностью  50...200  МВт.
 Маслоохладители,  применяемые  в  турбо¬
установках  ХТЗ,  также  выпускаются  на  пре¬
сную  и  морскую  охлаждающую  воду  (МБ  и
МБМ),  имеют  площади  поверхности  теплооб¬
мена  50,  90,  190  и  380  м2  и  рассчитаны  на  рас¬
ходы  масла  соответственно  75,  130,  250  и
500  м3/ч.  Принципиальным  отличием  этих  ап¬
паратов  является  устройство  узлов,  обеспечи¬
вающих  компенсацию  температурных  расши¬
рений  трубной  системы.  В  охладителях  завода
«Красный  гидропресс»  малая  трубная  доска  и
верхняя  водяная  камера  соединены  с  корпу¬
сом  через  гибкую  мембрану,  а  в  охладителях
ХТЗ  этот  узел  расположен  внутри  корпуса  и  не
имеет  связи  с  ним.  Для  снятия  верхней  водя¬
ной  камеры  в  этих  аппаратах  введена  съемная
часть  корпуса,  присоединяемая  к  нему  с  помо¬
щью  фланца.  Эффективность  охладителей  та¬
кого  исполнения  (применение  перегородок
диск  —  кольцо)  существенно  зависит  от  вели¬
чины  зазоров  между  наружными  кромками  пе¬
регородок  типа  кольцо  и  внутренней  поверх¬
ностью  корпуса.  Поэтому  эти  зазоры  должны
уплотняться  или  должна  производиться  про¬
точка  внутренней  поверхности  корпусов  для
устранения  эллипсности  и  обработка  наруж¬
ного  контура  кольцевых  перегородок,  чтобы
свести  к  минимуму  зазоры  (холостые  протечки
масла  через  них)  и  сохранить  возможность  вы¬
 емки  трубной  системы  из  корпуса.  Значитель¬
ное  негативное  влияние  на  тепловую  эффек¬
тивность  маслоохладителей  оказывают  также
«серповидные  зазоры  в  перегородках  (разность
диаметров  отверстий  в  перегородках  и  тепло¬
обменных  труб).
 Маслоохладители  с  интенсифицированны¬
ми  поверхностями  теплообмена.  В  маслоохлади¬
телях  с  гладкими  теплообменными  трубами
коэффициенты  теплоотдачи  с  водяной  сторо¬
ны  в  20-30  раз  превышают  коэффициенты  те¬
плоотдачи  от  масла  к  поверхности  этих  труб.
Именно  значения  последних  определяют  об¬
щий  уровень  интенсивности  процесса  тепло¬
обмена  в  аппаратах.  Поэтому  интенсифика¬
цию  теплоотдачи  в  них  целесообразно  осуще¬
ствлять  прежде  всего  с  масляной  стороны.
 Трубы  с  низким  поперечно-винтовым
накатным  оребрением  треугольного  сечения
(рис.  2.3.95,  а)  применены  в  унифицирован¬
ной  серии  охладителей  типа  МРУ,  включаю¬
щей  пять  типоразмеров  с  площадью  поверхно¬
сти  теплообмена  3,  6,  10,  19  и  30  м2,  рассчи¬
танные  на  охлаждение  от  60  до  50  °С,  расход
масла  от  8,4  (МРУ-3)  до  86,4  м3/ч  (МРУ-30).
Коэффициент  оребрения  этих  труб  составляет
 2,26...2,3.  По  охлаждающей  воде  эти  охладите¬
ли  являются  двухходовыми,  число  ходов  масла
в  межгрубном  пространстве  —  от  12  (МРУ-30)
до  24  (МРУ-6).  Использование  таких  труб  диа¬
метром  14x1,5  мм  вместо  гладких  диаметром
16x1  мм  позволило  в  1,6-2  раза  улучшить  ком¬
пактность  аппаратов,  на  18...20%  сократить
площадь  поверхности  теплообмена,  массу  труб
и  на  40...50%  —  массу  корпусов.
 Трубы  для  охладителей  типа  МРУ  изго¬
товляют  в  основном  из  латуни  или  сплава
МНЖ5-1.  Перегородки  диск  —  кольцо  выпол¬
нены  из  двух  слоев:  основной  несущий  слой
из  листовой  углеродистой  стали;  уплотняю¬
щий  зазор  —  листом  из  пластифицированной
полихлоридной  смолы  толщиной  2  мм.  На¬
ружный  диаметр  этого  листа  пластика  выпол¬
нен  на  5...6%  больше  внутреннего  диаметра
корпуса.  При  заводке  трубного  пучка  в  корпус
наружные  кромки  пластиковых  листов  отгиба¬
ют  и  прижимают  к  внутренней  поверхности
корпуса.  В  перегородках  отверстия  для  прохо¬
да  теплообменных  труб  в  уплотняющем  слое
пластика  выполнены  несколько  меньше  на¬
ружного  диаметра  этих  труб.  Такое  конструк¬
тивное  решение  позволяет  свести  к  минимуму
протечки  масла  в  трубных  системах,  а  также
исключить  трудоемкую  операцию  по  проточке

212  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 внутренней  поверхности  корпуса,  для  выпол¬
нения  которой  требуется  специальное  станоч¬
ное  оборудование.
 Трубы  с  припаянным  наружным  прово¬
лочным  петлевым  оребрением  применены  в
маслоохладителях  М-240М  для  турбоустановок
К-300-240  ЛМЗ  и  Т-250/300-240  УТЗ  и  М-540
для  турбоустановок  К-800-240  и  К-1200-240
ЛМЗ  (рис.  2.3.95,  б).  Витки  4  из  медной  прово¬
локи  диаметром  0,69  мм  по  винтовой  траекто¬
рии  навиты  на  несущую  трубу  3,  плотно  при¬
тянуты  к  ней  проволоками  2  и  припаяны  к  по¬
верхности  несущей  трубы  в  местах  1.  Оребрен-
ные  элементы  по  наружному  контуру  соприка¬
саются  между  собой,  а  образованные  при  та¬
кой  компоновке  вертикальные  треугольные
зазоры  между  ними  заполнены  соответствую¬
щими  вытеснителями  из  древесины  несмоли¬
стых  пород  или  маслостойкого  пластика.  Это
необходимо  для  устранения  холостых  перете-
чек  масла  через  эти  зазоры.
 Поскольку  в  маслоохладителях  М-240  и
М-540  замена  поврежденных  труб  в  ходе  экс¬
плуатации  невозможна,  а  возможности  очистки
от  загрязнений  проволочного  оребрения  крайне
ограничены,  они  длительное  время  эксплуати¬
ровались  с  низкой  эффективностью  (при  коэф¬
фициентах  теплопередачи  100...  120  Вт/(м2  К)  и
впоследствии  были  сняты  с  производства.
 На  рис.  2.3.95,  в  показана  труба  1  с  привар¬
ным  разрезным  желобчатым  оребрением  2  пря¬
 моугольного  сечения.  Труба  с  наружным  диамет¬
ром  28  мм  изготовлена  из  коррозионно-стойкой
стали,  ребра-желоба  —  из  ленты  толщиной
0,6...0,7  мм  из  мягкой  ненагартованной  углероди¬
стой  стали  08  или  10.  Оребренная  труба  с  кожу¬
хом  3  внутренним  диаметром  48  мм  образует  ба¬
зовый  элемент  «труба  в  трубе»,  из  которых  наби¬
раются  трубные  пучки  маслоохладителей.  Масло
движется  в  кольцевом  пространстве,  образован¬
ном  трубами  1  и  3  в  межреберных  каналах.  Дви¬
жение  потоков  осуществляется  по  противоточ-
ной  схеме.  Масло  и  вода  совершают  два  хода.
Приварка  ребер-желобов  (12  или  24),  согнутых  из
ленты,  осуществляется  сварочным  автоматом.  По
технологии,  разработанной  ИЭС  им.  Е.Б.  Патона
и  ЦКТИ,  концы  оребренных  труб  в  трубных  дос¬
ках  закреплялись  с  помощью  вальцовки  и  после¬
дующей  обварки  автоматической  или  ручной
электросваркой.  Это  позволяло  иметь  гарантиро¬
ванные  прочно-плотные  соединения  труб  с  труб¬
ными  досками  и  герметичные  масляные  полости
в  маслоохладителях.
 В  таких  маслоохладителях  типа  МБРГ
(маслоохладители  для  работы  на  пресной  воде
с  начальной  температурой  20  °С,  с  оребренной
поверхностью,  герметичные)  концы  труб-ко-
жухов  приварены  в  трубных  досках,  не  нагру¬
женных  давлением,  входящих  в  сборку  кожу¬
хов  7  (рис.  2.3.96).  Малая  трубная  доска,  на
которой  установлена  верхняя  водяная  каме¬
ра  7,  соединена  с  корпусом  через  мембрану  4,
 Рис.  2.3.95.  Основные  типы  труб  для  интенсификации  теплообмена

МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
 213
 Рис.  2.3.96.  Маслоохладители  МБРГ-42-150  (а)  и  МП-162-150-1  (6):
 1  —  верхняя  водяная  камера;  2  —  крышка;  3,  8  —  краны-воздушники;  4  —  мембрана;  5  —  нижняя
водяная  камера;  6  —  корпус;  7  —  сборка  кожухов;  А  —  вода;  Б  —  масло
 что  обеспечивает  подвижность  этого  узла  и
компенсацию  температурных  расширений
трубной  системы.
 Переход  на  применение  в  энергетических
ПТУ  укрупненных  охладителей  масла  типа
МБРГГ  обусловлен  необходимостью  решения
следующих  острых  проблем:
 сокращения  числа  аппаратов  (до  двух-трех)
в  маслосистемах  турбин  единичной  мощностью
 1500...1600  МВт;
 гарантированного  обеспечения  плотно¬
сти  маслосистемы,  т.е.  исключения  попадания
масла  в  охлаждающую  воду  (загрязнения  при¬
родных  водоемов)  и  его  потерь.
 В  связи  с  этим  в  маслоохладителях  но¬
вого  поколения  стали  использовать  комби¬
нированный  способ  закрепления  труб  в
трубных  досках  (вальцовку  со  сваркой),  из¬
готовлять  трубы  из  стали  с  интенсификацией
процессов  теплообмена.  Укрупненные  охла¬
дители  типа  МБРГ  разработаны  в  ЦКТИ
на  единичную  производительность  по  мас¬
лу  200;  320;  400;  500;  600  и  800  м3/ч
(табл.  2.3.26).
 Охладители  типа  МБРГ  могут  быть  вер¬
тикального  или  горизонтального  исполнения,
в  них  применяют  трубы  с  приведенными  ниже
характеристиками  оребрения.

214  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 2.3.26.  Техническая  характеристика  серии  охладителей  типа  МБРГ
 Показатели
 200
 320
 400
 500
 600
 800
 Номинальный  расход  масла,  м3/ч
 200
 320
 400
 500
 600
 800
 Расход  охлаждающей  воды  при  т  =  1,2  м3/ч
 210
 336
 420
 526
 631
 840
 Гидравлическое  сопротивление  по  воде,  МПа
 0,0064
 0,0065
 0,0065
 0,0066
 0,0066
 0,0065
 Полная  высота  аппарата,  мм
 4300
 4400
 4500
 4550
 4600
 4700
 Наружный  диаметр  корпуса,  мм
 1220
 1420
 1420
 1620
 1732
 2000
 Общее  число  элементов  «труба  в  трубе»
в  пучке
 272
 436
 544
 678
 816
 1088
 Примечание.  Начальная  температура  масла  55  °С,  начальная  температура  воды  33  °С.  Рас¬
четный  приведенный  коэффициент  теплопередачи  при  скорости  wM  =  0,55  м/с  составляет
910  Вт/(м2  К),  гидравлическое  сопротивление  по  маслу  0,048  МПа;  т  —  кратность  охлаждения.
 Число  желобов 		12
 Общее  число  ребер  на  трубе 		24
 Толщина  ребер,  мм 	0,6...0,7
 Высота  ребер,  мм 		6,5
 Наружный  диаметр  трубы,  мм 		28
 Толщина  стенки,  мм 		1,4
 Коэффициент  оребрения  (р 		4,55
 Внутренний  диаметр  трубы  —  кожуха,  мм.... 	43
 Толщина  стенки  кожуха,  мм 		1
 Длина  оребренного  участка,  мм 	 2850
 Головная  серия  маслоохладителей  со¬
стояла  из  аппаратов  МБРГ-150  и  МБРГ-320.
Два  охладителя  МБРГ-320  были  установлены  в
маслосистеме  турбины  К-300-240  (вместо  трех
аппаратов  М-240)  и  успешно  эксплуатируются
уже  около  20  лет.  Однако  серийного  производ¬
ства  такие  маслоохладители  не  получили.
В  табл.  2.3.27  приведены  рекомендуемые  мате¬
риалы  для  изготовления  деталей  герметичных
маслоохладителей.
 Профильно-витые  трубы  (ПВТ)  изготов¬
ляются  из  гладких  путем  накатки  на  их  наруж¬
ной  поверхности  винтообразных  канавок  (см.
рис.  2.3.95,  г),  на  внутренней  поверхности  при
этом  образуются  соответствующие  им  высту¬
пы.  Для  возможности  установки  ПВТ  в  тепло¬
обменные  аппараты,  например  при  их  капи¬
тальном  ремонте,  концы  ПВТ  оставляют  глад¬
кими.  При  замене  гладких  труб  на  ПВТ  тепло¬
вая  эффективность  аппаратов  может  быть  по¬
вышена  на  15...30%.  Такими  трубами  на  ряде
электростанций  проведена  замена  гладких
труб.
 В  охладителях 	масла 	МП-165-150-1  и
 МП-330-300-1  ЛМЗ  применены  трубные  сис¬
темы  из  стальных  труб  с  поперечно-винтовым
накатным  оребрением  из  алюминиевого  спла¬
ва 	(рис.  2.3.95, 	д). 	Маслоохладитель
 МП-165-150-1  рассчитан  на  расход  масла
150  м3/ч  (четыре  хода).  В  его  трубной  системе
имеется  178  оребренных  труб,  по  89  в  каждом
ходе  воды  (рис.  2.3.96,  б).  В  пучке  охладителя
МП-330-300-1  (номинальный  расход  масла
300  м3/ч)  установлены  352  оребренные  трубы.
По  воде  и  по  маслу  он  имеет  двухходовое  ис¬
полнение.  В  обоих  аппаратах  применены  од¬
нотипные  оребренные  трубы.  Оба  охладителя
состоят  из  одинаковых  основных  узлов  и  дета¬
лей.  Расчетная  начальная  температура  охлаж¬
дающей  воды  33  °С,  расчетное  охлаждение
масла  от  55  °С  до  44  °С.  В  охладителях  могут
использоваться  органические  и  синтетические
огнестойкие  турбинные  масла.  Гидравличе¬
ское  сопротивление  водяных  и  масляных  трак¬
тов 	в  охладителях 	составляет  примерно
 0,022  МПа.
 К  положительным  конструктивным  ре¬
шениям  в  этих  охладителях  следует  отнести:
комбинированный  способ  соединения  концов
теплообменных  труб  в  трубных  досках,  замет¬
но  повышающий  плотность  масляных  полос¬
тей,  наличие  компенсации  температурных
расширений  трубной  системы  относительно
корпуса  и  применение  оребренных  со  стороны
масла  труб.  Их  недостатками  являются:  нере-
монтопригодность  и  затрудненность  очистки
от  загрязнений  поверхности  оребренных  труб

МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
 215
 2.3.27.  Материалы  основных  узлов  и  деталей  герметичных  маслоохладителей  типа  МБРГ
 Охлаждающая  вода  с  массовой  концентрацией  солей,  мг/л
 Не  более  5000
 Свыше  5000
 Трубные  доски
 Толсто  листовая  углеродистая  сталь  20  К,
 Двухслойная  листовая  сталь  20K+10X17H13M3T,
 листовая  сталь  марки  08X14МФ
 20К+ВТ1-0,  сталь  10X17H13M3T
 Водяные  камеры  и  крышки
 Тол  стол  истовая  углеродистая  сталь  20К,  от¬
 Толстолистовая  углеродистая  сталь  20К,  отлив¬
 ливки  из  серого  чугуна
 ки  из  серого  чугуна,  бронзовые  отливки,  оло¬
вянная  латунь,  сплав  МНЖ5-1
 Трубы  для  поверхности  охлаждения
 Сталь  08Х21Н6М2Т,  08Х22Н6Т,  08Х14МФ
 Сталь  10Х17Н13М2Т,  титановый  сплав  ВТ1-0
 Корпус  и  его  детали
 Толстолистовая  углеродистая  сталь  СтЗ  или  20К
 Примечания.  1.  При  массовой  концентрации  солей  в  охлаждающей  воде  свыше  5000  мг/л  ма¬
териал  водяных  камер  и  крышек  следует  применять  в  сочетании  с  протекторной  защитой.  2.  Для  вод  с
особо  высокими  коррозионно-агрессивными  свойствами  водяные  камеры,  их  крышки  и  трубные  дос¬
ки  могут  изготовляются  из  титановых  сплавов.  3.  Для  рабочей  поверхности  охладителей  должны  приме¬
няться  трубы  со  снятыми  внутренними  напряжениями.  4.  Трубы  из  стали  08X14МФ  должны  приме¬
няться  в  сочетании  с  трубной  доской  из  этой  же  стали.
 и  межреберных  полостей,  что  приводит  к  сни¬
жению  рабочих  характеристик.
 Схемы  систем  охлаждения  масла  в  турбо¬
установках.  В  качестве  потока,  охлаждающего
масло  в  абсолютном  большинстве  ПТУ,  ис¬
пользуется  вода  из  рек,  морей,  озер,  искусст¬
венно  созданных  водохранилищ.  Системы
маслоснабжения,  в  которых  в  качестве  охлаж¬
дающей  среды  используется  воздух,  находят
применение  в  основном  на  компрессорных  и
газоперекачивающих  станциях,  а  также  на
электростанциях  с  ГТУ  и  ПГУ.
 Маслоохладители  с  воздушным  охлаждени¬
ем  (МВО)  являются  сравнительно  новыми  аппа¬
ратами.  Обычно  они  выполнены  в  виде  единого
блока,  в  который  входят  соответственно  охлади¬
тель  с  патрубками  масла,  осевой  вентилятор  с
электроприводом,  переходной  воздушный  патру¬
бок  от  вентилятора  к  охладителю  и  опорная  кон¬
струкция.  Охладители  в  таких  блоках,  как  прави¬
ло,  имеют  горизонтальное  исполнение.
 По  расположению  вентилятора  по  отно¬
шению  к  маслоохладителям,  охлаждаемым  воз¬
духом,  установки  делят  на  нагнетательные  и
вытяжные.  Каждое  исполнение  имеет  свои  дос¬
тоинства  и  недостатки.  На  рис.  2.3.97  показаны
 схемы  нескольких  вариантов  расположения  ох¬
ладителей  масла  в  воздушных  установках  на¬
гнетательного  типа.  Трубная  система  маслоох¬
ладителя  компонуется  из  оребренных  моно-  и
биметаллических  круглых  труб,  в  которых  на¬
ружное  оребрение  выполнено  из  алюминиевых
сплавов,  а  несущая  труба  —  из  углеродистой
или  коррозионно-стойкой  стали.  Оребрение
компенсирует  плохие  свойства  воздуха  как  теп¬
лоносителя  (малые  теплоемкость  и  теплопро¬
водность)  и  низкие  его  скорости  в  межгрубном
пространстве.
 Схемы,  в  которых  охлаждающей  средой
являются  антифризы  или  другие  специальные
жидкости,  также  находят  применение  только  в
особых  случаях.
 Системы  охлаждения  водой  могут  быть
одно-  или  двухконтурными.  В  применяемых
одноконтурных  схемах  маслоохладители  вклю¬
чены  параллельно  с  конденсатором  ПТУ
(рис.  2.3.98).  Большинство  систем  охлаждения
электростанций  примерно  до  конца  80-х  годов
осуществлялось  по  одноконтурной  прямоточ¬
ной  схеме  (рис.  2.3.98,  а).  При  этом  недоста¬
точное  внимание  уделялось  мерам  предупреж¬
дения  загрязнения  охлаждающей  воды  из  при-

216  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.97.  Схемы  компоновок  охладителей  масла  в  нагнетательных  установках  для  ГГ  У:
 а  —  горизонтальная;  б  —  вертикальная;  в  —  зигзагообразная;  г  —  шатровая;  д  —  наклонная;
1  —  МВО;  2,  3  —  патрубки  подвода-отвода  масла;  4  —  осевой  вентилятор;  5  —  электродвигатель;
 6 	—  переходный  патрубок;  7  —  опорная  конструкция
 Рис.  2.3.98.  Прямоточная  (а)  и  водооборотная  (б)  одноконтурные  схемы  охлаждения  масла:
 1  —  маслоохладители;  2  —  механический  фильтр;  3  —  береговая  насосная  и  водозабор;  4  —  конден¬
сатор;  5  —  циркуляционный  насос;  6  —  колодец;  7  —  градирня;  8—  насос  подпитки;  9  —  продувка
 контура  охлаждающей  воды
 родных  источников  протечками  масла  в  мас¬
лоохладителях,  эксплуатационными  и  аварий¬
ными  масло-  и  нефтестоками  из  других  техно¬
логических  систем  электростанций  (контуров
охлаждения  трансформаторного  масла,  систем
мазутоподготовки  и  т.д.).
 Загрязнение  природных  водоемов  про¬
течками  масла  в  прямоточных  одноконтурных
 системах  его  охлаждения  объясняется  следую¬
щими  причинами:
 несовершенством  конструкции  узла  кре¬
пления  теплообменных  труб  в  трубных  дос¬
ках;
 поддержанием  давления  масла  в  масло-
системах  турбоустановок  и  охладителях  более,
чем  воды  в  контурах  охлаждения;

МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
 217
 отсутствием  в  этих  системах  надежных
приборов  (сигнализаторов)  о  времени  начала
появления  в  охлаждающей  воде  протечек  масла
и  местах  нарушения  плотности  маслосистем;
 малым  ассортиментом  материалов  для  те¬
плообменных  труб  и  ошибкам  в  выборе  этих
материалов,  вызванных  недостаточным  учетом
химического  состава  и  свойств  охлаждающей
воды,  которая  длительно  должна  воздейство¬
вать  на  эти  трубки.
 Вследствие  этих  причин  потери  масла  по
электростанциям  на  конец  80-х  годов  при¬
близились  к  20  тыс.  т  в  год.  При  этом  значи¬
тельная  часть  масла  попала  в  природные  во¬
доемы.
 Решение  этих  проблем  шло  по  трем  на¬
правлениям:  постепенному  переходу  к  схемам
охлаждения  масла  с  замкнутым  водооборот¬
ным  контуром,  снижению  давления  масла  в
охладителях  до  уровня  ниже  давления  воды  в
них  и  конструктивному  совершенствованию
мае  лоохл  ад  ите  лей.
 Двухконтурная  схема  охлаждения  масла
турбин  К-300-240,  реализованная  на  Лукомль-
ской  и  Конаковской  ГРЭС,  на  каждой  из  ко¬
торых  установлено  по  восемь  энергоблоков,
 показана  на  рис.  2.3.99.  Дополнительными  но¬
выми  элементами  в  этой  схеме  являются:  во-
до-водяные  теплообменники  3,  насосы  замк¬
нутого  контура  10  и  бак  этого  контура  11.
Использование  такой  схемы  обеспечило  защи¬
ту  водных  природных  ресурсов.
 Схема  охлаждения  масла  с  замкнутым  во¬
дооборотным  контуром  является  разновидно¬
стью  безотходного  производства  —  наиболее
перспективного  при  решении  проблем  охраны
окружающей  среды  (см.  рис.  2.3.98,  б).  Пре¬
имущества  замкнутого  контура  очевидны:  дав¬
ление  масла  в  маслоохладителях  поддержива¬
ется  выше  давления  воды,  поэтому  исключает¬
ся  его  обводнение  при  случайной  разгермети¬
зации  трубного  пучка;  при  нарушении  герме¬
тичности  водо-водяных  теплообменников  за¬
масливание  циркуляционных  и  сточных  вод
исключается,  так  как  давление  воды,  взятой  из
акватории  электростанции,  поддерживается
выше  давления  воды  в  промежуточном  конту¬
ре;  имеется  возможность  активно  затормозить
коррозионные  процессы  в  трубной  системе,
если  вместо  обычной  воды  в  промежуточном
контуре  использовать  химически  очищенную
воду  или  конденсат.
 Рис.  2.3.99.  Двухконтурная  схема  охлаждения  масла  при  прямоточном  водоснабжении:
 1  —  маслоохладители  турбины;  2  —  маслоохладитель  ПН;  3  —  промежуточные  охладители  воды;
 4 	—  водоструйные  эжекторы  (пусковые)  для  отсоса  воздуха  из  водяных  камер  конденсатора;
 5 	—  основные  водоструйные  эжекторы;  6  —  циркуляционные  насосы;  7  —  конденсатор;  8  —  насо¬
сы  водоструйных  эжекторов;  9  —  фильтр;  10  —  насосы  вторичного  замкнутого  контура  охлажде¬
ния;  11  —  промежуточный  бак  воды;  А  —  вода  в  сливной  циркуляционный  водовод

218  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 К  недостаткам  этой  схемы  относятся:
пониженная  эффективность  охлаждения
масла  из-за  снижения  результирующего  тем¬
пературного  напора  в  двух  теплообменниках
(водо-водяном  и  масляно-водяном);
 повышенные  расходы  электроэнергии  на
дополнительные  насосы;
 дополнительные  капитальные  затраты  на
создание  второго  контура;
 усложнение  условий  эксплуатации.
Замкнутые  оборотные  контуры  водоснаб¬
жения  рекомендуются  в  следующих  случаях:  для
электростанций  приморских  или  других  регио¬
нов  с  источником  циркуляционной  воды  повы¬
шенной  коррозионной  агрессивности;  для  га¬
рантированной  защиты  водоемов  от  попадания
масла  и  в  случае  невозможности  или  нецелесо¬
образности  превышения  давления  воды  над  дав¬
лением  масла  в  маслоохладителях;  для  безуслов¬
ной  защиты  акваторий  питьевого,  рыбохозяйст¬
венного  и  курортно-заповедного  назначения.
 В  связи  с  ограниченностью  водных  ре¬
сурсов  вообще  (особенно  пресной  воды)  и
экологическими  требованиями  все  более  ши¬
рокое  распространение  для  всех  типов  элек¬
тростанций  получают  менее  затратные  в  срав¬
 нении  с  двухконтурными,  оборотные  системы
водоснабжения.
 Основные  направления  конструктивного
совершенствования  маслоохладителей.  Следует
выделить  два  главных  направления  работ  по
этому  оборудованию:
 повышение  надежности  с  учетом  совре¬
менных  экологических  требований;
 интенсификация  протекающих  в  нем
процессов  теплообмена  от  масла  к  воде.
 Повышение  надежности  связано  с  более
дифференцированным,  по  отношению  к  каче¬
ству  охлаждающей  воды,  выбором  материалов
теплообменных  труб,  применением  труб  улуч¬
шенного  качества,  совершенствованием  спо¬
собов  закрепления  концов  труб  в  трубных  дос¬
ках,  обеспечения  компенсации  температурных
расширений  трубной  системы.
 Из  различных  способов  закрепления  труб
из  цветных  металлов  должно  быть  отдано
предпочтение  показанному  на  рис.  2.3.100,  в.
С  помощью  специального  инструмента  на
внутренней  поверхности  отверстий  в  трубных
досках  под  теплообменные  трубы  наносятся
кольцевые  рельефы  (канавки),  в  которые  при
вальцовке  концов  труб  впрессовывается  мате¬
 Рис.  2.3.100.  Способы  закрепления  концов  труб  в  трубных  досках  маслоохладителей:
 а—в  —  трубы  из  цветных  металлов;  г,  д  —  стальные  трубы;  1  —  трубная  доска;  2  —  теплообменная
трубка;  3  —  обварка;  4  —  плакирующий  слой;  М  —  масло;  В  —  вода

МАСЛООХЛАДИТЕЛИ
 219
 риал  этих  труб.  Развальцовка  концов  труб
должна  осуществляться  гидравлическим  или
гидроимпульсным  способом.  Дополнительным
мероприятием  в  этом  случае  должно  быть  вве¬
дение  промежуточного  водяного  контура.
 Результаты  испытаний,  исследований  и
эксплуатации  теплообменного  оборудования,  в
том  числе  для  АЭС,  показали,  что  наиболее  на¬
дежным  является  комбинированный  способ  за¬
крепления  концов  труб  в  трубных  досках  —  ка¬
чественная  вальцовка  с  последующей  обваркой
(рис.  2.3.100,  г).  Такая  технология  обусловлива¬
ет  необходимость  перехода  в  маслоохладителях
на  теплообменные  трубы  из  коррозионно-стой¬
кой  стали.  Применение  такого  способа  закреп¬
ления  труб  в  трубных  досках  позволяет  созда¬
вать  герметичные,  цельносварные  трубные  сис¬
темы  для  маслоохладителей,  стабильно  надеж¬
ные  в  эксплуатации,  на  которые  не  влияет  со¬
отношение  давлений  в  контурах  масла  и  воды.
 При  использовании  в  маслоохладителях
морской  воды  для  трубных  досок  и  теплообмен¬
ных  труб  должны  выбираться  соответствующие
материалы,  стоимость  которых  существенно  вы¬
ше  стоимости  материалов  для  маслоохладите¬
лей,  работающих  на  пресной  воде.  В  этих  случа¬
ях  применяют  трубные  доски,  имеющие  плаки¬
рующий  слой  со  стороны  охлаждающей  мор¬
ской  воды.  Сварка  концов  теплообменных  труб
в  таких  охладителях  осуществляется  с  плаки¬
рующим  слоем  (рис.  2.3.100,  д).  Для  получения
надежного  сварного  соединения  материалы  труб
и  плакирующего  слоя  должны  быть  совместимы
по  условиям  сварки.  В  водяных  камерах,  при
необходимости,  во  избежание  появления  небла¬
гоприятных  гальванических  пор,  должны  уста¬
навливаться  соответствующие  протекторы.
 На  рис.  2.3.101  показаны  применяемые
способы  компенсации  температурных  расши¬
рений  трубного  пучка  относительно  корпуса.
 Рис.  2.3.101.  Способы  компенсации  температурных  расширений  трубной  системы  относительно
корпуса  в  охладителях  масла  с  помощью:
 а  —  сальника;  б  —  мембраны,  размещенной  внутри  рабочих  полостей  аппарата;  в  —  мембраны,  вы¬
веденной  за  пределы  водяного  тракта  охладителя;  г  —  линзового  компенсатора  на  корпусе;
д  —  «плавающей»  верхней  водяной  камеры;  е  —  сварного  линзового  компенсатора  в  верхней  части
корпуса  и  мембраны,  выведенной  за  пределы  водяного  тракта  охладителя;  и  —  волнообразного
линзового  компенсатора;  1  —  крышка;  2  —  грунд-букса  сальника;  3  —  сальниковая  набивка;
 4 	—  фланец  корпуса;  5  —  корпус;  6  —  трубная  система;  7  —  мембрана;  8  —  линзовый  компенсатор;
 9  —  «плавающая»  водяная  камера

220  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Применение  уплотнения  сальникового  ти¬
па,  обеспечивающего  такую  компенсацию
(рис.  2.3.101,  а),  следует  признать  устаревшим  и
во  вновь  разрабатываемых  аппаратах  не  исполь¬
зовать.  При  использовании  мембраны  7  ее  часть
и  крепежные  элементы,  с  помощью  которых
она  соединяется  с  малой  (подвижной)  трубной
доской,  находятся  под  воздействием  коррозион¬
но-агрессивной  воды  (рис.  2.3.101,  б).  При  дли¬
тельной  эксплуатации  и  коррозии  элементов
данный  узел  фактически  теряет  разборность
(при  повреждении  мембраны  масло  попадает
в  воду).  Устройству,  показанному  на
рис.  2.3.101,  д,  присущи  следующие  недостатки:
необходимость  слива  масла  и  нарушения  герме¬
тичности  верхнего  разъема  на  корпусе  при  чист¬
ке  труб  по  ходу  воды;  недостаточная  ширина
пояса  уплотнения  в  разъеме  между  верхней
трубной  доской  и  верхней  водяной  камерой  для
создания  длительного  надежного  в  эксплуата¬
ции  соединения;  подверженность  коррозии  бол¬
тов  (шпилек),  с  помощью  которых  верхняя  во¬
дяная  камера  крепится  к  верхней  трубной  доске;
сложность  контроля  в  эксплуатационных  усло¬
виях  за  состоянием  вальцованных  соединений
труб  с  верхней  трубной  доской.  Для  вновь  про¬
ектируемых  охладителей  масла  следует  отдавать
предпочтение  компенсационному  устройству
(рис.  2.3.101,  в),  которое  просто  в  изготовлении
и  надежно  в  эксплуатации.  При  использовании
в  этом  узле  линзового  компенсатора  форма  его
должна  представлять  гофрированную  волну
(рис.  2.3.101,  и),  выдерживающую  более  высокое
внутреннее  давление  и  значительно  большее
число  циклических  нагрузок,  чем  компенсатор,
показанный  на  рис.  2.3.101,  г.
 2.3.10. 	САЛЬНИКОВЫЕ  ПОДОГРЕВАТЕЛИ
 Охладителями  паровоздушной  смеси  из
уплотнений  турбины  являются  сальниковые
подогреватели.  Значительная  часть  теплового
оборудования  КЭС  и  ТЭЦ  эксплуатируется
при  давлении  по  паровой  стороне  ниже  атмо¬
сферного  (конденсаторы,  первый  и  второй
ПНД,  охладители  (конденсаторы)  паровоз¬
душной  смеси,  отсасываемой  с  помощью
эжекторов  из  уплотнений  турбины,  системы
циркуляции  охлаждающей  воды  и  др.).
 В  некоторых  турбоустановках  малой
мощности,  например  ПР-6  КТЗ,  для  отсоса
паровоздушной  смеси  из  уплотнений  приме¬
няют  водоструйные  эжекторы  —  струйные
подогреватели.  Комбинированный  эжек-
 Рис.  2.3.102.  Водоструйный  эжектор-
подогреватель  типа  ПС-1М:
 1  —  фланец;  2  —  диффузор;  3  —  сопло;  4  —  кор¬
пус;  5  —  вентиль;  6  —  регулирующие  заслонки;
 7 	—  воздухозаборник  с  дросселем;  /  —  вход  очи¬
щенной  воды;  II  —  подвод  паровоздушной  сме¬
си;  III  —  отвод  воды  в  сборный  бак
 тор-подогреватель  ПС-1М  предназначен  для
отсоса  паровоздушной  смеси  из  лабиринтных
уплотнений  турбины,  уплотнений  штоков
стопорного  и  регулирующих  клапанов  и  од¬
новременно  для  подогрева  добавочной  хими¬
чески  очищенной  воды  (рис.  2.3.102).  Нагрев
ее  осуществляется  за  счет  конденсации  пара
на  поверхности  струи  воды,  вытекающей  из
сопла  3  ив  диффузоре  2,  где  происходит  сме¬
шение  этих  потоков.  Пар  из  уплотнений  по¬
ступает  в  камеру  смешения  —  диффузор  по¬
догревателя  через  патрубки  II.  Нагретая  вода
с  пузырьками  неконденсирующихся  газов,
оставшимися  в  ней  после  завершения  про¬
цесса  конденсации  пара  в  диффузоре  2,  отво¬
дится  по  линии  /Я,  при  давлении,  несколько
превышающем  атмосферное,  в  сборный  бак.
Заслонки  6  служат  для  выравнивания  давле¬
ния  в  камерах  отсоса  пара  из  переднего  и  зад¬
него  уплотнений  турбины.

САЛЬНИКОВЫЕ  ПОДОГРЕВАТЕЛИ
 221
 Техническая  характеристика  эжектора-по¬
 догревателя  приведена  ниже.
 Производительность  по  пару,  т/ч 	 1,1
 Расход  воды,  т/ч 	 20
 Максимальная  температура  воды
 на  входе,  °С 	 40
 Минимальное  избыточное  давление
 воды  перед  соплом,  МПа 	 0,35
 Длина  подогревателя,  м 	 0,77
 В  более  мощных  турбоустановках  для
конденсации  пара  из  паровоздушной  смеси,
отсасываемой  пароструйными  эжекторами  из
концевых  уплотнений,  преимущественное  при¬
менение  получили  теплообменники  поверхно¬
стного  типа  —  сальниковые  подогреватели  (бо¬
лее  точно  их  —  конденсаторы,  или  охладители
паровоздушной  смеси  эжекторов).  По  водяной
стороне  такие  подогреватели,  как  правило,
включены  в  тракт  основного  конденсата  турбо¬
установки.  Практическое  отсутствие  механиче¬
ских  загрязнений  в  потоке  позволяет  в  трубных
системах  использовать  U-  или  П-образные  тру¬
бы.  Концы  труб  закреплены  в  трубных  досках
развальцовкой.  Техническая  характеристика
сальниковых  подогревателей  различных  произ¬
водителей  приведена  в  табл.  2.3.28.
 Сальниковые  подогреватели  Л  М3.  Для
комплектации  своих  турбоустановок  мощно¬
стью  200...800  МВт  выпускает  сальниковые
подогреватели  вертикального  исполнения.
 Подогреватель  ПС-50-1  с  плоскими  стен¬
ками  корпуса  является  пароструйным  эжекто¬
ром  (рис.  2.3.103).  Паровоздушная  смесь  по¬
следовательно  проходит  через  два  отсека,  в  ко¬
торых  размещены  трубные  пучки  из  U-образ-
ных  труб,  на  поверхности  которых  конденси¬
руется  основная  часть  пара  из  уплотнений.
Водяная  камера  1  выполнена  съемной,  что  по¬
зволяет  при  необходимости  вынимать  из  кор¬
пуса  трубный  пучок.  Число  ходов  воды  изме¬
няется  путем  снятия  или  установки  специаль¬
ных  крышек  на  окнах  в  перегородках  водяной
камеры.
 Подогреватель  типа  ПС-115  применяется
в  качестве  охладителя  паровоздушной  смеси
из  уплотнений  (рис.  2.3.104).  Конструктивно
он  близок  к  подогревателю  ПС-50-1.  В  схеме
турбоустановки  К-300-240  он  является  двуххо¬
довым.  Паровое  пространство  подогревателя
разделено  на  три  последовательно  включен¬
ных  отсека  (I-II1).  Паровоздушная  смесь  В  а
отводится  через  патрубок,  расположенный  на
сепарационном  отсеке  TV,  в  котором  установ-
 Рис.  2.3.103.  Сальниковый  подогреватель
ПС-50-1  в  комплекте  с  пароструйным  эжектором:
 1 	—  водяная  камера;  2  —  эжектор;  3  —  трубная
система;  4  —  корпус;  5  —  указатель  уровня;
А,  Б  —  подвод  и  отвод  охлаждающего  конден¬
сата;  В  -  отвод  воздушно-паровой  смеси
 лен  вертикальный  жалюзийный  сепаратор  вла¬
ги  4.  В  последующем  отсек  TV  вместе  с  сепара¬
тором  был  из  конструкции  исключен.  Конден¬
сат  пара  из  отсеков  I,  II  через  сифон  5  пере¬
пускается  в  отсек  III,  из  которого  отводится
через  патрубок  Д  в  общий  конденсатосборник
турбоустановки.
 Сальниковый  подогреватель  ПС-220-1
конструктивно  близок  к  рассмотренным  выше
подогревателям  (рис.  2.3.105).  Трубная  доска
сварена  с  корпусом  и  обечайкой  водяной  каме¬
ры,  что  ограничивает  ремонтопригодность  по¬
догревателя.  На  водяной  камере  имеется  крыш¬
ка,  при  снятии  которой  можно  промывать
внутреннюю  поверхность  теплообменных  труб.
 Сальниковый  подогреватель  ОАО  «Крас¬
ный  котельщик».  В  подогреватель
ПС-300-33-0,25  пар  поступает  из  промежуточ¬
ных  камер  лабиринтных  уплотнений  турбин,  в

2.3.28.  Техническая  характеристика  сальниковых  подогревателей  и  холодильников  некоторых  эжекторов
 222  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Турбина
 (изготовитель)
 К-50-90,  К-100-90,
К-200-130,
ПТ-60/75-130/13,
ПТ-60/75-90/13,
ПТ-80/100-130/13,
Т-180/210-130-1,
Р-50-130/13,
К-300-240
 К-500-166,
 К-500-240,
 К-800-240
 Р-100-130/15
 Т-175/210-130
 Т-250/300-24
 К-500-240,
К-800-240  (ЛМЗ)
 |  К-300-240
 К-500-240
 Примечания:  1.  Подогреватель  ПС-200-0,5-11,4  предназначен  для  работы  на  сетевой  воде;  в  числителе  —  расходы  воды  для  четырехходово¬
го,  в  знаменателе  —  для  восьмиходового  исполнения.  2.  Обозначения:  F—  площадь  поверхности  теплообмена;  d  —  диаметр  труб;  GK  —  расход  ос¬
новного  конденсата;  Тк  —  температура  основного  конденсата;  рп  —  давление  пара;  Арв  —  гидравлическое  сопротивление  по  воде.
 Арв,  МПа
 0,013
 0,035
 0,042
 0,046
 0,026  |
 0,041
 0,047
 0,056
 0,102
 0,017  I
 0,015
 0,09
 0,015
 0,09
 0,0175
 —
 рп,  МПа
 0,095

 0,25
 0,044  I
 0,15
 0,0249
 10,096
 0,59  |
 т  °с
 К’
 —
 26,4
 30  J
 ш  завод»
 36
 40
 70
 щик»
 55,9
 25  |
 |зо  |
 GK,  м3/ч
 Э  «ЛМЗ»
 400/150
 700/140
 1700
 ий  турбиннь
 240/80
 300/140
 4000  I
 1200
 250/660
 :ный  котель
 1350
 О  «ХТЗ»
 305
 11600
 Число
 ходов
по  воде
 одитель  ОА<
 2/6
 2
 О  «Уральск
 4/8
 1  1
 2
 4
 .  ОАО  «Крас
 2
 юдитель  ОА
 4
 d,  мм
 Произв*
 19x1
 одитель  ОА
 16x0,75
 19x0,8
 оизводитель
 19x1
 Произв
 19x1
 Трубы
 Материал
 Л68
 Произв
 Л68
 08Х18Н10Т
 Пр
 Л070-1
 МНЖ5-1
 Тип
 U-обр.
 Прямые
 П-обр.
 U-обр.
 F,  м1
 50
 115
 220  I
 100
 200  I
 250
 300
 120
 270  |
 Типоразмер
 подогревателя,
 эжектора
 ПС-50-1
 ПС-115
 ПС-220-1
 ПС-100-2
 ПС-100-3
 ПС-200-0,5-11,4  |
 ПС-250-8-0,5
 ПС-250-0,5-30
 ПС-300-33-0,25
 ЭП-3-25/75
 ЭП-3-95/150  |

САЛЬНИКОВЫЕ  ПОДОГРЕВАТЕЛИ
 223
 /
 Рис.  2.3.104.  Сальниковый  подогреватель
ПС-115:
 1  —  водяная  камера;  2  —  корпус;  3  —  трубный
пучок;  4  —  вертикальный  жалюзийный  сепара¬
тор;  5  —  гидрозатвор;  А,  Б  —  патрубки  входа  и
выхода  основного  конденсата;  В  —  отсос  возду¬
ха  из  подогревателя;  Г  —  подвод  паровоздушной
смеси  из  уплотнений;  Д  —  отвод  конденсата
 том  числе  К-800-240  (рис.  2.3.106).  Его  труб¬
ная  система  образована  из  П-образных  труб.
Фланцевый  разъем  на  корпусе  3  обеспечивает
возможность  выемки  трубной  системы.
В  нижней  части  корпуса  имеется  кольцевой
перфорированный  коллектор  5,  присоединен¬
ный  к  патрубку  отвода  воздуха.  На  корпусе
имеется  также  патрубок  для  ввода  паровоз¬
душной  смеси  Д  из  соседнего  регенеративного
подогревателя  с  более  высоким  давлением  в
корпусе.
 Сальниковые  подогреватели  УТЗ.  Сальни¬
ковые  подогреватели  типа  ПС-100-2  и
ПС-100-3  —  вертикальные  жесткотрубные.
Концы  труб  завальцованы  в  трубных  досках.
 Рис.  2.3.105.  Сальниковый  подогреватель
ПС-220-1:
 1  —  крышка;  2  —  блок  водяная  камера  —  труб¬
ная  система  —  корпус;  3  —  водоуказатель;
А,  Б  —  подвод  и  отвод  охлаждающего  конден¬
сата;  В  —  подвод  парогазовой  смеси  из  уплот¬
нений  турбины;  Д  —  отвод  конденсата
 Конструктивное  их  исполнение  одинаковое
(рис.  2.3.107).  Для  компенсации  температур¬
ных  расширений  трубной  системы  на  корпусе
имеется  двойной  линзовый  компенсатор  4.
Водяные  камеры  7,  3  выполнены  съемными.
Для  организации  движения  паровоздушной
смеси  в  трубном  пучке  имеются  две  сегмент¬
ные  перегородки.
 Ввиду  большого  различия  в  расходе  охла¬
ждающей  воды  входная  и  поворотная  камеры
подогревателя  выполнены  так,  что  при  охлаж¬
дении  водой  низкой  температуры  (36  °С  —
техническая  вода)  он  может  работать  как  вось¬
миходовой,  а  при  охлаждении  водой  с  более
высокой  температурой  (обессоленная  вода  и
конденсат)  —  как  четырехходовой,  что  обеспе¬
чивается  соответствующими  схемами  трубо¬
проводов.

224  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.106.  Сальниковый  подогреватель
ПС-300-33-0,25:
 1  —  водяная  камера;  2  —  трубная  система;
3  —  корпус;  4  —  водоуказатель;  5  —  коллектор;
А,  Б  —  вход  и  выход  охлаждающего  конденсата;
В  —  вход  паровоздушной  смеси  из  уплотнений;
Г—  отвод  конденсата;  Д—  подвод  паровоздуш¬
ной  смеси  из  ПНД
 Горизонтальные  сальниковые  подогрева¬
тели  ПС-250-8-0,5  и  ПС-250-0,5-30  по  конст¬
рукции  близки  к  горизонтальным  подогрева¬
телям  сетевой  воды  типа  ПСГ  (рис.  2.3.108).
Поверхность  теплообмена  в  них  набрана  из
прямых  труб,  изготовленных  из  коррозион¬
но-стойкой  стали.  Одна  из  трубных  досок  со¬
единена  с  корпусом  через  линзовый  компен¬
сатор,  что  позволяет  снимать  возникающие  в
теплообменных  трубах  термические  напряже¬
ния.  Паровоздушная  смесь  подводится  к  кор¬
пусу  2  через  два  конических  патрубка  А,  ори¬
ентированных  расширяющейся  частью  к  труб¬
ному  пучку.  Для  обеспечения  равномерного
распределения  пара  по  длине  и  глубине  труб¬
ного  пучка  в  паровых  патрубках  установлены
по  два  концентрических  рассекателя.  На  входе
паровоздушной  смеси  в  пучок  имеется  раз¬
дающая  камера  в  виде  симметричного  клино-
 Рис.  2.3.107.  Сальниковый  подогреватель
ПС-100-3:
 1  —  верхняя  водяная  камера;  2  —  блок  кор¬
пус—трубная  система;  3  —  нижняя  водяная  ка¬
мера;  4  —  компенсатор;  А  —  подвод  паровоздуш¬
ной  смеси;  Б  —  отвод  охлаждающей  воды;  В  —
подвод  охлаждающей  воды;  Г  —  отвод  воздуха
 вого  коллектора.  Крышки  1  водяных  камер
выполнены  съемными.  Подогреватели  постав¬
ляются  с  указателем  уровня  конденсата  в  кор¬
пусе.  На  крышках  водяных  камер  предусмот¬
рены  лазы  для  осмотра  состояния  вальцовоч¬
ных  соединений  концов  труб  с  трубными  дос¬
ками,  определения  возникающих  мест  нару¬
шения  плотности  этих  соединений,  а  также
очистки  камер  от  накапливающихся  загрязне¬
ний.  Под  соответствующими  участками  труб¬
ного  пучка  имеются  устройства  для  сбора  и

САЛЬНИКОВЫЕ  ПОДОГРЕВАТЕЛИ
 225
 Рис.  2.3.108.  Сальниковый  подогреватель  ПС-250-8-0,5:
 А  —  подвод  паровоздушной  смеси;  Б  —  подвод  охлаждающей  воды;  В  —  отвод  конденсата;
 Г  —  к  водоуказательному  прибору
 отвода  конденсата  пара,  стекающего  с  поверх¬
ности  расположенных  над  ними  теплообмен¬
ных  труб.  Компоновка  трубных  пучков  обес¬
печивает  надежное  удаление  из  всех  зон  не-
конденсирующихся  газов,  что  также  способст¬
вует  улучшению  условий  теплообмена.
 Кожухотрубные  охладители  пароструйных
эжекторов.  С  их  помощью  поддерживается  ва¬
куум  в  конденсаторах  турбин,  циркуляцион¬
ной  системе  и  отсасывается  паровоздушная
смесь  из  уплотнений  турбины  и  ряда  других
теплообменных  аппаратов.  За  счет  конденса¬
ции  смеси  рабочего  пара  и  пара  из  отсасывае¬
мой  паровоздушной  смеси  в  охладителях
эжекторов  теплота  паровоздушных  потоков
передается  протекающему  в  трубах  конденсату
турбины  (питательной  воде),  а  конденсат  это¬
го  пара  возвращается  в  цикл  энергоблока.  Та¬
ким  образом  удается  свести  к  минимуму  поте¬
ри  теплоты  и  рабочего  тела  в  этих  контурах.
 Условия  работы  охладителей  эжекторов
часто  оказываются  довольно  тяжелыми,  так
как  при  давлении  пара  меньше  барометриче¬
ского  в  нем  может  содержаться  большое  коли¬
чество  неконденсирующихся  коррозионно-аг¬
рессивных  газов  (02,  С02  и  др.).  При  этом  оп¬
ределение  в  эксплуатации  истинных  концен¬
траций  этих  газов  в  отсасываемой  паровоз¬
душной  смеси  затруднено.
 При  расчете  кожухотрубных  охладителей
паровоздушной  смеси  следует  учитывать  суще¬
ственное  влияние  неконденсирующихся  газов
на  интенсивность  передачи  теплоты  от  кон¬
денсирующегося  пара  к  поверхности  теплооб¬
 менных  труб  даже  при  небольшой  их  концен¬
трации  (см.  рис.  2.3.52).  С  учетом  этого  пло¬
щадь  поверхности  теплообмена  выбирают  с
большим  запасом,  чем  в  подогревателях,  в  ко¬
торых  конденсируется  чистый  пар  (с  давлени¬
ем  пара  в  корпусе  выше  атмосферного).
 Одна  ступень  эжектора  повышает  давле¬
ние  не  более  чем  в  4—6  раз.  Поэтому  в  ПТУ
одноступенчатые  эжекторы  применяют  только
в  качестве  пусковых  или  для  отсоса  пара  из
уплотнений.  Для  обеспечения  степени  повы¬
шения  давления  отсасываемого  воздуха  до
 25...30  (от  3...6  кПа  до  барометрического  дав¬
ления)  основные  эжекторы  выполняют  с  дву¬
мя  или  тремя  последовательно  включенными
ступенями  (каждая  со  своим  холодильником).
Трехступенчатый  пароструйный  эжектор
ЭП-3-25/75  является  базовым  для  турбин  ХТЗ,
выпускаемых  для  ТЭС  и  двухконтурных  АЭС
(рис.  2.3.109).  Трубная  система  4  расположена
в  стальном  сварном  корпусе.  Сопла  выполне¬
ны  из  коррозионно-стойкой  стали,  диффузо¬
ры  —  из  латуни.  Каждая  ступень  трубной  сис¬
темы  имеет  по  семь  горизонтальных  перегоро¬
док,  образующих  ходы  паровоздушной  смеси.
Конденсат  из  эжектора  отводится  в  конденса¬
тор.  Перепуск  конденсата  между  ступенями
осуществляется  каскадно  при  помощи  уста¬
новленных  между  ними  гидрозатворов  из  труб
диаметром  57x3,5  мм.  Отвод  конденсата  в  гид¬
розатворы  осуществляется  через  отверстия  во
фланцах  корпуса  соответствующих  ступеней.
К  нижнему  фланцу  корпуса  на  шпильках  кре¬
пится  трубная  система,  которая  вместе  с  кор¬

226  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.109.  Эжектор  ЭП-3-25/75:
 1  —  корпус;  2  —  крышка  с  соплами  и  диффузорами;  3  —  воздухомер;  4  —  трубная  система;  5  —  водяная
камера;  А  —  вход  паровоздушной  смеси;  Б  —  выход  воздуха;  В  —  подвод  рабочего  пара;  Г  —  вход  охла¬
ждающего  конденсата;  Д  —  выход  охлаждающего  конденсата;  Е  —  присоединение  гидрозатворов
 пусом  устанавливается  на  водяной  камере  5
эжектора.  К  верхней  части  корпуса  приварена
стальная  крышка  с  тремя  камерами  соответст¬
венно  для  трех  ступеней  эжектора,  в  которых
крепятся  сопла  и  диффузоры  каждой  ступени.
 Эжектор  ЭП-3-55/150  для  двухконтурных
АЭС  существенно  большей  производительно¬
сти  также  имеет  три  ступени  сжатия,  два  про¬
межуточных  и  один  конечный  охладитель
(рис.  2.3.110).  Охладители  и,  собственно,
эжекторы  в  отличие  от  рассмотренной  конст¬
рукции  размещены  в  разных  секциях  (/-///).
В  эжекторах  ЭП-3-25/150  предусмотрена  воз¬
можность  регулирования  температуры  паро¬
вой  смеси  на  входе  в  охладитель  третьей  сту¬
пени  для  обеспечения  безопасной  концентра¬
ции  гремучей  смеси.  Регулирование  темпера¬
туры  осуществляется  изменением  расхода  ох¬
лаждающего  конденсата  через  третью  ступень
 холодильника,  а  также  за  счет  подачи  пара  в
третью  ступень,  в  зону  за  диффузором  через
штуцер  в  корпусе.
 В  односекционных  эжекторах  систем
концевых  уплотнений  турбин  К-220-44  ОАО
«ХТЗ»  применены  два  эжекторных  прямотруб¬
ных  охладителя,  расположенных  по  обе  сторо¬
ны  от  водяной  камеры.  Эжектор  патрубком
отсоса  устанавливается  на  выходном  паровом
патрубке  охладителя  первой  ступени,  а  пат¬
рубком  выпускной  части  диффузора  —  на
входном  паровом  патрубке  охладителя  второй
ступени.
 В  турбоустановках  К-500-65/3000  и
К-500-60/1500  применены  двухсекционные
вертикальные  эжекторы  концевых  уплотне¬
ний,  выполненные  в  различных  модификаци¬
ях  в  блоке  с  охладителями  (рис.  2.3.111).
В  корпусе  3  прямоугольной  формы  размещены

РЕДУКЦИОННО-ОХЛАДИТЕЛЬНЫЕ  УСТАНОВКИ
 227
 A  J
 Рис.  2.3.110.  Эжектор  ЭП-3-55/150-2:
 1 	—  крышка  с  соплами  и  диффузорами;
 2 	—  корпус;  3  —  трубная  система;  4  —  водяная
камера;  А  —  вход  паровоздушной  смеси;  Б  —
выход  охлаждающего  конденсата;  В  —  вход  ох¬
лаждающего  конденсата
 два  независимых  по  паровой  стороне  вакуум¬
ных  охладителя  первой  ступени  /,  два  изоли¬
рованных  друг  от  друга  эжектора  5  и  общий
охладитель  второй  ступени.  Трубные  пучки
охладителей  набраны  из  U-образных  труб,  ко¬
торые  для  обеспечения  сливаемости  воды  рас¬
положены  гибами  вверх.  В  каждом  пучке  име¬
ется  по  две  сегментных  направляющих  опор¬
ных  перегородки.
 Состав  паровоздушной  смеси  и  охлаж¬
дающей  воды  оказывает  влияние  на  выбор  ма¬
териалов:  коррозионно-стойкая  сталь  —  для
одноконтурных  установок,  углеродистая  —  для
двухконтурных.  Схема  включения  эжектора
турбины  К-500-65/3000  принята  последова¬
тельной  (сначала  охладители  первой  ступени,
 Рис.  2.3.111.  Двухсекционный  эжектор  системы
концевых  уплотнений:
 1  —  водяная  камера;  2  —  трубная  система;
3  —  корпус;  4  —  крышка  с  соплом  и  диффузо¬
ром  двух  секций;  5  —  эжектор;  А  —  подвод  ра¬
бочего  пара;  Б  —  подвод  охлаждающего  кон¬
денсата;  В  —  отвод  охлаждающего  конденсата;
Г  —  выход  паровоздушной  смеси
 затем  второй),  а  турбины  К-500-60/1500  —  па¬
раллельной  (через  средний  патрубок  водяной
камеры  с  раздачей  одновременно  на  охладите¬
ли  первой  и  второй  ступеней).
 2.3.11. 	РЕДУКЦИОННО-ОХЛАДИТЕЛЬНЫЕ
УСТАНОВКИ
 Их  изготовляют  двух  типов:  быстродейст¬
вующие  редукционно-охладительные  установ¬
ки  (БРОУ)  и  редукционно-охладительные  ус¬
тановки  (РОУ).  БРОУ  и  РОУ  должны  обеспе¬
чивать  устойчивую  работу  в  диапазоне  произ¬
водительности  от  100  до  10%  номинальной,  а

228  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 РОУ  —  от  100  до  30%  номинальной.  Допусти¬
мое  отклонение  температуры  редуцированного
пара  при  автоматическом  регулировании
БРОУ  и  РОУ  не  должно  превышать  ±10  °С  за¬
данного  значения,  которое  при  автоматиче¬
ском  и  ручном  регулировании  не  должно  пре¬
вышать  номинальное,  но  не  менее  значения,
превышающего  температуру  насыщения  на
20  °С.  Регулятор  давления  редуцированного
пара  должен  поддерживать  давление  не  боль¬
ше  ±5%  заданного  значения.  Статические  и
динамические  характеристики  системы  регу¬
лирования  должны  допускать  параллельную
работу  БРОУ  и  РОУ  с  другими  источниками
пароснабжения,  имеющими  систему  автомати¬
ческого  регулирования.
 Дроссельные  паровой  и  водяной  клапаны
БРОУ  должны  быть  запорно-регулирующими.
При  закрытых  клапанах  пропуск  пара  и  воды
через  клапаны  не  должен  превышать  0,05%,  а
клапаны  РОУ  —  5%.  При  наличии  запорного
органа  на  трубопроводе  редуцированного  пара
БРОУ  и  РОУ  должны  снабжаться  предохрани¬
тельными  клапанами.  Клапаны  устанавливают
на  трубопроводе  редуцированного  пара  после
пароохладителя.  Пропускная  способность  пре¬
дохранительных  клапанов  должна  быть  равна
суммарной  пропускной  способности  полно¬
стью  открытых  парового  и  водяного  регули¬
рующих  клапанов.  Допускается  установка  од¬
ного  предохранительного  клапана.
 Конструкция  элементов  и  арматуры
БРОУ  и  РОУ  должна  исключать  возможность
скопления  конденсата  в  корпусах.  Клапаны
БРОУ  не  требуют  предварительного  прогрева
перед  открытием.  Все  детали  и  узлы,  входящие
в  комплект  БРОУ  и  РОУ,  должны  выполнять¬
ся  в  соответствии  с  нормативной  технической
документацией.
 Время  полного  открытия  (закрытия)  па¬
рового  и  водяного  клапанов  зависит  от  назна¬
чения  установки:  для  БРОУ  не  должно  превы¬
шать  30  с,  а  для  РОУ  —  2  мин.  Приводы  БРОУ
обводных  устройств  энергетических  блоков
должны  обеспечивать  закрытие  клапанов  по¬
сле  прекращения  их  питания  в  течение  1  мин.
 Звуковое  давление  в  зоне  обслуживания
работающей  установки  не  должно  превышать
85  дБ  А,  а  температура  на  поверхности  изоля¬
ции  —  45  °С.
 В  комплект  БРОУ  входят:  паровой  запор-
но-дросселирующий  клапан;  устройство  для
глушения  шума;  охладитель  пара;  запорно-ре-
гулирующий  и  обратный  клапан;  задвижка
 (запорный  вентиль)  для  воды;  паровые  дре¬
нажные  вентили;  электроприводы  и  исполни¬
тельные  механизмы  всех  видов;  импульс¬
но-предохранительное  устройство  на  трубо¬
проводе  редуцированного  пара  при  наличии
запорного  органа  за  БРОУ.  В  комплект  РОУ
входят:  паровая  задвижка;  дроссельный  кла¬
пан;  уртройство  для  глушения  шума;  охлади¬
тель  пара;  импульсно-предохранительное  уст¬
ройство  на  трубопроводе  редуцированного  па¬
ра;  регулирующий  и  обратный  клапан  для  во¬
ды;  задвижка  (запорный  вентиль)  для  воды;
паровые  дренажные  вентили;  электроприводы
и  исполнительные  механизмы  всех  видов.
 Редукционно-охладительные  установки
ЧЗЭМ  (табл.  2.3.29).  БРОУ  предназначены  для
сброса  острого  пара  при  пуске  или  останове
энергоблока,  при  излишнем  повышении  дав¬
ления  острого  пара  и  при  внезапном  сниже¬
нии  давления  или  сбросе  нагрузки  турбогене¬
ратора,  а  также  для  обеспечения  питания  тур¬
бонасоса  блока  при  сбросе  нагрузки  на  турби¬
не  и  при  останове  блока,  в  качестве  горячего
резерва  турбин  с  противодавлением  и  резерва
производственного  отбора  пара  турбины.  РОУ
предназначены  для  резервирования  котлов
среднего  давления,  резервирования  отборов
турбин,  резервирования  турбин  с  противодав¬
лением,  параллельной  работы  с  котлами  сред¬
него  и  низкого  давления,  использования  пара
при  растопке  котла,  постоянной  работы  на  по¬
требителя.  БРОУ  и  РОУ  оснащены  органами
автоматического  регулирования  электронного
типа,  обеспечивающими  поддержание  в  задан¬
ных  пределах,  параметров  редуцированного  и
охлажденного  пара.
 Схемы  БРОУ  и  РОУ  показаны  на
рис.  2.3.112.  Пар  высоких  параметров  подво¬
дится  к  дроссельному  или  запорно-дроссельно¬
му  клапану  и  редуцируется  либо  полностью  до
требуемой  величины,  либо  частично.  Частично
сдросселированный  пар,  проходя  через  дрос¬
сельные  решетки,  помещенные  в  дросселирую¬
щих  устройствах  или  охладителях  пара,  снижа¬
ет  давление  до  требуемой  величины  и  охлажда¬
ется  водой  или  пароводяной  смесью,  подавае¬
мой  в  охладитель  пара  через  механические  рас¬
пылители  или  форсунки.  Количество  охлаж¬
дающей  воды  регулируется  установленным  на
трубопроводе  регулирующим  клапаном,  управ¬
ляемым  встроенным  электроприводом.
 Редукционно-охладительные  установки
БКЗ.  Их  изготовляют  для  снижения  давления
и  температуры  пара  (РОУ)  либо  только  для

РЕДУКЦИОННО-ОХЛАДИТЕЛЬНЫЕ  УСТАНОВКИ
 229
 2.3.29.  Технические  характеристики  редукционно-охладительных  установок
 Установки
 Z>,  т/ч
 /?1,  МПа
 о
 о
 рол,  МПа
 ^ов,°С
 Ръ  МПа
 о
 о
 БРОУ-1
 580
 565
 1,5
 50
 0,6...0,9
 200
 БРОУ-П
 740
 25,5
 545
 1,5
 50
 0,6...0,9
 250
 БРОУ-Ш
 600
 545
 1,5
 160
 4,0
 380
 РОУ-И
 20
 5,5
 2,5...2,7
 997
 РОУ-Н
 170...230
 15
 10,0
 510...540
 РОУ-Ш
 60
 5,5
 1,5...2,0
 250
 РОУ-IV
 150
 14
 570
 5,5
 160
 1,0...1,6
 250
 РОУ-V
 250
 5,5
 1,0...1,4
 250
 РОУ-VI
 60
 1,5
 50
 0,12...0,25
 150
 РОУ-VII
 150
 1  А
 С7П
 1,5
 50
 0,12...0,25
 150
 РОУ-VIII
 250
 14
 э  /и
 5,5
 160
 1,5...2,0
 250
 РОУ-IX
 250
 1,5
 50
 0,6
 190
 РОУ-I
 20
 15
 3,5...4,5
 280...330
 РОУ-I
 30
 5,5
 2,0...2,8
 240...260
 РОУ-II
 40
 5,5
 0,8...1,3
 220...240
 РОУ-П
 50
 1П
 САП
 5,5
 1  АП
 1,5...2,0
 240...260
 РОУ-Ш
 100
 IU
 15
 iou
 2,9...3,3
 380...420
 РОУ-IV
 80
 5,5
 1,0...1,3
 230...240
 РОУ-IV
 100
 5,5
 1,5...2,0
 240...260
 РОУ-V
 230
 15
 2,9...3,3
 380...420
 РОУ-VI
 110
 0,8...1,3
 220...240
 РОУ-VI
 150
 1  п
 САП
 с  с
 с  с
 1,8...2,0
 250...260
 РОУ-VII
 150
 1U
 J,  J
 J,J
 1,0...1,3
 230...240
 РОУ-УИ
 250
 1,8...2,0
 250...260
 РОУ-VIII
 60
 0,12...0,25
 150...170
 РОУ-IX
 100
 1П
 С/4П
 1  с
 СП
 0,25...0,35
 170...190
 РОУ-IX
 120
 1U
 1,J
 jU
 0,45
 150...200
 РОУ-Х
 100
 0,12...0,25
 150...170
 РОУ-Х1
 30
 1П
 С/4П
 1,5
 50
 0,12...0,25
 150...170
 ОУ-1
 230
 IU
 J'+U
 15
 160
 10
 510
 Обозначения:/)  —  производительность;  Р\,Р2  —  давление  острого  и  редуцированного  пара;
р0  В,Т0В  —  давление  и  температура  охлаждающей  воды;  ТЬТ2  —  температура  острого  и  редуцирован¬
ного  пара.
 снижения  давления  пара  (РУ)  до  необходимых
параметров  (рис.  2.3.113).  Пар  по  паропроводу
подводится  к  регулирующему  клапану  2,  в  ко¬
тором  осуществляется  первая  ступень  сниже¬
ния  (дросселирования)  его  давления.  При
больших  перепадах  давлений  с  целью  умень¬
шения  уровня  шума  во  время  работы  установ¬
ки  снабжаются  дополнительными  ступенями
дросселирования.  В  зависимости  от  давления
острого  и  редуцированного  пара  в  качестве  до¬
 полнительных  ступеней  устанавливают  дрос¬
сельные  решетки  (одну  или  две),  дроссельную
и  дроссельно-охладительную  решетки  или
только  дроссельно-охладительную  решетку.
 Снижение  температуры  острого  пара  дос¬
тигается  впрыскиванием  охлаждающей  воды  в
поток  через  сопла  в  дроссельно-охладитель-
ную  решетку  или  охладитель  пара.  Заданные
значения  давления  и  температуры  редуциро¬
ванного  пара  поддерживаются  автоматически

230  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.112.  Схемы  редукционно-охладительных  установок  ЧЗЭМ:
 а  —  РОУ;  1  —  задвижка;  2  —  дроссельный  клапан;  3  —  охладитель  пара;  4  —  импульсный  клапан;
5  —  главный  предохранительный  клапан;  6  —  запорный  вентиль;  7  —  обратный  клапан;  8  —  регули¬
рующий  вентиль  (клапан);  9  —  запорный  вентиль;  б  —  БРОУ;  1  —  запорно-дроссельный  клапан;
 2 	—  дросселирующее  устройство;  3  —  охладитель  пара;  4  —  форсунка;  5  —  запорный  вентиль;  6  —  об¬
ратный  клапан;  7  —  регулирующий  вентиль;  8  —  запорный  вентиль;  9  —  дроссельный  вентиль
 Рис.  2.3.113.  Схема  редукционно-охладительной  установки:
 1  —  задвижка  или  вентиль;  2  —  регулирующий  клапан;  3  —  охладитель  пара;  4  —  предохранитель¬
ный  клапан;  5  —  импульсный  клапан;  6  —  запорный  вентиль;  7  —  регулирующий  клапан;
 8 	—  игольчатый  вентиль;  9  —  автоматика  РОУ
 электронными  регуляторами  путем  воздейст¬
вия  через  КДУ  на  паровой  2  и  водяной  7  регу¬
лирующие  клапаны.  Кроме  того,  для  регули¬
рования  температуры  пара  предусмотрен  регу¬
лирующий  клапан  с  ручным  приводом.  Для
предупреждения  повышения  давления  сверх
заданного  каждая  установка  снабжена  предо¬
хранительными  клапанами  или  импульс¬
но-предохранительными  устройствами  4  и  5,
количество  которых  зависит  от  производи¬
 тельности  установки,  а  также  от  параметров
редуцированного  и  охлажденного  пара.
 Для  предотвращения  заброса  пара  в  ма¬
гистраль  охлаждающей  воды  при  падении  дав¬
ления  в  ней  на  линии  должен  быть  установлен
обратный  клапан.
 Охладительные  установки  БКЗ  предназна¬
чены  для  снижения  температуры  пара  до  пара¬
метров,  необходимых  потребителю.  Установки
состоят  в  основном  из  стальной  трубы,  на  од¬

ГОРИЗОНТАЛЬНЫЕ  ПОВЕРХНОСТНЫЕ  ПОДОГРЕВАТЕЛИ  СЕТЕВОЙ  ВОДЫ  231
 Рис.  2.3.114.  Дроссельно-запорный  клапан  БРОУ  блока  300  МВт  ОАО  «ЛМЗ»  (а)
и  дроссельный  клапан  РОУ  ОРГРЭС  (б):
 I  —  пар;  II  —  вода
 ном  конце  которой  приварены  фланцы  для  ус¬
тановки  сопл,  впрыскивающих  воду  для  охлаж¬
дения  пара,  а  на  другом  конце  имеется  карман
(штуцер)  для  сбора  и  отвода  конденсата  и  из¬
лишней,  неиспарившейся  воды.  Для  предот¬
вращения  заброса  пара  в  магистраль  охлаждаю¬
щей  воды  при  падении  давления  в  ней  на  ли¬
нии  охлаждающей  воды  устанавливают  обрат¬
ный  клапан.  Забор  импульса  для  автоматиче¬
ского  регулятора  температуры  рекомендуется
располагать  на  расстоянии  10...  12  м  от  места
ввода  охлаждающей  воды.  На  трубопроводе  в
конце  трубы  размещен  конденсатоотводчик.
 Клапаны  БРОУ  и  РОУ  выпускают  разные
предприятия-изготовители.  На  рис.  2.3.114  по¬
казаны  клапаны  БРОУ  и  РОУ.  К  дроссельному
клапану  присоединен  на  фланцах  трехходовой
противоточный  пароохладитель,  в  котором
расширение  пара  и  испарение  воды  происхо¬
дят  в  последовательно  включенных  концен¬
трических  кожухах,  после  чего  пар  поступает  в
магистральный  трубопровод.
 2.3.12. 	ГОРИЗОНТАЛЬНЫЕ
ПОВЕРХНОСТНЫЕ  ПОДОГРЕВАТЕЛИ
СЕТЕВОЙ  ВОДЫ  ДЛЯ  ПРОМЫШЛЕННЫХ
ТЭЦ  И  КОТЕЛЬНЫХ
 Пароводяные  подогреватели  сетевой  воды.
 Подогреватели  типа  ПП.  Подогреватели  этого
типа  составляют  основную  часть  сетевых  по¬
догревателей  в  котельных  с  паровыми  котла¬
ми,  на  ТЭЦ  малой  и  средней  мощности  и  в
 ряде  других  промышленных  энергоустановок.
Все  подогреватели  выполнены  по  единой
конструктивной  схеме  (рис.  2.3.115):  грею¬
щий  пар  В  поступает  в  межтрубное  простран¬
ство,  нагреваемая  вода  Д  движется  внутри  ла¬
тунных  труб  3  диаметром  16x1  мм.  Концы
труб  развальцованы  в  большой  и  малой  труб¬
ных  решетках  основной  1  и  малой  4  водяных
камер.
 Выпускается  три  серии  таких  аппаратов
для  работы  по  температурным  графикам  (во¬
ды/пара):  70/150  °С  (трубная  система  длиной
 3 	м,  четырехходовая  по  воде),  70/130  °С  (3  м,
двухходовая  по  воде)  и  70/95  °С  (2  м,  двухходо¬
вая  по  воде).  Корпусы  изготовляют  из  стандарт¬
ных  сварных  или  бесшовных  труб  диаметром
 325...820  мм  (кроме  377),  площадью  поверх¬
ностей  нагрева  6,3...  108  м2.  Подогреватели  име¬
ют  эллиптические  или  плоские  днища  (до
диаметра  корпуса  480  мм  включительно).
 Для  подогревателей  установлены  приве¬
денные  ниже  рабочие  параметры  сред.
 Давление  пара,  МПа:
 номинальное  для  температурного
 графика,  °С:
 70/130  и  70/150  	 0,7
 70/95  	 0,2
 максимальное 		10
 Максимальное  давление  воды,  МПа 	 1,6
 Максимальная  температура,  °С:
 пара 	 300
 воды 	 200

232  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.115.  Схема  пароводяного  подогревателя  типа  ПП:
 1  —  основная  водяная  камера;  2  —  корпус;  3  —  трубная  система;  4  —  малая  водяная  камера;
 5 	—  съемная  часть  корпуса;  6  —  пароотбойный  щиток;  А,  Б  —  вход  и  выход  нагреваемой  воды;
В  —  вход  пара;  Г  —  отвод  паровоздушной  смеси;  Д  —  отвод  конденсата
 К  достоинствам  подогревателей  типа  ПП
можно  отнести:
 простоту  конструкции;
применение  для  всех  элементов  стандарт¬
ных  и  доступных  материалов  (труб,  листов  и  др.);
разборность;
 наличие  «плавающей»  камеры,  обеспечи¬
вающей  компенсацию  температурных  расши¬
рений  трубного  пучка  относительно  корпуса;
 применение  прямых  труб,  что  позволяет
производить  их  очистку  и  замену  в  условиях
эксплуатации;
 высокую  степень  унификации.  Подогрева¬
тели  различаются  по  существу  лишь  длиной
трубных  пучков  и  перегородками  водяных  камер;
 уменьшенный  диаметр  большой  трубной
доски,  не  доходящей  до  болтовых  отверстий,
что  позволяет  снизить  расход  толстого  листа.
 Конструкция  этих  аппаратов,  остающая¬
ся  неизменной  на  протяжении  более  40  лет,
имеет  следующие  неудачные  решения:
 крепление  стального  пароотбойного  щитка
непосредственно  на  верхних  рядах  латунных
труб  пучка  напротив  парового  патрубка,  что
обусловливает  повреждение  труб  вследствие  пе¬
редачи  на  них  вибрационного  воздействия  щит¬
ка  и  элементов  его  крепления.  Кроме  того,  па¬
роотбойный  щиток  имеет  слишком  малые  раз¬
меры  по  сравнению  с  диаметром  пароподводя¬
щего  патрубка,  и  трубы  недостаточно  защище¬
ны  от  воздействия  потока  пара  с  каплями  влаги;
 отсутствуют  штуцеры  для  установки  при¬
боров  контроля  уровня  конденсата  в  корпусе;
 многоходовое  движение  пара  через  пу¬
чок.  Поскольку  температура  пара,  как  прави¬
ло,  близка  к  температуре  насыщения,  при  та¬
 кой  схеме  увеличивается  гидравлическое  со¬
противление  трубного  пучка  по  пару.  Кроме
того,  снижается  эффективность  теплообмена  в
тех  зонах  трубного  пучка,  в  которых  пар  дви¬
жется  вверх,  препятствуя  стеканию  пленки
конденсата  с  поверхности  труб;
 расположение  опорно-направляющих  пе¬
регородок  в  трубном  пучке  с  равным  шагом,  а
количество  несконденсированного  пара  умень¬
шается  от  хода  к  ходу.  Это  приводит  к  последо¬
вательному  снижению  скорости  пара  и  эффек¬
тивности  теплообмена  от  хода  к  ходу;
 отсутствует  зона  охлаждения  паровоз¬
душной  смеси,  штуцер  ее  отвода  расположен
неоптимально  (практически  через  него  отво¬
дится  чистый  пар);
 уменьшенный  диаметр  большой  трубной
доски  и  отсутствие  в  ней  отверстий  для  болтов
усложняют  проведение  сборочно-разборочных
работ  и  гидроиспытаний  трубной  системы,  не
собранной  с  корпусом;
 длины  свободных  пролетов  теплообменных
труб  в  пучке  значительно  больше  допускаемых
по  условиям  вибрационной  надежности;
 трубный  пучок  не  имеет  жесткого  несуще¬
го  каркаса,  что  затрудняет  его  выемку  (вставку)
из  корпуса;
 нерациональное  конструктивное  испол¬
нение  разъема  малая  трубная  доска  —  фланец
«плавающей»  камеры,  что  определяет  невысо¬
кий  коэффициент  заполнения  теплообменны¬
ми  трубами  поперечного  сечения  корпуса;
 отсутствие  системы  отвода  из  корпуса  па¬
ровоздушной  смеси  и  зоны  для  ее  охлаждения.
 Кроме  того,  некоторые  характерные  осо¬
бенности  конструкции  приводят  к  усложне¬

ГОРИЗОНТАЛЬНЫЕ  ПОВЕРХНОСТНЫЕ  ПОДОГРЕВАТЕЛИ  СЕТЕВОЙ  ВОДЫ
 233
 нию  схемы  котельной  и  необходимости  при¬
менения  дополнительного  оборудования.
Максимальное  рабочее  давление  пара  для  по¬
догревателей  ПП  составляет  1  МПа,  в  то  вре¬
мя  как  в  серийных  котлах  типа  ДЕ  номиналь¬
ное  давление  вырабатываемого  пара  составля¬
ет  1,4  МПа,  что  обусловливает  необходимость
установки  быстродействующих  редукционных
установок  (БРУ)  2  и  двух  предохранительных
клапанов  3  на  корпусах  подогревателей  4
(рис.  2.3.116,  а).  На  линии  отвода  конденсата
за  подогревателями  обычно  приходится  уста¬
навливать  группу  охладителей  конденсата  (ОК)
7,  отводимого  чаще  всего  в  деаэратор  8  атмо¬
сферного  давления  [19].  В  качестве  выносных
 О 	К  наиболее  часто  применяют  соответствую¬
щие  по  расходу  типоразмеры  водо-водяных  по¬
догревателей.  Обычно  к  одному  пароводяному
подогревателю  устанавливают  два  таких  после¬
довательно  включенных  теплообменника.  Уста¬
новка  трех  отдельных  аппаратов  усложняет  об¬
вязку  труб,  требует  увеличенных  площадей  для
их  размещения,  больших  затрат  на  эксплуата¬
цию  и  ремонт  оборудования.
 Таким  образом,  подогреватели  типа  ПП
не  отвечают  современным  требованиям  и  не
рекомендуются  к  применению.
 Сетевые  подогреватели  типа  ППРУ  с  пуч¬
ком  из  U-образных  труб.  Аппараты  с  U-образ-
ными  трубами  широко  применяются  в  энерге¬
тических  ПТУ  (ПНД,  ПВ,  различных  охлади¬
телях  и  др.)  [12].  Для  промышленной  энерге¬
 тики  и  систем  теплоснабжения  подобные  по¬
догреватели  сетевой  воды,  разработанные  с
учетом  современных  требований,  до  последне¬
го  времени  практически  не  изготовлялись.
 ООО 	«Бойлер»  с  1996  г.  выпускает  горизон¬
тальные  пароводяные  подогреватели  типа
ППРУ  с  трубными  пучками  из  U-образных  ла¬
тунных  или  стальных  труб  длиной  1...3  м,  диа¬
метром  16x1  мм  на  два  и  четыре  хода  воды
(рис.  2.3.117).  Подогреватели  рассчитаны  на
рабочее  давление  сред  1,6  МПа.  Прототипом
этих  подогревателей  являются  горизонтальные
пароводяные  подогреватели  мод.  АХ  фирмы
Альстом.
 Корпус  2,  одинаковый  для  двух-  и  четы¬
рехходового  исполнений,  изготовлен  из  сталь¬
ных  труб  стандартным  диаметром  от  114  до
630  мм,  имеет  увеличенную  длину.  Между  кон¬
цом  трубного  пучка  3  и  заглушкой  остается
свободный  объем,  в  который  поступает  пар  В.
Трубная  система,  также  одинаковая  для  этих
исполнений:  имеет  каркас,  образуемый  труб¬
ной  доской,  перегородками  и  анкерными  свя¬
зями,  служащий  для  обеспечения  жесткости  и
вибрационной  надежности  трубного  пучка,  а
также  для  облегчения  сборки  трубной  системы
в  процессе  изготовления.  Трубные  пучки  име¬
ют  повышенную  плотность  упаковки  (тесные
пучки)  с  шагом  расположения  труб  19,2  мм,
меньшим,  чем  в  подогревателях  типа  ПП
(22  мм).  Перегородки  со  степенью  затенения
50%  установлены  в  трубном  пучке  попарно  с
 Рис.  2.3.116.  Схемы  котельных  при  комплектации  узла  подогрева  сетевой  воды  серийными  подогре¬
вателями  (а)  и  подогревателями  со  встроенными  ОК  типа  ПВМР  (б):
 1  —  паровой  котел;  2  —  БРУ;  3,5—  предохранительные  клапаны;  4  —  пароводяной  подогреватель;
 6 	—  тепловой  потребитель;  7  —  выносной  ОК  (группы  подогревателей);  8  —  деаэратор;  9  —  регуля¬
тор  давления;  10  —  охладитель  деаэрированной  воды  (группа  подогревателей);  11  —  питательный
насос;  12  —  сетевой  насос;  Л  —  добавочная  вода

234  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.117.  Схема  подогревателей  типа  ППРУ:
 А,  Б  —  вход-выход  сетевой  воды;  В  —  вход  пара;  Г—  отвод  конденсата;  Д—  вспомогательные  штуцеры
 шагом  около  950  мм  и  с  расстояниями  между
перегородками  в  паре  50,  100  и  150  мм,  по¬
скольку  рассматриваются  только  в  качестве
промежуточных  опор  для  труб.  Водяная  камера
1  имеет  приварную  крышку  у  двухходового  по¬
догревателя  и  съемную  —  у  четырехходового.
 Преимущества  подогревателей  типа  ППРУ
в  сравнении  с  аппаратами  типа  ПП,  обуслов¬
ленные  применением  трубных  пучков  из  U-об-
разных  труб,  следующие:
 лучшее  заполнение  трубами  внутреннего
объема  корпуса,  а  следовательно,  устранение
холостых  протечек  пара  помимо  трубного  пуч¬
ка,  увеличение  площади  поверхности  теплооб¬
мена,  размещаемой  в  корпусах  (более  высокие
показатели  компактности  теплообменника
F/V  —  отношение  площади  поверхности  на¬
грева  к  объему  корпуса),  более  высокая  тепло¬
вая  мощность  при  одинаковых  диаметрах  кор¬
пусов;
 меньшая  удельная  материалоемкость;
меньшее  в  2  раза  число  соединений  труб
с  трубными  досками,  а  также  более  надежная
(в  некоторых  случаях)  компенсация  разности
температурных  расширений  корпуса  и  трубно¬
го  пучка;
 меньшая  металлоемкость  за  счет  исклю¬
чения  малой  трубной  доски,  малой  водяной
камеры  с  фланцем  и  крепежными  элементами.
 К  преимуществам  подогревателей  типа
ППРУ  следует  отнести:
 исключение  из  конструкции  пароотбой¬
ного  щита  благодаря  переносу  парового  пат¬
рубка  на  другой  конец  корпуса,  что  повышает
надежность  и  степень  заполнения  поперечно¬
го  сечения  корпуса  теплообменными  трубами;
 применение  камер  со  съемными  крышка¬
ми,  что  позволяет  производить  внутреннюю
очистку  аппарата  без  снятия  камеры;  при  этом
 имеет  место  некоторое  повышение  материало¬
емкости  подогревателей  за  счет  увеличения
диаметра  крышки  и  появления  дополнитель¬
ного  фланца;
 согласование  подогревателей  по  расчет¬
ному  давлению  с  котлами  типа  ДЕ,  а  следова¬
тельно,  исключение  из  схемы  предохранитель¬
ных  клапанов,  а  в  ряде  случаев,  БРУ  (РОУ);
 согласование  присоединительных  разме¬
ров  с  водо-водяными  подогревателями  типа
ПВРУ,  что  позволяет  получать  простые  по
компоновке  и  малые  по  габаритным  размерам
блоки  подогрева  сетевой  воды.
 Недостатками  этих  подогревателей,  в
сравнении  с  подогревателями  ПП,  являются:
значительно  худшая  ремонтопригодность
(практически  невозможно  заменить  вышед¬
шие  из  строя  трубы  в  средней  части  пучка),  за¬
трудненность  очистки  механическими  спосо¬
бами  внутренней  поверхности  труб  и  необхо¬
димость  применения  для  этой  цели  специаль¬
ной  оснастки.  В  условиях  эксплуатации  мож¬
но  лишь  заглушить  вышедшие  из  строя  трубы;
 принятая  расстановка  перегородок  в
трубном  пучке,  которая  обусловила  многохо¬
довое  движение  пара  через  пучок,  очень  малые
проходные  сечения  между  спаренными  пере¬
городками,  что  привело  к  существенному  по¬
вышению  скорости  пара  и  гидравлического
сопротивления  трубного  пучка  по  паровой
стороне,  особенно  при  «тесной»  упаковке
трубного  пучка;
 ухудшение  работы  при  некоторых  режи¬
мах  находящейся  вблизи  к  трубной  доске  и
удаленной  от  парового  патрубка  зоны  трубно¬
го  пучка,  особенно  для  трубных  пучков  дли¬
ной  3  м,  по  тем  же  причинам,  с  учетом  значи¬
тельно  большего,  чем  у  воды,  удельного  объе¬
ма  пара;

ГОРИЗОНТАЛЬНЫЕ  ПОВЕРХНОСТНЫЕ  ПОДОГРЕВАТЕЛИ  СЕТЕВОЙ  ВОДЫ  235
 схема  движения  пара  и  воды  во  втором
(а  также  в  четвертом,  при  его  наличии)  ходе
стала  прямоточной  из-за  переноса  парового
патрубка  в  концевую  зону  аппарата,  что  сни¬
жает  эффективность  части  теплообменной  по¬
верхности,  образованной  трубами  этих  ходов;
 длина  незакрепленного  пролета  труб
(950  мм)  почти  в  2  раза  превышает  допустимую
с  точки  зрения  вибрационной  надежности;
 бблыдая  сложность  изготовления  отли¬
чающихся  друг  от  друга  длиной  и  радиусом  ги-
ба  труб  из  разных  рядов.
 В  целом  по  сравнению  с  аппаратами  типа
ПП  подогреватели  ППРУ  несколько  уступают
им  в  надежности,  однако  имеют  при  одинако¬
вом  диаметре  корпуса  более  высокую  тепло¬
вую  эффективность  и  меньшую  металлоем¬
кость,  поэтому  при  определенных  условиях,
особенно  на  чистой  воде,  они  могут  успешно
эксплуатироваться.
 Сетевые  подогреватели  типа  ППМ  с  кон¬
денсирующей  поверхностью.  В  этих  подогрева¬
телях  реализована  новая,  ранее  в  них  не  при¬
менявшаяся,  схема  организации  движения  по¬
токов  пара,  конденсата  и  паровоздушной  сме¬
си,  при  сохранении  габаритных  присоедини¬
тельных  размеров  аппаратов  типа  ПП.  При
этом  устранены  присущие  последним  недос¬
татки.  При  их  создании  учитывалось,  что
большой  парк  подогревателей  типа  ПП  нахо¬
дится  в  эксплуатации  несмотря  на  несоответ¬
ствие  современному  техническому  уровню,  и
возможна  их  простая  замена  на  подогреватели
типа  ППМ  (перенесен  только  штуцер  отвода
паровоздушной  смеси).  Так  же  как  и  у  подог¬
ревателей  ПП  конструкция  допускает  разбор¬
ку  на  узлы  для  ремонта  и  очистки.
 В  подогревателях  типа  ППМ  максималь¬
но  устранены  недостатки  подогревателей  ПП:
изменена  конструкция  трубной  систе¬
мы  —  ее  схема  приближена  к  схеме  паровых
трактов  конденсаторов  паровых  турбин.  По¬
ступающий  в  подогреватель  пар  распределяет¬
ся  по  всей  длине  зоны  конденсации  и  во  всех
ее  отсеках  движется  сверху  вниз  (одноходо¬
вой).  Свободный  объем  в  верхней  части  подог¬
ревателя,  над  зоной  конденсации  является  па¬
ровым  раздающим  коллектором,  из  которого
пар  несколькими  параллельными  нисходящи¬
ми  потоками  проходит  через  трубный  пучок.
Распределение  его  массовых  расходов  по  уча¬
сткам  (длине)  зоны  конденсации  саморегули¬
руется.  Нисходящее  движение  пара  и  его  кон¬
денсата  во  всей  зоне  конденсации  обеспечива¬
 ет  более  полное  удаление  с  поверхности  теп¬
лообменных  труб  конденсатной  пленки  и  спо¬
собствует  выравниванию  тепловых  нагрузок
поверхности  зоны  конденсации,  общему  по¬
вышению  интенсивности  теплообмена  и  сни¬
жению  гидравлического  сопротивления  труб¬
ной  системы  с  паровой  стороны;
 тепловая  мощность  увеличена  примерно
на  20%;
 трубная  система  имеет  каркас,  образуе¬
мый  трубными  досками,  перегородками  и  ан¬
керными  связями  и  служащий  для  облегчения
сборки  трубной  системы  и  крепления  пароот¬
бойного  щита;
 пароотбойный  щит  выполнен  с  отвер¬
стиями  и  крепится  к  анкерным  связям  каркаса
трубной  системы,  большой  трубной  доске  и
ближайшей  к  ней  перегородке;
 расстояние  между  перегородками  трубно¬
го  пучка  составляет  350...450  мм,  что  обеспе¬
чивает  его  высокую  вибронадежность;
 в  трубной  системе  реализована  схема  не¬
прерывного  отвода  паровоздушной  смеси  из
всех  участков  зоны  конденсации  пара  подогре¬
вателей  с  отсеком  для  ее  охлаждения,  располо¬
женным  между  малой  трубной  доской  и  ближ¬
ней  к  ней  перегородкой  трубного  пучка.
В  этот  отсек  перенесен  и  штуцер  отвода  паро¬
воздушной  смеси  из  подогревателя;
 возможно  исключение  из  схемы  предо¬
хранительных  клапанов  на  корпусе,  а  также,  в
ряде  случаев,  БРУ  (РОУ),  поскольку  по  усло¬
виям  прочности  подогреватели  рассчитаны  на
давление  1,6  МПа.
 Известно,  что  неполное  удаление  воздуха
из  поверхностных  аппаратов  конденсирующе¬
го  типа  значительно  понижает  их  общую  теп¬
ловую  эффективность.  Недогрев  воды  bt  в  ко¬
жухотрубных  пароводяных  подогревателях  за¬
висит  от  концентрации  воздуха  Gb  (неконден-
сирующихся  газов)  в  паре  (см.  рис.  2.3.52).
При  содержании  воздуха  в  паре,  составляю¬
щем  0,2%,  такие  подогреватели  практически
перестают  работать.
 Сетевые  подогреватели  типа  ППМР  с  кон¬
денсирующей  поверхностью.  В  конструкцию  по¬
догревателей  типа  ППМР  по  сравнению  с  ап¬
паратами  ПП  внесены  следующие  изменения:
применена  однопроходная  схема  движе¬
ния  пара  в  трубном  пучке;
 изменены  тип  и  число  опорных  перего¬
родок;
 изменены  конструкция  пароотбойного
щита  и  его  крепление;

236  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 введена  система  охлаждения  и  непрерыв¬
ного  отвода  паровоздушной  смеси  из  корпуса;
 упорядочена  схема  отвода  КГП  с  поверх¬
ности  труб  в  пучке;
 введен  каркас  трубной  системы  для  по¬
вышения  ее  жесткости  и  уменьшения  вибра¬
ции  труб  пучка;
 допускается  применение  (кроме  труб
диаметром  16x1  мм)  труб  диаметром  19x1  и
22x1  мм.  Длина  труб  2  или  3  м;
 обеспечена  возможность  выемки  трубной
системы  из  корпуса;
 разработаны  подогреватели  с  рабочим
давлением  пара  1,4  и  0,7  МПа;
 изменена  конструкция  съемной  части
корпуса,  что  позволяет  размещать  в  корпусе
большее  число  труб  и  значительно  сократить
перетечки  пара  помимо  трубного  пучка.
 Несмотря  на  меньшие  габаритные  разме¬
ры  подогревателей  типа  ППМР  их  тепловая
мощность  больше  мощности  серийных  подог¬
ревателей  типа  ПП.  Подогреватели  типа
ППМР  могут  поставляться  в  блоке  с  вод  о-во¬
дяным  теплообменником  типа  ПВМР,  предна¬
значенным  для  охлаждения  КГП  (рис.  2.3.118).
Техническая  характеристика  подогревателей
сетевой  воды  типа  ППМР  приведена  в
табл.  2.3.30.
 Сетевые  подогреватели  со  встроенными
охладителями  конденсата.  Для  исключения  не¬
достатков  схем  подогрева  сетевой  воды  с  вы¬
носными  охладителями  конденсата  создана
серия  подогревателей  со  встроенными  ОК.
 Рис.  2.3.118.  Схема  блока  подогревателей
ППМР  и  ПВМР:
 1  —  передняя  водяная  камера;  2  —  корпус;
3  —  съемная  часть  корпуса;  А,  Б  —  отвод,  под¬
вод  сетевой  воды;  В  —  подвод  пара;  Г  —  отвод
конденсата;  Д  —  отвод  паровоздушной  смеси
 Новые  подогреватели  сохранили  определен¬
ную  преемственность  по  отношению  к  подог¬
ревателям  ПП:
 для  корпусов  применены  стальные  трубы
стандартных  диаметров;
 поверхности  теплообмена  могут  быть  со¬
браны  из  прямых  латунных,  мед  но-  никелевых
или  стальных  труб  (в  зависимости  от  состава
воды),  развальцованных  в  трубных  досках;
 задняя  водяная  камера  и  крышка  корпуса
практически  не  претерпели  изменений.
 В  то  же  время  ряд  узлов  существенно  пе¬
реработан.
 1. 	В  трубную  систему  введен  каркас,
обеспечивающий  ее  большую  жесткость.  Схе¬
ма  движения  пара  в  зоне  конденсации  приня¬
та  аналогичной  с  аппаратами  типа  ППМ;
 2. 	Полностью  изменен  узел  впуска  па¬
ра  —  пароотбойный  щит  имеет  отверстия,
большие  размеры  и  крепится  к  каркасу  труб¬
ной  системы.
 3. 	Часть  трубок,  входящих  в  состав  пер¬
вого  хода  сетевой  воды,  заключена  в  кожух  и
образует  встроенный  ОК.
 Схема  такого  подогревателя  показана  на
рис.  2.3.119.  Подогреватели  всех  типоразмеров
состоят  из  передней  (распределительной)  во¬
дяной  камеры  7,  корпуса  2,  трубной  системы  3
с  задней  «плавающей»  водяной  камерой  4,
съемной  крышки  корпуса.  Трубные  системы
обычно  набраны  из  латунных  труб  диаметром
16x1  мм,  длиной  3  м,  имеют  двухходовое  по
нагреваемой  сетевой  воде  исполнение.  В  меж-
трубном  пространстве  встроенного  ОК  уста¬
новлены  сегментные  перегородки,  служащие
для  поддержания  скорости  конденсата
 0,5...  1  м/с  в  зависимости  от  его  расхода.  Охла¬
ждаемый  конденсат  и  нагреваемая  сетевая  во¬
да  в  ОК  движутся  по  схеме  перекрестного  про¬
тивотока.  ОК  имеет  встроенный  гидрозатвор,
что  обеспечивает  постоянное  заполнение  кон¬
денсатом  практически  всего  его  объема.  По¬
верхность  зоны  конденсации  пара  в  трубных
системах  образуют  не  входящая  в  охладитель
конденсата  часть  труб  первого  хода  сетевой
воды,  а  все  трубы  второго  хода.
 Подогреватели  имеют  встроенный  охла¬
дитель  паровоздушной  смеси.  Благодаря  одно¬
проходному  по  пару  движению  снижается  его
гидравлическое  сопротивление,  используется
«скоростной  эффект»  потока  пара,  а  система
становится  саморегулируемой  в  части  количе¬
ственного  распределения  пара  по  параллель¬
ным  каналам,  образованным  перегородками.

ГОРИЗОНТАЛЬНЫЕ  ПОВЕРХНОСТНЫЕ  ПОДОГРЕВАТЕЛИ  СЕТЕВОЙ  ВОДЫ  237
 2.3.30.  Техническая  характеристика  подогревателей  сетевой  воды  типа  ППМР
 Типоразмер
 Gc  в,  т/ч
 ^С.вЛс.В>  С
 F,  м2
 Q,  кВт
 ОК  типа  ПВМР
 114x2-1,6
 2,7
 70/130
 0,6
 196,7
 114x2-1,6
 114x2-1,0
 70/115
 156,3
 114x2-1,0
 159x2-1,6
 10,0
 70/130
 2,2
 737,8
 159x2-1,6
 159x2-1,0
 70/115
 574,5
 159x2-1,0
 168x2-1,6
 13,1
 70/130
 2,7
 924,6
 168x2-1,6
 168x2-1,0
 70/115
 688,9
 168x2-1,0
 219x2-1,6
 22,4
 70/130
 4,8
 1607,7
 219x2-1,6
 219x2-1,0
 70/115
 1251,8
 219м2-1,0
 273x2-1,6
 32,8
 70/130
 7,2
 2305,4
 273м2-1,6
 273x2-1,0
 70/115
 1877,6
 273м2-1,0
 325x2-1,6
 57,1
 70/130
 12,4
 4152,8
 325x2-1,6
 325x2-1,0
 70/115
 3233,4
 325x2-1,0
 377x2-1,6
 90,3
 70/130
 17,6
 5894,2
 377x2-1,6
 377x2-1,0
 70/115
 4589,3
 377x2-1,0
 426x2-1,6
 108,0
 70/30
 23,2
 7771,3
 377x2-1,6
 426x2-1,0
 70/115
 6050,9
 377x2-1,0
 480x2-1,6
 140,3
 70/130
 30,4
 10179,9
 426x2-1,6
 480x2-1,0
 70/115
 7926,2
 426x2-1,0
 530x2-1,6
 184,2
 70/130
 38,0
 12726,6
 530x2-1,6
 530x2-1,0
 70/115
 9907,2
 530x2-1,0
 630x2-1,6
 255,0
 70/130
 56,1
 17767,6
 630x2-1,6
 630x2-1,0
 70/115
 14613,3
 630x2-1,0
 720x2-1,6
 345,5
 70/130
 75,4
 24253,2
 630x2-1,6
 720x2-1,0
 70/115
 19662,5
 630x2-1,0
 820x2-1,6
 430,0
 70/130
 99,1
 33168,2
 720x2-1,6
 820x2-1,0
 70/115
 25825,8
 720x2-1,0
 Примечания:  1.  Обозначения:  GCB  —  расход  сетевой  воды;  tCB/  t'CB  —  температуры  сетевой  во¬
ды  на  входе  в  подогреватель  и  на  выходе  из  него,  °С;  F—  площадь  поверхности  теплообмена;  Q  —  те¬
пловой  поток.  2.  Тепловой  поток  рассчитан  для  подогревателей  ППМР-Ах2-1,6  при  параметрах
греющего  пара  1,4  МПа,  194  °С  (сухой  насыщенный  пар)  и  сетевой  воды  на  входе  1,6  МПа,  70  °С;  для
подогревателей  ППМР-Ах2-1,0  —  при  параметрах  греющего  пара  —  7  МПа,  165  °С  (сухой  насыщен¬
ный  пар).  Расход  пара  и  температуры  сетевой  воды  на  входе  и  выходе  также  рассчитаны,  исходя  из
этих  данных.  3.  Площадь  поверхности  теплообмена  определена  по  наружному  диаметру  труб.  4.  При
применении  труб  из  коррозионно-стойкой  стали  тепловые  потоки  снижаются  на  8...  10%.

238  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.119.  Схема  сетевого  подогревателя  со  встроенным  охладителем  конденсата:
 Л,  Б  —  отвод-подвод  сетевой  воды;  В  —  подвод  греющего  пара;  Г  —  отвод  конденсата
 При  этом  в  каждый  «отсек»  между  перегород¬
ками  поступает  такое  количество  пара,  кото¬
рое  в  нем  может  сконденсироваться.  Из  всех
зон  трубного  пучка  происходит  непрерывное
удаление  паровоздушной  смеси.
 Корпусы  подогревателей  изготовляют  из
стандартных  бесшовных  или  прямошовных
электросварных  труб  с  наружным  диаметром
 426...920  мм.  По  условию  прочности  они  рас¬
считаны  на  давление  1,6  МПа,  однако  для
предотвращения  вскипания  воды  в  трубах  ре¬
комендуется  при  эксплуатации  поддерживать
давление  пара  на  0,1...0,2  МПа  ниже  давления
воды.  Таким  образом,  номинальное  рабочее
давление  пара  составляет  1,4  МПа  (при  давле¬
нии  воды  1,6  МПа),  что  соответствует  номи¬
нальному  рабочему  давлению  пара,  например
в  котлах  типа  ДЕ.
 Таким  образом,  при  использовании  таких
подогревателей  можно  существенно  упростить
схему  подогрева  сетевой  воды  (см.  рис.  2.3.116,  б):
исключить  выносные  охладители  с  трубопро¬
водами  и  арматурой,  БРУ,  предохранительные
клапаны  по  паровой  стороне  и  связанные  с
ними  трубопроводы.  Двухкорпусный  охлади¬
тель  питательной  воды  10  после  деаэратора  из
подогревателей  при  этом  заменяется  одним
аппаратом  типа  ПВМР  (ГОСТ  27590).
 Техническая  характеристика  подогрева¬
телей  со  встроенными  ОК  приведена  в
табл.  2.3.31.  Эти  сетевые  подогреватели  реко¬
мендуется  устанавливать  в  котельных  и  на
промышленных  ТЭЦ  вместо  аналогичных  по
назначению  блоков  подогрева  сетевой  воды,
 состоящих  из  пароводяных  подогревателей
ПП  и  выносных  ОК.
 Водо-водяные  подогреватели  систем  тепло¬
снабжения.  Кожухотрубные  водо-водяные  подог¬
реватели.  До  настоящего  времени  они  являют¬
ся  основным  типом  теплообменных  аппаратов
во  всех  индивидуальных  и  централизованных
системах  снабжения  теплом  и  горячей  водой.
Наибольшее  распространение  получили  жест¬
котрубные  аппараты,  состоящие,  при  необхо¬
димости,  из  нескольких  последовательно  со¬
единенных  «калачами»  блок-секций  1  кор¬
пус  —  трубная  система  (рис.  2.3.120).  Трубные
доски  в  них,  одновременно  являющиеся  флан¬
цами,  приварены  к  корпусам  из  стандартных
сварных  или  бесшовных  труб.  Диаметр  корпу¬
сов  секций  в  этих  подогревателях  Dn  =  57...325
(реже  до  530)  мм,  а  длина  L  =  2  или  4  м.  Не¬
разборные  секционные  водо-водяные  подогре¬
ватели  производятся  в  соответствии  с
ГОСТ  27590  с  латунными  теплообменными
трубами  и  двухсекторными  перегородками  из
латуни  ЛЦ40СД  16  типоразмеров.
 К  основным  недостаткам  такого  испол¬
нения  подогревателей  относятся:
 практическая  невозможность  очистки
межтрубного  пространства,  вследствие  чего  их
исходно  невысокая  тепловая  мощность  при
эксплуатации  достаточно  быстро  и  заметно
снижается;
 неремонтопригодность  (замена  поврежден¬
ных  трубок  затруднена,  а  часто  невозможна);
 для  последовательного  соединения  секций
таких  подогревателей  требуются  специальные

2.3.31.  Техническая  характеристика  и  габаритно-присоединительные  размеры  подогревателей  ПП1  со  встроенными  охладителями  конденсата
 ГОРИЗОНТАЛЬНЫЕ  ПОВЕРХНОСТНЫЕ  ПОДОГРЕВАТЕЛИ  СЕТЕВОЙ  ВОДЫ
 239
 105кп/25ок-16-П
 920
 130
 105
 25
 220...470
 70/136
 32,04
 0,45
 273x8
 377x8
 168x5
 *  При  давлении  пара  0,7  МПа,  номинальном  расходе  сетевой  воды  и  чистых  трубах.
 75кп/23ок-16-П
 820
 98
 75
 23
 190...360
 70/136
 28,900
 0,42
 273x8
 325x8
 133x5
 1
 1
 1
 54кп/15ок-16-П
 j
 720
 69
 54
 15
 130...260
 70/136
 20,800
 0,31
 273x8
 273x8
 114x5
 40кп/12ок-16-П
 630
 52
 40
 12
 92...180
 70/140
 15
 0,24
 219x6
 273x6
 114x5
 23кп/8ок-16-П
 530
 31
 23
 8
 42...100
 70/135
 8,700
 0,26
 159x6
 219x7
 108x4
 13кп/6ок-16-П
 426
 19
 13
 6
 30...78
 70/140
 4,049
 0,25
 114x4
 168x5
 108x4
 Параметры
 Диаметр  корпуса  DK,  мм
 Площадь  поверхности,  м2:
 полная  теплообмена
 зоны  конденсации
 охладителя  конденсата
 Расход  сетевой  воды,  т/ч
 Расчетный  температурный  график,  °С
 Тепловой  поток*,  МВт
 Гидравлическое  сопротивление  труб*,  кгс/см2
 Диаметры  патрубков,  мм:
 входа  и  выхода  сетевой  воды  Ли  Б
 входа  пара  В
 выхода  конденсата  Г

240  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Рис.  2.3.120.  Разъемный  подогреватель  типа  РГ
(из  четырех  секций):
 1  —  блок-секция  корпус—трубная  система;  2  —
соединительный  калач;  3  —  переход;  А—Г  —
вход-выход  нагреваемой  и  греющей  воды
 калачи,  через  поверхность  которых  до  20...25%
теплоты  теряется  в  окружающую  среду;
 повышенные  потери  давления  в  тракте
нагреваемой  воды  и  значительное  увеличение
размеров  многосекционных  аппаратов  вслед¬
ствие  применения  калачей;
 отсутствует  компенсация  температурных
расширений  трубной  системы;
 недостаточно  высокая  исходная  тепловая
эффективность,  особенно  при  отсутствии  пере¬
городок  в  трубных  пучках  и  принятых  низких
скоростях  сетевой  воды  в  трубках  (1  м/с);  введе¬
ние  опорных  перегородок  в  трубные  пучки  этих
подогревателей  позволяет  повысить  коэффици¬
енты  теплопередачи  в  них  до  2...2,5  кВт/(м2-  °С).
 Водо-водяные  подогреватели  с  поверхно¬
стью  нагрева  из  труб  с  U-образными  гибами  ти¬
па  ПВРУ.  Подогреватели  типа  ПВРУ  анало¬
гичны  по  конструкции  пароводяным  подогре¬
вателям  типа  ППРУ  (см.  рис.  2.3.177),  также
выпускаемым  ООО  «Бойлер».  «Тесные»  труб¬
ные  пучки  с  тем  же  шагом  расположения  та¬
ких  же  U-образных  теплообменных  труб  диа¬
метром  16x1  мм.
 Достоинства  и  недостатки  такой  конст¬
рукции  рассмотрены  выше.
 Использование  малого  шага  расположе¬
ния  труб  в  пучке  вызвало  увеличение  толщины
 трубных  досок  по  условиям  прочности.  В  по¬
догревателях  с  диаметром  корпуса  630  мм  тол¬
щина  трубных  досок  достигает  70  мм.
 Водо-водяные  малогабаритные  подогрева¬
тели  тип  ВПМ  (рис.  2.3.121).  В  этих  аппаратах
применены  следующие  новые  конструктивные
решения:
 бронзовые  литые  двухсекторные  перего¬
родки  в  трубных  пучках  заменены  стальными
сегментными;
 принята  двухходовая  схема  движения  на¬
греваемой  воды  в  трубках;  ее  скорость  повы¬
шена  от  1  до  2  м/с;
 подогреватели  всех  типоразмеров  имеют
длину  блоков  корпус  —  трубная  система  2  м.
 Трубные  доски  приварены  к  корпусу.
В  распределительной  камере  имеется  перего¬
родка,  создающая  два  хода  сетевой  воды.
Съемная  крышка  одновременно  является  по¬
воротной  камерой  для  потока  сетевой  воды
между  ее  ходами.  Для  рабочих  давлений  до
1  МПа  используются  плоские  днища,  а  при
давлении  1,6  МПа  —  эллиптические.  Перего¬
родка  распределительной  камеры  укреплена  с
двух  сторон  ребрами  жесткости  из  полос  тол¬
щиной  4...6  мм.
 Корпусы  подогревателей  изготовляют  из
стандартных  прямошовных  электросварных
или  бесшовных  труб  диаметрами  114...426  мм.
Типоразмерный  ряд  аппаратов  ВПМ  сокра¬
щен  до  семи  (вместо  9  по  ГОСТ  27590).  Тех¬
ническая  характеристика  подогревателей  типа
ВПМ  приведена  в  табл.  2.3.32.
 Повышение  тепловой  эффективности  по¬
догревателей  ВПМ  достигнуто  за  счет  следую¬
щих  факторов:  увеличения  номинальной  ско¬
рости  воды  до  2  м/с  в  трубах  и  до  1...  1,2  м/с  в
межтрубном  пространстве;  введения  сегмент¬
ных  перегородок  со  степенью  перекрытия  по¬
перечного  сечения  корпуса  60...65%,  при  этом
более  50%  поверхности  труб  омываются  снару¬
жи  поперечным  потоком  греющей  воды  (в  по-
 Рис.  2.3.121.  Схема  малогабаритного  неразбор¬
ного  водо-водяного  подогревателя  типа  ВПМ:
 1  —  основная  водяная  камера;  2  —  узел  кор¬
пус  —  трубная  система;  3  —  поворотная  водя¬
ная  камера

ГОРИЗОНТАЛЬНЫЕ  ПОВЕРХНОСТНЫЕ  ПОДОГРЕВАТЕЛИ  СЕТЕВОЙ  ВОДЫ
 241
 2.3.32.  Техническая  характеристика  водо-водяных  подогревателей  сетевой  воды  типа  ВПМ
 Типоразмер
 DH,  мм
 F,  м2
 <?св>  т/ч
 Он>  кВт
 N
 ВПМ  114-1,0-И
 114
 1,376
 11
 78,2
 1
 ВПМ  168-1,0-II
 168
 2,948
 20
 105,2
 15
 ВПМ  219-1,0-И
 219
 6,29
 40
 207,0
 32
 ВПМ  273-1,0-И
 273
 11,51
 70
 380,4
 55
 ВПМ  325-1,0-И
 325
 14,74
 100
 457,8
 75
 ВПМ  377-1,0-И
 377
 22,01
 140
 1014,8
 112
 ВПМ  426-1,0-Н
 426
 27,32
 160
 1118,5
 139
 Примечания:  1.  Для  всех  типоразмеров  одинаковыми  являются:  длина  секции  2  м,  рабочее
давление  в  корпусе  1  МПа;  рабочее  давление  в  трубной  системе  1  МПа;  максимальная  температура
сред  150  °С.  2.  Обозначения:  Dn  —  наружный  диаметр;  F  —  площадь  поверхности  теплообмена;
GCB  —  номинальный  расход  сетевой  воды;  QH  —  тепловой  поток  при  номинальном  расходе  сетевой
воды  и  среднем  логарифмическом  температурном  напоре  10  °С;  N  —  число  труб  в  одном  ходе.
3.  Гидравлическое  сопротивление  трубной  системы  не  более  0,015  МПа.
 2.3.33.  Техническая  характеристика  водо-водяных  подогревателей  типа  ПВМР
 Типоразмер
 DH,  мм
 L,  мм
 F,  м2
 <?св>  т/ч
 Q  н,  кВт,  при  трубках
 гладких
 профильно¬
 витых
 ПВМР114-1,0
 114
 2410
 0,97
 6
 31
 37
 ПВМР114-1,6
 2420
 ПВМР159-1Д)
 159
 2436
 2Д
 14
 94,5
 113
 ПВМР159-1,0
 2470
 ПВМР168-1Д)
 168
 2460
 2,9
 18
 112
 134
 ПВМР168-1,6
 2480
 ПВМР219-1Д)
 219
 2510
 5,0
 30
 189
 227
 ПВМР219-1,6
 2540
 ПВМР273-1,0
 273
 2525
 9,4
 55
 379
 455
 ПВМР273-1,6
 2540
 ПВМР325-1Д)
 325
 2630
 14,2
 82
 586
 703
 ПВМР325-1,6
 2680
 ПВМР377-1,0
 377
 2705
 18,7
 110
 786
 943
 ПВМР377-1,6
 2760
 ПВМР426-1,0
 426
 2730
 25,4
 150
 1098
 1318
 ПВМР426-1,6
 2780
 ПВМР480-1,0
 480
 2760
 28,8
 170
 1275
 1530
 ПВМР480-1,6
 2800

242  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 Окончание  табл.  2.3.33
 Типоразмер
 DH,  мм
 L,  мм
 F,  м2
 Gc  в,  т/ч
 Q  н,  кВт,  при  трубках
 гладких
 профильно¬
 витых
 ПВМР530-1,0
 530
 2750
 36,6
 216
 1642
 1970
 ПВМР530-1,6
 2850
 ПВМР630-1,0
 630
 2880
 62,0
 353
 3140
 3768
 ПВМР630-1,6
 2947
 ПВМР720-1,0
 720
 2970
 92,0
 485
 4671
 5605
 ПВМР720-1,6
 3070
 ПВМР820-1,0
 820
 3063
 108,0
 615
 6213
 7455
 ПВМР820-1,6
 3230
 П  римечания:  Последнее  число  в  обозначении  подогревателей  означает  давление  среды  в
МПа.  2.  Обозначения  см.  табл.  2.3.31;  L  —  длина.
 догревателях  с  двухсекторными  перегородками
преобладало  близкое  к  продольному  омывание
труб  греющим  потоком);  сокращения  холо¬
стых  протечек  греющего  потока.  При  этом  в
конструкции  остались  нерешенными  задачи
компенсации  разности  температурных  расши¬
рений  трубной  системы  относительно  корпу¬
са,  обеспечения  ремонтопригодности  в  усло¬
виях  эксплуатации,  возможности  выемки
трубной  системы  из  корпуса  для  очистки  меж-
трубного  пространства  от  загрязнений.
 Ремонтопригодные  малогабаритные  водо-во-
дяные  подогреватели  типа  ПВМР.  Такие  подо¬
греватели  по  конструкции  аналогичны  подогре¬
вателям  типа  ППМР  (см.  рис.  2.3.118).  Они
имеют  разборную  конструкцию,  позволяющую
производить  выемку  трубной  системы  из  корпу¬
са,  очистку  наружной  и  внутренней  поверхно¬
стей  теплообменных  труб,  межтрубного  про¬
странства,  внутренней  поверхности  корпуса,  за¬
мену  поврежденных  труб.
 В  аппаратах  типа  ПВМР  малая  водяная
камера  выполнена  съемной  «плавающей»,  что
позволяет  иметь  надежную  компенсацию  раз¬
ности  температурных  расширений  корпуса  и
трубной  системы.  Принципиально  новым  для
теплообменных  аппаратов  систем  теплоснаб¬
жения  является  соединение  малой  водяной  ка¬
меры  с  задней  трубной  доской,  что  повышает
степень  заполнения  поперечного  сечения  кор¬
пуса  теплообменными  трубами.
 Техническая  характеристика  подогрева¬
телей  новой  серии  приведена  в  табл.  2.3.33.
 Тепловая  эффективность  подогревателей
ПВМР  примерно  на  30...35%  выше,  чем  у  аппа¬
ратов,  изготовленных  по  ГОСТ  27590.  Достигает¬
ся  это  за  счет  оптимизации  условий  теплообмена:
повышения  до  2  м/с  номинальной  скоро¬
сти  воды  в  трубах  (для  латунных  труб);
 поддержания  скорости  воды  в  межтруб-
ном  пространстве  1...  1,2  м/с.
 2.3.13. 	ПРИНЦИПЫ  ПРОЕКТИРОВАНИЯ
И  МЕТОДЫ  РАСЧЕТА  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 Общие  положения.  Тепловая  схема  харак¬
теризует  сущность  основного  технологическо¬
го  процесса  тепловой  электростанции  —  про¬
цесса  преобразования  энергии  пара  и  исполь¬
зования  его  теплоты.  Она  определяет  уровень
ее  технического  совершенства  и  тепловую  эко¬
номичность.  Тепловая  схема  устанавливает
взаимосвязи  основных  агрегатов  и  аппаратов
электростанции,  при  помощи  которых  осуще¬
ствляются  выработка  электроэнергии,  а  в  слу¬
чае  ТЭЦ  —  и  количество  теплоты,  отпускае¬
мой  внешним  потребителям.  Тепловая  схема
должна  обеспечивать  возможность  работы
станции  на  заданные  электрическую  и  тепло¬
вую  нагрузки  и  удовлетворять  требованиям
надежности  и  экономичности.
 Основой  тепловой  схемы  электростанции
является  тепловая  схема  турбины  с  ее  системой
регенеративного  подогрева  питательной  воды.
 Расчет  тепловой  схемы  имеет  целью  оп¬
ределение  параметров  и  расходов  потоков  теп¬

ПРИНЦИПЫ  ПРОЕКТИРОВАНИЯ  И  МЕТОДЫ  РАСЧЕТА  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 243
 лоносителей  на  электростанции  и  показателей
ее  тепловой  экономичности.  При  расчете  теп¬
ловых  схем  определяются  технические  харак¬
теристики  тепломеханического  оборудования,
обеспечивающие  заданный  график  электриче¬
ской  нагрузки  и  требуемый  уровень  энергети¬
ческих  и  технико-экономических  показателей
электростанции  и  ее  частей.  При  этом  должна,
безусловно,  обеспечиваться  максимальная  на¬
грузка,  определяющая  выбор  оборудования
электростанции  и  энергоблоков,  поэтому  схе¬
мы  рассчитываются  прежде  всего  при  макси¬
мальной  мощности  электростанции.
 Основным  методом  расчета  принципиаль¬
ных  тепловых  схем  ПТУ  является  метод  тепло¬
вых  и  материальных  балансов.  Уравнения  теп¬
ловых  и  материальных  балансов  могут  состав¬
ляться  в  долях  от  расхода  пара  на  турбину  или  в
абсолютных  значениях  расходов  пара  и  воды.
 Математическую  модель  расчета  тепло¬
вых  схем  турбоустановок  следует  рассматри¬
вать,  с  одной  стороны,  как  самостоятельную
модель  для  вариантных  расчетов  тепловых
схем,  а  с  другой  —  как  подмодель  более  об¬
ширной  модели  технико-экономических  ис¬
следований  по  выбору  характеристик  оборудо¬
вания  турбоустановок  и  блока  в  целом:  струк¬
туры  и  параметров  схемы  регенеративного  по¬
догрева  воды,  типа,  параметров  и  схемы  вклю¬
чения  турбоприводов  питательных  насосов,
параметров  промперегрева,  начальных  пара¬
метров  пара.  В  соответствии  с  характером  за¬
дачи  изменяются  количество  участвующих  в
решении  математических  моделей  отдельных
узлов  и  элементов  паротурбинного  блока,  а
также  степень  детализации  (состав  и  особен¬
ности  оборудования)  самой  тепловой  схемы.
 Для  получения  гарантированных  показа¬
телей  тепловых  схем  турбоустановок  при  опре¬
делении  параметров  воды  и  пара  следует  при¬
менять:
 таблицы  свойств  воды  и  пара,  рекомен¬
дуемые  в  качестве  единого  нормативного  ма¬
териала  для  тепломеханических  расчетов;
 международную  систему  уравнений,  на
основе  которых  получены  таблицы.
 Состав  и  назначение  принципиальной  и  раз¬
вернутой  тепловых  схем  электростанций.  Тепло¬
вая  схема  электростанции  объединяет  техноло¬
гические  схемы  установок,  входящих  в  ее  со¬
став.  Различают  принципиальную  и  разверну¬
тую  тепловые  схемы.  Принципиальная  тепловая
схема  дает  представление  о  типе  и  принципе
действия  энергооборудования  и  необходима  для
 расчета  теплового  и  энергетического  балансов.
Принципиальная  тепловая  схема  включает  толь¬
ко  основные  установки.  На  эту  схему  наносят
основные  трубопроводы,  соединяющие  эти  ус¬
тановки  в  единую  технологическую  систему.  В
соответствии  с  назначением  принципиальной
тепловой  схемы  на  ней  показывают  только
принципиальные  связи  (коммуникации)  между
оборудованием,  а  также  арматуру,  используемую
для  изменений  технологического  процесса.
 Независимо  от  числа  установленных  ос¬
новных  и  вспомогательных  агрегатов  на  прин¬
ципиальной  тепловой  схеме  однотипное  обо¬
рудование  показывается  только  один  раз,  но
со  всеми  последовательно  включенными  эле¬
ментами.  Например,  при  установке  на  элек¬
тростанции  нескольких  многокорпусных  тур¬
бин  и  питательных  насосов,  на  схеме  приводят
только  одну  турбину  и  один  насос  независимо
от  числа  работающих  и  резервных  агрегатов.
Трубопроводы  показывают  только  одной  ли¬
нией  (по  направлению  основного  потока)  не¬
зависимо  от  числа  параллельных  потоков,  без
поперечных  связей  между  трубопроводами  к
отдельным  агрегатам,  если  таковые  существу¬
ют,  без  трубопроводов  вспомогательного  на¬
значения,  например  дренажных  с  дренажными
баками,  системы  технической  воды  и  др.  Мно¬
гочисленную  арматуру,  входящую  в  состав
трубопроводов  или  установленную  на  самих
агрегатах,  также  не  наносят.  Исключение  со¬
ставляет  только  важнейшая  арматура,  напри¬
мер  главная  задвижка  реакторного  циркуляци¬
онного  контура  или  главная  паровая  задвижка.
 В  состав  принципиальной  тепловой  схемы
ПТУ  входят  котел  или  реактор  с  парогенерато¬
ром,  турбина,  конденсатор,  система  сепарации
и  промежуточного  перегрева  пара,  основные
теплообменники  систем  регенерации  и  отпуска
пара  внешним  потребителям,  деаэратор,  насос¬
ное  оборудование  (питательные,  конденсатные,
циркуляционные,  сетевые,  дренажные),  турбо¬
привод  питательного  насоса,  охладители  дрена¬
жей,  эжекторов,  уплотнений,  выпаров.
 В  некоторых  случаях  указываются  сепара¬
торы  непрерывной  продувки,  испарительные  и
РОУ,  системы  подготовки  добавочной  воды.
 Конечным  результатом  расчета  принци¬
пиальной  схемы  во  всех  случаях  должно  быть
определение  расходов  и  параметров  рабочего
тела  и  теплоносителя  для  выбора  оборудова¬
ния,  а  также  тепловой  экономичности  стан¬
ции  (удельного  расхода  теплоты  или  абсолют¬
ного  электрического  КПД).

244  Глава  2.3.  ТЕПЛООБМЕННОЕ  ОБОРУДОВАНИЕ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ  ПТУ  ТЭС  И  АЭС
 На  развернутой  тепловой  схеме  станции
показывают  все  оборудование  —  все  работаю¬
щие  и  резервные  агрегаты,  как  основные,  так  и
вспомогательные.  Систему  трубопроводов  при¬
водят  всю,  включая  параллельные  связи  между
отдельными  блоками  и  вспомогательные  трубо¬
проводы,  дренажные  линии,  а  также  различные
баки  —  питательные,  дренажные  и  др.  На  трубо¬
проводах  и  агрегатах  указывают  всю  арматуру.
На  развернутую  тепловую  схему  наносят  также
систему  технического  водоснабжения  и  проме¬
жуточный  контур  (если  он  имеется).  Полную  те¬
пловую  схему  станции  составляют  на  основе
принципиальной  тепловой  схемы  после  ее  уточ¬
нения,  окончательного  расчета  и  выбора.
 Развернутая  схема  служит  основанием
для  разработки  рабочих  чертежей  трубопрово¬
дов  и  используется  эксплуатационным  персо¬
налом  в  процессе  обслуживания  оборудова¬
ния,  ремонтов  и  ликвидаций  аварий.  В  экс¬
плуатации  тепловая  схема  станции  является
основным  рабочим  техническим  документом
для  инженерно-технического  персонала.
 Составление  тепловой  схемы  электростан¬
ции.  Правильное  построение  тепловой  схемы
определяет  организацию  производственного
процесса  электростанции  и  имеет  большое
значение  для  ее  тепловой  экономичности.  От
принятой  тепловой  схемы  зависит  размер  не¬
обратимых  потерь  в  различных  теплообменни¬
ках,  от  смешения  потоков  и  дросселирования.
При  составлении  принципиальной  тепловой
схемы,  в  первую  очередь,  решаются  вопросы
выбора  типа,  мощности  и  начальных  парамет¬
ров  станции.  Тип  энергетической  установки
(конденсационная  или  ТЭЦ)  определяется  ха¬
рактером  потребителей,  электрическая  и  теп¬
ловая  мощность  —  их  размещением,  перспек¬
тивой  роста  и  графиком  нагрузки.
 Единичная  мощность  устанавливаемых
агрегатов  определяется  технико-экономически¬
ми  расчетами  и  требованиями  надежности
энергосистемы.  Более  крупные  агрегаты  эконо¬
мически  выгоднее  по  удельным  затратам  на  со¬
оружение  и  эксплуатационным  расходам,  но
требуют  большего  резерва  в  системе  и  снижают
ее  устойчивость  при  аварийных  отключениях.
 Выбор  начальных  параметров  пара  про¬
изводится  на  основе  технико-экономических
расчетов  с  учетом  стоимости  топлива  в  районе
сооружения  станции  и  возможностей  создания
энергооборудования  с  учетом  его  стоимости.
 Выбор  конечных  параметров  (давления  в
конденсаторе)  производится  также  на  основе
 технико-экономического  анализа  и  зависит  от
климатических  особенностей  района  располо¬
жения  электростанции,  типа  системы  техниче¬
ского  водоснабжения,  температуры  охлаждаю¬
щей  воды,  стоимости  топлива,  стоимостных
показателей  конденсатора  и  системы  техниче¬
ского  водоснабжения.  Для  ТЭЦ  определяю¬
щим  параметром  для  выбора  давления  в  кон¬
денсаторе  является  длительность  работы  с
конденсационной  выработкой  электроэнер¬
гии,  т.е.  в  летний  период.
 Проектируя  тепловую  схему  и  определяя
ее  состав,  следует  обратить  внимание  на  ряд
существенных  вопросов,  решаемых  в  основ¬
ном  технико-экономическим  анализом.  К  ним
относятся:  выбор  схемы  и  температуры  систе¬
мы  регенеративного  подогрева  питательной
воды;  выбор  деарационно-питательной  уста¬
новки;  определение  способа  привода  пита¬
тельных  насосов  (электрический  или  от  паро¬
вой  турбины).  При  применении  турбопривода
необходимо  решить  задачу  рационального  ис¬
пользования  отработавшего  пара  приводных
турбин:  выпуск  в  отбор  главной  турбины  или  в
расположенный  ниже  отбор;  выпуск  в  само¬
стоятельный  или  главный  конденсатор;  нали¬
чие  или  отсутствие  отборов  пара  на  регенера¬
цию  из  приводной  турбины.
 Для  ТЭЦ  одним  из  наиболее  существен¬
ных  вопросов  проектирования  является  выбор
схемы  отпуска  теплоты.  Технико-экономиче¬
ски  обосновываются  величина  сс^ц  и  темпера¬
тура  сетевой  воды.  Выбирается  схема  подогре¬
ва  сетевой  воды.  Для  промышленных  ТЭЦ  вы¬
бирается  схема  отпуска  технологического  па¬
ра,  которая  увязывается  с  вопросами  водопод-
готовки.  Составляя  тепловую  схему  необходи¬
мо  учитывать  также  возможность  использова¬
ния  теплоты  различных  источников  и  вспомо¬
гательных  устройств.
 Важным  вопросом  при  составлении  тепло¬
вой  схемы  электростанции  является  выбор  спо¬
соба  подготовки  добавочной  воды  для  восполне¬
ния  внутристанционных  потерь  теплоносителя
(химический  или  испарительный).  Этот  вопрос
решается  с  учетом  типа  котла,  начальных  пара¬
метров  пара  и  качества  исходной  сырой  воды.
 При  проектировании  тепловой  схемы
станции  надо  учитывать  возможность  ее  рабо¬
ты  в  различных  режимах,  в  частности  с  непол¬
ной  нагрузкой.  При  разработке  тепловой  схе¬
мы  расширения  станции  приходится  учиты¬
вать  связь  существующей  и  вновь  проектируе¬
мой  установок  по  воде  и  пару.

ПРИНЦИПЫ  ПРОЕКТИРОВАНИЯ  И  МЕТОДЫ  РАСЧЕТА  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 245
 При  составлении  принципиальной  теп¬
ловой  схемы  решаются  различные  задачи,  на¬
пример  выдача  турбостроительному  заводу
технического  задания  на  проектирование  но¬
вой  машины  и  др.  Могут  варьироваться  мощ¬
ности  и  параметры  основных  агрегатов,  на¬
пример  использование  в  системе  АЭС  турбин,
отличающихся  по  мощности  и  быстроходно¬
сти.  Составленная  для  каждых  из  этих  вариан¬
тов  принципиальная  схема  подлежит  предва¬
рительному  расчету,  на  основе  которого  в  по¬
следующем  можно  уточнить  основные  харак¬
теристики  оборудования:  наиболее  экономич¬
ное  распределение  регенеративного  подогрева
по  ступеням,  число  ступеней  подогрева,  давле¬
ние  в  деаэраторе,  способ  подготовки  добавоч¬
ной  воды  (термическое  или  химическое  обес-
соливание),  место  установки  и  тип  устройств,
обеспечивающих  допустимую  конечную  влаж¬
ность  пара,  и  др.  При  составлении  тепловой
схемы  могут  возникнуть  и  другие  задачи,  на¬
пример,  использование  существующей  тур¬
бинной  установки  в  условиях,  отличных  от
тех,  для  которых  она  была  создана,  —  измене¬
ние  вакуума  в  связи  с  иными  условиями  тех¬
нического  водоснабжения,  отказ  от  испарите¬
ля,  включенного  в  регенеративную  систему,  и
переход  к  химически  обессоленной  воде,  из¬
менение  величины  добавки  воды  и  др.
 Современная  паротурбинная  электро¬
станция  имеет  сложную  тепловую  схему,  соз¬
даваемую  синтезом  различных  систем  и  эле¬
ментов,  в  котором  должно  учитываться  их
взаимодействие.
 Располагают  элементы  тепловой  схемы  на
чертеже  в  определенном  порядке.  Котлы  (паро¬
генераторы)  размещают  в  левом  верхнем  углу.
Остальные  элементы  располагают  по  ходу  часо¬
вой  стрелки  вправо  и  вниз  от  котла,  последова¬
тельно  по  ходу  рабочего  тела  и  замыкают  кру¬
говой  процесс  рабочего  тела.  По  вертикали
элементы  стремятся  располагать  соответствен¬
но  нарастанию  или  снижению  параметров.
 Основные  этапы  и  методы  расчета  принци¬
пиальной  тепловой  схемы  электростанции.  При
расчете  тепловой  схемы  электростанции  опреде¬
ляют  расходы  потоков  пара,  воды,  конденсата
во  всех  агрегатах,  аппаратах  и  трубопроводах,  а
также  параметры  этих  потоков  (температуру,
давление,  энтальпию).  На  основании  этих  дан¬
ных  проводятся  выбор  и  расчет  всего  теплового
оборудования,  определяются  КПД  и  расходы
топлива,  потребность  в  добавочной  и  охлаждаю¬
щей  воде.  Кроме  того,  по  данным  этого  расчета
 уточняют  технические  характеристики,  по  кото¬
рым  могут  быть  выбраны  или  разработаны  эле¬
менты  вспомогательного  оборудования.
 Поскольку  диапазон  нагрузок  электро¬
станции  широк,  расчет  тепловой  схемы  обыч¬
но  ведется  для  нескольких  характерных  режи¬
мов  работы.
 Можно  выделить  три  метода  расчета  теп¬
ловой  схемы:
 1. 	Расчет  в  долях  отборов,  при  этом  исхо¬
дят  из  заданной  электрической  мощности  ус¬
тановки.  По  этому  методу  вначале  определяют
доли  расхода  пара  из  турбины  и  составляются
уравнения  тепловых  и  материальных  балансов
для  теплообменников  и  точек  смешения.  За¬
тем  по  известному  значению  электрической
мощности  определяется  расход  пара  на  турби¬
ну  из  уравнения  энергетического  баланса.
 2. 	Расчет  по  предварительно  заданному
расходу  пара  в  турбину  с  последующим  его
уточнением  по  условию  проверки  суммарной
мощности  установки.  Метод  особенно  удобен
при  выполнении  большой  серии  вариантных
расчетов.
 3. 	Расчет  по  заданному  пропуску  пара  в
конденсатор.  Этот  метод  рекомендуется  для
тепловых  схем  отопительных  ТЭЦ  с  подогре¬
вом  сетевой  воды  в  конденсаторах  турбин  при
работе  с  ухудшенным  вакуумом.
 Основные  этапы  расчета  принципиаль¬
ной  тепловой  схемы  выполняются  в  опреде¬
ленной  последовательности.  Сначала  опреде¬
ляется  состояние  водяного  пара  в  ступенях
турбины,  для  чего  строится  процесс  работы
пара  в  is-диаграмме.  Исходными  данными  слу¬
жат  значения  начальных  параметров  пара,  па¬
раметров  промперегрева  и  конечное  давление
отработавшего  пара  в  конденсаторе  турбины,  а
также  внутренние  относительно  КПД  отдель¬
ных  отсеков  турбины.
 В  зависимости  от  распределения  регенера¬
тивного  подогрева  воды  между  подогревателями
определяются  давление  пара  в  регенеративных
отборах.  При  этом  температура  питательной  во¬
ды  обычно  бывает  предварительно  задана  на  ос¬
нове  технико-экономических  расчетов.
 Следующие  этапы  расчета  схемы  включа¬
ет  в  себя  составление  и  последовательное  или
совместное  решение  уравнений  теплового  ба¬
ланса  теплообменников  турбоустановки  для
определения  расходов  пара  на  них  и  величин
регенеративного  и  прочих  отборов.  При  сме¬
шении  потоков  эти  уравнения  дополняются
уравнениями  материального  баланса.

246
 Глава  2.4.  ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ  НАСОСЫ
 Затем  определяется  расход  пара  на  турби¬
ну,  если  отборы  были  выражены  в  долях  обще¬
го  расхода  и  задана  электрическая  мощность
турбоагрегата  или  электрическая  мощность,  ес¬
ли  в  расчете  задавался  расход  острого  пара.
 На  завершающем  этапе  расчета  принципи¬
альной  тепловой  схемы  определяются  энергети¬
ческие  показатели  турбоустановки  и  энергобло¬
ка:  удельный  расход  на  турбоустановку,  тепловая
нагрузка  котла,  электрические  КПД  турбоуста¬
новки  и  энергоблока,  удельный  расход  условного
топлива  на  производство  электроэнергии.
 Глава  2.4
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ  НАСОСЫ
 Конденсатные  насосы.  Они  предназначе¬
ны  для  откачки  конденсата  отработавшего  па¬
ра  из  конденсаторов  паровых  турбин  и  кон¬
денсата  греющего  пара  из  ПНД  системы  реге¬
нерации  турбоустановки  (дренажные  насосы).
 Состав  группы  конденсатных  насосов  оп¬
ределяется  конфигурацией  системы  регенера¬
ции  низкого  давления  турбоустановки.  В  слу¬
чае  включения  в  состав  турбоустановки
100%-ной  системы  очистки  конденсата  и  ПНД
поверхностного  типа  группа  конденсатных  на¬
сосов  выполняется  двухступенчатой.  При  этом
конденсатные  насосы  первой  ступени  обеспе¬
чивают  подачу  конденсата  через  обессоливаю¬
щую  установку,  а  насосы  второй  ступени  —
подачу  конденсата  через  подогреватели  низко¬
го  давления  в  деаэратор.  При  использовании
ПНД  смешивающего  типа  возможна  установка
трех  ступеней  конденсатных  насосов.
 Каждая  группа  насосов  выбирается  с  ми¬
нимальным  числом  насосов  и  обязательным
резервом.  Наиболее  предпочтительно  наличие
в  каждой  группе  двух  насосов  100%-ной  пода¬
чи  (рабочий  и  резервный)  или  трех  насосов
50%-ной  подачи  (два  рабочих  и  один  резерв¬
ный).  Общую  подачу  группы  насосов  опреде¬
ляют  по  наибольшему  расходу  пара  в  конден¬
сатор  турбоустановки  с  учетом  регенеративных
отборов,  а  для  конденсатных  насосов  ТЭЦ  —
по  конденсационному  режиму  с  выключенны¬
ми  теплофикационными  отборами  для  внеш¬
него  потребителя.  Напор  конденсатных  насо¬
сов  рассчитывают  исходя  из  значений  давле¬
ния  в  конденсаторе  турбоустановки  и  деаэра¬
торе,  разности  геометрических  отметок  уров¬
ней  конденсата  в  конденсаторе  и  питательной
 воды  в  деаэраторе,  общего  гидравлического
сопротивления  конденсатного  тракта.
 Регулирование  подачи  осуществляется
дросселированием  с  использованием  установ¬
ленной  в  конденсатном  тракте  дроссельно-ре-
гулирующей  арматуры  или  байпасированием
части  расхода  через  линии  рециркуляции  каж¬
дой  группы  конденсатных  насосов.
 В  отечественных  турбоустановках  мощ¬
ностью  менее  300  МВт  используют  также  схе¬
мы  с  одной  ступенью  конденсатных  насосов,  а
в  зарубежной  практике  такие  схемы  применя¬
ются  и  для  более  мощных  блоков.
 Конденсатные  насосы  обычно  работают  с
минимальным  кавитационным  запасом  в  ус¬
ловиях  глубокого  вакуума  на  входе  в  насос  при
температуре  конденсата,  близкой  к  температу¬
ре  насыщения.  В  отечественной  практике  тре¬
буемые  кавитационные  характеристики  кон¬
денсатных  насосов  обеспечиваются  установ¬
кой  первой  ступени  шнекоцентробежного  ти¬
па  или  рабочего  колеса  с  расширенным  вхо¬
дом.  Кроме  того,  конденсатные  насосы  долж¬
ны  обеспечивать  стабильную  форму  напорной
характеристики,  необходимую  для  их  парал¬
лельной  работы,  и  отсутствие  подсоса  воздуха
через  работающие  и  отключенные  насосы.
В  зарубежной  практике  для  обеспечения  кави¬
тационных  свойств  насосы  устанавливают  в
глубоких  приямках  (глубокое  заглубление).
 По  конструктивному  исполнению  насосы
первой  ступени  выполняют  вертикальными
«горшкового  типа»  (насосы  типа  КсВ),  а  насо¬
сы  второй  ступени  —  горизонтальными  (типа
КсА)  [38,  41].
 К  конденсатным  насосам  относятся  и  на¬
сосы  откачки  конденсата  греющего  пара  сепа¬
ратора  пароперегревателя  (КГП  СПП)  из  кон-
денсатосборника  в  тракт  питательной  воды  тур¬
боустановок  АЭС.  Такое  решение  тепловой
схемы  турбоустановки  реализовано  на  отечест¬
венных  АЭС  взамен  использования  охладите¬
лей  конденсата  греющего  пара,  имеющих  высо¬
кую  маталлоемкость  и  габариты.  В  целом  при¬
менение  закачки  конденсата  греющего  пара  в
тракт  питательной  воды  перед  парогенератором
и  по  сравнению  с  другими  способами  утилиза¬
ции  тепла  КГП  обеспечивает  приращение  КПД
турбоустановки  до  0,7%.  Для  реализации  такой
схемы  впервые  были  предложены  конденсат¬
ные  насосы  с  гидротурбинным  приводом  типа
КГТН,  которыми  с  1980  г.  оснащаются  все
энергоблоки  АЭС  в  России  и  поставляемые  за
рубеж.  Схема  закачки  КГП  СПП  в  напорную

Глава  2.4.  ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ  НАСОСЫ
 247
 Рис.  2.4.1.  Схема  включения  КГТН:
 1 	—  деаэратор;  2  —  питательный  насос;  3  —
ПВД;  4  —  конденсатосборник  СПП;  5  —  линия
захолаживания;  6  —  блок  фильтров;  7  —  гидро-
турбонасос  типа  КГТН;  8  —  регулирующий
клапан
 линию  питательных  насосов  при  использова¬
нии  конденсатного  насоса  с  гидротурбинным
приводом  представлена  на  рис.  2.4.1.
 Конденсатный  насос  включен  между  кон-
денсатосборником  и  трубопроводом  питательной
воды  за  последним  ПВД.  Рабочая  среда  привод¬
ной  гидротурбины  —  вода,  сброс  которой  после
гидротурбины  осуществляется  в  деаэратор.
 Рис.  2.4.2.  Гидротурбонасос  КГТН850-400А:
 1 	—  рабочее  колесо  насоса;  2  —  рабочее  колесо
турбины;  3  —  вал;  4  —  нижний  подшипник;
 5 	—  верхний  подшипник;  6  —  корпус  турбины;
 7 	—  секция;  8  —  направляющий  аппарат  насо¬
са;  9  —  водорез;  10  —  крышка;  77,  12—  корпуса
подшипников;  13,  14  —  уплотнительные  коль¬
ца;  75  —  внутренний  корпус;  16—  корпус;  77—
нажимное  кольцо;  18  —  клиновая  прокладка;
 19 	—  трубка  подвода  воды  к  подшипникам
 Гидротурбонасос  (рис.  2.4.2)  объединяет
собственно  насос  и  приводную  гидротурбину  в
едином  корпусе.  Рабочие  колеса  имеют  общий
вал  и  фиксируются  в  радиальном  и  осевом  на¬
правлениях  двумя  радиальноупорными  гидро¬
статическими  подшипниками.  Статорные  де¬
тали  вместе  с  ротором  образуют  самостоятель¬
ную  монтажную  единицу  —  внутренний  кор¬
пус,  который  устанавливается  в  корпусе  агре¬
гата  и  уплотняется  клиновой  самоуплотняю¬
щейся  прокладкой.
 К  несомненным  преимуществам  конден¬
сатных  насосов  с  гидротурбинным  приводом
по  сравнению  с  традиционными  насосами  с
электроприводом  относятся: 	существенно
 меньшая  металлоемкость  и  габариты;  отсутст¬
вие  внешних  уплотнений  (агрегат  герметич¬
ный)  и  вспомогательных  систем,  обеспечи¬
вающих  работу  подшипников;  возможность
регулирования  параметров  насоса  изменением
частоты  вращения;  отсутствие  необходимости
в  фундаменте  и  специальных  подвесках.
 Питательные  насосы.  Они  предназначены
для  подачи  питательной  воды  из  деаэраторов  в
котлы  тепловых  электростанций  и  парогенера¬
торы  АЭС.  В  современных  энергоблоках  ТЭС
мощность  питательных  насосов  составляет
 3...4%  мощности  турбоустановки.
 При  выборе  числа  насосов  для  ТЭС  глав¬
ное  —  обеспечение  надежности  и  резерва  пи¬
тания  котлов.  Для  электростанций  с  парал¬
лельными  связями  суммарная  подача  всех  пи¬
тательных  насосов  должна  быть  такой,  чтобы
при  остановке  любого  из  них  остальные  обес¬
печивали  номинальную  паропроизводитель-
ность  всех  котлов.  Для  КЭС  подача  питатель¬
ных  насосов  определяется  максимальными
расходами  питательной  воды  на  котел  с  запа¬
сом  не  менее  5%.  При  этом  при  давлении  ост¬
рого  пара  13  МПа  на  каждый  энергоблок  уста¬
навливают  один  питательный  насос  100%-ной
подачи  с  электроприводом  и  гидромуфтой  (ти¬
па  ПЭ),  а  при  закритическом  давлении  пара
(24  МПа)  —  питательные  насосы  с  турбопри¬
водом  (типа  ПТН).
 Задача  выбора  типа  привода  питательного
насоса  решается  в  процессе  оптимизации  тепло¬
вой  схемы  турбоустановки.  Так,  для  энергобло¬
ков  закритического  давления  мощностью
300  МВт  оптимальным  является  применение
турбопривода  с  противодавлением,  при  этом  для
пуска  энергоблока  дополнительно  устанавлива¬
ется  питательный  электронасос  с  электроприво¬
дом  и  гидромуфтой,  обеспечивающий  работу

248
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 энергоблока  до  нагрузки  60%.  При  мощности
энергоблока  500  МВт  и  более  оптимальным  яв¬
ляется  установка  двух  насосов  60%-ной  подачи  с
турбоприводом  конденсационного  типа.  При
этом  возможна  установка  собственного  конден¬
сатора  на  каждом  турбонасосе  или  работа  турбо¬
привода  на  конденсатор  главной  турбины
(в  отечественной  практике  не  используется).
 Конструкция  питательных  насосов  в  значи¬
тельной  степени  определяется  развиваемым  им
давлением  и  типом  привода.  Так,  при  давлении
нагнетания  до  15  МПа  используют  насосы  сек¬
ционного  типа,  а  при  более  высоком  —  двухкор¬
пусные  насосы.  Тип  привода  насоса  определяет
его  частоту  вращения  и  число  ступеней.  Для  на¬
сосов  с  электроприводом  при  частоте  вращения
3000  мин-1  число  ступеней  возрастает  до  11,  что
неблагоприятно  сказывается  на  показателях  экс¬
плуатационной  надежности  питательных  насо¬
сов.  Возрастание  частоты  вращения  в  случае  ис¬
пользования  турбопривода  позволяет  сократить
число  ступеней  до  6—7  для  насосов  энергоблоков
закритического  давления.  Одним  из  путей  сокра¬
щения  числа  при  использовании  электропривода
является  включение  в  состав  питательных  насос¬
ных  агрегатов  мультипликаторов.  Так,  питатель¬
ный  насос  типа  ПЭ  600-300  благодаря  использо¬
ванию  мультипликатора  имеет  частоту  вращения
6300  мин-1,  что  позволило  сократить  число  сту¬
пеней  до  семи  и  повысить  его  эксплуатационную
надежность.
 Существенным  в  выборе  параметров  пита¬
тельных  насосов  является  обеспечение  их  беска-
витационной  работы.  Для  насосов  с  электро¬
приводом  (частотой  вращения  3000  мин-1)  тре¬
буемый  подпор  на  всасывании,  как  правило,  не
более  15  м,  что  позволяет  отказаться  от  установ¬
ки  бустерных  насосов.  Для  снижения  требуемо¬
го  подпора  возможно  использование  в  качестве
первой  ступени  питательного  насоса  специаль¬
ного  рабочего  колеса  (с  расширенным  входом)
или  шнекоцентробежной  ступени.  При  повы¬
шении  частоты  вращения  питательного  насоса  в
случае  применения  турбопривода  перед  пита¬
тельным  насосом  устанавливают  бустерные  на¬
сосы.  При  этом  возможно  выполнение  бустер-
ного  насоса  с  приводом  от  электродвигателя  или
с  приводом  от  турбопривода  питательного  насо¬
са  через  понижающий  редуктор.  Такая  схема
часто  реализуется  на  отечественных  энергобло¬
ках,  приводит  к  возрастанию  отметки  установки
деаэратора  и  повышению  строительных  затрат,
так  как  требует  размещения  бустерного  насоса
на  отметке  установки  питательного  насоса.
 Надежность  работы  питательного  насоса  в
значительной  степени  определяется  выбором
системы  разгрузки  осевой  силы,  возникающей
при  его  работе.  Традиционным  для  отечествен¬
ных  питательных  насосов  ТЭС  является  ис¬
пользование  системы  разгрузки  осевой  силы  с
помощью  гидропяты.  Выполненные  за  послед¬
нее  время  многочисленные  исследования  узла
разгрузки  осевой  силы  показали,  что  более  пер¬
спективным  является  компенсация  осевых  сил
с  помощью  разгрузочного  поршня  и  упорного
масляного  подшипника  двойного  действия.
 Питательные  насосы  энергоблоков  АЭС
существенно  отличаются  от  питательных  насо¬
сов  ТЭС  по  соотношению  основных  парамет¬
ров.  Так,  для  питательных  насосов  АЭС  преоб¬
ладающим  является  высокая  подача  (до
4000  м3/ч)  при  относительно  небольшом  давле¬
нии  нагнетания  (до  12  МПа,  против  40  МПа  для
питательных  насосов  ТЭС).  Кроме  того,  мощ¬
ность,  потребляемая  питательными  насосами
АЭС,  составляет  около  2,5%  мощности  турбо¬
установки,  что  существенно  сказывается  на  вы¬
боре  типа  привода  питательного  насоса.  В  оте¬
чественной  практике  для  энергоблоков  с  реак¬
торами  типа  РБМК  используют  питательные
электронасосы  типа  ПЭА,  а  для  энергоблоков  с
реакторами  ВВЭР-1000  —  питательные  турбона¬
сосы  типа  ПТНА  с  подачей  3750  м3/ч.  Исполь¬
зование  турбопривода  для  питательных  насосов
энергоблоков  с  реактором  типа  ВВЭР  не  являет¬
ся  однозначным  техническим  решением.  Целе¬
сообразна  разработка  питательных  насосов  АЭС
с  электроприводом  единичной  подачи  до
6000  м3/ч.  Очевидно,  что  такие  питательные  на¬
сосы  должны  разрабатываться  на  повышенную
частоту  вращения  (до  8000  мин-1)  с  раздельным
приводом  основного  и  бустерного  насосов.
 Глава  2.5
ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 2.5.1. 	ГАЗОТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ
РАСЧЕТ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 Термодинамические  свойства  рабочих  тел.
 При  газотермодинамических  расчетах  широко
используют  уравнения,  основанные  на  гипоте¬
зе  совершенного  газа,  которым  называют  ра¬
бочее  тело,  подчиняющееся  соотношению
 py=RT. 	(2.5.1)
 Следует  отметить,  что  равнение  (2.5.1)  мо¬
жет  быть  выведено  с  помощью  молекулярно-ки¬

ГАЗОТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 249
 нетической  теории  и  является  справедливым  для
любых  газов  и  их  смесей  (если  сохраняется  тер¬
мохимическое  равновесие)  при  условии,  что  дав¬
ление  рабочего  тела  остается  достаточно  низким.
 На  основании  опытов  с  окружающим
воздухом  определено,  что  энтальпия  /  и  внут¬
ренняя  энергия  и  совершенного  газа  являются
функциями  только  температуры.  Таким  обра¬
зом,  для  совершенных  газов  дифференциаль¬
ные  калорические  уравнения  состояния
 di  =  cpdT  —  [T(dv/dT)p  -  v]dp;  (2.5.2)
 du  =  cpdT  —  [T(dp/dT)u-p]ch,  (2.5.3)
 упрощаются  до  формул
 di  =  cpdT;  du  =  cvdT,
 причем  между  теплоемкостями  при  постоян¬
ном  давлении  (ср)  и  постоянном  объеме  (cv)
оказывается  справедливым  соотношение
 ср  -  Су  =  R,
 а  уравнение  обратимой  (т.е.  без  трения)  адиаба¬
ты  в  дифференциальной  форме  приобретает  вид
 к  dw/y  +  dp/p  =  0, 	(2.5.4)
 где  к  —  показатель  адиабаты;  к  =  cp/cv.  При
к  =  const  уравнение  (2.5.4)  решается  в  квадра¬
турах  и  приводит  к  известной  формуле
 pVk  =  const. 	(2.5.5)
 Условие  к  =  const,  практически  означаю¬
щее,  что  ср  =  const  и  cv  =  const,  ранее  не  огова¬
ривалось  и  может  рассматриваться  как  част¬
ный  случай  совершенного  газа.  Этому  случаю
достаточно  строго  отвечают  одноатомные  га¬
зы,  у  которых  ср  =  5/2R,  cv  =  3/2R  и  к  =  5/3  в
широком  интервале  температур  вплоть  до  ус¬
ловий  ионизации.  В  более  общем  случае  пока¬
затель  адиабаты  совершенного  газа  является
функцией  температуры.  По  мере  роста  Т  вели¬
чина  к  уменьшается,  причем  при  более  высо¬
ких  Т  темп  падения  к  снижается.  Во  многих
случаях  справедлива  закономерность,  согласно
которой,  чем  больше  атомов  в  молекуле,  тем
меньше  показатель  адиабаты.
 Если  условие  к  =  const  не  соблюдается,
то  формулу  (2.5.5)  также  можно  рассматривать
как  интеграл  уравнения  (2.5.4),  полагая,  что
показатель  степени  в  формуле  (2.5.5)  есть  не¬
которая  средняя  величина,  определяемая,  на¬
пример,  по  формуле
 к  =  [1п(ро/Р\)\  /[ln(v,/v0)], 	(2.5.6)
 где  индексы  «О»  и  «1»  —  параметры  в  начале  и
конце  адиабатного  процесса,  или  величина  к
 берется  по  графикам  зависимости  к  =/(7)  при
некоторой  средней  температуре  между  состоя¬
ниями  «О»  и  «1».
 Для  совершенного  и  идеального  (невяз¬
кого  и  нетеплопроводного)  газа  интегрирова¬
ние  дифференциального  уравнения  сохране¬
ния  механической  энергии  (уравнения  Бер¬
нулли)  vdp  +  d(c2/2)  =  0  приводит  к  известной
формуле
 сиз  =  ^2к/(к  -1  )RT0[1  -  (pt  /р0  )ач  )/к,  (2.5.7)
 с  помощью  которой  определяются  скорости
изэнтропийного  потока.  Для  совершенных  га¬
зов  ср  >  су,  так  что  к  >  1  и  формула  (2.5.7)  при¬
менима  всегда.  Однако  для  несовершенных  га¬
зов  условие  к  >  1  может  не  соблюдаться  и  то¬
гда  эта  формула  и  вытекающие  из  нее  соотно¬
шения  неприменимы.  В  частности  в  области
влажного  пара  при  давлениях  порядка
 5...6  МПа  возможны  ситуации,  когда  к  =  1.
В  этом  случае  уравнение  адиабаты  имеет  вид
pv  =  const  и  вместо  формулы  (2.5.7)  получаем
зависимость
 сиз  =V2^ovo  InOoM  )• 	(2-5.8)
 Как  известно,  скорость  распространения
малых  возмущений  (скорость  звука)  устанав¬
ливается  формулой
 Язв  =j(dp/dv)s  =V-v2(3/>/av)s  ,
 где  индекс  s  обозначает  изэнтропийный  процесс.
 Для  совершенного  газа  отношение
(др/д\)s  находится  из  уравнения  адиабаты
(2.5.4),  в  итоге  получается  известная  формула
 (1.1.9), 	согласно  которой  в  совершенном  газе
скорость  звука  зависит  только  от  местной  тем¬
пературы.  Следует  отметить,  что  для  реальных
газов  скорость  звука  является  функцией  не
только  температуры.  Качественная  зависи¬
мость,  согласно  которой  с  ростом  температуры
скорость  звука  возрастает,  сохраняется.
 Для  адиабатных  потоков  совершенного
газа  с  постоянным  показателем  адиабаты  с  по¬
мощью  уравнений  (2.5.7)  и  (1.1.9)  получим,
что  критическая  скорость  (скорость  потока,
равная  местной  скорости  звука)  является
функцией  только  температуры  торможения  Т*
и  определяется  формулой  (1.1.10).  Поскольку
при  оговоренных  условиях  температура
Т  *  =  const  вдоль  линии  тока,  в  формуле
 (1.1.10) 	удобно  рассматривать  температуру
торможения  на  входе  Г0*.  Принимая  в  качестве
масштаба  скоростей  азв  или  а,  получим  безраз¬

250
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 мерные  числа  М  =  с/азв  и  А,  =  с/я,  с  помощью
которых  необходимые  характеристики  потока
могут  быть  записаны  в  виде  газодинамических
функций  [20].
 Методика  расчета  с  помощью  газодинами¬
ческих  функций.  Простота  используемых  при
этом  формул  обусловлена  тем,  что  газодина¬
мические  функции  рассматриваются  примени¬
тельно  к  изэнтопийным  потокам  с  постоянной
полной  энергией,  т.е.  в  условиях,  когда  пара¬
метры  торможения  вдоль  линий  тока  сохраня¬
ются  постоянными.  Возникающее  при  этом
противоречие,  связанное  с  тем,  что  рабочий
процесс  в  турбомашине  обязательно  сопрово¬
ждается  изменением  энергии,  преодолевается
за  счет  попеременного  использования  пара¬
метров  абсолютного  и  относительного  движе¬
ний  соответственно  для  неподвижных  и  вра¬
щающихся  венцов.  Газодинамические  функ¬
ции  могут  быть  записаны  также  для  адиабат¬
ных  течений  с  потерями.  При  этом  течение
рассматривается  как  суперпозиция  двух  про¬
цессов:  изэнтропийного  расширения  от  до
р{  и  изобарного  (при  рх  =  const)  подвода  теп¬
лоты,  количество  которой  определяется  коэф¬
фициентами  скорости  ф  или  потерь
 Ф  =  (с/сиз)2;  С  =  1  -  (р2. 	(2.5.9)
 Вследствие  потерь  давление  торможения
вниз  по  потоку  падает,  так  что  в  уравнениях
появляются  дополнительные  компоненты,
связывающие  р*  и  Pq.
 Согласно  уравнению  (2.5.1)  при  Т  =  const
для  совершенного  газа  р\  =  const,  т.е.  относи¬
тельное  увеличение  давления  в  точности  равно
сжатию  (относительному  уменьшению  объема)
и  коэффициент  сжимаемости,  определяемый
формулой  z  =  pv/{RT),  равен  единице.  Общие
закономерности  изменения  коэффициента  сжи¬
маемости  можно  найти  в  курсах  термодинами¬
ки,  где  показано,  что  отклонения  z  от  единицы
как  в  большую,  так  и  в  меньшую  стороны  могут
быть  весьма  значительными.  При  этом  для  газов
большие  отклонения  наблюдаются  в  зонах,  где
низкие  давления  сочетаются  с  высокими  темпе¬
ратурами,  а  высокие  давления  —  с  низкими
температурами.  В  связи  с  этим  для  современных
турбомашин  условия,  особо  неблагоприятные  в
отношении  вариации  г,  являются,  скорее,  ис¬
ключением,  поскольку  обычно  высоким  темпе¬
ратурам  сопутствуют  высокие  давления,  а  низ¬
ким  —  низкие  давления.
 Располагая  линии  z  =  const  и  к  =  const  на
/5-диаграммах  и  пренебрегая  деталями,  можно
 выделить  три  характерные  ситуации:  линии  z  =
=  const  приближаются  к  изэнтропам,  к  изобарам,
между  изолиниями  термических  параметров  со¬
стояния  и  линиями  z  =  const  корреляции  нет.
В  зависимости  от  зоны  на  /s-диаграмме  одно  и  то
же  рабочее  тело  может  соответствовать  той  или
иной  из  указанных  схем.  Учитывая  реальные  па¬
раметры  современных  турбомашин,  можно  сде¬
лать  общий  вывод:  близость  линий  z  =  const  и
s  =  const  характерна  для  перегретого  водяного
пара,  близость  линий  z  =  const  и  р  =  const  —  для
воздуха  (а  также  продуктов  сгорания  органиче¬
ских  топлив,  водорода,  многих  других  газов).  Для
зоны  параметров  энергетических  газовых  турбин
практически  z  =  1.  Для  турбомашин,  работающих
с  метаном  (и  рядом  других  специфических  сред),
вполне  вероятны  ситуации,  когда  между  изоли¬
ниями  термических  параметров  состояния  и  ли¬
ниями  z  =  const  корреляции  нет.
 В  процессе  дросселирования  (вдоль  ли¬
ний  /  =  const)  наряду  с  общепринятым  пред¬
ставлением,  согласно  которому  температура
торможения  среды  за  дросселем  равна  темпе¬
ратуре  торможения  перед  ним,  при  достаточно
высоких  давлениях  эта  температура  в  итоге
дросселирования  может  как  снижаться  (водя¬
ной  пар,  метан),  так  и  возрастать  (воздух).  Для
параметров,  характерных  для  проточных  час¬
тей  современных  газовых  турбин,  дрос¬
сель-эффект  обычно  незначителен.  При  дрос¬
селировании  насыщенного  пара  температура
его  падает,  а  влажность  снижается,  причем
при  достаточном  дросселировании  возможен
переход  в  область  перегрева.
 Аналогичными  в  качественном  отноше¬
нии  свойствами  обладают  насыщенные  пары
большинства  других  реально  возможных  рабо¬
чих  тел.  Однако  у  некоторых  сложных  органи¬
ческих  соединений  (бензола,  дифенилоксида
и  др.)  пограничные  кривые  в  is--диаграмме
имеют  существенно  иную  форму.  В  частности
возможны  ситуации,  когда  при  изэнтропий-
ном  расширении  первоначально  влажный  пар
сначала  подсушивается,  а  затем  даже  перехо¬
дит  в  перегретое  состояние.
 Математические  модели  рабочих  тел.  Тече¬
ние  рабочего  тела  в  проточной  части  турбома¬
шины  можно  рассматривать  как  суперпозицию
процессов  s  =  const,  р  =  const,  i  =  const,  причем
поскольку  КПД  машин  обычно  достаточно  вы¬
сок,  основным  является  изэнтропийный  про¬
цесс.  В  связи  с  этим  в  основу  градации  матема¬
тических  моделей  положен  способ  описания
этого  процесса.  В  простейшей  математической

ГАЗОТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 251
 модели  рабочим  телом  является  совершенный
газ  с  постоянным  показателем  адиабаты:  R  =
=  const,  к  =  const,  соответственно  z  —  const  (ча¬
стный  случай  z  =  1),  ср  =  const.  Модель  приме¬
нима  для  газовых  турбин  со  сравнительно  низ¬
кими  давлениями  и  небольшими  перепадами
температур.  Расчет  целесообразно  выполнять  с
помощью  газодинамических  функций,  записан¬
ных  с  учетом  потерь.  В  случае  высоких  скоро¬
стей  важным  компонентом  расчета  является  оп¬
ределение  параметров,  соответствующих  макси¬
мальному  расходу.  Как  известно,  при  отсутствии
потерь  максимальный  расход  через  канал  имеет
место,  когда  в  минимальном  сечении  (горле)  ка¬
нала  скорость  потока  достигает  скорости  звука,
при  этом  в  горле  М  =  X  =  1.  Наличие  потерь
приводит  к  уменьшению  скорости  в  горле,  при¬
чем  так,  что  разность  АХ+  =  1  -  Х+  зависит  от
потерь  в  горле  и  показателя  адиабаты  при  кри¬
тическом  истечении.  Максимальное  значение
безразмерной  газодинамической  функции  при¬
веденного  расхода  g  уменьшится  вследствие  по¬
терь  на  величину  Ag+  =  ЛХ+  [27].  Потери  приво¬
дят  также  к  увеличению  давления  в  горле:
 1/п+=  1/к*  +  Д/?+  /Pq  ,
 где  л+=/?+//?о,  я*  —  безразмерное  давление,
соответствующее  максимальной  скорости  в
горле  при  отсутствии  потерь;
 к*  =  [2/(к+  \)]к/(кЛ\ 	(2.5.10)
 Для  газов,  молекулы  которых  состоят  из
одного  атома  к  =  1,66,  двух  к  =  1,4  и  трех  ато¬
мов  к  =  1,3.  Для  более  сложных  соединений
к  =  1,22  (этан),  к  =  1,14  (одна  из  модификаций
фреона).
 В  более  сложной  модели  совершенный  газ
имеет  показатель  адиабаты,  зависящий  от  тем¬
пературы:  zR  =  const  (частный  случай  z  =  1),
к  =  Л7),  ср  =АТ).  Такая  модель  отвечает  со¬
временным  газовым  турбинам  открытого  цик¬
ла.  В  этом  случае  последовательно  рассматри¬
ваются  венцы,  начиная  с  первого  соплового
аппарата.  Для  него  по  параметрам  на  входе  и
изэнтропийным  параметрам  за  ним  с  помо¬
щью  формулы  (2.5.6)  устанавливается  значе¬
ние  показателя  адиабаты,  после  чего  задача  по
внешнему  виду  сводится  к  ранее  рассмотрен¬
ной  модели.  Получив  параметры  за  венцом,
производят  пересчет  к  параметрам  торможе¬
ния  в  относительном  движении,  с  учетом
изэнтропийного  перепада  определяется  свой
показатель  адиабаты  и  т.д.
 Для  высокоскоростных  потоков  дело  об¬
стоит  сложнее,  поскольку  формула  (1.1.10),  по
 которой  вычисляется  критическая  скорость  а,
выведена  в  предположении  независимости  по¬
казателя  адиабаты  от  температуры.  Если  такая
зависимость  существует  [27],  при  критических
условиях  для  изэнтропийного  течения  спра¬
ведливо  уравнение
 1  /а  =  -р  (дс/др)„
 откуда  может  быть  получена  формула
 а  =  ат/(\  -  Аат), 	(2.5.11)
 где  ат  —  критическая  скорость  по  формуле
 (1.1.10);  АаТ—  поправка  на  непостоянство  по¬
казателя  адиабаты  [27].
 Для  течения  с  потерями  поправки  необ¬
ходимо  суммировать.  Влияние  потерь  и  непо¬
стоянство  адиабаты  дают  эффекты  противопо¬
ложного  знака,  причем  влияние  потерь  более
существенно.
 В  следующей  модели  для  изэнтропий-
ных  процессов  полагается  z  =  const.  Эта  мо¬
дель  соответствует  современным  паротурбин¬
ным  ступеням,  работающим  на  перегретом
паре.  Для  этих  условий  термическое  уравне¬
ние  состояния
 pv=Z0RT, 	(2.5.12)
 где  величину  Zo  вычисляют  по  параметрам  пе¬
ред  венцом:
 =  PoVo/(RT0  )• 	(2.5.13)
 Таким  образом,  для  перегретого  пара
оказывается  возможным  использовать  пред¬
ставленную  выше  модель  совершенного  газа  с
переменным  показателем  адиабаты.  При  этом
можно  полагать,  что  вместо  постоянной  для
данного  рабочего  тела  константы  R  здесь  фи¬
гурируют  местные  величины
 R0  =  Z0R, 	(2.5.14)
 причем  значения  Rq  меняются  от  венца  к  венцу
в  соответствии  с 	ростом  энтропии 	вниз 	по  про¬
точной 	части. 	Предыдущие  рассуждения  о
 влиянии  потерь  и  непостоянства  показателя
адиабаты  применимы  и  в  этом  случае,  однако
здесь  показатель  адиабаты  является  функцией
не  только  температуры,  но  и  давления.  Путем,
близким  к  выводу  формулы  (2.5.11),  получается
 а  =  «ид/(1  -  Ьар),  (2.5.15)
 где  Аар  —  поправка  на  влияние  давления.
 При  работе  с  этой  моделью  необходимо
учитывать,  что  при  переходе  от  венца  к  венцу
величина  R0  меняется  дискретно,  так  что  в
точке  /5-диаграммы,  соответствующей  перехо¬

252
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 ду  от  одного  венца  к  другому,  определяемые
по  формуле
 T  =  pv/R0 	(2.5.16)
 температуры  для  предыдущего  и  последующего
венцов  оказываются  различными.  В  связи  с  этим
расчет  целесообразно  вести,  например,  в  коорди¬
натах  р,  /,  а  температуру  рассматривать  как  не
участвующий  в  расчете  выходной  параметр.
 Следующая  по  сложности  модель  рабоче¬
го  тела  относится  к  случаям,  когда  с  непосто¬
янством  коэффициента  сжимаемости  необхо¬
димо  считаться  в  пределах  одного  венца.  По¬
добная  ситуация  характерна  для  газов  высокого
давления  и  может  иметь  место,  например,  в  га¬
зовых  турбинах  закрытого  цикла.  Здесь  также
возможно  использование  газодинамических
функций  совершенного  газа,  однако  в  расчет¬
ные  формулы  необходимо  вводить  поправки
 5  R  =  ВД;
 Р\/Ро  =  &Р(Рш/Ро)>
 Т\/Т0  =  8ДГ1ид/Г0); 	(2.5.17)
 8G  =  G/Gm  =  Ър/т/ЪТ)-
Ъа  =
 где  индексы:  «ид»  —  параметры  в  изэнтропий-
ном  процессе;  «О»  и  «1»  —  параметры  перед
венцом  и  за  ним;  величины  р\т/р0  и  ^ид/^О
определяют  с  помощью  обычных  газодинами¬
ческих  функций  совершенного  газа  при  R0.
 Поправки  8...  являются  функциями  коор¬
динат  начальной  и  конечной  точек  процесса  в
is-диаграмме.  Если  течение  происходит  с  дозву¬
ковыми  скоростями,  а  используемая  при  расче¬
тах  область  /5-диаграммы  не  слишком  велика,
эти  поправки  могут  быть  достаточно  надежно
определены  заранее  как  функции  параметров
на  входе  в  венец.  При  этом  величина  5G  может
рассматриваться  как  своего  рода  коэффициент
расхода  венца.  Заметим,  что  в  отличие  от  точек
 О 	и  1,  которые  характеризуются  параметрами
pQi  Tq,  V0  и  ри  Ти  Vx  и  могут  быть  отмечены  на
/5-диаграмме,  параметрам  рш,  Т1ш,  К1ид  не  от¬
вечает  никакое  реальное  состояние  и,  тем  са¬
мым,  им  не  отвечает  никакая  точка  в  /5-диа¬
грамме.  Как  и  в  предыдущей  модели,  показа¬
тель  адиабаты  определяется  с  помощью  форму¬
лы  (2.5.6),  в  которую  подставляют  параметры,
соответствующие  точкам  0  и  1вд.
 Наряду  с  описанной  могут  быть  предло¬
жены  и  другие  системы  поправок.  Общим  для
 них  является  то,  что  они  всякий  раз  должны
обеспечить  возможность  использования  при
расчете  газодинамических  функций  совершен¬
ного  газа.  Практика  свидетельствует  об  эффек¬
тивности  системы  поправок  даже  при  сравни¬
тельно  больших  неоднородностях  величин  к
и  z,  однако  в  более  сложных  случаях,  в  частно¬
сти,  при  расчетах  процессов  с  конденсацией
необходимо  использовать  модель,  опирающую¬
ся  на  метод  плотностей  тока.  Суть  этого  метода
поясняет  пример  решения  прямой  задачи.
 Допустим,  что  для  некоторого  венца  из¬
вестны:  проходное  сечение  F,  расход  G  и  пара¬
метры  на  входе  р$,  Г0.  Требуется  найти  пара¬
метры  за  венцом  рь  Т{.  Методом  последова¬
тельных  приближений  перебирается  ряд  зна¬
чений  р^\  ...,  и  соответствующих  им  с(1),
 с*2*,  ...,  и  vj1*,  vj2\  ...  до  тех  пор,  пока  не  уста¬
новится  такое  р^п\  для  которого  с  необходи¬
мой  точностью  удовлетворяется  условие
 GlF  =  c\n)(2.5.18)
 Если  рассматривается  изэнтропийный
процесс,  то  точки  1,  2,  ...,  п  принадлежат  изэн-
тропе  50  =  const.  Если  процесс  сопровождается
потерями,  то  точки  1,  2,  ...,  п  располагаются
вдоль  некоторой  линии,  уходящей  в  /5-диа-
грамме  вправо  и  вниз  от  начальной  точки  0.
Линия  точек  1,  2,  ...,  п  есть  либо  прямая  (поте¬
ри  не  зависят  от  перепада),  что  характерно  для
дозвуковых  скоростей,  либо  кривая,  обращен¬
ная  выпуклостью  вниз  (потери  растут  вместе  с
перепадом),  что  характерно  для  сверхзвуковых
режимов.  Процесс  поиска  заканчивается,  ко¬
гда  разница  между  последовательно  вычисляе¬
мыми  значениями  плотности  тока  окажется
меньше  требуемой  точности  по  расходу  5^:
 abs[l  -  (c/vr'Ac/v)"]  <  ЪО.  (2.5.19)
 Если  решается  обратная  задача,  когда  пе¬
репад  на  венец  задан,  а  подлежит  определению
проходное  сечение,  то  алгоритм  поиска  сущест¬
венно  упрощается.  В  частном  случае  обратной
задачи  при  изэнтропийном  течении  решение
получается  без  последовательных  приближений.
 В  методе  плотностей  тока  определение
условий,  соответствующих  максимальному
расходу,  сводится  к  поиску  на  линии  точек
1,  2,  ...,  п  давления  р+,  при  котором  плотность
тока  (величина  с/у)  достигает  максимума
 (Cl/v,)+  =  (C|/V])max-

ГАЗОТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 253
 Зависимость  (c/v)  =  f[p)  вблизи  своего
максимума  слабая,  так  что  вместо  вышеука¬
занной  для  остальных  режимов  точности  по
расходу  5G,  при  установлении  критических  ус¬
ловий  сходимость  процесса  последовательных
приближений  определяем  из  условия  достиже¬
ния  точности  по  давлению  др
 abs[l  -  (рпА/рп)\  <  Ър.  (2.5.20)
 Расчет  по  методу  плотностей  тока  обес¬
печивает  наиболее  точные  результаты.  Следует
отметить,  что  в  литературных  источниках
обычно  для  критического  отношения  давле¬
ний  приводятся  значения  0,546  для  перегрето¬
го  пара  и  0,577  для  влажного.  При  этом  при¬
нимается  показатель  адиабаты  для  перегретого
пара  к  —  1,3,  для  влажного  к  =  1,12.  Такое  уп¬
рощенное  представление  может  привести  к
ошибкам  в  оценке  максимального  расхода  до
2%  в  области  перегретого  пара  и  до  5,5...6%  в
области  влажного  пара.  При  этом  для  перегре¬
того  пара  наибольшие  ошибки  приходятся  на
область  высоких  давлений,  а  для  влажного  —
на  область  низких  давлений.
 Приведенные  варианты  моделей  обеспе¬
чивают  выбор  наиболее  простого  подхода  к
расчету  турбин  различных  типов.  При  этом  в
зависимости  от  принципа,  на  котором  основа¬
но  описание  физических  свойств  рабочего  те¬
ла,  модели  можно  разделить  на  две  группы:
основанные  на  методе  газодинамических
функций  и  на  методе  плотностей  тока.  Метод
плотностей  тока  предназначен  для  расчета
турбин  влажного  пара,  он  может  оказаться
также  полезным  для  расчета  газовых  турбин
высокого  давления.  В  остальных  случаях  сле¬
дует  сначала  проанализировать  возможность
использования  более  простых  моделей.
 Аппроксимация 	термодинамических
 свойств  рабочих  тел.  Для  газовых  турбин  низ¬
кого  давления,  работающих  на  продуктах  сго¬
рания  органических  топлив,  коэффициент
сжимаемости  z  =  1,  так  что  для  этих  турбин
представление  физических  свойств  рабочего
тела  сводится  к  описанию  зависимости
к  =  АТ)-  В  некоторых  случаях  эта  зависимость
может  быть  задана  графически,  таблично  или
в  виде  аппроксимирующей  формулы,  напри¬
мер  полинома.  Если  такая  зависимость  неиз¬
вестна,  то  показатель  адиабаты  при  температу¬
ре  Т  находится  по  формуле
 к  =  ср/(ср  -  R), 	(2.5.21)
 где  теплоемкость  ср  определяется  по  извест¬
ным  для  данного  газа  графикам,  таблицам  или
 полиномам,  газовую  постоянную  R  полагают
известной  или  вычисляют  с  помощью  форму¬
лы  (2.5.1).
 Если  рабочее  тело  является  смесью  газов,
то  в  формуле  (2.5.21)
 ср  =  Ъ>ср1> 	<2-5-22)
 /=1
 где  gh  cpi  —  массовые  доли  и  теплоемкости  от¬
дельных  компонентов;  п  —  количество  компо¬
нентов  в  смеси.
 Газовую  постоянную  смеси  находят  из
формулы  (2.5.1),  в  которой  кажущуюся  моле¬
кулярную  массу  смеси  вычисляем  по  формуле
 M  =  j^g,M„ 	(2.5.23)
 где  Mj  —  молекулярные  массы  компонентов.
 При  расчетах  газовых  турбин,  работающих
на  продуктах  сгорания  органических  топлив,
заданными  обычно  являются  состав  топлива  и
температура  на  входе  в  проточную  часть.  За¬
данными  также  должны  быть  характеристики
используемого  для  горения  воздуха,  если  они
отличаются  от  условий  стандартной  атмосфе¬
ры.  Определение  состава  и  термодинамических
свойств  получающихся  продуктов  сгорания
представляет  специальную  задачу.  Рассмотрим
суть  постановки  этой  задачи  и  упрощенные  со¬
отношения,  позволяющие  в  первом  приближе¬
нии  установить  необходимые  для  газодинами¬
ческого  расчета  характеристики.
 Как  известно,  в  продуктах  сгорания  при¬
нято  выделять  две  составные  части:  1)  стехио¬
метрический  газ  или  «чистые  продукты  сгора¬
ния»  (продукты  полного  сгорания  топлива  при
избытке  воздуха,  равном  единице);  2)  избы¬
точный  воздух.  Полное  сгорание  топлива  под¬
разумевает  образование  оксидов  высокого  по¬
рядка  (С02,  N02),  сгорание  полагается  непол¬
ным,  если  образовавшиеся  продукты  остаются
способными  к  дальнейшему  поглощению  ки¬
слорода  (СО,  N0).  Рассматривается  органиче¬
ское  топливо,  в  состав  которого  входят  угле¬
род,  водород,  сера,  влага,  воздух,  зола,  соот¬
ветствующие  массовые  доли  которых  состав¬
ляют  С,  Н,  S,  W,  A,  Z.  Применительно  к  этому
составу  стехиометрическое  количество  воздуха
(минимальное  количество,  необходимое  для
полного  сгорания  1  кг  топлива)  находим  по
формуле
 , 	_  11,5С  +  34ДН  +  4,31(  S  -  0,21А)  п  ^  1А^
 чшп 	п 	„ 	• 	VZ.J.Z4;

254
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Стехиометрический  состав  (по  массе)
продуктов  сгорания  определяется  по  формулам
 3,71C
(l+/mm)(l-Z)
 139  IS
 ^°2 	(l+/mm)(l-Z)’
 _9H+W+  0,0161/^.
 Н2°  (l+UKl-Z)  ’
 _0,79А+  0,768/^
 NaT  (1+  /mn)(l-Z)  '
 Если  используемый  при  горении  воздух
влажный,  то  его  кажущаяся  молекулярная
масса
 Мвв  =  28,97(1  -  у)  +  18,016\1/,
 где  \|/  —  абсолютная  влажность  воздуха;  28,97
и  18,016  —  молекулярные  массы  сухого  возду¬
ха  и  водяного  пара.
 Атмосферные  условия  обычно  характери¬
зуют  давлением  ра,  температурой  /а  и  относи¬
тельной  влажностью  ср.  Исходя  из  этих  пара¬
метров,  абсолютная  влажность
 \\f  =  0,622/?н/[(/?а/ср)  —  ря],  (2.5.25)
 где  рн  —  давление  насыщения  при  температуре
атмосферы  /а;  зависимость  рн  =  /(Га)  известна
по  таблицам  термодинамических  свойств  во¬
дяного  пара.
 Относительную  влажность  обычно  ука¬
зывают  в  процентах,  в  формуле  (2.5.25)  она
фигурирует  в  долях  от  единицы.
 Получающаяся  в  итоге  стехиометриче¬
ского  процесса  теоретическая  температура
продуктов  сгорания  находится  из  условия  ра¬
венства  поступающего  и  отводимого  тепловых
потоков:
 qT  +  cTtT+ 	=
 =  dmm  +  mZgicpi)tCTE,  (2.5.26)
 где  q  —  теплота  сгорания  топлива;  верхние  ин¬
дексы  —  «Т»  —  топливо,  «Л»  —  воздух,
«СТЕ»  —  продукты  стехиометрического  сгора¬
ния,  нижний  индекс  «/»  —  компоненты  про¬
дуктов  сгорания;  теплоемкость  ст  —  для  жид¬
ких  и  твердых  топлив,  для  газообразных  топ¬
лив  следует  принимать  теплоемкость  стр  при
постоянном  давлении.
 Теплоемкости  следует  принимать  сред-
 Т*  Л  CTF
 ними  на  интервале  от  0  до  t  ,  t  ,  t  .  Для  то¬
плив  представляющих  из  себя  смесь,  напри¬
 мер,  углеводородов,  величину  qT  можно  оце¬
нить  по  формуле
 /  =  2**. 	(2-5.27)
 где  qi  —  теплота  сгорания  входящих  в  топливо
элементов  (углерода,  водорода,  серы  и  т.д.).
Поскольку  на  теплоту  сгорания  влияет  харак¬
тер  молекулярных  связей,  использование  фор¬
мулы  (2.5.27)  может  приводить  к  погрешно¬
стям,  особенно  для  топлив,  находящихся  в
кристаллическом  состоянии.  В  связи  с  этим,
если  есть  такая  возможность,  величину  qT  луч¬
ше  брать  из  справочных  материалов.
 Очевидно,  что  вместо  формулы  (2.5.26)
можно  также  записать
 ЦГ  +  (Х#/*/  )Т  + 	=
 =  (/nun  +  l)(IftV-)CT£-  (2.5.28)
 причем  этой  формулой  удобно  пользоваться,
если  имеются  энтропийные  таблицы.
 Реально  достижимая  максимальная  темпе¬
ратура  оказывается  меньше  определенного  та¬
ким  образом  теоретического  значения  из-за  по¬
терь  в  связи  с  неполнотой  сгорания  и  излучени¬
ем,  а  при  высоких  температурах  (более
 1300...  1400  К)  также  из-за  диссоциации,  которая
заключается  в  термохимическом  распаде  моле¬
кул  и,  например,  для  продуктов  сгорания  орга¬
нических  топлив  может  привести  к  появлению
компонентов  N0,  N.  Для  температур,  реальных
для  современных  газовых  турбин,  концентрации
продуктов  диссоциации  малы.  Содержащий
продукты  диссоциации  газ  рассматривается  как
смесь  нескольких  компонентов,  каждый  из  ко¬
торых  является  совершенным  газом.
 Сложность  состоит  в  том,  что  каждой
температуре  отвечает  свой  состав  смеси,  опре¬
деляемый  меняющейся  с  температурой  диссо¬
циацией.  В  общем  виде,  особенно  для  продук¬
тов  сгорания,  расчет  оказывается  весьма  тру¬
доемким.
 Из  справочной  литературы  находятся
константы  равновесия  реакций  при  заданной
температуре  и  отбрасываются  из  рассмотрения
те  реакции,  константы  которых  малы  (т.е.  со¬
ответствуют  весьма  малым  степеням  диссо¬
циации).  Составляется  система,  включающая
уравнения  равновесия,  сохранения  энергии  и
количества  движения.  Учитывая,  что  количе¬
ство  диссоциированных  веществ  мало,  уравне¬
ния  записываются  в  линеаризированном  виде.
В  итоге  решения  получается  состав  смеси.  Для
некоторых  веществ  имеются  справочные  мате¬

ГАЗОТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 255
 риалы,  в  которых  термодинамические  величи¬
ны  даны  с  учетом  диссоциации.
 Определенная  по  формуле  (2.5.26)  теоре¬
тическая  температура  обычно  слишком  высо¬
ка,  поэтому  к  чистым  продуктам  сгорания  до¬
бавляют  воздух,  количество  которого  характе¬
ризуется  коэффициентом  а  избытка,  так  что
общее  количество  используемого  воздуха  со¬
ставляет  а/ицд.  С  учетом  избытка  воздуха  мож¬
но  записать
 qT+cTtT+aIn
 =  (U  +  1  )(Х&'„)ЯС  +  Wa-Dc^,  (2.5.29)
 где  верхний  индекс  «ПС»  —  продукты  сгора¬
ния.
 Температуру  продуктов  сгорания  i10  на¬
значают  обычно,  исходя  из  условия  прочности
материалов,  иногда  по  иным  соображениям.
В  уравнении  (2.5.29)  теплоемкость  слр  =Atnc),
так  что  величина  а  остается  единственной  неиз¬
вестной  и  может  быть  определена  однозначно.
Теплоемкость  продуктов  сгорания
 f  _(l+/nun)cf£+(«-l)/nun  cf'  ^ 	(2 	5 	30)
 1  +  a/m
 где  с
 СТЕ
 теплоемкость  стехиометрического
газа  по  формуле  (2.5.29);  c*w  —  теплоемкость
 AW  ,л  \  A 	W 	А
 влажного  воздуха;  ср  =(\-\\f)cp  +уцср  ;  ср  и
w
 ср  —  теплоемкости  сухого  воздуха  и  водяного
пара.
 В  итоге  для  продуктов  сгорания  заданно¬
го  состава  получается  зависимость  ср  =  /(/)•
Физические  свойства  газов  высокого  дав¬
ления  описываются  термическим  уравнением
состояния  рV  =  Rf{T,  V)  и  калорическими
уравнениями  /  =  f(T,  V),  s  =  f(T,  V).  Так,  для
неассоциируемых  веществ,  к  которым  принад¬
лежат  обычно  используемые  рабочие  тела
(кроме  водяного  пара),  термическое  уравнение
состояния  часто  записывается  в  виде
 pV  =  RT(  1+ 	(2.5.31)
 /=1
 где  а  —  эмпирические  (вириальные)  коэффи¬
циенты;
 «/=*>/+  £fy/ry>  (2-5.32)
 1=1
 где  числа  тип  могут  быть  различными,  обыч¬
но  не  более  6.
 Наряду  с  зависимостью  (2.5.31)  возможно
и  другое  представление  уравнения  состояния,
когда  в  знаменателе  (2.5.31)  фигурирует  Г,  а  в
знаменателе  (2.5.32)  —  удельный  объем  v.
 Для  вычисления  энтальпии  и  других  ка¬
лорических  функций  выполняется  интегриро¬
вание  уравнения  вида  (2.5.2),  где  (Эу/дТ)р,
(др/дТ)  и  другие  аналогичные  величины  полу¬
чают  дифференцированием  в  соответствую¬
щих  условиях  уравнения  (2.5.31).  Так,  для  вы¬
числения  энтальпии  в  точке  с  параметрами  р,
Т  из  уравнения  (2.5.2)  получим
 Hp,T)=Pfdi+i(0,T0)  =
 о,То
 =  Pj[v-T(dv/dT)p]dp+  ]cp=0dT+  /0. 	(2.5.33)
 О 	т0
 Таким  образом,  для  вычисления  энтальпии
достаточно  знания  зависимости  ср=0  =  Д7)  и
термического  уравнения  состояния,  откуда  по¬
лучается  производная  (<д\/дТ)р.  Аналогичный
подход  используется  для  вычисления  энтропии
и  других  необходимых  калорических  функций.
Известны  уравнения  состояния,  в  которых  в  ка¬
честве  аргументов  наряду  с  Т  и  v  фигурируют  и
другие  параметры.  Однако  и  в  этих  случаях  ис¬
пользуется  подход,  аналогичный  изложенному.
 Для  используемых  в  технике  газов  обыч¬
но  известны  их  термические  и  калорические
свойства,  необходимые  вычисления  произве¬
дены  и  имеются  таблицы,  содержащие  энталь¬
пии,  энтропии,  теплоемкости  и  другие,  необ¬
ходимые  для  расчета  турбомашин  параметры.
При  любых  расчетах  локальные  параметры  оп¬
ределяются  интерполяцией  по  этим  таблицам,
так  что  в  расчетной  практике  вопрос  о  матема¬
тической  аппроксимации  этих  таблиц,  как
правило,  не  возникает.
 Для  водяного  пара,  который  принадле¬
жит  к  сильно  ассоциируемым  веществам,
/5-диаграмма  первоначально  была  построена
эмпирическим  путем  и  только  потом  были  вы¬
ведены  достаточно  точные  уравнения  состоя¬
ния.  Несмотря  на  наличие  этих  уравнений  ис¬
ключительно  важное  значение  при  определе¬
нии  термодинамических  параметров  водяного
пара  имеют  «скелетные  таблицы»,  включаю¬
щие  тщательно  выверенные  параметры  в  базо¬
вых  точках.  Сетка  линий  между  этими  точка¬
ми  первоначально  строилась  графически,  а  за¬
тем  —  с  помощью  математических  методов.
В  связи  с  этим  при  машинных  расчетах  обыч¬
но  используется  аппроксимация  is-диаграммы.

256
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 В  настоящее  время  математические  мето¬
ды  глубоко  проникли  в  построение  is-диаграм¬
мы  водяного  пара,  а  коэффициенты  в  уравне¬
ниях  состояния  газов  уточняются  по  опытным
данным  в  скелетных  точках.  Однако  различие
в  подходах  сохранилось  и  прослеживается  во
многих  элементах  расчета,  начиная  от  выбора
аргументов.  Так,  для  газов  чаще  аргументами
являются  v,  Г,  а  для  водяного  пара  —  р,  Т.
 При  использовании  аппроксимирующих
зависимостей  (таблиц,  графиков,  полиномов)
надо  проявлять  осмотрительность,  так  как  при
нерациональной  организации  поиска  термо¬
динамических  параметров,  особенно  при  по¬
переменном  использовании  различных  аргу¬
ментов,  может  быть  не  достигнута  требуемая
точность  решения  (последовательные  прибли¬
жения  перестают  сходиться).  Напротив,  воз¬
можна  такая  организация  расчета,  когда  точ¬
ность  вычисления  параметров  изэнтропийного
процесса  оказывается  выше  точности  исполь¬
зуемого  калорического  уравнения.
 2.5.2. 	ОДНОМЕРНЫЙ  ТЕПЛОВОЙ  РАСЧЕТ
НА  СРЕДНЕМ  ДИАМЕТРЕ
ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 Основные  положения.  Практика  показы¬
вает,  что  одномерный  расчет,  претерпев  суще¬
ственные  изменения,  связанные  с  переходом
на  машинный  счет,  по-прежнему  остается  ос¬
новой  процесса  проектирования.  Известны
многочисленные  модификации  одномерного
расчета,  приспособленные  для  решения  раз¬
личных  вариантов  прямых  и  обратных  задач,  а
также  комбинированные  схемы,  в  которых  од¬
номерный  расчет  оказывается  связанным  с
расчетами,  основанными  на  иных  и  более
сложных  принципах,  в  частности,  с  расчетами
двух-  или  трехмерных  полей  или  пограничных
слоев.  Согласно  классической  постановке  рас¬
чет  выполняется  по  методу  треугольников  ско¬
ростей  на  среднем  диаметре  проточной  части
«по  зазорам»,  т.е.  в  сечениях  на  выходе  из  ло¬
паточных  венцов.  «Прямая  задача»  (повероч¬
ный  расчет)  является  наиболее  общей  и  слож¬
ной.  Уравнения  прямой  задачи  можно  преоб¬
разовать  и  приспособить  к  решению  того  или
иного  варианта  обратной  задачи  (проектиро¬
вочному  расчету),  тогда  как  переход  от  уравне¬
ний  обратной  задачи  к  уравнениям  прямой  да¬
леко  не  всегда  прост  и  очевиден.
 Прямая  задача  имеет  единственную  поста¬
новку:  заданы  геометрия  проточной  части  и
 краевые  условия  в  составе,  обеспечивающем  по¬
лучение  однозначного  решения,  требуется  опре¬
делить  параметры  по  венцам  и,  в  том  числе,  ос¬
тальные  краевые  условия,  а  также  найти  инте¬
гральные  характеристики  отдельных  ступеней  и
проточной  части  в  целом.  Обратная  задача  мо¬
жет  формулироваться  по-разному.  Часто  она
предусматривает  определение  выходных  углов
венцов  в  предположении,  что  остальные  геомет¬
рические  размеры,  а  также  перепады  по  венцам
заданы.  Практика  показывает,  что  при  проекти¬
ровании  строго  придерживаться  какой-либо  од¬
ной  формулировки  обратной  задачи  можно  в
сравнительно  узком  диапазоне,  выходя  за  рамки
которого  постановку  задачи  приходится  менять
(например,  полагать  искомыми  не  выходные  уг¬
лы  венцов,  а  их  высоты).  В  результате  для  обес¬
печения  проектных  работ  необходимо  распола¬
гать  несколькими  модификациями  обратных  за¬
дач,  переходы  между  которыми  обусловливают¬
ся  условиями  конкретной  задачи.
 Принято  считать,  что  прямая  задача  пред¬
назначена  для  расчета  переменных  режимов  и
поверочных  расчетов,  выполняемых  при  экспер¬
тизе,  диагностике,  в  исследовательских  или  учеб¬
ных  целях.  Однако  она  может  использоваться
также  для  проектирования.  В  этом  случае  необ¬
ходимая  геометрия  проточной  части  устанавли¬
вается  путем  направленного  подбора.  При  этом  в
качестве  факторов  (задаваемых  варьируемых  ве¬
личин)  проектирования  рассматриваются  геомет¬
рические  характеристики:  высоты,  диаметры,  уг¬
лы.  При  решении  обратных  задач  в  качестве
факторов  проектирования  обычно  фигурируют
перепады,  реактивности,  отношение  и/с.  Обра¬
щение  к  геометрическим  образам,  необходимое
при  использовании  прямой  задачи,  требует  от
проектировщика,  привыкшего  к  работе  с  обрат¬
ными  задачами,  известной  широты  мышления.
 Как  известно  из  практики,  проектирова¬
ние  проточной  части  целесообразно  вести
«с  начала»  (от  первой  ступени  к  последней),  а
поверочный  расчет  «с  конца»  (от  последней
ступени  к  первой).  Такие  направления  расче¬
тов  обусловлены  структурой  уравнения  Флю-
геля,  которое  для  проточной  части  с  заданной
геометрией  описывает  связь  между  давлением
и  температурой  на  входе  р0,  Т0,  конечным  дав¬
лением  рк  и  расходом  G.
 Анализ  уравнения  Флюгеля  показывает,
что  погрешности  или  неточности  в  задании
исходной  информации  при  выполнении  пове¬
рочного  расчета  «с  начала»  приводят  к  значи¬
тельным  отклонениям  на  выходе,  особенно

ОДНОМЕРНЫЙ  ТЕПЛОВОЙ  РАСЧЕТ  НА  СРЕДНЕМ  ДИАМЕТРЕ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ  257
 для  многоступенчатых  цилиндров  с  большим
отношением  р0/рк.  Напротив,  при  расчете  «с
конца»  даже  большие  ошибки  в  оценке  конеч¬
ных  параметров  приводят  к  незначительным
отклонениям  в  параметрах  на  входе,  причем
относительные  отклонения  входных  парамет¬
ров  снижаются  с  увеличением  pQ/pK.
 При  выполнении  поверочных  расчетов
«с  начала»  может  потребоваться  больше  после¬
довательных  приближений,  чем  если  их  вы¬
полнять  «с  конца».  Кроме  того,  при  расчете
«с  начала»  легко  оказаться  на  совершенно  не¬
желательных  ответвлениях  логической  схемы:
при  расчете  явно  докритического  режима  мно¬
гоступенчатого  цилиндра  можно  случайно
подтолкнуть  поиск  решения  в  область  режи¬
мов  с  критическими  истечениями  в  промежу¬
точных  ступенях,  причем  алгоритм  выхода  из
этой  ложной  ситуации  может  оказаться  доста¬
точно  сложным.  В  связи  с  этим  при  ручных
вычислениях  поверочные  расчеты  безусловно
следует  проводить  «с  конца»  (метод  Лошге).
При  машинных  расчетах  рекомендации  о  вы¬
боре  направления  расчета  перестают  быть
столь  однозначными,  так  как  во  многих  случа¬
ях  выполнение  лишних  приближений  не  со¬
ставляет  проблемы.  Однако  при  этом  необхо¬
димо  иметь  развитую  логическую  систему,
способную  физически  обоснованно  скоррек¬
тировать  входные  параметры.  Проектирование
удобнее  вести  «с  начала»,  поскольку  при  этом
легче  следить  за  логикой  развития  событий.
 Формулируя  краевую  задачу,  полагаются  за¬
данными  параметры  рабочего  тела  на  входе  в
проточную  часть  (давление  и  температура,  для
влажного  пара  —  давление  и  степень  сухости)  и
расходы  по  венцам  (на  входе  и  в  отборах  или,  на¬
против,  в  подводах  охлаждающей  среды).  Задан¬
ными  считаются  геометрия  проточной  части  и
скорости  вращения  рабочих  колес.  Если  поста¬
новка  задачи  диктует  иную  комбинацию  задавае¬
мых  краевых  условий  (например,  заданы  пара¬
метры  перед  проточной  частью  и  давление  за
ней,  расходы  в  отборах,  а  требуется  определить
расход  на  входе  в  проточную  часть),  то  решение
находится  методом  последовательных  приближе¬
ний,  в  каждом  из  которых  заданными  являются
параметры  на  входе  и  расходы  по  венцам.
 Расчет  начинается  с  первого  по  ходу  рабо¬
чего  тела  лопаточного  аппарата,  от  него  пере¬
ходим  ко  второму  и  последующему,  вплоть  до
последнего  в  проточной  части.  Для  расчета  по¬
тока  в  неподвижных  и  вращающихся  венцах
используют  одни  и  те  же  уравнения,  движение
 венцов  относительно  друг  друга  учитывается
путем  учета  переносных  скоростей  при  перехо¬
де  от  одной  системы  координат  к  другой  (от  аб¬
солютной  к  относительной  или  наоборот).  Ес¬
ли  текущий  венец  вращается,  то  определяются
характеристики  ступени  (степень  реактивно¬
сти,  отношение  и/с,  мощность,  КПД).  Подоб¬
ный  подход  позволяет  унифицировать  расчеты
ступеней  вне  зависимости  от  того,  соответству¬
ет  рассматриваемый  объект  классической  схеме
осевой  турбины  либо  это  один  или  несколько
последовательно  стоящих  неподвижных  или
вращающихся  венцов,  в  том  числе  с  противо¬
положным  вращением  (типа  Юнгстрема).
 На  входе  в  проточную  часть  рассматрива¬
ются  параметры  торможения,  на  выходе  —
статические  параметры.  Геометрия  лопаточ¬
ных  аппаратов  (диаметр,  высота)  задается  по
выходной  кромке,  эффективный  угол  находит¬
ся  по  формуле
 «эф(Рэф)  =  arcsin(a/0, 	(2.3.34)
 где  а  —  горло;  t  —  шаг  решетки.
 Величины  а,  t  находят,  развернув  на  плос¬
кость  сечение  венца  цилиндрической  поверх¬
ностью  с  диаметром,  равным  среднему  диамет¬
ру  выходной  кромки.  Конусность  проточной
части  на  среднем  диаметре  выходной  кромки
 у  =  arctg[(tgyn  +  tgyK)/2], 	(2.3.35)
 где  уп,  ук  —  конусность  проточной  части  на  пе¬
риферии  и  у  корня  на  выходной  кромке.
 Отсчет  углов  а  и  (3  в  плоскости  uz  ведется
от  вектора  окружной  скорости  и,  так  что  углы  а
всегда  меньше  90°,  углы  (3  —  больше,  а  отсчет
углов  у  —  от  вектора  осевой  скорости  (положи¬
тельные  значения  —  против  часовой  стрелки).
 Фактическое  проходное  сечение  венца
может  отличаться  от  определенного  вышеиз¬
ложенным  образом  вследствие  закрутки  и  на¬
валов  лопатки,  а  также  из-за  возможной  раз¬
ницы  высот  и  средних  диаметров  выходной
кромки  и  горлового  сечения.  Влияние  этих
факторов  характеризуется  коэффициентом
 Фг  —  ^гшп/^эф’
 где  Fm[n,  —  фактическая  минимальная  и
эффективная  площади  венца.
 Фактическая  минимальная  Fmn  —  мини¬
мальная  площадь,  образующаяся  при  движе¬
нии  от  корня  до  периферии  нормали,  опущен¬
ной  от  вогнутой  стороны  профиля  на  спинку
смежной  лопатки,  и  ограниченная  корневым  и
периферийным  обводами.  Эффективная  пло¬

258
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 щадь  —  поперечного  сечения  струи,  выхо¬
дящей  из  лопаточной  решетки  в  предположе¬
нии,  что  угол  выхода  потока  равен  эффектив¬
ному.  Таким  образом,  для  направляющих  и
рабочих  лопаток  в  цилиндрической  проточной
части  с  прямыми  лопатками
 д*  =  nDI  sin«i3i,;
 ^эф  =  nDI  sinp234).
 То  же,  для  конической  проточной  части
 ^эф  =  nDI  sina  Л^1  +  tg2ot,  эф(  1  +  tg2y,);
 (2.5.36)
 F3ф  =  nDI51пр2эф  /A/l+tg2p2^(l+tg2y2).
 (2.5.37)
 Для  плоской  прямой  решетки  фг  =  1,  для
незакрученных  и  без  навалов  лопаток  и  про¬
точной  части  с  цилиндрическими  обводами
Фг  «  1,  для  раскрывающейся,  в  частности,  ко¬
нической  проточной  части  фг  <  1.
 Фактический  расход  через  горло  венца
может  отличаться  от  расхода  на  входе  в  этот  ве¬
нец  из-за  утечек  в  периферийном  или  корне¬
вом  зазорах  (сюда  можно  добавить  возможные
обратные  токи,  например,  через  разгрузочные
отверстия  предыдущего  колеса),  а  также  подме¬
шивания  охлаждающей  среды  (воздуха):
 Gr  =  G/фут, 	(2.5.38)
 где  G,  Gr  —  расходы  на  входе  в  венец  и  в  его
горле;  фут  —  коэффициент  утечки.
 Протечки  над  бандажами  или  через  диа-
фрагменные  уплотнения  снижают  коэффициент
угечки  (ф^  <  1),  подмешивание  охлаждающей
среды  увеличивает  его  (ф^  >1).  При  расчетах  кон¬
струкций  с  разгрузочными  отверстиями  в  дисках
следует  считаться  с  возможностью  изменения  на¬
правления  протечки  через  отверстия  в  связи  с  из¬
менениями  режима  работы.  Для  турбин  с  подво¬
дом  охлаждающей  среды  необходимо  выделить  ту
часть  среды,  которая  поступает  в  проточную  часть
до  горла  (влияет  на  величину  критического  расхо¬
да),  от  той,  которая  поступает  ниже  него  и  влияет
на  скорость  и  угол  выхода  потока.  В  уравнении
(2.5.38)  учитывается  поступающая  до  горла  часть.
 Для  каждого  венца  уравнение  сплошно¬
сти  рассматривается  в  плоскости  выходных
кромок  и  записывается  в  виде
 G  =ф^эф  (c/v), 	(2.5.39)
 где  ф  —  коэффициент  расхода;  сиу  —  ско¬
рость  и  удельный  объем  рабочего  тела  в  теку¬
 щем  контрольном  сечении  (в  плоскости  вы¬
ходных  кромок).
 В  уравнении  (2.5.38)  коэффициент  расхо¬
да  ф  рассматривается  в  виде
 Ф  =  ФугФгФр> 	(2.5.40)
 где  фр  —  экспериментальная  поправка,  обу¬
словленная  наличием  пограничных  слоев  и
других  неоднородностей  потока.
 Величина  фр  зависит  от  газодинамиче¬
ских  критериев  подобия,  т.е.  должна  рассмат¬
риваться  как  функция  чисел  М  и  Re.  В  клас¬
сической  литературе  на  основе  сопоставления
осреднений  по  уравнениям  расхода  и  количе¬
ства  движения  дается  приближенное  соотно¬
шение  фр  =  д/фск  ,  где  фск  —  коэффициент  ско¬
рости.
 В  уравнении  (2.5.39)  неизвестны  три  ве¬
личины:  ф,  с,  v,  причем  v  может  быть  пред¬
ставлена  как  функция  с  с  помощью  уравнения
процесса  (уравнений  состояния  и  энергии),  а
коэффициент  ф  связан  с  величиной  с  посред¬
ством  эмпирических  зависимостей.  Таким  об¬
разом,  в  уравнении  сплошности  остается  одна
независимая  переменная,  которую  находят  по¬
следовательными  приближениями  с  помощью
методов  газодинамических  функций  или  плот¬
ностей  тока,  используя  изложенные  выше  ма¬
тематические  модели  рабочих  тел.
 Обратная  задача  расчета  венца  сводится  к
решению  уравнения
 F=[Gvm/cm\  [У^ДфФск)],  (2.5.41)
 где  G,  vW3,  сиз  —  заданные  величины;  vH3,  сиз  из¬
вестны  как  функции  задаваемого  давления  за
венцом;  \j/  —  поправка,  учитывающая  измене¬
ние  удельного  объема  вследствие  потерь.
 Величины  фск,  ф,  \|/  являются  функциями
геометрии  венца  и  срабатываемого  на  нем  пе¬
репада,  поэтому  решение  уравнения  (2.5.41)
может  быть  получено  только  последователь¬
ными  приближениями.  Однако  на  практике
значения  этих  коэффициентов  часто  принима¬
ют  постоянными.
 Рассмотренная  постановка  одномерного
расчета  включает  только  интегралы  уравнений
состояния  и  предельно  проста.  На  конфигура¬
цию  стенок  каналов  (на  форму  лопаточных  про¬
филей  и  меридиональных  обводов)  ограничения
формально  не  накладываются.  Однако  одномер¬
ная  теория  не  может  предсказать  возникновение
отрывов  и  результаты  расчетов  остаются  пред¬
ставительными,  пока  в  контрольных  сечениях
осевые  и  радиальные  ускорения  не  слишком  ве¬

ОДНОМЕРНЫЙ  ТЕПЛОВОЙ  РАСЧЕТ  НА  СРЕДНЕМ  ДИАМЕТРЕ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ  259
 лики,  а  меридиональные  скорости  направлены  в
основном  вдоль  стенок  каналов.
 Сильной  стороной  одномерного  расчета
является  то,  что  в  его  рамках  можно  рассмат¬
ривать  самые  разнообразные  варианты  конст¬
рукций  и  учитывать  многочисленные  эмпири¬
ческие  поправки,  уточняющие  влияние  потерь
и  специфику  рабочих  тел.  В  рамках  более
сложных  (сеточных)  методов  это  часто  оказы¬
вается  затруднительным,  а  иногда  и  практиче¬
ски  недоступным.
 Результаты  одномерного  расчета,  выпол¬
ненного  на  среднем  диаметре  венцов,  достаточ¬
но  представительные  для  проточных  частей  со
сравнительно  короткими  лопатками.  Для  более
длинных  лопаток  предлагается  выполнять  од¬
номерный  расчет  на  «среднемассовых»  диамет¬
рах  и  вводить  поправки  на  радиальную  нерав¬
номерность  потока  [79].  Поправки  на  неравно¬
мерность  могут  быть  выражены  через  четыре
независимые  величины  [62,  64],  получаемые
осреднением  потоков  массы,  энергии  (энталь¬
пии  торможения),  энтропии  и  момента  количе¬
ства  движения.  Использование  этих  поправок
позволяет  избежать  расхождений  между  резуль¬
татами  расчетов,  выполняемых  для  одного  и
того  же  объекта  с  помощью  расчетов  различно¬
го  уровня  сложности  (одномерного,  закрутки
«по  зазорам»,  пространственного).  С  практиче¬
ской  точки  зрения  критерием  целесообразно¬
сти  учета  тех  или  иных  поправок  является  ответ
на  вопрос:  какое  место  при  решении  данной
инженерной  задачи  отводится  используемому
расчету?  Если  результаты  одномерного  расчета
представляются  как  итоговая  «парадная»  или
«сдаточная»  информация,  то,  очевидно,  долж¬
ны  быть  учтены  все  возможные  уточняющие
поправки.  Напротив,  учет  этих  поправок  может
оказаться  необязательным,  если  результаты  од¬
номерного  расчета  рассматриваются  как  про¬
межуточный  материал,  используемый  в  качест¬
ве  «стартовой  площадки»  для  выполнения  по¬
следующих  более  сложных  расчетов.
 Рациональный  учет  потерь  является  не¬
пременным  условием  представительности
расчета.  Применительно  к  изложенной  поста¬
новке  одномерного  расчета  корректно  опи¬
раться  на  те  работы,  в  которых  потери  рас¬
сматриваются  как  функции  геометрических  и
газотермодинамических  параметров,  фигури¬
рующих  в  одномерном  расчете.  Так,  приемле¬
мо  рассмотрение  потерь  в  венце  как  функции
входного  и  выходного  углов,  шага,  относи¬
тельной  высоты  лопаток,  чисел  М  и  Re  и  не¬
 приемлемо  представление  этих  же  потерь  как
функции  распределения  давлений  по  контуру
профилей,  поскольку  знание  обводов  профи¬
лей  является  избыточной  информацией  для
рассматриваемого  расчета.  Разумеется,  если
специфика  обводов  профилей  представлена  в
виде  коэффициента  как  функция  углов  входа
и  выхода,  относительной  толщины  и  тому  по¬
добных  интегральных  величин  [13],  то  соот¬
ветствующий  коэффициент  с  полным  основа¬
нием  может  считаться  приемлемым  для  одно¬
мерных  расчетов.
 Классификация  потерь.  Тепловой  процесс
турбинной  ступени  в  is-диаграмме  представля¬
ется  параметрами  потока  на  среднем  диаметре
на  выходе  из  соплового  аппарата  и  рабочего
колеса  при  различных  перепадах  в  венцах.
В  качестве  входных  параметров  для  каждого  из
венцов  принимаются  параметры  торможения
перед  ним,  определенные  в  связанной  с  вен¬
цом  системе  координат  (неподвижной  для  на¬
правляющих  аппаратов  и  вращающейся  для
рабочих  колес)  и,  если  рассматриваемый  ве¬
нец  вращается,  пересчитанные  на  средний
диаметр  его  выходных  кромок.  Пересчет  за¬
ключается  к  изменению  входной  энтальпии
торможения  на  величину
 д/*  =(м|  -  м,2  )/2. 	(2.5.42)
 Добавка  А/  *  может  иметь  различный  знак
в  зависимости  от  того,  возрастает  ли  средний
диаметр  вниз  по  проточной  части  или,  напро¬
тив,  убывает.  Входная  энтальпия  возрастает  с
возрастающим  средним  диаметром.  В  форми¬
ровании  входного  давления  торможения  уча¬
ствует  не  весь  скоростной  напор,  а  только  не¬
которая  его  часть,  определяемая  коэффициен¬
том  использования  входной  скорости.  Потеря
части  скоростного  напора,  обусловленная  уг¬
лами  атаки  и  возможными  гидравлическими
потерями  на  входном  участке,  представляется
как  падение  полного  давления  и  увеличение
энтропии,  но  без  производства  работы  (как
процесс  при  /  =  const).
 Потери  при  движении  потока  сквозь  ло¬
паточные  венцы  и  связаны  с  соответст¬
вующими  коэффициентами  скоростей  ср,  а
также  КПД  венцов  т|  формулами
 Фс  “  дА  “  Сс  5  Л  С  —  Фс>
 фр  “  д/l  “  ^эр  ’  Лр—(рр'
 Связь  между  потерями,  действительными
и  изэнтропийными  скоростями,  дана  форму¬

260
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 лами  (2.5.9).  Потери  в  венцах  рассматриваются
как  сумма  потерь  профильных  и  вторичных.
К  профильным  относят  потери  при  плоском
обтекании  прямой  решетки  бесконечного  раз¬
маха  потоком,  набегающим  на  решетку  фрон¬
тально  (без  стреловидности)  и  при  нулевом  уг¬
ле  атаки.  Составляющими  профильных  потерь
являются  потери  трения  в  пограничном  слое,
в  том  числе  обусловленные  возможным  несо¬
вершенством  (в  отношении  аэродинамической
гладкости)  поверхности  лопатки,  подводом
или  отсосом  среды,  и  кромочные  потери,  воз¬
никающие  вследствие  завихрений  или  отры¬
вов  при  обтекании  кромки  конечной  толщи¬
ны.  При  сверхзвуковых  скоростях  к  профиль¬
ным  относят  также  волновые  потери.  Вторич¬
ными  являются  остальные  потери,  имеющие
место  при  обтекании  обандаженного  венца
при  нулевом  угле  атаки,  в  том  числе  вследст¬
вие  ограниченности  размаха  лопаток  (конце¬
вые),  их  веерности,  осевого  и  тангенциального
навалов,  а  также  вследствие  поперечных  (от¬
носительно  поверхностей  тока)  перетеканий
пограничного  слоя.
 В  основу  подобного  подразделения  по¬
терь  положены  имеющиеся  опытные  данные,
согласно  которым  профильные  потери  опре¬
деляются  при  продувках  плоских  прямых  па¬
кетов  лопаточных  профилей  при  прямом  и
без  угла  атаки  обтекании  их  равномерным
стационарным  и  слаботурбулентным  пото¬
ком,  а  вторичные  —  как  разность  между  фак¬
тическими  суммарными  потерями  в  кольце¬
вой  решетке  и  профильными  потерями  в  ней,
причем  профильные  потери  определяются
при  этом  расчетным  путем  по  данным  проду¬
вок  соответствующих  плоских  решеток.  Под¬
разделение  потерь  на  отдельные  составляю¬
щие  носит  в  известной  мере  условный  харак¬
тер.  Тем  более  не  бесспорна  правомочность
некритического  переноса  данных  плоских
продувок  на  натурные  условия.  Возникнове¬
ние  такой  схематизации  в  значительной  сте¬
пени  следует  связать  с  традиционной  пред¬
ставляемой  картиной  течения,  согласно  кото¬
рой  движение  происходит  по  концентриче¬
ским  слоям,  причем  переход  частиц,  в  том
числе  заторможенных  вблизи  стенок,  из  од¬
ного  слоя  в  другой  не  происходит.  В  процессе
движения  не  осуществляется  также  обмен
энергией  между  частицами.  В  действительно¬
сти  картина  намного  сложнее,  однако  в  рам¬
ках  рассматриваемого  одномерного  расчета  ее
можно  считать  достаточной.
 Еще  один  аспект  схематизации  состоит  в
том,  что  потери  в  венце  рассматриваются  при
нулевом  угле  атаки,  а  потери  вследствие  не¬
расчетного  натекания  выделяются  особо.  Как
следует  из  анализа  опытных  данных,  такой
подход  физически  вряд  ли  оправдан,  однако
он  является  вынужденным,  поскольку  потери
при  расчетном  угле  натекания  изучены  и  сис¬
тематизированы  достаточно  хорошо,  тогда  как
при  наличии  углов  атаки  столь  же  надежной  и
полной  информации  намного  меньше.
 Дополнительные  потери  представляются
как  подвод  теплоты  при  постоянном  давле¬
нии,  происходящий  за  сопловыми  и  рабочи¬
ми  лопатками.  К  дополнительным  относят
все  те  потери,  которые  не  участвуют  в  форми¬
ровании  коэффициентов  скорости,  т.е.  не
фигурируют  в  уравнении  сплошности  при  оп¬
ределении  проходных  сечений  венцов,  но
учитываются  при  расчете  КПД  и  мощности
ступени  и  при  определении  параметров  на
входе  в  следующий  венец.  Прежде  всего  это
потери  с  утечками,  от  влажности,  парциаль-
ности,  наличия  скрепляющих  проволок,  уве¬
личенных  осевых  зазоров,  перекрыш  и  тому
подобных  особенностей  конструктивного
оформления  проточной  части,  а  также  потери
в  связи  с  выдувом  охлаждающей  среды  через
отверстия  или  щели  вне  лопаточных  венцов.
 Поясняя  физический  смысл  дополнитель¬
ных  потерь,  можно  рассмотреть,  например,  по¬
ток  за  рабочим  колесом  ступени.  Давление  здесь
вычисляется  в  итоге  решения  уравнения  сплош¬
ности,  в  котором  фигурирует  коэффициент  ско¬
рости,  определяемый  суммой  профильных  и
вторичных  потерь.  К  потоку  с  определенными
таким  образом  параметрами  подмешивается  по¬
ток  утечек,  температура  которого  выше  и  равна
температуре  за  сопловым  аппаратом.  Как  обра¬
тил  внимание  Я.А.  Сироткин,  поскольку  адди¬
тивными  функциями  являются  полная  энергия
(энтальпия  торможения)  и  энтропия,  процесс
смешения  разнотемпературных  потоков  должен
сопровождаться  падением  давления  (ростом  эн¬
тропии  при  сохранении  энтальпии  торможе¬
ния).  Учет  этого  может  быть  полезным  при  рас¬
чете  газовых  турбин,  однако  во  многих  случаях
упрощенное  представление,  при  котором  допол¬
нительные  потери  рассматриваются  как  подвод
теплоты  при  давлении  основного  потока,  можно
полагать  достаточным.
 Следует  отметить,  что,  хотя  при  опреде¬
лении  параметров  за  венцом  дополнительные
потери  в  уравнении  сплошности  не  участвуют,

ОДНОМЕРНЫЙ  ТЕПЛОВОЙ  РАСЧЕТ  НА  СРЕДНЕМ  ДИАМЕТРЕ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ  261
 утечки  все  же  влияют  на  перепад,  поскольку
коэффициент  расхода  венца  зависит  от  утечек.
Между  отсеками  или  ступенями  проточной
части  могут  располагаться  камеры,  диффузо¬
ры,  силовые  стойки,  ребра  или  др.  Полагая,
что  коэффициенты  гидродинамических  потерь
таких  устройств  известны,  необходимые  по¬
правки  могут  быть  учтены  в  виде  соответст¬
вующих  дополнительных  потерь.
 Для  охлаждаемых  турбин  учитываются
термодинамические  потери,  специфика  кото¬
рых  зависит  от  используемой  системы  охлаж¬
дения: 	заградительной, 	конвективной 	или
 смешанного  типа.  Для  заградительной  систе¬
мы,  когда  к  основному  расходу  G  подмешива¬
ется  дополнительный  расход  охлаждающей
среды  g,  помимо  чисто  гидродинамических
потерь  возникают  термодинамические  потери,
выражающиеся  как  прирост  энтропии  As  =
=  AsG  +  Asg,  где  Asg  —  прирост  энтропии  в  свя¬
зи  с  изменением  температуры  основного  пото¬
ка;  Asg  —  то  же,  в  отношении  дополнительной
среды.  Величины  As  вычисляют  по  известным
из  термодинамики  соотношениям:
 Asc  =  A  Qg/T;  Asg  =  A  qg/t,
 где  AQg  +  Aqg  =  0;  AQG  —  количество  теплоты,
которое  потерял  основной  поток  вследствие
охлаждения;  Aqg  —  эквивалентное  количество
теплоты,  полученное  подмешиваемой  охлаж¬
дающей  средой;  Т,  t  —  средние  температуры
соответствующих  процессов  смешения.
 Исходные  температуры  основного  потока
и  охлаждающей  среды  полагаются  известны¬
ми.  Температура  после  смешения  находится  из
условия  энергетического  баланса
 !см  =  [GIg  +  8*g  )/(G  +  8)>
 где  IG,  i*  —  полная  энергия  (энтальпия  тормо¬
жения)  основного  потока  и  охлаждающей  сре¬
ды;  Gn  g  —  соответствующие  расходы.
 Связь  между  энтальпиями  и  температура¬
ми  устанавливается  с  учетом  различий  тепло¬
физических  свойств  основного  потока,  охлаж¬
дающей  среды  и  их  смеси.
 Аналогичным  образом  определяются  тер¬
модинамические  потери  при  подмешивании  к
основному  потоку  более  горячей  среды,  на¬
пример  протечек  над  рабочими  лопатками.
При  этом  по  сравнению  с  эффектом  охлажде¬
ния  знаки  тепловых  потоков  изменятся  на
противоположные,  однако  приращение  энтро¬
пии  остается  положительным.
 В  системе  охлаждения  конвективного  ти¬
па  охлаждающая  среда  протекает  через  детали
проточной  части,  не  попадая  в  основной  по¬
ток.  Соответствующая  термодинамическая  по¬
теря  представляется  как  отвод  теплоты  при
постоянном  давлении.  Количество  отведенной
теплоты  определяется  по  разности  температур
до  охлаждения  и  после.  В  случае  смешанных
систем  охлаждения  суммарное  значение  тер¬
модинамических  потерь  находят  как  суперпо¬
зицию  отдельных  составляющих.
 Аэродинамические  потери  от  смешения
можно  рассматривать  как  чисто  механические.
Механические  потери,  связанные  с  выдувом
от  входа  в  венец  и  до  горла  решетки,  учитыва¬
ются  при  оценке  коэффициентов  скорости  и
расхода  венца,  а  потери  с  выдувом  ниже  горла
относят  к  дополнительным.  Отдельно  рассмат¬
ривается  эффект  выдува  через  выходные
кромки,  влияние  которого  отражается  как  на
потерях,  так  и  на  коэффициенте  расхода  [13].
 Известны  иные  методы  подразделения  по¬
терь.  В  частности  нередко  все  не  вошедшие  в
коэффициенты  скоростей  потери  суммируются
для  ступени  в  целом.  В  целом  следует  признать,
что  деление  потерь  на  те  или  иные  группы  в
большой  степени  связано  с  традициями  или
удобством  трактовки  имеющихся  опытных  дан¬
ных.  В  связи  с  этим  при  использовании  опыт¬
ных  данных  различных  авторов  следует  прояв¬
лять  известную  осторожность,  поскольку  один  и
тот  же  термин  может  применяться  к  различным
по  смыслу  величинам.  Преимущества  предла¬
гаемого  подразделения  потерь  заключаются  в
сравнительной  легкости  восприятия  опытных
данных  разных  источников  и  возможности  ис¬
пользовать  единый  алгоритм  для  расчета  как  не¬
подвижных,  так  и  вращающихся  венцов.
 При  тепловом  расчете  используются  без¬
размерные  величины:  приведенная  скорость  X
и  приведенный  расход  g
 Для  изэнтропийного  (т.е.  без  потерь)  те¬
чения  х  =  1  и  приведенный  расход  сводится  к
известной  из  курса  газодинамики  функции.
 Решение  прямой  задачи  при  докритических
режимах.  Метод  газодинамических  функций.
При  решении  прямой  задачи  на  входе  в  венец
полагаются  известными  параметры  потока  и
расход,  а  также  величины  к,  R.  Уравнение
сплошности  записывается  в  виде
 G  =  s/s(0),  £(0)  =  1/(Ф^эф  •  const),

262
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 где  g  =  f(X)  —  по  уравнению  (2.5.43);  const  =
=  f(k,  R,  р*_р  /*_!);  /  =  к/(к  —  1  )RT  —  «нор¬
мальная»  энтальпия  по  В.  Траупелю.  В  пер¬
вом  приближении  полагаем  Х{0)  =  #(0),  вычис¬
ляем  #(1)  =  /(^(0)).  Находим  первую  и  вторую
производные  g'  =  f'(X)  и  g"  =f"  (к).  Рассмат¬
ривая  разложение  в  ряд  Тэйлора  g(0)  =  #(1)  +
+  (dg/dX)АХ  +  (d2g/dX)A7?/2  как  квадратное
уравнение  относительно  ДА,,  находим  поправку
ДА,(1).  Находим  А,(1)  =  Х{0)  +  АХ{])  и  т.д.,  пока  не
будет  обеспечена  оговоренная  точность  рас¬
чета,  которая,  как  показала  практика,  обычно
может  быть  задана  не  более  0,1%.
 Зная  величину  X,  находят  остальные  па¬
раметры  за  венцом  в  его  системе  координат,
используя  очевидные  соотношения.
 Различия  между  формулами  для  непод¬
вижного  и  вращающегося  венцов  чисто  внеш¬
ние,  связанные  с  принятыми  в  литературе  тра¬
диционными  обозначениями,  тогда  формулы
для  одинаковых  по  смыслу  пар  скоростей  с
точки  зрения  вычислительного  процесса  иден¬
тичны.  Алгоритм  расчета  может  быть  построен
из  повторяющихся  циклов,  в  каждом  из  кото¬
рых  рассматривается  один  венец  вне  зависи¬
мости  от  того,  вращается  он  или  неподвижен.
 Переход  от  системы  координат  текущего
/-го  (предыдущего)  венца  к  системе  координат
(/+1)-го  (следующего)  венца,  вращающегося
относительно  предыдущего  с  угловой  скоро¬
стью,  выполняют  по  известным  формулам.
При  переходе  от  /-го  венца  к  (/+1)-му  учиты¬
ваются  дополнительные  потери  в  i-м  венце,
вследствие  которых  статическая  и  полная  эн¬
тальпии  за  /-м  венцом  возрастают  на  величину
 А/  —  hmC)fiaou  +  Яиз  С#доп>  (2.5.44)
 где  hm  и  Яиз  —  изэнтропийные  перепады  в  вен¬
це  и  ступени;  ^доп  и  С>Наои  —  потери,  выражен¬
ные  в  долях  от  соответствующего  перепада.
 Скорость  потока  на  входе  в  (/+1)-й  венец
в  его  системе  координат  находится  по  форму¬
лам
 wi  =  ij2(hw  ~  ');  с2  =  V2('2  -  0- 	(2.5.45)
 Параметры  торможения  потока  Tj+]  w,
P*+i,w>  T*+\>P*i+\  на  вх°де  в  (*+1)-й  венец  в  его
системе  координат  определяют  по  известным
формулам,  учитывая  потери  £вх  от  нерасчетно¬
го  угла  натекания  (угла  атаки).
 Если  рассчитанный  венец  вращается,  то
определяются  суммарные  характеристики  сту¬
пени:
 ЯИЗ 	ИЗ 	^риз  (1  Срвх)(^1
 Н 	~  Яиз 	—  hc  из(^с  +  Сс.доп)  —
 -[Ар„з  +  («2-«,2)/2№р  +  W-
-яизСндоп-СрвК/2)-с22/2;
 Р 	=  1  —  hcm/H; 	(2.5.46)
 Лгшп  Н/Нт,  Лтах  (^ 	^2 	)!Я  т  >
 «/сИз  =  aD/(2^2H„  3);
 N  =  6рЯ/фр  у,.,
 где  индексы  «с»  —  сопловой  аппарат;  «р»  —
рабочее  колесо;  «1»  —  выход  из  соплового  ап¬
парата; 	«2» 	— 	выход  из  рабочего 	колеса;
 «из»  —  параметры  изэнтропийного  процесса;
«доп»  —  дополнительные  (потери);  «р.вх»  —
вход  в  рабочее  колесо;  «р.ут»  —  утечки  на  ра¬
бочем  колесе.
 Если  ступень  состоит  из  одного  вращаю¬
щегося  венца,  в  формулах  (2.5.46)  величины  с
индексами  «1»  и  «с»  отсутствуют.
 На  этом  расчет  /-го  венца  заканчивается,
полученные  по  формулам  величины  пересыла¬
ются  на  вход  следующего  венца.
 Уточнение  теплофизических  констант.  Ес¬
ли  для  рассмотренного  венца  величины  пока¬
зателя  адиабаты  к  и  коэффициента  сжимаемо¬
сти  г  не  подлежат  корректировке,  никаких
комментариев  к  выполненному  расчету  не  тре¬
буется.  Если  расчет  выполнен  при  некоторых
их  ориентировочных  значениях  (z  —  по  пара¬
метрам  перед  венцом,  к  —  для  малого  изэн¬
тропийного  перепада  от  этих  параметров),  то
после  определения  изэнтропийного  перепада  в
венце  и  давления  за  ним  следует  воспользо¬
ваться  соответствующей  математической  мо¬
делью  рабочего  тела  и  с  ее  помощью  уточнить
значения  к,  z-
 Если  разность  между  расходами  в  первом
и  втором  приближениях  больше  заданной  точ¬
ности  6G,  вычисляется  изэнтропийный  пере¬
пад  и  давление  во  втором  приближении  и  на¬
ходятся  новые  к,  z  и  т.д.,  пока  требуемая  точ¬
ность  не  будет  обеспечена.  При  переходе  к
следующему  (/+1)-му  венцу  принимаются  не¬
которые  исходные  значения  к,  z  (например,
равными  соответствующим  значениям,  уста¬
новленным  в  предыдущем  i-м  венце).
 Сравнительно  просто  задача  решается,
если  учитывается  только  непостоянство  к.  Тем

ОДНОМЕРНЫЙ  ТЕПЛОВОЙ  РАСЧЕТ  НА  СРЕДНЕМ  ДИАМЕТРЕ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ  263
 не  менее,  здесь  даже  при  расчете  газовых  тур¬
бин  можно  встретить  известные  затруднения,
связанные  с  тем,  что  на  графиках  (таблицах)
локальных  теплоемкостей  (на  основе  которых
определяется  к)  имеются  местные  неравно¬
мерности,  обусловленные  перестройкой  моле¬
кулярных  связей  при  изменении  температуры.
Если  свойства  рабочего  тела  заданы  /5-диа¬
граммой  (в  виде  аппроксимирующих  формул
или  таблиц),  то  показатель  адиабаты  уточняет¬
ся  по  формуле  (2.5.6),  где  начальная  точка  со¬
ответствует  параметрам  торможения  на  входе  в
венец  (с  учетом  коэффициента  использования
входной  скорости),  конечная  —  изэнтропий-
ным  параметрам  за  венцом.
 Поскольку  расчет  ведется  в  координатах  р,
/,  а  реальное  состояние  рабочего  тела  определя¬
ется  по  параметрам  р,  Т,  при  обращении  к
/5-диаграмме  рассматриваются  зависимости  вида
s  =Др,  7),  /  =fip,  7),  v  =Др,  7),  а  «обратные»
зависимости  /  =f(s,  р),р  =f[T,  s),p  =f{i,  s)  и  др.
стараются  не  использовать.  Это  способствует
повышению  точности  расчета,  так  как  при  мно¬
гочисленных  обращениях  к  /5-диаграмме  по¬
грешности  аппроксимации  (для  таблиц  —  ин¬
терполяции)  при  подобном  способе  не  сумми¬
руются.
 Уточнение  показателя  адиабаты  начина¬
ют  с  определения  50  =Лр0,  Т0)  и  v0  =f(p0,  Т0),
где  индексом  «О»  отмечены  параметры  перед
венцом.  Поиск  координат  точки,  характери¬
зующей  изэнтропийные  параметры  за  венцом,
осуществляют  путем  движения  вдоль  линии
рх  =  const.  Алгоритм  поиска  включает  выпол¬
нение  ряда  шагов  АТ  вдоль  линии  рх  =  const,
на  каждом  из  которых  вычисляют
 Ъ=ЛРи  T0}JAT), 	(2.5.47)
 где  Г01  —  значение  температуры  в  первом
приближении;  j  —  число  пройденных  шагов,
пока  значение  50  не  окажется  «в  вилке»  между
Sj  и  5у_,.
 Затем  решение  проводится  методом  «деле¬
ния  пополам».  В  итоге  получается  изэнтропий-
ная  температура  за  венцом  Г]из  и  с  помощью
уравнения  состояния  находится  удельный  объем
v,H3.  (Здесь  коэффициент  сжимаемости  не  под¬
лежит  уточнению.  Эта  модель  соответствует  фи¬
зическим  свойствам  перегретого  водяного  пара.)
В  заключение  по  формуле  (2.5.6)  уточняется  по¬
казатель  адиабаты,  после  чего  переходят  к  рас¬
чету  венца  в  следующем  приближении.
 Несмотря  на  громоздкость  решения  при
соответствующем  выборе  аппроксимирующих
 зависимостей  или  густоты  сетки  исходных
данных  (если  физические  свойства  задаются  в
табличном  виде)  сходимость  последователь¬
ных  приближений  достигается  быстро.
 Более  сложной  выглядит  система,  учиты¬
вающая  при  переходе  от  одного  венца  к  друго¬
му  наряду  с  изменениями  показателя  к  изме¬
нение  коэффициента  z-  В  последовательных
приближениях  уточняются  два  параметра:  к  и
zcр.  Для  поиска  точек  на  /5-диаграмме  выпол¬
няется  аналогичное  действие.  При  этом  разре¬
шенными  полагаются  движения  вдоль  линий
р  =  const,  Т  =  const.  Наиболее  сложными  явля¬
ются  случаи,  когда  коэффициент  z  в  пределах
венца  нельзя  рассматривать  как  константу,  и
для  компенсации  этого  при  расчетах  прихо¬
дится  использовать  формулы  (2.5.17),  которые
вводят  систему  поправок  для  перехода  от  фи¬
гурирующих  в  расчетных  уравнениях  фор¬
мальных  параметров  к  фактическим  парамет¬
рам  состояния  реального  газа.
 В  расчетах  фигурирует  «нормальная»  эн-
к
 тальпия  /  =  ——-RT,  значения  которой  терпят
 разрыв  при  переходе  от  венца  к  венцу  и  не
совпадают  со  значениями  энтальпии,  указан¬
ными  в  термодинамических  таблицах  или  на
/5-диаграмме.
 Хотя  зона  насыщенного  пара  находится
вне  сферы  целесообразного  применения  мето¬
да  газодинамических  функций,  тем  не  менее,
если  параметры  на  входе  в  венец  принадлежат
зоне  перегретого  пара,  а  изэнтропийный  про¬
цесс  заканчивается  в  зоне  насыщенного,  рас¬
чет  также  возможен,  однако  в  этом  случае  не¬
обходимы  специальные  оговорки  при  оценке
показателя  адиабаты,  в  том  числе  учитываю¬
щие  возможное  переохлаждение.
 Особенности  расчета  сверхкритических  ре¬
жимов.  К  сверхкритическими  относятся  режи¬
мы,  при  которых  X  >  Х+.  В  диапазоне  расходов
 g+<gm<g? 	(2.5.48)
 скорость  X  (которая  укладывается  в  неравенст¬
во  Х+  <  X  <  Х+г)  находится  из  решения  транс¬
цендентного  уравнения
 *<*.)  =(/)7.?<0)• 	(2.5.49)
 Угол  отклонения  в  косом  срезе  находится
из  решения  уравнения
 F  =  [feWV*. 	(2.5.50)
 где 	площади 	F  и  F^  определяются 	по  форму¬
лам 	(2.5.36), 	(2.5.37),  причем  аэф 	— 	известный

264
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 эффективный  угол  венца;  а  —  искомый  угол
выхода  потока  в  плоскости  и,  z  при  сверхкри-
тической  скорости  X.
 Для  цилиндрического  потока  уравнение
(2.5.50)  переходит  в  формулу
 sina  =  [(?+)2/?<0>]81посэф) 	(2.5.51)
 которая  при  упрощающем  предположении  от¬
сутствия  потерь  сводится  к  известной  формуле
Бэра
 sina  =  sina  эф/д, 	(2.5.52)
 где  q  —  газодинамическая  функция  в  формуле
 (2.5.43).
 Максимально  возможный  расход  через
 (0)  +
 венец  устанавливается  при  условии  g  =  gT.
Соответствующая  максимальному  расходу
скорость  XD  находится  из  решения  трансцен¬
дентного  уравнения
 g(^D)=(g+)2/gr- 	(2.5.53)
 Дальнейшее  увеличение  скорости  X  воз¬
можно,  но  оно  должно  рассматриваться  как
следствие  снижения  давления  за  венцом,  а  не
увеличения  расхода  перед  ним.  Пределом  яв¬
ляется  условие,  когда  меридиональная  ско¬
рость  за  венцом  достигнет  критического
уровня,
 Хт=К- 	(2.5.54)
 При  цилиндрической  проточной  части
пределом  является
 хг=х+г.
 В  рамках  рассматриваемой  постановки  за¬
дачи  дальнейшее  понижение  давления  и  соот¬
ветствующий  рост  скорости  за  венцом  невоз¬
можны.  На  практике,  если  за  рассматриваемым
венцом  проточная  часть  меняет  конфигурацию
или  обрывается,  дальнейшее  понижение  давле¬
ния  возможно,  но  происходить  оно  будет  в  ре¬
активном  сопле  или  в  струе,  вытекающей  в
свободное  пространство,  и  расчет  такого  тече¬
ния  является  предметом  другой  задачи.
 Решение  прямой  задачи  по  методу  плот¬
ностей  тока.  Расчет  по  методу  плотностей  то¬
ка  сводится  к  определению  перепада,  при
котором  величина  c/v  становится  равной  от¬
ношению  G/F.  На  поле  /5-диаграммы  перепа¬
ды  и,  соответственно,  величины  c/v  для  док-
ритического  истечения  вычисляют  вдоль  ли¬
нии  £  =  const,  для  сверхкритического  —
вдоль  линии  £  =  (X),  полагая,  что  график  за¬
висимости  потерь  от  сверхзвуковой  скорости
 известен.  При  расчете  по  существу  воспроиз¬
водятся  операции,  перечисленные  при  опи¬
сании  метода  газодинамических  функций.
Принципиальное  отличие  в  том,  что,  посколь¬
ку  аналитические  зависимости  в  уравнении
 (2.5.43) 	неизвестны,  для  организации  прибли¬
жений  используется  какой-либо  численный
метод,  например  простейшее  деление  попо¬
лам.  Отделяющие  специфические  зоны  значе¬
ния  критических  расходов  G+  =  f(X+)  и
Gr+  =  f(Xр)  также  находят  последовательными
приближениями  как  максимум  среди  ряда  ве¬
личин  c/v,  вычисленных  при  соответствующих
потерях.  Полученные  при  этом  значения  ско¬
ростей  с+  и  сг+  используются  для  определения
чисел  X  или  М.
 Рассматриваются  те  же  величины  и  пара¬
метры,  что  и  в  методе  газодинамических
функций,  а  расчет  проводится  с  помощью  раз¬
мерных  величин,  для  определения  которых  ис¬
пользуют  аппроксимирующие  /^-диаграмму
уравнения  или  термодинамические  таблицы.
В  зоне  перегретого  пара  уравнения  (таблицы)
позволяют  установить  связь  между  локальны¬
ми  параметрами  состояния,  в  зоне  влажного  —
описывают  параметры  вдоль  верхней  и  ниж¬
ней  пограничных  кривых.  Учитывая  большую
номенклатуру  определяемых  величин,  тем  бо¬
лее  в  условиях  последовательных  приближе¬
ний,  легко  представить,  что  количество  обра¬
щений  к  этим  источникам  может  измеряться
многими  десятками  и  даже  сотнями.
 В  этих  условиях  важное  значение  приоб¬
ретает  рациональная  организация  вычисли¬
тельного  процесса.  Координаты  точки  на
/5-диаграмме  в  зоне  перегретого  пара  опреде¬
ляют  параметры  р,  Т  (в  зоне  влажного  пара  ко¬
ординатами  служат  р,  х).  Для  минимизации
погрешности,  набегающей  при  многократных
обращениях  к  аппроксимирующим  уравнени¬
ям  или  таблицам,  в  зоне  перегретого  пара  дви¬
жения  в  основном  осуществляют  вдоль  коор¬
динатных  линий  р  =  const,  Т  =  const,  в  области
влажного  —  вдоль  лучей  р  =  const  и  погранич¬
ных  кривых  х  =  1,  х  =  0.  В  зоне  перегретого
пара  уместно  использовать  также  «обратную»
зависимость  вида  р  =/(/,  5).
 В  несколько  упрощенном  виде  алгоритм
расчета  венца  выглядит  следующим  образом.
Известны  параметры  перед  венцом  (индекс
«0»)  и  потери  в  венце  Допустим,  эти  пара¬
метры  принадлежат  зоне  перегретого  пара
(заданы  р,  7).  В  первом  приближении  ско¬
рость  за  венцом  полагаем  с.  Находим

ОДНОМЕРНЫЙ  ТЕПЛОВОЙ  РАСЧЕТ  НА  СРЕДНЕМ  ДИАМЕТРЕ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ  265
 h  =  с2/2;  hm  =  с2/[2(  1  -  Q]  =
 =  'о  -  'из  =  <о  -  Ку  (2.5.55)
 Находится  давление  за  венцом  р  =Л/И3,  50)
и  энтальпия  насыщения  при  этом  давлении
/"  =f(p).  Если  /из  >/",  то  Тт  =  f(p,  /).  По  анало¬
гии  с  формулой  (2.5.47)  вдоль  линии  р  =  const
делают  ряд  шагов  АТ  и  устанавливают  Т=Др,  /),
т.е.  получаем  точку,  отображающую  парамет¬
ры  состояния  за  венцом  при  скорости  с.  Полу¬
чают  c/v  и  сравнивают  эту  величину  с  G/F  и,  в
случае  необходимости,  повторяют  расчет  при
новом  значении  скорости  с.
 Если  параметры  на  входе  принадлежат
зоне  влажного  пара  положение  точки  на  поле
/^-диаграммы  определяются  координатами  р,
х,  параметры  состояния  находят  с  помощью
формул  вида
 /  =  /'  +  x(i"  -  /"),
 5=5'+  X(s"  —  S'),
 v  =  v'  +  (v"  -  v'), 	(2.5.56)
 где  верхние  индексы  отмечают  параметры  на
верхней  и  нижней  пограничных  кривых.  Так,
энтальпия  на  входе  в  венец
 /0  =  /'  +  х(/"  -  /').
 Принимая  скорость  за  венцом  с,  выпол¬
няют  действия  по  формулам  (2.5.55)  и  находят
давление  за  венцом  р  =  /(/из,  s0).  Смещаясь
вдоль  линии  р  =  const  на  величину  А/  =  £АИЗ,
устанавливают  степень  сухости  х  на  выходе  из
венца,  удельный  объем  v  =  xv",  где  v"  =  f{p).
Полученное  значение  c/v  сравнивается  с  за¬
данным  G/F.  При  необходимости  расчет  по¬
вторяется  при  новом  значении  скорости  с.
 Наиболее  сложным  получается  алгоритм,
если  при  поиске  координат  точки  приходится
пересекать  пограничную  кривую.  В  этом  случае
двигаясь,  например,  из  области  перегретого  па¬
ра  от  некоторой  точки  с  координатами  р00,  Т00
вдоль  линии  Т  =  const,  с  помощью  алгоритма,
представленного  формулой  (2.5.47),  выходят  на
верхнюю  пограничную  кривую,  по  формулам
(2.5.56)  устанавливают  необходимые  парамет¬
ры,  изэнтропийный  и  действительный  перепа¬
ды  определяют  как  сумму,  состоящую  из  двух
компонент,  одна  из  которых  принадлежит  зоне
перегретого  пара,  вторая  —  насыщенного.
В  итоге  каждого  приближения  находится  отно¬
шение  c/v,  которое  сравнивается  с  заданным
G/F.  Дополнительные  сложности  связаны  с
оценкой  коэффициентов  скорости  и  расхода.
 Особенности  установления  критических
условий  в  многоступенчатой  проточной  части.
 Вышеизложенное  справедливо  до  тех  пор,  по¬
ка  в  проточной  части  не  возникают  условия
«запирания»  в  одном  из  венцов.
 Допустим,  что  в  некотором  сечении  уста¬
новлена  ситуация,  при  которой  при  заданных
параметрах  перед  венцом  заданный  расход  пре¬
вышает  его  пропускную  способность  более,
чем  на  величину  точности  расчета  6G.  Очевид¬
но,  что  для  завершения  расчета  требуется  кор¬
рекция  краевых  условий,  т.е.  более  широкий
взгляд  на  задачу.  До  сих  пор  каждая  из  склады¬
вающихся  ситуаций  диктовала  однозначную
реакцию,  тогда  как  при  коррекции  краевых  ус¬
ловий  возникает  ряд  формально  равноправных
вариантов,  выбор  между  которыми  невозможен
вне  общего  контекста  задачи.
 Наиболее  просто  проблема  решается  в  рам¬
ках  проектировочной  задачи:  проходное  сечение
венца  увеличивается  на  недостающий  процент  до
установления  в  горле  критического  истечения.
Затем  из  соотношения  потерь  и  коэффициентов
расхода  в  горле  и  за  венцом  вычисляется  откло¬
нение  в  косом  срезе  и  находятся  параметры  на
входе  в  следующий  венец  с  продолжением  расче¬
та  до  следующего  «запертого»  венца,  проходное
сечение  которого  также  увеличивается,  и  т.д.
вплоть  до  конца  проточной  части.
 Если  коррекция  геометрии  не  разрешена,  то
выбираем  краевое  условие,  которое  можно  кор¬
ректировать,  в  каком  порядке  и  насколько.  Если
проблема  возникла  в  первом  в  проточной  части
венца,  то  необходимое  количественное  значение
коррекции  устанавливается  сразу,  после  чего  в
рассматриваемом  венце  устанавливается  критиче¬
ское  истечение,  характеризуемое  условием
 gm  =  g?/B. 	(2.5.57)
 Проблема  усложняется,  если  запертым
оказывается  венец  в  глубине  проточной  час¬
ти.  В  этом  случае  для  решения  задачи  ис¬
пользуется  алгоритм,  смысл  которого  можно
представить  как  построение  коридора,  ниж¬
ней  границей  которого  является  максималь¬
ный  из  рассчитанных  докритических  режи¬
мов  (его  погрешность  отрицательная),  верх¬
ней  —  минимальный  из  режимов  «запира¬
ния»  (погрешность  положительна).  При  этом
для  венцов  от  первого  до  критического  раз¬
ница  между  границами  коридора  не  превы¬
шает  26,  для  критического  венца  эта  раз¬
ность  больше  26.

266
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Для  критического  венца  вхождение  в  гра¬
ницы  26  требует  уточнения  параметров  на  его
входе,  однако  путем  корректировки  параметров
на  входе  в  первый  венец  сделать  это  оказывает¬
ся  невозможно.  В  этих  условиях  фиксируются
результаты  расчета  первого  венца  и  дальней¬
ший  расчет  проводится,  начиная  со  второго
венца.  При  этом  уточняются  параметры  на  вхо¬
де  во  второй  венец,  но  так,  чтобы  вариации
уточняемых  параметров  укладывались  в  рамки
точности  результатов  расчета  первого  венца.
Таким  образом,  границы  коридора  в  зоне  кри¬
тического  венца  можно  сблизить.  Процесс  про¬
должается  переходом  (по  мере  надобности)  ко
второму,  третьему  и  последующим  венцам  до
тех  пор,  пока  в  критическом  венце  не  будет
обеспечена  точность,  соответствующая  усло¬
вию  (2.5.57).
 Расчет  проточной  части  как  краевая  зада¬
ча.  Рассмотренные  расчеты  позволяют  при  из¬
вестных  параметрах  рабочего  тела  перед  тур¬
биной  и  расходе  определить  параметры  потока
за  каждым  из  венцов,  в  том  числе  за  проточ¬
ной  частью  в  целом.  Расход  полагаем  задан¬
ным  на  входе,  а  прямо  или  через  текущие  па¬
раметры  известны  расходы  в  отборах,  через
концевые  уплотнения,  подводы  охлаждающего
воздуха,  другие  обстоятельства,  меняющие
расходы  по  венцам.  Таким  образом,  задача  те¬
плового  расчета  может  быть  представлена  за¬
висимостью
 Ръых  У'[Рвх’  ^вх  (или  ^вх)?  G\,  (2.5.58)
 где  фигурирующие  в  правой  части  три  незави¬
симых  краевых  параметра  являются  условиями
однозначности  решения,  а  краевой  параметр  в
левой  части  —  искомой  функцией.  По  образу
уравнения  (2.5.58)  могут  быть  записаны  другие
зависимости,  при  этом  в  правой  части  должны
присутствовать  три  независимых  краевых  па¬
раметра,  обеспечивающие  однозначность  ре¬
шения,  а  в  качестве  искомой  функции  может
фигурировать  какой-либо  из  краевых  парамет¬
ров,  например  G  или  рвх.
 Зависимости  G  и  рвх  обычно  отвечают
расчету  переменных  режимов  установок,  рабо¬
тающих  с  конденсатором  или  с  выпуском  в  ат¬
мосферу.  Зависимость  (2.5.58)  можно  пони¬
мать,  как  соответствующую  логике  проектиро¬
вания,  осуществляемого  путем  подбора  гео¬
метрии  венцов.
 Решение  краевой  задачи  состоит  в  опреде¬
лении  такого  режима  проточной  части,  при  ко¬
 тором  соблюдаются  заданные  условия  однознач¬
ности.  На  практике  порядок  решения  может
выглядеть  следующим  образом.  Допустим,  для
цилиндра  перегретого  пара  оговорены  парамет¬
ры  на  входе  рвх,  Твх  и  давление  на  выходе  /?вых.
В  первом  приближении  принимается,  что  рас¬
ход  равен  некоторой  величине  <7(1),  при  этом
значении  расхода  выполняется  расчет,  например
«с  начала»,  и  получается  давление  за  проточной
частью  /?вых,  значение  которого,  вероятнее  всего,
отличается  от  заданного.  Выполняется  расчет  во
втором  приближении  при  расходе
 G<  2)  =  £(1)  +  д(?>  (2.5.59)
 где  AG  —  определенная  тем  или  иным  спосо¬
бом  поправка.
 Приближения  продолжают  до  тех  пор,
пока  не  будет  достигнута  необходимая  точ¬
ность  рвых.
 Приведенные  уравнения  соответствуют
условиям,  когда  в  рассматриваемой  проточной
части  критическое  истечение  отсутствует.  При
возникновении  критического  венца  краевая
задача  описывается  двумя  уравнениями,  пер¬
вое  из  которых  представляет  участок  проточ¬
ной  части  от  входа  до  критического  венца,
второе  —  от  критического  венца  до  выхода  из
проточной  части.  Первое  из  этих  уравнений
может  выглядеть  так
 <?=/[Рвх,  7;х(илил:вх)],  (2.5.60)
 т.е.  количество  условий  однозначности  сокра¬
щается  до  двух  краевых  параметров  на  входе  в
проточную  часть.  Второе  уравнение  может
быть  представлено  зависимостью
 ^=Л/>вых), 	(2.5.61)
 где  pz  —  давление  за  косым  срезом  на  выходе
из  критического  венца.
 Таким  образом,  параметры  за  косым  сре¬
зом  критического  венца  выступают  в  качестве
входных  параметров  второго  участка  проточ¬
ной  части.
 Если  давление  за  проточной  частью  про¬
должает  снижаться,  отклонение  в  косом  срезе
возрастает,  и  вниз  по  потоку  может  образо¬
ваться  следующий  венец  с  критическим  исте¬
чением  и  т.д.  В  принципе  можно  представить
ситуацию,  когда  расширительная  способность
косого  среза  за  критическим  венцом  исчерпа¬
на,  т.е.  меридиональная  скорость  за  косым
срезом  равна  критической.  В  этом  случае,  если
не  выходить  за  рамки  метода  расчета,  проточ¬

СТАДИИ  И  МЕТОДЫ  РАСЧЕТА  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 267
 ная  часть  должна  быть  разделена  на  участки,
разграниченные  сечениями,  в  которых  скла¬
дывается  ситуация,  характеризуемая  условием
(2.5.54).  Расчет  каждого  из  таких  участков  вы¬
полняется  аналогично,  а  переход  от  предыду¬
щего  участка  к  следующему  рассчитывается
особым  образом  (например,  как  диффузор  со
сверхзвуковой  скоростью  на  входе).  Если  кри¬
тического  уровня  достигает  меридиональная
скорость  за  последним  венцом,  то  дальнейшее
падение  давления  происходит  вне  проточной
части  (например,  в  реактивном  сопле)  и  на  па¬
раметрах  потока  по  венцам  не  отражается.
 Вообще  говоря,  в  пределах  рассчитывае¬
мой  проточной  части  может  находиться  про¬
извольное  количество  венцов  со  сверхзвуко¬
выми  скоростями.
 Реализация  краевой  задачи  может  потре¬
бовать  разработки  достаточно  сложных  алго¬
ритмов,  особенно  при  наличии  венцов  с  кри¬
тическим  истечением.  Важное  значение  име¬
ет  назначение  краевых  параметров  для  перво¬
го  приближения,  а  также  выбор  системы  оп¬
ределения  поправок  к  ним  при  переходе  к
следующему  приближению.  Для  первого  при¬
ближения  краевые  параметры  назначают  по
итогам  расчета  схемы  установки,  когда  пара¬
метры  на  входе  и  выходе  из  отсека  оценива¬
ются  приближенно,  или  по  опытным  данным
(если  расчет  выполняется  в  интересах  диагно¬
стики  или  в  исследовательских  целях).  При
переходе  ко  второму  приближению  поправки
целесообразно  оценивать  с  помощью  форму¬
лы  Флюгеля,  в  дальнейших  приближениях  —
с  помощью  интерполяционных  формул  Ла¬
гранжа.
 Для  сложных  случаев  с  «запертыми»  вен¬
цами  предложена  методика  [79],  при  которой
первый  проход  по  проточной  части  проводит¬
ся  от  первого  до  последнего  венца,  невзирая
на  некорректность  решения  для  встретивших¬
ся  по  ходу  расчета  критических  венцов.  При
переходе  к  следующему  приближению  коррек¬
ция  краевых  условий  производится  с  учетом
невязок  по  всем  «запертым»  венцам,  причем
невязки  берутся  со  своими  весовыми  коэффи¬
циентами,  учитывающими  номер  венца  в  про¬
точной  части.
 2.5.3. 	СТАДИИ  И  МЕТОДЫ  РАСЧЕТА
ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 Процесс  проектирования  разделен  на
стадии  нормативными  документами  (ЕСКД):
предпроектное  исследование,  техническое
 предложение,  эскизный  проект,  технический
проект,  рабочий  проект  (выпуск  рабочей
документации).
 При  этом  не  все  стадии  являются  обяза¬
тельными.  Структурирование  процесса  проек¬
тирования  вытекает  из  различий  в  содержании
вырабатываемой  документации  и  в  методах,  ис¬
пользуемых  при  ее  разработке,  а  также  связано
с  организационными  соображениями.  Процесс
проектирования  можно  представить  состоящим
из  трех  частей  (стадий):  техническое  предложе¬
ние;  технический  проект;  рабочий  проект.
 Рассматривая  варианты  реально  возни¬
кающих  задач,  можно  выделить  три  предель¬
ных  случая:  1)  разработка  идеи  перспективной
машины  без  строгой  привязки  к  условиям  те¬
кущего  производства;  2)  модернизация  ранее
выпускавшейся  машины;  3)  создание  новой
машины  как  продолжение  ряда  ранее  выпус¬
кавшихся.  Первый  случай  соответствует  рабо¬
те  группы  перспективного  проектирования,
второй  —  текущей  работе  заводского  КБ,  тре¬
тий  —  созданию  новой  машины  на  заводе  со
сложившимися  традициями  производства.
В  соответствии  с  этим  могут  быть  предложены
следующие  методы:  1)  свободная  оптимиза¬
ция;  2)  синтез  по  прототипу;  3)  модульное
проектирование.  Перспективное  проектирова¬
ние  основывается  на  минимальном  наборе  ис¬
ходных  данных  и  ограничений  и  на  выходе
имеет  проект  на  стадии  технического  предло¬
жения.  Модернизация  может  начинаться  и  за¬
вершаться  на  любой  стадии,  в  частности,  мо¬
жет  включать  все  три  стадии.  Продолжение
ряда  базируется  на  достаточно  продвинутом
заделе,  имея  в  своей  основе  техническое  пред¬
ложение  и  базу  данных,  состоящую  из  моду¬
лей  (освоенных  производством  агрегатов,  уз¬
лов,  деталей),  и  начинается,  скорее  всего,  сра¬
зу  с  технического  проекта.
 Расчеты  при  проектировании  такого
сложного  объекта,  как  турбомашины,  можно
разделить  на  четыре  иерархических  уровня  [86]:
I  —  проектирование  компоновки  объекта  на
основе  обобщенных  характеристик  входящих  в
его  состав  агрегатов;  II  —  проектирование  агре¬
гатов  (функциональных  систем);  III  —  проек¬
тирование  узлов,  деталей;  IV  —  расчетная  про¬
верка  рабочих  проектов  деталей,  узлов,  агрега¬
тов.  Каждому  уровню  соответствует  своя  сте¬
пень  детализации  объекта  (минимальная  на
уровне  I  и  максимальная  на  уровне  IV).
 Очевидно,  что  техническому  проекту  со¬
ответствуют  расчеты  уровней  II  и  III  (проточ¬

268
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 ная  часть,  лопатка,  последняя  ступень,  охлаж¬
даемая  лопатка  и  т.д.),  рабочему  —  расчеты
уровня  IV  (пространственный  поток,  статиче¬
ская  и  динамическая  прочность,  термонапря¬
женное  состояние  и  тепловые  деформации
и  т.д.),  а  техническому  предложению  —  расче¬
ты  уровня  I,  однако  поскольку  здесь  могут
быть  предложены  нестандартные  решения,
для  соответствующих  элементов  могут  потре¬
боваться  расчеты  более  высоких  уровней,
вплоть  до  уровня  IV.
 По  мере  продвижения  по  стадиям  и  уров¬
ням  параллельно  со  степенью  детализации
объекта  усложняется  его  математическая  мо¬
дель.  При  этом,  если  решается  задача  проекти¬
рования,  то  во  всех  случаях  (кроме  прове¬
рочного  уровня  IV)  целью  расчетов  является
поиск  оптимального  варианта,  который  может
быть  представлен  как  задача  нелинейного  ма¬
тематического  программирования.
 Очевидно,  невозможно  полностью  ото¬
рваться  от  ограничений,  связанных  с  материа¬
лами,  технологией  и  др.  С  учетом  этого  сво¬
бодную  оптимизацию  можно  определить  как
поиск  решения,  базирующегося  на  общетех¬
нических  соображениях  (максимально  допус¬
тимая  температура  металлов,  реально  дости¬
жимый  вакуум  в  конденсаторе  и  др.).  Матема¬
тический  аппарат  выбирается  в  соответствии  с
целевой  функцией  и  заданными  краевыми  ус¬
ловиями.  Этим  требованиям  соответствуют
многочисленные  публикации  в  литературных
источниках  по  турбинам.
 Синтез  по  прототипу  можно  определить
как  задачу  о  введении  в  существующий  объект
некоторых  полезных  изменений  при  сохране¬
нии  основной  конструкции.  Математический
аппарат  —  проверочные  расчеты  уровня  II,  а  в
завершении  работы  —  возможно  уровня  III.
Расчеты  проточной  части  уровня  II  общеизве¬
стны.  Уместность  этих  расчетов  дополняется
тем,  что  к  ним  хорошо  адаптированы  имею¬
щиеся  опытные  данные  о  потерях,  утечках,
других  эмпирических  поправках.  В  последнее
время  в  связи  с  расширением  области  приме¬
нения  лопаток  с  ЗБ-профилированием  сфера
применения  расчетов  уровня  III  расширяется.
 Модульное  проектирование  —  создание
нового  объекта  из  элементов  (модулей),  спи¬
сок  и  необходимые  характеристики  которых
содержатся  в  базе  данных.  На  практике  имен¬
но  этим  способом  ведется  обычно  заводское
проектирование.  Базой  данных  служит  набор
чертежей,  расчетов,  иной  технической  доку¬
 ментации  о  ранее  выпущенных  на  заводе  тур¬
бинах,  проточных  частях,  роторах,  диафраг¬
мах,  лопатках,  хвостовиках,  уплотнениях  и  др.
Работа  с  базой  данных  до  сих  пор  чаще  всего
ведется  вручную.  Используемые  методики  —
проверочные  расчеты  от  II  до  IV  уровней.
 Выбор  оптимального  варианта  при  расче¬
тах  синтез  по  прототипу  и  модульное  проекти¬
рование  остается  в  большой  мере  субъектив¬
ным.  Использование  методов  нелинейного
программирования  в  сочетании  с  базой  дан¬
ных,  переведенной  на  машинные  носители,
позволяет  по-иному  поставить  эту  задачу,  взяв
за  основу  «идеальный»  вариант,  в  качестве  ко¬
торого  принимается  вариант,  полученный  ме¬
тодом  свободной  оптимизации.  Назначаются
критерии  оптимизации  и  устанавливается  век¬
торная  шкала  оценок  отклонения  критериев
от  оптимума.  Для  каждого  из  полученных  рас¬
четным  путем  вариантов  определяется  сумма
отклонений  от  «идеального»  варианта.  Объек¬
тивно  оптимальным  является  вариант,  у  кото¬
рого  сумма  отклонений  минимальная.
 Систематизация  имеющихся  данных  и
формирование  на  их  основе  базы  данных  на
машинных  носителях  является  трудоемкой  и
сложной  задачей.  Непростым  моментом  явля¬
ется  также  формирование  структуры  и  шкалы
вектора  отклонений  (вектора  целевой  функ¬
ции),  так  как  суммированию  со  своими  весо¬
выми  коэффициентами  подлежат  разнородные
факторы:  КПД,  надежность,  ресурс,  стоимость
производства  и  его  подготовки,  размер  серии,
срок  поставки,  ремонтопригодность  и  др.
В  связи  с  этим  автоматизированные  системы
(САПР),  решающие  задачу  модульного  проек¬
тирования,  до  сих  пор  являются,  скорее,  ис¬
ключением.
 Расчеты  проточной  части  обычно  выпол¬
няются  с  целью  проектирования,  но  могут  вы¬
полняться  также  в  интересах  диагностики,  ис¬
следовательских  или  учебных  целях.  Процесс
проектирования  обычно  включает  изменения
геометрии,  чему  соответствуют  проектировоч¬
ные  расчеты,  однако  проектирование  может
выполняться  с  помощью  поверочных  расчетов
серии  вариантов,  отличающихся  целенаправ¬
ленно  изменяемой  геометрией.  При  расчетах,
выполняемых  в  иных  целях  (диагностике  и
др.),  могут  быть  востребованы  чисто  повероч¬
ные  расчеты.
 Вопросы  систематизации  имеют  прямое
отношение  к  созданию  САПР.  Так,  целесооб¬
разно  создание  подсистем  САПР,  обслужи¬

СТАДИИ  И  МЕТОДЫ  РАСЧЕТА  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 269
 вающих  отдельные  стадии  проектирования,
тогда  как  создание  систем  более  широкого  ох¬
вата  вряд  ли  целесообразно.  В  принципе  тех¬
ническая  возможность  создания  САПР  сквоз¬
ного  проектирования  (от  начала  до  конца)
имеется,  однако  в  настоящее  время  примене¬
ние  такой  системы  выглядит  практичным
только  в  сравнительно  простых  случаях.
 Вышеизложенные  расчеты  могут  быть  от¬
несены  к  группе  «метод  треугольников  скоро¬
стей».  Наряду  с  этим  известен  «метод  модель¬
ных  ступеней».  Суть  последнего  состоит  в  том,
что  проектируемый  объект  (венец,  ступень,
отсек,  проточная  часть)  формируется  путем
преобразований  из  некоего  прототипа,  геомет¬
рия  которого  задана,  а  интегральные  газодина¬
мические  характеристики  известны  из  экспе¬
римента.  При  этом  характеристики  проекти¬
руемого  объекта  определяются  с  помощью  га¬
зодинамических  критериев  подобия  путем  мо¬
дельных  пересчетов.  Преимущества  и  недос¬
татки  методов  достаточно  очевидны:  метод
модельных  ступеней  позволяет  точнее  пред¬
сказывать  характеристики  проектируемого
объекта,  но  сковывает  стремление  к  выходу  за
рамки  известных  прототипов;  метод  треуголь¬
ников  скоростей  применим  к  расчету  самого
широкого  круга  объектов,  но  при  условии,  что
схематизация  картины  потока  и  потерь  адек¬
ватна  реальной  действительности.
 Для  большинства  случаев  расчет  по  мето¬
ду  треугольников  скоростей  является  предста¬
вительным.  Для  наиболее  сложных  объектов
(регулирующих  ступеней  с  сопловым  парорас¬
пределением,  работающих  на  влажном  паре
последних  ступеней  мощных  конденсацион¬
ных  турбин  со  сверхдлинными  лопатками  и
лопатками  с  двухъярусным  выходом,  других
объектов  с  резко  выраженной  пространствен¬
ной  неравномерностью  потока)  проектирова¬
ние  целесообразно  вести  методом  модельных
ступеней.
 Следует  отметить,  что  на  практике  жест¬
кие  грани  между  стадиями,  уровнями,  сфера¬
ми  применения  методик  вряд  ли  могут  быть
зафиксированы  однозначно.
 Расчет  проточной  части  на  стадии  техниче¬
ского  предложения.  Исходные  данные  к  расчету
проточной  части  на  стадии  технического  пред¬
ложения  поступают  из  расчета  тепловой  схемы
установки.  Применительно  к  цилиндру  паро¬
вой  турбины  ими  являются:  параметры  пара  на
входе,  давление  на  выходе,  расход  на  входе,
расходы  и  давления  пара  в  отборах,  частота
 вращения  ротора.  Заданной  полагается  конст¬
руктивная  схема  цилиндра:  наличие  регули¬
рующего  колеса,  активный  или  реактивный
тип  лопаток.  Для  газовой  турбины  помимо  ана¬
логичных  параметров  должны  быть  известны
расходы  охлаждающего  воздуха  и  возможные
схемы  охлаждения,  мощность  компрессора.
Определению  подлежат:  количество  ступеней  и
их  геометрия  (диаметры,  высоты,  углы  входа  и
выхода),  параметры  потока  (давления,  темпера¬
туры  или  степени  сухости,  скорости,  их  разло¬
жение  на  компоненты)  по  венцам,  степени  ре¬
активности,  КПД  и  мощности  ступеней  и  про¬
точной  части  в  целом.  Для  газовой  турбины  с
разрезным  ротором  выполняется  согласование
мощностей  компрессора  и  ТВД.
 Формулируя  целевую  функцию,  позво¬
ляющую  выбрать  среди  множества  вероятных
решений  оптимальный  вариант,  очерчивают
область  поиска  оптимума  ограничениями,  вы¬
текающими  из  общих  соображений  и,  по  не¬
обходимости,  также  местных  специфических
обстоятельств.  К  общим  относят:  максималь¬
ный  габаритный  размер  и  массу  ротора,  опре¬
деляемые  возможностями  производства  и  со¬
ображениями  прочности;  минимальный  диа¬
метр  ротора,  диктуемый  требованием  динами¬
ческой  устойчивости;  максимально  возмож¬
ные  по  прочности  диаметр  и  длину  лопаток;
минимально  допустимые  из-за  ограничений
технологии  высоты  и  ширины  лопаток.  Учи¬
тываются  также  ограничения,  вытекающие  из
предыдущего  опыта,  такие  как  предельные
значения  выходных  углов,  зазоров,  перекрыш,
степени  реактивности.  В  качестве  местных  мо¬
гут  выступать  ограничения,  связанные  с  воз¬
можностями  станочного  парка,  грузоподъем¬
ных  механизмов,  транспорта.
 На  стадии  технического  предложения  це¬
лесообразнее  ограничиться  расчетом  на  сред¬
нем  диаметре  проточной  части,  в  связи  с  чем
возникает  еще  одно  допущение:  о  представи¬
тельности  одномерного  расчета.  Для  ЦВД  и
ЦСД  в  большинстве  случаев  это  выглядит  ес¬
тественным,  для  ЦНД  мощных  конденсацион¬
ных  турбин  это  менее  убедительно,  хотя  замет¬
ные  коррективы  могут  потребоваться  только
на  одной  —  двух  предпоследних  ступенях.
 Для  энергетических  турбин  в  качестве  це¬
левой  функции  обычно  назначают  КПД,  одна¬
ко  возможна  более  сложная  трактовка,  когда
вычисляется  максимум  комплексной  функ¬
ции,  учитывающей  также  конструктивные  (на¬
пример,  габаритные  размеры)  и  эксплуатаци¬

270
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 онные  (например,  график  работы)  обстоятель¬
ства.  Принимают,  что  параметры  торможения
перед  ступенью,  статическое  давление  за  ней,
потери  в  венцах  постоянны  по  высоте  лопа¬
ток,  скорость  абсолютного  потока  за  ступенью
постоянна  по  значению  и  направлению  по
всей  высоте,  а  закрутка  лопаток  выполнена  по
известному  закону.
 Пример  проектировочного  расчета.  Рассмот¬
рим  цилиндр  паровой  турбины,  состоящий  из
ступеней  давления  активного  типа,  отборы  отсут¬
ствуют,  корневой  диаметр  ступеней  одинаковый
(ротор  цилиндрический),  закрутка  лопаток  вы¬
полнена  по  закону  постоянства  циркуляции,  аб¬
солютная  скорость  на  выходе  из  ступеней  на¬
правлена  по  оси.  В  качестве  целевой  функции
принимается  условие  максимума  КПД.  Следует
отметить,  что  эти  допущения  не  являются  обяза¬
тельными.
 Расчет  выполняется  «с  конца»:  начинается  с
рабочего  колеса  последней  ступени.  Предвари¬
тельно  оценивается  КПД  проточной  части  и  по
/s-диаграмме  определяется  удельный  объем  за
ней.  (Ориентировочное  значение  КПД  может
быть  взято  из  предварительно  выполненного  рас¬
чета  тепловой  схемы  установки.)
 С  учетом  того,  какой  объект  расположен  за
последней  из  проектируемых  ступеней  (перепу¬
скной  или  выпускной  патрубок,  диффузор  и  др.),
в  первом  приближении  принимается  значение
абсолютной  скорости  сг  на  выходе  из  проектируе¬
мой  проточной  части.  Записывается  уравнение
сплошности  за  последней  ступенью,  разместив  в
его  правой  части  известные  величины,
 Фр  DI  =  Gv/(ncz), 	(2.5.62)
 где  фр  —  коэффициент  расхода,  который  можно
рассматривать  как  функцию  длины  рабочей  ло¬
патки;  с  учетом  структуры  уравнения  (2.5.39)
можно  принять  фр  =  1  +  А/I;  А  —  эквивалентный
зазор  над  рабочей  лопаткой.  В  области  насыщен¬
ного  пара  при  оценке  коэффициента  расхода
учитывается  также  влияние  влажности.
 В  уравнении  (2.5.62)  соотношение  между
средним  диаметром  D  и  высотой  лопатки  /  по¬
следней  ступени  принимается  из  общего  кон¬
текста  задачи.  Установив  D  и  /,  находят  компо¬
ненты  треугольника  скоростей  за  последней
ступенью:
 и  =  nDn/60; 	(2.5.63)
 р2  =  180°  —  arctg  (с/и); 	(2.5.64)
 w2  =  w/cosp2,
 где  п  —  частота  вращения  ротора,  мин-1.
 При  анализе  потока  за  последней  ступенью
может  быть  использована  и  другая  логика.  Дейст¬
 вительно,  стремление  к  максимальному  КПД
подталкивает  решение  в  сторону  минимальных
углов,  что  обеспечивает  максимальную  длину  ло¬
паток  и,  тем  самым,  способствует  уменьшению
концевых  потерь.  Вместе  с  тем  чем  больше  диа¬
метр  ротора,  тем  большие  перепады  срабатывают
ступени  и  тем  меньше  их  требуется,  что  целесо¬
образно  для  проточной  части  активного  типа.
Следуя  этой  логике,  целесообразно  принять  мак¬
симальный  корневой  диаметр  при  минимальных
углах  выхода  потока  из  лопаток.
 С  помощью  очевидных  соотношений  (здесь
и  ниже  индексом  «п»  отмечены  параметры  на  пе¬
риферии)
 tg(32n  AgP2  =  D/(D  +  l); 	(2.5.65)
 abs(tgp2)  =  с/и,
 а  также  формул  (2.5.62)  и  (2.5.63),  получим  урав¬
нение
 Ф  pDl(D  +  /)  =  60/(7t2«)GV/abs(tgfS2n),
где  D  =  DK  +  I,  причем  согласно  условию  DK  =
 ^ктах-
 В  уравнении  неизвестной  является  длина  /.
Следует  отметить,  что  уже  на  этой  стадии  может
быть  оценена  прочность  лопатки  в  отношении
напряжений  растяжения.  Действительно,  зная  D
и  /,  с  помощью  формул  (2.5.64)  и  (2.5.65)  можно
получить  углы  р2к  и  р2гг  Приближенно
р]к=180°  -  р2к,  pin  =  Р2п>  по  статистическим  дан¬
ным  оценивается  соотношение  между  площадями
профиля  у  корня  и  на  периферии  и  темп  умень¬
шения  площади  по  высоте.  Эта  информация  по¬
зволяет  снизить  напряжение  растяжения  в  корне¬
вом  сечении.
 Принимаем  DlK  =  D2k  =  DK.  Оцениваем  и
принимаем  для  соплового  аппарата  величины  DK
и  су.  Принято,  что  у  корня  ступени  угол  выхода
потока  из  сопел  и  степень  реактивности  мини¬
мальные:  а]к  =  otiKmin,  =  ^кшш-  Записывается
система  из  девяти  уравнений:
 сохранения  энергии  на  среднем  диаметре
 ш1/2цр  =  с2/2г\с[цс  +R/(l-R)]~
 -  с^щ  cosot]  -  «|/2; 	(2.5.66)
 сохранения  энергии  у  корня
 и’2к/2т1р=с12к/2т1с[т1с  +  ^/(1  -  Лк  )]  —
 - 	с1к“1к  cosaiK  +  "2к/2; 	(2.5.67)
 соотношение  между  выходными  углами  со¬
пел  у  корня  и  на  среднем  диаметре
 tgaj/tga^  =  (DK  +  lc)/DK; 	(2.5.68)
 то  же,  для  выходных  углов  рабочих  лопаток
 tgp2K  АёРг  =  (°к  +  lp)/DK; 	(2.5.69)

СТАДИИ  И  МЕТОДЫ  РАСЧЕТА  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 271
 то  же,  для  степени  реактивности  ступени
 R  —I  —  (с,/с1к)2  (1  -  RK); 	(2.5.70)
 то  же,  для  относительных  скоростей  потока
за  рабочими  лопатками
 Ч'гк/Ч'г  =*вР2кЛеР2; 	(2.5.71)
 сплошности  на  выходе  из  сопел
 G  =  <рр1я(2)к  +  lx)lx  sinajCj/vj;  (2.5.72)
то  же,  на  выходе  из  рабочих  лопаток
 G  =  <Pp2rc(£>K  +  /2)/2SinP2C2/v2, 	(2.5.73)
 состояния  рабочего  тела  (для  пара  вместо
термического  и  калорических  уравнений  состоя¬
ния  используетя  аппроксимация  /^-диаграммы).
 Представленные  уравнения  дают  несколько
упрощенную  трактовку,  однако  для  рассматри¬
ваемой  начальной  стадии  проектирования  этого
достаточно.
 Необходимые  для  выполнения  расчета  ко¬
эффициенты  потерь  и  расхода  принимают  по  ста¬
тистическим  зависимостям,  которые  являются
важнейшим  компонентом  и  без  их  наличия  пред¬
ставительность  выполняемого  расчета  проблема¬
тична.  При  этом  соответствующие  зависимости
должны  быть  представлены  таким  образом,  что¬
бы  в  качестве  аргументов  выступали  только  те  па¬
раметры,  которые  фигурируют  в  выполняемом
расчете.  Так,  для  оценки  присутствующих  в  урав¬
нениях  (115)  и  (116)  потерь  в  венцах  используют
простейшие  зависимости  вида
 Лс>  Лр  =  ЛРь  р2>  W  тип  профиля,  Ау),  (2.5.74)
 где  Ау  —  поправка  в  связи  раскрытием  проточной
части;  /,  В  —  соответственно  высота  и  осевая  ши¬
рина  лопатки,  на  этой  стадии  расчета  не  установ¬
лена.  Для  насыщенного  пара  при  оценке  коэф¬
фициентов  потерь  и  расхода  учитывают  влаж¬
ность  и  возможное  переохлаждение.
 Система  уравнений  (2.5.66)—(2.5.73)  имеет
единственное  решение,  которое  устанавливается
путем  последовательных  приближений.  В  итоге
получают  параметры  потока  перед  последней  сту¬
пенью  и  находят  длину  рабочей  лопатки  предпо¬
следней  ступени:
 =  /,(£,/А-  i)(v/-i/v,-), 	(2.5.75)
 где  индексами  i  и  /—1  —  отмечены  параметры  со¬
ответственно  последней  и  предпоследней  ступе¬
ней.
 Таким  образом,  для  предпоследней  ступени
воспроизведена  ситуация,  с  которой  начинался
расчет  последней  ступени,  и  аналогично  выпол¬
 няется  расчет  предпоследней  ступени  и  т.д.,
вплоть  до  момента,  когда  давление  пара  перед
очередной  ступенью  не  превысит  заданное  давле¬
ние  перед  проточной  частью.  Корректируя  при¬
нятые  при  постановке  задачи  ограничения,  вы¬
полняют  расчет  следующего  приближения,  пока
заданное  перед  проточной  частью  давление  не
будет  обеспечено  при  некотором  числе  ступеней.
В  качестве  варьируемых  удобно  принять  ка¬
кое-либо  из  носящих  «мягкий»  характер  ограни¬
чений,  например,  минимальное  значение  у  корня
степени  реактивности  или  угла  сопел.
 В  заключение  согласовывается  температура
(степень  сухости).  Для  этого  в  состав  варьируе¬
мых  параметров  добавляется  значение  удельного
объема  за  проточной  частью.  Расчеты  повторяют¬
ся  до  тех  пор,  пока  не  будет  получено  совпадение
с  заданными  параметрами  пара  на  входе.
 Определение  меридионального  контура  про¬
точной  части.  Для  исполнения  рисунка  меридио¬
нального  контура  проточной  части  необходимо
установить  осевые  размеры  ее  составляющих.  Осе¬
вой  габарит  рабочих  лопаток  определяется  по  ши¬
рине  их  корневого  сечения,  направляющих  аппа¬
ратов  ступеней  активного  типа  —  по  ширине  диа¬
фрагм,  ступеней  реактивного  типа  —  по  ширине
лопаток  с  учетом  бандажей.  Осевые  зазоры  между
направляющими  и  рабочими  лопатками  принима¬
ют  с  учетом  возможных  подвижек  ротора  относи¬
тельно  статора.
 С  достаточной  для  выполняемого  расчета
представительностью  осевую  ширину  рабочих  ло¬
паток  можно  оценить  по  уровню  изгибных  на¬
пряжений  в  корневом  сечении.  Для  такой  оценки
необходима  информация  о  нагрузках  от  газоди¬
намических  и  центробежных  сил.  Необходимые
геометрические  характеристики  находят  по  ста¬
тистическим  зависимостям  вида
 F/b2  =ЛРь  р2>  тип  профиля);
 ]¥/Ьъ  =Лр1>  р2>  тип  профиля);
 В/b  =ЛРь  р2>  тип  профиля),
 где  F,  W,  Ь  —  соответственно  площадь,  мини¬
мальный  момент  сопротивления,  хорда  лопатки.
 Располагая  этими  данными  и  приняв  допус¬
тимые  (при  соответствующей  температуре)  напря¬
жения  для  материала  последней  лопатки,  получа¬
ют  ее  минимально  допустимую  осевую  ширину.
Минимально  допустимая  осевая  ширина  осталь¬
ных  лопаток  может  быть  определена  аналогичным
образом,  однако  это  потребуется  только  для  ступе¬
ней,  где  температура  существенно  выше.
 Порядок  оценки  осевой  ширины  направ¬
ляющих  аппаратов  зависит  не  только  от  местных
давлений  и  температур  потока,  но  и  от  конструк¬
тивной  схемы  проточной  части.  Для  ступеней  ре¬
активного  типа  осевой  габарит  определяется  по

272
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 зависимостям  вида  (2.5.75)  с  учетом  необходимых
свесов  бандажа  (если  таковой  имеется).  Для  ступе¬
ней  активного  типа  осевую  ширину  направляюще¬
го  аппарата  находят  с  помощью  упрощенных  со¬
отношений,  характеризующих  напряжения  в  диа¬
фрагме.  При  этом  оказывается  необходимым  вве¬
сти  в  рассмотрение  еще  один  параметр  —  диаметр
диафрагменных  уплотнений.
 Следует  отметить,  что  построение  корне¬
вого  контура  проточной  части  достаточно  про¬
сто,  поскольку  принято,  что  корневой  диаметр
всех  рабочих  лопаток  постоянен.  Что  касается
периферийного  контура,  то  он  должен  полу¬
читься  достаточно  плавным,  поскольку  в  из¬
вестном  смысле  воспроизводит  кривую  измене¬
ния  удельного  объема.  На  стадии  технического
предложения  разработку  контура  проточной
части  нельзя  рассматривать  как  абсолютно  не¬
зависимую  процедуру,  поскольку  необходимо
учитывать  особенности  ротора  (барабанный,
дисковый),  направляющих  аппаратов  (с  диа¬
фрагмами  или  без  них),  типы  лопаток  и  воз¬
можную  их  унификацию.
 Расширение  сферы  применения  методики.
 Рассмотренный  пример  соответствует  сравни¬
тельно  простому  случаю  (постоянный  корне¬
вой  диаметр,  отсутствие  отборов,  осевой  вы¬
ход  потока  из  ступеней,  однозначно  опреде¬
ленные  углы  и  степени  реактивности  у  корня
сопел).  Между  тем  эту  методику  можно  рас¬
пространить  на  более  сложные  варианты.
Наиболее  просто  это  представить  в  отношении
обводов  проточной  части.  Действительно,  для
корневого  контура  можно  избрать  конус  с  по¬
ложительным  или  отрицательным  наклоном.
Можно  в  том  или  ином  виде  зафиксировать
периферийный  контур,  а  в  качестве  искомого
рассматривать  корневой.
 В  ряде  случаев  оказывается  целесообраз¬
ным  применение  ступеней  повышенной  цир¬
куляции  (с  неосевым  выходом  потока).  Обыч¬
но  максимальной  закруткой  потока  характери¬
зуются  первые  ступени.  Затем  могут  быть  раз¬
личные  изменения.  Например,  закрутка  за
первой  ступенью  составляет  20°,  на  последую¬
щих  ступенях  она  линейно  (по  номеру  ступе¬
ни)  снижается  до  последней  ступени,  где  она
равна  нулю,  или  падение  до  нуля  закрутки
происходит  на  двух  —  трех  первых  ступенях.
Выбор  величины  закрутки  так  же,  как  и  зоны
ее  распространения  можно  связать  с  задачей
быстрого  снижения  температуры,  имея  в  виду
сокращение  числа  ступеней,  где  используются
дорогостоящие  материалы  и  сложные  системы
охлаждения.
 Небольшая  закрутка  может  быть  полезна
на  выходе  из  последней  ступени  перед  после¬
дующим  диффузором.  Специфические  требо¬
вания  могут  возникнуть  в  отношении  углов
лопаток,  зазоров,  других  конструктивных  де¬
талей.  Нетрудно  представить,  что  алгоритмы
соответствующих  расчетов  могут  быть  разра¬
ботаны  на  базе  вышеприведенных  уравнений.
 Следует  отметить,  что  условие  закрутки
по  закону  постоянной  циркуляции  является
непременным.  Так,  используя  для  сопел  при
переходе  от  корневого  диаметра  к  среднему,  а
для  рабочих  лопаток  —  от  периферии  к  сред¬
нему  формулу  вида
 с/ск  =  [Дк/фк+/)]’1С05|(ак  +  а)/21,
 можно  выполнить  расчет  произвольного  спо¬
соба  закрутки.  Однако  применительно  к  при¬
ближенному  расчету  на  начальной  стадии  про¬
ектирования  это  усложнение  выглядит  про¬
блематичным.
 Особенности  расчета  сверхкритического  ис¬
течения.  Если  есть  основания  полагать,  что  на
среднем  диаметре  определенные  из  треугольни¬
ка  скоростей  величины  с  или  w  велики,  то  уста¬
навливается  местное  число  М,  и  по  несколько
упрощенным  (по  сравнению  с  предыдущими)
формулам  выполняется  расчет  отклонения  в
косом  срезе.  Возможности  наличия  сверхзвуко¬
вых  участков  по  краям  лопаток  не  учитывают¬
ся.  Скорость  звука  а  находится  с  помощью
формулы  (1.1.9).  Причем  необходимую  частную
производную  находим  по  /5-диаграмме,  устано¬
вив  с  ее  помощью,  какое  изменение  давления
отвечает  малому  изменению  удельного  объема,
взятого  при  постоянной  энтропии.
 На  среднем  диаметре  рабочего  колеса
 Mw  =  w2/a  >  \.
 Энтальпия  торможения  перед  рабочим
колесом  в  его  системе  координат
 hw  +  w2  /2Л-
 С  помощью  аппроксимации  is-диаграм¬
мы  находится  давление  торможения
 Piw=f(hw’S2^),
 причем  т|  =  1  -  где  С,  —  потери  на  рабочем
колесе,  которые  при  сверхзвуковых  скоростях
превышают  установленную  с  помощью  зави¬
симости  (2.5.74)  величину  на  эмпирическую
поправку
 А^=ЛМ).

БАЗЫ  ДАННЫХ  ПО  ЛОПАТОЧНЫМ  ПРОФИЛЯМ
 273
 С  помощью  аппроксимации  is-диаграм¬
мы  находится  удельный  объем  в  горле
 Vr  =/(/р  Slw),
 где  s]w  =  f{p[w,  /,*w)  —  энтропия  на  входе  в  ве¬
нец;  /г  —  энтальпия  в  горле;  /г  =iXw-a2/2т|г;
т|г  —  величина,  близкая  к  1.
 В  заключение  находятся  геометрический
угол  в  горле  венца
 р2г  =  arCSin  [sin  p2(Z>/w2Vr)/(Z)r/rtfV2)]
и  угол  отклонения  в  косом  срезе
 Др2  =  ^2  —  Р2г-
 Во  многих  случаях  разницей  между  диа¬
метрами  и  высотами  горлового  и  выходного
сечений  венца  можно  пренебречь.  Тогда
 Р2г  =  arcsin  [sin  р2  (w2vr)/(av2)].
 Оптимизационная  задача.  В  рассмотрен¬
ном  примере  рассматривалась  проточная  часть
с  постоянным  корневым  диаметром.  В  качест¬
ве  целевой  функции  был  принят  максимум
КПД  при  минимуме  ступеней,  причем  полага¬
лось,  что  этому  отвечает  проточная  часть  с
максимальным  корневым  диаметром  и  макси¬
мально  возможной  (при  этих  условиях)  дли¬
ной  лопаток.  Отмечалось,  что  требование  мак¬
симальной  длины  лопаток  эквивалентно  тре¬
бованию  минимизации  их  выходных  углов.
Было  указано,  что  все  эти  факторы  (диаметр,
длины,  углы)  имеют  внешние  и  независимые
ограничения  по  минимуму  и  максимуму.
 Рассматривая  ситуацию  подробнее,  вы¬
полним  ряд  расчетов,  варьируя  величины  фак¬
торов  проектирования.
 Как  отмечено  выше,  максимум  корневого
диаметра  определяется  из  условия  прочности
ротора,  минимум  —  из  вибрационной  устой¬
чивости,  которая  снижается  с  увеличением
длины  ротора  (числа  ступеней).  Максимум
длины  рабочей  лопатки  связан  с  площадью  и
формой  ее  корневого  сечения,  прочность  ко¬
торого  возрастает  с  уменьшением  угла  сопел  у
корня  (уменьшается  местный  угол  pt  и  про¬
филь  рабочей  лопатки  становится  более  пол¬
ным).  Минимум  длины  последней  лопатки  оп¬
ределяется  из  следующей  цепочки  рассужде¬
ний.  Корневой  диаметр  и  углы  выхода  сопел
приняты  постоянными,  поэтому  длина  первой
лопатки  однозначно  связана  с  длиной  послед¬
ней,  при  уменьшении  которой  наступает  мо¬
мент,  когда  первая  становится  чрезмерно  ко¬
роткой.
 Понятие  «чрезмерно  короткая»  может
вытекать  из  технологических  обстоятельств,  не
позволяющих  обеспечить  достаточно  точное
изготовление  миниатюрных  объектов  и  соче¬
тание  их  с  деталями  существенно  более  круп¬
ными.  Но  ограничение  может  возникнуть  по
газодинамическим  причинам:  при  малых  вы¬
сотах  и  большой  ширине  (по  требованиям
прочности  в  условиях  высоких  давлений)  на¬
ступает  смыкание  вторичных  течений,  а  за¬
тем  —  пограничных  слоев,  вследствие  чего
резко  возрастают  потери.
 Ограничение  по  минимизации  выходных
углов  сопел  обусловлено  стремлением  не  до¬
пустить  чрезмерно  низкую  реактивность  у
корня.  Кроме  того,  при  малых  выходных  углах
труднее  обеспечить  малую  относительную  по¬
грешность  проходной  площади  венца.  Макси¬
мум  выходных  углов  сопел  диктуется  требова¬
нием  не  допустить  слишком  большую  реак¬
тивность  на  периферии  последней  ступени.
 При  постановке  задачи  в  состав  целевой
функции  входила  минимизация  числа  ступе¬
ней,  выступающая  как  вторичное  условие,  то¬
гда  как  доминирующим  является  условие  мак¬
симума  КПД.  Воспользовавшись  методикой
экспертных  оценок,  примем,  что  точка  max(r|)
обладает  весом  х,  а  точки  min(z)  имеют  вес  у,
причем  х  >  у.  Проводим  от  точки  max(r|)  до
min(z)  линию  «наименьшего  спуска»  и  на  ней,
где  уравновешиваются  моменты,  устанавлива¬
ем  точку  оптимума.  Поскольку  число  ступеней
есть  дискретная  величина,  оптимальными  сле¬
дует  признать  параметры,  соответствующие
другой  точке,  которая  также  находится  на  ли¬
нии  «наименьшего  спуска».
 Приведенный  пример  является  сравни¬
тельно  простым,  тем  более,  что  рассматривае¬
мые  факторы  представлены  в  одной  плоско¬
сти.  Анализ  эскиза  проточной  части  можно
продолжить,  вводя  в  рассмотрение  все  новые
обстоятельства.  При  этом,  если  встречаются
разнохарактерные  факторы,  для  анализа  мо¬
жет  потребоваться  многомерное  представле¬
ние.  Следует  отметить,  что  при  использовании
метода  экспертных  оценок,  особенно  в  при¬
сутствии  разнохарактерных  факторов,  не  избе¬
жать  субъективности.
 2.5.4. 	БАЗЫ  ДАННЫХ
 ПО  ЛОПАТОЧНЫМ  ПРОФИЛЯМ
 При  разработке  технического  проекта  ма¬
териалы  технического  предложения  подверга¬
ются  корректировке  и  обрастают  подробно¬

274
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 стями,  часть  из  которых  находит  отражение  в
проверочном  тепловом  расчете.  К  таким  под¬
робностям,  прежде  всего,  относятся  сведения
 о 	лопаточных  аппаратах,  выбор  которых  явля¬
ется  коренным  моментом,  от  которого  решаю¬
щим  образом  зависит  эффективность  турби¬
ны.  Для  выбора  лопаток  используется  база
данных  турбостроительного  производства.
 База  данных  о  геометрических  характери¬
стиках  лопаточных  профилей  хорошо  извест¬
на.  Сведения  о  каждом  профиле  содержатся  в
дуговой  или  табличной  форме:  дуговая  фор¬
ма  —  набор  координат  центров  дуг,  их  радиу¬
сов  и  точек  сопряжения;  табличная  —  набор
декартовых  координат  спинки  и  вогнутой  сто¬
роны  профиля,  входная  и  выходная  кромки
задаются  координатами  центров  дуг  и  их  ра¬
диусами.  В  базе  данных  содержатся  характери¬
зующие  профиль  инварианты  (координаты
центра  тяжести,  площадь,  направление  глав¬
ной  оси  инерции  и  соответствующий  мини¬
мальный  момент),  геометрический  угол  входа
р1г  —  угол  между  фронтом  решетки  и  каса¬
тельной  к  средней  линии  профиля,  исходящей
из  центра  входной  кромки,  в  зависимости  от
угла  установки  —  габариты  в  осевом,  окруж¬
ном  и  перпендикулярном  хорде  направлениях,
а  также  значения  минимального  момента  со¬
противления.  Информация  представляется  в
безразмерном  виде:  площадь  F/b2,  момент  со¬
противления  W/b3  =  ДРб),  осевой  габарит
В/b  =  /(Рб),  гДе  —  У10-11  установки.
 Газодинамические  характеристики  про¬
филя  удобно  представлять  в  виде  газодинами¬
ческой  модели.  Приводимая  в  базе  данных  ин¬
формация  соответствует  дозвуковому  слаботур¬
булентному  потоку,  набегающему  на  лопатку
без  угла  атаки.  Лопатка  предполагается  аэроди¬
намически  гладкой  (относительная  шерохова¬
тость  поверхности  мала),  а  число  Re  достаточно
большим  (выше  порога  автомодельности).
 Используя  газодинамические  модели,
можно  подобрать  индивидуальные  профили
для  каждой  ступени  проточной  части,  а  для
многоступенчатой  турбины  разбить  ее  на  отсе¬
ки,  оборудованные  однотипными  профилями.
Подобная  унификация  всегда  приветствова¬
лась,  как  способствующая  снижению  стоимо¬
сти  производства.  При  этом  можно  рассматри¬
вать  различную  глубину  унификации.  Наиболь¬
шая  глубина  может  быть  достигнута  при  ци¬
линдрическом  корневом  обводе,  когда  для  уни¬
фицированного  отсека  принимается  единое
число  лопаток  и  единый  угол  их  установки,  что
 позволяет  использовать  в  пределах  отсека  еди¬
ный  типоразмер  крепления  лопаток  на  роторе,
а  в  случае  их  осевой  заводки  исполнять  хвосто¬
вые  пазы  в  ряде  дисков  с  одной  установки.
Уменьшая  глубину  унификации,  можно  отка¬
заться  от  идентичности  числа  лопаток  и  (или)
угла  их  установки  и,  тем  самым,  расширить
унифицированный  участок.  Ограничением  рас¬
ширения  является  выход  за  пределы  зоны  до¬
пустимого  уровня  потерь.
 Предыдущее  касалось  только  профиль¬
ных  потерь.  Введя  в  рассмотрение  оценку  вто¬
ричных  потерь,  например,  по  методике  [27],
учитывающей  относительные  высоту  и  шаг  ло¬
паток,  тип  их  формы,  конусность  проточной
части,  получаем  возможность  более  обосно¬
ванно  выбирать  как  конкретные  лопатки,  так
и  размеры  унифицированных  участков.
 С  помощью  базы  данных  можно  выбрать
количество,  хорды  и  углы  установки  лопаток
по  ступеням,  марки  профилей.  Располагая  ре¬
зультатами  газодинамического  расчета,  можно
добавить  поправки  на  уровень  чисел  М  и  Re  в
связи  с  углами  атаки,  повышенной  турбулент¬
ностью  и  др.  Для  ступеней  с  уменьшенным  от¬
ношением  D/1  наряду  со  средним  диаметром  в
рассмотрение  можно  включить  параметры  у
корня  и  на  периферии,  а  для  ступеней  с  особо
малыми  значениями  D/1  —  ввести  дальнейшее
дробление  высоты  лопатки.  В  принципе  эти
процедуры  можно  выполнить  в  рамках  техни¬
ческого  предложения.  Однако,  учитывая  уро¬
вень  остальной  информации  стадии  техниче¬
ского  предложения,  такие  расчеты  целесооб¬
разно  выполнять  как  начальный  шаг  техниче¬
ского  проекта,  т.е.  как  нулевое  приближение,
в  рамках  которого  комплектуются  исходные
данные,  поступающие  на  вход  проверочного
расчета.  Несмотря  на  многочисленные,  неред¬
ко,  большие  корректировки,  которые  претер¬
певают  материалы  технического  предложения,
в  своей  основе  они  сохраняются  в  техниче¬
ском  проекте,  так  как  в  противном  случае  ан¬
нулирование  технического  предложения  и  воз¬
вращение  к  расчету  схемы  установки  стано¬
вится  весьма  вероятным.
 В  процессе  расчета  проточной  части  на
стадии  технического  проекта  определяется  за¬
крутка  потока  по  высоте  длинных  лопаток  и
устанавливается  геометрия  закрученных  лопа¬
ток.  При  выборе  закрученных  лопаток  воз¬
можно  как  использование  информации  из  ба¬
зы  данных,  так  и  разработка  новых  лопаток.
Газодинамическая  модель  закрученной  лопатки

БАЗЫ  ДАННЫХ  ПО  ЛОПАТОЧНЫМ  ПРОФИЛЯМ
 275
 выглядит  как  трехмерный  объект.  Геометриче¬
ская  модель  закрученной  лопатки  выглядит  как
набор  геометрических  моделей  плоских  профи¬
лей,  определенным  образом  размещенных  в
трехмерной  системе  координат.  Взаимная  увяз¬
ка  профилей  представляется  как  линия,  прохо¬
дящая  через  центры  тяжести  плоских  сечений.
Очевидно,  что  изменение  какого-либо  фактора
в  одном  из  плоских  сечений,  например  угла  ус¬
тановки  корневого  сечения,  влечет  однозначное
изменение  конфигурации  линий.
 Широко  распространен  прием,  когда  про¬
ектируемая  закрученная  лопатка  создается  из  ис¬
ходной  лопатки  путем  наклона,  растяжения,  сжа¬
тия,  поворота,  вырезки  некоторого  куска.  Введе¬
ние  в  рассмотрение  газодинамической  модели
позволяет  более  информативно  представить,  ка¬
ких  изменений  при  этом  следует  ожидать.  Каса¬
ется  это  только  профильных  потерь,  для  опреде¬
ления  всего  объема  последствий  такого  модели¬
рования  требуется  газодинамический  расчет  сту¬
пени  или  проточной  части  в  целом.  Очевидно,
что  в  базу  данных  помещены  лопатки,  отличаю¬
щиеся  отточенной  технологией  изготовления  и,  в
частности,  технологичностью  внешней  поверхно¬
сти.  Если  моделирование  сводится  к  наклону,
растяжению,  повороту  лопатки  или  вырезке  ее
части,  то  гладкость  поверхности  сохраняется.  Ес¬
ли  предпринимается  сжатие  или,  тем  более,  кру¬
чение  профилей  относительно  друг  друга,  то  со¬
ответствие  поверхности  лопатки  требованиям
технологии  не  гарантируется.
 Обычно  в  качестве  объектов  ЗБ-мерной
базы  данных  понимаются  рабочие  лопатки.  Од¬
нако  вполне  уместно  размещение  в  такой  базе
данных  о  сопловых  лопатках  с  тангенциальным
или  осевым  наклоном,  с  переменной  по  высоте
хордой  или  лопаток  3D  форм.  Совершенно  не¬
обходима  ЗБ-мерная  геометрическая  модель
для  охлаждаемых  лопаток  со  сложными  внут¬
ренними  полостями  и  каналами.
 Методика  создания  новой  закрученной
лопатки  рассмотрена  в  [86]:
 проектирование  базовых  профилей  на  ос¬
нове  задаваемой  матрицы,  содержащей  толщи¬
ны  профиля  и  кромок,  углы  отгиба  и  заостре¬
ния  кромок,  некоторых  других  параметров,  ря¬
да  гладких  (ламиниризированных)  профилей,
характеризуемых  упорядоченным  и  плавным
изменением  от  одного  профиля  к  другому;
 комплектацию  из  базовых  профилей  ло¬
патки  с  заданной  конфигурацией  линии  цен¬
тров  тяжести  (обычно  эта  линия  вертикальная,
возможно  целенаправленное  отклонение  ее  от
 вертикали  с  целью  компенсации  изгибных  на¬
пряжений);
 вычисление  на  заданных  относительных
высотах  координат  промежуточных  профилей
путем  интерполяции  между  базовыми;
 выдачу  информации  о  профильной  части
в  виде  комплекта  координат  базовых  и  проме¬
жуточных  профилей.
 В  качестве  исходных  данных  использует¬
ся  информация,  получаемая  из  расчета  закрут¬
ки  потока.  По  умолчанию  предполагается,  что
поверхность  лопатки  и,  в  том  числе,  промежу¬
точные  профили  окажутся  гладкими  как  след¬
ствие  плавности  изменения  по  высоте  исход¬
ных  данных  и  единой  методики  проектирова¬
ния  ламиниризированных  профилей.
 Изложенную  методику  можно  условно
назвать  как  «синтез  скелета».  Дополнить  ее
целесообразно  системой,  условно  называемой
«синтез  от  поверхности».  Суть  синтеза  от  по¬
верхности  заключается  в  том,  что  внешняя  по¬
верхность  разработанной  в  рамках  «синтеза  от
скелета»  лопатки  описывается  системой  орто¬
гональных  линий  —  «стрингерами»  и  «шпан¬
гоутами»,  а  доводка  лопатки  осуществляется
путем  воздействия  на  эти  «стрингеры»  и
«шпангоуты».
 Проектирование  «от  поверхности»  допус¬
кает  возможность  коррекции  базовых  профи¬
лей.  Допустимость  коррекции  базовых  профи¬
лей  обусловлена  тем,  что  фактическое  движе¬
ние  пространственного  потока  в  аппаратах  со
сложными  лопатками  может  заметно  отли¬
чаться  от  схемы  цилиндрического  потока,  на
основе  которой  эти  профили  спроектированы.
Помимо  наклона  и  кривизны  меридиональных
линий  тока,  учет  которых  современные  мето¬
ды  допускают,  следует  отметить  отклонения  от
теоретических  круговых  поверхностей,  кото¬
рые  обусловлены  радиальным  и  окружным
градиентами  давления  и  приводят  к  образова¬
нию  концевых  вихревых  течений  и  разнона¬
правленных  радиальных  перетеканий  погра¬
ничных  слоев  на  спинке  и  вогнутой  стороне.
В  результате  поверхность  тока,  которая  при
входе  в  лопаточный  аппарат  имела  круговую
форму,  на  выходе  из  него  формирует  пилооб¬
разный  след  с  периодом,  соответствующим
шагу  решетки,  причем  радиальная  амплитуда
следа  может  быть  достаточно  велика.  В  конце¬
вых  зонах  и  в  следах  за  кромками  наблюдают¬
ся  зоны  повышенной  турбулентности,  где  те¬
ряется  возможность  прослеживания  не  только
поверхностей  тока,  но  и  стационарных  траек¬

276
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 торий  частиц  в  представлении  потока  по  Ла¬
гранжу.  Адекватный  метод  количественной
оценки  этих  обстоятельств  отсутствует.
 2.5.5. 	ОСОБЕННОСТИ
ВЛАЖНО-ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Влажно-паровые  турбины  получили  широ¬
кое  распространение  в  последние  годы  в  связи  с
развитием  АЭС,  в  которых,  за  редким  исключе¬
нием,  пар  на  входе  в  турбину  является  насы¬
щенным  или  слабо  влажным  (степень  влажно¬
сти  не  превышает  0,5%).  Основным  отличием
таких  турбин  являются  более  низкие  начальные
параметры  пара  (давление  не  превышает
 7...8  МПа)  и  обусловленные  этим  меньший  теп-
лоперепад  и  примерно  в  2  раза  больший  расход
пара  по  сравнению  с  турбинами  такой  же  мощ¬
ности  на  ТЭС.  Конструктивные  особенности
паровых  турбин  для  АЭС,  обусловленные  увели¬
ченным  расходом,  следующие:
 большее  число  выпусков  и  ЦНД  при  от¬
сутствии  ЦСД.  Так,  турбина  К-1000-60  имеет
один  ЦВД  и  четыре  двухпоточных  ЦНД,  а  тур¬
бина  большей  мощности  К-1200-240  для  ТЭС  —
ЦВД,  ЦСД  и  три  ЦНД  таких  же,  как  и  в  турби¬
не  К-1000-60.  Несмотря  на  увеличение  суммар¬
ной  площади  выпуска  в  ПТУ  АЭС  вынуждены
использовать,  как  правило,  более  высокое  дав¬
ление  в  конденсаторе,  чтобы  не  перегружать  по
объемному  расходу  последнюю  ступень;
 более  тщательная  отработка  аэродинамики
проточной  части  и  всех  перепускных  и  выпуск¬
ного  трактов,  поскольку  мощность  всех  ЦНД  в
турбинах  АЭС  больше,  чем  в  турбинах  ТЭС,  по¬
этому  влияние  их  КПД  (с  учетом  потерь  с  вы¬
ходной  скоростью  и  в  выпускном  патрубке)  на
экономичность  турбины  большее;
 использование  дроссельного  регулирова¬
ния.  Это  связано,  с  одной  стороны,  с  условия¬
ми  эксплуатации  (турбины  АЭС  работают  на
полной  нагрузке),  а  с  другой  —  с  уменьшени¬
ем  потерь  в  регулирующих  клапанах,  состав¬
ляющих  больший,  чем  в  турбинах  ТЭС,  удель¬
ный  вес  в  суммарных  потерях  турбины.  Кроме
того,  при  сопловом  регулировании  на  частич¬
ной  нагрузке  возможно  возникновение  кон¬
денсационной  нестационарности  в  регулирую¬
щей  ступени,  что  снижает  надежность  и  может
привести  к  поломкам  лопаток  ступени;
 наличие  больших  объемов  и  поверхно¬
стей  тракта  движения  влажного  пара  в  турбо¬
установке,  включая  внешние  сепараторы  и  пе¬
регреватели  (если  они  есть),  что  обусловливает
 опасность  разгона  ротора  при  внезапном  сбро¬
се  нагрузки,  поскольку  при  этом  испаряется
влага  с  поверхностей  тракта,  и  даже  после  за¬
крытия  стопорного  клапана  расход  пара  через
проточную  часть  оказывается  достаточно
большим.  Для  устранения  опасности  сокраща¬
ют  объемы  тракта,  используют  совмещенный
сепаратор-перегреватель,  усиливают  дренаж,  а
при  необходимости,  устанавливают  стопорные
заслонки  или  клапаны  перед  ЦНД;
 система  регулирования  турбин  АЭС  зави¬
сит  от  способа  регулирования  мощности  реак¬
тора  и  учитывает  особенности  его  работы.  Так,
в  реакторах  ВВРД  при  регулировании  их  на¬
грузки  путем  изменения  температуры  охлади¬
теля  давление  пара  на  входе  в  турбину  поддер¬
живается  постоянным,  а  при  изменении  на¬
грузки  перемещением  регулирующих  стерж¬
ней  возрастает  с  уменьшением  нагрузки;
 наличие  специальных  устройств,  обеспечи¬
вающих  снижение  потерь  от  влажности  и  защи¬
ту  деталей  от  эрозионно-коррозионного  износа.
 Особенности  расширения  пара  в  проточной
части.  В  ступенях  турбины,  работающей  на  пе¬
регретом  паре,  процессы  происходят  равновес¬
но,  т.е.  в  любой  момент  процесса  и  в  любой
точке  потока  его  термодинамические  и  кинема¬
тические  параметры  полностью  соответствуют
параметрам  политропического  расширения,
определяемым  по  is-диаграмме.  Во  влажно-па-
ровых  ступенях  турбины  различают  две  области
работы,  в  каждой  из  которых  отклонения  от
равновесия  проявляются  по-разному.
 В  области  начальной  конденсации,  где
определяющими  являются  процессы  самопро¬
извольного  влагообразования  в  расширяю¬
щемся  потоке,  имеет  место  термодинамиче¬
ская  неравновесность,  проявляющаяся  в  том,
что  все  параметры  пара  (скорость,  энтальпия,
удельный  объем,  степень  влажности,  темпера¬
тура)  заметно  отличаются  от  равновесных.  Эта
неравновесность  обусловлена  тем,  что  из-за
большой  скорости  расширения  потока  (малого
времени,  в  течение  которого  развивается  про¬
цесс)  в  нем  не  успевает  образоваться  такое  ко¬
личество  влаги,  которое  соответствует  термо¬
динамически  равновесному  состоянию  (диа¬
граммной  степени  влажности).  Это  приводит  к
дополнительным  потерям  энергии  и  образова¬
нию  капель,  которые  являются  причиной  эро¬
зионного  износа  элементов.  Эрозионно  опас¬
ная  влага  может  образовываться  и  другим  пу¬
тем  при  конденсации  на  поверхностях,  разде¬
ляющих  области  разной  температуры.

ОСОБЕННОСТИ  ВЛАЖНО-ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 277
 В  области  развитой  конденсации  масса
капель,  находящихся  в  потоке  настолько  вели¬
ка,  что  дальнейшая  конденсация  происходит  на
их  поверхности  без  сколько-нибудь  заметного
отклонения  от  термодинамического  равнове¬
сия.  Однако  скорости  капель  заметно  отлича¬
ются  от  скорости  парового  потока,  что  обу¬
словливает  кинематическую  неравновесность
процесса,  а  следовательно,  дополнительные  по¬
тери  энергии  и  эрозию  рабочих  лопаток.
 Начальная  конденсация  развивается  в  сту¬
пенях,  работающих  в  области  фазового  перехо¬
да.  При  расширении  слабо  перегретого  или  на¬
сыщенного  пара  ниже  пограничной  кривой  пар
остается  переохлажденным,  поскольку  количе¬
ство  спонтанно  образующихся  устойчивых  ка¬
пель  мало,  а  их  масса  значительно  меньше  рав¬
новесной.  Количество  возникающих  капель
экспоненциально  увеличивается  с  переохлаж¬
дением  и  при  достижении  некоторого  критиче¬
ского  значения  становится  настолько  большим,
что  степень  влажности  становится  практически
равной  равновесной.  Обычно  это  достигается
при  степени  влажности  пара  2,5...3,5%.  Эту  об¬
ласть  называют  областью  Вильсона.  Выделяю¬
щееся  при  конденсации  большое  количество
теплоты  поглощается  паром,  вследствие  чего
температура  его  повышается  и  становится  рав¬
ной  равновесной,  что  сопровождается  измене¬
нием  всех  параметров  потока  (скорости,  удель¬
ного  объема  и  др.).  Протяженность  области
Вильсона  не  превышает  10...20  мм,  поэтому
конденсационный  фронт  иногда  называют
скачком  конденсации,  поскольку  в  сверхзвуко¬
вом  потоке  он  сопровождается  падением  давле¬
ния  и  скорости.  Большая  площадь  поверхности
образовавшихся  капель  обеспечивает  дальней¬
шую  конденсацию  на  них  пара,  и  последующее
расширение  пара  в  области  развитой  конденса¬
ции  проходит  с  малыми  отклонениями  от  тер¬
модинамически  равновесного.  Температура  ка¬
пель  близка  к  температуре  насыщения,  благо¬
даря  чему  обеспечивается  отвод  теплоты  кон¬
денсации  к  пару,  а  скорость  роста  капель  опре¬
деляется  степенью  переохлаждения.
 Наличие  переохлаждения  и  межфазной
разности  температур  обусловливает  дополни¬
тельные  потери  от  влажности  в  этой  области.
Кроме  того,  начальная  конденсация,  разви¬
вающаяся  в  межлопаточных  каналах  или  ко¬
сом  срезе  решеток,  приводит  к  изменению  об¬
текания  лопатки  и  угла  выхода  потока,  что
также  вызывает  дополнительные  потери  в  тур¬
бинных  ступенях.
 Резкое  выделение  теплоты  в  области  кон¬
денсационного  фронта  приводит  к  тому,  что
скорость  в  дозвуковом  потоке  растет,  а  в
сверхзвуковом  —  падает.  Если  конденсацион¬
ный  фронт  располагается  в  области  околозву¬
ковых  скоростей,  то  это  может  привести  к  са¬
мопроизвольному  возникновению  конденса¬
ционной  нестационарности,  при  которой  все
параметры  потока  периодически  меняются.
 Образование  и  трансформация  жидкой  фазы
в  проточной  части.  Процессная  влага  возникает
при  расширении  пара  по  достижении  таких  тер¬
модинамических  условий,  когда  обеспечивается
устойчивое  состояние  случайно  возникающих  в
паре  молекул  жидкой  фазы.  Это  происходит  в
нескольких  областях  проточной  части.  Большая
часть  первичных  капель  образуется  в  потоке  при
достижении  достаточно  высокого  переохлажде¬
ния  с  равновесной  степенью  влажности  у  =
=  2,5...3,5%  (область  Вильсона).  При  этом  на
весьма  коротком  участке  выделяется  большое
количество  влаги,  практически  равное  равновес¬
ному.  Однако  часть  капель  образуется  до  кон¬
денсационного  фронта  как  в  основном  потоке,
так  и  в  вихревых  областях  потока  (кромочных
следах,  зонах  отрыва).  Эти  капли,  попадая  в  по¬
ток  переохлажденного  пара,  быстро  растут,  и  их
размеры  за  фронтом  могут  достигать  10...20  мкм.
Кроме  того,  при  обтекании  потоком  поверхно¬
сти  лопаток  и  других  деталей  пар  конденсирует¬
ся  на  микронеровностях  поверхностей  уже  при
весьма  малом  переохлаждении.  Размеры  этой
влаги,  попадающей  в  переохлажденный  поток,
также  быстро  растут,  и  не  отличаются  от  преды¬
дущих.  Спектр  процессной  влаги  за  конденса¬
ционным  фронтом  имеет  бимодальный  характер
(рис.  2.5.1),  в  котором  присутствуют  и  мелкие,  и
крупные  капли.  Масса  последних  может  дости¬
гать  5...8%  суммарной.
 Внепроцессная  влага  возникает  при  кон¬
денсации  на  поверхностях  лопаток,  диафрагм,
обойм  и  др.,  находящихся  в  области  влажного
пара,  при  условии,  что  температуры  по  обе  сто¬
роны  их  различные.  Конденсация  обусловлена
отводом  теплоты  за  счет  теплопроводности  ме¬
талла  от  более  горячих  к  более  холодным  сто¬
ронам  деталей,  благодаря  чему  температура  бо¬
лее  горячих  поверхностей  становится  ниже
температуры  насыщения.  В  отличие  от  про¬
цессной  влаги,  которая  образуется  практически
только  в  области  начальной  конденсации  в  пе¬
реохлажденном  потоке,  внепроцессная  влага
может  возникать  и  в  области  развитой  конден¬
сации  (например,  на  вогнутой  стороне  лопат-

278
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Рис.  2.5.1.  Спектр  процессной  влаги  (расхода  W)  в  проточной  части  влажно-паровой  турбины:
 а  —  номинальный  режим;  б  —  режим  расхолаживания;  1  —  процессная  влага;  2  —  внепроцессная  влага
 ки),  поскольку  ее  образование  не  связано  с  пе¬
реохлаждением.  Сконденсировавшаяся  влага,
стекая  с  поверхностей,  попадает  в  поток,  дро¬
бится  им  на  капли  размером  десятка  и  сотен
микрон  и  в  дальнейшем  оседает  на  лопатках.
Масса  внепроцессной  влаги  соизмерима  с  мас¬
сой  крупной  процессной,  а  на  некоторых  ре¬
жимах  может  превышать  ее  в  1,5-2  раза.
 Распределение  капельной  и  пленочной  влаги
по  проточной  части  турбины.  Первичная  влага,
попадающая  в  поток,  имеет  широкий  спектр
размеров  —  от  десятых  долей  микрона  (про¬
цессная)  до  десятков  и  сотен  микрон  (внепро¬
цессная).  Дальнейшее  движение  капель  опреде¬
ляется  их  взаимодействием  с  потоком,  по¬
скольку  при  расширении  в  проточной  части
скорость  сжимаемой  среды  (пара)  растет  значи¬
тельно  быстрее,  чем  несжимаемой  жидкости.
Мелкие  капли,  увлекаемые  потоком,  проходят
через  решетки,  не  осаждаясь  на  лопатках.  Чис¬
ло  их  в  проточной  части  практически  не  меня¬
ется,  и  дальнейшая  конденсация  лишь  незна¬
чительно  увеличивает  размеры  капель.  Более
крупные  капли,  попадающие  на  поверхности
лопаток,  частично  отражаются  от  них,  а  час¬
тично  оседают  и  образуют  пленку,  которая  дви¬
жется  по  лопаткам  и  срывается  с  них.
 Влага  на  направляющих  лопатках  дви¬
жется  по  ним  под  воздействием  спутного  по¬
тока.  Большая  часть  ее  срывается  с  выходных
кромок  в  виде  достаточно  крупных  конгломе¬
ратов,  которые  очень  быстро  дробятся  пото¬
ком  на  более  мелкие  (первичное  дробление).
Движение  влаги,  попавшей  на  рабочие  лопат¬
ки,  определяется  центробежной  и  Кориолисо-
вой  силами:  по  поверхности  лопаток  к  пери¬
ферии.  Хотя  некоторая  часть  влаги  сбрасыва¬
ется  в  средней  по  высоте  /  части  лопаток  и  с
входной  и  выходной  кромок  лопаток,  большая
 ее  часть  достигает  периферии  и  сбрасывается  в
радиальный  зазор,  если  лопатки  не  имеют
бандажа,  или  движется  по  бандажу  к  выходу.
Этот  сепарационный  эффект  приводит  к  по¬
вышенной  концентрации  у  влаги  на  перифе¬
рии  (рис.  2.5.2).
 Вторичная  влага  образуется  при  дробле¬
нии  потоком  пленочной  или  капельной  влаги,
срывающейся  с  лопаток  и  других  ограничи¬
вающих  поток  поверхностей  (вторичное  дроб¬
ление).  При  этом  образуется  спектр  влаги,
близкий  к  нормальному  (логнормальному)  по
массе.  Максимальный  размер  капель  опреде¬
ляется  критическим  значением  числа  Вебера
WeKp  =  p'v2dmax/a,  а  модальный  диаметр  в
2,5—3  раза  меньше  критического.  Размеры  ка¬
пель  в  ЦНД  турбин  могут  достигать  500  мкм  и
более.  Эти  капли  являются  эрозионно-опас¬
ными,  поскольку  скорость  их  существенно  от¬
личается  от  скорости  потока.
 На  движение  влаги  в  периферийной  об¬
ласти  диафрагм  (и  обандаженных  рабочих  ло¬
паток)  заметное  влияние  оказывают  возникаю¬
щие  в  межлопаточных  каналах  вторичные  тече¬
ния,  вследствие  чего  влага  смещается  поперек
канала,  от  вогнутой  поверхности  лопаток  к  вы¬
пуклой  и,  далее,  вблизи  этой  поверхности,  от
торца  лопаток  к  корню.  На  малорасходных  ре¬
жимах  работы  турбины  в  последней  ступени
возникают  корневой  отрыв  и  периферийный
торовый  вихрь,  обусловливающие  общую  пере¬
стройку  потока.  Все  это  приводит  к  наблюдае¬
мому  в  ряде  случаев  смещению  области  макси¬
мального  износа  лопаток  на  некоторое  расстоя¬
ние  от  периферийного  сечения  лопаток.
 На  режимах  расхолаживания  и  промывки
турбин,  проводящихся  при  пониженной  на¬
грузке  и  при  пониженной  температуре  пром-
перегрева,  общее  количество  эрозионно  опас¬
 ном  ер  ступени
 Номер  ступени

ОСОБЕННОСТИ  ВЛАЖНО-ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 279
 Рис.  2.5.2.  Распределения  степеней  влажности  у  по  радиусу  I  за  ступенью:
 1 	—  данные  ЦКТИ;  2  —  данные  ХТГЗ;  3  —  данные  МЭИ;  4  —  данные  Пометрада
 ной  влаги  в  ЦНД  может  возрасти  в  несколько
раз.  Кроме  того,  при  малых  расходах  оказыва¬
ются  малыми  и  скорости  пара,  а  следователь¬
но,  более  слабым  становится  и  разгон  капель.
Все  это  приводит  к  увеличению  скорости  со¬
ударения  капель  с  лопатками.  Поэтому  на  ре¬
жимах  промывки  и  расхолаживания  эрозия
происходит  со  значительно  большей  скоро¬
стью,  чем  при  номинальных  условиях,  и  доля
этих  режимов  в  суммарной  величине  износа,
несмотря  на  их  кратковременность,  может
оказаться  весьма  существенной.
 Эрозия  в  проточной  части  влажно-паровых
турбин.  Наличие  влаги  в  проточной  части
влажно-паровых  турбин  приводит  к  ряду  не¬
благоприятных  явлений  и,  прежде  всего,  к
снижению  КПД  и  надежности  турбины  вслед¬
ствие  эрозионного  износа  деталей.  Эрози¬
онно-коррозионные  процессы  происходят  не¬
прерывно  и  постоянно  во  время  эксплуатации
и  простоя  турбин.  Интенсивность  их  опреде¬
ляется  параметрами  влажно-парового  потока,
свойствами  металлов,  особенностями  конст¬
рукции  и  эксплуатации  турбины.
 Принято  различать  капельную  или  кап-
леударную  эрозию,  обусловленную  соударени¬
ем  влаги  с  ограничивающими  поверхностями,
щелевую,  вызываемую  влажно-паровым  пото¬
ком  в  узких  каналах,  гидро-пароабразивную,
вызываемую  воздействием  движущихся  вдоль
 поверхности  влаги  и  внешних  или  вымывае¬
мых  из  эродируемой  поверхности  твердых  час¬
тиц,  а  также  кавитационную,  связанную  с  рез¬
ким  возрастанием  давления  (гидравлическим
ударом)  при  схлопывании  парового  пузырька  в
месте  сильного  локального  расширения.
 В  разных  местах  проточной  части  наблю¬
дается  эрозия  различных  видов.  Так,  абразив¬
ный  износ  твердыми  частицами,  транспортируе¬
мыми  из  паропроводов,  наблюдается  на  направ¬
ляющих  и  рабочих  лопатках  первых  ступеней
ЦВД  и  ЦСД,  каплеударная  эрозия  —  на  рабочих
лопатках  последних  ступеней  конденсационных
турбин,  коррозионные  повреждения  —  на  дис¬
ках  ступеней,  работающих  в  области  фазовых
переходов,  щелевой  износ  —  на  деталях  ЦВД
(клапанах,  разъемах  диафрагм  и  корпусов).  Гид-
роабразвному  износу  подвержены  неподвижные
стальные  и  чугунные  детали  обойм,  диафрагм,
патрубков  влажно-паровых  турбин.
 Характер  износа  поверхности  зависит  от
вида  эрозионно-коррозионного  воздействия  и
механических  и  структурных  свойств  металла.
Износ  может  носить  точечный  или  сплошной
характер,  проявляться  в  виде  размывов,  бороз¬
док  и  канавок,  изменять  параметры  шерохова¬
тости  поверхности,  а  при  значительном  разви¬
тии  —  размеры  и  конфигурации  деталей.
Большая  эрозия  может  приводить  и  к  полом¬
кам  деталей.

280
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Капельная  эрозия.  Это  многофакторный
процесс,  зависящий  как  от  механических
свойств  материала  и  состояния  поверхности,
так  и  от  скорости  и  дисперсности  капельного
потока.  Известную  роль  при  этом  играют  и
коррозионные  процессы,  поскольку  влага  в
турбинах  содержит,  хотя  и  в  весьма  малых  от¬
носительных  количествах,  химически  агрес¬
сивные  вещества.  При  ударе  капли  по  жесткой
поверхности  вначале  в  капле  возникает  удар¬
ная  волна,  присоединенная  к  периметру  пятна
контакта,  затем  в  некоторый  момент,  когда
скорость  растекания  капли  уменьшается  до
скорости  распространения  звука  в  жидкости,
волна  отрывается  от  стенки  и  давление  на  пят¬
не  контакта  мгновенно  снимается.  Давление  в
волне  практически  линейно  зависит  от  скоро¬
сти  соударения,  и  при  400...500  м/с  составляет
 12...  16  МПа.  При  скорости  900  м/с  удар  оди¬
ночной  капли  диаметром  1  мм  вызывает  по¬
верхностную  деформацию  даже  такого  твердо¬
го  материала,  как  карбид  урана.  При  этом  в
упругом  теле  возникает  динамическое  напря¬
женное  состояние,  обусловленное  конечной
скоростью  изменения  деформаций,  а  следова¬
тельно,  напряжений.  Многократные  попере¬
менные  ударные  нагрузки,  вызывающие  появ¬
ление  в  металле  волн  напряжений  и  колеба¬
тельных  процессов,  являются  первопричиной
эрозионного  повреждения,  проявляющегося  в
появлении  вначале  одиночных,  а  затем  сплош¬
ных  каверн  и  трещин.  Вид  поверхности  посте¬
пенно  изменяется  от  «бархатной»  до  «наждач¬
ной».  Высота  выступов  при  этом  может  дости¬
гать  десятков  микрон.  На  поверхности  возни¬
кают  одиночные  трещины,  образующие  посте¬
пенно  развитую  сетку.  Рельеф  поверхности
приобретает  игольчатый  характер,  а  высота
выступов  измеряется  миллиметрами.  Различа¬
ют  несколько  периодов  развития  эрозии:
 инкубационный,  когда  в  металле  накап¬
ливаются  напряжения,  и  видимой  эрозии  не
наблюдается;
 максимального  темпа  эрозии,  когда  обра¬
зуется  характерный  рельеф  поверхности  с  раз¬
витием  уже  образовавшихся  впадин;
 установившегося  темпа  эрозии  (меньше¬
го,  чем  в  предыдущем),  когда  сформировав¬
шийся  рельеф  отступает  внутрь  лопатки  и  хор¬
да  или  толщина  профиля  уменьшается.
 По  мере  изменения  рельефа  поверхности
изменяется  механизм  удара  капель:  возникает
либо  непосредственный  удар  капли  по  выступу,
либо  взаимодействие  с  ним  растекающейся  кап¬
 ли.  При  этом  могут  возникать  упругие  колеба¬
ния  отдельных  зерен  материала,  вызывающие
переменные  напряжения.  Эти  напряжения  име¬
ют  наибольшую  амплитуду  в  поверхностном
слое,  поэтому  разрушение  происходит  именно  с
поверхности.  По  мере  уноса  потоком  разрушен¬
ных  частиц  растет  выступающая  часть  зерна  и
напряжения  в  окружающем  его  материале.  Та¬
ким  образом,  эрозионный  износ  рабочих  лопа¬
ток,  вызываемый  каплеударным  воздействием,
представляется,  прежде  всего,  как  усталостное
разрушение  поверхности  материала.
 Эрозия  входных  кромок  рабочих
лопаток.  Как  уже  отмечалось,  она  вызывает¬
ся  крупными  каплями  влаги,  образующимися
при  срыве  водяной  пленки  с  направляющих
лопаток.  Ббльшая  часть  пленки,  если  не  при¬
няты  соответствующие  меры,  срывается  с  вы¬
ходной  кромки  и  дробится,  а  затем  разгоняет¬
ся  в  кромочном  следе,  где  скорости  потока
весьма  малы.  Поэтому  размеры  капель  дости¬
гают  сотен  микрон,  они  мало  разгоняются  по¬
током,  и  их  скорость  w[  относительно  рабочих
лопаток  очень  высокая  и  близка  к  окружной
скорости  лопаток  (рис.  2.5.3).  Скорость
входа  капель  на  рабочие  лопатки  w[  сильно  от¬
личается  от  скорости  пара  wu  капли  не  обте¬
кают  входную  кромку  лопатки,  а  ударяют  по
выпуклой  ее  части.
 Темп  эрозионного  износа  определяется
прежде  всего  каплеударным  воздействием  и  ма¬
териалом  лопатки.  Первое  пропорционально
расходу  крупнодисперсной  влаги,  приходящему¬
ся  на  единицу  орошаемой  поверхности,  и  очень
сильно  зависит  от  скорости  соударения.  Зависи¬
мость  носит  степенной  характер  Е  ~  (w{)n,  и  по¬
казатель  степени  п  изменяется  от  4,7  до  7  для
разных  лопаточных  материалов  и  покрытий.
Что  же  касается  удельного  расхода  влаги,  то  в
периферийной  области  на  1  мм  высоты  рабо¬
чей  лопатки  последней  ступени  мощной  тур¬
бины  приходится  порядка  10  млн  ударов  эро-
зионно  опасных  капель  в  1  ч.
 На  рис.  2.5.4  показано  характерное  со¬
стояние  эродированных  входных  кромок  рабо-
 Рис.  2.5.3.  Треугольники  скоростей  парового  по¬
тока  и  капли  в  периферийном  сечении  последней
ступени.  си  —  скорость  пара;  с{, 	— 	ско¬
 рость  капли;  w[  ~и

ОСОБЕННОСТИ  ВЛАЖНО-ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 281
 Рис.  2.5.4.  Характер  эрозии  вершин  рабочих
лопаток  последних  ступеней  турбины
 чих  лопаток.  Наибольший  износ  наблюдается
в  периферийной  области,  что  обусловлено,
главным  образом  тремя  обстоятельствами:
 наибольшим  количеством  эрозионно
опасной  влаги;
 наименьшей  скоростью  пара  на  выходе
из  направляющих  лопаток  сь  поскольку  сте¬
пень  реактивности  увеличивается  по  высоте
лопатки;
 наибольшей  окружной  скоростью  рабо¬
чих  лопаток.
 В  связи  с  этим  можно  отметить,  что  во
влажно-паровых  ступенях  ЦВД  турбин  АЭС,
работающих  на  насыщенном  паре,  каплеудар¬
ная  эрозия  лопаток  практически  отсутствует,
так  как  скорости  соударения  капель  с  лопатка¬
ми  здесь  существенно  меньше.  Это  обусловле¬
но  не  только  меньшими  окружными  скоростя¬
ми  лопаток,  но  и  интенсивным  разгоном  ка¬
пель  более  плотным  паровым  потоком.
 Эрозия  выходных  кромок  рабо¬
чих  лопаток  последних  ступеней
ЦНД.  Она  обусловлена  забросом  влаги  из  вы¬
пускного  патрубка  обратными  токами,  кото¬
рая  может  срываться  с  внутреннего  конуса
патрубка,  подсасываться  из  концевого  уплот¬
нения,  впрыскиваться  охлаждающими  устрой¬
ствами  при  малых  расходах  в  ЦНД,  что  типич¬
но  для  теплофикационных  турбин.
 Эрозионный  износ  наблюдается  в  ниж¬
ней  и  средней  частях  лопатки,  распространя¬
ясь  на  значительную  ее  высоту.  На  лопатках,
выходная  кромка  которых  заглублена  по  отно¬
шению  к  плоскости  обода  диска,  начало  об¬
ласти  эрозии  обычно  отодвинуто  от  корня  ло¬
патки  на  расстояние  порядка  0,15  высоты  ло¬
патки,  а  в  других  случаях  эрозия  начинается  от
корневого  сечения.  Область  эрозионного  из¬
носа  может  занимать  10...  15  мм  по  ширине  и
распространяться  на  0,5...0,7  высоты  лопатки.
 Несмотря  на  существенно  меньшую  величину
износа,  эрозия  выходных  кромок  представляет
значительную  опасность  вследствие  малой
толщины  лопатки  и  больших  напряжений.
В  некоторых  турбинах  за  межремонтный  пери¬
од  толщина  выходных  кромок  уменьшается
более  чем  2  раза,  а  на  отдельных  лопатках  по¬
являются  сквозные  промывы.  В  некоторых
случаях  эрозия  именно  выходных  кромок  при¬
водила  к  поломкам  лопаток.
 Эрозия  других  деталей.  Износу
вследствие  каплеударной  эрозии  подвергаются
и  другие  детали  ротора  и  статора.  Эрозионный
износ  наблюдается  на  бандажах  и  бандажных
связях.  Заметно  эродируют  балансировочные
грузы,  устанавливаемые  на  диске  последней
ступени  со  стороны  выпуска,  несмотря  на  су¬
щественно  меньшую,  чем  у  вершин  рабочих
лопаток,  окружную  скорость.  Основным  источ¬
ником  эрозионно  опасной  влаги  здесь  являют¬
ся  протечки  из  концевого  уплотнения,  особен¬
но  если  не  предусмотрен  дренаж  их  камер.
В  некоторых  случаях  наблюдается  эрозия  тор¬
цовых  поверхностей  диска  последней  ступени  у
пазов  елочного  хвостового  соединения  с  лопат¬
ками.  На  одной  из  турбин  наблюдался  износ
полотна  диска  на  участке,  непосредственно
примыкающем  к  валу,  причиной  которого  яв¬
лялась  каплеударная  эрозия  влагой,  проходив¬
шей  через  диафрагменное  уплотнение.
 Из  статорных  деталей  эрозионному  изно¬
су  подвергаются  внутренние  поверхности  ко¬
зырьков,  устанавливаемых  над  безбандажны¬
ми  рабочими  лопатками,  причем  иногда  на¬
блюдается  их  сквозная  эрозия.
 Щелевая  эрозия.  Эта  эрозия  вызывается
абразивным  воздействием  влаги,  выдавливае¬
мой  под  большим  давлением  через  узкие  щели
или  каналы.  Поскольку  сопротивление  в  таких
каналах  высоко,  то  возможно  перманентное
накопление  в  них  влаги  с  образованием  «проб¬
ки»  и  дальнейшим  проталкиванием  ее  (сна¬
рядный  режим  течения),  при  котором  износ
металла  увеличивается.  Щели,  как  правило,
возникают  на  стыках  конструктивных  элемен¬
тов  недостаточной  плотности,  и  имеют  обыч¬
но  вид  промоин  с  шероховатой  поверхностью.
 Щелевой  эрозии  подвергаются  в  основном
детали  ЦВД,  изготовленные  из  углеродистых  и
слаболегированных  сталей.  Она  наблюдается  ча¬
ще  в  разъемах  корпусов,  обойм  и  диафрагм,  на
торцах  уплотнительных  сегментов,  а  также  на
поверхностях  статора,  расположенных  напротив
или  между  усиками  надбандажных  и  диафраг-

282
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 менных  уплотнений,  и  реже  на  поверхностях
ротора  (вала,  ступиц  и  полотна  диска).  Обычно
она  проявляется  в  местах,  прилегающих  к  пере¬
городкам,  разделяющим  камеры  отборов.  Тем¬
пературы  пара  по  обе  стороны  отличаются  су¬
щественно  (равны  температуре  насыщения  при
данном  давлении)  и  вызывают  различную  де¬
формацию  этих  участков.  Несмотря  на  затяжку
разъема,  в  этих  местах  могут  образовываться  не¬
значительные  щели,  в  которые  попадает  влага,
стекающая  по  стенкам.  Перепад  давлений  на
корпусе  и  диафрагме  в  ЦВД  значителен,  а  сила,
проталкивающая  влагу  через  эти  щели  в  разъе¬
мах  весьма  велика,  в  ЦНД  —  мал,  а  в  областях,
находящихся  под  вакуумом,  направлен  в  проти¬
воположную  сторону,  и  через  щели  протекает  не
пар,  а  воздух  извне.
 Щелевая  эрозия  сопровождается  и  корро¬
зионным  воздействием  растворенных  во  влаге
агрессивных  примесей.  Роль  существенного
влияния  коррозии  подтверждается  успешным
решением  проблемы  щелевой  эрозии  при  пере¬
ходе  на  коррозионно-стойкие  стали.  Эрозия
разъемов  деталей  статора  иногда  наблюдается  и
в  цилиндрах  перегретого  пара  турбин  ТЭС,  что,
по-видимому,  связано  с  режимами  пуска  и
промывок.  Щелевая  эрозия  наблюдается  и  на
штоках  и  втулках  регулирующих  клапанов,  где
зазоры  между  ними  очень  маленькие.
 Гидроабразивная  эрозия.  Особенно  сильно
изнашиваются  детали,  изготовленные  из  серо¬
го  чугуна,  что  объясняется  его  структурой:
большая  часть  углерода  находится  в  виде  гра¬
фита,  который  легко  выбивается  и  вымывается
капельной  и  пленочной  влагой.  Поскольку  в
первых  турбинах  для  АЭС  диафрагмы  ступе¬
ней  ЦНД  изготовлялись  из  чугуна,  наблюдал¬
ся  износ  торцовых  корневых  поверхностей
межлопаточных  каналов  вблизи  вогнутых  сте¬
нок  направляющих  лопаток.  Повреждения
имели  вид  канавок,  ширина  и  глубина  кото¬
рых  составляли  1...2  мм.  Износ  наблюдался  и
на  чугунных  диафрагмах  ЦНД,  впоследствии
замененных  на  стальные.
 Сильный  износ  наблюдается  в  выходных
патрубках  ЦВД,  в  коленах  трубопроводов  тур¬
бин  АЭС,  где  при  резком  изменении  направ¬
ления  потока  вследствие  возрастания  инерци¬
онных  сил  возникает  повышенная  концентра¬
ция  пристенной  влаги.
 Кавитационное  изнашивание.  При  смыка¬
нии  паровых  пузырьков  и  каверн  возникает
акустический  импульс  (гидравлический  удар)
и  локальное  давление  возрастает  настолько,
 что  разрушаются  даже  тщательно  обработан¬
ные  поверхности  материалов,  обладающие
наивысшей  твердостью.  Сильное  влияние  на
кавитационный  износ  оказывает  шерохова¬
тость  поверхности,  поскольку  ее  неровности
до  известной  степени  могут  служить  местом
возникновения  локального  резкого  расшире¬
ния  потока.  Так,  при  увеличении  высоты  не¬
ровностей  от  5  до  30  мкм  износ  увеличивается
примерно  в  10  раз,  однако  дальнейшее  увели¬
чение  неровностей  не  вызывает  роста  износа.
 Часто  сравнительную  эрозионную  стой¬
кость  различных  металлов  определяют  с  помо¬
щью  магнитострикционного  вибратора,  где
создаются  условия  кавитационного  воздейст¬
вия  на  поверхность.  Испытания  стали  1X13  на
эрозионной  машине  при  окружной  скорости
440  м/с  показали,  что  скорость  каплеударной
эрозии  в  3  раза  выше,  чем  кавитационной.
Следует  отметить,  что  с  изменением  скорости
соударения  влаги  с  лопатками  сравнительные
характеристики  эрозионной  стойкости  разных
металлов  изменяются.
 Коррозионнные  повреждения  элементов  па¬
ровых  турбин.  Эрозионно-коррозионный  из¬
нос  (ЭКИ)  элементов  ПТУ,  омываемых  водой
и  влажным  паром,  имеет  локальный  характер
и  является  сложным  многофакторным  процес¬
сом,  определяемым  родом  материала,  скоро¬
стью  и  дисперсностью  рабочей  среды,  ее  кор¬
розионными  свойствами,  зависящими  от  вод¬
но-химического  режима  турбоустановки,  гео¬
метрией  и  качеством  поверхности  канала,  в
котором  она  движется.  Как  правило,  сначала  в
результате  эрозии  под  действием  движущихся
капель  влаги  уничтожается  защитная  оксидная
пленка  на  поверхности  металла,  после  чего  ак¬
тивизируется  коррозионный  процесс.  Следует
отметить,  что  ЭКИ  может  сопровождаться  и
чисто  механическими  воздействиями  на  ме¬
талл,  как  это  имеет  место,  например,  на  кон¬
тактных  поверхностях  соприкасающихся  друг
с  другом  бандажей  титановых  рабочих  лопаток
последних  ступеней  ЦНД  (фреттинг-корро-
зия)  или  на  сильно  нагруженных  дисках  (кор¬
розия  под  напряжением).
 Тип  коррозионных  повреждений  металла
зависит  от  состава  примесей  в  паре.  При  вы¬
соком  солесодержании  охлаждающей  воды  и
значительной  доле  в  ней  хлоридов  коррозия
имеет  питтинговый  характер.  Большое  значе¬
ние  в  развитии  такой  коррозии  имеют  продол¬
жительные  остановы  оборудования  без  надле¬
жащей  консервации.  Усилению  коррозии  мо¬

ОСОБЕННОСТИ  ВЛАЖНО-ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 283
 жет  способствовать  накопление  на  роторе  в
процессе  эксплуатации  электрического  потен¬
циала.  Так,  специально  организованная  пода¬
ча  на  ротор  отрицательного  потенциала  (ка¬
тодная  защита)  замедляет  эрозионный  износ.
 В  воде  чаще  всего  находится  ряд  кислот
(угольная,  уксусная,  серная  и  др.),  которые  и  вы¬
зывают  коррозию.  Агрессивность  водяной  плен¬
ки,  движущейся  по  поверхности  металла,  и  водя¬
ных  капель,  увлекаемых  потоком,  зависит  от  ско¬
рости,  степени  турбулизации  и,  прежде  всего,  от
химического  состава.  Для  каждого  материала  и
температуры  существует  критическая  скорость
пленки,  ниже  которой  эрозионно-коррозионный
износ  идет  с  очень  малой  скоростью.
 Скорость  изнашивания  зависит  от  химиче¬
ского  состава  стали  (наличия  в  нем  хрома
уменьшает  износ),  температуры,  скорости  пото¬
ка,  содержания  кислорода  в  воде  и  величины
pH.  Для  нелегированных  сталей  она  наиболь¬
шая  при  температуре  100...230  °С,  для  сталей  с
2,5%-ным  содержанием  хрома  она  меньше  в
4  раза,  а  при  содержании  12...  13%  Сг  износ  от¬
сутствует.  Еще  большей  коррозионной  стойко¬
стью  обладают  хромоникелевые  коррозион-
но-стойкие  стали  12Х18Н10Т  и  12Х18Н9Т.  Ско¬
рость  изнашивания  линейно  врзрастает  с  увели¬
чением  скорости  воды,  причем  больше  —  у  уг¬
леродистых  и  меньше  —  у  хромосодержащих
сталей,  с  увеличением  pH  она  несколько  умень¬
шается  и  существенно  снижается  при  pH  >  9,2
независимо  от  содержания  кислорода.  При
больших  скоростях  движения  пленки  и  взве¬
шенной  влаги,  которые  характерны  для  влаж-
но-паровых  турбин,  повреждения  происходят  в
местах  поворота  потока  (проточная  часть,  меж-
лопаточные  каналы  решеток,  выпускные  пат¬
рубки  и  трубопроводы)  и  повышенной  турбу¬
лентности  (лабиринтные  уплотнения  и  др.).
 Оксиды  железа,  удаляемые  с  поверхности
металла  в  результате  эрозии,  увлекаются  паро¬
вым  потоком  и  являются  причиной  гидроабра¬
зивного  износа  элементов  турбинного  оборудо¬
вания.  Следует  отметить,  что  содержание  хрома
в  стали  снижает  количество  металла,  переходя¬
щего  в  поток.  Хром  и  другие  пассивирующие
металлы  образуют  на  поверхности  сталей  очень
тонкий  слой  (порядка  20...30  10-6  мм)  тугоплав¬
ких  и  плотных  оксидов,  прочно  связанных  с
зернами  стали  и  защищающих  их  от  окисления.
Существенно  при  этом,  что  коэффициенты  ли¬
нейного  температурного  расширения  пленки  и
основного  металла  практически  одинаковые,
что  обеспечивает  сохранность  пленки.  Коррози¬
 онная  стойкость  хромистых  сталей  зависит  от
состояния  поверхности  металла:  следов  окали¬
ны,  глубоких  царапин,  рисок,  которые  могут
привести  к  появлению  местных  коррозионных
повреждений.  Полировка  резко  повышает  стой¬
кость  хромистых  и  хромоникелевых  сталей,  при
этом  абразивы  и  паста  не  должны  содержать  же¬
леза,  так  как  мельчайшие  частицы  его  пристают
к  полируемой  поверхности  и  коррозируют,  об¬
разуя  очаги  коррозии.  Однако  при  механиче¬
ском  повреждении  пассивная  пленка  самопро¬
извольно  восстанавливается.
 Весьма  действенным  путем  уменьшения
эрозионно-коррозионных  процессов  являются
соблюдение  жесткого  водно-химического  режи¬
ма  и  регламентированного  водородного  показа¬
теля  pH.  Так,  для  конденсата  турбин  АЭС  зна¬
чение  pH  =  6,8...7,2.  Эффективно  также  сниже¬
ние  количество  влаги  в  потоке,  что  обеспечива¬
ется  целым  рядом  конструктивных  решений.
 Пассивные  способы  защиты  от  эрозии.  Эти
способы  защиты  направлены  на  уменьшение
последствий  путем  повышения  эрозионной
стойкости  рабочих  лопаток  и  других  деталей.
Они  используются  в  области  наибольших  кап-
леударных  нагрузок,  в  частности,  на  входных
участках  периферийных  сечений  рабочих  ло¬
паток  последних  и  предпоследних  ступеней
ЦНД.  Их  можно  разделить  на  два  класса:  по¬
вышающие  антиэрозионные  свойства  лопаток
за  счет  упрочнения  их  металла  или  защиты  по¬
верхности  более  стойкими  покрытиями  и  на¬
кладками  и  смягчающие  ударное  воздействие
капель  путем  придания  поверхности  лопатки
соответствующей  формы.
 Применение  защитных  элементов  из  эрози-
онно  стойких  материалов.  Напайка  твер¬
дых  сплавов.  Первоначально  напайки  изго¬
товляли  из  твердой  закаленной  стали.  В  на¬
стоящее  время  применяют  стеллиты  —  сплавы
на  кобальтовой  основе  толщиной  до  3  мм.
При  скоростях  соударения  400...500  м/с  эрози¬
онная  стойкость  стеллита  ВК-3  в  4-8  раз  вы¬
ше,  чем  стали  1X13.  Многие  отечественные  и
зарубежные  фирмы  стеллитовые  пластинки
припаивают  или  приваривают  на  входную
часть  лопаток  (рис.  2.5.5).
 Электроискровое  упрочнение  сплавами
Т5К10,  Т15К6.  Толщина  упрочняющего  слоя
при  этом  может  достигать  0,4  мм.  Результаты
эксперимента  на  образцах,  упрочненных  плаз¬
менной  металлизацией  с  последующим  оплав¬
лением  слоя  микроплазмой,  показали,  что
эрозионная  стойкость  сплава  Т15К6  при  ско-

284
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Рис.  2.5.5.  Лопатка  со  стеллитовыми
накладками  различных  форм
 ростях  соударения  500  м/с  в  1,5-2  раза  выше,
чем  у  стеллита.  При  этом  поверхность  лопатки
становится  шероховатой  (чешуйчатой),  что  са¬
мо  по  себе  усиливает  защитные  свойства  за
счет  удержания  на  лопатке  водяной  пленки.
Кроме  того,  разрушение  этих  сплавов  проис¬
ходит  без  образования  развитого  эрозионного
рельефа,  как  у  стеллита.  Такой  способ  упроч¬
нения  используется  на  рабочих  лопатках  по¬
следних  ступеней  турбин  АЭС  (1/2  высоты  за¬
щищена  сплавом  Т15К6).
 Противоэрозионное  профилирование  рабочих
лопаток.  При  наличии  на  поверхности  водяной
пленки,  толщина  которой  соизмерима  с  разме¬
ром  капли,  нагрузка  на  стенку  лопатки  сущест¬
венно  уменьшается:  энергия  капли  расходуется
на  деформацию  пленки  (расходящиеся  по  по¬
верхности  пленки  волны)  и  выбивание  из
пленки  жидкости,  масса  которой  часто  превы¬
шает  массу  падающей  капли.  Для  удержания
пленки  на  поверхности  рабочих  лопаток  ис¬
пользуют  разные  приемы.  Так,  выполняют  ра¬
диальные  канавки  на  выпуклой  стороне  вход¬
ной  части  лопаток,  куда  попадает  большая
часть  капель  (рис.  2.5.6).  Испытания  одной  из
турбин  в  течение  15  тыс.  ч  работы  показали,
что  эрозионная  стойкость  неупрочненной  ло¬
патки  с  канавками  оказалась  в  4  раза  выше,
чем  лопатки  с  хромовым  покрытием.
 Ряд  фирм  выполняют  входную  часть
спинки  рабочей  лопатки  последних  ступеней  с
повышенной  шероховатостью  в  виде  канавок  и
гребней,  лежащих  на  цилиндрах,  коаксиальных
оси  вращения.  Имеются  предложения  по  соз¬
данию  шероховатости  на  входной  кромке  лопа¬
ток  из  композитных  материалов.  Лопатку  на¬
сыщают  полимерной  смолой,  наносят  на  се¬
точный  материал  противоэрозионное  покрытие
 Рис.  2.5.6.  Рабочая  лопатка  с  радиальной
канавкой
 и  вплавляют  его  в  лопатку.  При  этом  смола  по¬
падает  из  лопатки  в  сетку  и  скрепляет  ее  с  ло¬
паткой,  а  на  поверхности  образуются  регуляр¬
ные  лунки,  повышающие  ее  шероховатость.
 Рабочие  лопатки  влажно-паровых  ступе¬
ней  фирмы  Тошиба  имеют  на  периферийной
торцовой  части  цилиндрические  противоэро-
зионные  выступы  7,  выполненные  как  одно
целое  с  телом  лопатки  (рис.  2.5.7).
 На  рабочих  лопатках  иногда  наблюдается
эрозионный  износ  периферийных  торцовых  по¬
верхностей  с  выпуклой  стороны,  поэтому  тор¬
цовую  поверхность  делают  наклонной  от  выпук¬
лой  стороны  лопатки  к  вогнутой,  что  уменьшает
угол  и  скорость  соударения  влаги  с  лопаткой.
 Упрочнение  поверхностей.  Это  достигается
специальной  обработкой  лопаток,  повышаю-
 Рис.  2.5.7.  Стальная  рабочая  лопатка  послед¬
ней  ступени  паровой  турбины  фирмы  Тошиба
(длина  918  мм)

ОСОБЕННОСТИ  ВЛАЖНО-ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 285
 щей  эрозионную  стойкость  поверхностного
слоя  металла.  Наибольшее  распространение
получили  термические  способы  упрочнения  и,
в  первую  очередь,  закалка  ТВЧ.  При  этом  тол¬
щина  упрочненного  слоя  составляет  1...2  мм.
Хотя  относительная  эрозионная  стойкость  та¬
кого  упрочнения  примерно  на  20%  ниже,  чем
в  случае  электроискрового  упрочнения  спла¬
вом  Т15К6,  бблыпая  толщина  закаленного
слоя  обеспечивает  больший  эрозионный  ре¬
сурс  лопаток.  Этот  способ  можно  применять
для  лопаток  турбин  АЭС.
 Упрочнение  поверхности  спинки  лопа¬
ток,  прилегающей  к  защитным  накладкам,
достигается  газопламенным  секционным  на¬
пылением  эрозионно  стойкого  покрытия  тол¬
щиной  0,5  —0,7  мм  с  последующим  его  оплав¬
лением  и  термообработкой  лопатки.
 Азотирование  применяют  для  сопловых
сегментов.  Некоторые  фирмы  защитные  покры¬
тия  наносят  взрывным  способом.  В  качестве  ма¬
териалов  покрытий  используют  карбиды  вольф¬
рама  и  хрома,  которые  не  ухудшают  усталостной
прочности  лопаток.  Весьма  эффективным  явля¬
ется  нанесение  на  12%-ную  хромовую  сталь  и
титановые  сплавы  покрытий  высокоскоростным
кислородно-топливным  распылением  (ВКТР)  с
последующей  обработкой  лазером.
 Для  повышения  эрозионной  стойкости  ло¬
паток,  изготовленных  из  титановых  сплавов  ТС-5
и  ВТ-6,  применяют  ионную  имплантацию  нитри¬
дом  титана  TiN.  При  этом  на  поверхности  образу¬
ется  равномерный  плотный  высоко-адгезионный
слой  толщиной  7...  10  мкм,  а  на  глубине  до
 90...  100  мкм  возникают  дислокационные  образо¬
вания,  чем  обеспечивается  повышение  плотности.
Имплантация  осуществляется  на  входных  кромках
периферийной  части  и  на  выходных  кромках  кор¬
невой  области  рабочих  лопаток.  Испытания  на
эрозионном  стенде  при  скорости  соударения  с  ка¬
плями  300  м/с  (диаметр  капель  порядка  800  мкм)
показали,  что  имплантация  повышает  эрозион¬
ную  стойкость  образцов  в  1,5—2  раза.
 Рассматриваются  возможности  нанесения
на  рабочие  лопатки  гидрофильных  покрытий,
способствующих  удержанию  влаги  на  поверх¬
ности,  а  на  направляющие  лопатки  —  гидро¬
фобных  покрытий,  уменьшающих  смачивае¬
мость  поверхности.  В  этом  случае  наблюдается
движение  отдельных  частиц  влаги  по  лопатке.
Размер  этих  частиц,  близких  по  форме  к  шару,
обычно  соизмерим  с  толщиной  пограничного
слоя,  в  котором  скорость  потока  увеличивается
от  поверхности  к  внешней  границе  слоя,  по¬
 этому  частицы  получают  вращательное  движе¬
ние,  и  под  действием  силы  Магнуса  оттесняют¬
ся  от  поверхности.  При  сбрасывании  в  основ¬
ной  поток  они  дробятся  и  сильно  ускоряются
им,  благодаря  чему  резко  снижается  скорость
соударения  с  рабочими  лопатками.
 Применение  поверхностно-активных  ве¬
ществ  (ПАВ).  Размеры  первичных  и  вторичных
капель  существенно  зависят  от  коэффициента
поверхностного  натяжения  воды,  поскольку
они  определяются  соотношением  сил  поверх¬
ностного  натяжения  капли  и  аэродинамиче¬
ских  сил,  действующих  на  каплю  со  стороны
потока  и  стремящихся  разрушить  ее.  Уменьше¬
ние  размеров  капель  может  быть  достигнуто
вводом  в  паровой  поток  ПАВ,  снижающих  по¬
верхностное  натяжение  воды.  Положительный
эффект  применения  ПАВ  получен  в  МЭИ  и
ЦКТИ,  использовавших  для  этой  цели  октаде-
циламин  (ОДА).  Испытания  показали,  что  при
вводе  ОДА  размеры  капель  уменьшаются  на
 12...  15%.  Одновременно  при  этом  ухудшается
сепарация  влаги,  но  эрозия  лопаток  снижается.
Вместе  с  тем  введение  ОДА  уменьшает  потери
от  влажности  и  повышает  КПД  турбины.  Одна¬
ко  использование  ОДА  не  получило  распро¬
странения  ввиду  таких  отрицательных  эффек¬
тов,  как  гидрофобизация  поверхностей  тепло¬
обмена  всего  тракта  ПТУ,  снижающая  интен¬
сивность  теплообмена,  отслаивание  оксидных
пленок,  забивание  импульсных  трубок  прибо¬
ров  контроля  и  защиты  и  др.
 Активные  методы  защиты  от  эрозии.  Ак¬
тивные  методы  противоэрозионной  защиты
сводятся  к  уменьшению  количества  эрозионно
опасной  влаги  в  проточной  части  (особенно
перед  последними  ступенями)  и  снижению  ка¬
плеударного  нагружения.  Уменьшение  коли¬
чества  эрозионно  опасной  влаги  на  этапе  ее
образования  достигается  введением  промпе¬
регрева  пара,  рациональным  распределением
теплоперепадов  по  ступеням,  использованием
специально  спроектированной  ступени  высо¬
кодисперсной  влаги  (процессной  влаги)  и  эк¬
ранированием  поверхностей,  на  которых  кон¬
денсируется  внепроцессная  влага.
 Вторичный  перегрев  пара  смещает  вниз
по  потоку  границу  перехода  в  область  влажно¬
го  пара.  Это  уменьшает  число  ступеней,  рабо¬
тающих  во  влажном  паре,  а  следовательно,  ко¬
личество  влаги,  в  том  числе  и  эрозионно  опас¬
ной,  а  также  потери  от  влажности,  что  повы¬
шает  КПД  турбины  и  всего  цикла.  Так,  введе¬
ние  вторичного  перегрева  для  турбин  с  на-

286
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Рис.  2.5.8.  Изменение  расхода  влаги  в  пленке  W
на  выходных  кромках  направляющих  лопаток  и
последней  ступени  турбины  от  температуры  Т.
 1  —  традиционная  проточная  часть;
 2 	—  со  ступенью  высокодисперсной  влаги
 чальным  и  конечным  давлением  24  и
0,005  МПа  уменьшает  конечную  влажность  от
20  до  9,5%  и  снижает  потери  от  влажности  на
 10...  12%.  Количество  эрозионно  опасной  влаги
при  этом  уменьшается  в  большей  степени,  по¬
скольку  существенно  сокращается  число  сту¬
пеней,  работающих  в  области  влажного  пара.
 В  специальной  ступени  (ступени  высоко¬
дисперсной  влаги)  расширение  пара  до  фронта
спонтанной  конденсации  осуществляется  в
пределах  ее  направляющего  аппарата.  Спектр
размеров  капель  за  фронтом  спонтанной  кон¬
денсации  в  этой  ступени  практически  не  со¬
держит  крупных  первичных  капель  микрон¬
ных  размеров,  а  модальный  размер  основной
массы  капель  в  7-8  раз  меньше,  чем  в  тради¬
ционной  проточной  части.  Это  приводит  к
уменьшению  эрозионно  опасной  влаги  перед
рабочими  лопатками  последней  ступени,  по
сравнению  с  традиционным  исполнением
проточной  части  (рис.  2.5.8).
 Устранить  возникновение  внепроцессной
влаги  или  существенно  уменьшить  ее  количест¬
во  можно  путем  выравнивания  температур  по
обе  стороны  поверхностей,  на  которых  она
конденсируется.  Это  достигается  установкой
соответствующих  экранов.  Уменьшение  вто¬
ричной  влаги  обеспечивается  также  ее  сепара¬
цией  и  отводом  на  различных  участках  тракта
(внешние,  выносные  сепараторы)  и  в  проточ¬
ной  части  (влагоулавливающие  козырьки  на
диафрагмах,  влагоотсосные  щели  на  перифе¬
рийном  обводе,  внутриканальная  сепарация,
испарительное  влагоудаление,  ступени-сепара¬
торы  и  др.).  Периферийные  устройства  влаго-
удаления  из  проточной  части  обеспечивают  в
основном  отвод  влаги  из  весьма  узкой  области,
 прилегающей  к  периферийным  поверхностям.
Внутриканальная  сепарация  через  влагоотводя¬
щие  щели  на  направляющих  лопатках  более
эффективна,  поскольку  осуществляется  на  зна¬
чительной  по  высоте  лопатки  области.  Весьма
эффективной  является  также  сепарация  над  ра¬
бочими  лопатками,  имеющими  радиальные  ка¬
навки  на  входной  кромке.  Испарительное  вла¬
гоудаление,  организуемое  за  счет  парового  по¬
догрева  полых  (или  имеющих  специальные  по¬
лости)  направляющих  лопаток  обладает  высо¬
кой  эффективностью  и  устраняет  конденсацию
на  поверхности  лопатки,  имеющую  место  при
внутриканальной  сепарации.
 Для  снижения  эрозионного  износа  вы¬
ходных  кромок  используют  влагосборные  ко¬
зырьки,  отводящие  влагу  с  внутреннего  конуса
выходного  патрубка,  а  также  рационально
спроектированные  сбросные  и  охлаждающие
устройства,  обеспечивающие  более  тонкое
распыливание  и  не  допускающие  попадания
влаги  на  рабочие  лопатки.
 Снижение  скорости  соударения  капли  с
лопаткой  достигается  увеличением  скорости  па¬
рового  потока  за  направляющими  лопатками
(увеличением  теплоперепада  на  ступень  и/или
уменьшением  степени  реактивности),  увеличе¬
нием  длины  участка  разгона  капель  (увеличени¬
ем  межвенечного  осевого  зазора,  более  ранним
сбросом  пленки  с  направляющих  лопаток),
уменьшением  размеров  капель  при  использова¬
нии  ПАВ.  Так,  эрозия  лопаток  в  ступени  Баума¬
на,  срабатывающей  двойной  теплоперепад,
меньше,  чем  в  последней,  хотя  окружные  скоро¬
сти  и  конечная  влажность  в  них  одинаковые.
 Рис.  2.5.9.  Организация  раннего  сброса  влаги
с  направляющих  лопаток

ОСОБЕННОСТИ  ВЛАЖНО-ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 287
 Рис.  2.5.10.  Диафрагмы  ЧНД  с  внутриканальной  сепарацией
 Более  ранний  сброс  влаги  с  направляю¬
щих  лопаток  может  быть  обеспечен  осуществ¬
лением  небольшого  уступа  1  на  поверхности
лопатки  и/или  прорези  в  выходной  части  на
периферии  (рис.  2.5.9).
 Существенно  снижение  скорости  соуда¬
рения  может  быть  достигнуто  при  переходе  к
тихоходным  турбинам,  поскольку  окружные
скорости  рабочих  лопаток  при  этом  уменьша¬
ются  приблизительно  в  1,5  раза.
 Внутриканалъная  сепарация.  Внугриканальная
сепарации  осуществляется  с  помощью  щелей  или
системы  отверстий  в  направляющих  лопатках,  отво¬
дящих  текущую  по  ним  влагу  во  внутреннюю  по¬
лость  лопаток.  В  этом  случае  лопатки  либо  выпол¬
няют  полыми,  либо  в  них  организуют  специальные
полости.  Затем  отсепарированная  влага  эвакуирует¬
ся  в  выпускной  патрубок,  минуя  рабочие  лопатки.
Как  правило,  кдагоотборные  щели  выполняют  в  од¬
ной  или  двух  последних  ступенях  в  верхней  части
лопаток,  захватывая  приблизительно  1/3  ее  высоты
(рис.  2.5.10).  Различные  фирмы  по-разному  распо¬
лагают  влогоотборные  щели.  Наибольший  эффект
достигается  при  расположении  влагоотборных  ще¬
лей  на  выпуклой  поверхности  лопаток.
 Внутриканальное  влагоудаление,  осуще¬
ствленное  ХТГЗ  на  направляющих  лопатках
последней  ступени  через  щель,  на  выпуклой
стороне  полых  лопаток  на  верхней  1/3  их  вы¬
соты,  обеспечивает  сепарацию  влаги  до  8%
диаграммной  влажности,  что  составляет  около
2/3  эрозионно  опасной  влаги.
 На  рис.  2.5.11  представлены  результаты
исследований  по  определению  коэффициен¬
тов  сепарации  через  влагоотборные  щели  на
направляющих  лопатках  диафрагм.  Исследо¬
вания  отсоса  влаги  через  выходную  кромку  на¬
правляющих  лопаток  показали  высокую  эф¬
фективность  такого  влагоудаления.  Следует
отметить,  что  осуществляемый  при  внутрика-
 Рис.  2.5.11.  Экспериментальные  зависимости  ко¬
эффициента  влагоудаления  г|)  от  степени  влаж¬
ности  на  входе  в  ступень:
 1  —  опыты  ОАО  «НПО  ЦКТИ»  на  трехступен¬
чатой  модели;  2  —  натурный  эксперимент
ОАО  «ЛМЗ»;  3  —  опыты  ЛПИ  на  двухступенча¬
той  модели; 	на  входной  кромке  (на
 спинке); 	на  вогнутой  поверхности;
 	суммарного
 нальнои  сепарации  отсос  пара  из  полых  лопа¬
ток  приводит  к  их  захолаживанию,  что  вызы¬
вает  дополнительную  конденсацию  пара  на
поверхности  лопаток.
 Периферийное  влагоудаление.  Поскольку
наибольшая  концентрация  влаги  имеет  место
в  периферийной  области  потока,  наибольшее
распространение  получили  сепарационные  пе¬
риферийные  устройства  различных  конструк¬
ций  для  улавливания  и  отвода  влаги  перед,  ме¬
жду  и  за  решетками  лопаток  (рис.  2.5.12).  Их
применяют  при  небольшой  окружной  скоро¬
сти  рабочих  лопаток  (порядка  400  м/с)  и  сла¬
бом  радиальном  раскрытии  проточной  части.

288
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Рис.  2.5.12.  Сепарационные  периферийные  устройства  различных  фирм:
 а-в  —  Вестингауз;  г  —  Сименс  Шуккерт;  д—ж  —  Броун  Бовери;  з  —  НЗЛ;  и  —  Юнгсгрем;  к  —  КТЗ
 л-н  -  ХТЗ;  о  —  AEI
 Рис.  2.5.13.  Влияние  формы  влагоулавливающего  устройства  за  рабочим  колесом  на  коэффициент
 влагоудаления  гр:
 /  —  направляющая  лопатка;  2  —  рабочая  лопатка;  3  —  вход  в  сбросной  клапан;  модуль  I  с  умень¬
шенной  высотой  h
 Данные  о  коэффициентах  влагоулавливания 	влаги  приведены  на  рис.  2.5.13.  Исследования
 (сепарации)  \|/  крупной,  эрозионно  опасной 	сепарационных  характеристик  показали:

ОСОБЕННОСТИ  ВЛАЖНО-ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 289
 при  окружных  скоростях  лопаток  более
 300...400  м/с  коэффициент  сепарации  \|/  <
<5...8%;
 влагоудаление  в  щель  увеличивается  при
плавных,  без  уступов  поверхностях  входных
участков;
 эффективность  влагоудаления  повышает¬
ся  при  наличии  отсоса  парокапельной  среды
из  влагоулавливающей  камеры.
 Для  увеличения  эффективности  влагоуда¬
ления  в  периферийной  области  направляющих
лопаток  устанавливают  козырьки,  отсекающие
пристенный  пароводяной  поток  и  сбрасываю¬
щие  его  над  рабочими  лопатками.  Поверхность
периферийных  козырьков  над  рабочими  лопат¬
ками  может  быть  выполнена  желобчатой,  что
повысит  коэффициент  сепарации.  Следует  от¬
метить  конструкцию  диафрагмы-сепаратора
фирмы  AEI.  За  обычной  направляющей  лопат¬
кой  располагается  участок  большой  осевой
протяженности,  в  конце  которого  имеется  вла¬
гоотводящий  канал.  Перед  рабочей  лопаткой
устанавливается  еще  одна  решетка  направляю¬
щих  лопаток.  Из  сборной  камеры  влага  и  пар
отводятся  в  подогреватель.  По  данным  фирмы
такое  устройство  обеспечивает  уменьшение
степени  влажности  от  10,5  до  2,5%.
 Установка  за  рабочим  колесом  кольцевой
лопатки  7,  отсекающей  периферийную  часть
потока  повышенной  влажности,  улучшает  от¬
вод  влаги  в  отбор  (рис.  2.5.14).
 Развитая  система  сепарации  пристенной
влаги  в  диафрагме  последней  ступени  ЦНД
разработана  ЛМЗ  (рис.  2.5.15).  Щели  на  выпук¬
лой  и  внутренней  поверхностях  и  у  выходной
кромки  каждой  направляющей  лопатки  охва¬
тывают  приблизительно  50...60%  обвода  про¬
филя.  Сброс  пароводяной  смеси  /  осуществля-
 Рис.  2.5.14.  Кольцевая  лопатка  за  рабочим
колесом
 Рис.  2.5.15.  Система  влагоудаления  в  последней
ступени  ЦНД:
 1  —  рабочая  лопатка;  2  —  направляющая  ло¬
патка;  3  —  утолщение  лопатки;  /—  отсос  влаги
 ется  в  выпускной  патрубок.  На  коническом  об¬
воде  имеется  кольцевая  щель  перед  надбандаж-
ным  козырьком.  Такая  система  обеспечивает
полную  сепарацию  периферийной  влаги.
 Фирма  Сименс  разработала  систему  сепа¬
рации  на  периферийном  обводе.  На  кониче¬
ской  и  цилиндрической  частях  диафрагмы  пе¬
ред  входом  на  рабочие  лопатки  выполняется
кольцевая  щель,  отсекающая  пристенный  па¬
рокапельный  слой,  увеличивающаяся  от  входа.
Влага  из  щели  отводится  через  множество  ра¬
диальных  отверстий  в  диафрагме,  а  не  остав¬
шаяся  сбрасывается  над  рабочими  лопатками.
По  предложению  ЦКТИ  щели  на  периферий¬
ном  обводе  диафрагм  последних  ступеней  рас¬
положены  за  выходными  кромками  лопаток  в
области  косого  среза  решетки  и  ориентирова¬
ны  поперек  основного  потока.  Такая  система
используется  фирмой  Дженерал  Электрик  в
диафрагме  последней  ступени,  однако  щели
расположены  в  осевом  направлении.
 Подача  греющего  пара  во  внутренние  по¬
лости  лопаток.  Более  перспективным  по  срав¬
нению  с  внутриканальной  сепарацией  являет¬
ся  испарение  влаги,  попадающей  на  поверх¬
ность  направляющих  лопаток  —  испаритель¬
ное  влагоудаление.  При  таком  способе  отсут¬
ствует  главный  недостаток  внутриканальной
сепарации  —  внепроцессная  конденсация  пара
на  охлажденной  поверхности  лопаток.  Кроме
того,  при  испарительном  влагоудалении  отсут¬
ствуют  утечки  пара  из  сепарационной  камеры,
а  количество  греющего  пара  может  быть  весь¬
ма  малым,  если  в  процессе  теплообмена  обес¬
печивать  его  конденсацию.  В  частности,  фир¬
ма  Сименс  KWU  использует  подогрев  направ¬
ляющих  лопаток  горячим  паром  из  предыду¬
щих  ступеней.

290
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Рис.  2.5.16.  Модернизированная  диафрагма
последней  ступени  с  пустотелыми  лопатками:
 а  —  схема  реконструкции  диафрагмы;  б  —  схе¬
ма  подвода  греющего  пара  и  отвода  конденсата
 Аналогичная  система  обогрева  осуществле¬
на  путем  модернизации  диафрагмы  последней
ступени  с  полыми  направляющими  лопатками
(рис.  2.5.16).  Она  испытана  на  турбине  300  МВт
Ставропольской  ГРЭС.  За  межремонтный  пери¬
од  (4  года)  эрозия  на  периферии  рабочих  лопа¬
ток  снизилась  на  60%,  а  в  сечении  проволоки  —
на  25%.  Опытная  проверка,  проведенная  в  МЭИ
на  экспериментальной  модельной  турбине,  по¬
казала,  что  при  начальной  влажности  до  8%  ис¬
парение  пленки  обеспечило  повышение  КПД
ступени  на  2...3%  и  существенное  снижение
числа  крупных  эрозионно  опасных  капель.
 Из  имеющихся  предложений  по  различ¬
ным  способам  обогрева  лопаток  можно  отме¬
тить  следующие:  для  увеличения  теплообмена
можно  разделить  внутреннюю  полость  лопат¬
ки  на  несколько  секций  и  выполнить  внутрен¬
нее  оребрение  лопаток,  что  технологически
сложно;  можно  осуществлять  выпуск  греюще¬
го  пара  из  внутренней  полости  через  щели  на
поверхностях  лопатки,  создавая  горячую  за¬
градительную  струю,  или  через  выходную
кромку,  интенсифицируя,  тем  самым,  разгон
неиспарившейся  влаги  (рис.  2.5.17),  а  также
организовывать  отсос  влаги  с  входной  части
лопаток  и  испарение  на  остальной  ее  части.
 Имеются  также  предложения  осуществ¬
лять  испарительное  влагоудаление,  используя
 Рис.  2.5.17.  Испарительно-разгонное  снижение
влажности  вдувом  пара  в  щели  выходных  кромок
лопаток  направляющего  аппарата
 другие  способы  обогрева  лопаток  (водой,  мас¬
лом,  электрическим  током).  Необходимо  от¬
метить,  что  возможно  неполное  испарение
пленки  ввиду  того,  что  пленка  распадается  на
отдельные  струйки  и  жгуты,  при  этом  сильно
нагретая  поверхность  становиться  «несмачи-
ваемой».  В  этом  случае  капли  скатываются  по
ней  со  скоростью,  значительно  превышающей
скорость  пленки.
 2.5.6. 	РЕЖИМЫ  КОНДЕНСАЦИОННОЙ
НЕСТАЦИОНАРНОСТИ  ПОТОКА
 В  ступенях  влажно-паровых  турбин,  рабо¬
тающих  в  области  начальной  конденсации,  при
определенных  условиях  возможно  самопроиз¬
вольное  возникновение  нестационарных  воз¬
мущений  потока,  которые  носят  периодиче¬
ский  характер.  Физической  причиной  возник¬
новения  конденсационной  нестационарности
(КН)  является  следующий  процесс.  При  спон¬
танной  конденсации  за  очень  малый  промежу¬
ток  времени  порядка  долей  миллисекунд  обра¬
зуется  около  3%  влаги,  и  в  поток  поступает
большое  количество  теплоты.  Вследствие  этого
в  дозвуковом  потоке  давление  уменьшается,  а
скорость  растет,  в  сверхзвуковом  потоке  наобо¬
рот  —  давление  растет,  а  скорость  падает.  Если
такое  происходит  в  той  области,  в  которой  ско¬
рость  далека  от  звуковой,  то  кратковременный
«выброс»  теплоты  передается  потоку,  скорость

ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  СПОСОБЫ  УДАЛЕНИЯ  ВЛАГИ  ИЗ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 291
 его  сначала  уменьшается,  а  затем  снова  растет,
поскольку  интенсивность  теплового  воздейст¬
вия  резко  падает.  В  этом  случае  поток  остается
стационарным,  хотя  параметры  его  на  выходе
из  канала  отличаются  от  тех,  которые  были  бы
в  случае  равновесного  расширения.
 Если  спонтанная  конденсация  развивает¬
ся  в  области  околозвуковых  скоростей  потока,
то  при  торможении  сверхзвукового  (или  уско¬
рении  дозвукового)  потока  скорость  его  может
стать  равной  скорости  звука,  и  дальше  должно
происходить  непрерывное  то  ускорение  (замед¬
ление),  то  торможение  (ускорение)  потока.  В
потоке  самопроизвольно  возникают  периоди¬
ческие  миграции  конденсационного  фронта
вдоль  потока,  что  приводит  к  периодическим
пульсациям  всех  его  параметров  (давления,
температуры,  скорости,  расхода,  степени  влаж¬
ности  и  др.),  распространяющимся  не  только
вниз,  но  и  вверх  по  потоку.  При  этом  сущест¬
венно  изменяется  частотный  спектр  потока.
Основная  частота  этих  колебаний,  как  правило,
лежит  в  диапазоне  300...2000  Гц,  хотя  в  некото¬
рых  случаях  зафиксированы  и  более  низкие
частоты  порядка  50...  100  Гц.  Амплитуда  изме¬
нения  давления  в  потоке  может  достигать
 20...30%  среднего  значения.  При  этом  возника¬
ют  дополнительные  периодические  паровые
нагрузки  на  лопатки,  вследствие  чего  динами¬
ческие  напряжения  в  них  увеличиваются.
 Кроме  того,  из-за  миграций  конденсаци¬
онного  фронта  поверхности  лопаток  (и  других
деталей)  попеременно  то  увлажняются,  то  осу¬
шаются,  что  приводит  к  резкому  увеличению
концентрации  агрессивных  веществ  на  по¬
верхности.
 Таким  образом,  возникновение  КН  в
проточной  части  интенсифицирует  как  сило¬
вую,  так  и  химическую  составляющие  процес¬
са  коррозионно-усталостных  повреждений.
 Следует  отметить,  что  с  явлением  КН  в
паровых  турбинах  столкнулись  относительно
недавно,  поскольку  только  в  турбинах  боль¬
шой  мощности  теплоперепады  на  ступенях,
работающих  в  области  начальной  конденса¬
ции,  увеличились  настолько,  что  скорости  па¬
рового  потока  в  них  стали  около-  или  даже
сверхзвуковыми.  Кроме  того,  поскольку  не¬
пременным  условием  возникновения  КН  яв¬
ляется  расположение  фронта  спонтанной  кон¬
денсации  в  области  околозвуковых  скоростей,
КН  возникает  далеко  не  во  всех  турбинах,  да¬
же  близких  по  своим  параметрам.  Учитывая,
что  КН  может  возникать  лишь  на  некоторых
 режимах  работы  турбины,  ее  последствия  про¬
являются  после  длительной  эксплуатации.
 Устранить  возможность  возникновения
конденсационной  нестационарности  можно
различными  путями  в  зависимости  от  того,  в
каких  ступенях  и  на  каких  режимах  работы
турбины  она  возникает.  Основным  условием
при  этом  является  «разведение»  местоположе¬
ний  околозвуковых  скоростей  потока  и  кон¬
денсационного  фронта.  Например,  в  турбине
К-220-44,  где  первоначально  использовалось
сопловое  регулирование,  КН  возникала  при
нагрузках  турбины,  составлявших  75...85%  но¬
минальной,  когда  из-за  увеличения  теплопере-
пада  на  ступень  спонтанная  конденсация  раз¬
вивалась  при  числах  М  ~  1,05.  Следствие  это¬
го  —  неоднократные  повреждения  сопловых
лопаток  регулирующей  ступени.  Поломки
прекратились,  когда  перешли  к  дроссельному
регулированию,  при  котором  снижение  на¬
грузки  приводит  к  снижению  теплоперепада  и
перемещению  конденсационного  фронта  во
вторую  ступень  со  скоростями  потока,  далеки¬
ми  от  звуковых,  и  КН  не  возникает.
 2.5.7. 	ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  СПОСОБЫ
УДАЛЕНИЯ  ВЛАГИ
ИЗ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 Влияние  структуры  потока  на  границы  на¬
чального  влагообразования.  Физические  процессы
во  влажно-паровых  турбинах  протекают  очень
сложно.  Происходящее  в  них  спонтанное  выпа¬
дение  зародышей  влаги,  образование  капель  и  их
рост  во  многом  схожи  с  формированием  дожде¬
вых  облаков.  Кроме  того,  просматривается  ана¬
логия  образования  «мокрых»  вихрей  (смерчей).  В
турбинах  при  известных  условиях  могут  зарож¬
даться  напитанные  влагой  вихри,  отсасывающие
со  стенок  воду  и  разрушающие  стационарные
структуры  потока  (отрывное  течение).  Хотя  масса
таких  смерчей  не  велика,  мощность  их  значи¬
тельная  из-за  высокой  скорости  движения.  При
конструировании  следует  иметь  представление  о
том,  как  могут  такие  вихри  нарушить  предпола¬
гаемую  идеализированную  структуру  потока,
особенно  в  группе  последних  ступеней  мощных
турбин.  Более  200  лет  крупнейшие  ученые  мира
изучают  образование  смерчевых  облаков  и  воз¬
никновение  в  них  «воронок».  Применительно  к
турбинам  аналогичные  по  сложности  явления
остаются  все  еще  до  конца  не  разгаданными.
 Принципиальные  трудности  возникают
вследствие  невозможности  строго  моделиро¬

292
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 вать  процессы  конденсации  и  влажно-паровые
потоки  в  турбине.  В  экспериментальных  ис¬
следованиях  на  моделях  практически  невоз¬
можно  соблюдать  даже  некоторые  главные
критерии  подобия  влажно-паровых  потоков  в
натуре  и  в  модели.  Так,  даже  при  соблюдении
критериев  подобия  по  числам  М,  Re,  St,  We  и
другим  нельзя  ожидать  подобных  капельных
потоков  в  модели  и  натуре,  так  как  нарушает¬
ся  их  геометрическое  подобие  из-за  полного
несоответствия  размеров  капель.  С  этим  свя¬
зано  рассогласование  по  времени  пробегов
двухфазной  среды,  что  влечет  за  собой  прин¬
ципиальное  различие  процессов  роста  капель,
их  разгона  и  траекторий,  а  также  образование
пленок  и  их  дробление.
 Трудности  постановки  строго  обоснован¬
ного  эксперимента  на  моделях  возрастают  вви¬
ду  сложности  газодинамического  процесса  во
влажно-паровых  ступенях,  особенно  в  ЧНД
турбин.  В  зонах  интенсивной  конденсации  мо¬
гут  происходить  скопления  влаги,  смешение
струй  различного  направления,  сильные  пуль¬
сации  в  потоке  и  даже  отрывы  его  от  стенок,
особенно  в  меридиональных  сечениях.  В  ре¬
зультате  всех  этих  явлений  формируются  круп¬
ные  вихри,  способные  сносить  значительные
массы  влаги.  Кроме  того,  эти  процессы  зависят
от  предыстории  потока,  в  частности,  от  его
турбулентности  и  характеристики  предшест¬
вующих  ступеней.  Моделирование  таких  про¬
цессов  на  малоразмерных  моделях  практически
невозможно.  Тем  не  менее  основные  принци¬
пиальные  данные  о  поведении  влажно-паровых
потоков  получают  на  основании  теоретических
исследований,  подтвержденных  сравнительны¬
ми  испытаниями  на  моделях.  Но  принципиаль¬
ные  новые  решения  по  конструированию  про¬
точных  частей  влажно-паровых  турбин  (осо¬
бенно  для  АЭС)  следует  апробировать  испыта¬
ниями  на  натурных  стендах  или  на  пригодных
и  доступных  для  этих  целей  турбинах,  находя¬
щихся  в  эксплуатации.  В  этом  смысле  глубокая
модернизация  паровых  турбин  может  весьма
способствовать  общему  прогрессу.  Представля¬
ется,  что  именно  таким  путем  должны  совер¬
шенствоваться  системы  влагоулавливания  в  па¬
ровых  турбинах.  Следует  отметить,  что  в  ЛПИ
широкие  исследования  последних  ступеней
мощных  паровых  турбин  на  крупномасштаб¬
ных  экспериментальных  установках,  а  также
ступеней  при  повышенной  плотности  пара
проводились  под  руководством  И.И.  Кирилло¬
ва  и  А.  И.  Носовицкого.
 Место  начального  выпадения  влаги.  Ранее
представлялось,  что  влага  появляется  на  ло¬
патках  лишь  в  зоне  Вильсона  (при  у0  =  4...5%
на  /5-диаграмме).  В  таком  случае  не  должны
наблюдаться  концентрация  влаги  и  эрозия  ло¬
паток  у  периферии,  что  не  соответствует  опы¬
ту  эксплуатации  турбин.  Эти  противоречия
полностью  снимаются,  если  учесть  очень
большую  неравномерность  влажно-парового
потока  в  турбине.
 В  МЭИ  теоретически  и  эксперименталь¬
но  доказана  значительная  интенсификация
процесса  конденсации  из-за  понижения  дав¬
ления  в  центральной  части  вихрей,  образую¬
щихся  в  кромочном  следе.  Это  означает,  что
место  начального  влаговыделения  заметно
сдвигается  против  течения  пара.  Образующая¬
ся  при  этом  влага  переносится  главным  обра¬
зом  в  вихрях  и  в  пограничном  слое.
 В  1972  г.  И.И  Кирилловым  была  выдвину¬
та  гипотеза  о  существенном  влиянии  на  про¬
цесс  конденсации  в  турбинах  вынужденных  ко¬
лебаний  в  потоках,  порождаемых  пересечением
рабочими  лопатками  аэродинамических  следов
за  направляющим  аппаратом.  В  СПбГПУ  экс¬
периментально  подтверждены  значительные
перемещения  зоны  конденсации  в  сопле  Лава¬
ля  под  влиянием  пульсаций  от  вращающихся
перед  входом  в  сопло  стержней.  Расчетные  и
экспериментальные  исследования  доказали,
что  в  условиях  пульсации  потока  зоны  интен¬
сивной  конденсации  (скачки  конденсации)
сильно  смещаются  против  течения.  Следова¬
тельно,  выпадение  влаги  в  турбине  может  про¬
исходить  значительно  раньше,  чем  в  стацио¬
нарном  потоке.  Прежде  всего,  зародыши  влаги
выпадают  в  области  у  концов  лопаток,  где  соз¬
даются  условия  для  формирования  мощных
вихрей,  сносящих  влагу.
 В  ядро  потока  влага  не  может  проник¬
нуть,  поскольку  спонтанно  выпадающие  кап¬
ли  малых  размеров  мгновенно  разгоняются
вихревым  потоком.  Мелкие  вихревые  структу¬
ры  являются  очагами  локального  возникнове¬
ния  спонтанной  конденсации.
 На  концентрацию  влаги  большое  влия¬
ние  оказывает  интенсивность  вихревого  тока  у
концов  лопаток,  несравненно  более  мощных,
чем  в  аэродинамических  следах.  Влияние
большой  энергии  концевых  вихрей  наблюда¬
лось  и  за  пределами  5да  =  1  (где  8za  —  отнесен¬
ное  к  хорде  расстояние  от  выходной  кромки,
измеренное  вдоль  линии  тока),  тогда  как  в
кромочных  следах  приблизительно  при  тех  же

ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  СПОСОБЫ  УДАЛЕНИЯ  ВЛАГИ  ИЗ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 293
 условиях  вихри  полностью  затухали  уже  на
расстоянии  dza  =  0,3...0,6  (в  зависимости  от
турбулентности  пограничного  слоя).  Большая
энергия  концевых  вихрей  и  значительная  дли¬
тельность  их  существования  порождают  и  ран¬
нюю  конденсацию,  охватывающую  значитель¬
ную  область  основного  потока,  в  отличие  от
локальной  конденсации  в  следах.  Сильные
вихри  возникают  и  при  наличии  уступов  в
проточной  части  как  у  корня,  так  у  перифе¬
рии.  Концевые  вихри  очень  существенно  уси¬
ливаются  по  мере  того,  как  они  становятся
«мокрыми»  и  масса  их  с  учетом  влаги  весьма
возрастает.  Рассмотренное  влияние  концевых
вихрей  распространяется  на  всю  проточную
часть  турбины,  включая  переходные  патрубки,
переходные  трубы,  примыкающие  к  ЦНД,  а
также  регулировочные  ступени  перед  ЦНД  с
поворотными  кольцами  для  организации  свое¬
образного  соплового  регулирования.  Эти  эле¬
менты  (особенно  двухъярусные  рабочие  колеса)
являются  на  некоторых  режимах  источниками
генерации  мощных  вихрей,  проникающих
вглубь  проточной  части  низкого  давления.
 Рассматривая  физические  явления  при
работе  ступени  во  влажном  паре,  прежде  всего
надо  сосредоточить  внимание  на  том,  что
двухфазная  среда  усиливает  или  даже  порож¬
дает  эффекты  от  срывных  явлений  по  сравне¬
нию  с  наблюдаемыми  в  однофазной  среде.
Главный  дополнительный  фактор  при  течении
влажного  пара  в  турбине  —  это  зоны  интен¬
сивной  конденсации,  резко  повышающие  ло¬
 кальное  давление.  При  этом  на  диффузорных
или  слабоконфузорных  участках  могут  возни¬
кать  срывные  явления.  Так,  в  опытах  СПбГПУ
на  статическом  паровом  стенде  наблюдались  в
расширяющемся  сопле,  вблизи  зоны  интен¬
сивной  конденсации  срывные  явления,  кото¬
рых  не  было  на  перегретом  паре.
 Таким  образом,  при  проектировании
проточной  части  необходимо  стремиться  к
аэродинамическому  ее  совершенствованию,
устраняя,  по  возможности,  все  первичные
вредные  импульсы:  резкие  переходы,  уступы,
сильные  диффузорные  и  прочие  эффекты,  вы¬
зывающие  предотрывное  состояние  потока.
Наиболее  опасна  периферийная  зона  в  местах
формирования  мощных  вихрей.
 Необходимы  научные  исследования  по
уточнению  структуры  капельных  потоков  во
влажно-паровых  турбинах  и  их  связи  с  местом
и  характером  процесса  конденсации  с  учетом
нестационарных  явлений.  Углубление  знаний
в  этой  области  послужит  основой  для  управле¬
ния  процессом  конденсации  и  организации
капельных  потоков  путем  распределения  пере¬
падов  энтальпий,  сепарации  и  испарения  вла¬
ги,  а  также  отсоса  концентрированных  пото¬
ков  капель.  Но  уже  сейчас  более  эффективно¬
му  снижению  отрывности  потока  и  эрозии  мо¬
гут  способствовать,  например,  конструкции  с
корневым  и  периферийным  ярусами,  беска-
мерные  влагоулавливатели.
 Корневой  ярус  (рис.  2.5.18,  а).  Он  выпол¬
нен  в  виде  разделяющего  поток  устройства  в
 Рис.  2.5.18.  Корневой  (а)  и  периферийный  (б)  ярусы  последней  ступени  мощной  паровой  турбины

294
 Глава  2.5,  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 последней  ступени  большой  веерности,  содер¬
жащего  обтекатель  с  эжектирующими  канала¬
ми,  сквозь  которые  часть  корневого  потока
подводится  к  специальному  направляющему
аппарату,  размещенному  между  обтекателем  и
телом  диафрагмы,  и  рабочими  лопатками  ме¬
жду  диском  и  полками  в  рабочем  колесе.  Вве¬
дение  разделительного  устройства  открывает
следующие  принципиально  новые  возможно¬
сти  по  сравнению  с  традиционными  методами
проектирования:
 1) 	введение  периферийного  или  корнево¬
го  яруса  значительно  расширяет  область  ус¬
тойчивости  при  работе  на  режимах  малого  от¬
носительного  объемного  расхода  —  Gv  за  счет
резкого  увеличения  отношения  d/l  основной
части  ступени.  С  этим  явлением  связано  суще¬
ственное  снижение  потерь  энергии  за  счет
уменьшения  угла  раскрытия  ограничивающих
поверхностей  основной  части  направляющего
аппарата  (НА)  и  уменьшения  периферийной
относительной  скорости  w2;
 2) 	корневой  ярус,  выполненный  с  боль¬
шим  значением  d/l',  позволяет  снизить  корне¬
вую  степень  реактивности  р'  <  0  при  соблюде¬
нии  устойчивости  потока  и,  тем  самым,  соз¬
дать  корневую  часть  лопатки  повышенной
прочности.  Вместе  с  тем  непосредственно  над
верхней  поверхностью  разделительной  полки
яруса  может  быть  выбрана  пониженная  сте¬
пень  реактивности  р'  п,  что  обеспечивает  сни¬
жение  М"2  и  соответствующее  повышение
КПД  ступени.
 Периферийный  ярус  (рис.  2.5.18,  б).  При
выполнении  с  большим  отношением  d/l"  он
обеспечивает  пониженное  значение  М"2,  уст¬
раняет  вредное  обратное  воздействие  РК  на
поток  в  направляющем  аппарате,  что  заметно
повышает  КПД  ступени  на  всех  режимах.  От¬
крывается  возможность  выполнить  простыми
техническими  средствами  весьма  эффектив¬
ную  систему  сепарации  и  влагоудаления.  Вме¬
сте  с  тем  смещение  полки  рабочего  колеса  на
расстояние  Г  от  периферии  снижает  нагрузку
от  центробежных  сил.  Наличие  верхнего  яруса
допускает  введение  специального  диффузора  у
периферии,  существенно  улучшающего  ис¬
пользование  кинетической  энергии  основного
и  периферийного  потоков.
 Ответвляемый  поток  представляет  собой
пароводяную  смесь,  поэтому  необходимы  ра¬
дикальные  меры  для  уменьшения  эрозии  ра¬
бочих  лопаток.  Должна  поддерживаться  малая
составляющая  скорости  выхода  потока  из  на¬
 правляющей  решетки,  вершина  сепарацион-
ной  камеры  должна  быть  больше  по  высоте
вершины  РК,  а  углы  а!  выхода  потока  —  пре¬
дельно  малыми.  При  угле  ocj  =  4°  получается
наибольшая  высота  периферийной  решетки,  а
следовательно,  уменьшаются  концевые  потери
энергии.
 Сепарационная  камера  служит  для  отвода
крупных  капель  и  пленки,  и  на  периферии  мо¬
жет  быть  выполнена  с  желобчатой  поверхно¬
стью  (бескамерная  конструкция).  На  выходе
из  решетки  до  осевой  линии  рабочего  колеса
имеется  вогнутая  стенка  (ограничивающая  по¬
верхность),  на  которой  образуется  пленка  и
сбрасывается  через  отверстия  в  желобках  в
конденсатор.  Разгон  капель  может  быть  увели¬
чен  посредством  сдвига  направляющей  решет¬
ки  в  направлении,  обратном  направлению  по¬
тока  от  выходных  сечений  сопловых  лопаток
направляющего  аппарата,  через  который  про¬
текает  основной  поток.
 Применение  желобчатой  ограничивающей
поверхности  (бескамерное  влагоулавливание),
увеличение  межвенцового  зазора  и  пути  пробе¬
га  капель  в  зазоре  между  НА  и  РК,  несомнен¬
но,  резко  снизит  эрозию  рабочих  лопаток.
 Бескамерное  влагоулавливание.  Влагоулав¬
ливающие  камеры  обычно  нарушают  аэроди¬
намическое  совершенство  проточной  части,
заметно  повышают  аэродинамические  потери
энергии  и  усложняют  конструкцию  турбины.
Поэтому  целесообразно  в  периферийной  зоне
заменить  камеры  поверхностями,  надежно
удерживающими  попавшую  на  них  влагу.  Та¬
ким  требованиям  удовлетворяют  желобчатые
поверхности  даже  при  косом  обтекании  же¬
лобков  при  углах  атаки  до  30°  (рис.  2.5.19).
 Исследования  влагоудерживающей  спо¬
собности  желобков  проводились  на  крупной
модели  на  двухвальном  паровом  стенде.  Над  РК
ограничивающая  поверхность  была  изготовлена
в  двух  вариантах:  1)  гладкой  цилиндрической  с
высверленными  отверстиями  для  сброса  влаги  в
контрольную  камеру;  2)  желобчатой  с  таким  же
количеством  и  размером  отверстий.  В  обоих  ва¬
риантах  измерялось  количество  влаги,  прони¬
кавшей  через  отверстия  в  контрольную  камеру.
Перепад  давлений  в  отверстиях  создавался  в  ос¬
новном  вращением  колеса,  а  давление  в  кон¬
трольной  камере  поддерживалось  постоянным  и
равным  давлению  в  конденсаторе.  Результаты
опытов  показали,  что  струи  влаги  на  гладкой
поверхности  почти  не  попадают  в  контрольную
камеру  (\|/  =  0,1%),  тогда  как  в  случае  желобча-

ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  СПОСОБЫ  УДАЛЕНИЯ  ВЛАГИ  ИЗ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 295
 Рис.  2.5.19.  Сепарация  влаги  с  желобчатой
поверхностью  над  рабочим  колесом:
 1  —  направляющая  лопатка;  2  —  рабочая  ло¬
патка;  3  —  желобчатая  поверхность;  4  —  кон¬
трольная  камера  для  измерения  количества  се¬
парируемой  влаги
 той  поверхности  коэффициент  влагоудаления
\|/  =  4%  (при  у0  =  4%),  что  соответствует  при¬
близительно  40%  количества  сбрасываемой  с
выходных  кромок  направляющих  лопаток  пле¬
ночной  влаги  (снимавшейся  отсекателями).
 В  результате  аналогичных  исследований
способности  желобчатой  поверхности  удержи¬
вать  влагу  при  ее  подъеме  по  стенкам  цилинд¬
ра,  что  необходимо  для  правильного  распреде¬
ления  потоков  влаги,  установлено,  что  под
влиянием  скорости  потока  влага  по  желобкам
может  подниматься  до  разъема  цилиндра.  Эта
способность  желобков  позволяет  ограничиться
сравнительно  небольшим  числом  отводящих
влагу  отверстий.  Поверхности,  покрытые  мел¬
кими  желобками  глубиной  1...3  мм,  повышают
устойчивость  потока  на  переходных  участках
проточной  части  между  ступенями.  Их  эффек¬
тивно  можно  применять  для  уменьшения  ин¬
тенсивности  отраженного  капельного  потока
(«вторичного»  потока),  а  также  уплотнений
над  рабочим  колесом.  С  них  просто  и  точно
отсасываетя  влага  сквозь  отверстия  и  щели.
 Схема  устройства  бескамерного  влаго-
улавливания  с  желобчатыми  поверхностями
показана  на  рис.  2.5.20.
 Модернизация  систем  влагоудаления  тур¬
бин,  находящихся  в  эксплуатации,  может  быть
выполнена  сравнительно  просто  и  в  короткие
сроки,  что  приведет  к  существенному  повы¬
шению  тепловой  экономичности  турбины  и
резкому  снижению  эрозии  рабочих  лопаток.
Имеющийся  в  настоящее  время  значительный
 Рис.  2.5.20.  Контрольная  камера  для  измерения
количества  сепарируемой  влаги:
 1  —  желобчатая  поверхность;  2  —  направляю¬
щий  аппарат;  3  —  рабочее  колесо
 опыт  подтверждает  целесообразность  приме¬
нения  бескамерной  конструкции  влагоудале¬
ния  с  желобчатыми  поверхностями  в  отечест¬
венном  и  зарубежном  турбиностроении.
 Комбинированное  удаление  влаги  в  послед¬
них  ступенях  мощных  паровых  турбин.  Рассмот¬
ренные  выше  пассивные  способы  защиты  рабо¬
чих  лопаток  не  только  удорожают  производство,
но  и  существенно  снижают  прочностные  харак¬
теристики  лопаток.  Экспериментально  установ¬
лено,  что  при  больших  окружных  скоростях  пе¬
риферийные  влагоулавливатели  оказываются
неэффективными  вследствие  дробления  капли
РК.  Поэтому  основное  внимание  стали  уделять
внутриканальной  сепарации  влаги.
 Широкие  теоретические  и  эксперимен¬
тальные  исследования  по  определению  коли¬
чества  влаги,  находящейся  в  пленке  на  различ¬
ных  участках  поверхности  направляющей  ло¬
патки,  проводились  СПбГПУ  на  эксперимен¬
тальной  паровой  турбине  при  натурных  скоро¬
стях  пара  в  исследуемом  НА  и  в  широком  диа¬
пазоне  окружных  скоростей  РК,  предшест¬
вующего  этому  аппарату.  Наибольшие  скоро¬
сти  РК  были  такие  же,  как  в  предпоследней
ступени,  а  НА  такой  же,  как  в  последней  сту¬
пени  крупной  современной  паровой  турбины.
Результаты  этих  исследований  позволили  най¬
ти  новые  решения  задачи  влагоудаления  путем
сепарационно-испарительного  и  сепарацион-
но-дробительного  удаления  влаги.
 Сепарационное  удаление  влаги  в  направляю¬
щем  аппарате.  Количество  крупнодисперсной
влаги,  которое  сепарируется  в  направляющей
лопатке,  определяется  окружной  скоростью
предшествующего  РК,  степенью  влажности,
геометрией  направляющих  лопаток  и  величиной
зазора  между  рабочим  и  направляющим  аппара¬

296
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 том.  Так,  при  исследовании  НА  последней  сту¬
пени  мощной  турбины  при  номинальном  режи¬
ме  только  20...25%  влаги  осаждалось  на  направ¬
ляющих  лопатках.  Из  этого  количества  на  пери¬
ферийной  части  было  сосредоточено  около
 12...  16%  влаги.  На  основании  этих  данных,  а
также  расчетов  траекторий  капель  в  проточной
части  было  установлено  оптимальное  располо¬
жение  отсасывающих  щелей,  позволяющих  уда¬
лить  большую  часть  этой  влаги.  Для  исследован¬
ной  ступени  наиболее  выгодным  оказалось  рас¬
положение  щелей  на  входной  кромке  (по  пол¬
ной  дуге)  и  на  выгнутой  части  профиля,  вблизи
выходной  кромки.  Однако  около  выходной
кромки,  имеющей  небольшую  толщину,  сложно
организовать  отсасывающую  камеру,  а  утолще¬
ние  кромки  нежелательно.
 Для  лопаток  последних  ступеней  мощных
паровых  турбин  последнее  обстоятельство  имеет
большое  значение.  В  связи  с  этим  щели  на  во¬
гнутой  поверхности  можно  располагать  лишь  на
довольно  значительном  расстоянии  от  выход¬
ных  кромок,  что  снижает  их  эффективность,  так
как  на  участке  за  этими  щелями  вновь  может
осаждаться  влага.  На  выпуклой  стороне  лопат¬
ки,  вблизи  выходных  кромок  влага  в  щели  улав¬
ливалась  очень  плохо  (менее  1,5%).
 Направляющая  лопатка  диафрагмы  ЛПИ
с  внутриканальной  сепарацией  влаги  состоит
из  трех  частей  (рис.  2.5.21):  тела  лопатки  7,
служащего  для  несения  нагрузки  и  являюще¬
гося  одновременно  перегородкой  между  по-
 Рис.  2.5.21.  Направляющая  лопатка  с  внутрика¬
нальной  сепарацией  влаги  и  изменение  коэффи¬
циента  влагоулавливания  г|>  входной  кромки:
 •  —  расположение  щелей  по  дуге  yj
 О 	—  расположение  щелей  по  дуге  у2
 лостями  лопатки;  штампованной  входной
кромки  2  и  пластины  3  со  щелями.  Сепарация
влаги  осуществляется  щелями,  расположенны¬
ми  по  дуге  на  входных  кромках  и  на  вогнутой
стороне,  в  зоне  выходных  кромок.  Экспери¬
ментально  установлено,  что  применение  на
входных  кромках  желобков  глубиной  1...3  мм,
турбулизирующих  поток  и  подводящих  влагу  к
отверстиям  (желобки  ориентированы  по  на¬
правлению  основного  потока),  позволяет  от¬
казаться  от  большого  количества  щелей,  огра¬
ничиваясь  лишь  двумя  щелями  или  двумя  ря¬
дами  отверстий  в  концах  желобков  с  достаточ¬
ной  для  отбора  влаги  суммарной  площадью
(рис.  2.5.22).
 С  увеличением  осевых  зазоров  роль  вход¬
ных  кромок  НА  для  улавливания  влаги  снижа¬
ется.  Однако  желобчатые  поверхности  турбу-
лизируют  поток,  значительно  снижая  его  от-
рывность  от  НА  в  широком  диапазоне  режи¬
мов  по  Gv.
 С  помощью  диафрагмы  конструкции
ЛПИ  можно  улавливать  до  80%  влаги,  движу¬
щейся  в  пленке  по  верхней  половине  направ¬
ляющих  лопаток.  Оставшееся  небольшое  ко¬
личество  влаги  в  виде  стекающей  с  направ¬
ляющих  лопаток  пленки  не  оказывает  замет¬
ного  влияния  на  КПД  ступени,  но  способно
вызвать  эрозию  рабочих  лопаток.  Для  повы¬
шения  надежности  турбины  требуется  полное
удаление  крупнодисперсной  влаги,  стекающей
с  кромок  направляющих  лопаток.  Только  в
 Рис.  2.5.22.  Изменение  коэффициента  влагоулав¬
ливания  г|>  входной  кромки  направляющих  лопа¬
ток  с  желобками  на  входных  кромках,  располо¬
женными  под  разными  углами  у  к  оси  турбины:
 1  —  у  =  30°,  семь  щелей;  2  —  у  =  70°,  и/с0  =
=  0,53...0,55;  3  —  восемь  щелей  на  входной
кромке,  три  на  выпуклой  стороне;  4  —  то  же,
при  и/Cq  =  0,73...0,75;  5  —  у  =  30°;  6  —  то  же,
при  и/с0  =  0,73...0,75;  7  —  три  щели,  одна  на
выпуклой  стороне;  8  —  у  =  0°

ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  СПОСОБЫ  УДАЛЕНИЯ  ВЛАГИ  ИЗ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 297
 этом  случае  можно  отказаться  от  упрочнения
или  другой  защиты  от  эрозии  входных  кромок.
 В  зависимости  от  величины  осевых  зазо¬
ров  максимальное  удаление  пленочной  влаги
может  быть  достигнуто  либо  сепарацион-
но-испарительным  (при  сравнительно  неболь¬
ших  осевых  зазорах  между  предпоследней  и
последней  ступенью),  либо  испарительно-дро-
бительным  способом  (при  больших  осевых  за¬
зорах).  В  обоих  случаях  на  входной  кромке  на¬
правляющих  лопаток  последней  ступени  целе¬
сообразно  сохранять  желобчатые  поверхности
для  уменьшения  срывных  явлений  в  направ¬
ляющем  аппарате  с  учетом  изменения  режи¬
мов  работы  последней  ступени  по  Gv.
 Сепарационно-испарительное  и  испаритель¬
но-дробительное  удаление  влаги.  Под  руковод¬
ством  И.И.  Кириллова  была  рассмотрена  воз¬
можность  удаления  влаги  во  влажно-паровых
ступенях  мощных  паровых  турбин  путем  испа¬
рения.  Идея  испарения  влаги  предлагалась  дос¬
таточно  давно,  но  поскольку  этот  вопрос  рас¬
сматривался  не  в  сочетании  с  внутриканальной
сепарацией,  расход  пара  на  испарение  влаги
требовался  в  таких  количествах,  которые  не
могли  быть  допущены  по  экономическим  сооб¬
ражениям.  Когда  было  установлено,  что  в
пленке  может  находиться  сравнительно  не¬
большое  количество  влаги  по  сравнению  с  ее
общим  содержанием  перед  ступенью  и,  кроме
того,  достаточно  большое  количество  влаги  мо¬
жет  быть  удалено  через  щели  в  лопатках,  поста¬
новка  задачи  изменилась:  требовалось  удалить
лишь  небольшое  количество  остаточной  влаги.
 При  этом  необходимо  иметь  в  виду,  что
количество  влаги,  улавливаемое  на  входных
кромках  лопаток,  возрастает  с  уменьшением
осевого  зазора  между  РК  предшествующей  сту¬
пени  и  НА  последней  ступени  мощных  паровых
турбин.  При  увеличении  межвенцовых  зазоров
количество  влаги,  осаждающейся  в  пленку,  су¬
щественно  снижается,  что  может  быть  оценено
расчетом  траекторий  ее  движения.  Методика
расчета  движения  влаги  в  проточной  части  дос¬
таточно  хорошо  разработана  и  проверена.
 При  сепарационно-испарительном  влаго¬
удал  ении  большая  часть  влаги,  находящаяся  в
пленке,  удаляется  в  полую  часть  направляю¬
щей  лопатки  через  щели,  выполненные  в  пе¬
редней  кромке,  а  испарению  подлежит  лишь
пленка,  образованная  на  участке  профиля  ло¬
патки  за  входными  кромками.  Это  может  быть
достигнуто  путем  нагрева  лопатки  паром  или
питательной  водой,  а  также  испарением  и
 дроблением  капель  в  струе  пара,  выходящей
через  выходные  кромки  направляющих  лопа¬
ток.  При  таком  комбинированном  влагоулав-
ливании  требуется  меньшее  количество  тепло¬
ты,  чем  для  удаления  всей  влаги,  движущейся
в  виде  пленки.
 На  входных  кромках  лопаток  при  сравни¬
тельно  небольших  зазорах  между  ступенями
можно  удалить  от  1/2  до  1/3  влаги,  находящейся
в  пленке  в  периферийной  части  (половине)  сту¬
пени.  Оставшуюся  влагу  сравнительно  просто
испарить  нагревом  пара  или  питательной  водой.
Меньшие  расходы  относятся  к  ступеням,  имею¬
щим  небольшие  зазоры  между  рабочим  колесом
и  направляющей  лопаткой,  поэтому  через  щели
в  передней  кромке  можно  удалить  около  2/3
крупнодисперсной  влаги.  Расход  пара  для  испа¬
рения  при  этом  не  превышает  2%  общего  его
количества  перед  ступенью.
 Следует  отметить,  что  по  рассмотренному
выше  влиянию  структуры  потока  на  появле¬
ние  и  выживание  капель  в  паровом  потоке,
появление  срывных  явлений  при  выдуве  для
дробления  капель  пара  в  выходную  кромку
крайне  нежелательно.
 Исследования,  проведенные  в  СПбГПУ,
показали  эффективность  удаления  крупнодис¬
персной  влаги  выдувом  перегретого  пара  в  вы¬
ходную  кромку  направляющих  лопаток.  Кроме
того,  экспериментальные  данные  о  необходи¬
мом  перегреве  и  скорости  выдува  пара  позво¬
ляют  решить  вопрос  об  эффективном  исполь¬
зовании  в  промышленности  испаритель¬
но-дробительного  способа  удаления  влаги  для
гарантированного  повышения  надежности  ло¬
паточного  аппарата  в  последних  ступенях
мощных  паровых  турбин.
 Методика  расчета  траекторий  движения
влаги  в  проточной  части  турбины.  По  траектории
движения  капель  различной  величины,  нане¬
сенным  на  схему  проточной  части,  можно  оце¬
нить  совершенство  проектируемых  периферий¬
ных  влагоулавливателей  и  наметить  пути  к  по¬
вышению  их  эффективности.  По  плотности  тра¬
екторий  (на  единицу  длины  направляющей  ло¬
патки)  можно  выделить  участок  с  максималь¬
ным  расходом  влаги  и  организовать  на  этом  уча¬
стке  внутриканальное  влагоулавливание.
 Для  этих  целей  выполняют  расчеты  дви¬
жения  капель  по  поверхности  рабочих  лопаток
и  в  зазоре  между  рабочими  и  направляющими
лопатками.  В  расчетах  капельную  влагу  услов¬
но  разделяют  на  мелкодисперсную  и  крупно¬
дисперсную.  Под  мелкодисперсной  влагой

298
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 подразумевают  совокупность  таких  капель,
векторы  скоростей  которых  с  заданной  точно¬
стью  совпадают  по  значению  и  направлению  с
векторами  скоростей  потока  паровой  фазы.
Всю  остальную  влагу  относят  к  крупнодис¬
персной.  В  такой  модели  весь  поток  делится
на  однородную  часть  (туман)  и  движущиеся
относительно  него  крупные  капли.
 Спектр  распределения  капель  по  массе  в
проточной  части  паровой  турбины  весьма  раз¬
нообразен.  Даже  в  одной  ступени  в  различных
ее  сечениях  он  может  быть  различным.
В  большинстве  практических  задач  поток,  не¬
сущий  крупные  капли,  можно  заменить  сле¬
дующей  идеализированной  схемой:  все  капли
делятся  по  размерам  на  группы,  в  каждой  из
которых  капли  считаются  монодисперсными.
Во  многих  случаях  капли  каждой  группы  мож¬
но  рассматривать  равномерно  распределенны¬
ми  на  некотором  участке  исследуемого  потока.
 Массовая  степень  влажности  пара  в  тур¬
бине  обычно  не  превышает  20%,  а  плотность
влаги,  как  правило,  на  несколько  порядков
больше  плотности  пара  и,  следовательно,  объ¬
емная  степень  влажности  очень  мала.  Поэтому
в  предположении  равномерного  распределе¬
ния  капель  в  потоке  расстояние  между  ними
велико.  Например,  при  массовой  степени
влажности  у0  =  10%  и  давление  пара  0,1  МПа
расстояние  между  каплями  составляет  20  их
диаметров.  Поэтому  можно  предположить,  что
имеется  взаимодействие  только  между  паром  и
каплями.  Таким  образом,  движение  двухфаз¬
ной  среды  можно  расчленить  на  движение  ка¬
ждой  из  групп  и  капель  пара.
 Наибольшая  трудность  расчетов  состоит  в
определении  дисперсности  влаги.  Имеющиеся
эмпирические  формулы  и  немногочисленные
опытные  данные  относятся  к  частным  случаям.
 Крупные  капли  в  зазоре  между  направ¬
ляющими  и  рабочими  лопатками  образуются
главным  образом  в  результате  распыливания
потоком  пара  пленки,  срывающейся  с  поверх¬
ности  направляющих  лопаток.  Размеры  таких
капель  можно  рассчитать.  Имеется  рад  фор¬
мул  для  расчета  дисперсности,  образующейся
в  результате  распыливания  влаги.
 Основным  критерием,  влияющим  на  рас¬
пад  капли  в  потоке,  является  число  Вебера:
 We  =  р  v2dK/o,
 где  р  —  плотность  пара;  v  —  относительная
скорость;  dK  —  диаметр  капли;  о  —  коэффици¬
ент  поверхностного  натяжения.
 Для  условий  турбинной  ступени  рекомен¬
дуется  принимать  We  =  10...30.  Для  последних
ступеней  турбины  рекомендуется  принимать
число  We  =  14,  исходя  из  того,  что  время  дос¬
тижения  критической  фазы  деформации  капли
меньше  времени  ее  разгона  [27].  Выполнение
этого  условия  подтверждено  исследованиями.
Средний  размер  капель  по  массе  составляет,  по
одним  рекомендациям,  половину  максималь¬
ного,  по  другим  —  80%.  Определить  средний  по
массе  размер  капель  расчетом  весьма  трудно.
По  опытным  данным  СПбГПУ  для  мощных
паровых  турбин  при  степенях  влажности,
обычных  для  последних  ступеней  (у0  =5...8%),
и  числах  М  >  0,8  диаметр  капли  за  направляю¬
щим  аппаратом  dK  ~  25  мкм.
 В  исследованиях  дисперсного  состава  ка¬
пель  за  РК  на  экспериментальной  паровой
турбине  ХТГЗ  установлено,  что  на  периферии
модальные  размеры  капель  сильно  уменьша¬
ются,  и  сужается  спектр  их  диаметров
 где  и  —  окружная  скорость,  м/с.
 Движение  влаги  за  направляющим  аппара¬
том.  Траектория  движения  влаги  по  поверхно¬
сти  рабочих  лопаток  определяются  начальны¬
ми  условиями  (векторами  скорости,  углами
набегания  и  др.).  Для  определения  начальных
условий  при  расчетах  движения  капли  на  вхо¬
де  в  РК  можно  судить  по  коэффициенту  разго¬
на  v,  являющемуся  отношением  скорости  кап¬
ли  к  скорости  потока.  Различают  коэффици¬
ент  разгона  относительно  следа  vCJI  =  с'/сС}1  и
относительно  ядра  потока  vCJI  =  с'/с.  Капли
разгоняются  под  действием  аэродинамических
сил.  Уравнение  движения  капли  под  действи¬
ем  потока  для  одномерного  течения  [29]
 dc'  _  3  Сх  р  2
 ~dt~  8Tp'V  ’
 где  Сх  =  CRe“";  если  Re  >  103,  то  Сх  =  0,48;  если
Re  <  103,  то  Сх  =  12,  5;  Re  =  2£v/v;  v  =  ссл  -  с'.
 На  протяжении  зазора  проверяется  усло¬
вие  существования  капель  по  критическому
значению  числа  WeKp
 Данные  по  исследованию  шаговой  нерав¬
номерности  позволяют  учесть  в  расчетах  тра¬
екторий  движения  аэрозолей  различных  ре¬
жимных  и  конструктивных  факторов  (чисел
Re  и  М,  формы  меридиональных  обводов,
концевых  явлений  и  др.)  на  степень  неравно¬

ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  СПОСОБЫ  УДАЛЕНИЯ  ВЛАГИ  ИЗ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 299
 мерности.  Следует  отметить,  что  определение
шаговой  неравномерности  и  ее  выравнивания
в  зависимости  от  межвенцового  зазора  необхо¬
димо  для  оптимизации  расположения  влаго-
улавливающих  устройств,  а  также  для  оценки
составляющих  скорости  капель,  оказывающих
влияние  на  эрозионный  износ  входных  кро¬
мок  лопаток.
 Для  приближенной  оценки  скорость  пара
в  следе  может  определяться  по  уравнению
 (с  -  Ссл)/С  =  1,786(d/x)0'5.
 В  зависимости  от  зазора,  диаметра  капли  и
плотности  пара  коэффициент  разгона  может  из¬
меняться  в  широких  пределах.  Вследствие  раз¬
личия  абсолютных  скоростей  капель  влаги  и  па¬
ра  капли  попадают  в  рабочее  колесо  с  некото¬
рым  отрицательным  углом  атаки  /'  =  (31л  -(3[
(рис.  2.5.23).
 По  данным  расчетов  строятся  треугольни¬
ки  скоростей  влаги  w'0  на  поверхности  лопат¬
ки.  При  этом  рассматриваются  участки  спинки,
не  затененные  соседними  лопатками.  Началь¬
ная  скорость  на  каждом  участке  находится  как
проекция  на  соответствующую  площадку  (от¬
носительно  Ах).  Радиальная  составляющая  ско¬
рости  wr0  на  соответствующий  участок  Ах  мо¬
жет  быть  определена  с  учетом  соотношения
с'/с'  =  Ar/Az,  где  Аг  —  радиальный  подъем  ка¬
пель.  Радиальное  перемещение  определяется
по  соотношению  [33]  Ar  =  \!3{zcigax  )2,  где
Дг  =  Аг/r0;  z=z/r0.
 Движение  влаги  по  рабочему  колесу.  В  ис¬
ходных  данных  при  расчетах  траекторий  дви¬
жения  влаги  по  РК  следует  использовать  ре¬
зультаты,  полученные  для  зазора.  Траектории
движения  капель  по  выпуклой  поверхности
рабочих  лопаток  рассчитываются  по  уравне¬
ниям  для  случая  движения  по  вращающейся
пластине.  Выпуклую  сторону  лопатки  разбива¬
ют  по  высоте  на  несколько  сечений.  Участок
между  двумя  соседними  сечениями  заменяют
 Рис.  2.5.23.  Треугольники  скоростей
для  основного  потока  и  следа  за  НА
 вписанным  многогранником  с  гранями  шири¬
ной  Ах.  Движение  капли  по  плоской  пластине
описывается  выражениями:
 =  -kw'  +  х  cos2  (3  -  2  w'  cosB;
 dt
 - 	-kw'  +  r  +  2w'  cosB.
 dt
 Силы  трения  выбирают  пропорциональ¬
ными  скорости  влаги,  коэффициент  трения  к
существенно  зависит  от  характера  течения
влаги  (в  виде  пленок,  струй,  капель).  Наилуч¬
шая  сходимость  расчетных  и  опытных  траек¬
торий  имеет  место  при  к  =  0,5.
 Влага,  попадая  на  входной  участок  вы¬
пуклой  поверхности  рабочей  лопатки  с  углом
касательной  (3  <  90°,  сразу  же  оказывается  в
поле  кориолисовых  сил,  составляющие  от  ко¬
торых  по  оси  л;  направлены  против  потока.
Начальная  скорость  w'x  может  быть  как  поло¬
жительной,  так  и  отрицательной,  в  зависимо¬
сти  от  угла  атаки,  связанного  с  размерами  кап¬
ли,  ее  разгоном  и  степенью  реактивности.  По¬
этому  часть  влаги  продолжает  двигаться  по  по¬
току,  частично  она  может  сбрасываться  с  РК  в
обратном  направлении,  а  некоторые  из  сбра¬
сываемых  капель  могут  достигать  предшест¬
вующих  направляющих  лопаток,  обладая  еще
большей  абсолютной  скоростью  при  значи¬
тельной  ее  ударной  составляющей,  способной
вызвать  эрозию  этих  лопаток.  Кроме  того,  по¬
вторные  отражения  капель  от  подвижных  и
неподвижных  лопаток  повышают  механиче¬
ские  потери.
 На  участках  лопаток,  где  угол  (3  >  90°,  ко-
риолисовые  силы  отклоняют  траектории  влаги
к  выходным  кромкам.  Влияние  этих  сил  воз¬
растает  вместе  с  увеличением  угла  (3,  по  мере
приближения  к  выходной  кромке  рабочих  ло¬
паток.  Отклоняющее  действие  кориолисовых
сил  особенно  сильно  проявляется  в  перифе¬
рийных  сечениях  закрученных  рабочих  лопа¬
ток,  где  уже  при  входе  потока  в  рабочие  лопат¬
ки  (3j  >  90°.  Поэтому  в  ступенях  с  большими
углами  (32  влага,  соприкасающаяся  с  рабочими
лопатками  может  сбрасываться  с  выходных
кромок,  прежде  чем  достигнет  РК,  что  ослаб¬
ляет  его  сепарирующий  эффект.
 Расчетные  траектории  движения  влаги  на
рабочих  лопатках  в  зазоре  показаны  на
рис.  2.5.24,  а.  Влагу  на  вогнутой  поверхности
рабочих  лопаток  кориолисовые  силы  стремят¬
ся  сорвать,  но  тонкая  пленка  частично  удер¬

300
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Рис.  2.5.24.  Траектории  движения  влаги  в  турбинной  ступени:
 а  —  по  рабочему  колесу  и  в  зазоре;  б,  в  —  с  повышенной  плотностью  пара;  б  —  реактивного  типа;
 в  —  активного  типа
 живается  на  поверхности  под  действием  сил
сцепления.  Силы  инерции  оказывают  такое  же
отклоняющее  действие  (в  зависимости  от  уг¬
ла  (3),  как  и  движение  влаги  по  выпуклой  по¬
верхности  рабочих  лопаток.
 При  повышенной  плотности  пара  (р  =
=  0,4  МПа)  характер  движения  влаги  по  про¬
филю  реактивного  и  активного  облопачивания
(d/l  =  8,4)  в  сопоставимых  по  размеру  и  на¬
чальным  условиям  ступеней  в  значительной
степени  определяется  геометрией  профиля.
 На  активном  профиле  лопатки  влага  дви¬
жется  по  примерно  радиальным  траекториям
(рис.  2.5.24,  в).  Капли,  попадающие  на  про¬
филь  в  корневом  сечении,  могут  достигнуть
периферии  лопатки,  не  выходя  за  пределы
профиля.  Согласно  рассчетным  данным,  рабо¬
чие  лопатки  активной  ступени  обладают  дос¬
таточно  хорошей  сепарирующей  способно¬
стью.  Однако  в  такой  ступени  под  действием
кориолисовых  сил  при  определенных  условиях
происходит  сброс  влаги  с  входных  кромок  об¬
ратно  в  поток  пара.  С  одной  стороны,  это  при¬
 водит  к  некоторому  увеличению  коэффициен¬
та  сепарации  за  НА,  так  как  сходящая  с  вход¬
ных  кромок  рабочих  лопаток  влага  может  по¬
пасть  во  влагоулавливающее  устройство,  а  с
другой,  как  уже  отмечалось,  —  следует  ожи¬
дать  увеличения  механических  потерь  от  влаж¬
ности  из-за  повторной  транспортировки  ка¬
пель  в  зазоре  и  увеличения  вследствие  этого
потерь  от  разгона  и  торможения.  Для  исполь¬
зования  эффекта  сбрасывания  влаги  с  входных
кромок  во  влагоулавливатель,  установленный
за  НА,  целесообразно  подрезать  бандаж  на
входных  кромках  рабочих  лопаток  активной
ступени.  Это  обстоятельство  должно  учиты¬
ваться  при  выборе  конструктивных  форм
входной  щели  влагоулавливающей  камеры,  ус¬
тановленной  за  НА.
 Траектории  движения  влаги  по  рабочим
лопаткам  реактивной  ступени  значительно  от¬
личаются  от  траекторий  активной  ступени
(рис.  2.5.24,  б).  Радиальный  подъем  влаги
здесь  не  столь  значителен.  Ступень  имеет  су¬
щественно  меньшую  сепарирующую  способ¬

ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  СПОСОБЫ  УДАЛЕНИЯ  ВЛАГИ  ИЗ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 301
 ность,  чем  ступень  активного  типа.  Очевидно,
что  подрезка  бандажа  на  входной  кромке  ра¬
бочей  лопатки  не  приведет  к  повышению  эф¬
фективности  влагоулавливания  за  НА.
 Плотная  среда  может  существенно  влиять
на  характер  движения  влаги  по  рабочему  колесу
и  это  обстоятельство  необходимо  учитывать  при
конструировании  влагоулавливающих  устройств.
 Движение  капель  в  зазоре.  Влага  сходит  с
кромок  рабочих  лопаток  под  углом  примерно
02л  в  плоскости  uz  и  под  углом  у  к  оси  турби¬
ны.  Движение  капель  за  РК  описывается  урав¬
нениями:
 ,  , 	с'2dr  ЪСХ  р  dr
 dcr  =  — 	+ 	——w  ■
 К  8  \  р'  с;
 г  8i;p'C;
 dc\  = 	w
 8 	\  p'c'
 где  cn  cu  и  vr,  vw  —  проекции  скоростей  капли
и  потока.
 Траектории  движения  влаги  в  зазоре  за
РК  зависят  от  размеров  капель,  поэтому  рас¬
чет  производится  для  капель  различного  диа¬
метра.  При  значительном  раскрытии  проточ¬
ной  части  учитывается  структура  потока.
 Экспериментальные  данные  распределе¬
ния  влаги  по  высоте  направляющих  лопаток
показали,  что  расчетные  данные  достаточно  хо¬
рошо  совпадают  с  результатами  эксперимента.
 Движение  влаги  в  каналах  направляющего
аппарата.  Расчет  движения  влаги  в  зазоре  за
РК  является  основным  для  задания  начальных
условий  при  расчете  траекторий  капель  в  ка¬
налах  НА.  Для  определения  скоростей  и  пара¬
метров  потока  используют  известные  методы
расчета  решеток.  Для  упрощения  расчета  об¬
ратным  влиянием  капель  на  параметры  пото¬
ка,  ростом  размера  капель  с  учетом  конденса¬
ции,  а  также  действием  на  капли  градиента
давления  и  сил  тяжести  можно  пренебречь.
Применительно  к  ступеням  паровой  турбины
расчетные  уравнения  имеют  вид:
 dc'  с'2  ЛГЛ
—+  АСхуг\
dt  г
 dc'  с'с'  ,  АГЛ
—fL  =  -LJL+  ACXWU.
 dt  г
 Для  малых  чисел  Re  (0  <  Re  <  1)
 Сх  =  24/Re.
 Рис.  2.5.25.  Распределение  влаги  за  направляю¬
щим  аппаратом  последней  ступени  мощной  паро¬
вой  турбины  (у0  =  6...7%):
 1 	—  и  =  320  м/с;  2  —  и  =  180  м/с;
	 	расчет; 	опыт
 Расчеты  траектории  движения  влаги  в  меж-
лопаточном  канале  последней  ступени  мощной
паровой  турбины  выполнены  для  трех  групп  ка¬
пель  (5,  20  и  50  мкм)  с  помощью  численного  ин¬
тегрирования  на  ЭВМ  (рис.  2.5.25).  При  этом  за¬
зор  между  РК  предшествующей  ступени  и  НА  со¬
ставлял  40  мм,  хорда  Ь  =  65  мм.  Поскольку  гео¬
метрические  размеры  решетки  играют  существен¬
ную  роль  при  определении  сепарирующей  спо¬
собности  в  межлопаточных  каналах,  проведено
сравнение  траекторий  влаги  в  НА  с  хордой
Ь  =  200  мм  (отношения  1/Ь  одинаковые).  При  уз¬
кой  хорде  на  поверхности  направляющих  лопаток
(без  учета  отражения)  сепарируется  около  100%
капель  диаметром  d  =  5  и  50  мкм  и  около  80%  ка¬
пель  диаметром  d  =  20  мкм,  а  при  широкой  хор¬
де  —  соответственно  60...70%  капель  d  =  5  и
 20 	мкм  и  100%  капель  d  =  50  мкм.  Следовательно,
в  направляющих  лопатках  с  широкой  хордой  се¬
парируется  значительно  меньше  капель,  чем  в  уз¬
ких  потоках,  что  необходимо  учитывать  при  про¬
ектировании  влагоулавливающих  устройств  в  на¬
правляющих  лопатках.
 Конструктивные  факторы,  влияющие  на
эрозию  лопаток  [32].  В  отдельности  ни  степень
влажности,  ни  даже  окружная  скорость,  влия¬
ние  которой  несомненно  очень  велико,  не  ха¬
рактеризуют  полностью  эрозионную  надеж¬
ность  лопаток.  Эти  факторы  необходимо  рас¬
сматривать  в  совокупности  и  в  тесной  связи  с
конструкцией  проточной  части,  включая  про¬

302
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 фили  лопаток  и  межвенцовые  зазоры,  о  чем
свидетельствует  и  расчет  траекторий  движения
капельной  влаги  в  проточной  части  турбин.
 При  конструировании  РК  необходимо
учитывать  особенности  двухфазного  потока.
Ниже  приведены  примеры  по  предложению
И.И.  Кириллова  специфических  требований  к
рабочим  лопаткам  влажно-паровых  турбин.
 Лопатки,  выступающие  за  входную  плос¬
кость  рабочего  колеса,  подвергаются  сильному
износу,  так  как  их  входные  кромки  встречают
под  большим  углом  атаки  повышенное  количе¬
ство  наиболее  крупных  капель.  Лопатка,  сле¬
дующая  за  такой  выступающей  кромкой,  экра¬
нируется  ею  и  эродирует  слабее.  Точная  уста¬
новка  лопаток  в  осевом  направлении  —  важное
требование  к  РК  влажно-паровых  турбин.  За¬
мыкающие  лопатки  с  увеличенным  шагом  под¬
вергаются  повышенной  эрозии  на  входном  уча¬
стке  выпуклой  стороны,  так  как  они  подверга¬
ются  большему  числу  ударов  капель  и  хуже  эк¬
ранируются,  чем  другие  лопатки.  Во  влаж¬
но-паровых  турбинах  следует  предпочитать
конструкции  лопаток  с  одинаковым  шагом  (на¬
пример,  с  вильчатым  креплением).
 Бандажные  проволочные  связи,  исполь¬
зуемые  для  повышения  вибрационной  надеж¬
ности,  концентрируют  влагу,  разбрызгивают
ее  в  момент  соударения  и  в  то  же  время  в  не¬
которой  зоне  экранируют  лопатку.  Отражае¬
мые  от  проволоки  капли  могут  вызывать  мест¬
ную  эрозию  лопаток,  что  можно  учесть,  оце¬
нив  траектории  движения  отраженных  капель.
Некоторое  негативное  воздействие  оказывает
подзакалка  лопатки  во  время  пайки  бандаж¬
ной  проволоки.  С  точки  зрения  эрозионной
стойкости  лопаток  преимущества  имеют  обан-
даженные  РК  без  проволочных  связей.  Такое
решение  проблемы  прогрессивно  и  в  отноше¬
нии  тепловой  экономичности  ступеней.
 Осевой  зазор.  Чем  больше  межвенцовый
осевой  зазор,  тем  выше  коэффициент  разгона
капель  и  меньше  скорость  их  соударения  с  ра¬
 бочими  лопатками.  Вместе  с  тем  с  увеличени¬
ем  зазора  значительно  снижаются  переменные
аэродинамические  силы,  действующие  на  ло¬
патки,  тогда  как  КПД  ступени  с  длинными  ло¬
патками  изменяется  незначительно.  Поэтому
применение  больших  межвенцовых  осевых  за¬
зоров  в  последних  ступенях  влажно-паровых
турбин  —  одно  из  наиболее  эффективных
средств  снижения  эрозии  лопаток,  особенно
при  очень  высоких  окружных  скоростях  по¬
следних  РК  быстроходных  турбин.
 Эрозионно  устойчивые  профили.  Медленно
движущиеся  крупные  капли  бомбардируют  уз¬
кую  полосу  входной  кромки  рабочих  лопаток,
остальная  ее  поверхность  экранируется  сосед¬
ней  лопаткой.  Формой  входной  кромки  и  век¬
тором  скорости  определяются  условия  соуда¬
рения  влаги  с  рабочими  лопатками.  При  этом
важное  значение  имеют  нормальная  состав¬
ляющая  вектора  скорости  и  местный  угол  ата¬
ки.  Эти  факторы  зависят  от  конструкции  вход¬
ного  участка  профиля.  В  принципе  профиль
лопатки  следует  выполнять  так,  чтобы  по  всей
ее  поверхности  соударения  с  капельным  пото¬
ком  не  была  превышена  пороговая  скорость.
Схема  такой  лопатки  со  специально  спрофи¬
лированной  входной  кромкой  1  и  канавками  2
в  эрозионной  зоне  показана  на  рис.  2.5.26  [43].
Профили  входной  кромки  и  канавок  обеспе¬
чивают  понижение  ударной  составляющей
скорости  капель.  Положительный  опыт  экс¬
плуатации  лопаток  такого  профиля  имеется  в
судовых  турбинах.
 Выходные  кромки  рабочих  лопаток.  Во
многих  турбинах  наблюдалась  эрозия  выход¬
ных  кромок  рабочих  лопаток  в  последних
ступнях  ЦНД  большой  веерности,  которая  ох¬
ватывала  область  протяженностью  до  0,7L.
В  некоторых  рабочих  колесах  выходные  кром¬
ки  подвергались  глубокому  бороздчатому  раз¬
рушению.  Были  случаи,  когда  эрозия  такого
типа  была  причиной  поломок  лопаток.  Эрозия
выходных  кромок  рабочих  лопаток  в  значи¬
 Рис.  2.5.26.  Эрозионно  устойчивый  профиль  лопатки

ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  СПОСОБЫ  УДАЛЕНИЯ  ВЛАГИ  ИЗ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 303
 тельной  мере  зависит  от  конструкции  выпуск¬
ного  патрубка,  а  также  от  места  и  способа  под¬
вода  воды  для  охлаждения  ЦНД.  Опасность
исходит  от  ребер  и  стенок,  отражающих  кап¬
ли,  которые  несет  поток,  сопровождающий
РК.  Окружные  составляющие  скоростей  этого
потока  возрастают  с  уменьшением  объемного
расхода  пара  Gv.  В  области  режимов  торможе¬
ния  они  приближаются  по  значению  к  окруж¬
ной  скорости  РК.  На  таких  режимах  в  условиях
возникновения  мощных  вихревых  структур  об¬
разуются  наиболее  опасные  высокоскоростные
рекошетирующие  потоки  капель,  проникающие
в  РК.  Из  опыта  эксплуатации  известно,  что  вы¬
ходные  кромки  последних  рабочих  лопаток  ряда
турбин  мощностью  12...200  МВт  заметно  эроди¬
ровали  при  длительной  работе  с  малой  нагруз¬
кой  (0,3...0,5)А^Н,  в  последних  РК  большой  веер-
ности  наблюдалась  существенная  эрозия  выход¬
ных  кромок  по  высоте  (0,6...50,7)Z2.
 В  настоящее  время  при  проектировании
турбины  можно  приближенно  рассчитать  тра¬
ектории  и  скорости  характерных  капельных
потоков,  применить  совершенные  способы
удаления  влаги  и  выполнить  профилирование
стойких  против  эрозии  лопаток.  Как  уже  от¬
мечалось,  при  проектировании  проточной  час¬
ти  необходимо  строго  выполнять  требования  к
аэродинамическому  совершенствованию,  уст¬
раняя  по  возможности,  все  первичные  вред¬
ные  импульсы:  резкие  переходы,  уступы,
сложные  диффузионные  и  прочие  эффекты,
вызывающие  пред  отрывные  и  отрывные  тече¬
ния  потока.  Для  конкретных  условий  работы
ступени  на  базе  теоретических  и  эксперимен¬
тальных  материалов  можно  значительно
уменьшить  опасность  от  воздействия  капель¬
ных  потоков  на  надежность  работы  последних
ступеней  мощных  паровых  турбин  и  ступеней,
работающих  на  плотном  паре.  Продолжение
изучения  процессов  эрозии  рабочих  лопаток  в
области  очень  высоких  скоростей  и  изыскание
оптимальных  профилей  лопаток  в  комплекс¬
ных  исследовательских  и  конструкторских  ра¬
ботах  и  эксплутационный  опыт  послужат  ос¬
нованием  для  рассмотрения  традиционно  при¬
нимаемых  границ  эрозионной  надежности  ра¬
бочих  лопаток  как  по  степени  влажности,  так
и  по  окружной  скорости.
 Особенности  вывода  влаги  из  проточной
части  при  повышенной  плотности  пара.  Расход
пленочной  влаги  в  ступенях  с  повышенной  влаж¬
ностью  пара.  С  ростом  плотности  пара  карти¬
на  движения  капель  в  межлопаточном  канале
 изменяется:  крупные  капли  разворачиваются
по  потоку,  и  вопрос  о  выпадении  капель  в
пленку  представляет  особый  интерес.  Иссле¬
дования  количества  пленочной  влаги  в  ступе¬
нях  при  повышенном  давлении  проводились  в
СПбГПУ  на  многоступенчатой  турбине  с  на¬
чальными  давлениями  пара  перед  первой  сту¬
пенью  0,54...0,57  МПа.  Оценка  размера  капель
по  критерию  Вебера  соответствовала  2...5  мкм.
При  таком  малом  диаметре  капель  получен¬
ные  значения  относительного  расхода  жидко¬
сти  в  пленке  позволили  предположить,  что  ме¬
ханизм  выпадения  влаги  в  пленку  при  повы¬
шенной  плотности  отличается  от  чисто  сепа-
рационного  осаждения  капель.  Очевидно,  что
большое  значение  имеют  пульсации  давления
и  турбулентность  потока,  а  также  электроста¬
тический  заряд  в  каплях.
 На  рис.  2.5.27  показано  изменение  расхо¬
дов  в  пленке  GR,  Gz  на  направляющих  лопатках
и  удельного  Gya  (на  единицу  длины  лопатки).
С  повышением  номера  ступени  удельный  рас¬
ход  жидкости  буД  в  пленке  падает.  Это  объяс¬
няется  тем,  что  пленка  течет  не  по  всей  по¬
верхности  лопаток,  а  концентрируется  у  пери¬
ферии,  утолщается  и  срывается  (зафиксирова¬
но  при  фотографировании  пленки).  Область
периферийного  течения  удовлетворительно
отражает  расчет  траекторий  капель  с  размера¬
ми  до  10  мкм  (см.  рис.  2.5.24,  б).  Во  всех  трех
исследуемых  ступенях  профили  направляю-
 Рис.  2.5.27.  Количество  влаги  на  направляющих
лопатках  в  ступенях  при  повышенной  плотности
пара  (7,  2,3  —  номер  ступени;  Gn  —  на  одной  ло¬
патке;  —  на  всех  лопатках;  Gyjl  —  удельное)

304
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 щих  лопаток  идентичные.  Ступени  различа¬
лись  только  высотой  лопаток  и  окружной  ско¬
ростью  РК.  Но,  как  было  установлено  ранее
на  моделях  последних  ступеней  мощных  паро¬
вых  турбин  и  в  данных  опытах,  количество
жидкости  в  пленке  мало  зависит  от  скорости
РК.  Поэтому  изменение  относительного  коли¬
чества  влаги,  сосредоточенной  в  пленке,  по
ступеням  следует  отнести  за  счет  различия
давления  в  них.  При  давлении  перед  ступенью
0,03  МПа  ?  =(/ул/(?о  =  9,5...10%,  при  0,09  МПа
q  =  6,5%,  при  0,32  МПа  q  =  6%.  Из  приведен¬
ных  данных  очевидна  целесообразность  удале¬
ния  пленки  для  ступеней,  работающих  в  ис¬
следованном  диапазоне  давлений.  Кроме  того,
при  повышенной  плотности  потока  (до
0,4  МПа)  количество  пленочной  влаги  значи¬
тельно  меньше,  чем  в  ступенях,  работающих
при  глубоком  вакууме,  приблизительно  в
2,5  раза.  При  давлении  больше  0,2  МПа  влия¬
ние  его  на  q  мало.
 Важно  отметить,  что  в  ступенях  паровых
турбин,  работающих  при  повышенной  плот¬
ности  пара,  целесообразно  улавливать  пленоч¬
ную  влагу.
 Влагоулавливание  за  направляющим  аппа¬
ратом  при  повышенной  плотности  пара.  При
повышенной  плотности  в  рассмотренных  ис¬
следованиях  при  р  =  0,2  МПа  коэффициент
влагоулавливания  \|/  =  Gyjl/(wGQ)  с  подрезкой
входной  кромки  до  10%  ширины  хорды  для
ступеней  как  с  активными  профилями  лопа¬
ток,  так  и  с  реактивными  не  превышал  1,5%.
Такой  низкий  коэффициент  влагоулавливания
при  повышенной  плотности  пара  и  больших
окружных  скоростях  объясняется  дроблением
капель  и  изменением  траекторий  влаги  в  РК
предыдущей  ступени.  Имеет  значение  также
срыв  пленки  с  входной  части  периферийного
обвода  НА.  Как  уже  рассматривалось,  повы¬
сить  количество  влаги,  попадающей  под  бан¬
даж,  можно  нанесением  вертикального  желоб¬
ка  на  входной  кромке  рабочей  лопатки.
 Влагоулавливание  при  повышенной  плотности
пара  за  рабочим  колесом.  В  рассмотренных  испы¬
таниях  при  р  =  0,2  МПа  раскрытием  периферий¬
ной  ограничивающей  стенки  над  пером  лопатки
со  стороны  выходной  кромки  или  для  обанда-
женных  ступеней  подрезкой  бандажа  не  удалось
получить  коэффициент  сепарации  \|/  >  1,5%.
Кроме  того,  для  реактивных  лопаток  подрезка
выходной  кромки  до  10%  снижает  КПД  ступени
на  0,5...  1%,  поэтому  в  ступенях  ЦВД  влажно-па-
ровых  турбин,  где  лопаточный  аппарат  практиче¬
 ски  не  подвергается  эрозии,  подрезка  бандажа
может  оказаться  неоправданной.  Следует  прини¬
мать  конструктивные  меры  для  вывода  влаги  не¬
посредственно  из-под  бандажа.
 Теоретические  и  экспериментальные  ис¬
следования  показали,  что  крайне  отрицатель¬
ное  воздействие  на  эффективность  влагоудале-
ния  оказывает  взаимодействие  кольцевой  струи
и  сбрасываемых  в  радиальный  зазор  капель.
 Коэффициент  \|/  удавалось  повысить  до
 3...4%,  применив  устройства,  пересекающие
радиальный  зазор,  которые  защищали  канал  от
воздействия  струи  пара,  движущейся  в  этом  за¬
зоре.  В  устройстве,  показанном  на  рис.  2.5.28,
влага,  осевшая  на  внутренней  поверхности  бан¬
дажа,  под  действием  центробежных  сил  и  сил
трения  потока  пара  об  образовавшуюся  пленку
жидкости,  течет  по  внутренней  поверхности
бандажа,  улавливается  влагосборными  канавка¬
ми  и  отводится  по  трубкам  в  сепарационную
камеру.  Отвод  влаги  в  сепарационной  камере
осуществляется  за  счет  действия  центробежных
сил.  Выбрасывается  влага  через  открытый  ко¬
нец  трубки  на  два  кольцевых  желобчатых  эле¬
мента,  вставленных  в  сепарационную  камеру.
Сброшенная  из  трубок  влага  очень  эффективно
может  улавливаться  и  транспортироваться  тан¬
генциальными  желобчатыми  элементами  А.
При  этом  отражение  капель  от  желобчатых  по¬
верхностей  незначительное.  Эффективному  от¬
воду  влаги  при  этом  способствует  вращение
 Рис.  2.5.28.  Влагоулавливающее  устройство  при
повышенной  плотности  пара  за  рабочим  колесом

ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  СПОСОБЫ  УДАЛЕНИЯ  ВЛАГИ  ИЗ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 305
 потока  в  камере,  увлекаемого  трубками.  Число
трубок,  через  которые  выбрасывается  влага  в
сепарационную  камеру,  зависит  от  ожидаемого
количества  сепарируемой  влаги.  Внешний  диа¬
метр  выбирают  минимальным  исходя  из  проч¬
ности.  Выброс  влаги  из  трубок  на  кольцевые
желобчатые  элементы  сепарационной  камеры  и
расположение  конца  трубок  на  уровне  высту¬
пов  позволяет  резко  сохранить  размеры  каме¬
ры,  а  следовательно,  аэродинамические  потери
в  них.  При  этом  даже  небольшой  угол  наклона
(до  5...7°)  бандажа  над  РК  за  счет  воздействия
центробежных  и  кориолисовых  сил  будет  спо¬
собствовать  увеличению  выводимой  из  под
бандажа  влаги.
 Потери  энергии  в  турбинных  ступенях,  ра¬
ботающих  в  области  влажного  пара.  При  расче¬
те  влажно-паровых  турбинных  ступеней  необ¬
ходимо  определить  потери  энергии  с  крупно-
дисперсной  влагой,  а  также  вызванные  уст¬
ройствами  для  улавливания  влаги.  К  влаго-
улавливающим  устройствам,  приводящим  к
увеличению  потерь  в  турбинной  ступени,  от¬
носятся:  камера,  расположенная  на  перифе¬
рии  НА,  щели  внутриканальной  сепарации,
выполненные  на  передней  и  выходной  кром¬
ках  направляющих  лопаток  на  вогнутой  их
стороне,  и  желобчатые  поверхности  на  вход¬
ной  кромке  направляющих  лопаток.
 Суммарные  потери  ступеней  от  влажно¬
сти.  Различают  следующие  виды  потерь  от
влажности:  термодинамические,  возникающие
в  результате  фазовых  переходов,  механиче¬
ские,  которые  включают  потери  от  разгона  и
транспортировки  капель,  а  также  потери  тор¬
можения  лопаток  влагой.
 В  практике  расчетов  турбинных  ступеней
находит  применение  сравнительно  простая  за¬
висимость,  учитывающая  суммарные  потери
от  влажности,
 Лвл  Лс  <*Уо,
где  г\ш  —  КПД  ступени  на  влажном  паре;  г|с  —
КПД  ступени  без  учета  потерь  от  влажности;
у0  —  степень  влажности  пара  перед  ступенью;
а  —  коэффициент  потерь  от  влажности,  кото¬
рый  учитывает  термодинамические  и  механи¬
ческие  потери.
 Значения  коэффициента  а  получены
опытным  путем  как  на  модельных  ступенях,
так  и  натурных  турбинах.  Накопленные  дан¬
ные  позволяют  проводить  расчет  от  влажности
в  ступенях  ЦНД  с  учетом  лишь  термодинами¬
ческих  и  механических  потерь.  Данные  по  уче-
 Рис.  2.5.29.  Относительные  значения  коэффици¬
ентов  суммарных  потерь  от  влажности  ах  (1)  и  а2
(2)  в  зависимости  от  рср  в  отсеке  ступеней  экспе¬
риментальной  турбины  ЛПИ  при  повышенной
плотности  пара
 ту  потерь,  вызванных  влагоулавливающими
устройствами,  отсутствуют.  Следует  отметить,
что  влияние  давления  на  механические  и  тер¬
модинамические  потери  долгое  время  не  учи¬
тывалось.  Результаты  исследований  многосту¬
пенчатой  паровой  турбины,  проводившихся  на
перегретом  и  влажном  паре,  позволили  уста¬
новить  значения  коэффициентов  потерь
 О)  =(Т|С  -'ПвлУЗ'ср  И  а2  =0lc  —  ,nra)/(T1cJ'Cp)  в
диапазоне  изменения  начального  давления  пе¬
ред  отсеком  ступеней  от  0,3  до  0,8  МПа,  кото¬
рые  отличаются  величиной  г|с.  В  расчетах  их
применяют  в  зависимости  от  преобладания  со¬
ставляющих  механических  потерь:  если  преоб¬
ладают  потери  от  торможения,  то  больше  под¬
ходит  коэффициент  аь  а  для  ступеней  с  преоб¬
ладанием  потерь  от  разгона  —  коэффициент  а2.
Зависимости  коэффициентов  потерь  ах  и  а2  от
среднего  давления  рср  в  отсеке  ступеней  при
номинальной  окружной  скорости  показаны  на
рис.  2.5.29.  Увеличение  давления  приводит  к
снижению  коэффициентов  потерь  вследствие
торможения  РК  влагой,  уменьшения  дисперс¬
ности  влаги.  При  рср  >  0,4  МПа  не  наблюдается
заметное  влияние  давления  на  коэффициент
потерь.  Коэффициент  потерь  существенно  за¬
висит  от  окружных  скоростей.  При  исследова¬
нии  большого  числа  модельных  ступеней  мощ¬
ных  паровых  турбин,  работающих  в  условиях
вакуума,  коэффициент  а{  =  1,0...1,6.
 Термодинамические  потери,  возникающие  при
скачках  конденсации  и  в  результате  теплообмена
между  фазами.  Для  этого  может  быть  использо¬
вана  зависимость  для  коэффициента  потерь
 Сп  =-7^г(ЬУ1&Тс  Р1  +  ДУгДТ’срг).
 "(Иср
 где  Аух  и  Ау2  —  изменение  степени  влажности
в  направляющих  и  рабочих  лопатках;  АГср1  и

306
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 АТГ
 ср2
 значения  переохлаждения  пара  в  на¬
 правляющих  и  рабочих  лопатках.
 Учет  этих  потерь  может  быть  произведен,
например,  при  расчете  процессов  конденса¬
ции  в  ступенях,  что  является  трудоемкой  зада¬
чей.
 Исследованиями  по  определению  потерь
от  переохлаждения  на  экспериментальной  па¬
ровой  турбине  с  последней  ступенью  мощной
паровой  турбины  установлено,  что  они  зависят
от  местоположения  начальной  точки  состояния
потока  пара  и  от  характеристического  числа
и/С0.  При  расширении  от  линии  насыщения
%  =  1  и  оптимальном  значении  для  данной  сту¬
пени  м/С0  =  0,56  термодинамические  потери
составляют  1,8%.  При  этом  расчетные  потери
составили  1,64%.  Учитывая,  что  расчет  прове¬
ден  по  среднему  сечению  ступени,  совпадение
результатов  является  удовлетворительным.  Сле¬
дует  иметь  в  виду,  что  наибольшее  различие
расчетных  и  опытных  данных  можно  ожидать
при  рассмотрении  ступени  в  группе,  так  как
известно,  что  структура  потока  (турбулент¬
ность,  пульсации  давления  и  др.)  оказывает
влияние  на  процесс  влагообразования.
 Механические  потери,  включающие  по¬
тери  от  разгона  за  направляющим  аппара¬
том  и  потери  £т  торможения,  определяются  по
формулам  для  крупных  капель:
 где  ф  —  коэффициент  скорости;  у*  —  относи¬
тельный  расход  жидкости  в  пленке;  v  —  коэф¬
фициент  разгона;  ип  —  окружная  скорость  на
периферии  колеса;  ст  =  ^21ц  ;  ф*  —  коэффици¬
ент  скорости  однородного  потока  с  учетом  по¬
терь  от  разгона  вплоть  до  рабочего  колеса;  %  —
функция  распределения  влаги  по  высоте  сту¬
пени;  рт  —  степень  реактивности.
 Коэффициент  разгона  v  =  с'/с"  опреде¬
ляют  путем  решения  уравнения  движения  ка¬
пель  в  зазоре  за  НА  под  действием  аэродина¬
мических  сил  [27].
 Расчет  потерь  торможения  без  учета
кратности  отражения  дает  заниженные  по
сравнению  с  опытными  значения  £т.  Кроме
того,  приведенные  уравнения  не  учитывают
увеличение  профильных  потерь  под  влиянием
движущейся  пленки.
 Методика  проведения  эксперименталь¬
ных  исследований  по  определению  механиче¬
ских  потерь  была  выбрана  такой,  что  термоди¬
намические  потери  и  потери,  связанные  с
транспортировкой  капель  в  межлопаточных
каналах,  исключались.  Опыты  проводились  на
крупномасштабной  двухступенчатой  паровой
турбине.  Ранее  на  этой  турбине  было  установ¬
лено,  что  в  периферийной  половине  НА  по¬
следней  ступени  в  пленке  сосредоточено  око¬
ло  2/3  всей  пленочной  влаги,  что  соответству¬
ет  10...  12%  влаги,  поступающей  на  ступень.
Эксперименты  были  поставлены  для  выясне¬
ния  влияния  именно  этой  влаги  на  КПД  влаж¬
но-паровых  ступеней,  работающих  при  боль¬
ших  окружных  скоростях  и  =  165...350  м/с  и
и/С0  =  0,6...0,95  (на  среднем  диаметре),  при
которых  преобладают  потери  торможения  —
основные  в  периферийных  сечениях  послед¬
них  ступеней  мощных  паровых  турбин.
 Для  создания  пленки  на  поверхностях
периферийной  половины  каждой  направляю¬
щей  лопатки  последней  ступени  (на  входных
кромках)  были  установлены  трубки  диаметром
 3 	мм  с  равномерно  расположенными  по  длине
отверстиями  диаметром  0,7  мм,  из  которых
конденсат  подавался  на  поверхность  лопаток.
Наблюдения  показали,  что  вытекающие  из  от¬
верстий  струйки  влаги  под  воздействием  пото¬
ка  пара  размываются  в  тонкую  пленку  уже  на
расстоянии  0,3...0,5  хорды  лопатки.  Количест¬
во  воды,  подводимое  к  поверхности  направ¬
ляющих  лопаток,  соответствовало  ее  количе¬
ству  в  пленке  на  периферийной  половине  диа¬
фрагмы  при  степени  влажности  перед  ступе¬
нью  у0  =  2...8%.
 Снижение  КПД  рассчитывалось  по
уменьшению  мощности  ступени  при  работе  ее
на  перегретом  паре  (без  подачи  воды  в  пленку)
и  с  включенным  увлажнительным  устройст¬
вом.  При  и  =  270  м/с  установлено  значитель¬
ное  влияние  расхода  воды  в  пленке  на  эффек¬
тивность  ступени.  Увеличение  расхода  пле¬
ночной  влаги  от  60  до  240  кг/ч,  что  соответст¬
вовало  влажности  перед  ступенью  у0  =  2...8%,
привело  к  повышению  потерь  от  2  до  8%.
 На  рис.  2.5.30  показаны  зависимости  ме¬
ханических  потерь  Дг|м,  вызванных  наличием
пленки  воды  на  направляющих  лопатках,  от
окружной  скорости  и.  При  изменении  и  от  160
до  340  м/с  значение  Дг|м  изменяется  от  2  до
6,5%.  В  этих  опытах  расход  воды  в  пленке  со¬
ответствовал  степени  влажности  перед  ступе¬
нью  у0  =  4,5%.  Для  анализа  полученных  дан-

ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  СПОСОБЫ  УДАЛЕНИЯ  ВЛАГИ  ИЗ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 307
 Рис.  2.5.30.  Влияние  пленочной  влаги
на  эффективность  ступени:
 1 	—  опытная  кривая;  2  —  расчетная  при  коэффи¬
циенте  кратности  отражения  %  =  3,5;  3  —  расчет¬
ная  при  %  =  3
 ных  выполнены  расчеты  коэффициентов  ме¬
ханических  потерь  от  влажности  £р  и  £т.  При
учете  многократного  сбрасывания  капель  с  ра¬
бочих  лопаток  коэффициент  кратности
X  =  3,5.  Опытная  и  расчетная  кривые  доста¬
точно  хорошо  согласуются  при  и  >  260  м/с.
Принимая  во  внимание  профильные  потери
от  повторных  разгонов  отраженных  капель
(эти  потери  практически  не  зависят  от  и),
можно  принять  коэффициент  кратности  для
ступеней  испытанного  класса  %  =  3.  По  дан¬
ным  проведенных  исследований  для  номи¬
нального  режима  (при  степени  влажности
у0  =  4%)  получена  зависимость  коэффициента
аи  от  окружной  скорости  и.  При  номинальной
частоте  вращения  с  учетом  кратности  и  про¬
фильных  потерь  от  повторных  разгонов  коэф¬
фициент  ам  =  1,05.  При  этом  общий  коэффици¬
ент  а,  учитывающий  потери  от  переохлаждения,
разгоны  и  т.д.,  во  многих  случаях  значительно
отличается  от  поправки  Баумана  (а  =  1),  что
объясняется  существенным  влиянием  окруж¬
ной  скорости  рабочих  колес,  плотностью  сре¬
ды  и  др.
 Потери  от  установки  периферийных  вла-
гоулавливателей  за  направляющим  аппаратом.
В  месте  расположения  влагоотводящего  кана¬
ла  возникают  потери  от  взаимодействия  пара  в
осевом  зазоре  (основной  поток)  с  паром  в  ка¬
мере  (вторичный  поток).  Визуально  установ¬
лено,  что  камеры  являются  источником  неже¬
лательных  вихревых  течений.  Дополнительные
потери  появляются  под  влиянием  структуры
потока.  В  частности,  изменяются  углы  атаки
на  рабочих  лопатках.  Взаимодействие  основ¬
 ного  и  вторичного  потоков  происходит  на  уча¬
стке  поверхности  тока  под  влагоотводящим
каналом.
 Снижение  КПД  ступени  под  влиянием
влагоулавливающих  устройств  [77]
 Дт1  =  хСф2(  1  -  Рт).
где  %  —  опытный  коэффициент;  %  =  1,1...1,2;
Ф  —  коэффициент  скорости;  рт  —  степень  ре¬
активности.
 Коэффициент  потерь  £
 £  =  ^1  +  ^91  -m)s[0,021(l+m)  +  0,015(1  -т)},
 - 	S 	с
 где  s  = 	;  т  =  -JL;  с,  и  ск  —  скорость  пара
 Zsina,  сх
соответственно  в  потоке  и  в  камере;  L  —  вы¬
сота  направляющей  лопатки;  s  —  ширина
входного  участка  влагоулавливания;  а!  —  угол
выхода  потока  из  периферийной  ступени.
 Снижение  КПД  от  установки  камер  в  экс¬
периментальной  турбине  по  расчету  составляет
0,22%.  По  результатам  эксперимента  КПД  при
закрытии  камер  на  перегретом  паре  увеличива¬
ется  примерно  на  0,2...0,25%.  При  этом  следует
отметить,  что  Дг|  как  на  перегретом  паре,  так  и
на  влажном  в  испытанном  интервале  частот
вращения  практически  не  зависит  от  окружной
скорости  ступеней  отсека.
 Испытания  на  влажном  паре  показали,
что  отключение  влагоулавливателей  (закрытие
зазора  в  камере)  приводит  к  снижению  КПД
отсека  на  0,4...0,5%,  что  можно  объяснить  тем,
что  при  работе  с  включенными  камерами  осу¬
ществляется  отвод  влаги  за  НА  исследуемых
ступеней.  Отвод  наиболее  крупномасштабной
влаги  с  периферии  ступени,  где  наблюдаются
наибольшие  потери  торможения,  приводит  к
росту  КПД  несмотря  на  то,  что  возникают  до¬
полнительные  потери  от  открытия  влагоулав¬
ливающих  камер.  Таким  образом,  суммарный
эффект  от  наличия  влагоулавливателей  на  че¬
тырех  последних  ступенях  семиступенчатой
турбины  Дг|  =  0,5%.  (Опыты  проводились  на
влажном  паре  при  средней  степени  влажности
уср  =  2,5...3%  и  рср  =  0,28  МПа.)
 Следует  отметить,  что  все  исследования
НА  с  внутриканальной  сепарацией  до  сих  пор
проводились  лишь  для  выяснения  эффектив¬
ности  с  точки  зрения  влагоудаления.  Физиче¬
ские  явления,  возникающие  при  обтекании
профилей  с  узкими  щелями  на  поверхности,
не  изучались.  Не  было  также  эксперименталь-

308
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 ного  материала  для  оценки  профильных  по¬
терь  и  неравномерности  потока  %с1 	=
 =  (С1  max  -  С1  гшп  )Л2?1)  33  решеткой  при  различ-
ном  расположении  щелей  за  лопаткой.  Вместе
с  тем  окончательное  решение  при  конструиро¬
вании  влагоулавливающих  устройств  может
быть  принято  лишь  после  выяснения  аэроди¬
намических  явлений  и  потерь,  а  также  измене¬
ний  в  кромочном  следе  под  влиянием  сепари¬
рующих  устройств.
 Так  как  при  испытаниях  на  влажном  паре
наличие  пленки,  частично  перекрывающей
щели  на  лопатках,  может  привести  лишь  к
уменьшению  аэродинамических  потерь,  про¬
фильные  потери  решеток  можно  исследовать
на  воздушных  стендах.  При  этом  отсос  пара
имитировался  отсосом  воздуха.
 Профильные  потери  в  щелевых  лопатках
для  внутриканальной  сепарации.  В  СПбГПУ  ис¬
следовались  плоские  решетки  профилей  одно¬
го  из  верхних  сечений  направляющей  лопатки
последней  ступени  мощной  паровой  турбины.
Лопатки  и  щели  моделировались  в  масштабе
1:3.  Траверсирование  потока  за  решеткой  про¬
изводилось  на  расстоянии  6  и  12  мм  от  выход¬
ных  кромок  лопаток.  Измерения  параметров
потока  выполнялись  в  средних  сечениях  по
высоте  лопатки  120  мм.  Опыты  проводились
при  числах  М  =  0,25...0,6,  Re  =  (3...7,5)-105,
турбулентность  набегающего  потока  создава¬
лась  с  помощью  турбулизирующих  сеток.
 Для  лопаток  без  щелей  при  степени  тур¬
булентности  набегающего  потока  0,8%  в  ис¬
следуемом  диапазоне  чисел  Re  профильные
потери  энергии  1  £  =  7,2...4%,  для  лопаток  со
щелями  и  отсосом  £  =  8,5...5,6%  (рис.  2.5.31).
Для  лопаток  со  щелями,  но  без  отсоса  уровень
потерь  зависит  от  скорости  набегающего  пото¬
 ка.  При  небольших  скоростях  потока
(М  =  0,25...0,30)  потери  для  лопаток  со  щеля¬
ми  с  отсосом  и  без  него  были  приблизительно
одинаковыми.  При  больших  скоростях  потока
(М  =  0,6)  уровень  потерь  возрастает,  что  объ¬
ясняется  срывными  явлениями  на  входном
участке  профиля,  вызванными  выходом  возду¬
ха  через  щели,  расположенные  на  выпуклой
стороне  профиля  вблизи  точки  максимума
кривизны.  Срывные  явления  наблюдаются  и
на  лопатках  с  отсосом,  что  было  связано  с  воз¬
растанием  потерь  в  следе  с  выпуклой  стороны
лопатки.  Профили  лопаток,  не  имевшие  щели,
расположенной  вблизи  максимума  кривизны,
обеспечивают  пониженный  уровень  потерь
(примерно  на  0,3%).
 При  отсутствии  щели  на  выходной  кром¬
ке  с  вогнутой  стороны  лопатки  и  при  умень¬
шении  их  числа  на  входной  кромке  профиль¬
ные  потери  меньше  на  0,5...0,6%.  При  повы¬
шенных  степенях  турбулентности  срывные  яв¬
ления  для  лопаток  как  с  отсосом,  так  и  без  не¬
го  заметно  меньше,  что  сказывается  на  харак¬
тере  распределения  потерь  по  шагу.  Разность  в
значениях  потерь  для  лопаток  со  щелями  и  без
них  при  степени  турбулентности  5...7%  не  пре¬
вышает  0,5%.  Принимая  во  внимание  более
высокую  степень  турбулентности  в  турбинах,
следует  ожидать  потери  в  НА  турбинной  сту¬
пени  с  внутриканальной  сепарацией  не  выше
указанных.
 С  увеличением  числа  Re  при  е0  =  0,8%  ко¬
эффициент  неравномерности  потока  %  лопаток
с  отсосом  воздуха  уменьшается  в  1,25-1,3  раза,
а  при  условии  турбулизирующей  сетки  —
в  1,5—1,6  раза.  Наличие  щелей  для  улавливания
влаги  приводит  к  возрастанию  коэффициента
неравномерности  в  1,4—1,5  раза.  При  увеличе-
 Рис.  2.5.31.  Изменение  профильных  потерь  энергии  £  и  коэффициента  неравномерности  %  в  зависимости
 от  числа  Re  в  щелевых  лопатках:
 1 	—  без  щелей  (е0  =  0,8%);  2—  со  щелями  без  отсоса;  3  —  со  щелями  и  отсосом  воздуха,  е0  =  0,8%;
 4 	—  то  же,  е0  =  7%

ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  СПОСОБЫ  УДАЛЕНИЯ  ВЛАГИ  ИЗ  ПРОТОЧНОЙ  ЧАСТИ
 309
 нии  степени  турбулентности  на  входе  особенно
заметно  снижение  коэффициента  неравномер¬
ности  потока  для  лопаток  со  щелями  без  отсо¬
са.  Как  и  в  случае  потерь,  резкое  уменьшение
неравномерности  потока  с  установкой  турбули-
зирующих  сеток  объясняется  устранением
срывных  явлений  на  входных  кромках.
 Таким  образом,  профильные  потери
лишь  незначительно  увеличиваются  под  влия¬
нием  щелей,  выполненных  на  входной  кромке
и  вблизи  выходной  кромки  на  вогнутой  сторо¬
не  лопатки:  не  более,  чем  0,5%.  Щели,  распо¬
ложенные  на  выпуклой  стороне  профиля
вблизи  входной  кромки,  могут  привести  к
срывным  явлениям  и,  следовательно,  к  резко¬
му  возрастанию  потерь  и  неравномерности  по¬
тока  за  выходными  кромками  лопаток.  Поэто¬
му  щели  на  входной  кромке  целесообразно
располагать  в  области  приблизительно  равного
давления.
 Профильные  потери  в  лопатках  с  желобча¬
той  поверхностью  входной  кромки.  В  исследуе¬
мых  ступенях  с  желобчатой  поверхностью  на
входной  кромке  желоба  выполнялись  глуби¬
ной  1  и  2  мм  с  шагом  соответственно  2  и  4  мм.
Желобчатые  поверхности  заканчивались  от¬
верстиями  диаметром  2  мм,  выполненными  с
выпуклой  и  вогнутой  сторон  лопаток  в  облас¬
ти  приблизительно  равного  давления,  которы¬
ми  они  соединялись  с  полостью  вблизи  вход¬
ной  кромки  лопаток.  Через  эти  отверстия  в
полость  внутри  лопатки  отсасывалась  влага
(на  плоской  решетке  отсос  влаги  имитировал¬
ся  отсосом  воздуха).
 Поскольку  НА  последней  ступени  работа¬
ет  в  условиях  значительного  меридионального
раскрытия  проточной  части,  исследовались  два
варианта  лопаток:  с  желобчатыми  канавками,
параллельными  направлению  основного  пото¬
ка,  с  канавками,  развернутыми  по  направле¬
нию  основного  потока  на  угол  у  =  45°.
 Исследования  решеток  профилей  с  же¬
лобчатыми  поверхностями  на  входном  участке
лопатки  показали,  что  при  расположении  же¬
лобов  по  направлению  потока  (у  =  0°)  про¬
фильные  потери  £  возрастают  до  10%  в  зависи¬
мости  от  глубины  желобов,  а  под  углом  у  =  45°
к  основному  потоку  —  на  7,5%  при  глубине  же¬
лобов  2  мм  и  незначительно  при  глубине  жело¬
бов  1  мм.  Большие  профильные  потери  при
у  =  0°  объясняются  нарастанием  толщины  по¬
граничного  слоя  на  входном  участке  лопаток.
 Исследования  профильных  потерь  £  при
различных  углах  атаки  /  направляющих  лопаток
 Рис.  2.5.32.  Изменение  профильных  потерь  £  в
направляющих  лопатках  в  зависимости  от  угла
 атаки  /,  отсекающего  лопатку  потока:
 1  —  лопатка  с  семью  щелями;  2  —  лопатка  с  на¬
клонными  желобами  (желоба  расположены  по
направлению  линий  тока);  3  —  лопатка  с  глад¬
кой  входной  кромкой
 со  щелевыми  влагоулавливателями  и  с  желоб¬
чатыми  канавками  проводились  для  оценки  ра¬
боты  влагоулавливающих  устройств  на  решет¬
ках,  отличных  от  расчетного  (рис.  2.5.32).  Про¬
фильные  потери  существенно  изменяются  при
увеличении  углов  атаки  /,  особенно  в  области
положительных  их  значений.  Это  можно  объ¬
яснить  перетеканием  рабочего  тела  через  щели
и  внутреннюю  полость  со  стороны  бблыпих
давлений  (вогнутой  стороны  лопатки)  на  сто¬
рону  меньших  давлений  (спинки).  Этим  же
можно  объяснить  и  смещение  потерь  в  сторону
отрицательных  углов  атаки.  Потери  для  гладких
лопаток  по  сравнению  с  лопатками  с  желобча¬
тыми  канавками  изменяются  в  диапазоне  углов
/  =  -40...+40°  незначительно.
 Очевидно,  что  большего  увеличения  про¬
фильных  потерь  лопаток  с  желобчатой  поверх¬
ностью  даже  при  значительных  углах  атаки  не
предвидится.  В  этом  бесспорное  преимущест¬
во  таких  лопаток,  с  точки  зрения  как  влаго-
удаления,  так  и  для  условий  работы  облопачи-
вания  при  изменении  Gv.
 Отсос  влаги  в  щелях,  расположенных  не¬
посредственно  в  выходных  кромках.  Значитель¬
ные  трудности  возникают  при  изготовлении
полых  направляющих  лопаток  со  щелями  для
отвода  влаги.  Если  на  входных  кромках  такие
щели  технологически  легко  выполнимы,  то
вблизи  выходных  кромок  без  значительного
утолщения  щели  это  сделать  достаточно  слож¬

310
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 но.  Поэтому  исследовался  способ  отсоса  влаги
в  щели,  расположенные  непосредственно  на
выходных  кромках  на  экспериментальной
крупномасштабной  турбине  СПбГПУ  при  ра¬
ботающей  подготовительной  и  исследуемой
ступенях.  Числа  Re  и  М  составляли  соответст¬
венно  (4...7)105  и  1...1,2.  Перепад  давлений  в
щели  отсоса  изменялся  от  5  до  22  КПа,  сте¬
пень  влажности  yQ  =  2...7%,  окружная  ско¬
рость  на  периферии  РК  300...400  м/с.  При  раз¬
ности  давлений  в  щели  отсоса,  соответствую¬
щей  перепаду  давлений  на  РК,  расположен¬
ном  за  исследуемой  диафрагмой,  отводилось
3%  влаги  (при  у0  =  3...4%)  и  лишь  при  увели¬
чении  этой  разности  до  22  кПа  количество
удаляемой  влаги  увеличивалось  до  5%.  Влия¬
ние  окружной  скорости  на  коэффициенты
влагоудаления  в  исследованном  диапазоне  бы¬
ло  незначительным.
 Отсосом  влаги  через  щели  на  выходных
кромках  удаляется  значительно  меньше  влаги,
чем  через  щели  вблизи  выходных  кромок.  По¬
этому  этот  способ  не  может  быть  рекомендо¬
ван  для  последних  ступеней  паровых  турбин,  в
которых  нельзя  достичь  большого  перепада
давлений  в  щели  отсоса  при  отборе  влаги  в
конденсатор.  Несмотря  на  то,  что  отсасывани¬
ем  через  выходную  кромку  удаляется  сравни¬
тельно  небольшое  количество  влаги,  примене¬
нием  этого  способа  можно  существенно  сни¬
зить  дисперсность  потока  за  сопловыми  ло¬
патками,  что  характерно  лишь  для  выдува  пе¬
регретого  пара  через  выходную  кромку  лопат¬
ки  [83].  В  опытах,  проведенных  в  МЭИ,  по  из¬
мерению  дисперсности  с  включением  щели,
расположенной  в  выходной  кромке,  получено,
что  применение  отсоса  пленки  уменьшает  мо¬
дальный  размер  капель  в  2—3  раза.  Совмест¬
ным  применением  отсоса  пленочной  влаги
щелями  на  входной  кромке  и  щелью,  располо¬
женной  на  выходной  кромке  (комбинирован¬
ный  способ)  в  СПбГПУ  удалось  отвести  около
7,5%  общего  количества  влаги  перед  ступенью
(приблизительно  65%  пленочной  влаги).
 Некоторые  количественные  расхождения,
полученные  с  опытами  ЦКТИ,  объясняются
главным  образом  различными  условиями  экс¬
перимента,  в  котором  большую  роль  для  сепа¬
рации  влаги  играет  место  начала  конденсации.
Необходимо  учесть,  что  в  ступени,  где  процесс
расширения  пересекает  линия  х  =  1,0,  а  также
в  следующей  за  ней  ступени  в  основном  сосре¬
доточена  мелкодисперсная  влага.  Поэтому  эф¬
фективность  внутриканальной  сепарации  мо¬
 жет  быть  значительно  ниже,  чем  в  приведен¬
ных  опытах.  Тем  не  менее  целесообразно,  уже
начиная  со  ступени,  расположенной  за  той,  в
которой  начинается  процесс  конденсации,
применять  внутриканальное  удаление  влаги.
Оказывает  также  влияние  способ  подготовки
влаги  при  проведении  эксперимента.  Но  это
расхождение  не  превышает  10...30%.
 Потери  при  отсасывании  влаги  через  выход¬
ную  кромку  лопатки.  При  исследовании  потерь,
вызванных  отсасыванием  влаги  в  щели,  распо¬
ложенные  в  выходных  кромках,  выяснилось,
что  основное  увеличение  потерь  обусловлено
утолщением  выходных  кромок.  Следует  учесть,
что  утолщение  кромки  несколько  уменьшает
уровень  потерь  при  больших  количествах  отса¬
сываемого  воздуха.  Для  уменьшения  этих  по¬
терь  можно  рекомендовать  отсасывать  влагу  со
срезанной  вогнутой  стороны  выходной  кромки.
В  этом  случае  можно  выполнить  толщину  вы¬
ходной  кромки  минимальной.
 Влияние  режимных  параметров  на  эффек¬
тивность  внутриканальной  сепарации.  В  работах
СПбГПУ,  ХТЗ,  МЭИ  установлено  [82,  83],  что
наибольшее  влияние  из  режимных  параметров
на  коэффициент  влагоудаления  \|/  оказывает
начальная  степень  влажности  yQ  перед  ступе¬
нью,  характеристическое  число  м/С0,  отноше¬
ние  давлений  е  и  число  Re.  Максимальное
значение  \|/  наблюдалось  при  степени  влажно¬
сти  yQ  =  5...6%.  Дальнейшее  увеличение  влаж¬
ности  приводило  к  уменьшению  \|/.  Аналогич¬
ная  закономерность  наблюдается  при  измене¬
нии  количества  влаги,  что  можно  объяснить
появлением  критической  толщины  пленки,
соответствующей  начальной  влажности,  при
которой  начинается  срыв  капель  с  волнооб¬
разной  поверхности  пленки.  Поэтому  даль¬
нейшее  повышение  влажности  приводит  к  по¬
нижению  \|/.
 Уменьшение  коэффициента  \|/  с  возраста¬
нием  и/С0  (увеличение  и/С0  достигалось  за
счет  изменения  окружной  скорости)  объясня¬
ется  изменением  траекторий  движения  влаги
по  РК,  а  следовательно,  изменением  распреде¬
ления  влаги  за  ним,  а  также  повышением
дробления  капель  при  больших  окружных  ско¬
ростях  (рис.  2.5.33,  а).
 При  исследовании  влияния  отношения
давлений  е  и  числа  Re,  относимого  к  скорости
потока,  щели  располагались  по  обводу  профи¬
ля  (рис.  2.5.33,  б,  в).  Наибольшее  влияние  е  на¬
блюдается  для  щелей  10  и  3,  а  при  больших  е  —
и  для  щелей  4  и  8.  Для  остальных  щелей  изме¬

КОРРОЗИОННЫЕ  ПОВРЕЖДЕНИЯ  ДИСКОВ  И  ЛОПАТОЧНОГО  АППАРАТА
 311
 Рис.  2.5.33.  Влияние  отношений  и/С0  и  г,  а  также  числа  Re  на  эффективность  внутриканального  влаго-
 улавливания:
 1  —  суммарное  количество  влаги,  удаленное  отсекателями  на  вогнутой  и  выпуклой  сторонах  на¬
правляющих  лопаток  (отсекатели  устанавливаются  на  периферийной  половине  лопаток);  2  —  ко¬
личество  влаги,  удаленное  щелями  на  вогнутой  стороне  лопаток
 нение  в  практически  не  влияло  на  \|/.  Такой  ха¬
рактер  изменения  \|/  в  зависимости  от  е  объяс¬
няется  искажением  поля  скоростей  паровой
фазы  в  сопловом  канале,  что  приводит  к  раз¬
личным  условиям  течения  и  изменению  напря¬
жения  на  границе  между  пленкой  и  паром.  Ес¬
тественно,  такие  изменения  наибольшее  влия¬
ние  оказывают  в  местах  с  большими  скоростя¬
ми  пара.  С  увеличением  числа  Re  эффектив¬
ность  сепарации  уменьшается,  так  как  с  изме¬
нением  Re  изменяется  «несущая  способность»
парового  потока,  что  в  значительной  степени
определяет  характер  движения  жидкой  фазы.
Число  Re  также  влияет  на  срывы  капель  с  по¬
верхности  пленки.  Следует  учесть,  что  резуль¬
таты  проведенных  опытов  могут  отличаться  от
данных,  полученных  в  натурных  турбинах,  где
влага  образуется  в  процессе  расширения  пото¬
ка.  Поэтому,  как  указывалось  выше,  в  ступе¬
нях,  расположенных  за  ступенью,  где  начина¬
ется  процесс  конденсации,  имеет  место  пре¬
имущественно  мелкодисперсная  влага.  Следо¬
вательно,  приведенные  закономерности,  полу¬
ченные  в  опытах  на  влажном  паре  с  размерами
капель  25...35  мкм  для  таких  ступеней  могут
иметь  другой  характер.
 Что  касается  относительного  шага  реше¬
ток  1,  то  уменьшение  t  от  1,0  до  0,5  приводит  к
повышению  эффективности  сепарации  более
чем  в  2  раза  вследствие  возрастания  площади
 поверхности  контакта  жидкой  среды  с  поверх¬
ностью  лопатки  [83].  В  опытах  на  натурных
ступенях  (щель  расположена  на  входном  удли¬
ненном  участке  направляющих  лопаток)  полу¬
чен  высокий  коэффициент  сепарации  (\|/  »  8%)
при  нагрузках  30...  100%  номинальной.
 В  сопловой  решетке  влага  может  быть
удалена  через  щели,  расположенные  не  только
на  поверхности  лопаток,  но  и  в  торцовых  по¬
верхностях.  Исследования  в  МЭИ  по  удалению
влаги  через  щели,  расположенные  вдоль  линии
тока  и  вдоль  стенок  лопаток,  показали,  что
наиболее  эффективным  является  отсос  пленки
через  щель,  расположенную  на  внешнем  обво¬
де  диафрагмы,  вблизи  горла.  Такой  вид  сепара¬
ции  уменьшает  долю  крупнодисперсной  влаги
в  сечении  за  сопловым  аппаратом.
 2.5.8. 	КОРРОЗИОННЫЕ  ПОВРЕЖДЕНИЯ
ДИСКОВ  И  ЛОПАТОЧНОГО  АППАРАТА
ПАРОВЫХ  ТУРБИН  И  МЕРОПРИЯТИЯ
ПО  ИХ  ПРЕДОТВРАЩЕНИЮ
 Коррозионные  повреждения  элементов
проточной  части  цилиндров  паровых  турбин
зависят  от  целого  комплекса  факторов,  вклю¬
чающего  конструктивные  (химический  состав
металлов,  пределы  текучести,  микроструктура
материалов,  конструкция  роторов  и  т.д.),  тех¬
нологические  (качество  изготовления),  уело-

312
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 вия  эксплуатации  (качество  свежего  пара,  со¬
вершенство  системы  консервации  и  др.).
 Типы  паровых  турбин  и  материалы,  приме¬
няемые  для  их  изготовления.  В  табл.  2.5.1  приве¬
дены  данные  по  парку  паровых  турбин,  находя¬
щихся  в  эксплуатации  с  указанием  ступеней,  в
 которых  возникает  зона  фазового  перехода
(ЗФП).  Турбины,  входящие  в  состав  блоков
СКД,  и  турбины  мощностью  200  (210)  МВт  на
давление  12,8  МПа,  эксплуатирующиеся  совме¬
стно  с  прямоточными  котлами,  имеют  конден-
сатоочистку.  Остальные  энергоустановки  рабо-
 2.5.1.  Парк  паровых  турбин  со  ступенями,  в  которых  возникает  зона  фазового  перехода
 Турбина
 Номера  ступеней  ЗФП
 Тип  шпоночного  паза  дисков
 ЗАО  «УТЗ»
 Т-250/300-240
 27,  28,  36  и  37  (ЦСД  П),
29,  30,  38  и  39  (ЦНД)
 Торцовый
 Т-185/220-130
 18,  19,  20,  21,  22  (ЦСД)
 -
 Т-100-120/130
 18,  19,  20,  21,  22,  23  (ЦСД)
 Продольный  (на  турбинах,  вы¬
пускаемых  с  1986  г.  —  торцо¬
вый)
 ПТ-135/165-130/15
 18*,  19*,  20,  21,  22  (ЦСНД)
 Торцовый
 ПТ-50/60-130/7
 18,  19,  20,  21,  22  (ЦСНД)
 Продольный
 Т-50/60-130
 18,  19,  20,  21,  23  (ЦСНД)
 —
 ОАО  «ЛМЗ»
 К-1200-240*
 2,  3,  4,  5  (ЦНД)
 —
 К-800-240
 2,  3,  4,  5  (ЦНД)
 Торцовый
 К-500-240
 2,  3,  4,  5  (ЦНД)
 —
 К-300-240
 2,  3,  4,  5  (ЦНД)
 —
 К-200-130
 2,  3  (ЦНД)
 —
 Т-180/215-130
 2,  3  (ЦНД)
 —
 ПТ-60-90/13*
 22,  23,  24  (ЦСНД)
 —
 ПТ-60-130/13*
 25,  26,  27  (ЦСНД)
 Продольный
 ПТ-80-130/13*
 24,  25,  26,  27  (ЦСНД)
 —
 К-50-90-4*
 17,  18,  19
 —
 К-100-90-6
 20*  (ЦВД),  21,  26
 Продольный
 ВК-100-5
 12  (ЦВД),  13,  18  (ЦНД)
 —
 ВК-50-(1,  2)
 13,  14,  15
 —
 СВК-150
 20,  21,  2
 Торцовый
 НПО  «Турбоатом»
 К-500-240*
 2,  3,  4  (ЦНД)
 —
 К-300-240
 2,  3,  4  (ЦНД)
 Торцовый
 К-160-130*
 *  Диски  выполнены
 3, 	4,  5  (ЦНД)
как  одно  целое  с  ротором.

КОРРОЗИОННЫЕ  ПОВРЕЖДЕНИЯ  ДИСКОВ  И  ЛОПАТОЧНОГО  АППАРАТА  313
 тают  с  барабанными  котлами,  и  химводоочист-
ка  на  них  не  применяется.
 Традиционно  в  отечественных  турбинах
используют  насадные  диски.  При  этом  ЗФП  на¬
ходится  в  районе  насадных  дисков.  Для  крепле¬
ния  насадных  дисков  применяют  разные  конст¬
рукции:  в  ОАО  «Турбоатом»  используют  только
торцовые  шпонки,  что  позволяет  избавиться  от
шпоночного  паза  в  расточке  диска  (наиболее
напряженной  зоне).  На  других  предприятиях
изготовляются  цельносварные  роторы  для  ЦНД
без  разгрузочных  отверстий,  т.е.  в  этих  роторах
отсутствуют  два  слабых  элемента  —  шпоночные
пазы  и  разгрузочные  отверстия.
 В  турбинах  ПТ-60-130/13, 	К-100-90,
 ВК-100-5,  ВК-50  ЛМЗ  применяют  насадные
диски  с  продольными  шпонками,  на  всех  дру¬
гих  турбинах  —  насадные  диски  с  торцовыми
шпонками,  на  турбине  К-1200-240-3  в  ЦНД  —
цельнокованные  роторы.  УТЗ  использует  на¬
садные  диски  с  продольными  шпонками  на
теплофикационных  турбинах  ПТ-50/60-130/7,
Т-50/60-130  и  Т-100/120-130,  а  после  1986  г.  на
турбинах  Т-100/120-130  —  насадные  диски  с
торцовыми  шпонками.  При  этом  все  насадные
диски  имеют  разгрузочные  отверстия.
 В  настоящее  время  НПО  «Турбоатом»  ло¬
патки  изготовляет  из  стали  12X13,  ЭП-802,
15X11  МФ,  ЛМЗ  и  УТЗ  -  из  стали  20X13  и
15X11  МФ.  Сталь  12X13  для  лопаток  применяет¬
ся  двух  категорий  прочности  —  КП45  и  КП55,  а
сталь  20X13  —  КП50  и  КП60  (лопатки)  и  КП70
(связующие  проволоки),  сталь  15X11  МФ  —
КП55,  КП60,  КП70.  Для  демпферных  связей  и
рабочих  лопаток  последних  ступеней  ЦНД  ис¬
пользуется  титановый  сплав  ВТ-5.
 В  зависимости  от  требований,  обуслов¬
ленных  условиями  работы,  заготовки  дисков
изготовляются  пяти  категорий  прочности  из
перлитных  сталей  хромоникельмолибденовых
и  хромоникельмолибденованадиевых  34ХМА,
34ХНВМ.  В  технических  условиях  на  изготов¬
ление  заготовок  дисков  оговаривается  верхний
уровень  напряжения  предела  текучести
(6,8...8,5  МПа).  Каждая  заготовка  диска  под¬
вергается  ультразвуковому  контролю  (УЗК).
 В  начале  80-х  годов  на  ряде  ТЭС  были  об¬
наружены  коррозионные  повреждения  лопаток
и  дисков  в  ступенях,  работающих  в  ЗФП,  на
турбинах  как  блоков  СКД,  так  и  с  давлением
 12,8 	МПа.  Обследование  значительного  парка
турбин  (при  наиболее  полном  обследовании
турбин  Т-100-130  УТЗ  и  К-300-240  ХТЗ,  по¬
скольку  именно  у  этих  турбин  были  обнаруже¬
 ны  серьезные  коррозионные  повреждения)  по¬
казало,  что  коррозионные  повреждения  хотя  и
происходят  в  ЗФП,  но  в  энергоблоках,  имею¬
щих  конденсатоочистку  значительно  меньше,
чем  в  энергоустановках  с  барабанными  котла¬
ми.  В  зоне  перегретого  пара  коррозионные  по¬
вреждения  отсутствовали.
 Так,  за  период  1982-1990  гг.  на  турбинах
с  промперегревом  на  давление  23,5  и
 12,8 	МПа  только  на  двух  турбинах  К-300-240
ХТЗ  были  обнаружены  повреждения  дисков.
Число  поврежденных  лопаток  турбин  за  этот
же  период  составило:  40  —  для  К-300-240  ХТЗ,
18  —  для  турбин  той  же  мощности  ЛМЗ,  17  —
для  К-200-130  ЛМЗ,  5  -  для  К-160-130  ХТЗ.
На  145  обследованных  турбинах  Т-100-130
УТЗ  и  26  турбинах  К-100-90  ЛМЗ  обнаружено
семь  поврежденных  дисков  и  одна  рабочая  ло¬
патка,  на  14  обследованных  турбинах
ПТ-50-130  УТЗ  —  пять  поврежденных  дисков
и  три  рабочие  лопатки.  Всего  за  рассматривае¬
мый  период  обследованиями  выявлены  корро¬
зионные  повреждения  рабочих  лопаток  на
130  турбинах.
 Коррозионному  повреждению  обычно
подвергаются  лопатки,  находящиеся  в  началь¬
ной  ЗФП,  однако  при  ухудшении  качества
свежего  пара  перед  турбиной  коррозионному
повреждению  могут  подвергаться  рабочие  ло¬
патки  всех  ступеней,  работающие  в  области
влажного  пара.  Это  подтверждают  и  результа¬
ты  обследования:  повреждения  рабочих  лопа¬
ток  турбин  в  ЗФП  обнаружены  на  тех  электро¬
станциях,  где  по  разным  причинам  не  обеспе¬
чивался  необходимый  уровень  качества  свеже¬
го  пара  перед  турбинами.  В  этих  условиях  кор¬
розионная  повреждаемость  не  зависит  от  дли¬
тельности  эксплуатации  турбин  и  может  про¬
являться  даже  при  небольшой  наработке.
 Коррозионное  растрескивание  под  на¬
пряжением  насадных  дисков  в  ЗФП  выявле¬
но  на  68  турбинах,  работающих  при  давле¬
нии  свежего  пара  12,8  и  8,8  МПа  без  промпе-
регрева.
 Повреждаемость  дисков  большинства  тур¬
бин  Т-100-130  свидетельствует  о  ее  зависимо¬
сти  от  времени  наработки.  При  наработке  свы¬
ше  115  тыс.  ч  у  100%  турбин  наблюдались  кор¬
розионные  повреждения.  Наиболее  распро¬
страненными  местами  коррозионного  повреж¬
дения  являются  следующие  зоны:  продольного
шпоночного  паза  (85%),  разгрузочных  отвер¬
стий  (80%),  замковых  соединений  (30%),  сту¬
пичной  области  и  полотна  диска  (10%).

314
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Существенному  снижению  количества
коррозионных  повреждений  способствовала
деятельность  межведомственной  комиссии,
которая  разрабатывала  и  оперативно  внедряла
комплекс  мероприятий  по  предотвращению
коррозионных  повреждений.
 Основные  причины  коррозионных  повреж¬
дений  дисков  и  лопаточного  аппарата.  Качество
свежего  пара  перед  турбинами.  Коррозионные
повреждения  элементов  проточной  части  тур¬
бины  в  ЗФП  зависят  от  наличия  в  свежем  паре
коррозионно-агрессивных  примесей,  которые
воздействуют  на  элементы  проточной  части
при  высоких  механических  напряжениях.
Коррозионно-агрессивными  примесями  све¬
жего  пара  являются: 	соединения 	натрия
 (NaCl,  NaOH,  Na2S04),  NH4C1,  соединения
кальция  и  магния  (СаС12,  MgCl2),  оксиды  ме¬
ди  и  железа  (СиО  и  Fe203),  органические  и  не¬
органические  кислоты.  Сульфаты  и  хлориды
разрушают  защитную  пленку  на  поверхности
металла,  ионы  трехвалентного  железа  и  двух¬
валентной  меди  стимулируют  развитие  корро¬
зионных  повреждений,  ионы  натрия,  особен¬
но  при  наличии  едкого  натра,  вызывают  меж-
кристаллитные  коррозионные  повреждения.
Органические  соединения  несут  с  собой  хло¬
риды,  сульфаты,  натрий,  кремниевую  кислоту
и  др.  Продукты  разложения  (под  воздействием
высоких  температур)  органических  соедине¬
ний  понижают  pH  первичного  конденсата
(pH  <  7),  стимулируя  интенсивность  коррози¬
онных  повреждений  металла  в  ЗФП.
 Следует  отметить  очень  важную  особен¬
ность  образования  растворов  солей  в  первич¬
ном  конденсате  ЗФП.  Концентрация  солей  в
нем  в  несколько  десятков  раз  превышает  их
концентрацию  в  свежем  паре: 	натрия 	в
 25—35  раз,  соединений  железа  в  10-30  раз,
кремниевой  кислоты  в  5-10  раз.
 Наиболее  полно  в  первичный  конденсат
ЗФП  переходят  кислые  соединения  —  мине¬
ральные  и  органические  кислоты:  соляная,  ук¬
сусная,  муравьиная  и  др.  В  этой  связи  pH  сни¬
жается  до  pH  =  2—3,  что  является  причиной
коррозионной  активности  первичного  конден¬
сата.  Ухудшение  качества  свежего  пара  еще  бо¬
лее  повышает  уровень  концентраций  соедине¬
ний  в  первичном  конденсате  ЗФП  и  способст¬
вует  интенсификации  образования  отложений
на  поверхности  элементов  турбины.  Наиболее
опасны  отложения,  содержащие  хлориды  (более
0,5%),  приводящие  к  образованию  коррозион¬
ных  язв  и  снижению  усталостной  прочности.
 Переменные  режимы  работы  турбоагре¬
гата  способствуют  повышению  концентрации
агрессивных  примесей  в  отложениях  на  по¬
верхности  элементов  турбины,  так  как  проис¬
ходит  попеременное  увлажнение  и  подсушива¬
ние  отложений.  Повышение  температуры  пер¬
вичного  конденсата  в  ЗФП  интенсифицирует
коррозионный  процесс,  а  температуры  среды
от  70  до  148  °С  приводит  к  увеличению  скоро¬
сти  роста  трещин  почти  в  100  раз.
 Для  определения  качества  первичного
конденсата  в  ЗФП  могут  быть  использованы
пробоотборные  устройства,  конденсатосбор-
ники  и  сепараторы  ОАО  «НПО  ЦКТИ».  Об¬
щие  требования  к  организации  и  объему  хи¬
мического  контроля  за  качеством  теплоноси¬
теля  в  условиях  эксплуатации  регламентиро¬
ваны.
 Основными  причинами  ухудшения  каче¬
ства  пара  на  энергоблоках  СКД  являются:
 подача  части  турбинного  конденсата  по¬
мимо  БОУ;
 добавка  дистиллята  низкого  качества  ис¬
парителей  без  очистки  его  на  БОУ;
 ухудшение  качества  обессоленного  кон¬
денсата  вследствие:  присосов  охлаждающей
воды  в  конденсаторе,  нарушения  норм  качест¬
ва  подпиточной  воды,  замасливания  конден¬
сата  через  систему  концевых  уплотнений  тур¬
бины,  замасливания  фильтров  БОУ  и  сниже¬
ния  их  эффективности,  образования  в  паре
органических  кислот  при  разложении  попав¬
ших  в  него  масляных  загрязнений;
 нарушения  в  работе  БОУ  (несвоевремен¬
ная  регенерация  ионообменных  фильтров,  их
некачественная  отмывка  и  др.).
 Ухудшение  качества  пара  перед  турбина¬
ми,  работающими  с  барабанными  котлами,
обусловлено  следующим:
 неудовлетворительной  работой  внутриба-
рабанных  сепарационных  устройств,  приводя¬
щей  к  уносу  капель  котловой  воды  с  паром;
 неудовлетворительными  показателями
качества  котловой  воды  и  недостаточной  про¬
дувкой;
 впрыскиванием  воды  низкого  качества  в
перегретый  пар  для  регулирования  температу¬
ры  его  перегрева,  неплотностями  конденсато¬
ров  собственного  конденсата,  охлаждаемых
питательной  водой.
 Причинами  ухудшения  качества  пита¬
тельной  воды  являются:
 попадание  охлаждающей  воды  в  конден¬
саторах  турбин;

КОРРОЗИОННЫЕ  ПОВРЕЖДЕНИЯ  ДИСКОВ  И  ЛОПАТОЧНОГО  АППАРАТА
 315
 присосы  сетевой  воды  в  сетевых  подогре¬
вателях  и  других  теплообменных  аппаратах,
охлаждаемых  сырой  водой;
 неэффективная  очистка  возвратного  за-
мазученного  конденсата  на  установках,  вы¬
полненных  по  схеме  Na-катионирование;
 низкое  качество  добавочной  воды  и  дис-
тиллата  испарителей,  используемого  в  качест¬
ве  добавки;
 использование  конденсата,  возвращенно¬
го  с  производства,  загрязненного  кислотами
или  щелочами;
 неэффективное  удаление  углекислоты  в
деаэраторах  и  теплообменниках.
 Коррозионная  стойкость  металла  дисков  и
лопаток.  Насадные  диски  паровых  турбин,  на¬
ходящихся  в  эксплуатации,  изготовлены  из
стали  пятой  и  шестой  категорий  прочности.
Для  дисков  из  сталей  34ХН1М  и  34XH3M  ре¬
комендуемый  предел  текучести  материала  со¬
ставляет  680...800  МПа.  Более  высокий  и  бо¬
лее  низкий  уровень  предела  текучести  сказы¬
вается  отрицательно  на  сопротивлении  стали
коррозионному  растрескиванию.
 Химический  состав  стали  также  оказыва¬
ет  влияние  на  коррозионную  повреждаемость.
Широко  применяемые  стали  34ХН1М,
34XH3M,  35ХН1М2ФА  и  30Х2ИМФА  практи¬
чески  одинаково  сопротивляются  коррозион¬
ному  растрескиванию.  Хороший  результат
достигается  при  раскислении  стали  углеродом
в  вакууме:  уменьшаются  вредные  примеси,  не¬
однородности  их  распределения  в  объеме  ме¬
талла.  В  этой  связи  перспективной  для  дисков
является  сталь  26ХНЗМ2ФАА,  прошедшая
раскисление  углеродом  в  вакууме.
 Эксплуатация  дисков  с  трещинами  недо¬
пустима.  Однако,  если  в  процессе  эксплуата¬
ции  возникла  трещина,  то,  контролируя  ее
рост,  какое-то  время  можно  допустить  экс¬
плуатацию.  Экспериментально  установлено,
что  критическая  глубина  трещин,  развиваю¬
щихся  от  продольного  шпоночного  паза,  не
должна  превышать  35...40  мм,  а  время  роста  до
критической  глубины  составляет  не  менее
50  тыс.  ч  (при  отсутствии  грубых  нарушений  в
режимах  эксплуатации).
 Основными  механизмами  разрушения
лопаток  являются  коррозионная  усталость  и
растрескивание.  Коррозионно-усталостной
трещине,  как  правило,  предшествует  раннее
образование  на  поверхности  лопатки  коррози¬
онных  язв  или  питтингов.  По  степени  изъязв-
ленности  поверхности  можно  с  определенной
 Рис.  2.5.34.  Зависимости  процесса  коррозии  ста¬
ли  20Х13Ш  от  концентрации  хлор-ионов  и  тем¬
пературы  среды  Т  —  критической  концентрации
хлоридов  С1:
 1  —  зарождение  питтингов;  2  —  активирование
поверхности;  /  —  отсутствия  коррозионных
повреждений;  И  —  питтингообразование;  III  —
активирование  поверхности  (общая  коррозия)
 точностью  прогнозировать  их  эксплуатацион¬
ную  надежность.
 На  рис.  2.5.34  приведена  номограмма,  ха¬
рактеризующая  склонность  стали  20X1ЗШ  к
питтингообразованию  в  зависимости  от  кон¬
центрации  хлор-ионов  С1  и  температуры  сре¬
ды  Т  при  6  pH.  С  помощью  этой  номограммы
можно  установить  тенденции  к  питтингообра¬
зованию  для  конкретной  турбины.  Повышение
температуры  и  снижение  pH  среды  приводит  к
увеличению  плотности  питтингов  с  образова¬
нием  в  ряде  случаев  цепочек  язв.  Фактор  вре¬
мени  проявляется  в  увеличении  площади,  за¬
нимаемой  питтингами  и  их  размерами  [1].  Со¬
противление  усталости  лопаток  в  значительной
мере  зависит  от  коррозионной  поврежденности
поверхности  (рис.  2.5.35).  Предел  усталостной
прочности  лопаток  с  язвами  диаметром  до  3  мм
ниже,  чем  новых  лопаток  в  2,5  раза.  Плотность
распределения  язв  не  оказывает  существенного
влияния  на  усталостную  прочность  стали.
 Для  оценки  коррозионного  состояния  по¬
верхности  лопаток  используют  две  шкалы
(табл.  2.5.2,  табл.  2.5.3):  классифицирующую
коррозионную  поврежденность  по  максималь¬
ному  размеру  язв  и  классифицирующую  по¬
вреждаемость  по  плотности  распределения  язв.

316
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Рис.  2.5.35.  Зависимость  изменения  коэффициен¬
та  влияния  коррозии  Ка  на  усталостную  прочность
стали  20Х13Ш  от  максимального  диаметра  d^:
 7,  2  —  образцов  с  искусственными  коррозион¬
ными  язвами;  1  —  длиной  5  мм,  4  шт./см2;  2  —
длиной  1  мм,  100  шт./см2;  3  —  лопаток  турбин  с
естественными  коррозионными  повреждениями
 2.5.2.  Шкала,  квалифицирующая  коррозионную
повревденность  лопаток
по  максимальному  размеру  язв
 Классифика¬
ционная
группа
по  баллам
 Максимальный
размер  язв,  мм
 Коэффициент
 влияния
 коррозии
 1
 0,1
 <  1,2
 2
 0,1...0,5
 1,2...1,5
 3
 0,5...1,0
 1,5...1,7
 4
 1,0...2,0
 1,7...2,1
 5
 2,0...4,0  и  (или)
травление  по¬
верхности
 2,1...2,9
 6
 Общая  корро¬
зия  с  потерей
профиля
 >  2,9
 Так,  разрушение  рабочих  лопаток  третьей
и  четвертой  ступеней  ЦНД  турбин  К-300-240
ХТЗ  происходит  через  20...50  тыс.  ч  эксплуата¬
ции  при  интенсивности  коррозии  5—6  баллов,
после  50...  100  тыс.  ч  —  при  3—4  балла,  через
 100...  150  тыс.  ч  —  при  1—2  балла.
 Влияние  режимов  эксплуатации  на  корро¬
зионную  повреждаемость  элементов  турбины.
Температура  среды  в  ЗФП  оказывает  сущест¬
венное  влияние  на  протекание  коррозионных
 2.5.3.  Шкала,  квалифицирующая  повревденность
лопаток  по  плотности  распределения  язв
 Классификационная
 группа
 Плотность  язв,  шт./см2
 А
 До  2
 Б
 2...10
 В
 10...100
 Г
 Более  100
 процессов  в  зависимости  от  конструкции  тур¬
бины  и  параметров  свежего  пара  и  промперег¬
рева.  В  табл.  2.5.4  приведены  значения  темпе¬
ратур  начала  фазового  перехода  при  номи¬
нальных  условиях  для  четырех  групп  турбин.
При  снижении  нагрузки  процесс  расширения
пара  в  проточной  части  смещается  вправо  (на
/5-диаграмме)  и  температура  начала  ЗФП  сни¬
жается.  Низкий  уровень  температур  начала
ЗФП  (не  выше  80...60  °С)  у  турбин  с  промпе¬
регревом  является  одной  из  причин  полного
отсутствия  коррозионного  растрескивания
дисков.
 У  турбин  Т-100-130  и  Т-50-130  ПО
«ТМЗ»  без  промперегрева,  которые  широко
используются  на  ТЭЦ,  температура  начала
ЗФП  высокая  (140  °С),  что  обусловливает
многочисленные  коррозионные  повреждения
дисков,  выявленные  в  ходе  обследований.
 Стояночная  коррозия  проточной  части
турбины.  При  длительных  остановках  обору¬
дования  (в  резерв)  и  при  проведении  ремонтов
оборудование  ПТУ  подвергается  стояночной
коррозии,  в  результате  которой  происходит
поверхностное  разрушение  металла.  Скорость
стояночной  коррозии  определяется  метеоро¬
логическими  факторами  и  загрязненностью
воздуха  коррозионно-активными  газовыми  и
солевыми  примесями,  а  также  степенью  ув¬
лажненности  поверхности  металла.  Стояноч¬
ная  коррозия  проявляется  на  участках,  на  ко¬
торых  конденсируется  влага,  источником  ко¬
торой  является  конденсат  оставшегося  в  про¬
точной  части  пара.  Кроме  того,  поступающий
в  турбину  воздух,  также  содержит  влагу,  кото¬
рая  также  конденсируется  на  поверхностях  де¬
талей,  так  как  их  температура  ниже  температу¬
ры  поступающего  воздуха.  При  стояночной
коррозии  происходит  повреждение  в  виде  яз¬
венной  коррозии  как  лопаточного  аппарата,
так  и  дисков  турбин.  Последствия  стояночной

КОРРОЗИОННЫЕ  ПОВРЕЖДЕНИЯ  ДИСКОВ  И  ЛОПАТОЧНОГО  АППАРАТА
 317
 2.5.4.  Температура  начала  фазового  перехода  пара  для  турбин  с  промперегревом  и  без  промперегрева
 Температура
 Параметры  свежего  пара
 начала
фазового
перехода,  °С
 /?о,  МПа
 о*
 о
 о
 т  °с
 Турбины
 Без  промперегрева  пара
 140
 12,8
 540
 -
 Т-185-130,  Т-100-130,  Т-50-130,
ПТ-135-130,  ПТ-50-130  ЗАО  «УТЗ»;
ПТ-80-130,  ПТ-60-130  ОАО  «ЛМЗ»
 115
 оо
 оо
 535
 —
 К-100-90,  К-50-90,  ПТ-60-90,
ПТ-25-90  ОАО  «ЛМЗ»;  К-100-90
НПО  «Турбоатом»
 С  промперегревом  пара
 80
 23,5
 540
 540
 К-1200-240,  К-800-240,  К-500-240,
К-300-240  ОАО  «ЛМЗ»;  Т-250-240
ЗАО  «УТЗ»;  К-500-240,  К-300-240
НПО  «Турбоатом»
 60
 12,8
 540
 540
 К-200-130,  Т-180-130  ОАО  «ЛМЗ»;
К-160-130  НПО  «Турбоатом»
 коррозии  могут  быть  очень  серьезными,  из¬
вестны  случаи,  когда  возникала  необходи¬
мость  замены  на  турбинах  лопаток,  дисков,  а
иногда  и  всего  ротора.
 Рекомендации  по  предотвращению  коррози¬
онных  повреждений  дисков  и  лопаточного  аппара¬
та  турбин.  Для  предотвращения  коррозионных
повреждений  необходимо  осуществлять  кон¬
троль  за  металлом  дисков  и  рабочих  лопаток  в
ЗФП  через  каждые  50  тыс.  ч  методами  визуаль¬
ного  осмотра,  магнитопорошковой,  цветной  или
ультразвуковой  дефектоскопией  [28].  На  дисках
100%-ному  контролю  подвергаются  обод,  гре¬
бень,  полотно  и  разгрузочные  отверстия,  ступи¬
ца,  шпоночный  паз,  а  при  демонтаже  рабочих
лопаток  —  внутренние  поверхности  гребня  дис¬
ка  и  хвостовики  рабочих  лопаток.  На  лопатках
контролируются:  перо,  входные  и  выходные
кромки,  хвостовики  лопаток,  бандажи,  бандаж¬
ные  отверстия,  отверстия  и  шипы  лопаток.
 После  ремонта  диски  проходят  повтор¬
ную  дефектоскопию,  по  результатам  которой
допускаются  к  дальнейшей  эксплуатации  или
отбраковываются,  отремонтированные  диски
должны  проходить  дефектоскопический  кон¬
троль  не  реже,  чем  через  2—3  года  эксплуата¬
ции,  в  случае  вновь  обнаруженных  трещин
диски  в  дальнейшем  не  используются.
 Нормированию  подлежит  качество  све¬
жего  пара  перед  турбинами,  при  этом  регла¬
 ментирована  продолжительность  допускаемых
нарушений  норм.  Для  быстрого  выявления  от¬
клонений  качества  свежего  пара  от  установ¬
ленного  уровня  и  принятия  соответствующих
мер  должна  использоваться  автоматическая
система  химического  контроля  (АСХК),  кото¬
рая  выдает  оперативную  информацию  для
управления  водно-химическим  режимом
(ВХР)  [39].  АСХК  должна  обеспечивать  опера¬
тивный  контроль  за  тремя  нормирующими  по¬
казателями  [27]:  удельной  электрической  про¬
водимостью,  содержанием  натрия  и  величи¬
ной  pH.  Для  обнаружения  попадания  агрес¬
сивных  примесей  в  цикл  с  охлаждающей  и  се¬
тевой  водой  через  теплообменное  оборудова¬
ние  рекомендуется  применять  автоматизиро¬
ванный  химический  контроль  за  содержанием
кислорода  и  значениями  электрической  про¬
водимости  конденсата  после  конденсатора  и
конденсата  греющего  пара  после  сетевых  по¬
догревателей.
 Для  снижения  интенсивности  коррозион¬
ных  процессов  в  проточной  части  турбины  ре¬
комендуется  защищать  детали  турбины  с  помо¬
щью  ингибитора,  подаваемого  в  пар  непосред¬
ственно  перед  ЗФП,  который  регулирует  каче¬
ство  первичного  конденсата  ЗФП.  Рекомендуе¬
мые  ингибиторы  (гидрозин,  пиперидин,  мор-
фолин  и  др.)  являются  летучими  веществами,
образующими  защитные  пленки  на  поверхно¬

318
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 стях  деталей.  Ингибитор  должен  обладать  сле¬
дующими  свойствами:  создавать  в  первичном
конденсате  благоприятную  концентрацию,  ре¬
гулировать  значение  pH  первичного  конденса¬
та,  обладать  термостойкостью,  т.е.  не  разлагать¬
ся  под  воздействием  температуры.
 Согласно  правилам  технической  эксплуа¬
тации  электрических  станций  и  сетей,  регу¬
лярно  выводимых  в  резерв  на  срок  от  семи  и
более  суток,  они  должны  быть  оснащены  сис¬
темами  консервации  [17].  Методы  консерва¬
ции  основаны  на  предотвращении  контакта
металла  с  кислородом  воздуха,  на  подавлении
коррозии  с  помощью  химических  средств,  на
снижении  до  определенного  значения  влажно¬
сти  воздуха  внутри  оборудования.  Наиболее
простым  способом  предотвращения  контакта
металла  с  кислородом  воздуха  является  запол¬
нение  внутреннего  пространства  консервируе¬
мого  оборудования  нейтральными  газами,  на¬
пример  азотом.  При  этом  требуется  поддержа¬
ние  избыточного  давления  в  консервируемом
оборудовании,  что  связано  с  большим  расхо¬
дом  азота,  вытекающего  через  неплотности,
которые  невозможно  устранить.  Для  контроля
режима  консервации  необходимо  измерять  из¬
быточное  давление  вблизи  мест  возможной
утечки  азота,  а  также  его  концентрации  не  ре¬
же  двух  раз  в  месяц.
 Другим,  также  не  очень  сложным  спосо¬
бом  является  консервация  с  помощью  порош¬
кообразных  и  жидких  ингибиторов.  Их  воз¬
гонка  производится  в  сублиматорах  горячим
воздухом,  насыщаемым  паром  ингибитора  и
подаваемым  в  консервируемое  оборудование.
При  этом  на  поверхностях  металла  образуются
защитные  пленки.  Жидкие  ингибиторы  корро¬
зии,  например  ИФХАН-1  и  -100,  или  ингиби¬
торы  в  виде  линасиля  (на  селикагеле)  являют¬
ся  производными  аминов  [76].  Пропитку  сели-
кагеля  ингибитором  можно  проводить  в  стан¬
ционных  условиях.  Для  этого  к  турбине  под¬
ключается  емкость  с  линасилем,  а  на  выходе
воздуха  из  турбины  —  емкость  с  селикагелем.
Воздух  протягивается  эжектором  или  нагнета¬
ется  вентилятором  по  контуру  емкость  с  лина¬
силем  —  турбина  —  емкость  с  селикагелем  —
эжектор  —  атмосфера.  На  поверхности  метал¬
ла  образуется  мономолекулярная  пленка,  а  ос¬
татки  ингибитора  осаждаются  на  селикагеле.
Местом  подачи  ингибированного  воздуха  в
турбину  могут  быть  трубопроводы  отбора  па¬
ра,  трубопроводы  концевых  уплотнений,  пере¬
пускные  трубы  и  др.  Отвод  воздуха  осуществ¬
 ляется  через  трубопроводы  срыва  вакуума,  что
упрощает  монтаж  схемы  консервации.  Мест
подвода  и  отвода  воздуха  может  быть  несколь¬
ко,  но  ингибированный  воздух  должен  охва¬
тить  все  необходимые  для  консервации  эле¬
менты  турбоустановки.  В  процессе  консерва¬
ции  определяется  концентрация  ингибитора
внутри  оборудования  и  при  достижении  зна¬
чения  защитной  концентрации  процесс  кон¬
сервации  заканчивается.
 Расконсервация  производится  аналогич¬
но  консервации,  но  при  отключенной  емкости
с  линасилем.  Ингибитор  поглощается  возду¬
хом  и  осаждается  на  селикагеле  на  выходе  из
турбины.  Опыт  консервации  с  использовани¬
ем  ингибитора  типа  ИФХАН  показал  высокую
надежность  защиты  от  стояночной  коррозии
на  срок  2,5  года  и  более.
 Все  рассмотренные  способы  консервации
требуют  герметизации  консервируемого  обо¬
рудования.
 Консервация  оборудования  без  его  гер¬
метизации  осуществляется  с  помощью  сухого
или  горячего  воздуха.  Снижение  относитель¬
ной  влажности  ф  воздуха  достигается  путем
его  подогрева  или  осушки.  При  ср  <  100%  воз¬
дух  способен  поглощать  влагу  внутри  консер¬
вируемого  оборудования  до  определенного
значения,  при  котором  коррозия  (скорость
коррозии)  уменьшается  или  практически  пре¬
кращается.  Следует  иметь  в  виду,  что  подогрев
воздуха  снижает  ф,  но  влагосодержание  оста¬
ется  постоянным.  При  консервации  подогре¬
тый  воздух,  проходя  через  турбину,  поглощает
влагу,  охлаждается  и  значение  ф  повышается.
Надежное  консервирование  происходит  при
Ф  <  50...60%  на  выходе  из  оборудования,  так
как  при  ф  >  60%  скорость  коррозии  резко  воз¬
растает.  Нагрев  воздуха  осуществляется  в  воз¬
духонагревательных  установках  (ВНУ),  обес¬
печивающих  требуемые  параметры  по  расходу
нагретого  воздуха  и  располагаемому  давлению
на  выходе  из  ВНУ  и  оборудования.  В  настоя¬
щее  время  разработаны  ВНУ  производитель¬
ностью  500...  1000  м3/ч  нагретого  воздуха  для
турбин  мощностью  25...  1000  МВт,  обеспечи¬
вающие  двух-,  трехкратную  в  1  ч  замену  возду¬
ха  в  турбоустановке.  Нагрев  воздуха  осуществ¬
ляется  в  водяных  или  электрических  калори¬
ферах.  ВНУ  с  электронагревом  отличаются
быстротой  включения,  простотой  регулирова¬
ния  температуры  и  компактностью  [76].
К  консервируемому  оборудованию  ВНУ  под¬
ключается  гибкими  воздуховодами.

ЭЛЕКТРОЭРОЗИОННЫЕ  ПОВРЕЖДЕНИЯ  ЭЛЕМЕНТОВ
 319
 Снижение  абсолютной  влажности  возду¬
ха  может  быть  достигнуто  с  помощью  химиче¬
ских  веществ  (селикагеля,  алюмогеля,  хлори¬
стого  лития  и  кальция,  негашенной  извести),
размещаемых  в  консервируемом  оборудова¬
нии,  а  также  вымораживанием  влаги.  Если
при  первом  способе  влага  из  воздуха  удаляется
при  его  прохождении  через  слой  химического
вещества  с  последующей  регенерацией  осуши¬
теля  продувкой  через  него  нагретого  воздуха,
то  при  втором  способе  —  за  счет  его  охлажде¬
ния  в  холодильной  машине,  работающей  по
принципу  теплового  насоса.  Воздух  охлажда¬
ется  в  испарителе  с  выделением  конденсата
избыточной  влаги,  его  температура  снижается
и  ф  повышается  до  100%,  а  абсолютная  влаж¬
ность  уменьшается  на  величину,  соответст¬
вующую  количеству  сконденсированной  вла¬
ги.  Затем  воздух  нагревается,  ф  снижается  до
требуемого  значения,  а  температура  воздуха
повышается.  ООО  «Турбомашины»  комплек¬
тует  и  поставляет  ВОУ  производительностью
по  осушенному  воздуху  500...6000  м3/ч.
 Эффективность  воздушных  способов
консервации  может  быть  значительно  повы¬
шена,  если  в  воздух  будет  подаваться  некото¬
рое  количество  озона  (не  превышающее
ПДК),  который  образует  надежно  защищаю¬
щие  детали  оксидные  пленки  [57].
 2.5.9. 	ЭЛЕКТРОЭРОЗИОННЫЕ
 ПОВРЕЖДЕНИЯ  ЭЛЕМЕНТОВ
 Повышение  энергонапряженности  обо¬
рудования  сопровождается  широким  внедре¬
нием  новых  технологических  процессов  при
его  изготовлении,  эксплуатации  и  ремонте.
Большое  распространение  электромагнитных
кранов,  патронов,  приспособлений,  использо¬
вание  магнитно-порошковой  и  токовихревой
дефектоскопии,  электросварки  и  электроот¬
пуска  приводят  к  увеличению  уровня  остаточ¬
ной  намагниченности  деталей.  Рост  остаточ¬
ной  намагниченности  наблюдается  в  процессе
эксплуатации  и  обусловлен  следующим:  повы¬
шением  уровня  механических  напряжений,
особенно  при  использовании  турбин  для  по¬
крытия  пиковых  и  полупиковых  нагрузок,  и
соответствующим  увеличением  намагниченно¬
сти  в  результате  магнитоупругого  эффекта;
увеличением  диаметра  и  длины  роторов  и  рос¬
том  ЭДС,  вызванной  их  продольной  намагни¬
ченностью  магнитными  полями  термотоков  и
термонапряжений;  повышением  единичной
 мощности  и  напряженности  электромагнит¬
ных  полей  от  электрического  оборудования,
постоянных  и,  особенно,  временных  кабель¬
ных  трасс  машинного  зала.
 Наряду  с  увеличением  мощности  элек¬
трооборудования  произошли  качественные  из¬
менения  в  системах  возбуждения  генераторов
и  в  технологическом  оборудовании.  Широкое
использование  полупроводниковых  диодов,
управляемых  и  полууправляемых  тиристоров  в
системах  возбуждения  приводит  к  возникно¬
вению  в  обмотках  возбуждения  генераторов
высокочастотных  составляющих,  обусловлен¬
ных  коммутационными  явлениями,  и  к  возбу¬
ждению  соответствующих  импульсов  в  окру¬
жающем  металле,  в  частности  в  роторах  тур¬
бин,  которые  являются  магнитопроводом,  со¬
единенным  с  ротором  генератора.
 Все  более  активное  использование  новых
водно-химических  режимов,  введение  в  конден-
сатно-питательные  и  паровые  тракты  ингибито¬
ров  коррозии,  гидрофобных  присадок  приводит
к  изменению  условий  взаимодействия  рабочих
сред  с  элементами  котлов  (парогенераторов)  и
турбин,  а  следовательно,  к  изменению  сопрово¬
ждающих  это  взаимодействие  электрических
эффектов.  В  некоторых  случаях  эти  эффекты
могут  многократно  усиливаться  при  некачест¬
венной  эксплуатации  (нарушении  водно-хими-
ческих  режимов,  ухудшении  качества  масла,
плохой  изоляции  подшипников  генератора  и
возбудителя).  В  связи  с  этим  энергоблок  и  тур¬
бину,  в  частности,  необходимо  рассматривать
как  сложную  электродинамическую  систему.
Интенсивность  источников  токов  и  напряжений
в  тепловой  части  этой  системы  растет  с  повы¬
шением  мощности  энергоблока,  увеличением
его  массогабаритных  показателей,  экономично¬
сти  (срабатываемого  теплоперепада  и  термото¬
ков),  повышением  остаточной  намагниченности
отдельных  деталей  и  др.  В  некоторых  случаях
неблагоприятное  сочетание  динамических,
электромагнитных  и  химических  процессов
приводит  к  отрицательным  последствиям  —
к  различным  видам  коррозионных  [1,  6]  и  элек-
троэрозионных  повреждений  [51,  89].
 Электроэрозия  турбин  —  повреждение
деталей  при  протекании  через  зону  контакта
переменных  и  постоянных  электрических  то¬
ков.  В  зависимости  от  конструктивных  осо¬
бенностей  узла,  частоты  и  амплитуды  вибра¬
ции,  рода,  направления,  частоты,  скважности
и  плотности  протекающего  тока  вид  повреж¬
дения  может  быть  существенно  различным.

320
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 Задачами  исследования  электрического  со¬
стояния  турбин  являются:
 своевременное  обнаружение  и  устране¬
ние  факторов,  способствующих  электроэрози-
онному  повреждению  деталей;
 своевременное  обнаружение  неблагопри¬
ятного  влияния  электромагнитных  полей  в
турбине  на  датчики  вибрации  и  зазоров;
 техническая  диагностика  энергооборудо¬
вания  по  данным  контроля  электрического  со¬
стояния.
 Конкретизация  перечисленных  задач  воз¬
можна  только  на  основе  анализа  природы  и
причин  протекающих  процессов,  влияния  на
них  различных  эксплуатационных  и  конструк¬
тивных  факторов.  Комплексные  исследова¬
ния,  выполненные  в  ЦКТИ  на  турбинах  раз¬
личной  мощности  ТЭС  и  АЭС,  позволили
уточнить  ряд  положений  и  получить  результа¬
ты,  часть  которых  представлена  ниже.
 Признаки  и  природа  электроэрозионных
повреждений.  Электроэрозионные  поврежде¬
ния  чаще  всего  наблюдаются  при  пусках  тур¬
бин  после  ремонтов,  резком  изменении  вибра¬
ционного  состояния  при  прохождении  крити¬
ческих  частот  вращения,  наборе  нагрузки,
приводящем  к  появлению  низкочастотной
вибрации,  при  попадании  влаги  на  нагретый
ротор,  срабатывании  защиты  и  т.д.
 Протекание  электроэрозии  приводит,  как
правило,  к  следующим  повреждениям:
 перегреву  и  задирам  шеек,  упорных  греб¬
ней  и  колодок  подшипников,  растрескиванию,
выкрашиванию  или  износу  баббита  вкладышей
и  колодок;
 свариванию  и  разрушению  зубчатых  муфт
и  передач;
 интенсивному  окислению,  а  иногда  и  сва¬
риванию  (или  образованию  каверн)  поверхно¬
стей  разъемов  вкладышей  и  корпусов  подшип¬
ников  и  цилиндров,  зеркал  жестких  муфт;
износу  деталей  блоков  регулирования;
износу  уплотнений  и  шеек  ротора  под
уплотнениями;
 сварке  и  усиленному  износу  крепежных
элементов,  разного  рода  штифтов  (например,
на  одной  из  ГРЭС  наблюдали  приварку  диа¬
фрагмы  к  корпусу  турбины,  а  на  теплофика¬
ционной  турбине  —  каверны  и  сварку  по  разъ¬
ему  корпуса  цилиндра).
 Характерными  признаками  электроэрози¬
онных  повреждений  являются:
 сильная  остаточная  намагниченность  де¬
талей  непосредственно  после  вскрытия  в  связи
 с  аварийным  остановом  (зона  максимальной
намагниченности  определяется  местом  замы¬
кания  контура  намагничивающего  тока  и  да¬
леко  не  всегда  совпадает  с  местом  поврежде¬
ния  подшипника  или  муфты);
 наличие  на  поверхности  деталей  повреж¬
дений  в  виде  точечных  углублений,  чаще  всего
заполненных  продуктами  высокотемператур¬
ного  окисления  масла;
 наличие  каверн,  нередко  покрытых  теми
же  продуктами  окисления  масла  (асфальтены,
карбены,  карбоиды,  возникающие  при  окис¬
лении  масла  в  электрическом  разряде,  не  рас¬
творяются  в  органических  растворителях  и  мо¬
гут  быть  легко  идентифицированы);
 отсутствие  или  пренебрежимо  малый  раз¬
мер  областей  термического  влияния  под  ка¬
вернами,  зонами  сварки  и  даже  оплавления
материала,  что  является  следствием  весьма  ма¬
лой  продолжительности  разрядов,  вызываю¬
щих  повреждения  (около  10-4...10-6  с);
 отпечатки  выступов  или  отверстий
контртела  на  поврежденной  поверхности,  на¬
пример,  колодок  упорного  подшипника  на  по¬
верхности  упорного  гребня,  в  виде  участков
неповрежденной  поверхности,  расположенных
напротив  отверстий  маслоподвода,  на  поверх¬
ности  полумуфты  Бибби  теплофикационной
турбины,  периодически  расположенные  (три,
шесть,  двенадцать)  бугеля  на  боковой  поверх¬
ности  жестких  муфт  турбины;
 матовые  пятна  на  блестящей  приработан¬
ной  поверхности  шеек  и  вкладышей,  напоми¬
нающие  по  характеру  следы  разъедания  от  ка¬
пель  разбрызганной  сильной  кислоты;
 треки  (ветвящиеся  или  почти  прямые),
как  правило,  неглубокие  (до  0,2  мм)  —  отпечат¬
ки  каналов  разряда  на  поверхности  деталей;
 покрытые  налетом  меди  пояски  эрозион¬
ных  каверн  под  латунными  кольцами  масля¬
ных  уплотнений  и  кромками  стальных  деталей
(например,  полумуфт),  которые  являются  кон¬
центраторами  электрического  поля.
 Перечисленные  признаки  встречаются
как  по  отдельности,  так  и  в  различных  сочета¬
ниях,  нередко  замаскированные  абразивным
износом  подшипниковых  сплавов  и  стальных
деталей.  В  этом  случае  необходимо  исследо¬
вать  подшипниковые  сплавы  на  наличие  в
баббите  твердых  включений  (частиц  закален¬
ной,  цементованной  стали,  карбидов  и  молиб¬
дена).  Такие  включения  могут  появиться  в
баббите  или  подшипниковой  бронзе  только
при  электроэрозии  вследствие  разрушения  по¬

ЭЛЕКТРОЭРОЗИОННЫЕ  ПОВРЕЖДЕНИЯ  ЭЛЕМЕНТОВ
 321
 верхности  стальных  деталей,  деструкции  масла
в  плазменном  разряде  с  образованием  карби¬
дов  ванадия  и  молибдена,  входящих  в  состав
многих  нефтей,  при  создании  условий  цемен¬
тации  и  спекания  частиц  стали.
 При  исследовании  баббита  в  зоне  элек-
троэрозионного  повреждения  в  нем  нередко
наблюдается  повышенное  содержание  меди,
обусловленное  распылом  в  разряде  материала
деталей  из  медных  сплавов  и  их  переносом  на
поверхность  разрушения.  Вне  зоны  износа  со¬
став  баббита  отвечает  требованиям  техниче¬
ских  условий.  В  структуре  баббита,  повреж¬
денного  электроэрозии,  большая  часть  куби¬
ческих  кристаллов  упрочняющей  фазы  оло¬
во  —  сурьма  не  расколота,  поверхности  разру¬
шения  баббита  имеют  хрупкий  или  полухруп-
кий  характер,  нередко  наблюдается  сетка  тре¬
щин.  При  выкрашивании  баббита  следы  пере¬
грева  структуры  могут  наблюдаться  со  сторо¬
ны  стальной  или  чугунной  подложки,  при
этом  в  зоне  разрушения  (выкрашивания)  ис¬
чезают  следы  полуды.  Поверхность  подложки
и  отвечающая  ей  обратная  сторона  баббита
покрыты  эрозионными  кавернами,  нарушаю¬
щими  рельеф  механической  обработки.
 Для  электроэрозионного  повреждения
характерно  неравномерное  изнашивание  дета¬
лей  как  по  окружности,  так  и  вдоль  линии  ва-
лопровода.  Так,  муфты  Бибби  и  зубчатые  муф¬
ты  обычно  изнашиваются  в  основном  по  по-
лумуфтам  роторов  низкого  давления  (силовых
турбин  турбокомпрессоров  и  газоперекачи¬
вающих  агрегатов)  при  практическом  отсутст¬
вии  износа  по  полумуфтам  ротора  высокого
давления  (нагнетателя).
 Характерным  признаком  элекгроэрозии
могут  быть  следы  протекания  электрического
тока  в  виде  прижогов  и  темных  пятен  высоко¬
температурного  окисления  масла  на  нерабочих
(тыльных)  поверхностях  деталей  узлов  трения,
на  обратных  сторонах  колодок,  втулках  гидро-
подъема,  штифтах  и  др.,  а  также  желтоватые
отложения  (цвета  олифы)  окисленного  масла
на  поверхностях  деталей  вне  зоны  интенсив¬
ного  износа.  Нередко  наблюдается  также  зна¬
чительное  количество  шлама  и  продуктов  вы¬
сокотемпературного  окисления  масла  в  за¬
стойных  зонах  подшипников,  на  зеркалах  же¬
стких  муфт,  разъемах  вкладышей.
 Поверхность  вкладышей  подшипников
вблизи  разъема  может  быть  шероховатой  вслед¬
ствие  эрозионного  износа  током,  протекающим
через  масло.  Зона  электроэрозионного  повреж¬
 дения  подшипников  обычно  расположена  на
нижних  половинах  вкладышей,  левее  и  выше
пятна  приработки  от  вращения  ротора  ВПУ,  а
также  на  верхних  половинах,  в  зоне  вспенива¬
ния  масла  и  поверхностной  проводимости.
 Каждому  из  случаев  электроэрозионных
повреждений  соответствуют  определенные  элек¬
трофизические  процессы,  которые  могут  быть
обнаружены  соответствующими  электрически¬
ми  измерениями.  Приведенные  выше  характер¬
ные  признаки  электроэрозионного  износа,  а
также  перечень  основных  видов  повреждений
соответствуют  электроискровому,  электроим-
пульсному,  электроконтактному,  электроэрози-
онно-электрохимическому  разрушению  [82].
 Электроискровое  изнашивание  происходит
в  зазоре  0,01...0,06  мм  (в  чистом  масле)  в  ре¬
зультате  воздействия  электрических  разрядов
длительностью  10-7...Ю-11  с  при  напряжении
пробоя  около  100  В,  среднем  напряжении
 10...25 	В  (импульса  после  образования  канала
разряда  в  масле)  чаще  под  воздействием  по¬
стоянного  тока.  При  этом  больше  разрушается
положительно  заряженная  деталь  (матовые
пятна,  кратеры  в  форме  булавочных  уколов
диаметром  до  нескольких  микрон,  кратеры  в
виде  воронок  диаметром  0,05...2  мм,  глубиной
0,015...0,05  мм).  Износ  такого  вида  чаще  всего
связан  с  некачественным  заземлением  ротора
турбины  и  протеканием  через  подшипник  ста¬
тического  электричества  и  тока  униполярной
индукции.  Напряжение  статического  электри¬
чества  на  роторе  турбины  может  достигать
700  В  и  более,  его  значение  определяется  со¬
противлением  между  ротором  и  статором,  а
постоянная  составляющая  силы  тока,  стекаю¬
щего  с  ротора  современных  мощных  агрега¬
тов,  на  переходных  режимах  может  составлять
 500...700 	мА.
 Электроимпульсное  разрушение  происхо¬
дит  под  действием  разрядов  длительностью
10-5  и  10-1  с  при  прохождении  постоянного
или  переменного  электрического  тока.  Напря¬
жение  пробоя  при  этом  практически  такое  же,
что  и  при  электроискровом  процессе  в  случае
постоянного  тока.  Среднее  напряжение  про¬
цесса  несколько  меньше  (5...  10  В).  Интенсив¬
ность  износа  отрицательно  заряженной  детали
(при  протекании  постоянного  тока)  больше,
чем  положительно  заряженной.  Следы  эрозии
неглубокие,  могут  иметь  характер  напыления
(или  распыления)  поверхности,  образовывать
треки.  Иногда  каверны  такого  износа  вытяну¬
ты  по  направлению  относительного  смещения

322
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 деталей  и  образуют  цепочки,  создавая  карти¬
ну,  внешне  похожую  на  следы  абразивного  из¬
носа.  Электроимпульсное  разрушение  в  турби¬
нах  обычно  связано  с  вибрационным  состоя¬
нием  агрегата,  в  частности  с  низкочастотной
вибрацией,  с  наличием  на  роторе  сравнитель¬
но  высокопотенциальных  высокочастотных
пиков,  пробивающих  масляную  пленку  и  иг¬
рающих  роль  поджигающих  разрядов.
 Электроконтактное  разрушение.  Загряз¬
нение  масла  проводящими  частицами  и  про¬
дуктами  высокотемпературного  окисления
вследствие  электроискрового  или  электроим-
пульсного  изнашивания  деталей  создает  усло¬
вия  для  протекания  процессов  мостиковой
электроконтактной  эрозии.  В  таких  процессах
часть  теплоты  выделяется  при  протекании  то¬
ка  через  зону  контакта,  а  часть  —  в  дуге,  воз¬
никающей  при  замыкании  или  размыкании
контакта  (разрушении,  испарении  мостика).
Такой  износ  может  иметь  место  и  при  образо¬
вании  контакта  вследствие  задевания  ротора  о
корпус  или  возникновении  условий  для  «полу¬
сухого»  трения.  Для  электроконтактного  изно¬
са  характерны  испарение  и  оплавление  метал¬
ла  поверхности  с  образованием  значительных
каверн.  При  этом,  если  для  муфт  Бибби  и  под¬
шипников  характерно  образование  мостико-
вого  контакта  при  износе  торцовых  поверхно¬
стей  полумуфт,  то  для  тех  же  муфт  и  уплотне¬
ний  может  иметь  место  и  прямой  контакт  по
точкам  поверхности,  длительность  которого
может  определяться  частотами  вибрации  со¬
пряженных  деталей.
 Мостиковые  контакты  чаще  образуются  в
зоне  минимальных  толщин  масляных  пленок,  а
также  в  зонах  внезапного  расширения  масла
(схода  ротора  с  колодки  или  вкладыша),  его  ин¬
тенсивного  вспенивания  и  сепарации.  Именно
этим  объясняется  электроэрозионное  разруше¬
ние  верхних  половин  вкладышей  подшипников
блоков  мощностью  300  МВт,  оплавление  и  об¬
разование  каверн  на  торцовых  поверхностях  ко¬
лес  муфты  Бибби,  расположенных  на  расстоя¬
нии  10  мм  друг  от  друга.  На  турбинах  мощно¬
стью  60  МВт  имело  место  повреждение  поверх¬
ности  масляных  вкладышей.  Опасность  кон¬
тактной  мостиковой  электроэрозии  резко  воз¬
растает  при  обводнении  масла,  которое  способ¬
ствует  его  разложению  (деструкции)  с  образова¬
нием  проводящего  шлама  вследствие  окисле¬
ния.  При  контактной  электроэрозии  пиковые
значения  напряжения  могут  превышать  5  В  при
сопротивлении  контакта  (зубчатой  муфты,  уп¬
 лотнения  и  др.)  0,01...0,2  Ом  по  постоянному
току  или  току  промышленной  частоты.  Соответ¬
ственно,  пиковые  значения  тока,  вызывающие
повреждения  деталей,  достигают  десятков  и  со¬
тен  ампер.
 Электроэрозионно-электрохимическое  по¬
вреждение  шейки  ротора  под  уплотнением  мо¬
жет  происходить  при  разности  потенциалов
между  ротором  и  статором  около  0,3...  1  В,  при
пиковых  значениях  напряжения  до  3  В  и  близ¬
кой  к  нулю  силе  тока  в  цепи  заземления  рото¬
ра  турбины.  Само  разрушение  представляет
корытообразную  выработку,  в  несколько  раз
превышающую  по  ширине  размеры  уплотни¬
тельного  кольца  (с  учетом  возможного  взаим¬
ного  смещения  ротора  и  корпуса).  Такое  раз¬
рушение  ротора  обусловлено  протеканием
униполярного  низкопотенциального  тока  с
ротора  на  корпус  через  электрохимический
мостик,  образованный  каплями  или  пленкой
конденсата.  При  этом  ротор,  с  которого  стека¬
ет  электричество  в  электролит  (сравнительно
грязный  конденсат),  подвергается  анодному
растворению  или  анодно-механической  обра¬
ботке,  а  при  разрывах  пленки  конденсата  (на¬
рушении  контакта)  происходит  электроэрози-
онный  процесс,  повреждающий  оксидные
пленки  и  ускоряющий  коррозию.  Размеры  зо¬
ны  повреждения  определяются  свойствами
среды  (электропроводностью  и  рассеивающей
способностью  пленки  электролита),  силой  и
напряжением  тока,  а  также  конструктивными
особенностями  узла.
 Роторные  токи  обусловливают  электро¬
эрозионное  повреждение  деталей  турбин  [89,
93,  94].  К  относительно  хорошо  исследован¬
ным  источникам  роторных  токов  относятся
подшипниковые  токи  электрических  машин.
Подшипниковые  (паразитные)  токи  генерато¬
ров  имеют  переменную  и  постоянную  состав¬
ляющие  (рис.  2.5.36).  При  номинальной  на¬
грузке  частота  этих  токов,  как  правило,  кратна
основной  частоте  вращения  и  не  превышает
250  Гц.  При  частичных  нагрузках  появляются
высокочастотные  составляющие,  обусловлен¬
ные  стыками  магнитного  железа  ненасыщен¬
ной  машины,  однако  мощность  источника  вы¬
сокочастотных  составляющих  паразитных  то¬
ков  генератора  весьма  мала.  Электродвижущая
сила  подшипниковых  токов  генератора,  опре¬
деляющая  напряжение  между  концами  ротора
машины  при  измерении  его  приборами  магни¬
тоэлектрической  системы  с  низким  входным
сопротивлением,  не  превышает  15...20  В  по

ЭЛЕКТРОЭРОЗИОННЫЕ  ПОВРЕЖДЕНИЯ  ЭЛЕМЕНТОВ
 323
 Рис.  2.5.36.  Схема  возможных  путей  замыкания  подшипниковых  токов  генератора:
 1  —  ротор  турбины;  2  —  ротор  генератора;  3  —  якорь  возбуждения
 переменному  и  10  В  по  постоянному  току,  но
чаще  всего  составляет  соответственно  3...5  и
 1...3  В.  Измерение  приборами  с  низкоомным
входом  используется  для  исключения  влияния
на  результаты  измерения  высокочастотных  на¬
водок,  обусловленных  стыками  магнитного
железа,  а  также  напряжениями  статического
электричества.
 Импульсные  составляющие  роторных  то¬
ков  генератора  связаны  с  использованием  по¬
лупроводниковых,  тиристорных  и  высокочас¬
тотных  систем  возбуждения.  Коммутационные
явления,  обусловленные  выпрямлением  тока
возбуждения  с  помощью  полупроводниковых
устройств,  индуцируют  в  обмотках,  в  железе
ротора,  статора  и  окружающих  генератор  и
возбудитель  металлических  конструкциях  им¬
пульсы  напряжений,  амплитуда  которых  мо¬
жет  превышать  150  В,  скважность  составляет
до  95%,  частота  следования  импульсов  300  Гц
для  тиристорных,  900  Гц  для  диодных  бесще-
точных  и  3000  Гц  для  высокочастотных  систем
возбуждения.
 Роторные  токи  собственно  турбины
включают  ток  статического  электричества,
обусловленный  взаимодействием  потока  пара
 с  проточными  частями  турбины.  Максималь¬
ное  напряжение  тока  статического  электриче¬
ства  около  1000  В  определяется  сопротивлени¬
ем  между  ротором  и  корпусом,  а  сила  тока  —
внутренним  сопротивлением  источника  и  не
превышает  1...2  мА  на  25  т/ч  пара,  т.е.  не  бо¬
лее  1  А  для  самых  мощных  турбин.
 Ни  роторные  токи  генераторов,  ни  ток
статического  электричества  не  вызывают  зна¬
чительных  повреждений  деталей  турбины.  Ус¬
ловием  такого  повреждения  является  самовоз¬
буждение  роторных  токов  турбины,  т.е.  резкое
увеличение  силы  и  напряжения  роторных  то¬
ков  турбины  в  результате  образования  контура
намагничивающего  тока  (тока  возбуждения),
вызывающего  рост  намагниченности  агрегата
за  счет  тех  же  роторных  токов  (рис.  2.5.37).
 Наиболее  вероятно  превращение  турби¬
ны  в  подобие  униполярного  агрегата  или  ин¬
дукторной  машины,  т.е.  электромеханических
преобразователей,  возбуждаемых  постоянным
током.  Условиями  самовозбуждения  машин
постоянного  тока  являются  определенный
уровень  остаточной  намагниченности  и  соот¬
ветствующая  этому  уровню  проводимость  кон¬
тура  тока  возбуждения,  сопротивление  кото¬
 Рис.  2.5.37.  Увеличение  продольной  намагниченности  турбины  вследствие  потокосцепления  между
ротором  и  корпусом  и  возникновение  спиралеобразных  потоков:
 1 	—  второй  подшипник;  2  —  третий  подшипник;  3  —  схема  замыкания  тока  униполярной  ЭДС  в
упорно-опорном  подшипнике;  В  —  магнитная  индукция

324
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 рого  должно  быть  ниже  критического  значе¬
ния.  Остаточная  намагниченность  деталей
турбины  повышается  при  нарушении  изоля¬
ции  подшипников  генератора  и  возбудителя.
Она  может  также  возрасти  при  ремонтных  ра¬
ботах  в  результате  сварки,  электроотпуска,
магнитно  -порошковой  дефектоскопии.
 Сопротивление  контура  тока  возбужде¬
ния  определяется  сопротивлением  масляных
пленок  в  подшипниках  агрегата,  наличием  за¬
деваний  в  масляных  или  паровых  уплотнени¬
ях,  уровнем  и  характером  вибрации.  Сопро¬
тивление  масляных  пленок  в  подшипниках
турбины  резко  снижается  при  протекании  че¬
рез  подшипник  токов,  поэтому  отсутствие  на¬
дежного  заземления  ротора  турбины,  приводя¬
щее  к  оттоку  через  пленки  смазки  статическо¬
го  электричества,  может  способствовать  само¬
возбуждению  роторных  токов.  Резкое  сниже¬
ние  сопротивления  масляных  пленок  имеет
место  также  при  низкочастотной  вибрации.
Заметное  изменение  электрического  состоя¬
ния  турбины  наблюдается  при  низкочастотной
вибрации  с  амплитудой  всего  около  0,5  мкм.
Такая  вибрация  эквивалентна  «полусухому»
трению,  которое  приводит  к  образованию
контура  намагничивающего  тока  с  очень  ма¬
лым  сопротивлением.
 Контроль  электрического  состояния  турби¬
ны.  Электрическое  состояние  турбины  прове¬
ряется  контролем:
 сопротивления  изоляции  подшипников
генератора  и  возбудителя;
 сопротивления  масляных  пленок;
контакта  токосъемных  щеток  с  ротором
турбины;
 наличия  задевания  ротора  о  корпус;
намагниченности  агрегата.
 Сопротивление  изоляции  подшипников
генератора  и  возбудителя  контролируется  ме¬
тодом  «вольтметр  —  амперметр».  В  соответст¬
вии  с  этой  методикой  собирается  схема  и  по¬
очередным  шунтированием  масляной  пленки
и  изоляции  подшипника  определяется  их  со¬
противление.  Из  эквивалентной  схемы  этого
измерения  следует,  что  в  случае  шунтирования
масляной  пленки  внутреннее  сопротивление
источника  близко  к  нулю,  сила  тока  шунта  из¬
мерительной  цепи  практически  не  зависит  от
силы  тока  через  масляную  пленку  и  определя¬
ется  только  сопротивлением  изоляции  под¬
шипника  генератора.
 Если  сопротивление  изоляции  близко  к
нулю,  то  сила  тока  при  шунтировании  масля¬
 ной  пленки  может  составлять  десятки,  сотни  и
тысячи  ампер,  что  и  наблюдалось  неоднократ¬
но  в  эксплуатации.  В  случае  шунтирования
изоляции  сопротивление  масляной  пленки  до¬
бавляется  к  внутреннему  сопротивлению  ис¬
точника,  существенно  ограничивая  его  силу
тока.  Благодаря  высокому  начальному  сопро¬
тивлению  масляных  пленок  успешно  эксплуа¬
тируются  без  изоляции  электрические  маши¬
ны  мощностью  до  1000  кВт,  и  годами  работа¬
ют  без  повреждений  при  неисправной  или  не¬
качественной  изоляции  уплотнения  и  под¬
шипников  генератора.  Ток,  ограниченный  со¬
противлением  масляной  пленки,  распределя¬
ется  в  соответствии  с  законом  Ома  между
шунтом  измерительной  цепи  и  неисправной
изоляцией  подшипника.  Если  сопротивление
изоляции  существенно  меньше  сопротивления
шунта,  то  сила  тока  шунта  будет  близка  к  ну¬
лю,  а  сопротивление  масляной  пленки,  опре¬
деляемое  по  данной  методике,  будет  стремить¬
ся  к  бесконечности,  несмотря  на  протекание
через  пленку  значительного  тока.
 Следует  отметить,  что  метод  двух  вольт¬
метров  не  всегда  позволяет  выявить  наруше¬
ние  изоляции.
 Для  измерения  сопротивления  масляных
пленок  в  подшипниках  генератора  и  турбины
следует  использовать  разработанную  схему.
Сопротивление,  соответствующее  1/2  макси¬
мального  напряжения  между  корпусом  турби¬
ны  (или  корпусом  изолированного  подшипни¬
ка  генератора)  и  шейкой  ротора  по  постоян¬
ной,  переменной  и  высокочастотным  состав¬
ляющим  тока,  равно  сопротивлению  подшип¬
ника  по  соответствующей  составляющей.  Так
как  эквивалентная  схема  подшипника  может
быть  представлена  в  виде  параллельно  вклю¬
ченных  емкости  и  сопротивления  масляной
пленки,  его  сопротивление  зависит  от  частоты
тока.  При  контроле  сопротивления  масляных
пленок  в  подшипниках  генератора  возможны
три  случая:
 примерное  равенство  сопротивлений
изоляции  и  масляных  пленок,  наиболее  благо¬
приятное  для  работы  агрегата  при  достаточ¬
ном  сопротивлении  изоляции;
 очень  высокое  сопротивление  масляных
пленок  при  отсутствии  или  малом  сопротивле¬
нии  изоляции  подшипника  (уплотнения)  гене¬
ратора,  свидетельствующее  только  о  том,  что
работоспособность  агрегата  полностью  зави¬
сит  от  сопротивления  масляной  пленки  (гене¬
ратор  висит  на  пленке)  и  ухудшение  качества

ЭЛЕКТРОЭРОЗИОННЫЕ  ПОВРЕЖДЕНИЯ  ЭЛЕМЕНТОВ
 325
 масла,  например  его  обводнение,  может  при¬
вести  к  аварии;
 очень  низкое  сопротивление  масляной
пленки  при  исправной  (более  2  кОм)  изоля¬
ции  подшипника,  что  может  быть  обусловлено
задеваниями  по  уплотнению  изолированного
подшипника,  низкочастотной  вибрацией  в
нем  или  образованием  внутри  подшипника
(уплотнения)  униполярного  генератора,  т.е.
самовозбуждения  подшипниковых  токов  в
пределах  одного  или  двух  смежных  подшип¬
ников  и  снижения  сопротивления  масляных
пленок  токами,  протекающими  в  образовав¬
шейся  цепи  и  повреждающими  узлы  подшип¬
ника  или  уплотнения.
 Сопротивление  контакта  токосъемных
щеток  с  ротором  турбины  определяют  измере¬
нием  силы  тока,  протекающего  в  цепи  источ¬
ника  напряжением  12  или  1,2  В,  которая  состо¬
ит  из  последовательно  включенных  через  ротор
токосъемных  щеток.  При  отсутствии  контакта  с
ротором  любой  из  щеток  сила  тока  будет  равна
нулю,  а  сопротивление  заземления  будет  опре¬
делено  как  бесконечное.  Более  объективным
методом  контроля  качества  заземления  являет¬
ся  определение  сопротивления  между  шейкой
ротора,  на  которой  находятся  заземляющие
щетки,  и  землей.  Различие  этих  методик  кон¬
троля  заключается  в  том,  что  при  контроле  со¬
 противления  масляных  пленок  щуп  помещает¬
ся  на  любую  доступную  шейку  подшипников
турбины,  а  токосъемные  устройства  отключа¬
ются,  т.е.  ротор  изолируется  от  земли,  а  при
контроле  сопротивления  заземления  измери¬
тельная  схема  собирается  параллельно  штатно¬
му  заземлению,  а  щуп  помещается  на  ту  же
шейку,  что  и  токосъемные  щетки.
 Наличие  задеваний  ротора  о  корпус  приво¬
дит  к  изменению  спектра  роторных  токов,  к  пе¬
риодическому  (с  частотой,  кратной  оборотной)
резкому  снижению  напряжения  ротора  относи¬
тельно  корпуса,  к  росту  силы  тока  утечки  в  схе¬
ме  контроля  контакта  токосъемника  щеток  с  ро¬
тором,  к  изменению  магнитного  состояния  аг¬
регата.  Эти  явления  могут  быть  использованы  в
различных  схемах  контроля  задевания.
 Контроль  намагниченности  деталей  тур¬
бин  во  время  ремонта  может  производиться
любыми  магнитометрами,  полюсоискателями,
магнитными  весами.  На  работающем  агрегате
при  отсутствии  специальных  измерительных
систем  магнитное  состояние  можно  оценить
по  характеристикам  источников  роторных  то¬
ков  и  по  напряжению  между  различными  се¬
чениями  валопровода.  Результаты  исследова¬
ния  этих  параметров  приведены  в  табл.  2.5.5.
Исследование  влияния  сопротивления  изме¬
рительной  цепи  на  напряжение  между  корпу¬
 2.5.5.  Значения  напряжения  на  задней  шейке  генератора,  В,  в  зависимости  от  сопротивления
измерительной  цепи  и  мощности  турбины
 Сопротивление
измерительной
цепи,  Ом
 Мощность  турбины,  МВт
 250
 300
 500
 800
 1000
 1
 2
 3
 4
 5
 6
 7
 8
 9
 10
 11
 12
 13
 14
 10
 30
 13
 1
 76
 48
 43
 60
 0,2
 0,7
 0,4
 0,2
 10
 -
 —
 102
 30
 14
 4,5
 94
 59
 57
 65
 1
 1,3
 1,3
 0,7
 10
 120
 4,6
 103
 30
 16
 6,2
 107
 75
 68
 94
 2,6
 1,7
 2,7
 2,2
 11
 120
 7
 104
 30
 20
 7
 112
 92
 73
 112
 3,3
 2,1
 3,5
 3,5
 12
 120
 11
 105
 30
 22
 7,5
 112
 98
 73
 133
 3,4
 2,1
 3,7
 3,8
 12
 120
 12
 1
 4
 5
 6
 7
 8
 9
 10
 11
 Напряжение,  В:
постоянное
 переменное
 0,5
 0,5
 0,2
 1,24
 0,01
 0,05
 0
 1,1
 0,61
 25,2
 0
 0
 0
 0
 0
 0
 0
 0
 Примечание.  Номера  блоков  1-14  условные.

326
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 сом  и  задней  шейкой  ротора  генератора  может
использоваться  для  оценки  намагниченности
ротора  турбины  наряду  с  методикой  контроля
напряжения  между  шейками  турбины.
 Состояние  генератора  во  время  эксплуата¬
ции  изменяется  незначительно,  и  увеличение
ЭДС  и  мощности  источников  роторных  токов
обусловлено  намагничиванием  турбины,  изме¬
рения  на  роторе  которой  далеко  не  всегда  воз¬
можны  и  безопасны.  Следует  отметить,  что  со¬
поставление  результатов  обследования  одних  и
тех  же  турбин  свидетельствует  о  значительном
возрастании  во  времени  напряжений  на  роторе
и  намагниченности  машин.  Например,  напря¬
жение  на  задней  шейке  генератора  мощностью
800  МВт  возрастает  от  3,5  до  170  В  по  постоян¬
ному  и  до  120  В  по  переменному  току.
 Предотвращение  электроэрозионных  повре¬
ждений.  Для  повышения  надежности  турбин
кроме  периодического  контроля  их  электриче¬
ского  состояния  следует  создавать  технологии
размагничивания  турбин  в  сборе.  Технология
размагничивания  разрабатывается  индивиду¬
ально  применительно  к  конкретным  турбинам,
так  как  она  зависит  от  места,  уровня  и  направ¬
ления  намагниченности.  Основная  ее  идея  за¬
ключается  в  создании  внешнего  поля,  обеспе¬
чивающего  периодическое  перемагничивание
агрегата  с  постепенным  снижением  до  нуля
магнитодвижущей  силы  (МДС)  размагничи¬
вающих  обмоток.  Первый  цикл  размагничива¬
ния  должен  обеспечить  перемагничивание  тур¬
бины  в  направлении,  противоположном  оста¬
точной  намагниченности,  поэтому  МДС  обмо¬
ток  во  время  первого  цикла  должна  обеспечить
напряженность  магнитного  поля  вблизи  по¬
верхности  размагничиваемых  деталей,  в  2—5
раз  большую,  чем  напряженность,  обусловлен¬
ная  остаточной  намагниченностью.  В  связи  с
этим  мощность  источника,  обеспечивающего
размагничивание  турбины  в  сборе,  может  со¬
ставлять  до  1/2  мощности  возбудителя.
 Длительность  операции  размагничивания
определяется  начальной  остаточной  намагни¬
ченностью  и,  соответственно,  необходимым
числом  циклов.  Длительность  одного  цикла
размагничивания  15...25  мин  выбирают  исходя
из  толщины  обрабатываемых  деталей.
 Следует  отметить,  что  круг  неисследован¬
ных  вопросов,  связанных  с  источниками  токов
и  напряжений  на  роторах  турбин,  с  анализом
составляющих  этих  токов  и  интерпретацией
результатов  измерений  достаточно  большой.
Накопленный  материал,  хотя  и  имеет  весьма
 ограниченный  характер,  позволяет  в  настоя¬
щее  время  дать  следующие  рекомендации  по
предупреждению  электроэрозии  в  эксплуата¬
ционных  условиях:
 1) 	обеспечивать  качественное  заземление
ротора  турбин;  заземляющее  устройство,  осо¬
бенно  при  использовании  в  системах  возбужде¬
ния  полупроводниковых  преобразователей  и  ти¬
ристоров,  целесообразно  располагать  на  шейке
ротора  ЦНД  между  генератором  и  турбиной;
 2) 	периодически  контролировать  масло,
используя  для  контроля  методики,  разрабо¬
танные  для  трансформаторных  масел.  При
этом  особое  внимание  следует  уделять  контро¬
лю  вольт-амперных  характеристик,  так  как
этот  параметр  значительно  чувствительнее  к
обводнению,  чем  напряжение  пробоя;
 3) 	тщательно  обследовать  подшипники,
уплотнения,  муфты  и  втулки  гидроподъема,
штифты  масляных  уплотнений  генераторов  на
наличие  электроэрозионных  повреждений  при
проведении  ремонтных  работ.  При  наличии
повреждений  целесообразно  немедленно  про¬
верить  остаточную  намагниченность  деталей
турбин,  определить  места  замыкания  токового
контура  и  тщательно  очистить  соответствую¬
щие  узлы,  карманы,  зазоры  и  полости  от  час¬
тиц  зашлаковавшегося  масла  и  металлической
пыли,  возникшей  при  электроэрозии;
 4) 	восстанавливать  до  исходного  состоя¬
ния  качество  поверхности  шеек,  вкладышей,
гребней,  колодок  подшипников  и  уплотнений,
так  как  шероховатость  этих  деталей  способст¬
вует  концентрации  электрического  поля  и  про¬
бою  пленок  масла  в  соответствующих  узлах;
 5) 	контролировать  уровень  остаточной
намагниченности  узлов  после  проведения  ре¬
монтных  работ  перед  закрытием  агрегата;  если
требуется,  то  проводить  дополнительное  раз¬
магничивание;
 6) 	испытания  на  режиме  холостого  хода
турбин  проводить  при  отсутствии  вблизи  ра¬
ботающих  сварочных  генераторов,  нештатных
кабелей  и  других  посторонних  источников
электрических  полей;
 7) 	проводить  работы  по  совершенствова¬
нию  масляных  и  паровых  уплотнений  для  пре¬
дотвращения  попадания  в  масло  конденсата,  а
также  расширять  использование  промежуточ¬
ных  контуров  охлаждения  масла,  предупреж¬
дающих  попадание  в  него  воды  с  высокой  сте¬
пенью  минерализации;
 8) 	использовать  автоматические  средства
контроля  электрического  состояния  турбин.

СТУПЕНИ  БОЛЬШОЙ  ВЕЕРНОСТИ
 327
 2.5.10. 	СТУПЕНИ  БОЛЬШОЙ  ВЕЕРНОСТИ
 Последняя  ступень  (ПС)  паровой  турбины.
 Это  последний  по  ходу  пара  элемент  проточ¬
ной  части,  в  котором  производится  механиче¬
ская  работа.  Следующими  за  ПС  элементами
проточной  части  могут  быть  выходной  диффу¬
зор,  выходной  и  переходный  патрубки  для  на¬
правления  потока  пара  в  конденсатор.  Назна¬
чение  выходного  диффузора  —  получить  при
конечном  давлении,  которое  обеспечивает
конденсатор,  возможно  меньшее  давление  за
ПС,  что  позволяет  увеличить  вырабатываемую
в  ней  мощность.  Конденсатор  служит  для  от¬
вода  теплоты  конденсации  низкопотенциаль¬
ного  пара,  которая  уже  не  может  быть  преоб¬
разована  в  работу.  Все  эти  элементы  составля¬
ют  низкопотенциальную  проточную  часть
(НПЧ).
 Последняя  ступень  является  наиболее
аэродинамически  нагруженным  элементом
проточной  части  паровых  турбин.  Распола¬
гаемый  перепад  энтальпий  в  этой  ступени,
как  правило,  максимальный  для  ступеней
давления.  Она  работает  в  условиях  глубокого
вакуума,  при  максимальных  для  данной  про¬
точной  части  объемных  расходах  пара.  В  свя¬
зи  с  этим  рабочие  лопатки  последних  ступе¬
ней  являются  предельными  по  передаваемой
энергии  и  парового  усилия,  а  также  по  уров¬
ню  напряжений  от  центробежных  сил  (ЦБС).
Процесс  расширения  пара  в  ПС  происходит  в
области,  расположенной  ниже  линии  насы¬
щения  водяного  пара,  при  этом  рабочее  тело
представляет  собой  двухфазную  среду,  т.е.
пар  содержит  в  себе  влагу  в  виде  капель  поли-
дисперсной  структуры.
 Проблема  обеспечения  пропуска  больших
объемных  расходов.  Для  обеспечения  пропуска
требуемых  объемных  расходов  пара  необходи¬
мо  создание  ступени  с  большой  торцовой  пло¬
щадью  выхода,  а  следовательно,  с  длинными
направляющими  (НЛ)  и  рабочими  лопатками
(РЛ).  Такую  ступень  называют  ступенью  боль¬
шой  веерности.  Последняя  ступень  имеет
обычно  наименьшее  отношение  среднего  диа¬
метра  D  рабочего  облопачивания  к  длине  L
лопатки  по  сравнению  с  другими  ступенями
турбины.  Минимальное  значение  этого  отно¬
шения  D/L  ~  2,5.  Длина  лопаток  ограничена
условием  обеспечения  их  конструктивной
прочности.  При  проектировании  добиваются
увеличения  длины  РЛ  за  счет  оптимизации
распределения  нагрузки  от  ЦБС  вдоль  нее.
 Для  изготовления  РЛ  предельной  длины  ис¬
пользуют  высокопрочные  стали  или  титано¬
вые  сплавы.
 Поскольку  в  последней  ступени  РЛ  име¬
ют  наибольшую  длину  по  сравнению  с  други¬
ми  лопатками  турбины,  эта  ступень  имеет  ряд
других  особенностей  как  в  конструктивном
исполнении,  так  и  по  условиям  работы.
 В  большинстве  ступеней  современной
турбины  лопатки  изготовляют  с  переменным
профилем  сечения  по  длине  (закрученными),
чтобы  условия  входа  и  выхода  потока  из  них
были  близки  к  оптимальным.  Но  именно  у  ПС
вследствие  большой  веерности  окружная  ско¬
рость  по  высоте  профильной  части  изменяется
более  чем  в  2  раза,  поэтому  у  корня  лопатки
необходимо  иметь  профиль,  близкий  к  актив¬
ному  (сильноизогнутому),  а  у  вершины  он  вы¬
рождается  в  подобие  пластины.  Кроме  того,  в
такой  ступени  относительный  шаг  рабочих  ре¬
шеток  (отношение  шага  решетки  к  горлу  меж-
лопаточного  канала)  не  может  быть  выдержан
близким  к  оптимальному  по  всей  их  высоте.
 Большой  объемный  расход  и  ограничен¬
ная  площадь  выхода  из  ступени  приводят  к  то¬
му,  что  потеря  кинетической  энергии  с  выход¬
ной  скоростью  из  ПС  значительная  и  состав¬
ляет  при  полной  нагрузке  около  20%  распола¬
гаемого  теплоперепада  на  ступень.  Отношение
использованного  теплоперепада  (удельной  вы¬
работанной  мощности  в  ступени)  к  распола¬
гаемому  теплоперепаду  от  полных  параметров
на  входе  в  ступень  к  статическим  на  выходе  из
ступени  (изоэнтропный  перепад  энтальпий)
представляет  собой  мощностной  КПД  ступе¬
ни,  который  ниже,  чем  у  других  ступеней  вви¬
ду  большой  потери  кинетической  энергии  с
выходной  скоростью.  В  то  же  время  суммар¬
ная  мощность,  вырабатываемая  последними
ступенями  во  всех  выпусках  турбины,  состав¬
ляет  10...  15%  ее  мощности.
 Поскольку  потеря  кинетической  энергии
с  выходной  скоростью  из  ступени  пропорцио¬
нальна  осредненной  по  расходу  скорости  в
квадрате,  крайне  желательно  для  минимиза¬
ции  этой  потери  проектировать  ПС  так,  чтобы
распределение  выходной  скорости  за  ступенью
было  достаточно  равномерным,  а  на  режиме  с
максимальным  объемным  расходом  направле¬
ние  выходной  скорости  должно  быть  близким
к  осевому.
 Имеются  конструктивные  решения,  по¬
зволяющие  при  сохранении  длины  лопаток
ПС  увеличить  проходную  площадь  выпуска  —

328
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 проточную  часть  одного  потока  ЦНД  от  выхо¬
да  из  рабочих  лопаток  до  конденсатора.
 Типы  выпусков.  В  одноярусном  прямо¬
точном  выпуске  весь  пар  одного  потока  про¬
ходит  через  направляющие  лопатки,  в  которых
потенциальная  энергия  частично  преобразует¬
ся  в  кинетическую,  а  затем  в  рабочей  лопатке
кинетическая  и  потенциальная  энергия  преоб¬
разуются  в  работу.  Это  классический  тип  ПС,
он  имеет  самое  широкое  распространение.
 В  двухъярусном  прямоточном  (типа  Бау¬
мана)  выпуске  направляющие  и  рабочие  ло¬
патки  предпоследней  ступени  имеют  полки,
разделящие  поток  на  две  части.  Верхняя  часть
потока  попадает  на  верхний  ярус  предпослед¬
ней  рабочей  лопатки,  а  затем  в  конденсатор.
Остальная  часть  потока  проходит  через  ниж¬
нюю  часть  предпоследней  ступени  и  попадает
в  последнюю  ступень.  Такая  конструкция  по¬
зволяет  увеличить  площадь  выпуска  примерно
в  1,5  раза  при  тех  же  радиальных  размерах  ра¬
бочих  лопаток.  Однако  при  этом  либо  верхний
ярус,  либо  последняя  ступень  не  оптималь¬
ные,  так  как  теплоперепады  на  них  отличают¬
ся  примерно  в  2  раза.
 В  двухъярусном  выпуске  с  поворотом
(обратный  Бауман)  рабочая  лопатка  предпо¬
следней  ступени  имеет  полку,  разделяющую
лопатку  на  две  части.  Направляющие  лопатки
последней  ступени  имеют  полую  конструк¬
цию.  Часть  пара,  прошедшего  через  нижний
ярус  предпоследней  ступени,  идет  по  каналам
нижней  части  направляющих  лопаток  на  рабо¬
чие  лопатки,  а  другая  часть  потока  по  каналам
внутри  полых  лопаток  направляется  на  верх¬
ний  ярус  рабочих  лопаток  предпоследней  сту¬
пени.  Такая  конструкция  позволяет  также  уве¬
личить  площадь  выпуска  примерно  в  1,5  раза
при  тех  же  радиальных  размерах.  Преимущест¬
вом  такой  ступени  является  то,  что  перепад  на
верхний  ярус  и  на  последнюю  ступень  может
быть  оптимальным.  Недостатком  является
сложность  и  высокий  уровень  потерь  во  внут¬
ренних  каналах  направляющих  лопаток  по¬
следней  ступени.
 Для  увеличения  единичной  мощности
энергетические  паровые  турбины  выполняют  с
несколькими  выпусками  пара.  Конструктивно
это  осуществляется  применением  одного  или
нескольких  двухпоточных  ЦНД,  каждый  из
которых  имеет  два  симметрично  расположен¬
ных  относительно  центральной  оси  выпуска.
В  мировой  практике  применяют  одновальные
турбогенераторы  с  двухпоточными  ЦНД  с  че¬
 тырьмя  (восемью)  выпусками.  Распростране¬
ны  турбины  и  с  тремя  выпусками,  где  один  из
них  расположен  в  совмещенном  однопоточ¬
ном  цилиндре  среднего-низкого  давления.
Число  ЦНД  больше  четырех  в  одном  агрегате
в  настоящее  время  не  встречается,  поскольку
имеются  трудности  как  в  проектировании  ма¬
шинного  зала  электростанции  с  чрезмерно
длинным  турбогенератором,  так  и  в  создании
надежно  работающего  валопровода  с  большим
числом  подшипников.
 Таким  образом,  ПС  определяет  предель¬
ные  значения  мощности  создаваемой  турбины
и  влияет  на  конструктивную  схему  турбины.
 Аэродинамический  расчет  и  проектирова¬
ние  ПС.  Течение  пара  в  последней  ступени.  Те¬
чение  пара  в  ПС  обычно  трансзвуковое  и  но¬
сит  ярко  выраженный  пространственный  ха¬
рактер  с  резким  изменением  параметров  пото¬
ка  (давления,  скорости  и  ее  направления)
вдоль  радиуса  в  некоторых  сечениях.  При  этом
часть  работы  совершается  при  расширении  па¬
ра  за  горлом  в  косом  срезе  лопаточного  кана¬
ла.  Реальная  линия  горл  может  отличаться  от
геометрической  вследствие  пространственного
характера  течения.  Предел  для  расширения
пара  в  косом  срезе  наступает  при  условии  дос¬
тижения  меридиональной  составляющей  ско¬
рости  потока  скорости  звука.  Дальнейшее  уве¬
личение  скорости  за  счет  углубления  вакуума
происходит  за  пределами  ПС  и  не  приводит  к
росту  вырабатываемой  мощности.
 В  отличие  от  промежуточных  ступеней,  ко¬
торые  работают  при  постоянном  объемном  рас¬
ходе,  определяемом  сопротивлением  последую¬
щих  ступеней,  объемный  расход  за  ПС  изменяет¬
ся  в  широком  диапазоне.  Это  определяется  по¬
граничным  положением  ступени  в  турбине,  ве¬
личина  объемного  расхода  при  этом  определяет¬
ся  массовым  расходом  пара,  параметрами  окру¬
жающей  среды  и  характеристикой  конденсатора.
Разнообразие  режимов  работы  турбины  в  наи¬
большей  степени  отражается  на  изменении  кине¬
матических  условий  течения  в  ПС,  которая  рабо¬
тает  в  диапазоне  нагрузок  от  максимальной  до
отрицательной  (потребления  мощности).  Режи¬
мы  потребления  мощности  возникают  при  объ¬
емных  расходах  меньше,  чем  20...30%  макси¬
мального.  С  уменьшением  объемного  расхода  в
ПС  возникает  прикорневой  отрыв  потока,  а  при
минимальных  объемных  расходах,  кроме  того,
развивается  высокоскоростной  торовый  вихрь  у
периферии,  захватывающий  межвенцовый  зазор
(зазор  между  HJI  и  PJI),  радиальный  зазор  над

СТУПЕНИ  БОЛЬШОЙ  ВЕЕРНОСТИ
 329
 РЛ  и  рабочее  колесо.  Торовый  вихрь  на  малорас¬
ходных  режимах  приводит  к  разогреву  РЛ.
 Аэродинамические  расчеты  ПС  имеют
различный  уровень  детализации  и  сложности
в  зависимости  от  задачи,  решаемой  конкрет¬
ным  расчетом.
 Одномерная  модель  основана  на  использо¬
вании  обобщенных  (осредненных)  геометри¬
ческих  размеров  и  режимных  параметров.  При
расчете  по  выходным  кромкам  на  среднем
диаметре  она  позволяет  найти  согласованные
параметры  проточной  части  и  всей  НПЧ  на
этапе  общего  расчета  тепловой  схемы  и  эскиз¬
ного  проекта  турбины.
 Двумерная  модель  —  модель  осесиммет¬
ричного  течения  в  проточной  части,  основан¬
ная  на  учете  равновесия  потока  в  зазорах  меж¬
ду  венцами.  Наиболее  распространенный  ме¬
тод  расчета  —  метод  кривизны  линий  тока.
Эта  модель  позволяет  получить  распределение
параметров  потока  (скорости,  давления,  эн¬
тальпии)  вдоль  радиуса  по  кромкам  лопаток
или  в  иных  расчетных  сечениях.  Потери  энер¬
гии  в  каналах  (диссипация  энергии)  задаются
с  помощью  коэффициентов,  полученных,  как
правило,  экспериментальным  путем.  Расчеты
по  двумерным  моделям  позволяют  проводить
совместные  расчеты  с  диффузором  и  учиты¬
вать  влияние  режима  на  эффективность  тече¬
ния  в  ступени.  Такие  расчеты  выполняются
как  на  этапе  технического  проекта,  так  и  при
рабочем  проектировании.
 Трехмерная  модель  позволяет  найти  пара¬
метры  вязкого  нестационарного  потока  с  уче¬
том  шаговой  неравномерности  в  решетках  и
несимметрии,  возникающей  из-за  конструк¬
ции  выпуска,  во  всем  поле  течения.  Современ¬
ные  методы  трехмерного  расчета  могут  с  успе¬
хом  использоваться  для  различных  исследова¬
ний  и  экспертных  оценок,  однако  прямое
применение  их  в  процессе  проектирования
пока  ограничено.
 Принципы  проектирования  ПС.  При  про¬
ектировании  ПС  необходимо  правильно  опре¬
делиться  с  критерием  качества.  Если  критери¬
ем  оптимального  проектирования  промежу¬
точных  ступеней  является  максимум  КПД,  то
одним  из  критериев  качества  для  последней
ступени  вследствие  ее  многорежимности  мо¬
жет  быть  максимум  произведенной  работы  за
рассматриваемый  период  времени  при  задан¬
ных  граничных  условиях.  Эффективность  раз¬
личных  последних  ступеней  целесообразно
сравнивать  при  одинаковом  приведенном  рас¬
 полагаемом  теплоперепаде  на  конкретном  ре¬
жиме.  Многие  турбостроительные  фирмы,
создавая  новые  проточные  части,  рассматри¬
вают  в  качестве  элемента  не  собственно  по¬
следнюю  ступень,  а  две  последние  согласован¬
ные  друг  с  другом  ступени.
 Для  получения  максимальной  эффектив¬
ности  от  ступени  ее  проектируют  таким  обра¬
зом,  чтобы  скорости  за  НЛ  и  за  РЛ  (за  РЛ  —
относительные  скорости)  были  сверхзвуковы¬
ми  на  большей  длине  лопаток.  Это  позволяет
создать  близкие  к  оптимальным  условия  выхо¬
да  из  ПС  (осевой  выход)  за  счет  изменения
расширительной  способности  косого  среза  ра¬
бочей  решетки  в  широком  диапазоне  режи¬
мов,  соседних  с  режимом,  имеющим  макси¬
мальный  объемный  расход.  Кроме  того,  сту¬
пень  с  большим  теплоперепадом  с  большей
эффективностью  работает  и  при  уменьшенных
расходах  пара.
 На  выбираемые  проектные  решения,  та¬
кие  как  длина  и  материал  лопатки,  веерность,
интегральное  значение  и  распределение  выход¬
ного  угла  из  РЛ,  наличие  связей,  может  оказы¬
вать  влияние  выполнение  не  только  этого  кри¬
терия,  но  и  других  экономических  показателей.
 Одним  из  важных  моментов  создания  ПС
является  обеспечение  конструктивной  проч¬
ности  и  вибрационной  надежности  ее  рабоче¬
го  облопачивания.  В  настоящее  время  часть
этих  задач  —  обеспечение  прочности  в  услови¬
ях  больших  ЦБС  и  вынужденных  колебаний
рабочих  лопаток,  вызванных  неравномерно¬
стью  потока  (резонансные  явления  от  аэроди¬
намической  неравномерности)  и  кинематиче¬
ским  возбуждением  от  ротора  (роторный  неба¬
ланс,  режимы  короткого  замыкания  турбоаг¬
регата  и  др.)  —  достаточно  успешно  решаются
с  помощью  современных  трехмерных  расчетов
на  базе  метода  конечных  элементов.  Часть  ме¬
роприятий  по  обеспечению  вибропрочности
рабочих  лопаток  до  сих  пор  требует  экспери¬
ментальной  отработки  на  модельных  стендах  и
в  эксплуатационных  условиях.  Это  прежде
всего  работы,  связанные  с  исследованиями
возможности  возникновения  срывных  колеба¬
ний  при  нерасчетном  обтекании  на  режимах
малых  нагрузок  и  в  условиях  плохого  вакуума
и  с  автоколебаниями  облопачивания  при  уве¬
личенных  паровых  нагрузках.
 Экспериментальные  исследования  и  отра¬
ботка  ПС.  Поскольку  исследования  ПС  в  ус¬
ловиях  реальной  электростанции  затруднены
как  с  точки  зрения  обеспечения  широкого

330
 Глава  2.5.  ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
 диапазона  режимов  работы,  так  и  вариантной
отработки,  наиболее  полные  данные  о  харак¬
теристиках  ПС  можно  получить  при  исследо¬
вании  ее  в  группе  ступеней  с  выпускным  пат¬
рубком  на  крупномасштабных  моделях  с  ис¬
пользованием  в  качестве  рабочего  тела  пара
натурных  параметров.
 Интегральными  исследованиями  определя¬
ются  фактические  характеристики  экономич¬
ности  (КПД)  ПС  в  составе  группы  ступеней,
ее  расходные  характеристики,  располагаемый
и  использованный  теплоперепады,  степень  ре¬
активности  ПС  у  корня  и  периферии.
 Аэродинамическими  исследованиями  опре¬
деляется  структура  потока  в  межвенцовых  за¬
зорах  проточной  части  с  помощью  многока¬
нальных  пневмометрических  зондов.  По  ре¬
зультатам  траверсирования  потока  зондами
могут  быть  получены  эпюры  распределения
давления  в  потоке,  его  скорость  и  направле¬
ние.  Эти  данные  позволяют  получить  реко¬
мендации  по  повышению  экономичности  ПС
и  их  элементов.  Вместе  с  интегральными  ха¬
рактеристиками  результаты  аэродинамических
измерений  расширяют  имеющуюся  базу  дан¬
ных.  Это  позволяет  совершенствовать  расчет¬
ные  методы  и  программы  с  целью  повышения
их  достоверности  при  проектировании  новых
проточных  частей  и  выполнить  анализ  режи¬
мов  работы  существующих  турбин.
 Исследования  влажности  проводят  либо
косвенными  методами  (количество  сепариро¬
ванной  и  дренированной  влаги),  либо  прямы¬
ми.  Наиболее  распространенными  методами
являются  оптические  методы  подсчета  количе¬
ства  капель,  проходящих  через  микрообъем  и
поглощения  света  каплями,  находящимися  в
объеме.  В  результате  может  быть  найден  либо
расход  влаги,  либо  ее  объемная  концентрация
и  дисперсность.
 Вибрационные  исследования  проводят  для
определения  собственных  частот  отдельно  стоя¬
щих  лопаток,  а  также  частот  рядов  связанных  ло¬
паток  при  разных  формах  колебаний  в  широком
диапазоне  работы.  Для  этого  используют  либо
контактные  (тензометрия)  либо  бесконтактные
методы  (различные  виды  индукционных  датчи¬
ков).  Результаты  исследований  позволяют  опре¬
делить  опасные,  с  точки  зрения  возникновения
резонансов  и  автоколебаний,  режимы.
 Последняя  ступень  паровой  турбины,
предельная  по  геометрическим  размерам,  с
трансзвуковым  потоком  влажного  пара,  обла¬
дающая  высокими  технико-экономическими
 показателями,  может  быть  создана  только  при
наличии  высокого  научно-технического  по¬
тенциала.  В  России  в  настоящее  время  имеет¬
ся  набор  последних  ступеней  отечественного
производства  с  PJI  длиной  960,  1000  (сталь¬
ные)  и  1200  мм  (из  титанового  сплава)  для
турбин  мощностью  100...  1200  МВт.
 2.5.11. 	ПРОБЛЕМЫ  ОБЕСПЕЧЕНИЯ
ПЕРЕМЕННЫХ  РЕЖИМОВ  РАБОТЫ
ТУРБИН
 Работа  ПТУ  при  различных  режимах  в
значительной  мере  определяется  выбранной
программой  регулирования,  а  также  принци¬
пом  парораспределения,  который  представля¬
ет  одну  из  важнейших  конструктивных  харак¬
теристик.  Различают  сопловое,  дроссельное  и
обводное  парораспределение.  При  любом  спо¬
собе  парораспределения  могут  быть  примени¬
мы  различные  программы  регулирования:  при
постоянном  начальном  давлении,  при  сколь¬
зящем  давлении,  комбинированная.
 Эти  программы  регулирования  и  прин¬
ципы  парораспределения  нашли  широкое
применение,  что  связано  с  их  достоинствами  в
конкретных  условиях  эксплуатации  турбин  са¬
мого  различного  назначения.  Эти  разнообраз¬
нейшие  режимы  глубоко  исследованы  в  рас¬
четном  и  эксплуатационном  вариантах  [32].
 Важное  значение  имеют  проблемы  ма¬
невренных  установок,  предназначенных  для
работы  в  широком  диапазоне  нагрузок  при
резко  переменных  режимах,  при  частых  и  бы¬
стрых  остановках  и  пусках,  при  длительной
работе  на  малых  нагрузках  и  на  режиме  холо¬
стого  хода,  при  работе  с  перегрузкой.
 Особое  место  занимают  комбинирован¬
ные  установки  для  одновременной  выработки
тепловой  и  электрической  энергии.  Режимы
работы  таких  установок  разделяют  на  тепло¬
фикационные,  когда  поддерживается  темпера¬
тура  сетевой  воды  и  выработка  электроэнер¬
гии,  и  конденсационные,  когда  регулируемые
отборы  выключены.  Такие  сложные  условия
эксплуатации  этих  турбин  требуют  решения
ряда  проблем  как  при  проектировании,  так  и  в
эксплуатации.
 Рассмотренное  разнообразие  режимов
работы  ПТУ  связано  с  предъявляемыми  по¬
требителями  энергии  требованиями,  которые
всегда  должны  выполняться  достаточно  стро¬
го.  Однако  при  параллельной  работе  несколь¬
ких  или  многих  турбоустановок,  особенно  в

ПРОБЛЕМЫ  ОБЕСПЕЧЕНИЯ  ПЕРЕМЕННЫХ  РЕЖИМОВ  РАБОТЫ  ТУРБИН
 331
 больших  энергосистемах,  появляются  допол¬
нительные  требования  по  режимам,  маневрен¬
ным  и  экономическим  характеристикам,  пара¬
метрам  регулирования  и  управления,  а  также
связанные  с  особенностями  блочного  испол¬
нения  оборудования.  Современное  турбинное
оборудование,  особенно  энергетические  блоки
большой  мощности,  эксплуатируются,  как
правило,  в  сложных  условиях.  Они  привлека¬
ются  к  работе  в  переменном  графике  электри¬
ческой  нагрузки,  возможно  с  частыми  пуска¬
ми  и  остановами,  участвуют  в  первичном  регу¬
лировании  частоты  в  энергосистеме,  могут
привлекаться  в  специальных  режимах  энерго¬
систем,  связанных  с  сохранением  их  динами¬
ческой  устойчивости.  Кроме  того,  все  установ¬
ки,  включая  блоки  АЭС,  должны  обеспечить  в
процессе  длительной  эксплуатации  полную
безопасность  персонала,  оборудования  и  окру¬
жающей  среды  от  техногенного  воздействия.
 Решение  перечисленных  задач  может
быть  выполнено  только  при  комплексном
подходе  к  проблеме  [32,  84].  Формулируются
условия  работы  энергетических  агрегатов  и
требования  к  их  характеристикам  в  современ¬
ных  энергосистемах,  т.е.  требования  к  качест¬
ву  нормированного  первичного  и  автоматиче¬
ского  вторичного  регулирования  частоты  в
энергосистеме,  требования  к  параметрам  им¬
пульсной  разгрузки  турбины  по  сигналам  про-
тивоаварийной  автоматики  энергосистем,  тре¬
бования  к  статической  и  динамической  харак¬
теристикам  системы  регулирования.
 После  создания  основного  турбинного  и
блочного  оборудования  решаются  задачи  регу¬
лирования,  управления  и  автоматизации.  Оте¬
чественные  и  зарубежные  турбостроительные
фирмы  каждая  по-своему  последовательно  ре¬
шает  все  проблемы.  Огромный  путь  развития
связан  с  разработкой  и  отработкой  типовых
конструкций  узлов  регулирования,  их  элемен¬
тов,  типовых  схем  и  принципов  управления
турбинами  и  блоками  в  целом.  Созданы  пнев¬
матические,  гидравлические,  электрогидрав-
лические  системы  регулирования,  необходи¬
мые  для  удовлетворения  конкретных  требова¬
ний,  которые  успешно  эксплуатируются,  мо¬
дернизируются  частично  и  комплексно  в  на¬
стоящее  время.
 В  последние  годы  в  отечественном  турби-
ностроении  в  части  регулирования  и  управле¬
ния  наблюдаются  существенные  изменения.
После  принятия  в  2002  г.  курса  на  интеграцию
с  европейской  системой  и  фактически  опреде¬
 лившего  такие  же,  как  в  TESIS,  требования  к
нечувствительности  регулирования  частоты
для  энергоблоков  ТЭС  России,  активизиро¬
вался  процесс  модернизации  систем  автомати¬
ческого  регулирования  (САР)  паровых  турбин
и  по-новому  заказываются  строящиеся  объек¬
ты  [9,  58].
 Современные  требования  к  ПТУ  не  могут
быть  удовлетворены  традиционными  метода¬
ми  с  использованием  механических  регулято¬
ров  скорости.  Постоянно  расширяется  пере¬
чень  функций,  выполняемых  САР  ПТУ,  кото¬
рые  становятся  все  более  электронными  за
счет  оснащения  новейшими  механизмами  и
аппаратурой  программно-технического  ком¬
плекса  электронной  части,  дополнения  аппа¬
ратурой  общей  системы  диагностики  в  составе
автоматизированной  системы  управления
(САУ)  технологическим  процессом.  На  базе
этих  технических  средств  внедрены  микропро¬
цессорные  части  САР,  которые  позволяют  со¬
вместно  с  модернизированными  гидравличе¬
скими  частями  эксплуатируемых  турбин  дос¬
тичь  требуемых  качественных  показателей  ре¬
гулирования.  Так,  нечувствительность  систем
регулирования  можно  оценить  по  таким  дан¬
ным:  регулирующие  клапаны  реагируют  на  от¬
клонение  частоты  в  пределах  2...4  мГц;  при  от¬
клонении  частоты  на  6  мГц  установка  реагиру¬
ет  заметным  изменением  давления  в  камере
регулирующей  ступени  и  изменением  мощно¬
сти  генератора.
 Каждая  турбинная  установка  оснащена
развитой  системой  защиты,  которая  встраива¬
ется  с  систему  регулирования,  имеет  свои
командные  органы,  передаточный  механизм,
исполнительный  орган,  а  также  системы  «тре¬
нировки»  и  контроля  срабатывания.  Наиболее
ответственные  элементы  системы  защиты  дуб¬
лируются,  а  их  конструкция  позволяет  прово¬
дить  испытания  правильности  функциониро¬
вания  как  на  остановленной  турбине,  так  и  на
работающей  на  режиме  холостого  хода  или
под  нагрузкой.
 Вопросы  теории  автоматического  управ¬
ления  ПТУ  разработаны  подробно  и  глубоко,
комплексно  изучено  взаимное  влияние  про¬
цессов  регулирования  турбины,  котла  (пароге¬
нератора),  реакторов  и  энергосистемы.  Разра¬
ботанные  САУ  позволяют  встраивать  САР
блоков  в  следующие  ступени  иерархической
структуры  автоматизированной  системы
управления  производством  и  распределением
электрической  энергии.

332
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Глава  2.6
 КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ
И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 2.6.1. 	КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Классификация,  основные  определения  и
типы  турбин  паровых  турбин  ТЭС  и  АЭС.  Клас¬
сификация  и  обозначения  турбин  в  соответствии
с  ГОСТ  3618  отражают:  тип  турбины;  мощ¬
ность;  начальное  давление;  противодавление.
Типы  турбин  и  их  основные  параметры  приве¬
дены  в  табл.  2.6.1.  ГОСТ  3618  распространяет¬
ся  на  паровые  турбины,  предназначенные  для
привода  электрических  генераторов  электро¬
станций,  работающих  на  органическом  топли¬
ве,  мощностью  2,5...  1600  МВт  со  следующими
начальными  параметрами:  абсолютным  давле¬
нием  пара  3,4...23,5  МПа,  температурой
 435...565  °С  и  номинальной  частотой  враще¬
ния  ротора  50  с-1.
 В  обозначении  турбины  первая  буква  оз¬
начает  ее  тип:  К  —  конденсационная  без  регу¬
лируемых  отборов  пара;  Т  —  теплофикацион¬
ная  с  отопительным  отбором  пара;  П  —  тепло¬
фикационная  с  производственным  отбором
пара;  ПТ  —  теплофикационная  с  производст¬
венным  и  отопительным  отборами  пара;  Р  —  с
противодавлением  без  регулируемого  отбора
пара;  ПР  —  теплофикационная  с  противодав¬
лением  и  производственным  регулируемым
отбором  пара;  ТР  —  теплофикационная  с  про¬
тиводавлением  и  отопительным  отбором  пара.
 Первое  число  после  буквы  в  виде  дроби
определяет  мощности,  МВт:  перед  чертой  —
номинальное  значение,  за  чертой  —  макси¬
мальное.  Если  первое  числовое  обозначение
состоит  из  одного  числа,  то  оно  определяет
номинальную  мощность.
 Второе  числовое  обозначение  —  давление
в  кг/см2:  для  турбин  типа  К  и  Т  —  давление
свежего  пара;  для  турбин  типа  ПТ  (два  числа)
перед  чертой  —  давление  свежего  пара,  за  чер¬
той  —  давление  производственного  отбора;
для  турбин  типа  Р  число  перед  чертой  —  дав¬
ление  свежего  пара,  а  за  чертой  —  противодав¬
ление;  для  турбин  типа  ПР  (три  числа)  первое
число  —  давление  свежего  пара,  второе  —  дав¬
ление  производственного  отбора,  третье  —
противодавление.
 Для  турбин  АЭС  иногда  указывается  час¬
тота  вращения,  мин-1.  Последняя  цифра  —
номер  заводской  модификации  турбины  дан¬
ного  типоразмера.
 Примеры  обозначений  турбин:
К-300-240  —  конденсационная  турбина  номи¬
нальной  мощностью  300  МВт  на  начальное
давление  240  кгс/см2;  ПТ-135/165-130/15  —  теп¬
лофикационная  турбина  с  производственным  от¬
бором  пара  номинальной  мощностью  135  МВт,
максимальной  мощностью  165  МВт,  начальное
давление  пара  130  кгс/см2,  давление  отбираемого
пара  15  кгс/см2;  К-1000-60/1500-1  —  конденсаци¬
онная  турбина  номинальной  мощностью
1000  МВт,  начальное  давление  пара  60  кгс/см2,
частота  вращения  1500  мин-1,  первая  заводская
модификация  этого  типоразмера.
 ГОСТ  3618  не  распространяется  на  турби¬
ны  с  ухудшенным  вакуумом,  специальные  тур¬
бины,  турбины  с  нерегулируемыми  отборами,
турбины  с  противодавлением  и  промышленны¬
ми  отборами,  а  также  турбины  мятого  пара.
 Обозначение  турбоустановок  малой  мощ¬
ности  (до  4  МВт)  ОАО  «КТЗ»:
 ТГУ  —  конденсационные  со  встроенны¬
ми  конденсаторами;
 К  —  конденсационные  с  подвальной
компоновкой;
 КБ  —  конденсационные  с  конденсато¬
ром-бойлером;
 П  и  ПР  —  конденсационные  с  регулируе¬
мым  отбором  пара;
 Р  —  паровые  турбоустановки  с  противо¬
давлением.
 Основные  параметры  турбины.  Номиналь¬
ная  мощность  конденсационной  турбины  (ти¬
па  К)  —  наибольшая  мощность  на  зажимах  ге¬
нератора,  которую  турбина  должна  длительно
развивать  при  номинальных  значениях  всех
других  основных  параметров  и  при  отборах
пара  на  постоянные  собственные  нужды  энер¬
гоустановки.
 Номинальная  мощность  теплофикацион¬
ной  турбины  (типов  П,  Т,  ПТ,  ПР  и  ТР)  и  тур¬
бины  с  противодавлением  —  наибольшая
мощность  на  зажимах  генератора,  которую
турбина  должна  длительно  развивать  при  но¬
минальных  значениях  основных  параметров.
 Максимальная  мощность  конденсацион¬
ных  турбин  (К)  —  мощность,  достигаемая  при
максимальном  расходе  пара  через  стопорные
клапаны  и  при  отключении  тепловых  потреби¬
телей,  предусмотренных  техническими  усло¬
виями.
 Максимальная  мощность  теплофикаци¬
онной  турбины  и  турбины  с  противодавлени¬
ем  —  наибольшая  мощность  на  зажимах  гене¬
ратора,  которую  турбина  должна  длительно

2.6.1.  Типы  турбин  и  их  основные  параметры  (по  ГОСТ  3618)
 КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН 	333
 Температура  воды  /,  °С
 Т
 1  ОХЛ
 12;  15
 20
 20;  27
 on
 Гпв  (+10%)
 240
 270
 145
 230
 250
 265
 145
 G'n,  т/ч
 —
 40
 340
 520
 460
 620
 50/40
 р,  МПа
 за  турбиной
(противодав¬
ление)
 отбираемого
 пара
 —
 0,50
 0,09
 0,10
 0,09
 1,00
 Параметры  пара
 Т’д/Т’п.п,  °С
 540/540
 510/510
 540/540
 435/—
 555/—
 540/540
 435/—
 1
 р0,  МПа
 12,8
 23,5
 3,4
 12,8
 23,5
 3,4
 Номинальная
мощность  N,
МВт
 210
 500
 300
 500
 800
 1200
 1600
 6,0
 110
 175
 180
 250
 12
 Турбина
 К-210-130
 К-500-130*
 К-300-240
 К-500-240
 К-800-240
 К-1200-240
 К-1600-240*
 П-6-35/5
 Т-110/120-130
 Т-175/210-130
 Т-180/210-130
 Т-250/300-240
 ПТ-12/15-35/10

Продолжение  табл.  2.6.1
 334
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Температура  воды  t,  °С
 Т
 1  охл
 20
 20;  27
 -
 1
 /пв  (±10%)
 215
 250
 230
 -
 230
 —
 т/ч
 70/50
 185/130
 320/210
 -
 50
 р,  МПа
 за  турбиной
(противодав¬
ление)
 0,30
 0,50
 1,00
 0,50
 3,05
 1,30
 1.45
 0,12
 отбираемого
 пара
 0,12
 1.30
 0,09
 1.45
 0,08
 -
 1,00
 Параметры  пара
 °С
 -
 -
 -
 —
 -
 -
 та/тпп,
 535/-
 555/-
 435/-
 535/-
 1
 555/-
 435/-
 р0,  МПа
 8,8
 12,8
 3,4
 8,8
 12,8
 12,8
 3,4
 Номинальная
мощность  N,
МВт
 25
 80
 135
 2,5
 4
 6
 12
 50
 100
 6
 Турбина
 ПТ-25/30-90/10
 ПТ-80/100-130/13
 ПТ-135/165-130/15
 Р-2,5-35/3
 Р-4-35/5
 Р-6-35/5
 Р-6-35/10
 Р-12-35/5
 Р-12-90/31
 Р-50/60-130/13
 Р-100/105-1  15
 ПР-6-35/10/1,2

Окончание  табл.  2.6.1
 КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН 	335
 Температура  воды  /,  °С
 Параметры  пара
 Номинальная
мощность  N,
МВт
 Турбина
 ПР-6-35/10/5
ПР-6-35/15/5
ПР-12/15-90/15/7
ТР-110-130"
 за  турбиной
(противодав¬
ление)
 *  Суммарный  расход  отбираемого  пара  из  ступеней  отопительного  отбора.
 **  Суммарный  расход  отбираемого  пара  из  отопительного  отбора  и  расход  пара  через  выпускной  патрубок.
 Примечания:
 1. 	Турбины  типоразмеров  Т-110/120-130,  Т-175/210-130,  Т-180/210-130,  Т-250/300-240,  ПТ-80/100-130/13,  ПТ-135/165-130/15  и  ТР-110-130
должны  изготовляться  со  ступенчатым  подогревом  сетевой  воды.  За  абсолютное  давление  отбираемого  пара  принято  номинальное  давление  в
верхнем  отопительном  отборе.  Максимальные  расходы  отбираемого  пара  и  пределы  изменения  его  абсолютного  давления  должны  устанавливать¬
ся  в  нормативно-технической  документации  на  турбины  конкретных  типоразмеров.
 2. 	При  наличии  технико-экономических  обоснований  соответствующих  котлов  и  трубопроводов  допускается  изготовлять  турбины  со  следую¬
щими  значениями  начальной  температуры  пара  (в  числителе)  и  температуры  промперегрева  (в  знаменателе),  °С:
 К-800-240  и  К-500-240 		560/540
 К-300-240  и  Т-250/300-240  		560/565
 К-210-130  и  Т-180/210-130 		565/565
 3. 	Для  турбин  типоразмеров  Т-180/210-130  и  Т-175/210-130  максимальную  мощность  на  конденсационном  режиме  устанавливают  в  зависимо¬
сти  от  температуры  охлаждающей  воды.
 4. 	По  заказу  потребителя  допускается  изготовлять  турбины  с  противодавлением  Р-4-35/5  —  1,45  МПа;  Р-12-35/5  —  1,00  МПа;  Р-6-35/5
0,30  МПа;  Р-12-90/31  —  1,75  МПа;  с  абсолютным  давлением  отбираемого  пара  ПТ-6-35/10/1,2  —  0,50  МПа;  ПТ-12/15-35-10-  1,30  МПа.  Указанное
значение  противодавления  должно  входить  в  условное  обозначение  турбины.  Для  турбины  типоразмера  Р-12-35/5  при  противодавлении  1,0  МПа
обеспечение  номинальной  мощности  необязательно.
 5. 	Для  турбин  типа  ПТ  в  графах  «Абсолютное  давление  отбираемого  пара»  и  «Расход  отбираемого  пара»  в  числителе  указаны  номинальные  дав¬
ления  и  расход  пара  из  производственного  отбора,  в  знаменателе  —  из  отопительного.

336
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 развивать  при  определенных  соотношениях
расходов  отбираемого  пара  и  давлений  в  отбо¬
рах  и  противодавлений  при  номинальных  зна¬
чениях  других  основных  параметров.
 Турбины  должны  допускать  длительную
работу  при  отклонениях  начальных  параметров
пара  и  температуры  промежуточного  перегрева
пара  от  номинальных  значений  в  пределах,
приведенных  в  табл.  2.6.2.  Пределы  регулиро¬
вания  давления  пара  в  отборах  и  за  противо-
давленческой  турбиной  приведены  в  табл.  2.6.3.
 Номинальные  начальные  параметры  па¬
ра  —  это  номинальное  давление  и  номиналь¬
ная  температура  пара  перед  стопорным  клапа¬
ном  турбины.
 Начальная  температура  пара  после
промперегрева  —  температура  перед  регули¬
ровочными  органами  ЦСД;  номинальная
температура  питательной  воды  после  регене¬
ративного  подогрева  —  температура  воды  за
последним  по  ходу  воды  регенеративным  по¬
догревателем,
 Номинальная  температура  охлаждающей
воды  —  температура  охлаждающей  воды  при
входе  в  конденсатор,  при  которой  предприя¬
тие-изготовитель  гарантирует  значение  удель¬
ного  расхода  теплоты  и  расход  пара  на  турбину.
 Номинальный  отбор  —  наибольшее  ко¬
личество  отбираемого  пара  в  единицу  времени
при  номинальной  мощности  турбины  и  при
поддержании  прочих  параметров  в  пределах
допуска.
 У  турбин  типов  Т  и  П  номинальные  от¬
боры  соответствуют  номинальной  мощности
при  вентиляционном  (предельно  малом)  про¬
пуске  пара  в  конденсатор.  Непредусмотрен¬
ные  ГОСТ  3618  турбины  типа  ТК  имеют  «при¬
вязанную»  конденсационную  мощность:  при
номинальном  отборе  и  номинальной  мощно¬
сти  расход  пара  в  конденсатор  превышает  вен¬
тиляционный  расход  и  обеспечивает  выработ¬
ку  «конденсационной»  мощности.
 Конструктивные  особенности  турбин  пере¬
гретого  и  влажного  пара.  Типовые  структурные
схемы  конденсационных  турбин  перегретого  пара
(ПП)  мощностью  200...  1200  МВт  (рис.  2.6.1).
Турбины  мощностью  300  МВт  имеют  совме¬
щенный  цилиндр  среднего  давления  (ЦСНД)  с
одним  потоком  низкого  давления,  через  кото¬
рый  проходит  1/3  расхода  пара,  выходящего  из
части  среднего  давления;  остальные  2/3  расхода
направляются  в  двухпоточный  ЦНД.  Типовая
структурная  схема  турбин  перегретого  пара
мощностью  200,  500,  800  и  1200  МВт  содержит
один  ЦВД,  один  ЦСД  и  несколько  (от  одного
до  трех)  ЦНД.  Цилиндры  высокого  давления  —
однопоточные  с  прямым  или  возвратным  пото¬
ком  пара,  ЦСД  —  одно-  или  двухпоточные,
ЦНД  —  двухпоточные.
 Типовые  структурные  схемы  теплофикаци¬
онных  турбин  с  отопительными  отборами  пара
типа  Т  (рис.  2.6.2).  Турбины  мощностью
 50...80  МВт  имеют  два  цилиндра  по  структурной
схеме  ЦВД  +  ЦСНД,  при  этом  оба  цилиндра  —
 2.6.2.  Пределы  допустимых  отклонений  начальных  параметров  пара  и  температуры  промежуточного
 перегрева  пара  (по  ГОСТ  3618)
 Начальные  параметры  пара
 Температура  промперегрева
 Абсолютное  давление,  МПа
 Температура,  °С
 пара,  °С
 Номинальное
 Пределы
 отклонений
 Номинальная
 Пределы
 отклонений
 Номинальная
 Пределы
 отклонений
 3,4
 +  0,2
-о,з
 435
 +  10
-  15
 оо
 оо
 535
 12,8
 ±0,49
 555
 510
 540
 +  5
-  10
 510
 540
 +  5
-  10
 23,5
 540
 540
 Примечание.  Условие  работы  турбин  при  снижении  параметров,  выходящих  за  пределы,
указанные  в  таблице,  которые  могут  иметь  место  при  снижении  паропроизводительности  котла,
должны  устанавливаться  в  нормативно-технической  документации  на  турбину.

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 337
 2.6.3.  Пределы  регулирования  давления  пара  в  отборах  и  за  турбиной  с  противодавлением
 (по  ГОСТ  3618)
 Номинальное  абсолютное
давление  отбираемого  пара
и  пара  за  турбиной
(противодавление),  МПа
 Пределы  регулирования  абсолютного  давления  отбираемого  пара
и  пара  за  турбиной  (противодавления),  МПа
 нижний
 верхний
 0,08
 0,04;  0,05;  0,06
 0,15;  0,20;  0,25;  0,30
 0,09
 0,04;  0,05;  0,06
 0,15;  0,20;  0,25;  0,30
 0,1
 0,04;  0,05;  0,06
 0,15;  0,20;  0,25;  0,30
 0,12
 0,07
 0,25
 0,3
 0,2
 0,4
 0,5
 0,4
 0,7
 0,7
 0,5
 0,9
 1
 0,8
 1,3
 1,3
 1
 1,55
 1,45
 1,2
 1,75;  2,05
 1,75
 1,45
 2,05
 3,05
 2,85
 3,25
 П  римечание.  На  режимах  работы  турбины  с  ограничением  какого-либо  отбора  пара  допус¬
кается  повышать  его  абсолютное  давление  сверх  верхнего  предела  регулирования.  Допустимое  по¬
вышение  давления  устанавливают  в  нормативно-технической  документации  на  турбины  конкрет¬
ных  типоразмеров.
 однопоточные,  мощностью  100...200  МВт  —  три
цилиндра,  из  которых  ЦВД  и  ЦСД  —  однопо¬
точные,  а  ЦНД  —  двухпоточный.  Турбина
Т-180/210-130  ЛМЗ  выполнена  с  перегревом  па¬
ра  в  отличие  от  турбин  Т-100/120-130  и
Т-175/210-130  ТМЗ.  Турбина  Т-250/300-240
имеет  выделенный  двухпоточный  ЦСД-2  с  верх¬
ним  и  нижним  отопительными  отборами.  Такое
решение  обусловлено  необходимостью  уравно¬
вешивания  переменных  осевых  сил,  действую¬
щих  на  ротор  турбины,  и  большими  размерами
подводящих  и  отводящих  паропроводов  тепло¬
фикационных  отборов.
 Влажно-паровые  турбины  для  АЭС
(рис.  2.6.3,  рис.  2.6.4).  Они,  как  правило,  имеют
один  ЦВД,  после  которого  расположен  сепара-
тор-промежуточный  перегреватель  (СПП),  и  не¬
сколько  (от  одного  до  четырех)  ЦНД.  Турбины
для  АЭС  выполняют  двух  типов:  быстроходные
и  тихоходные.  В  некоторых  турбинах  применен
ЦСД,  совмещенный  с  ЦВД  (К-500-60/1500),
или  отдельный  (К-1000-60/1500-1).  Отличитель¬
ной  особенностью  турбин  К-500-60/1500  и
К-1000-60/1500-1  является  также  использование
боковых  конденсаторов,  обеспечивающих  высо¬
кую  их  экономичность,  превышающую  эконо¬
мичность  турбоустановок  К-1000/60/1500-2  с
 нижним  расположением  конденсаторов  и  без
выделенного  ЦСД.  Преимущество  установок
этой  модификации  заключается  также  в  боль¬
шей  простоте  фундамента,  меньшем  объеме  ма¬
шинного  зала,  т.е.  в  меньших  капитальных  за¬
тратах.
 Типовые  ЦВД  турбин  перегретого  пара.
ЦВД  с  прямым  потоком  пара  (типовая  конст¬
рукция  ХТЗ)  выполняются  двухкорпусными,
применяются  для  турбин  К-300-240  и
К-500-240.  Продолжением  фланцев  в  перед¬
ней  и  задних  частях  цилиндра  являются  лапы,
при  помощи  которых  корпус  опирается  на
стулья  подшипников.  Наружный  корпус  ЦВД
имеет  входные  и  выходные  патрубки.  К  вход¬
ному  патрубку  присоединяется  (сварной)  пе¬
репускной  паропровод,  идущий  от  колонки
клапанов.  На  конце  перепускного  паропрово¬
да  имеется  штуцер,  входящий  в  горловину
входного  патрубка  внутреннего  корпуса.
Штуцер  уплотнен  компрессионными  разрез¬
ными  кольцами.
 Выходной  патрубок  соединен  с  паропро¬
водом  промперегрева  (холодной  ниткой),  по
которому  пар  поступает  в  котел  на  перегрев.
 Внутренний  корпус  (или  внутренний  ци¬
линдр),  как  и  наружный,  имеет  горизонталь¬

338
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.1.  Типовые  структурные  схемы  конденсационных  турбин  мощностью  200...  1200  МВт
ОАО  «ПО  ЛМЗ»  и  ОАО  «Турбоатом»  (ХТГЗ)
 ный  фланцевый  разъем.  Свежий  пар  поступает
во  внутренний  корпус  через  штуцер.  Ротор
ЦВД  —  дисковый  цельнокованый.  Рабочие
лопатки  имеют  цельнофрезерованные  или
прикрепленные  бандажи.
 ЦВД  с  возвратным  потоком  пара  применя¬
ется  для  турбин  К-300-240,  К-500-240,  К-500-166,
К-800-240,  К-1200-240  ЛМЗ  и  турбин
Р-100-130/15,  ПТ-135/165-130/15,  Т-175/210-130,
Т-250/300-240  УТЗ.  Пар  поступает  во  внутренний
корпус  в  средней  части  цилиндра,  проходит  через
несколько  ступеней  в  левой  части  ЦВД,  затем
между  внутренним  и  наружным  корпусами  в
противоположном  направлении,  через  оставшие¬
ся  ступени  ЦВЦ  и  через  выходкой  патрубок  вы¬
водится  из  цилиндра.
 Типовая  конструкция  ЦСД  турбин  перегре¬
того  пара.  ЦСД  крупных  турбин  может  быть
однопоточным  и  двухпоточным:  однопоточ¬
ный  у  турбин  К-210-130,  Т-180/210-130  ЛМЗ,
К-500-240  ХТЗ,  Т-100/120-130,  двухпоточный
ЦСД  —  у  турбин  К-500-240,  К-500-166,
К-800-240,  К-1200-240  ЛМЗ  (в  зоне  подвода
пара  имеет  двухстенную  конструкцию).
 На  наружном  корпусе  расположены  че¬
тыре  входных  патрубка,  к  которым  присоеди¬
нены  регулирующие  клапаны,  а  в  нижней  по¬
ловине  —  патрубки  регенеративных  отборов
пара.
 Типовая  конструкция  ЦВД  турбин  влаж¬
ного  пара.  При  мощности  более  220  МВт  ЦВД
обычно  выполняют  двухпоточным.  Для  пре¬

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 339
 Рис.  2.6.2.  Типовые  структурные  схемы  турбин  с  отборами  пара  мощностью  50...250  МВт
 ОАО  «УТЗ»  и  ОАО  «ПО  ЛМЗ»
 дотвращения  щелевой  эрозии  некоторые  эле¬
менты  статора  (диафрагмы  обоймы,  козырьки
в  местах  стыковки  между  их  половинами  и
опорные  поверхности)  имеют  наплавки  из
коррозионно-стойкой  стали.  В  ступенях  ЦВД
влажно-паровых  турбин  применяют  влаго-
улавливающие  устройства.
 Типовые  конструкции  ЦНД.  Они,  как  пра¬
вило,  двухпоточные.  Типовой  ЦНД  конструк¬
ции  ЛМЗ  применяют  для  турбин  типов
К-300-240,  К-500-240,  К-500-166  и  К-800-240.
Цилиндр  состоит  из  средней  части  и  двух  вы¬
ходных  патрубков,  соединенных  вертикальны¬
ми  технологическими  фланцами.  Средняя
часть  цилиндра  имеет  двухкорпусную  конст¬
рукцию.
 Цилиндр  опирается  на  фундаментные
плиты  при  помощи  опорных  балконов,  прива¬
ренных  снаружи  выходных  патрубков.  Пар  к
 ЦНД  подводится  двумя  паропроводами,  при¬
соединенными  через  линзовые  компенсаторы
к  верхней  половине  средней  части.  Выходные
патрубки  в  нижней  части  приварены  к  горло¬
винам  конденсатора.
 Ротор  имеет  насадные  диски  с  пятью  ра¬
бочими  колесами  в  каждом  потоке.  Рабочая  ло¬
патка  последней  ступени  имеет  длину  960  мм.
 На  верхних  частях  выходных  патрубков
расположены  атмосферные  клапаны  для  ава¬
рийного  выпуска  пара  при  давлении  в  конден¬
саторе,  превышающем  атмосферное.
 Типовой  двухпоточный  ЦНД  конструк¬
ции  ЛМЗ  используют  в  турбинах  перегретого  и
влажного  пара  К-1200-240,  К-1000-60/3000.
Он  имеет  двухкорпусную  конструкцию.  Внут¬
ренний  сварной  корпус  несет  диафрагмы  пер¬
вых  четырех  ступеней  и  установлен  на  опоры
наружного  корпуса.  Стенки  внутреннего  кор-

340
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.3.  Структурные  схемы  быстроходных  влажно-паровых  турбин  влажного  пара  мощностью
 75...1000  МВт  ХТЗ:
 С  —  сепаратор;  СПП  —  сепаратор-промежуточный  перегреватель;
 ПП  —  промежуточный  перегреватель
 пуса  образуют  три  камеры  регенеративных
отборов  пара.
 Наружный  корпус  образован  средней
сварной  цилиндрической  частью  и  двумя  вы¬
ходными  патрубками  также  сварной  конструк¬
ции,  соединенными  между  собой  вертикальны¬
ми  технологическими  фланцами.  В  нем  уста¬
новлены  внутренний  корпус  и  (отдельно)  диа¬
фрагма  пятой  ступени.  Рабочие  лопатки  пятой
ступени  выполняются  в  зависимости  от  давле¬
ния  в  конденсаторе  в  двух  модификациях:  дли¬
ной  1200  мм  из  титанового  сплава  либо  длиной
1000  мм  из  коррозионно-стойкой  стали.  По  пе¬
риметру  выходных  сечений  патрубков  наруж¬
ный  корпус  приварен  к  горловинам  конденса¬
торов.  Цилиндр  имеет  выносные  опоры,  уста¬
навливаемые  на  фундаментные  плиты.
 Типовой  ЦНД  для  влажно-паровых  турбин
с  частотой  вращения  п  =  25  с-1  конструкции
 ОАО  «Турбоатом»  применяется  для  турбин  мощ¬
ностью  500...  1000  МВт  в  двухконтурных  схемах
АЭС  с  реакторами  ВВЭР-1000.  Цилиндр  имеет
однокорпусную  конструкцию.  Подводящие  па¬
ропроводы  крепятся  к  двум  патрубкам  на  верх¬
ней  половине  цилиндра.  Корпус  состоит  из  сред¬
ней  цилиндрической  части  и  двух  выходных  пат¬
рубков,  присоединенных  к  средней  части  верти¬
кальными  фланцами  и  имеет  горизонтальный
разъем.  Выходные  патрубки  сварены  с  боковым
выходом  пара  на  обе  стороны.  По  периметру  вы¬
ходных  сечений  они  присоединяются  через  пере¬
пускные  короба  и  компенсаторы  к  боковым  кон¬
денсаторам.  Выходные  патрубки  нижней  части
цилиндра  имеют  пружинные  опоры,  частично
разгружающие  опорные  лапы  средней  части  и
фундамент,  на  который  опирается  средняя  часть.
 Подшипники  —  выносные,  установлены  в
стульях,  опирающихся  на  фундаментные  плиты.

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 341
 Рис.  2.6.4.  Структурные  схемы  тихоходных
влажно-паровых  турбин  мощностью
500  и  1000  МВт  ХТЗ:
 СПП-1  —  сепаратор-промежуточный  паропе¬
регреватель;  77/7-2  —  промперегреватель
 Ротор  ЦНД  —  сварной,  дисковой  конструкции.
В  варианте  с  семиступенчатым  ЦНД  и  нижним
расположением  конденсатора  турбина  мощно¬
стью  1000  МВт  выполняется  без  ЦСД.  Рабочие
лопатки  последних  ступеней  ЦНД  обеих  моди¬
фикаций  турбин  имеют  длину  1450  мм.
 В  табл.  2.6.4  приведены  типичные  конст¬
руктивные  схемы  ЦВД,  ЦСД  и  ЦНД  мощных
паровых  энергетических  турбин  и  их  характер¬
ные  особенности.
 В  типичных  конструкциях  многоцилинд¬
ровых  турбин  используется  жесткое  соедине¬
ние  роторов.  Упорный  подшипник,  фикси¬
рующий  положение  вала  относительно  корпу¬
сов  цилиндров,  обычно  располагается  между
ЦВД  и  ЦСД  в  турбинах  ТЭС  или  между  ЦВД
и  ЦНД  в  турбинах  АЭС.  Такое  расположение
упорного  подшипника  в  турбоагрегате  позво¬
ляет  по  возможности  уменьшить  как  относи¬
тельные  удлинения  роторов  и  корпусов,  преж¬
де  всего,  в  наиболее  экономичных  высокотем¬
пературных  ЦВД  и  ЦСД,  так  и  абсолютные
удлинения  валопровода,  накапливающиеся
вдоль  цепочки  цилиндров  в  обе  стороны  тур¬
бины  от  упорного  подшипника.
 2.6.4.  Типичные  конструктивные  схемы  цилиндров  паровых  турбин  и  их  особенности
 Схема  цилиндра
 Характерные  особенности
 ЦВД  и  ЦСД
 Однопоточная  проточная  часть;  паровпуск  расположен  вблизи  одного
из  подшипников;  статор,  как  правило,  многостенный.  Для  повышения
маневренности  применяются  специальные  конструктивные  решения
 Однопоточная  проточная  часть  с  петлевой  схемой  движения  потока  па¬
ра;  паровпуск  расположен  в  середине  корпуса;  статор  многостенный
 Однопоточные  проточные  ЧВД  и  ЧСД  расположены  в  общем  корпусе;
паровпуск  —  в  середине  цилиндра;  многостенная  конструкция  статора;
сниженные  массогабаритные  показатели  по  сравнению  с  раздельными
ЦВД  и  ЦСД

342
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Окончание  табл.  2.6.4
 ЦНД
 Независимое  опирание  подшипников  и  наружного  корпуса  непосредст¬
венно  на  фундамент.  Внутренний  корпус  опирается  на  наружный
 Опирание  подшипников  и  внутреннего  корпуса  на  наружный,  а  наруж¬
ного  корпуса  —  непосредственно  на  фундамент
 Независимое  опирание  подшипников,  внутреннего  и  наружного  корпу¬
сов  —  непосредственно  на  фундамент.  Концевые  уплотнения  крепятся
к  корпусам  подшипников  и  гибко  соединены  с  наружным  корпусом
 Независимое  опирание  подшипников  и  внутреннего  корпуса  непосред¬
ственно  на  фундамент.  Наружный  корпус  совмещен  с  корпусом  кон¬
денсатора  (при  отсутствии  наружного  корпуса  выхлопные  патрубки
ЦНД  крепятся  к  внутреннему  корпусу).  Концевые  уплотнения  крепятся
к  корпусам  подшипников  и  гибко  соединены  выхлопными  патрубками
 Примечание.  1  —  подшипники;  2  —  наружный  корпус;  3  —  внутренний  корпус.
 Обычно  для  мощных  многоцилиндровых
турбин  ТЭС  и  АЭС  применяют  последователь¬
ное  расположение  цилиндров  (цугом),  напри¬
мер:  ЦВД  +  ЦСД  +  ЗЦНД.  Для  некоторых  ти¬
пов  быстроходных  турбин  АЭС  с  тремя  ЦНД
применяли  симметричную  схему  установки
цилиндров  (бабочкой):  2ЦНД  +  ЦВД  +  2ЦНД.
 Опорные  системы  паровых  турбин.  Вес
турбины  передается  на  фундамент  через  систе¬
му  неподвижно  закрепленных  на  нем  фунда¬
 ментных  рам,  на  которых  установлены  кор¬
пусы  подшипников  и  цилиндров.  Система
продольных,  вертикальных  и  поперечных
шпонок,  фиксирующих  положение  цилиндров
и  корпусов  подшипников  по  оси  в  вертикаль¬
ной  и  горизонтальных  плоскостях,  расстояние
между  подшипниками  и  цилиндрами,  а  также
положения  неподвижных  точек  («фикспунк-
тов»)  всего  агрегата  и  упорного  подшипника,
должна  обеспечить  при  работе  турбины  задан¬
 Схема  цилиндра
 Характерные  особенности
 Симметричная  двухпоточная  проточная  часть  с  подводом  пара  в  сере¬
дину  цилиндра;  статор  многостенной  конструкции

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 343
 ное  при  монтаже  их  взаимное  положение  и
безопасное  изменение  относительных  зазоров
между  ротором  и  элементами  статора.
 Несмотря  на  то,  что  в  современном  паро-
турбостроении  применяют  несколько  различ¬
ных  конструкций  систем  связи  между  цилинд¬
рами  и  корпусами  подшипников  ЦВД  и  ЦСД,
принципиально  отличаются  две  системы:
 1) 	корпусы  подшипников  перемещаются  в
осевом  направлении  при  тепловых  расширени¬
ях  цилиндров,  с  которыми  они  жестко  связаны;
 2) 	корпусы  подшипников  неподвижно
закреплены  на  фундаментных  рамах.
 В  первой  системе  расстояние  между  ци¬
линдрами  и  подшипниками  при  расширении
турбины  остается  постоянным.  В  конструкци¬
ях  с  неподвижно  установленными  подшипни¬
ками  это  расстояние  изменяется  на  значение,
соответствующее  тепловому  расширению  ци¬
линдра.
 Из  систем  связи  ЦНД  также  можно  выде¬
лить  две  существенно  отличающиеся  системы:
 1) 	корпусы  подшипников  встроены  во
внешний  корпус  ЦНД,  объединены  с  ним  и
имеют  общую  поверхность  опор;
 2) 	корпусы  подшипников  не  имеют  жест¬
кой  связи  с  корпусом  ЦНД,  их  установка  на
фундаменте  независима  от  установки  корпу¬
сов  цилиндров.
 В  первой  системе  общий  вес  цилиндра  и
ротора  передается  на  поперечные  ригели  фун¬
дамента  по  обоим  концам  цилиндра  через  по¬
перечные  к  оси  турбины  фундаментные  рамы,
на  которые  опираются  встроенные  подшипни¬
ки  и  цилиндры.  Кроме  того,  цилиндры  опира¬
ются  на  боковые  фундаментные  рамы  с  помо¬
щью  кронштейнов,  предусмотренных  в  ниж¬
ней  половине  ЦНД,  передавая  часть  нагрузки
на  продольные  балки  фундамента.  Встроенные
корпусы  подшипников  при  температурных
расширениях  ЦНД  проскальзывают  по  фунда¬
ментным  рамам,  на  которых  закреплены  на¬
правляющие  продольные  шпонки.
 Во  второй  системе  вес  ротора  и  цилиндра
передается  раздельно:  ротор  опирается  на  вы¬
носные,  неподвижно  установленные  на  фун¬
даментных  рамах  корпуса  подшипников,  а  вес
цилиндра  передается  на  поперечные  ригели  и
продольные  балки  фундамента  через  опорный
«балкон»,  предусмотренный  по  периметру
нижней  половины  цилиндров.
 Конструктивные  отличия  турбоустановок
АЭС.  Они  обусловлены  термодинамическими
особенностями  их  теплового  процесса,  связан¬
 ными  с  возможностями  современного  реак¬
торного  оборудования.  Наиболее  существен¬
ными  являются  пониженные  параметры  гене¬
рируемого  пара,  особенно  для  влажно-паро¬
вых  турбин  АЭС,  и  большая,  близкая  к  пре¬
дельным  значениям,  единичная  мощность
турбоагрегатов,  которые  предопределяют  сни¬
женный  термический  КПД  и  увеличенные
массогабаритные  показатели.  Удельные  расхо¬
ды  пара,  определяемые  как  отношение  расхода
на  единицу  мощности,  для  влажно-паровых
турбин  АЭС  примерно  в  1,6—1,8  раза  выше,
чем  для  современных  турбин  ТЭС.  При  этом
больше  как  габаритные  размеры  цилиндров,
особенно  ЦНД,  так  и  их  число,  размеры  тру¬
бопроводов,  стопорных,  регулирующих  и  от¬
сечных  клапанов,  вспомогательного  оборудо¬
вания  и  др.  Соответственно  больше  массогаба¬
ритные  размеры  фундаментов,  паровые  объе¬
мы  в  проточных  частях  турбин  (от  регулирую¬
щих  клапанов  до  выпуска),  опасные  в  отноше¬
нии  разгона  роторов.  Это,  в  свою  очередь,
приводит  при  прочих  равных  обстоятельствах
к  уменьшению  запасов  по  статической  проч¬
ности  роторов,  корпусов,  к  усложнению  кон¬
струкции  блоков  ЦНД—конденсатор,  компо¬
новки  элементов  тепловой  схемы,  что  затруд¬
няет  динамическую  отстройку  системы  осно¬
вание  —  фундамент—конденсатор.
 Пониженные  начальные  параметры  пара
неоднозначно  сказываются  на  эксплуатацион¬
ных  возможностях  установки.  При  низком
уровне  рабочих  температур  значительно  сни¬
жается  скорость  остывания  остановленной
турбины,  что  облегчает  согласование  темпера¬
тур  пара  и  металла  при  последующем  пуске,  и
практически  отсутствует  ползучесть  материала
деталей  при  работе,  что  также  способствует
повышению  надежности.
 Во  влажно-паровой  среде  турбин  АЭС
значительно  увеличиваются  коэффициенты
теплоотдачи  по  сравнению  с  перегретым  па¬
ром  турбин  ТЭС  при  сохранении  и  даже  неко¬
тором  росте  амплитуды  колебаний  температу¬
ры  пара  в  регулировочном  диапазоне  нагру¬
зок,  интенсифицируются  коррозионные  и
эрозионные  процессы,  значительно  растут  по¬
тери  от  влажности.
 Для  увеличения  надежности  и  экономич¬
ности  турбоустановок  со  сниженными  началь¬
ными  параметрами  пара  применяются  меры
по  уменьшению  влажности  в  проточных  час¬
тях  турбины  с  помощью  развитой  системы  ре¬
генеративных  отборов,  внутриканальной  сепа¬

344
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 рации,  влагоулавливателей  и  др.  Кроме  того,
между  ЦВД  и  ЦНД  (ЦСД)  устанавливают
СПП,  источником  перегрева  в  которых  обыч¬
но  служит  свежий  пар.
 Особую  роль  при  создании  турбоустано¬
вок  для  АЭС  играют  требования  повышенной
надежности  и  безопасности  оборудования.  Это
обусловливает  разработку  специальных  мер  по
обеспечению  сейсмостойкости  турбин,  широ¬
кое  применение  антиэрозионных  и  противо¬
коррозионных  мероприятий  (включая  приме¬
нение  специальных  материалов  и  покрытий),  а
также  значительные  ограничения  на  режимы
эксплуатации.  Последнее  в  существенной  сте¬
пени  определяется  специфическими  особенно¬
стями  физических  процессов  преобразования
энергии  в  реакторах.  По  этой  же  причине  тур¬
боустановки  АЭС,  работающие  в  одноконтур¬
ных  схемах  на  радиоактивном  паре,  нуждаются
в  оборудовании  системой  биологической  защи¬
ты,  тщательной  герметизации  парового  тракта
и  применении  материалов,  стойких  к  воздейст¬
вию  облучения.  Несомненные  преимущества  в
этом  плане  имеют  двух-  и  многоконтурные  те¬
пловые  схемы.  Наряду  с  моноблочной  структу¬
рой,  в  установках  с  реакторами  большой  мощ¬
ности  находят  применение  дубль-  и  полиблоки.
 В  нашей  стране  развиваются  два  направ¬
ления  создания  паровых  турбин  для  АЭС  —
быстроходных  и  тихоходных.  Быстроходные
турбоагрегаты  для  АЭС,  создаваемые  на  ХТГЗ
мощностью  220,  500  и  750  МВт,  предназначе¬
ны  для  работы  в  блоках  с  реакторами  типа
ВВЭР  и  РБМК.  В  последней  ступени  ЦНД
этих  турбин  применена  рабочая  лопатка  дли¬
ной  1030  мм,  обеспечивающая  площадь  вы¬
пуска  около  8,2  м2.  Общий  подход  к  конструк¬
ции  ЦНД  такой  же,  как  и  для  турбин  ТЭС,  что
позволяет  использовать  его  в  качестве  унифи¬
цированного  для  конденсационных  турбин
мощностью  300...800  МВт  (двухпоточная  про¬
точная  часть,  внутренний  цилиндр,  опираю¬
щийся  на  наружный  корпус,  выпускные  пат¬
рубки  со  встроенными  опорами,  которые  же¬
стко  соединены  с  переходными  патрубками  к
конденсаторам,  имеющим  поперечное  распо¬
ложение  трубного  пучка).
 С  ростом  мощности  турбин  увеличивается
число  ЦНД:  два  в  быстроходных  турбинах
К-220-44,  три  в  К-500-65,  четыре  в  К-750-65.
В  этих  турбинах  АЭС  имеются  внешний  сепа¬
ратор  и  промежуточный  перегрев  пара.  В  более
ранних  конструкциях  применена  схема  двух¬
ступенчатой  сепарации  и  перегрева  пара  (сна¬
 чала  паром,  отработавшим  в  первых  ступенях
ЦВД,  а  затем  свежим  паром).  В  дальнейшем
стала  применяться  только  схема  с  одной  ступе¬
нью  сепарации  и  промперегрева  пара  в  СПП.
 При  переходе  к  созданию  новой  серии
турбин  мощностью  1000  МВт  и  выше  исполь¬
зование  унифицированного  ЦНД  с  лопаткой
1030  мм  возможно  только  с  применением  шес¬
тицилиндровой  схемы,  при  которой  сущест¬
венно  усложняются  обеспечение  динамиче¬
ской  надежности,  монтаж  и  эксплуатация  и
которая  не  имеет  аналогов  в  практике  мирово¬
го  турбостроения.  Создание  новых  ЦНД  с  уве¬
личенной  площадью  выпуска  связано  с  реше¬
нием  многих  сложных  проблем,  в  частности  с
обеспечением  статической  и  динамической
прочности  рабочих  лопаток  последней  ступе¬
ни  длиной  свыше  1000  мм,  а  также  роторов
турбин  и  турбогенераторов.  Поэтому  переход  к
новой  ступени  мощностей  во  всем  мире  со¬
провождается  переходом  на  пониженную  час¬
тоту  вращения  за  счет  применения  четырехпо¬
люсных  генераторов.
 Новые  конструкции,  несмотря  на  боль¬
шие  размеры,  имеют  существенно  большие  за¬
пасы  по  статической  прочности  (за  счет  умень¬
шения  центробежных  сил),  более  высокую  эро¬
зионную  надежность  (за  счет  меньших  окруж¬
ных  скоростей)  и,  как  правило,  они  несколько
лучше  по  экономичности  (как  на  номинальном
режиме,  так  и  на  частичных  нагрузках  вследст¬
вие  лучших  отношений  среднего  диаметра  к
высоте  лопаток  dcp  //,  меньших  нагрузок  выпус¬
ка  и  потерь  с  выходной  скоростью).  Так  как  та¬
кие  нагрузки,  как  внутреннее  давление  или
центробежные  силы,  в  тихоходных  влажно-па¬
ровых  турбинах  существенно  ниже,  чем  в  быст¬
роходных  турбинах  ТЭС  высоких  параметров,
имеются  предпосылки  для  уменьшения  толщи¬
ны  стенок  корпусов  и  выполнения  ротора  так¬
же  в  виде  тонкостенных  оболочек  (барабанного
типа).  Однако  практически  это  трудно  реализо¬
вать  по  всей  длине  цилиндров  как  по  техноло¬
гическим,  так  и  по  конструктивным  соображе¬
ниям,  определяемым,  прежде  всего,  решением
проблем  обеспечения  жесткости,  устойчивости
и  динамической  надежности.
 Первые  конструкции  тихоходных  влаж¬
но-паровых  турбин  типа  К-1000-60/1500,  раз¬
работанные  ХТЗ  совместно  с  ЦКТИ,  отлича¬
ются  большими  осевыми  и  радиальными  габа¬
ритными  размерами  ЦНД,  большой  массой
роторов  и  отказом  от  традиционных  конструк¬
тивных  схем.  Так,  применялись  выносные

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 345
 опоры  ЦНД,  т.е.  независимое  опирание  эле¬
ментов  ротора  и  корпуса  на  фундамент.  В  осе¬
вом  направлении  каждый  цилиндр  имел
фикс-пункт.  Традиционная  конструкция  свар¬
ных  роторов  обеспечивала  повышение  их  же¬
сткости,  поскольку  критическая  частота  вра¬
щения  на  жестких  опорах  больше  рабочей.
При  длине  рабочих  лопаток  последней  ступе¬
ни  1450  мм  и  корневом  диаметре  2700  мм
обеспечивалось  отношение  dcp/l  =  2,86.
 Повышение  массогабаритных  характери¬
стик  тихоходных  турбин  делает  их  производст¬
во,  монтаж,  эксплуатацию  трудоемкими  и  до¬
рогостоящими.
 В  отечественном  и  мировом  турбострое¬
нии,  наряду  с  развитием  и  совершенствованием
концепции  тихоходных  турбин  для  АЭС,  разра¬
батываются  технические  решения,  обеспечи¬
вающие  создание  быстроходных  турбоагрегатов
АЭС  мощностью  1000  МВт  и  выше.  В  нашей
стране  создание  таких  турбин  стало  реальным
после  разработки  турбины  К-1200-240  J1M3,
ЦНД  которой  с  лопатками  последней  ступени
из  титанового  сплава  длиной  1200  мм  имеет
площадь  выпуска  2x11,3  м2.  Аэродинамические
и  вибрационные  исследования  показали,  что
применение  такого  ЦНД  может  обеспечивать
соизмеримые  с  тихоходным  вариантом  турбины
технико-экономические  показатели.  Поэтому
такой  вариант  ЦНД  был  принят  в  качестве  уни¬
фицированного  и  для  влажно-паровых  турбин
АЭС  мощностью  1000...  1200  МВт,  и  для  пер¬
спективных  турбин  энергоблоков  АЭС  с  реакто¬
рами  на  быстрых  нейтронах  (БН-800  и  др.).  Воз¬
можно  его  применение  и  для  модернизации  тур¬
бин  ТЭС  мощностью  800...  1600  МВт  с  меньшим
числом  ЦНД.
 В  конструкции  быстроходной  пятицилин¬
дровой  турбины  К-1000-60/3000  с  четырьмя
ЦНД  использована  конструктивная  схема  тур¬
бины  «бабочка»:  2ЦНД  +  ЦВД  +  2ПНД.  Все
цилиндры  независимо  зафиксированы  в  осевом
направлении  на  фундаментной  плите,  а  с  кон¬
денсаторами  соединены  не  жестко,  а  через
компенсаторы.  Габаритные  размеры  и  массы
ротора  и  корпуса  ЦНД  существенно  меньше,
чем  тихоходной  турбины  такой  же  мощности.
 Аналогичную  конструкцию  имеет  турбина
К-1200-65/3000  Л  М3  для  энергоблоков  с  реак¬
торами  типа  РБМК-П-1200  и  РБМК-П-2400,
генерирующими  перегретый  пар  с  температу¬
рой  450  °С.
 Окончательная  оценка  достоинств  и  не¬
достатков  турбин  обоих  типов  возможна  толь¬
 ко  после  накопления  достаточного  опыта  их
эксплуатации.  Следует  отметить,  что  целесо¬
образность  развития  обоих  направлений,  а  в
перспективе  —  быстроходной  концепции  для
турбин  мощностью  1000...  1200  МВт.  Большие
единичные  мощности  всегда  могут  быть  обес¬
печены  при  переходе  на  пониженную  частоту
вращения  (на  базе  имеющихся  решений  могут
быть  созданы  тихоходные  турбины  мощно¬
стью  2000...2500  МВт).
 С  ростом  единичных  мощностей,  требова¬
ний  к  маневренности,  надежности  при  достиг¬
нутых  высоких  начальных  параметрах  пара  и
экономичности  значение  температурных  фак¬
торов  настолько  возросло,  что  современные  па¬
ровые  турбины  не  могут  создаваться  и  эксплуа¬
тироваться  без  детального  анализа  показателей
их  теплового  состояния.  Эти  показатели  вклю¬
чают:  границы  общего  диапазона  изменения
температур  среды  и  металла  по  проточной  час¬
ти  турбины;  значения  локальных  и  средних
градиентов  или  разностей  температур  в  узлах  и
деталях  конструкции;  среднеинтегральные  зна¬
чения  температур  деталей  по  объему,  выделен¬
ному  сечению  или  вдоль  выделенного  направ¬
ления.  Они  соответственно  определяют:  темпе¬
ратурные  условия  работы  деталей,  которые
влияют  на  выбор  их  материалов  и  длительную
прочность  конструкции;  уровень  возникающих
напряжений,  от  которого  зависят  длительная  и
малоцикловая  прочность  конструкции,  а  также
ресурс  работы;  тепловые  расширения  и  относи¬
тельные  перемещения  роторов  и  корпусов,  в
зависимости  от  которых  устанавливаются  мон¬
тажные  и  рабочие  зазоры  в  проточной  части  и
концевых  уплотнениях  турбины;  экономич¬
ность  и  условия  безопасной  работы  турбины  на
различных  (в  том  числе  переменных)  режимах
эксплуатации.
 Абсолютный  уровень  показателей  теплово¬
го  состояния  турбины  на  установившихся  на¬
грузках  и  характер  их  изменения  на  переходных
режимах  в  значительной  степени  влияют  на
большинство  других  показателей  общего  состоя¬
ния  турбины,  в  частности  на  вибрацию,  расцен-
тровки  и  искривления  частей  цилиндров,  работу
смазочной  системы  подшипников,  концевых
уплотнений,  вакуумной  системы  и  др.  Тепловое
состояние  оказывает  большое  воздействие  и  на
другие  составляющие  прочности  конструкции
турбины,  ее  ресурс,  надежность,  маневренность
и  условия  безопасной  эксплуатации.
 В  конструкциях  турбин,  приведенных  в
табл.  2.6.5,  представлены  все  типовые  решения

2.6.5.  Конструктивные  схемы  и  материалы  основных  деталей  мощных  турбин  для  энергетических  блоков  ТЭС  и  АЭС
 346
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Материал  основных  деталей*
 	1
 чсд
 чвд
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 20ХМФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 0Х1НЗМФА;
 20ХМЛ
 20ХМЛ
 15Х1М1ФЛ
 ЭИ415
 Р2М
 Р2М
 ЭИ415
 25Х1М1ФША
 (Р2МА)
 Р2М
 Р2М
 ЗОХНЗМФА;
 27ХНЗМ2ФА
 Р2М
 Р2М
 ЦВСД  +  ЦНД
ЦВД  +  ЦСД  +  ЦНД
 ЦВД  +  ЦСНД  +  ЦНД
ЦВД  +  ЦСНД  +  ЦНД
ЦВД  +  ЦСД  +  2ЦНД
 ЦВД  +  ЦСД  +  2ЦНД
ЦВД  +  ЦСД  +  зцнд
2ЦНД  +  ЦВД  +  2ЦНД
 2ЦНД  +  ЦВД  +  2ЦНД
ЦВД  +  ЦСД  +  зцнд
 К-160-130
 К-200-130
 (К-210-130)
 К-300-240  (ЛМЗ)
 К-300-240  (ХТГЗ)
 К-500-166
 К-500-130-2
К-800-240-3
К-1000-60/3000
 К-1200-65-450/3000
К-1200-240
 Турбина
 Конструктивная  схема
 Турбина
 К-160-130
 К-200-130
 (К-210-130)
 К-300-240  ЛМЗ
 Конструктивная  схема
 ЦВСД  +  ЦНД
ЦВД  +  ЦСД  +  ЦНД
 ЦВД  +  ЦСНД  +  ЦНД
 1
 34XH3MA
 Р2МА
 35ХНЗМФАР
 Материал  основных  деталей*
 35ХН1М2ФА
 34XH3MA
 Тип
 .  парораспределения
Сопловый
 Пускосбросная
 схема
 Одно-
и  двухбайпасная
 20ХМЛ
 20ХМЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 20ХМФЛ
 20ХМФЛ
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 20ХМФА
 15Х1М1ФЛ
 15Х1М1ФЛ
 ЭИ415
 Р2М
 Р2М
 ЭИ415
 Р2М
 Р2М
 Р2М
 Р2М
 ЧНД
 2
 СтЗ
 СтЗ
 СтЗ

Окончание  табл.  2.6.5
 КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН 	347
 Пускосбросная
 схема
 Одно-
и  двухбайпасная
 Двухбайпасная
 Однобайпасная
 Тип
 парораспределения
 Сопловый
 Дроссельный
 34XH3MA
 34XH3MA
 34XH3MA
 34XH3MA
 Материал  основных  деталей*
 чнд
 Конструктивная  схема
 ЦВД  +  ЦСНД  +  ЦНД
 ЦВД  +  ЦСД  +  2ЦНД
ЦВД  +  ЦСД  +  2ЦНД
ЦВД  +  ЦСД  +  зцнд
2ЦНД  +  ЦВД  +  2ЦНД
 2ЦНД  +  ЦВД  +  2ЦНД
 ЦВД  +  ЦСД  +  зцнд
 Турбина
 К-300-240  ХТГЗ
 К-500-166
К-500-130-2
К-800-240-3
К-1000-60/3000
 К-1200-65-450/3000
 К-1200-240
 34ХМ1А;
 25Х2НМФА-Ш*
 35ХНЗМФАР
 35ХНЗМФАР
 35ХНЗМФАР
 20ХНЗМФАШ;
 ЗОХНЗМФА*
 20ХНЗМФАШ;
 26ХНЗМФА*
 20ХН2МФАР*
 1  —  ротор  (вал  и  цельнокованые  диски);  2  —  наружный  корпус;  3  —  внутренний  корпус,  внутренняя  паровпускная  камера,  обоймы  диафрагм;
4  —  насадные  диски  последних  ступеней.
 **  Для  сварного  варианта.
 СтЗ
 СтЗ
 СтЗ
 СтЗ
 СтЗ
 СтЗ
 СтЗ

348
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 основных  элементов  роторов  и  корпусов  ци¬
линдров:
 1) 	совмещенный  ЦВСД  с  прямоточными
частями  высокого  и  среднего  давления  при
частичном  экранировании  наружного  корпуса
внутренним;
 2) 	прямоточный  ЦВД  с  частичным  экра¬
нированием  наружного  корпуса  внутренней
паровпускной  камерой;  ЦВД  петлевого  типа  с
частичным  экранированием  наружного  корпу¬
са;  однопоточный  двухкорпусный  ЦВД  с  пол¬
ным  экранированием  наружного  корпуса
внутренним;
 3) 	двухпоточный  двухкорпусный  ЦВД  с
частичным  экранированием;  прямоточный  и
двухпоточный  ЦСД  с  частичным  экранирова¬
нием  наружного  корпуса;
 4) 	совмещенные  ЦСНД  с  однопоточны¬
ми  частями  среднего  и  низкого  давления;
двухпоточные  ЦНД  с  длиной  рабочих  лопаток
последней  ступени  780,  765,  1050,  960  мм.
 Турбины  малой  мощности  (МТ).  Особый
класс  представляют  турбины  очень  малой
мощности,  имеющие  одно  сопло  и  диск  с  по¬
вторным  подводом  рабочей  среды  к  диску  или
несколько  сопел  при  одном  диске  и  др.  Среди
этих  турбин  различают  микротурбины,  турби¬
ны  с  одиночными  соплами,  вихревые  турби¬
ны,  эжекторные  турбины  с  повторным  подво¬
дом,  вдухвенечные  турбины  с  одиночными  со¬
 плами,  комбинированные  схемы  двухвенеч¬
ных  турбин.
 Область  применения  и  особенности  рабоче¬
го  процесса  МТ.  На  практике  встречаются  три
вида  МТ:  осевые,  радиальные  (центростреми¬
тельные  и  центробежные),  радиально-осевые
(рис.  2.6.5).  В  сопловом  аппарате  (СА)  01,  со¬
стоящем  из  суживающихся  сопел  при  докри-
тической  и  околокритической  степени  расши¬
рения  или  из  сопел  Лаваля  при  сверхкритиче-
ской  степени  расширения,  в  связи  с  расшире¬
нием  газа  происходит  его  ускорение.  Из  СА
газ  вытекает  с  большой  скоростью  под  острым
углом  к  плоскости  вращения,  попадая  в  кри¬
волинейные  каналы  12,  образованные  лопат¬
ками  колеса,  изменяет  свое  направление,  соз¬
давая  при  этом  окружную  силу,  вращающее
колесо.
 При  расчете  МТ,  как  и  мощных  турбин,
применяется  метод  треугольников  скоростей.
Движение  рабочей  среды  принимается  струй¬
ным,  одномерным,  а  под  параметрами  газа
подразумеваются  осредненные  параметры  в
рассматриваемом  сечении.  Поскольку  в  меж-
лопаточных  каналах  РК  газ  вращается  вместе  с
колесом,  при  изучении  движения  газа  вдоль
газового  тракта  турбины  необходимо  рассмат¬
ривать  абсолютную  (по  отношению  к  непод¬
вижной  системе  координат,  связанной  с  кор¬
пусом  турбины  и  с  СА)  и  относительную  (по
 Рис.  2.6.5.  Схемы  ступеней  МТ:
 а  —  осевой;  б  —  центростремительной;  в  —  центробежной

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 349
 отношению  к  вращающейся  вместе  с  колесом
системе  координат)  скорости  газа  и  перенос¬
ную  (окружную)  скорость  вращения  колеса.
Треугольники  этих  скоростей  на  входе  и  выхо¬
де  из  колеса  используют  при  газодинамиче¬
ском  расчете  турбины.
 В  настоящее  время  обычно  применяют
осевые  или  радиально-центростремительные
МТ.  Причем  предпочтение  тем  или  иным  отда¬
ется  по  традиции  или  из  конструктивных,  или
технологических  соображений.  Например,  ра¬
диальные  турбины  технологически  проще  осе¬
вых.  Однако  различные  типы  МТ  при  одинако¬
вых  исходных  параметрах  имеют  разные  КПД.
Это  необходимо  учитывать  наряду  с  требовани¬
ем  конструктивной  простоты  и  технологично¬
сти  турбины  в  каждом  конкретном  случае.  Сле¬
дует  отметить,  что  центробежные  МТ  совер¬
шенно  не  исследованы.
 Вследствие  малой  мощности  расход  рабо¬
чей  среды  через  МТ  на  столько  мал,  что,  хотя
наружный  диаметр  колеса  не  превышает
100  мм,  во  многих  случаях  целесообразно  при¬
менять  парциальные  турбины,  у  которых  сопла
располагаются  на  дуге,  составляющей  часть  ок¬
ружности  облопачивания.  Иногда  МТ  (особен¬
но  газовые)  имеют  единственное  сопло.
 Для  получения  удовлетворительного
КПД  одноступенчатой  МТ  необходима  доста¬
точно  большая  окружная  скорость  колеса  ма¬
лого  диаметра,  что  обусловливает  высокую
частоту  вращения  (п  >  20  тыс.  мин-1).  Для  су¬
щественного  ее  уменьшения  без  снижения
КПД  можно  применить,  как  и  в  мощных  тур¬
бинах,  вторую  ступень.
 Двухступенчатые  МТ  обычно  выполняют
осевыми.  Двухступенчатой  радиальной  турби¬
не  свойственны  ограниченные  диаметральные
размеры,  поэтому  одна  из  ее  ступеней  имеет
слишком  малый  диаметр  и  малоэффективна.
Двухступенчатые  МТ  бывают  с  полным  впус¬
ком  и  парциальные.
 Результаты  экспериментального  исследо¬
вания  воздушных  МТ  могут  быть  использова¬
ны  при  проектировании  паровых,  газовых  МТ
и  мощных  турбин.  При  сравнении  газовой  МТ
с  экспериментальной  воздушной  МТ  обычно
выдерживаются  геометрическое  подобие  и  по¬
стоянство  критериев  подобия,  кроме  показате¬
ля  адиабаты  к,  поэтому  характеристики  этих
турбин  отличаются  незначительно.  Сравнение
мощной  турбины  с  экспериментальной  воз¬
душной  МТ  позволяет  установить  качествен¬
ное  изменение  параметров  в  мощной  турбине,
 не  проводя  ее  испытаний.  Следует  отметить
еще  одну  область  применения  МТ  —  в  учеб¬
ных  лабораторных  установках  по  теории  и
практике  лопаточных  машин.  На  таких  мо¬
дельных  установках,  занимающих  мало  места
и  требующих  небольших  энергетических  за¬
трат,  можно  изучать  особенности  рабочего
процесса  мощных  турбин.
 Основные  параметры  ступени  МТ.  Основ¬
ными  параметрами,  характеризующими  рабочий
процесс  в  ступени  МТ,  как  и  в  мощных  турби¬
нах,  являются  степень  расширения  т^,  степень
реактивности  р,  степень  парциальности  а,  числа
Mj  и  Re]  параметр  щ/ст.
 Обычно  степень  расширения  n-pllp2  в
МТ  сверхкритическая.  Это  объясняется  тем,
что  рабочая  среда  к  МТ,  как  правило,  подается
либо  от  газогенератора,  парогенератора,  от
баллонов,  от  пороховых  аккумуляторов  давле¬
ния.  В  этом  случае  показателем  эффективно¬
сти  турбины  как  двигателя  является  удельная
мощность  Ne/G,  которая  пропорциональна  не
только  КПД  турбины  г|е,  но  и  изоэнтропийной
работе  Ьт  расширения  газа.  Последняя  же  для
данной  рабочей  среды  при  заданной  темпера¬
туре  TQ  тем  выше,  чем  больше  тср.
 В  свою  очередь  КПД  г\е  зависят  от  степе¬
ни  расширения  кТ.
 Таким  образом,  при  заданной  окружной
скорости  Wj  (частоте  вращения  п  и  диамет¬
ре  D{)  степень  расширения  выбирается  при
(NJG)шах-  При  этом  (Ne/G)max  соответствует
г\е  шах  только  в  случае  использования  в  турбине
одного  газа  (постоянные  к  и  RT)  при  одинако¬
вых  TQ  и  TZj.
 Для  МТ  заданных  размеров  при  неизмен¬
ных  параметрах  источника  рабочей  среды  су¬
ществует  оптимальное  значение  тст,  которое
может  быть  определено,  например,  путем  по¬
вторного  расчета  турбины  до  получения
(A^/G)max.  Применение  в  одноступенчатой  МТ
с  заданной  их  чрезмерно  большой  степени  рас¬
ширения  не  целесообразно  вследствие  сниже¬
ния  КПД  турбины  из-за  больших  потерь  с  вы¬
ходной  скоростью.  В  этом  случае,  как  и  в
мощных  турбинах,  следует  увеличить  число
ступеней.
 Ввиду  разнообразия  применяемых  рабо¬
чих  сред  (Т*  и  тст)  трудно  указать  предельное
значение  изоэнтропийной  работы  LH3  для  од¬
ной  ступени  МТ.
 Распределение  располагаемого  теплопе-
репада  h0  между  СА  и  РК  в  ступени  МТ  оце¬
нивается  термодинамической  степенью  реак¬

350
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.6.  Схемы  осевой  ступени  и  треугольники  скоростей:
 а  —  активной;  б  —  реактивной
 тивности  р,  равной  отношению  изоэнтропий-
ного  теплоперепада  в  рабочей  решетке  h0РК  к
полному  изоэнтропийному  теплоперепаду  в
ступени  турбины  h0.  Активные  ступени  имеют
р  =  0,  а  реактивные  р  >  0.  Обычно  в  МТ  при¬
меняют  активные  ступени.
 На  рис.  2.6.6  показаны  профили  каналов
СА  и  РК  и  треугольники  скоростей  осевой  ак¬
тивной  и  реактивной  турбин.  В  активной  сту¬
пени  используются  сопла  типа  сопла  Лаваля,  и
скорость  с  у  обычно  превышает  звуковую,  в  ре¬
активных  ступенях  —  сопла  сужающиеся,  и
скорость  Су  меньше  скорости  звука.
 В  парциальных  МТ  степень  парциально¬
сти  £  оценивают  как  отношение  длины  дуги,
занятой  соплами,  к  периметру  окружности  об-
лопачивания,  хотя  при  малом  числе  круглых
сопел  (одном  или  двух)  правильнее  определять
£  как  отношение  площади  сечения  сопел  на
выходе  к  площади  кольца  на  диаметре  облопа-
чивания.
 Главные  критерии  подобия  газовых  пото-
ков  в  МТ  М1из  =  с]т/а[  и  Rell)3  =  cll)35/vlH3.
Число  М1из  учитывает  сжимаемость  газа,  а
Re  1из  —  соотношение  между  силами  инерции
и  силами  вязкости.  Обычно  М1из  и  RelH3  сту¬
пени  турбины  определяются  по  параметрам
изоэнтропийного  процесса  расширения  на  вы¬
ходе  из  СА  (сечение  11),  а  за  определяющий
линейный  размер,  входящий  в  выражение
RelH3,  принимается  хорда  профиля  В.  По¬
скольку  в  МТ  для  увеличения  Ne  /G  применя¬
ют  сверхкритические  степени  расширения,  в
одноступенчатых  турбинах  М1из  =  1...2,  в  мно¬
гоступенчатых  обычно  М1из  =  0,8...  1,4.  По¬
скольку  при  постоянной  степени  пТ  число  М1из
одного  и  того  же  газа  зависит  лишь  от
 к-  f(TQ  ),  число  М1из  газовых  (горячих)  и  воз¬
душных  (холодных)  турбин  приблизительно
одинаковое.  Из-за  очень  малых  размеров  по¬
перечных  сечений  каналов  газового  тракта
числа  RelH3  потоков  в  МТ  значительно  мень¬
ше,  чем  в  мощных  турбинах.  Так,  в  воздушных
МТ  (Г0*  =  300  Ю  число  RelH3  =  5  104...  5  105.
В  газовых  МТ  (Т  *  ~  1000  К)  из-за  увеличения
кинематической  вязкости  vlH3  и  уменьшения
плотности  р1из,  несмотря  на  увеличение  ско¬
рости  с1из,  RelH3  ~  5-103...5-104,  т.е.  еще  на  по¬
рядок  ниже,  чем  в  воздушных  МТ.  Таким  об¬
разом,  МТ  работают  в  переходной  от  турбу¬
лентной  к  ламинарной  области,  т.  е.  вне  об¬
ласти  автомодельности,  границей  которой
можно  считать  Renp  >  3,5-105.
 Параметр  иу/с1ш  (иу  для  осевых  МТ  опре¬
деляется  по  среднему  диаметру  облопачива-
ния,  а  для  радиальных  —  по  диаметру  на  входе
в  РК)  является  кинематическим  критерием
подобия.  Постоянство  критерия  Uy/clm  означа¬
ет  подобие  треугольников  скоростей.
 Потери  энергии  и  КПД  МТ.  Под  потерями
в  МТ  подразумевается  часть  располагаемой
энергии  рабочей  среды,  затрачиваемой  на  пре¬
одоление  гидравлического  и  волнового  сопро¬
тивления.  Потери  в  ступени  МТ  можно  класси¬
фицировать  следующим  образом:  1)  в  сопловой
решетке;  2)  в  решетке  рабочего  колеса;  3)  вы¬
ходные;  4)  на  перетекании  рабочей  среды  в  за¬
зорах  и  в  лабиринтных  уплотнениях;  5)  венти¬
ляционные  (в  парциальных  турбинах);  6)  на  ох¬
лаждение  рабочей  среды;  7)  механические.
 Потери  в  сопловых  и  рабочих  решетках
обычно  подразделяют  на  профильные  и  кон¬
цевые.  Профильные  потери  складываются  из
потерь  на  трение  и  вихреобразование,  кромоч¬

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 351
 ных  и  волновых  потерь  (при  наличии  в  решет¬
ке  сверхзвуковых  зон).
 Ввиду  очень  малых  поперечных  размеров
каналов  тракта  МТ  (/^  =  1...3  мм2)  раздель¬
ное  исследование  и  оценка  профильных  и
концевых  потерь  в  сопловых  и  рабочих  решет¬
ках  часто  весьма  трудное  (а  иногда  невозмож¬
но).  Следует  отметить,  что  некоторые  виды
потерь,  например  волновые,  можно  рассчитать
отдельно.  Таким  образом,  в  сопловых  и  рабо¬
чих  решетках  МТ  приходится  рассматривать
суммарные  потери,  а  влияние  отдельных  со¬
ставляющих  на  КПД  решетки  оценивать  по
изменению  суммарных  потерь.
 Суммарные  потери  в  сопловой  решетке  гс
оценивают  коэффициентом  суммарных  потерь
£,  выражающим  часть  кинетической  энергии
газа  на  выходе  из  СА  при  изоэнтропийном
процессе  расширения:
 *<■  =  °Яс?т>
Zc=0X(cL-‘?)=0tfm(l-<p2),
 где  коэффициент  скорости  ф  =  сх/схш  также
определяет  суммарные  потери  в  СА.
 Тогда  С,  =  1  -  ф2.
 Отдельные  составляющие  потерь  в  СА
оценивают  соответствующими  коэффициента¬
ми  потерь  как  часть  кинетической  энергии
0,5с2из.  Кромочные  потери
 £кр  —  0»^Скр^1иЗ’
 а  волновые
 zB  —  0,5£вс,  из.
 Аналогично  для  решетки  рабочего  колеса
суммарные  потери  оценивают  коэффициентом
суммарных  потерь  £  как  часть  кинетической
энергии  газа  на  выходе  из  РК  при  изоэнтро¬
пийном  процессе  расширения:  zn  =  0$fyvlH3.
При  этом
 с  =  1  -  ф2,
 где  ф  =  w2/w2u3  —  коэффициент  скорости  рабо¬
чей  решетки.
 В  рабочей  решетке  суммарные  потери  zn
складываются  из  отдельных  составляющих  по¬
терь,  а  коэффициент  суммарных  потерь  £  равен
сумме  коэффициентов  составляющих  потерь.
 В  балансе  потерь  всей  ступени  турбины
потери  гс  в  СА  оцениваются  коэффициентом
как  часть  располагаемой  работы  газа  LH3  или
 кинетической  энергии  0,5с  23,  соответствующей
работе  Ьиз:
 Zc  ~~  Сс^ИЗ  =  О^Сс^ИЗ*
 Аналогично,  потери  в  рабочей  решетке
 Zn  ~  ^Л-^ИЗ  —  0^^ЛСИЗ-
 Другие  виды  потерь  в  ступени  турбины
оцениваются  соответствующими  коэффициен¬
тами  как  часть  работы  Ьиз.  Например,  потери
на  перетекание  в  зазорах
 Z-s  —  Сз^из  —  0?5^3СИ3.
 Таким  образом,  действительная  работа  L,
совершаемая  газом  в  турбине,  равна  разности
располагаемой  работы  Ьт  и  суммы  потерь  в
ступени:  L  =  Lm  —  Hz.  Отношение  действи¬
тельной  работы  L  к  располагаемой  LU3,  т.е.
КПД,  характеризующее  эффективность  про¬
цесса  расширения  газа  в  ступени,
 Л  =  L/Lm  =1-25-
 КПД  ступени  МТ  имеют  различное  на¬
именование  в  зависимости  от  того,  какие  по¬
тери  энергии  учитывают  данным  КПД.  Адиа¬
батный  КПД
 Лад  L/Lm9
 где  L  =  Lm  —  zc  —  zn.
 Если  из  величины  Ьяз  кроме  гидравличе¬
ских  потерь  вычесть  потери  с  выходной  скоро¬
стью  zc2,  то  работа  газа  на  лопатках  колеса
 Lи 	^из  Zc  Zji  Zc2,
 а  соответствующий  КПД
 Л  и  ~  Lu/Ln3,
 который  называется  окружным  КПД.
 Если  учесть  потери  на  трение  газа  о  диск
колеса  za,  на  перетекание  в  зазорах  г3  и  меха¬
нические  потери  zv  в  подшипниках,  то  эффек¬
тивная  работа  (или  работа  на  валу)
 Le  =  ью  -(Zc  +  Zn  +  zc2  +  гд  +  г3  +  zj,
а  эффективный  КПД
 Ле  —  Le/LH3.
 Поскольку  потери  энергии  г  могут  быть
выражены  и  через  уменьшение  теплосодержа¬
ния  А/*,  то
 А?  =  *о  ”Z2  = 	“ 	Т2 	)•

352
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 В  соответствии  с  этой  формулой  эффек¬
тивную  работу  турбины  можно  вычислить  по
разности  температур  торможения  перед  турби¬
ной  и  за  ней.  Следует  отметить,  что  все  приве¬
денные  выражения  относятся  к  ступени  тур¬
бины  с  полным  впуском.
 Как  уже  отмечалось,  поскольку  диаметр
колес  МТ  не  превышает  120  мм,  их  мощность
и  расход  газа  малы,  попытка  сделать  эти  тур¬
бины  со  степенью  парциальности  £  =  1  приво¬
дит  к  очень  малой  высоте  лопаток  (около  1  мм
и  менее),  что  вызывает  большие  вторичные
потери  и  повышенные  потери  в  радиальном
зазоре.  Поэтому  целесообразно  применение
парциальных  МТ.  Наличие  парциальности
приводит  к  дополнительным  потерям  (крае¬
вым  и  вентиляционным).  Причем  эти  потери  в
осевых  и  радиальных  МТ  несколько  различа¬
ются  как  по  физической  сущности,  так  и  по
значению.
 Потери,  вызванные  парциальностью
ступени,  учитываются  либо  вычитанием  из
эффективной  работы  Ье  вентиляционных  по¬
терь  гвен,  либо  введением  относительного
КПД,  равного  отношению  эффективного
КПД  (г|е)е  парциальной  турбины  к  эффек¬
тивному  КПД  (r|e)e=i  той  же  турбины,  но  с
полным  впуском:
 ^ 	_ 	(Ле 	)е
 Че  -  - 	" 	•
 (Ле  )е=1
 Если  изоэнтропийная  работа  ступени  оп¬
ределена  по  параметрам  торможения  на  выхо¬
де,  то  КПД,  вычисленные  через  L*H3,  называют
КПД  по  параметрам  торможения  на  выходе.
Таким  образом,  в  располагаемую  работу  L*m  не
входит  кинетическая  энергия  потока,  поки¬
дающего  ступень,  т.е.
 Ai3  =  ^из  “  0,5с2  •
 Следует  иметь  в  виду,  что  для  МТ  из-за
больших  потерь  с  выходной  скоростью  КПД
по  параметрам  торможения  существенно  боль¬
ше,  чем  КПД  по  статическим  параметрам  на
выходе.  В  некоторых  МТ  г\е  может  почти  в
 2 	раза  превосходить  г\е.
 Характеристики  и  особенности  режима  ра¬
боты  МТ.  При  сравнительных  испытаниях  раз¬
личных  турбин  не  всегда  удается  выдержать  ра¬
венство  всех  параметров  рабочего  режима.
В  этом  случае,  как  и  в  мощных  турбинах,  ха¬
рактеристики  МТ  удобно  рассматривать  в
функции  безразмерных  величин  —  критериев
 подобия.  В  соответствии  с  теорией  подобия  га¬
зовые  потоки  в  турбинах  подобны,  а  следова¬
тельно,  независимо  от  различия  параметров,
такие  одноименные  безразмерные  параметры
сравниваемых  турбин  (или  сравниваемых  ре¬
жимов  одной  и  той  же  турбины),  как  коэффи¬
циенты  скорости  ф  и  ф,  КПД  г\и  и  г\е  одинако¬
вые  в  случае  геометрического  подобия  и  равен¬
ства  критериев  подобия  сравниваемых  турбин.
 Основными  критериями  подобия  пото¬
ков  рабочей  среды  в  турбинах  являются  пара¬
метр  и{/спз,  числа  Mj  и  Re]  показатель  адиаба¬
ты  к.  Из  основных  критериев  подобия  можно
получить  ряд  производных.
 Поскольку  выполнение  полного  подобия
газовых  потоков  в  сравниваемых  турбинах
практически  невозможно,  обычно  допускается
небольшое  различие  чисел  Reb  Mj  и  показате¬
ля  адиабаты  к.  Однако  при  этом  следует  иметь
в  виду,  что  характеристики  МТ  более  чувстви¬
тельны  к  изменению  Re,  и  Мь  так  как  в  об¬
ласти  низких  Reb  характерных  для  МТ,  изме¬
нение  Re!  и  М,  вызывает  более  существенные
изменения  относительных  потерь.  Наиболь¬
шее  распространение  имеют  характеристики
Л  и  =  Л«/Сиз)  или  Л  г  =  Ли  /сиз),  для  парциальных
МТ  —  г\е  =  f(u/cm\  г).  Здесь  сиз  пропорцио¬
нальна  /,из,  т.е.  ст
 Для  того  чтобы  сделать  эти  характеристи¬
ки  универсальными,  их  строят  в  зависимости
от  критерия  кинетического  подобия  и/ст.  При
анализе  характеристик  МТ  по  r\e  =  f(u/cm)  сле¬
дует  иметь  в  виду  различие  между  характери¬
стикой  для  расчетных  режимов  серии  одно¬
типных  турбин,  в  которых  каждому  новому
значению  параметру  «/сиз  соответствуют  но¬
вые  расчетные  параметры  (окружная  скорость
w,  угол  потока  и  др.),  и  характеристикой  од¬
ной  конкретной  турбины,  имеющей  единст¬
венный  расчетный  режим.  Например,  КПД  г\е
по  характеристике  серии  однотипных  турбин
для  расчетных  режимов  совпадает  с  КПД  от¬
дельной  турбины  того  же  типа  только  при  од¬
ном  (и/сиз)р,  являющемся  расчетным  для  этой
отдельной  турбины,  а  при  (м/сиз)  *  (к/сиз)р
обычно,  КПД  отдельной  турбины  ниже.  Кро¬
ме  того,  обычно  по  характеристике  серии  тур¬
бин  для  расчетных  режимов  степень  реактив¬
ности  р  и  коэффициенты  скорости  ф  и  ф  при¬
нимаются  постоянными,  а  углы  наклона  кро¬
мок  и  длина  лопатки  колеса  для  каждой  от¬
дельной  турбины  по  расчету  получаются  раз¬
личными,  в  то  время  как  по  характеристике
одной  конкретной  турбины  р,  ф,  ф  с  измене¬

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 353
 Рис.  2.6.7.  Характеристики  осевой  активной  и  реактивной  ступеней  МТ  с  полным  впуском  (а)
 и  парциальной  (б)
 нием  и/ст  изменяются,  а  углы  наклона  кро¬
мок  и  длина  лопатки  неизменны.
 На  рис.  2.6.7,  а  показаны  типичные  ха¬
рактеристики  для  расчетных  режимов  серии
активных  и  реактивных  осевых  МТ  с  полным
впуском  (ер  =  1).  Характеристика  r|w  =  ftu/cm)
аналогична  характеристике  ч\е  =  Аи/Снз)>  так
как  различие  между  r|w  и  ч\е  обусловлено  лишь
наличием  потерь  на  перетекание  в  зазорах  и
трение  газа  о  диск.  Следует  обратить  внима¬
ние,  что  на  левой  ветви  характеристики
(Ле)Рр=о>(1Ъ)Рр>о.  we  Рр  -  степень  реактив-
ности  на  расчетном  режиме.
 Это  объясняется  в  основном  не  различи¬
ем  потерь,  а  различным  течением  газа  в  актив¬
ной  и  реактивной  ступенях.  При  одинаковых
потерях  и  прочих  равных  условиях  КПД  ак¬
тивной  ступени  при  и/ст  <  0,5  выше,  чем  у  ре¬
активной  из-за  большей  окружной  составляю¬
щей  с1и.  Величина  (r^max  Для  активной  ступе¬
ни  соответствует  меньшим  значениям  пара¬
метра  (м/сиз),  чем  для  реактивной.
 На  рис.  2.6.7,  б  приведена  эксперимен¬
тальная  характеристика  парциальной  осевой
МТ  с  неизменными  размерами  и  конфигура¬
цией  каналов  воздушного  тракта,  но  с  различ¬
ной  степенью  парциальности  £.  При  сниже¬
нии  £  величина  (r^max  уменьшается,  соответ¬
ствующее  значение  и/ст  также  уменьшается.
 В  случае  постоянства  степени  расшире¬
ния  и  параметров  торможения  перед  турбиной
с  заданными  геометрическими  размерами,  как
 для  турбин  ГТД,  для  которых  эти  параметры
выбираются  из  условия  наибольшей  эффек¬
тивности  всего  двигателя  в  целом,  по  характе¬
ристике  г\е  =  Л^/Сиз)  изменяются  только  часто¬
ты  вращения,  которые  в  этом  случае  выбирают
из  условия  (Ле)шах-  Например,  для  активной
турбины  оптимальные  частоты  вращения  со¬
ответствуют  и/ст  *  0,45.
 При  постоянных  величинах  pq,  TQ  ,  кТ  и
Ьш  максимальная  величина  ч\е  соответствует
максимальной  удельной  мощности  Ne/Ge  =
=  Lmr\e.
 Таким  образом,  для  мощных  турбин  рас¬
четный  режим  выбирается  из  условия  получе¬
ния  (Ле)тах-  При  этом  для  сохранения
(м/сиз)опт  =  const  при  повышении  параметров
торможения  перед  турбиной  и  степени  расши¬
рения  с  целью  увеличения  удельной  мощности
Ne/G  необходимо  увеличить  окружную  ско¬
рость  и  (или  частоту  вращения  п  при  заданном
диаметре  D  колеса  турбины).
 При  проектировании  МТ  стремятся  к  по¬
вышенным  параметрам  торможения  газа  перед
турбиной  и  степени  расширения  для  увеличения
удельной  мощности  Ne/G.  Тем  более,  что  в  ряде
случаев  (например,  в  энергетических  установках
летательных  аппаратов)  повышение  параметров
торможения  газа  уменьшает  удельный  объем  га¬
зогенератора,  баллона  и  др.,  обеспечивающих
подвод  газа  к  турбине.  Однако  в  большинстве
МТ,  имеющих  диаметр  колеса  D  <  100  мм,  по¬
вышение  окружных  скоростей  до  значений,  со¬

354
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 ответствующих  (и/сиз)опт,  невозможно,  так  как
для  этого  потребовались  бы  очень  высокие  час¬
тоты  вращения,  недопустимые  для  агрегатов,
приводимых  турбиной.  Основным  ограничи¬
вающим  фактором  в  этом  случае  является  ма¬
лая  надежность  высокооборотных  подшипни¬
ков  и  быстроходных  редукторов.
 Таким  образом,  для  МТ  средней  и  боль¬
шой  мощности  характерно  пониженное  значе¬
ние  параметра  (и/сиз)р  по  сравнению  с
(и/сИз)опт>  те-  зона  (и/ст)р  находится  на  левой
ветви  характеристики  це  =  Лг//сиз).  В  этом  от¬
ношении  МТ  аналогичны  турбинам  средней
мощности  турбонасосных  агрегатов  жидкост¬
но-реактивных  двигателей,  которые  вследст¬
вие  кавитации  в  насосах  имеют  на  расчетном
режиме  (и/ст)р  <  (и/ст)
 ОПТ-
 В  связи  с  тем,  что  МТ  на  расчетном  ре¬
жиме  работают  на  левой  ветви  характеристи¬
ки,  у  них  увеличение  параметров  торможения
/?о,  Т*  и  пт  вызывает  меньшее  увеличение
удельной  мощности  Ne/G,  чем  у  турбин  ГТД,
имеющих  на  расчетном  режиме  (и/сиз)опт.
 Тем  не  менее  в  МТ  стремятся  повысить
эти  параметры,  поскольку  значительно  повы¬
шается  Ьиз,  а  следовательно,  NJG.
 Если  сравнение  мощных  турбин,  у  кото¬
рых  расчетные  параметры  выбраны  из  условия
получения  (и/сиз)опт  различного  для  каждой  из
них,  сводится  к  сравнению  Слэшах  и  ДРУ1™  ос¬
новных  параметров  при  различных  (и/сиз)опт,
то  для  МТ  такое  сравнение  было  бы  отвлечен¬
ным,  так  как  некоторые  (и/сиз)опт  практически
недостижимы,  поэтому  для  них  обычно  сопос¬
тавляют  показатели  различных  турбин  при  за¬
данных  одинаковых  (и/сиз  )р  <  (и/сиз  )опт.
 На  основании  этого  из  рис.  2.6.7,  а  следу¬
ет,  что  для  и/сиз  <0,5  при  условии  постоянства
потерь,  КПД  активной  МТ  всегда  выше,  чем
реактивной.
 Турбины  с  одиночными  соплами  (ТОС).  Об¬
ласти  применения  и  классификация.  Турбины  с
одиночными  соплами  представляют  собой  дос¬
таточно  широкий  класс  турбин.  Это  определяет¬
ся  широким  диапазоном  их  мощностей  и  частот
вращения,  разнообразными  областями  приме¬
нения,  техническими  требованиями,  конструк¬
тивными  особенностями  и  другими  факторами.
 Основным  признаком  классификации
турбин  принято  считать  область  применения  с
учетом  функциональных  задач,  выполняемых
турбинами:
 для  привода  агрегатов  двигателей  лета¬
тельных  аппаратов  и  их  систем;
 для  привода  судовых  и  корабельных  агре¬
гатов  и  различных  морских  систем;
 для  привода  агрегатов  и  запуска  двигате¬
лей  на  железнодорожном  транспорте;
для  привода  ручного  инструмента;
стационарных  энергетических  установок
основного  и  вспомогательного  назначения.
 Более  существенными  для  ТОС  являются
конструктивные  признаки,  определяющие  тип
и  основные  параметры  турбины:  осевая  или
радиальная,  одновенечная  или  двухвенечная,  с
однократным  или  двукратным  подводом,  с
одиночным  соплом  или  сегментом  сопел.  До¬
полнительными  признаками,  характеризую¬
щими  ТОС,  можно  считать  следующие:
 тип  приводимого  агрегата  —  генератор,
насос,  инструмент  и  др.;
 характер  получения  (генерации)  и  свой¬
ства  рабочего  тела  —  воздух  (газ),  отбираемый
за  компрессором  или  за  промежуточной  ступе¬
нью  компрессора,  за  камерой  сгорания  или  за
турбиной  ГТД,  продукты  сгорания  твердого
или  жидкого  топлива,  выпускные  газы  порш¬
невого  двигателя,  воздух  из  заводской  сети
сжатого  воздуха;
 характер  использования,  с  точки  зрения
схемы  всего  агрегата  в  целом  —  автономные
системы  с  собственными  генераторами  рабочего
тела  и  системы,  получающие  рабочее  тело  со
стороны,  автономные  турбоагрегаты  и  работаю¬
щие  с  редуктором  привода  постоянной  частоты
вращения  (ППО),  получающего  механическую
энергию  также  с  вала  основного  двигателя.
 Несмотря  на  то,  что  ТОС  порой  значи¬
тельно  отличаются  друг  от  друга  по  ряду  весь¬
ма  важных  признаков,  подавляющему  боль¬
шинству  этих  турбин  присущи  достаточно  об¬
щие  свойства,  позволяющие  рассматривать
особенности  теории  таких  турбин  и  разраба¬
тывать  некоторые  общие  принципы  подхода  к
их  расчету  и  проектированию.
 Основные  конструктивные  типы  и  схемы
турбин.  Схема  проточной  части  и  типовая
конструкция  осевой  одновенечной  турбины  с
двумя  соплами  состоит  из  соплового  аппара¬
та  1  (рис.  2.6.8,  а),  представляющего  собой
одиночное  сопло  или  сегмент  сопел,  и  рабоче¬
го  колеса  2,  которое  представляет  собой  диск  с
укрепленными  на  нем  лопатками.  В  конструк¬
ции  турбины  предусматриваются  также  подво¬
дящие  и  отводящие  устройства:  ресиверы,
сборники,  трубопроводы,  опоры  вала  с  уст¬
ройствами  для  смазывания  и  необходимыми
уплотнениями.

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 355
 Рис.  2.6.8.  Схема  проточной  части,  расчетные  сечения  и  изменение  давления  р  по  тракту  осевой  турбины:
 а  —  одновенечной  активной;  б  —  двухвенечной  со  ступенями  скорости;  в  —  одновенечной  с  по¬
вторным  подводом  рабочего  тела;  1  —  сопловой  аппарат;  2  —  рабочее  колесо;  3  —  промежуточный
направляющий  аппарат;  4—  канал  повторного  подвода
 В  осевой  двухвенечной  турбине  с  двумя
ступенями  скорости  рабочий  процесс  орга¬
низован  так,  что  понижение  давления  (рас¬
ширение)  происходит  только  в  соплах,  а  за¬
тем  по  тракту  давление  рабочего  тела  не  ме¬
няется  (рис.  2.6.8,  б).  Такой  рабочий  процесс
характерен  для  двухвенечных  турбин  с  оди¬
ночными  соплами,  у  которых  давление  по
обе  стороны  РК  практически  одинаково.  По¬
вышенный  —  двухвенечного  колеса  обуслов¬
лен  главным  образом  использованием  энер¬
гии  выходной  скорости  за  первым  рабочим
венцом.  Аналогичный  эффект  может  быть
достигнут  и  у  турбины  с  одновенечным  коле¬
сом  при  реализации  повторного  подвода  ра¬
бочей  среды  (по  системе  Кинаст)  к  венцу  РК
(рис.  2.6.8,  в).
 Экспериментальная  турбина  Т-60  является
радиальной  центростремительной  со  ступенями
скорости  и  девятью  круглыми  сверленными  со¬
плами  (рис.  2.6.9).  Переделанным  вариантом
этой  турбины  является  одновенечная  турбина  со
срезанным  вторым  венцом  и  снятым  промежу¬
точным  направляющим  аппаратом,  а  также  с
сопловым  аппаратом  с  другим  числом  сопел  ви¬
доизмененной  конструкции.  Следует  отметить,
 что  в  радиальных  турбинах  канал  повторного
подвода  хорошо  компонуется  с  РК.
 В  ряде  случаев  определенные  конструк¬
тивные  преимущества  имеют  радиальные  цен¬
тробежные  турбины.  Экспериментальная  тур¬
бина  Т-15  такого  типа  с  одним  сверхзвуковым
соплом  испытывалась  с  двухвенечным  коле¬
сом  и  одновенечным  (со  срезанным  вторым
венцом  и  снятым  промежуточным  направляю¬
щим  аппаратом)  с  повторным  подводом  рабо¬
чего  тела  (рис.  2.6.10).
 Рис.  2.6.9.  Схема  радиальной  центростреми¬
тельной  двухвенечной  турбины  Т-60

356
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.10.  Схема  радиальной  цетробежной  тур¬
бины  Т-15  с  одновенечным  колесом  с  повторным
подводом  пара:
 1  —  сверхзвуковое  сопло;  2  —  рабочее  колесо;
3  —  промежуточный  направляющий  аппарат  с
окном;  4  —  окно  для  выпуска  рабочего  тела;
 5 	—  канал  повторного  подвода
 Рассмотренными  типами  и  схемами  не
исчерпывается  конструктивное  многообразие
ТОС.  К  ТОС  относятся  также  турбины  с  про¬
тивоположным  вращением  рабочих  колес-ро-
торов  —  биротативные,  специальный  класс
турбин  —  с  эжекторными  соплами,  а  также
трехвенечные  турбины  со  ступенями  скорости,
к  которым  в  последнее  время  наметился  опре¬
деленный  интерес.
 Основные  требования,  предъявляемые  к
ТОС.  1.  Высокая  эффективность.  Хотя  при
проектировании  ТОС,  используемых  для
вспомогательных  целей,  требования  простоты,
массы  и  размеров  преобладают  над  экономич¬
ностью,  при  выбранной  схеме  турбины  и  ее
основных  габаритных  размерах  следует  стре¬
миться  к  получению  максимально  возможного
в  этих  условиях  КПД.  Снижение  эффективно¬
сти  турбины  может  привести  к  увеличению
расходов  рабочего  тела,  массы  как  самой  тур¬
бины,  так  и  генераторов  или  хранилищ  рабо¬
чего  тела,  отборов  воздуха  (газов)  от  основной
двигательной  установки.
 2. 	Массогабаритные  ограничения.  Это  ха¬
рактерное  для  транспортных  установок  требо¬
вание  осложняется  жесткими  условиями  ком¬
поновки  различных  вспомогательных  агрега¬
тов  основного  двигателя.  Практика  проекти¬
рования  показала,  что  с  большими  трудностя¬
ми  в  настоящее  время  удовлетворяются  габа¬
ритные  требования  (а  не  массовые  самого  аг¬
регата),  хотя  трудности  с  размещением  часто
приводят  к  увеличению  размеров  подводящих
и  отводящих  магистралей,  а  следовательно,
общей  массы  турбоустановки.  Эти  ограниче¬
ния  часто  обусловливают  специфическую
 форму,  а  также  размеры  подводящих  уст¬
ройств  (труб,  ресиверов  и  выпускных  труб),  не
наилучшие  по  газодинамическим  условиям,
что  снижает  КПД  турбоустановки.
 3. 	Надежность,  эксплуатационные  удоб¬
ства,  простота  и  технологичность  конструк¬
ции,  стабильность  параметров.  Специфиче¬
ской  особенностью  этих  требований  примени¬
тельно  к  ТОС  является  то,  что  они  использу¬
ются  в  основном  в  системах,  обеспечивающих
безотказную  работу  основной  двигательной
установки  и  ее  систем.  Требования  простоты  и
технологичности  осложняются  уменьшенны¬
ми  размерами  проточной  части.  При  этом  час¬
то  представляется  более  целесообразным  вы¬
полнить  сопло  литым  или  сверленым  кониче¬
ским,  а  не  профилированным,  а  ротор  (диск  и
лопатки)  —  как  одно  целое,  используя,  напри¬
мер,  точное  литье.  Механическая  обработка
межлопаточных  каналов  фрезами  малых  раз¬
меров  часто  определяет  выбор  основных  пара¬
метров  лопаточной  решетки  (хорды,  шага).
Хотя  по  температуроустойчивости  ТОС  значи¬
тельно  превосходит  турбину  с  полным  подво¬
дом  или  электродвигатель,  создание,  напри¬
мер,  надежных  опор  при  консольном  располо¬
жении  турбины  может  определить  размеры  ро¬
тора  турбоагрегата.
 4. 	Широта  рабочего  диапазона  по  частоте
вращения  и  располагаемой  степени  расшире¬
ния.  Необходимость  эффективно  обеспечить
целый  ряд  рабочих  режимов,  часто  весьма  зна¬
чительно  отличающихся  по  мощности  и  часто¬
те  вращения  является  специфическим  требо¬
ванием,  предъявляемым  к  приводным  турби¬
нам.  Например,  у  турбины  системы  запуска
необходимость  работы  в  широком  диапазоне
частот  вращения  обусловлена  изменением  в
широком  диапазоне  частот  вращения  основ¬
ного  двигателя  при  его  раскрутке.  Кроме  того,
работая  на  потребителя  переменной  загрузки
(например,  на  генератор),  такая  турбина  мо¬
жет  работать  в  диапазоне  от  нулевой  до  рас¬
четной  мощности.
 5. 	Необходимость  реализовать  простое
надежное  эффективное  регулирование,  напри¬
мер,  поддержание  постоянных  частот  враще¬
ния  турбины  генератора  при  изменении  его
нагрузки  и  параметров  рабочего  тела.  Так,  ста¬
бильность  работы  радио  и  систем  наведения
летательного  аппарата  предъявляет  весьма  же¬
сткие  требования  к  постоянству  частоты  тока,
а  следовательно,  частоты  вращения  турбины
генератора.  Вместе  с  тем  установка  регулирую-

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 357
 Рис.  2.6.11.  Процесс  расширения  пара
в  турбине  типа  Терри:
 1  —  сопло;  2  —  паровой  вихрь;  3  —  диск
 щих  органов  сама  может  быть  причиной  сни¬
жения  КПД  даже  на  основном  расчетном  ре¬
жиме.  Система  регулирования  используется
так  же,  как  система,  обеспечивающая  надеж¬
ность  работы,  предотвращающая  раскрутку  и
перегрузку  турбоагрегата  в  обычных  и  аварий¬
ных  условиях.
 Паровые  вихревые  турбины  (ПВТ)  малой
мощности.  Такие  турбины  типа  Терри  по
принципу  действия  близки  к  турбинам  с  оди¬
ночными  соплами  с  повторным  подводом  ра¬
бочей  среды.  В  зависимости  от  рабочей  среды
различают  В  ВТ  —  воздушные  вихревые  турби¬
ны,  ГВТ  —  газовые  вихревые  турбины.
 Паровая  турбина  типа  Терри  имеет  кана¬
лы  для  пара  (вместо  лопаток)  в  рабочем  дис¬
ке  3  с  пятикратным  поворотом  потока
(рис.  2.6.11).  Взаимодействие  парового  вихря,
образующегося  в  каналах,  аналогично  взаимо¬
действию  червяка  и  червячного  колеса  в  зуб¬
чатых  передачах.  При  наличии  соответствен¬
ного  направляющего  аппарата  паровой  вихрь,
последовательно  расширяясь  в  трех  —  четырех
каналах  рабочего  диска,  срабатывает  большой
тепловой  перепад,  практически  равный  тепло¬
вому  перепаду,  срабатываемому  в  трех  (четы¬
рех)  ступенях  скорости  или  на  одном  диске  с
многократным  подводом  пара.
 Паровые  вихревые  турбины  ввиду  своей
простоты  находят  все  более  широкое  примене¬
ние  в  качестве  приводов  питательных  насосов,
вентиляторов  котельных  агрегатов,  компрес¬
соров  и  генераторов  при  автономном  энерго¬
обеспечении  собственных  нужд  предприятий,
имеющих  котельные  установки,  работающие
на  твердом  топливе.  ПВТ  используют  в  РУ
или  РОУ  для  снижения  потерь  энергии.
 Использование  твердого  топлива  связано
с  увеличенными  расходами  на  очистное  обо¬
рудование  (в  соответствии  с  нормами  по  охра¬
 не  окружающей  среды),  а  следовательно,  ка¬
питальных  затрат,  что  повышает  стоимость
электроэнергии.  В  этих  условиях  идея  исполь¬
зования  паровых  турбин  в  качестве  приводов
вспомогательного  оборудования  ТЭС  является
перспективной: 	увеличивается 	выработка
 электроэнергии,  уменьшается  стоимость  вспо¬
могательного  электрооборудования,  улучшает¬
ся  режим  работы  котлов,  повышается  эффек¬
тивность  работы  оборудования  и  уменьшается
стоимость  вырабатываемой  электроэнергии.
 Основными  фирмами-производителями
приводных  паровых  турбин  малой  мощности
за  рубежом  являются  Дженерал  Электрик  и
Терри  Стим  Турбо.  Приводные  паровые  тур¬
бины  фирмы  Терру  известны  компактностью
конструкции,  простотой  обслуживания  и  на¬
дежностью  в  работе.
 На  рис.  2.6.12  показана  вихревая  паровая
турбина  мощностью  100  кВт  Р-0,1-14/300  для
привода  генератора  (проект  ОАО  «НПО
ЦКТИ»).
 ПВТ  имеет  следующие  преимущества  по
сравнению  с  осевыми  турбинами  с  лопатками:
не  имеют  дорогостоящих  трудоемких  в  из¬
готовлении  рабочих  лопаток,  что  значительно
уменьшает  стоимость  проточной  части  турбины;
 отличаются  меньшими  массой  ротора,
трудоемкостью,  стоимостью  его  изготовления
(легкие  насадной  диск  и  вал  можно  изготовить
из  проката);
 меньшие  нагрузки  на  опоры  ротора  и
осевое  усилие  на  них  позволяют  применить
вместо  подшипников  скольжения  опор¬
но-упорные  подшипники  качения;
 имеют  меньшие  потери  на  трение  в  под¬
шипниках;
 в  связи  с  отсутствием  системы  прокачки
масла  через  подшипники  имеют  значительно
меньший  (примерно  в  10—20  раз)  объем  мас¬
ляной  системы,  поэтому  не  требуется  установ¬
ка  специального  объемного  масляного  бака,  а
также  специального  маслоохладителя;
 не  требуется  специальная  дорогостоящая
система  автоматического  пожаротушения.
 Основные  параметры  и  массогабаритные
показатели  турбин  приведены  в  табл.  2.6.6.
Мощность  паровых  турбин  противодавления
при  замещении  редукционных  устройств  мо¬
жет  быть  определена  в  зависимости  от  расхода
пара,  начальных  и  конечных  его  параметров
(рис.  2.6.13).
 Эжекторная  турбина  с  повторным  подво¬
дом.  Для  турбины  с  повторным  подводом  так

358
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 же,  как  и  для  одновенечнои,  в  ряде  случаев  яв¬
ляется  целесообразным  введение  эжектирова-
ния  пассивной  среды  на  входе  в  РК.  При  этом
 турбина  может  быть  выполнена  в  двух  вариан¬
тах  (рис.  2.6.14):  открытые  и  закрытые.  Осо¬
бенностью  турбины,  выполненной  по  схе-
 2.6.6.  Техническая  характеристика  вихревых  турбин
 Показатели
 Исполнение
 1
 2
 3
 4
 Номинальная  мощность,  кВт
 50
 100
 200
 300
 400
 500
 600
 800
 1000
 Минимальная  мощность,  кВт
 5
 10
 20
 30
 40
 50
 60
 80
 100
 Частота  вращения  ротора,  мин-1
 3000...6000
 Число  сопел
 1-10
 Параметры  свежего  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 0,59...1,58
190...250
 Давление  пара  за  турбиной,  МПа
 о
 о
 "oj
 Расход  пара  на  турбину*,
кг/(кВтч)
 46...60
 26...38
 26...38
 18.8...29
 26...38
 18.8...29
 21.7...32
 17.6...26
 Масса  турбины**,  т
 1,0...0,7
0,7...0,5
 2,0...1,5
 3,0...2,0
 4,0...3,0
 Длина,  мм
 1050
 1500
 *  В  числителе  —  для  противодавления  до  0,3  МПа,  в  знаменателе  —  0,1  МПа.
 **  В  числителе  —  для  частоты  вращения  3000  мин-1,  в  знаменателе  —  6000  мин-1.

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 359
 Рис.  2.6.13.  Изменение  мощности  Ne  паровых
турбин  от  расхода  пара  Gn  противодавления  при
замещении  редукционных  устройств  (начальные
параметры  пара  1,4  МПа,  200  °С  или  4  МПа,
440  °С,  внутренний  КПД  —  0,55  (генератора  0,9))
 ме  2.6.14,  б,  является  то,  что  пассивной  средой
эжекторного  сопла  служит  рабочее  тело,  выхо¬
дящее  из  РК.  Она  предназначена  для  работы  в
условиях  отсутствия  низконапорного  рабочего
тела.  Эту  схему  можно  рассматривать  как
дальнейшее  развитие  схемы,  предложенной
Г.А.  Зальфом  (рис.  2.6.14,  в),  в  которой  цирку¬
ляция  пассивной  среды  осуществляется  по
замкнутому  контуру,  но  без  повторного  подво¬
да.  При  этом  конфигурация  замкнутого  канала
более  благоприятная,  чем  канала,  показанного
на  рис.  2.6.14,  а.  Если  в  турбине,  выполненной
по  схеме  Г.А.  Зальфа,  реализовать  повторный
 подвод,  то  влияние  улучшения  канала  может
превалировать  над  недостатками  повторного
подвода  до  основных  сопел.  Следует  отметить,
что  возможны  другие  комбинации  повторного
подвода,  эжектирования  и  других  конструк¬
тивных  мероприятий.
 Эжектирование  в  ряде  случаев  (многосо¬
пельными  эжекторными  соплами)  позволяет
использовать  эжекторные  сопла  для  опосредо¬
ванного  воздействия  на  рабочий  процесс,
уменьшая  дополнительные  потери,  связанные
с  частичным  подводом  воздуха  к  лопаточному
венцу.  Так,  в  ряде  конструкций  одно  из  низ¬
конапорных  сопел  соединено  с  рабочей  каме¬
рой,  в  которой  вращается  РК,  благодаря  чему
обеспечивается  отсос  воздуха  и  уменьшение
плотности  пассивной  среды  в  камере,  умень¬
шаются  вентиляционные  потери  и  потери  на
трение  диска  при  вращении  в  воздушной  сре¬
де.  Краевые  потери,  обусловленные  увеличе¬
нием  углов  выхода  потока  из  лопаточной  ре¬
шетки  на  краях  дуги  подвода,  могут  быть  час¬
тично  снижены  при  подключении  одного  или
нескольких  низконапорных  сопел  к  прилегаю¬
щей  и  сообщающейся  с  выходным  патрубком
полости  за  лопаточной  решеткой,  предшест¬
вующей  по  ходу  вращения  ротора  дуге  подво¬
да.  Создаваемое  эжектированием  разрежение
вызывает  отклонение  выходящей  из  решетки
струи  в  сторону  уменьшения  среднего  угла  вы¬
хода.  Потеря  энергии  на  выколачивание  пас¬
сивной  среды  из  поступающих  в  активную  зо¬
ну  лопаточных  каналов  может  быть  уменьше¬
на  при  размещении  перед  активной  зоной  (по
ходу)  защитного  кожуха  (по  обе  стороны  лопа¬
точного  венца)  с  образованием  герметичной
внутренней  полости  и  ее  подключением  к  низ-
 Рис.  2.6.14.  Схемы  эжекторных  турбин  с  повторным  подводом  (а,  б)  и  однократным  (в):
 а  —  открытая;  б,  в  —  закрытые  (циркуляционные);  А  —  канал  подвода  активного  рабочего  тела;
В  —  канал  повторного  подвода  к  рабочему  колесу;  С  —  канал  отвода  рабочего  тела  из  контура  по¬
вторного  подвода

360
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 конапорному  соплу,  обеспечивая  отсос  пас¬
сивного  воздуха  из  входящих  в  активную  зону
лопаточных  каналов.
 Целесообразность  применения  различ¬
ных  конструктивных  мероприятий  должна  оп¬
ределяться  каждый  раз  при  проектировании
эжекторных  турбин  путем  оценки  соответст¬
вующих  потерь  в  зависимости  от  геометриче¬
ских  и  режимных  параметров.  В  ряде  случаев,
когда  эжекторная  турбина  работает  с  недостат¬
ком  пассивного  рабочего  тела,  соединение
низконапорного  сопла  с  атмосферой  может
быть  нецелесообразным,  так  как  эжекторная
турбина  при  коэффициентах  эжекции,  близ¬
ких  к  нулю,  является  неэкономичной.  В  этом
случае  целесообразной  будет  комбинация
эжектрирования  с  повторным  подводом.  Сле¬
дует  отметить,  что  специфика  рабочего  про¬
цесса  эжекторных  турбин  с  повторным  подво¬
дом  обусловлена  также  дополнительными  воз¬
можностями  раздельного  или  совместного  ре¬
гулирования  активного  и  пассивного  трактов,
в  том  числе  и  канала  повторного  подвода.
 Двухвенечные  турбины  с  одиночными  со¬
плами.  Геометрические  параметры  первого  и
второго  венцов.  Особенности  проточной  части
такой  турбины  обусловлены  существенным
увеличением  проходных  площадей  (особенно
в  НА  и  втором  венце)  по  ходу  рабочего  тела
вследствие  уменьшения  плотности  рабочего
тела.  Так  как  средний  диаметр  осевой  турбины
изменяется  незначительно  (чаще  всего  постоя¬
нен),  рост  проходных  площадей  обеспечивает¬
ся  увеличением  высоты  выходных  углов  лопа¬
ток.  При  этом  углы  выхода  потока  из  второго
венца  достигают  30...40°,  а  высоты  лопаток
увеличиваются  в  2-2,5  раза.  Все  это  приводит
к  сильному  раскрытию  обводов  проточной
части  в  меридиональном  сечении  с  опасно¬
стью  отрыва  потока  и  появления  сопутствую¬
щих  ему  потерь.  Для  уменьшения  угла  раскры¬
тия  целесообразно  вводить  небольшую  реак¬
тивность  в  НА  во  втором  венце,  особенно  при
достаточно  длинных  лопатках.
 Турбины  с  нулевой  степенью  реактивно¬
сти  на  среднем  диаметре  имеют  пониженные
значения  КПД,  что  обусловлено  отрицатель¬
ным  влиянием  потерь,  связанных  с  отрица¬
тельной  реактивностью  у  корня  лопаток,  рез¬
ким  раскрытием  проточной  части  в  меридио¬
нальном  сечении,  большими  углами  изгиба
активных  профилей,  превалирующим  над  от¬
носительным  уменьшением  потерь  на  утечки  в
сравнении  с  реактивной  ступенью.  Противо¬
 речивое  влияние  на  экономичность  перечис¬
ленных  факторов  обусловливает  существова¬
ние  оптимальной  для  ТОС  степени  реактивно¬
сти  р  =  0,03...0,06,  в  то  время  как  для  турбин  с
умеренной  и  большой  степенью  парциально-
сти  (е  =  0,3...0,9)  р  ~  0,2...0,3,  причем  большие
степени  реактивности  соответствуют  турбинам
с  большим  значением  е.  Отрицательное  влия¬
ние  зазоров  на  экономичность,  возрастающее
с  ростом  р,  принято  ослаблять  введением  раз¬
витых  уплотнений.
 Для  обеспечения  высоких  значений  КПД
двухвенечной  ступени  важным  является  пра¬
вильный  выбор  профилей  лопаток.  Для  ТОС,
которые  чаще  всего  являются  высокоперепад-
ными,  рабочие  лопатки  первого  венца  выпол¬
няют  из  сверхзвуковых  профилей  (типа  В),  на¬
правляющие  лопатки  —  из  околозвуковых  (ти¬
па  Б),  а  лопатки  второго  венца,  как  правило,
имеют  дозвуковые  профили  (типа  А).  При
этом,  принимая  во  внимание  то,  что  потери  в
первой  ступени  составляют  примерно  2/3  об¬
щих  окружных  потерь  и  что  в  ней  вырабатыва¬
ется  большая  часть  полезной  мощности
(70...80%)  становится  очевидной  необходо-
мость  особенно  тщательного  профилирования
ее  проточной  части,  совершенствование  кото¬
рой  является  важным  резервом  повышения
КПД  двухвенечных  турбин.  При  проектирова¬
ния  первой  ступени  двухвенечных  ТОС  можно
использовать  рекомендации,  относящиеся  к
одновенечным  турбинам.  Однако  у  двухвенеч¬
ных  турбин  так  же,  как  и  у  турбин  с  повтор¬
ным  подводом,  угол  выхода  oq  всегда  выбира¬
ют  несколько  больше,  чем  у  одновенечных.
Это  объясняется  тем,  что  доля  потерь  с  выход¬
ной  скоростью  (определяемой  осевой  состав¬
ляющей  скорости,  зависящей  от  угла  aj)  сни¬
жается  с  увеличением  числа  ступеней,  а  изгиб
профилей  уменьшается  с  увеличением  угла  щ
следовательно,  коэффициент  потерь  скорости
в  лопатках  возрастает.
 Для  двухвенечных  турбин  рекомендуется
выбирать  угол  oq  =  25...26°,  а  для  турбин  с  по¬
вторным  подводом  щ  =  26...28°.  Следует  иметь
в  виду,  что  с  ростом  е  доля  мощности,  выраба¬
тываемой  вторым  венцом,  как  правило,  увели¬
чивается.
 Внутренние  потери  в  двухвенечной  тур¬
бине  по  составу  и  физической  сущности  ана¬
логичны  потерям  в  одновенечной  турбине.
Формулы  для  их  определения  отличаются
лишь  значениями  коэффициентов,  отражаю¬
щих  потери  во  втором  венце.  Следует  лишь

КОНСТРУКЦИИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 361
 отметить,  что  в  связи  с  наличием  четырех  ло¬
паточных  венцов  с  двумя  бандажами  (в  обан-
даженной  турбине)  и  трех  осевых  зазоров  меж¬
ду  ними  (напротив  двух  решеток  и  одного  за¬
зора  в  одновенечной  турбине)  и  с  более  широ¬
ким  ободом  диска  краевые  и  вентиляционные
потери  в  двухвенечной  турбине  значительно
больше,  чем  в  одновенечной:  вентиляционные
примерно  в  л/2  раза,  а  потери  на  трение  дис¬
ка  —  приблизительно  в  2  раза.
 Характерной  особенностью  двухвенечной
турбины  является  влияние  степени  парциаль¬
ности  второго  венца  еп  на  экономичность.
В  области  е  =  0,07...0,2  максимум  соответству¬
ет  еп  =  (1,2...1,3)е1.  При  этом  превышение
длины  дуги  подвода  второй  ступени  над  пер¬
вой  следует  предусматривать  со  смещением  от
края  дуги  подвода  первой  ступени  на  два  —
три  шага  рабочей  решетки  (по  вращению  ко¬
леса).  Повышение  КПД  при  оптимальном  со¬
отношении  en/£i  в  сравнении  с  £п  =  1  состав¬
ляет  8%.  Причем  с  увеличением  £  эффектив¬
ность  уменьшается,  а  для  турбин  с  умеренной  и
большой  степенью  парциальности  (£  >  0,5)  из¬
менение  £  от  £п  =  1,25^  до  £п  =  1  не  приводит
к  заметному  изменению  КПД.
 Важным  вопросом,  с  которым  приходит¬
ся  сталкиваться  при  проектировании  двухве¬
нечных  ТОС,  помимо  определения  оптималь¬
ной  степени  парциальности  второго  венца,  яв¬
ляется  правильное  расположение  открытого
сегмента  НА  относительно  сектора  подвода
первой  ступени,  определяемое  с  учетом  пере¬
мещения  струи  рабочего  тела  по  окружности  и
размытия  потока.  При  расчете  смещения  сег¬
мента  НА  для  заданного  значения  и/ст  учиты¬
ваются  углы  выхода  в  потоке,  ширина  лопаток
и  зазоры.  Если  турбина  однорежимная,  то  тео¬
ретическое  смещение  сегмента
 А  =  l,2(50Clctga,  +  1,05  Ьли/с№);
 Б  =  0,6(8ОС|  ctga,  +  1,052>лк/сад  -  Soc2  ctgp2),
 где  А  —  минимальное  смещение  по  направле¬
нию  вращения  края  сегмента  относительно
кромки  крайнего  сопла;  Б  —  наибольшее  сме¬
щение  по  вращению  противоположного  края
сегмента;  5ос1,  5ос2  —  осевые  зазоры  соответст¬
венно  между  сопловым  аппаратом  и  РК,  меж¬
ду  РК  и  НА.
 Расчетные  значения  площади  открытого
сегмента  НА  увеличивают,  вводя  положитель¬
ные  окружные  перекрыши.  Если  турбина  мно¬
горежимная,  то  аналогичный  расчет  проводит¬
 ся  для  всех  режимов,  а  величины  теоретиче¬
ского  смещения  краев  открытого  сегмента  вы¬
бирают:  А  —  по  максимальному,  Б  —  по  мини¬
мальному  из  рассчитанных  значений  в  задан¬
ном  диапазоне  режимов.
 Комбинированные  схемы  двухвенечных  тур¬
бин.  В  двухвенечных  турбинах,  так  же,  как  и  в
одновенечных  с  повторным  подводом,  целесо¬
образно  в  ряде  случаев  вводить  эжектирование
на  входе  в  РК  и  использовать  сопла  с  переме¬
щением  внутри  при  регулировании  централь¬
ного  тела.
 Для  расширения  диапазона  экономич¬
ной  работы  двухвенечной  ТОС  перед  вторым
венцом  рабочих  лопаток  вне  активной  дуги,
выходящей  из  первого  венца,  можно  размес¬
тить  сопловой  аппарат,  соединенный  обвод¬
ным  каналом  с  дросселем  с  полостью  перед
регулируемым  сопловым  аппаратом  первой
ступени  (рис.  2.6.15,  а).  Возможна  установка
перед  первой  ступенью  дополнительного  со¬
плового  аппарата,  а  перед  вторым  венцом  —
обводного  канала  перепуска  рабочего  тела,  в
обход  венца  (рис.  2.6.15,  б).  Обе  схемы  выпол¬
нения  двухвенечной  ТОС  позволяют  отключать
подвод  рабочего  тела  к  одному  лопаточному
венцу  при  уменьшении  нагрузки  и,  тем  самым,
приближаться  по  экономичности  на  повышен¬
ных  г//сад  к  одновенечным  турбинам,  расширяя
область  целесообразного  применения  двухве¬
нечных  ТОС.
 Комбинированная  схема  может  быть
конструктивно  реализована  в  полуторавенеч¬
ной  ступени  (рис.  2.6.16).  Выбирая  длину  (вы¬
соту)  рабочей  лопатки  второго  венца,  можно
получить  турбину  с  любой  характеристикой,
являющейся  промежуточной  между  характери¬
стиками  одно-  и  двухвенечной  ступеней.
 Рис.  2.6.15.  Схемы  двухвенечных  турбин
с  обводными  каналами:
 а  —  дополнительного  подвода  ко  второму  вен¬
цу;  б  —  перепуска  части  рабочего  тела  помимо
второго  венца

362
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.16.  Схема  полуторавенечной  ступени
 В  ряде  случаев  для  центростремительных
ТОС  целесообразно  использовать  только  на¬
правляющую  решетку  за  рабочим  венцом  без
канала  повторного  подвода  для  использования
части  энергии  выходной  скорости  благодаря
взаимодействию  струи  с  поверхностью  диска.
Такая  турбина  занимает  промежуточное  поло¬
жение  между  одно-  и  двухвенечной  турбина¬
ми.  В  области  низких  значений  параметра
и/ст  турбина  с  направляющей  решеткой  пре¬
восходит  по  КПД  одновенечную,  почти  не  ус¬
тупает  по  экономичности  двухвенечной.  Для
нее  характерен  сдвиг  влево  оптимального  зна¬
чения  параметра  и/сж
 Следует  отметить,  что  сравнение  турбин
различных  типов  должно  производиться  при
неизменном  значении  исходных  задаваемых
для  проектирования  параметрах  (N,  п  и  др.).
 На  рис.  2.6.17  показаны  сравнительные
зависимости  отношений  удельных  работ  х/ходн
 от  DCp/h  и  оптимальной  степени  расширения
7Ст  опт  от  окружной  скорости  и  ТОС  различных
типов.
 Зависимости  удельной  работы  турбины
Нт  =  f(nT)  качественно  аналогичны  зависимо¬
стям  пт  опт  от  и.  Кривые,  полученные  для  каж¬
дого  типа  турбин,  сходятся  в  одной  точке  ну¬
левой  работы,  которой  соответствует  степень
расширения,  равная  степени  сжатия  воздуха  в
баллоне.  В  этом  случае  отбор  воздуха  из  бал¬
лона  невозможен.  Максимум  удельной  работы
соответствует  оптимальному  значению  степе¬
ни  расширения,  которое  зависит  от  типа  тур¬
бины  и  от  окружной  скорости  —  среднего  диа-
метра  i)cp.
 2.6.2. 	КОРПУСЫ  ЦИЛИНДРОВ
 К  статору  турбины  относятся  неподвиж¬
ные  детали  ее  цилиндров:  корпусы  со  встроен¬
ными  в  них  корпусами  подшипников  (не  вы¬
носные);  обоймы  для  крепления  диафрагм  и
сегментов  концевых  уплотнений;  диафрагмы  и
сегменты  уплотнений.  Условия  работы  статора
менее  тяжелые,  чем  ротора,  прежде  всего  по¬
тому,  что  его  детали  не  вращаются.  Основная
нагрузка,  действующая  на  корпус,  диафрагмы
и  обоймы  —  разность  давлений.  Под  ее  дейст¬
вием  детали  статора  должны  сохранять  не
только  прочность,  но  и  жесткость,  и  плот¬
ность.  Недостаточная  жесткость  может  при¬
 Рис.  2.6.17.  Сравнение  экономичности  и  влияния  окружной  скорости  на  ТОС  различных  типов
(расчет  сделан  для  ^  =  207VT,  Ал  и  п  —  постоянные):
 1  —  одновенечная;  2  —  эжекторная;  3  —  с  повторным  подводом;  4  —  эжекторная  с  повторным
 подводом

КОРПУСЫ  ЦИЛИНДРОВ
 363
 вести  к  большим  взаимным  перемещениям
ротора  и  статора,  а  также  к  задеваниям.  Осо¬
бенно  трудно  обеспечить  жесткость  корпусов
ЦНД.  Хотя  разность  давлений,  действующая,
например,  на  выходные  патрубки,  не  превы¬
шает  атмосферного  давления,  обеспечить  их
жесткость  весьма  сложно  из-за  большой  по¬
верхности.
 Недостаточная  плотность  приводит  к
протечкам  пара  и  снижению  КПД.  Нарушение
плотности  полостей  турбины,  связанных  с  ат¬
мосферой,  недопустимо.
 Конструкции  корпусов  ЦВД.  Они  зависят
от  начальных  параметров  пара  и  режимов  экс¬
плуатации.  Для  турбин  на  умеренные  началь¬
ные  параметры  пара  корпусы  ЦВД  выполняют
одностенными.  В  этом  случае  на  стенку  кор¬
пуса  действует  разность  давлений  пара  в  тур¬
бине  и  атмосферного.  В  большинстве  случаев
одностенные  корпусы  используют  и  для  ЦСД.
 С  повышением  начальных  параметров
пара  одностенная  конструкция  не  обеспечива¬
ет  плотности,  фланцевое  соединение  получа¬
ется  очень  громоздким,  что  затрудняет  свобод¬
ное  тепловое  расширение  корпуса  вслед  за  ро¬
тором  при  быстром  изменении  режима  работы
и  увеличивает  температурные  напряжения  во
фланцах.  В  таких  случаях  корпус  ЦВД  выпол¬
няют  двухстенным.  При  этом  на  каждую  стен¬
ку  действует  только  часть  разности  давлений.
Это  позволяет  выполнить  корпус  с  тонкими
стенками  и  легкими  фланцами.  Кроме  того,
внешний  корпус  можно  изготовить  из  более
дешевого  и  технологичного  материала.  Такое
направление  конструкции  статора  паровой
турбины  с  ССКП  (суперсверхкритическими
параметрами  пара,  р0  >  300  МПа,  Т0  >  600  °С)
получает  дальнейшее  развитие  —  корпус  ЦВД
становится  трехстенным.
 Одностенный  корпус  ЦВД  турбины  с
давлением  пара  на  входе  около  10  МПа
(рис.  2.6.18).  Корпус  состоит  из  нижней  поло¬
вины  2  и  крышки  3,  соединяемых  фланцами  7,
9  и  шпильками,  ввинчиваемыми  в  нижнюю
половину  корпуса  и  проходящими  через  от¬
верстия  в  крышке.  В  крышку  корпуса  и  его
нижнюю  половину  вварены  по  две  сопловые
коробки  5,  к  штуцерам  которых  приварены
корпусы  1  и  4  регулирующих  клапанов.  Пар  из
корпуса  регулирующего  клапана  поступает  в
сопловую  коробку,  проходит  через  проточную
часть  турбины  справа  налево  и  выходит  через
два  выходных  патрубка  19,  отлитых  как  одно
целое  с  нижней  половиной  корпуса.
 Сопловые  коробки  5,  приваренные  к  кор¬
пусу,  имеют  возможность  свободно  расширяться
таким  образом,  чтобы,  с  одной  стороны,  не  воз¬
никало  усилий  в  сварочном  шве,  а  с  другой  —
опасности  задеваний  о  них  вращающихся  час¬
тей.  Для  этого  служит  специальная  система
шпонок.  Две  шпонки  10  фиксируют  положение
сопловых  коробок  в  плоскости  АА,  допуская  их
перемещение  только  в  ней  и  исключая  осевые
задевания  сопловых  коробок  о  вращающийся
рядом  диск  регулирующей  ступени.  Шпонка,
установленная  в  шпоночном  пазу  6,  направляет
расширение  сопловой  коробки  вдоль  ее  оси.  Та¬
ким  образом,  сопловая  коробка  может  свободно
расширяться  от  пояска  сварки  вдоль  штуцера,
но  только  в  плоскости  ее  установки.
 Внутренняя  поверхность  корпуса  имеет
ряд  расточек  для  установки  статорных  деталей.
Расточки  14  служат  для  установки  обойм,  в
которых  размещаются  диафрагмы,  расточ¬
ки  13  —  для  установки  обойм  сегментов  кон¬
цевых  уплотнений  (к  торцовым  поверхно¬
стям  12  крепятся  дополнительные  обоймы
концевых  уплотнений).  В  расточки  15  заводят¬
ся  сегменты  сопл  регулирующей  ступени.
 Патрубки  18  и  20,  а  также  патрубки  16,  17
и  21  отсосов  из  уплотнений  служат  для  отвода
пара  в  систему  регенеративного  подогрева  пи¬
тательной  воды.
 При  монтаже  турбины  нижняя  половина
корпуса  продолжением  своих  фланцев  (лапа¬
ми  22)  укладывается  на  корпусы  подшипников
и  прицентровывается  к  ним.  Для  этого  в  лапах
выполнены  шпоночные  пазы,  а  на  торцевых
поверхностях  корпуса  —  площадки  11  для  кре¬
пления  вертикальных  шпонок.  После  установ¬
ки  нижней  половины  корпуса  во  вкладыши
опорных  подшипников  укладывают  ротор.  За¬
тем  опускают  крышку.
 Прилегание  крышки  к  нижней  половине
должно  быть  настолько  плотным,  чтобы  ис¬
ключить  пропаривание  разъема.  Поверхности
шабруют  как  при  изготовлении  турбины,  так  и
при  капитальных  ремонтах,  в  период  между
которыми  может  происходить  коробление
корпуса,  во  фланцах  выполнена  обнизка  8,  по¬
этому  шабровке  подвергают  только  пояски.
 Необходимость  гарантированной  плотно¬
сти  фланцевого  разъема  приводит  к  его  боль¬
шой  ширине  и  массивности,  что,  как  отмеча¬
лось  выше,  снижает  маневренность  турбины.
Для  того  чтобы  обеспечить  прогрев  фланца  с
такой  же  скоростью,  как  и  прогрев  стенки  кор¬
пуса,  фланцы  снабжают  обогревом.  Для  рас¬

364
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.18.  Одностенный  корпус  ЦВД
 сматриваемого  корпуса  его  выполняют  подачей
горячего  пара  в  короба  из  листовой  стали,  при¬
варенные  к  внешней  поверхности  фланца.
 Быстрый  прогрев  фланца  в  вертикальном
направлении  может  привести  к  тому,  что  в  хо¬
 лодной  шпильке,  и  без  того  растянутой  силой
затяжки  фланцев,  возникнут  дополнительные
напряжения.  Это  может  привести  к  появле¬
нию  в  шпильке  пластических  деформаций
растяжения,  и  ее  рабочая  часть  удлинится.  То¬

КОРПУСЫ  ЦИЛИНДРОВ
 365
 гда  при  стационарном  режиме,  когда  шпилька
прогреется  до  той  же  температуры,  что  и  фла¬
нец,  и  расширится,  произойдет  пропаривание
фланцевого  разъема.  Для  того  чтобы  обеспе¬
чить  прогрев  шпильки  в  том  же  темпе,  что  и
прогрев  фланца,  через  отверстие  в  обнизку  по¬
дается  горячий  пар,  обтекающий  верхнюю
часть  шпилек.
 Контроль  качества  сборки  на  электро¬
станции  после  установки  турбины  и  присоеди¬
нения  паропроводов  (после  изготовления  тур¬
бина  проходит  первую  контрольную  сборку  на
заводе)  выполняется  с  помощью  специальных
динамометров,  устанавливаемых  в  отверстия  в
лапах  22  корпуса.
 Перед  закрытием  цилиндра  поверхность
фланцевого  разъема  для  лучшей  плотности
смазывают  графитом  или  специальной  масти¬
кой.  При  длительной  работе  мастика  «схваты¬
вает»  крышку  и  нижнюю  часть  корпуса,  что
затрудняет  легкий  подъем  крышки  во  время
капитального  ремонта  после  разболчивания
фланцевого  соединения.  Для  первоначального
отжатия  крышки  от  нижней  половины  в  спе¬
циальные  отверстия  крышки  ввинчивают  от¬
жимные  болты.
 Двухстенный  корпус  ЦВД  турбины  на
сверхкритические  параметры  пара  (рис.  2.6.19).
 Пар  к  турбине  поступает  по  гибким  паропро¬
водам  3  к  четырем  штуцерам  и  из  них  —  в  че¬
тыре  сопловые  коробки.
 Штуцер  2  сопловой  коробки  цилиндри¬
ческой  формы  вварен  в  воротники  внутренне¬
го  корпуса  3  (рис.  2.6.20,  а).  От  сварочного
пояска  сопловая  коробка  расширяется  вдоль
окружных  и  осевой  шпонок  4,  устанавливае¬
мых  на  корпусе  1  турбины.  К  сопловой  короб¬
ке  крепятся  направляющие  шпонки.
 После  сопл  регулирующей  ступени,  уста¬
новленных  в  расточках  сопловых  коробок,  пар
проходит  проточную  часть,  расположенную  во
внутреннем  корпусе.  Затем  он  поворачивается
на  180°  и  движется  сначала  в  межкорпусном
пространстве  между  внутренним  и  внешним
корпусами,  а  потом  через  проточную  часть,
установленную  во  внешнем  корпусе.  Пар  из
цилиндра  выходит  через  два  патрубка  5  (см.
рис.  2.6.19).  Таким  образом,  в  корпусе  реали¬
зуется  противоточная  схема  движения  пара.
 С  помощью  лап  1  внешний  корпус  уста¬
навливается  на  приливы  подшипников  и  при-
центровывается  к  корпусам  подшипников  вер¬
тикальными  шпонками  2,  расположенными  в
вертикальной  плоскости  симметрии  цилиндра.
В  нижней  половине  внешнего  корпуса  выпол¬
нены  четыре  выборки,  а  на  фланце  нижней  по¬
 Рис.  2.6.19.  Двухстенный  корпус  ЦВД

366
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 ловины  внутреннего  корпуса  —  лапки  7,  с  по¬
мощью  которых  он  свободно  подвешивается  во
внешнем  корпусе.  При  этом  штуцеры  нижних
сопловых  коробок  свободно  надеваются  на  шту¬
церы.
 Поскольку  и  через  внутренний,  и  через
внешний  корпусы  проходит  один  и  тот  же  ро¬
тор,  внутренний  корпус  должен  быть  прицен-
трован  к  внешнему,  т.е.  их  оси  должны  совпа¬
дать.  Для  этого  нижняя  половина  внутреннего
корпуса  подвешивается  в  нижней  половине
внешнего  корпуса  таким  образом,  чтобы  плос¬
кости  разъема  этих  корпусов  совпадали.  Для
этого  используются  опорные  лапки  7.  В  верти¬
кальной  плоскости  обеих  половин  внутренне¬
го  цилиндра  устанавливаются  две  продольные
шпонки  6.  Таким  образом,  подвеска  внутрен¬
него  корпуса  на  уровне  разъема  и  продольные
шпонки  обеспечивают  центровку  внутреннего
корпуса  во  внешнем.
 Если  не  принять  дополнительные  меры,
то  при  сохранении  центровки  внутренний
корпус  сможет  перемещаться  во  внешнем  в
меру  податливости  штуцеров.  При  этом  будет
возникать  опасность  их  выламывания  в  месте
сварки.  Поэтому  строго  на  оси  паровпуска  ме¬
жду  корпусами  устанавливают  по  две  (на  каж¬
дой  половине)  вертикальные  шпонки.
 Пересечение  трех  плоскостей  —  горизон¬
тальной  плоскости  подвески  внутреннего  кор¬
пуса  во  внешней,  вертикальной  плоскости  сим¬
метрии  и  поперечной  плоскости  паровпуска  —
образует  фикс-пункт  —  Ф,  от  которого  происхо¬
 дит  свободное  расширение  внутреннего  кор¬
пуса  во  внешнем  при  сохранении  центровки.
 После  центровки  нижней  половины
внутреннего  корпуса  во  внешнем  и  нижних
половин  обойм  во  внешнем  корпусе  устанав¬
ливают  ротор  турбины  и  закрывают  внутрен¬
ний  цилиндр  крышкой,  а  обоймы  —  верхними
половинами.  Фланцевый  разъем  затягивается
шпильками.  Затем  опускают  крышку  внешне¬
го  корпуса  с  пароподводящими  трубами  3,  ко¬
торая  своими  верхними  штуцерами  входит  в
расточки  сопловых  коробок,  и  затягивают
шпильками  фланцевый  разъем  внешнего  кор¬
пуса.  Патрубок  4  используют  для  отбора  пара.
Внешний  корпус  имеет  короба  для  обогрева
фланцев  и  коллектор  для  обогрева  шпилек.
 На  рис.  2.6.21  показана  часть  внешнего
корпуса  с  установленным  в  нем  внутренним
корпусом.  В  отличие  от  конструкции  двух¬
стенного  корпуса,  показанного  на  рис.  2.6.19,
совпадение  вертикальных  плоскостей  корпу¬
сов  обеспечивается  продольными  шпонками,
входящими  в  направляющие  пазы  7,  и  верти¬
кальными  шпонками  5.  На  рис.  2.6.22  показа¬
ны  детали  подвески  внутреннего  корпуса  во
внешнем  в  зоне  паровпускной  части  турбины.
 На  рис.  2.6.20,  б  показана  паровпускная
часть  ЦВД  с  двухстенным  корпусом.  На  паро¬
впускном  штуцере  выполнены  проточки,  на
которые  надеты  разрезные  уплотнительные
кольца.  Штуцер  приваривается  к  внешнему
корпусу.  В  расточку  сопловой  коробки,  прива¬
ренной  к  внутреннему  корпусу,  с  натягом  ус-
 Рис.  2.6.20.  Сопловая  коробка  (а)  и  паровпускная  часть  (б)  двухстенного  ЦВД

КОРПУСЫ  ЦИЛИНДРОВ
 367
 Рис.  2.6.21.  Часть  внешнего  корпуса  с  установ¬
ленным  в  нем  внутренним  корпусом  ЦВД
во  внешнем  корпусе:
 7,  2  —  внутренний  и  внешний  корпусы;
 3 	—  опорные  лапки;  4  —  окружная  боковая
шпонка;  5  —  вертикальная  центральная  шпон¬
ка;  6  —  направляющий  паз  вертикальной  цен¬
тральной  шпонки;  7  —  направляющий  паз  про¬
дольной  шпонки
 танавливают  закаленную  втулку  6  и  закрепля¬
ют  ее  специальным  стопорным  сегментом  7.
За  счет  разреза  и  упругости  уплотнительные
 кольца,  диаметр  которых  в  свободном  состоя¬
нии  несколько  больше  внутреннего  диаметра
втулки,  могут  сжиматься.  В  результате  они
входят  во  втулку,  образуя  с  ней  плотное,  но
подвижное  соединение,  не  мешающее  свобод¬
ному  взаимному  вертикальному  перемещению
внутреннего  и  внешнего  корпусов.
 Плотность  корпусов  обеспечивается  с
помощью  фланцевого  соединения,  состоя¬
щего  из  двух  продольных  фланцев  и  скреп¬
ляющих  их  болтов  или  шпилек,  ввинчивае¬
мых  в  нижнюю  половину  корпуса.  Для  скре¬
пления  фланцев  используют  специальные
колпачковые  гайки,  внешний  диаметр  кото¬
рых  больше  диаметра  болта,  но  в  меньшей
степени,  чем  для  обычных  стандартных  бол¬
товых  соединений.  Это  позволяет  прибли¬
зить  скрепляющие  болты  друг  к  другу,  увели¬
чить  их  число  и  уменьшить  силу,  которую
должен  развивать  один  болт  для  создания
плотного  соединения.
 Оси  скрепляющих  болтов  располагают  не
на  середине  ширины  фланца,  а  ближе  к  паро¬
вому  пространству.  Поскольку  внутреннее
давление,  отрывающее  половины  корпуса  друг
от  друга,  действует  как  рычаг,  опора  которого
находится  на  конце  фланца,  чем  дальше  ось
 Рис.  2.6.22.  Детали  подвески  внутреннего  корпуса  двухстенного  ЦВД  во  внешнем  корпусе:
 7,  2  —  верхняя  и  нижняя  половины  внутреннего  корпуса;  3  —  нижняя  половина  внешнего  корпуса;
 4 	—  гайка  скрепляющей  шпильки  внутреннего  корпуса  ЦВД;  5  —  резьба  под  шпильки  нижней  по¬
ловины  внешнего  корпуса;  6  —  окружные  шпонки;  7  —  опорные  лапки;  8  —  выборки  под  опорные
лапки;  9  —  направляющие  окружных  шпонок  6

368
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 болта  отстоит  от  конца  фланца,  тем  меньшее
усилие  требуется  для  противодействия  отры¬
вающей  силы.  Именно  поэтому  ширина  флан¬
ца  должна  быть  значительно  больше  толщины
стенки,  чем  это  требуется  для  своего  размеще¬
ния  болта.  В  свою  очередь  увеличенная  шири¬
на  фланца  для  обеспечения  прочности  самого
фланца  требует  большей  его  высоты.
 Трехстенный  корпус  ЦВД  турбины  на  супер-
сверхкритические  параметры  пара  (рис.  2.6.23).
Конструкция  и  способы  установки  сопловой  ко¬
робки  во  внутреннем  корпусе  и  внутреннего
корпуса  в  наружном  с  помощью  систем  опор¬
ных  лап  и  шпонок  (вертикальных  и  попереч¬
ных)  подобны  описанным  для  двухстенного
ЦВД.  Такое  техническое  решение  характеризу¬
ется  следующими  основными  преимуществами:
локализацией  в  корпусе  сопловой  короб¬
ки  зоны  высоких  параметров;
 равномерным  распределением  давлений  и
температур  пара  по  высоте  цилиндра,  что  обес¬
печивает  выполнение  внутреннего  и  внешнего
корпусов  с  умеренными  толщинами  стенок  и
фланцев  из  более  дешевых  материалов;
 благоприятным  теплонапряженным  со¬
стоянием  на  номинальном  режиме  и  при  пере¬
ходных  процессах,  с  организацией  термостати¬
ческих  камер;
 осесимметричностью  цилиндра;
хорошими  маневренными  характеристи¬
ками.
 На  рис.  2.6.24  показан  совмещенный
ЦВСД  полупиковой  турбины  К-5-130-5  с
трехстенным  корпусом  в  ЧВД,  обладающей
высокими  маневренными  свойствами.  (Совме¬
стный  проект  ЦКТИ  и  ЛМЗ.)
 Стремления  уменьшить  массу  фланцев  и
освободиться  от  болтов  или  шпилек  привели  к
созданию  новых  конструкций.
 Рис.  2.6.23.  Схема  трехстенной  конструкции
ЦВД  на  суперсверхкритические  параметры  пара:
 7 	—  сопловая  коробка;  2  —  внутренний  корпус;
 3 	—  наружный  корпус
 В  конструкции  ЦВД  (фирмы  Альстом)
болты  заменены  цельными  массивными  коль¬
цами,  которые  при  посадке  нагреваются,  а  по¬
сле  остывания  с  натягом  схватывают  обечайки
корпуса,  обеспечивая  плотное  их  соединение.
Такая  осесимметричная  конструкция  внутрен¬
него  корпуса  характеризуется  следующими
преимуществами,  по  сравнению  с  традицион¬
ным  исполнением  с  массивными  фланцами:
плотностью  и  надежностью  соединения
обечаек  корпуса  в  режимах  эксплуатации
(включая  пуск  и  останов  турбины);
 сохранением  осесимметричности  и  вели¬
чин  зазоров  в  уплотнениях  при  осевых  и  ради¬
альных  перемещениях  во  время  расширения
(остывания);
 повышением  экономичности.
 На  рис.  2.6.25  показано  изменение  темпера¬
тур  по  поперечному  сечению  ЦВД,  имеющего
стяжные  цельные  кольца  на  внутреннем  корпусе.
 В  конструкции  горшкообразного  ЦВД
(рис.  2.6.26),  предназначенного  для  работы  с
паром  29,5  МПа,  620  °С,  наружный  корпус  7,
находящийся  под  давлением  выпуска  пара
 13,8...  16,7  МПа  не  имеет  горизонтального
разъема.  Внутренний  корпус  2  с  горизонталь¬
ным  разъемом  при  сборке  цилиндра  устанав¬
ливается  в  наружном  корпусе  с  ориентацией
горизонтального  разъема  в  вертикальной
плоскости.  С  правой  стороны  цилиндр  закры¬
вается  осевой  крышкой  3  с  вертикальным
фланцем  или  при  помощи  гайки.  В  результате
исключается  применение  сильно  нагруженных
массивных  фланцев  и  шпилек.
 Такие  конструктивные  решения  хорошо  за¬
рекомендовали  себя  при  создании  паровых  тур¬
бин  нового  поколения  на  ССКП  пара  с  высоки-
 Рис.  2.6.24.  Совмещенный  ЦВСД:
 7 	—  паровпускная  коробка;  2  —  внутренний
корпус;  3  —  наружный  корпус

КОРПУСЫ  ЦИЛИНДРОВ
 369
 ми  характеристиками  маневренности  и  надежно¬
сти.  Недостатком  горшкообразного  ЦВД  и  ЦВД
со  стяжными  кольцами  на  внутреннем  корпусе
является  необходимость  выполнения  ремонтных
работ  по  цилиндрам  в  заводских  условиях.
 Альтернативой  этим  решениям  может  быть
оптимизация  геометрической  формы  корпусов
традиционного  исполнения.
 Корпусы  ЦВД  тихоходных  турбин.  Корпус
ЦВД  тихоходной  турбины  —  двухстенный
(рис.  2.6.27).  Внешний  корпус  ЦВД.  Он  выпол¬
нен  симметричным  относительно  вертикальной
плоскости,  проходящей  через  ось  корпуса,  и
поперечной  вертикальной  плоскости,  проходя¬
щей  через  оси  паровпускных  патрубков.
 Корпус  состоит  из  нижней  половины  8  и
крышки  7,  соединяемых  фланцами  2,  4  и
шпильками.  В  нижней  половине  выполнено
 два  паровпускных  патрубка  10,  к  которым  из¬
нутри  крепятся  паровпускные  гильзы.  Пар  из
корпуса  регулирующего  клапана  поступает  в
паровпускной  патрубок  и  гильзу,  а  из  него  —
во  внутренний  корпус.
 Все  пароподводящие  и  пароотводяшие
патрубки  (на  СПП,  в  регенеративные  подогре¬
ватели,  выходные)  выполнены  в  нижней  поло¬
вине  корпуса.  Это  позволяет  расположить  все
паропроводы,  по  которым  поступает  пар  из
реакторного  отделения,  под  отметкой  обслу¬
живания  турбины.  Кроме  того,  отсутствие  пат¬
рубков  в  крышке  корпуса  не  требует  отсоеди¬
нения  паропроводов  перед  открытием  цилин¬
дра  при  ремонте  и  инспекции.
 Внутренняя  поверхность  корпуса  имеет
ряд  расточек  для  установки  статорных  деталей
обойм,  в  которых  размещаются  диафрагмы,
 Рис.  2.6.25.  Распределение  температур  в  элементах  ЦВД  со  стяжными  цельными  кольцами:
 7,  2,  4  —  корпусы;  3  —  кольцо
 Рис.  2.6.26.  Схема  горшкообразного  цилиндра  (фирм  КВУ,  Сименс  и  др.)

370
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 1
 Рис.  2.6.27.  Внешний  корпус  ЦВД  тихоходной
турбины:
 7  —  крышка  корпуса;  2  —  фланец  крышки;
3  —  опорные  лапы;  4  —  нижний  фланец;
5  —  шпоночный  паз  под  вертикальную  шпон¬
ку;  6  —  выходной  патрубок;  7  —  патрубок  отбо¬
ра  пара  на  предпоследний  регенеративный  по¬
догреватель;  8  —  нижняя  половина  корпуса;
9  —  патрубок  отбора  пара  на  первую  ступень
СПП  и  последний  (по  ходу  питательной  воды)
регенеративный  подогреватель;  10  —  паровпу¬
скной  патрубок
 обойм  сегментов  концевых  уплотнений  (к  тор¬
цовым  поверхностям  крепятся  дополнитель¬
ные  обоймы  концевых  уплотнений  —  камин¬
ные  камеры).
 Нижняя  часть  наружного  корпуса  и
крышка  стягиваются  с  помощью  густо  распо¬
ложенных  шпилек  различного  назначения.
Большинство  из  них  устанавливаются  с  зазо¬
рами  в  отверстиях  и  служат  только  для  стяги¬
вания  фланцевого  разъема  (рис.  2.6.28,  а,  5,  г).
Для  повторяемости  сборки  после  открытия
корпуса  служат  восемь  призонных  шпилек
(рис.  2.6.28,  д),  средняя  часть  которых  с  очень
малым  зазором  входит  в  отверстия  во  фланцах.
Опускают  крышку  с  помощью  крана  вдоль  на¬
правляющих  шпилек  (рис.  2.6.28,  в),  предва¬
рительно  установленных  во  фланец  нижней
половины  корпуса.  Это  исключает  опасность
смятия  тонких  гребней  в  диафрагменных  и
концевых  уплотнениях.
 Для  шпилек  большого  диаметра  исполь¬
зуется  тепловая  затяжка,  обеспечивающая  лег¬
кость  операции  и  отсутствие  надиров  на  по¬
верхностях  контакта.  Перед  затяжкой  шпильку
 а)  6) 	в) 	г) 	д)
 Рис.  2.6.28.  Шпильки  корпуса  ЦВД
тихоходной  турбины
 разогревают  с  помощью  горячего  воздуха,  по¬
даваемого  в  осевое  отверстие  шпильки
(рис.  2.6.28,  а,  б)  от  специального  устройства.
Сначала  выполняется  холодная  обтяжка,  а  за¬
тем  рассчитывается  необходимое  тепловое  уд¬
линение.  Контролируя  температуру  шпильки,
можно  добиться  вполне  определенного  ее  теп¬
лового  удлинения,  эквивалентного  тем  напря¬
жениям  растяжения,  которые  возникнут  в
шпильке  после  ее  затяжки  и  сокращения  в  ре¬
зультате  охлаждения.
 Прилегание  крышки  к  нижней  половине
корпуса  должно  исключать  пропаривание
разъема.
 Во  внутреннем  корпусе  ЦВД  устанавли¬
ваются  диафрагмы  первых  трех  ступеней.
Внутренний  корпус,  как  и  внешний,  состоит
из  нижней  половины  8  и  крышки  7,  имеющих
горизонтальное  фланцевое  соединение  такое
же,  как  соединение  внешнего  корпуса
(рис.  2.6.29).  Два  входных  патрубка  5  внутрен¬
ними  отверстиями  надеваются  на  подпружи¬
ненные  поршневые  кольца  паровпускной
гильзы.  Поршневые  кольца  могут  скользить
по  износостойкой  внутренней  поверхности
втулки.  При  этом  образуется  достаточно  плот¬
ное  соединение,  допускающее  свободные  осе¬
вые  смещения  гильзы  и  нижней  части  корпуса
друг  относительно  друга.
 Внутренний  корпус  устанавливают  во
внешнем  так,  чтобы  он  при  прогреве  и  осты¬
вании  расширялся  совершенно  свободно,  но
вполне  определенно.
 С  помощью  лап  3  (см.  рис.  2.6.27)  ниж¬
няя  половина  внешнего  корпуса  помещается

КОРПУСЫ  ЦИЛИНДРОВ
 371
 на  стулья  опор  валопровода  и  прицентровыва-
ется  к  опорам  вертикальными  шпонками,  вво¬
димыми  в  шпоночные  пазы  5,  установленные
в  вертикальной  плоскости  симметрии  цилинд¬
ра.  Внутри  нижней  половины  8  внешнего  кор¬
пуса  выполнены  четыре  опорные  площадки,  а
на  фланце  нижней  половины  8  внутреннего
корпуса  (см.  рис.  2.6.29)  —  опорные  лапы  2,
которыми  он  свободно  подвешивается  во
внешнем  корпусе.  При  этом  паровпускные
патрубки  5  свободно  надеваются  на  гильзы.
 Нижняя  половина  внутреннего  корпуса
подвешивается  в  нижней  половине  внешнего
корпуса  таким  образом,  чтобы  плоскости
разъема  внешнего  и  внутреннего  корпусов
совпадали.  Для  этого  и  используются  опорные
 Рис.  2.6.29.  Внутренний  корпус  ЦВД
тихоходной  турбины:
 1  —  крышка;  2  —  опорные  лапы;  3  —  верти¬
кальная  шпонка;  4  —  продольная  шпонка;
 5 	—  паровпускной  (входной)  патрубок;
 6 	—  кольцевые  вставки  из  эрозионно  стойкого
материала;  7  —  кольцевые  пространства  для
размещения  обойм  диафрагм;  8  —  нижняя
часть  корпуса;  9  —  фланцы  горизонтального
 разъема;  Ф  —  фикс-пункт
 лапы  2.  В  вертикальной  продольной  плоскости
внешнего  корпуса  имеются  четыре  продоль¬
ных  направляющих  паза,  а  в  вертикальной
плоскости  внутреннего  корпуса  —  четыре
шпонки  4,  что  позволяет  совместить  продоль¬
ные  плоскости  внешнего  и  внутреннего  кор¬
пусов,  т.е.  добиться  центровки.
 От  фикс-пункта  Ф  происходит  свободное
расширение  внутреннего  корпуса  во  внешнем
при  сохранении  центровки.
 Обоймы  диафрагм  ЦВД.  Диафрагмы  тур¬
бин  устанавливают  либо  непосредственно  в
корпус  турбин,  либо  в  обоймы,  объединяющие
несколько  диафрагм  (рис.  2.6.30).  Обойменная
конструкция  цилиндра  имеет  ряд  преиму¬
ществ.  Большое  кольцевое  пространство  меж¬
ду  гребнями  соседних  обойм  образует  удобные
камеры  для  отбора  пара.  При  отсутствии
обойм  возникает  необходимость  в  создании
камеры  отбора,  поскольку  близкое  размеще¬
ние  ступеней  к  патрубку  отбора  вызывает  ок¬
ружную  неравномерность  потока  между  ступе¬
нями  и  приводит  к  вибрации  и  усталости  ра¬
бочих  лопаток.  Создание  камеры  отбора  при-
 Рис.  2.6.30.  Схема  установки  обойм  диафрагм
в  корпусе  турбины:
 1—3,  5  —  обоймы;  4  —  корпус  турбины;
6  —  скрепляющие  болты;  7  —  чистый  центри¬
рующий  болт  с  удерживающим  винтом;  8  —
патрубки  отборов;  9  —  продольные  шпонки;
10  —  отжимной  болт;  11  —  расточки  под  уста¬
новку  диафрагм;  12  —  лапки  для  подвески
нижних  половин  обойм  в  корпусе

372
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 водит,  с  одной  стороны,  к  увеличению  длины
турбины,  а  с  другой  —  к  снижению  экономич¬
ности  из-за  потерь  с  выходной  скоростью  в
ступени,  расположенной  перед  отбором.  Уста¬
новка  обойм  упрощает  сборку  турбины.
 Обоймы  являются  экранирующими  для
внутреннего  корпуса  турбины.
 Однако  использование  обойм  обусловли¬
вает  увеличение  массогабаритных  показателей
и  трудоемкости  изготовления.
 Типичная  конструкция  обоймы  2  пред¬
ставляет  собой  цилиндр,  имеющий  горизон¬
тальный  разъем,  скрепляемый  фланцами
(рис.  2.6.31).  Обойма  устанавливается  в  корпусе
так,  чтобы  она  могла  свободно  расширяться  от
некоторого  вполне  определенного  положения.
Для  этого  на  ней  выполнен  кольцевой  гребень
 6, 	которым  она  входит  в  кольцевую  расточку  в
корпусе  турбины.  В  нижней  половине  обоймы
по  ее  бокам  на  уровне  разъема  к  кольцевому
гребню  приваривают  две  лапки  7,  которыми
через  установочные  прокладки  ее  подвешивают
в  выборках  в  нижней  половине  корпуса.  Для
исключения  возможности  поперечного  смеще¬
ния  обоймы  в  нижней  части  корпуса  турбины
устанавливают  продольную  шпонку  9  (см.  рис.
2.6.30).  При  работе  турбины  перепад  давлений,
действующий  на  обойму,  плотно  прижимает  ее
гребень  к  кольцевой  поверхности  выточки  в
корпусе.  Таким  образом,  обойма  прицентровы-
вается  к  корпусу  турбины  и  свободно  расширя¬
ется  от  кольцевого  гребня.
 Рис.  2.6.31.  Нижняя  половина  обоймы
с  диафрагмой:
 1  —  диафрагма;  2  —  обойма;  3  —  опорная  лапка
нижней  половины  диафрагмы;  4  —  радиальная
шпонка;  5  —  специальная  шпонка;  6  —  гребень;
7  —  лапка  для  подвески  обоймы  в  корпусе
 Во  внешнем  корпусе  ЦВД  турбины
К-1000-5,9/25-2  размещены  симметрично  в  ка¬
ждом  потоке  пара  две  пары  обойм.  Внутренний
корпус  иногда  считается  обоймой,  так  как  в
нем  также  установлены  диафрагмы.  Нижняя
половина  обоймы  подвешена  в  корпусе  на  двух
опорных  лапках  6  (рис.  2.6.32,  а,  б).  После  уста¬
новки  крышки  4  внешнего  корпуса  между  ниж¬
ней  поверхностью  фланцевого  разъема  и  верх¬
ней  поверхностью  опорной  лапки  образуется
гарантированный  зазор  0,2...0,3  мм.  Это  обес¬
печивает  легкость  теплового  расширения  обой¬
мы  относительно  корпуса.  Вместе  с  тем  в  слу¬
чае  отрыва  одной  из  лапок  от  опорной  поверх¬
ности,  например,  под  действием  реактивного
момента,  крышка  4  корпуса  не  допускает  чрез¬
мерных  перемещений  обоймы  и  диафрагм,  ус¬
тановленных  в  ней.
 Продольная  шпонка  12  состоит  из  двух
накладок,  скрепленных  болтом  с  потайной
головкой  (рис.  2.6.32,  в).  Размер  Б  шпонки
подбирают  так,  чтобы  она  свободно  входила  в
паз  корпуса  ЦВД,  но  без  чрезмерного  зазора
(по  ходовой  посадке).  Кроме  того,  изменяя
ширину  накладок  при  сохранении  размера  Б,
можно  при  монтаже  сдвигать  обойму  в  попе¬
речном  направлении  и  выставлять  требуемые
зазоры.
 Взаимное  положение  обеих  половин  обой¬
мы  фиксируют  двумя  специальными  установоч¬
ными  коническими  штифтами  8  (рис.  2.6.32,  г),
удерживаемыми  при  работе  стопорными  пла¬
стинками  2.  Штифт  имеет  удлиненную  цилинд¬
рическую  часть  с  резьбой,  с  помощью  гайки  его
можно  вытянуть  из  отверстия  при  разборке
обоймы.  Гребень  7  обоймы  должен  при  измене¬
нии  температуры  свободно  расширяться  в  рас¬
точке  корпуса.  Поэтому  в  его  торцовую  поверх¬
ность  ввинчивают  специальные  винты  13,  обес¬
печивая  зазор  0,2...0,3  мм.  Обоймы  диафрагм
четвертой-пятой  и  пятой-шестой  ступеней  тур¬
бины  выполнены  литыми.
 Совмещенный  цилиндр  проточных  частей
высокого  и  среднего  давления  (ЦВСД).  Совме¬
щенный  ЦВСД  является  наиболее  трудным  и
ответственным  узлом,  так  как  работает  в  экс¬
тремальных  температурных  условиях,  испыты¬
вает  повышенные  механические  нагрузки  и
вырабатывает  большую  часть  мощности  (око¬
ло  70%  ),  отдаваемой  турбиной  в  сеть,  занимая
около  1/3  общей  длины  турбины.  При  совме¬
щении  ЧВД  и  ЧСД  можно  получить  три  ос¬
новные  модификации  по  взаимному  их  распо¬
ложению:  последовательному,  встречному,  с

КОРПУСЫ  ЦИЛИНДРОВ
 373
 Рис.  2.6.32.  Обойма  диафрагм  ЦВД  турбины  К-1000-5,9/25-2:
 а  —  общий  вид;  б  —  узел  подвески  обоймы  в  корпусе;  в  —  продольная  шпонка;  г  —установка
штифта  между  фланцами;  д  —  установка  осевых  зазоров  между  гребнем  обоймы  и  корпусом;  7,
 3 	—  верхняя  и  нижняя  половины  обоймы;  2  —  стопорная  пластинка;  4  —  крышка  корпуса  ЦВД;
5  —  нижняя  половина  корпуса  ЦВД;  6  —  опорная  лапка  для  подвески  обоймы  в  нижней  половине
корпуса  ЦВД;  7  —  установочный  гребень  обоймы;  8—  специальные  установочные  конические
штифты;  Р,  10  —  верхний  и  нижний  фланцы  обоймы;  12  —  составная  продольная  шпонка;
 13  —  дистанцирующий  винт
 торцовым  подводом  пара  и  противоточному,  с
центральным  подводом  пара.
 В  проекте  турбины  К-500-130  разработа¬
на  конструкция  ЦВСД  по  схеме  ЦВСД  +
+  2ЦНД.  Проточные  части  ЧВД  и  ЧСД  пол¬
ностью  унифицированы  с  раздельными  вари¬
антами  цилиндров.  Статор  выполнен  в  виде
многостенной  конструкции  и  включает  на¬
ружный  корпус,  в  котором  установлены  и  за¬
фиксированы  внутренние  корпусы  ЧВД  и
ЧСД  и  две  обоймы  диафрагм  ЧСД.  Во  внут¬
реннем  корпусе  ЧВД  установлена  паровпуск¬
ная  камера  высокого  давления.  Все  эти  эле¬
менты  статора  имеют  горизонтальные  разъе¬
мы  и  свободное  взаимное  перемещение,  не¬
обходимое  для  компенсации  температурных
расширений.  Внутренний  корпус  ЧВД  на
всей  длине  экранирован  со  стороны  проточ¬
ной  части  диафрагмами,  надбандажными  уп¬
лотнениями  и  паровпускной  камерой,  выпол¬
 няющими  роль  пассивной  тепловой  защиты.
В  межцилиндровом  пространстве  на  участке
расположения  паровпусков  ЧВД  и  ЧСД  орга¬
низована  слабовентилируемая  (термостатиче¬
ская)  камера,  отделенная  от  выпуска  ЧВД
кольцевой  диафрагмой,  выполненной  на
внутреннем  корпусе  ЧВД.
 В  целях  повышения  маневренности  со¬
вмещенного  ЦВСД  применено  сопутствующее
охлаждение  ротора  на  участке  между  дисками
первых  ступеней  ЧВД  и  ЧСД  за  счет  организа¬
ции  протечки  части  отработавшего  пара  в  пер¬
вой  ступени  ЧВД  (рис.  2.6.33).  Из  межцилинд-
рового  пространства  а  часть  пара  через  проме¬
жуточное  уплотнение  внутреннего  корпуса
ЧСД  поступает  в  камеру  б  перед  первой  ступе¬
нью  ЧСД  и  через  разгрузочные  отверстия  дис¬
ка  РК  и  корневой  зазор  этой  ступени  подме¬
шивается  в  проточную  часть  ЧСД.  На  этом
участке  такая  организация  протечек  пара  по-

374
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.33.  Конструктивное  решение  охлаждения
и  осевой  разгрузки  ротора  совмещенного  ЦВСД
 зволила  снизить  температуру  поверхности
бочки  ротора  примерно  на  35  °С.
 Анализ  теплонапряженного  состояния
роторов  и  корпусов,  проведенный  ОАО  «НПО
ЦКТИ»  совместно  с  ОАО  «ЛМЗ»  на  стадиях
эскизного  и  технического  проектирования  по¬
казал,  что  из  трех  вариантов  конструктивного
исполнения  корпуса  ЦВД  (одностенного,
двухстенного  без  сопловых  коробок  и  трех¬
стенного  с  сопловыми  коробками)  предпочти¬
тельным  является  вариант  трехстенного  ЦВД  с
внутренним  цилиндром  и  сопловыми  короб¬
ками.  В  этом  случае  существенно  снижаются
темп  прогрева  и  перепады  температур  по  тол¬
щине  стенки  наружного  корпуса  при  пусках  из
горячего  и  неостывшего  состояний  (не  более
 20...30  °С,  а  для  одностенного  варианта  —  до
60  °С).  Следует  отметить,  что  такие  результаты
не  могут  быть  достигнуты  при  использовании
схем  с  активной  протечкой  пара  вдоль  внут¬
ренней  поверхности  наружного  корпуса  без
организации  термостатических  камер.  Совме¬
щенные  ЦВСД  аналогичных  конструкций  мо¬
гут  быть  использованы  в  агрегатах  других  ти¬
пов  с  повышенными  маневренными  качества¬
ми,  в  том  числе  при  начальных  параметрах  па¬
ра  до  29,5  МПа,  600/600  °С  и  увеличении
мощности  до  800  МВт.  При  этом  обеспечива¬
ются  все  требования  по  надежности  и  манев¬
ренности,  и  теплонапряженному  состоянию,
предъявляемые  к  многорежимным  агрегатам.
 Принципиальным  развитием  совмещен¬
ного  ЦВСД,  сохраняющим  его  преимущества,
при  двухстенном  исполнении  является  созда¬
ние  конструкции  с  совмещенными  паровпуска-
ми  высокого  и  среднего  давления  (рис.  2.6.34).
 Конструкции  корпусов  ЦНД.  Вследствие
больших  габаритных  размеров  ЦНД  корпусы
выполняют  из  листовой  стали  сварными  с
 Рис.  2.6.34.  Совмещенный  ЦВСД  с  совмещенными
паровпусками  турбины  К-500-130  (проект  ЦКТИ):
 1  —  наружный  корпус;  2  —  внутренний  корпус
с  совмещенными  паровпусками
 большим  числом  ребер  и  подкосов,  обеспечи¬
вающих  ему  требуемую  жесткость.
 Для  возможности  установки  ротора  кор¬
пус  ЦНД  выполняют  с  горизонтальным  разъе¬
мом  и  с  несколькими  технологическими  вер¬
тикальными  разъемами,  которые  соединяют
на  турбинном  заводе,  и  в  дальнейшем  вскры¬
вают  только  горизонтальный  разъем.  Корпусы
ЦНД  выполняют  двух  типов:  одностенными  и
двухстенными.
 Одностенный  корпус  ЦНД.  Такой  корпус  с
внешней  обоймой  состоит  из  сварной  (иногда
литой)  средней  части  —  обоймы  9
(рис.  2.6.35),  к  которой  двумя  технологически¬
ми  разъемами  присоединены  два  выходных
патрубка  8  с  вваренными  в  них  нижними  по¬
ловинами  корпусов  встроенных  подшипников.
 Пар  в  цилиндр  поступает  через  входные
патрубки  11.  Диафрагмы  проточной  части  ус¬
тановлены  в  расточках  10  обоймы.  На  крышке
корпуса  расположены  атмосферные  клапа¬
ны  72,  открывающие  выход  пара  из  цилиндра
при  давлении  в  нем  выше  атмосферного.
Нижняя  часть  корпуса  подшипника  4,  вварен¬
ная  в  нижнюю  часть  корпуса  цилиндра,  за¬
крывается  крышкой  6  (после  установки  ротора
и  крышки  корпуса  турбины).  Корпус  подшип¬
ника  имеет  расточки  5  под  вкладыши  опорных
подшипников,  на  которые  опираются  шейки
роторов  двух  соседних  цилиндров.  Масло  по¬
дается  к  вкладышам  подшипника  через  флан¬
цевое  соединение  по  маслопроводу  7.  Слив  его
из  корпуса  выполняется  из  полости  2.  В  про¬
странстве  корпуса  подшипника  между  расточ¬
ками  5  размещена  муфта.
 Корпус  ЦНД  опирается  на  фундамент  с
помощью  опорного  пояса  и  расширяется  по

КОРПУСЫ  ЦИЛИНДРОВ
 375
 Рис.  2.6.35.  Одностенный  корпус  ЦНД
 его  плоскости  от  фикс-пункта  —  неподвиж¬
ной  точки,  образованной  пересечением  осей
продольных  шпонок  1  и  13  и  поперечных
шпонок,  установленных  между  опорным  поя¬
сом  и  фундаментными  рамами.  Нижняя  часть
корпуса  подшипника  4  имеет  боковые  прили¬
вы,  на  которых  располагаются  поперечные
шпонки.  На  них  своими  пазами  устанавлива¬
ются  лапы  соседнего  корпуса  ЦСД.  Совмеще¬
ние  вертикальных  плоскостей  ЦСД  и  ЦНД
осуществляется  с  помощью  вертикальной
шпонки  3.
 Рассмотренная  конструкция  одностенно¬
го  корпуса  ЦНД  имеет  ряд  недостатков.  В  ней
обойма  и  выходные  патрубки  представляют
собой  единое  целое,  поэтому  деформация  од¬
ной  части  сказывается  на  деформации  осталь¬
ных  частей.  Атмосферное  давление,  действую¬
щее  на  большую  поверхность  выходных  пат¬
рубков,  передается  и  на  обойму.  Сама  обойма
имеет  температуру  200...240  °С,  а  жестко  при¬
соединенные  к  ней  патрубки  —  20...30  °С.  По¬
скольку  осевые  и  радиальные  перемещения
этих  элементов  должны  быть  согласованы,  в
них  возникают  дополнительные  напряжения  и
коробления.  Под  действием  веса  воды  в  кон¬
денсаторах  деформируются  выходные  части
ЦНД,  а  вместе  с  ними  —  и  обойма.  В  свою
очередь,  при  деформации  обоймы  могут  про¬
изойти  защемления  диафрагм  и  задевания  вра¬
щающихся  деталей  о  неподвижные.
 Двухстенный  корпус  ЦНД.  В  таком  корпу¬
се  с  внутренней  обоймой  (внутренним  корпу¬
сом)  обойма  свободно  устанавливается  во
внешнем  корпусе,  деформации  которого  прак¬
тически  не  передаются  на  обойму  (рис.  2.6.36).
 Внешний  сварной  корпус  состоит  из  двух  вы¬
ходных  и  средней  частей,  соединенных  техно¬
логическими  фланцами.  Горизонтальный
разъем  внешнего  корпуса  тщательно  уплотнен
для  исключения  присосов  атмосферного  воз¬
духа  в  конденсатор.
 Фланец  нижней  части  2  обоймы  7  имеет
четыре  лапки  3,  с  помощью  которых  он  подве¬
шивается  во  внешнем  корпусе  на  уровне  гори¬
зонтального  разъема.  Для  исключения  прово¬
рота  за  счет  реактивных  сил,  действующих  на
диафрагмы,  обойма  дополнительно  удержива¬
ется  скобами,  которые,  однако,  не  препятству¬
ют  ее  свободному  поперечному  тепловому  рас¬
ширению.
 Рис.  2.6.36.  Двухстенный  корпус  ЦНД:
 1  —  вертикальная  шпонка;  2  —  нижняя  часть
обоймы;  3  —  лапки  для  подвески  обоймы;
 4 	—  крышка  обоймы;  5  —  фланец;  6  —  про¬
дольная  шпонка;  7  —  обойма;  8,  10—  патрубки
отборов  пара;  9  —  компенсатор

376
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Для  фиксации  общей  поперечной  плоско¬
сти  корпусов  в  их  нижней  части  устанавливают
две  вертикальные  шпонки  1.  Совпадение  верти¬
кальных  плоскостей  обеспечивается  четырьмя
продольными  шпонками  6.  Фикс-пункт  внутрен¬
него  корпуса  по  отношению  к  внешнему  распо¬
лагается  на  пересечении  вертикальной,  попереч¬
ной  и  горизонтальной  плоскостей  подвески.
 Впуск  пара  в  ЦНД  осуществляется  по
двум  ресиверным  трубам,  расположенным  по
сторонам  турбины,  в  нижнюю  половину  ци¬
линдра.  Паровпуск  между  внешним  и  внут¬
ренним  корпусами  имеет  компенсатор  взаим¬
ных  расширений.
 Диафрагмы  устанавливают  либо  непосред¬
ственно  в  корпусе,  либо  в  обоймах,  объединяю¬
щих  несколько  диафрагм.  Конструкции  обойм
ЦНД  принципиально  не  отличаются  от  обойм
высокого  и  среднего  давления.  При  работе  тур¬
бины  перепад  давлений,  действующий  на  обой¬
му,  плотно  прижимает  ее  гребень  к  кольцевой
поверхности  выточки  в  корпусе.  Таким  образом,
обойма  прицентровывается  к  корпусу  турбины  и
свободно  расширяется  от  кольцевого  гребня.
 Конструкция  статора  ЦНД.  Паровая  тур¬
бина  К-1000-5,9/25-2  имеет  три  одинаковых
ЦНД,  в  каждый  из  которых  поступает  перегре¬
тый  пар  из  СПП.
 Внешний  сварной  корпус.  Он  состоит  из
двух  частей,  соединяемых  горизонтальным
фланцевым  разъемом  (рис.  2.6.37).  В  цен¬
 тральной  части  корпуса  4  размещены  двухпо¬
точная  проточная  часть  и  два  симметрично
расположенных  выходных  патрубка  2  отвода
отработавшего  в  турбине  пара  через  переход¬
ные  патрубки  8  в  конденсатор.  Центральная
часть  корпуса,  а  также  выходные  патрубки,
каждый  из  которых  в  свою  очередь  состоит  из
центральной  и  боковой  частей,  транспортиру¬
ются  на  АЭС  отдельно.
 После  сборки  ЦНД  его  центральная
часть  и  два  выходных  патрубка  представляют
собой  единое  целое.  Эта  конструкция  с  помо¬
щью  торцовых  лап  опирается  на  боковые  фун¬
даментные  рамы.  Для  уменьшения  сил  трения
на  поверхностях  скольжения  торцовых  лап
при  тепловых  расширениях  ЦНД  по  бокам  вы¬
ходных  патрубков  выполнены  боковые  лапы,
которые  через  пружины  сжатия  опираются  не¬
посредственно  на  продольные  ригели  верхней
фундаментной  плиты.
 Пар  в  ЦНД  подводится  в  центральную
часть  нижней  половины  корпуса  из  двух  реси-
верных  труб  11.  Вывод  пара  на  регенеративные
подогреватели  осуществляется  в  нижней  поло¬
вине  центральной  части  внешнего  корпуса.
Это  исключает  необходимость  отсоединения
паропроводов  отбора  при  открытии  турбины
при  ревизиях  и  ремонтах.
 В  центральной  части  внешнего  корпуса
размещены  внутренний  корпус  и  диафрагмы
трех  последних  ступеней.
 Рис.  2.6.37.  Внешний  корпус  ЦНД-2:
 1,5—  опоры  ротора;  2  —  центральные  части  выходных  патрубков  пара;  3  —  атмосферные  клапаны;
 4 	—  центральная  часть  корпуса;  6  —  выходной  патрубок;  7  —  линзовый  компенсатор;  8  —  переход¬
ной  патрубок  к  конденсатору;  9,  10  —  патрубки  отбора  пара  на  регенерацию;  11  —  ресиверная  труба
подвода  пара  к  ЦНД  из  СПП;  12  —  поперечная  шпонка

КОРПУСЫ  ЦИЛИНДРОВ
 377
 Внутренний  корпус  (обоймы).  Он  подве¬
шивается  на  четыре  горизонтальные  площадки
в  районе  горизонтального  разъема  с  тем,  что¬
бы  добиться  совпадения  горизонтальных  плос¬
костей  корпусов.  Осевое  положение  внутрен¬
него  корпуса  фиксируется  окружными  (верти¬
кальными)  шпонками  (рис.  2.6.38).  Паровпу¬
скной  патрубок  6  проходит  через  уплотненную
полость  во  внешнем  корпусе.  Пар  поступает  в
сопловую  коробку  первой  ступени  ЦНД,  на
выходе  из  которой  установлены  сопловые  ап¬
параты,  аналогичные  сопловым  аппаратам
первой  ступени  ЦВД.  Между  паровпускным
патрубком  и  корпусом  стопорной  заслонки  ус¬
тановлен  линзовый  компенсатор  8,  обеспечи¬
вающий  свободные  тепловые  расширения
внутреннего  корпуса  по  отношению  к  внеш¬
нему.  Аналогичным  образом  выполнены  выво¬
ды  пара  из  внутреннего  корпуса  через  внеш¬
ний  корпус  на  регенеративные  подогреватели.
 Центральная  часть  выполнена  симмет¬
ричной  относительно  вертикальных  продоль¬
ной  (осевой)  и  поперечной  плоскостей.  Ниж¬
няя  половина  внешнего  корпуса  имеет  по  бо¬
кам  две  продольные  коробчатые  балки,  кото¬
рые  усиливают  зону  подвода  пара,  ослаблен¬
ную  отверстиями  и,  кроме  того,  ужесточают
корпус  в  целом,  уменьшая  его  деформации
под  действием  сил  тяжести,  атмосферного
давления  и  других  сил.
 Рис.  2.6.38.  Схема  внешнего  и  внутреннего
корпусов  ЦНД  и  подвода  пара  из  ресивера:
 1  —  выходной  патрубок;  2  —  полость  сопловой
коробки;  3  —  вертикальный  (технологический)
фланец;  4  —  ротор;  5  —  корпус  стопорной  за¬
слонки;  6  —  патрубок  подвода  пара  из  ресивер-
ной  трубы;  7  —  верхняя  фундаментная  плита;
 8 	—  линзовый  компенсатор;  9  —  переходный
патрубок  к  конденсатору;  10  —  стенки  внут¬
реннего  корпуса;  11  —  стенка  центральной  час¬
ти  внешнего  корпуса
 Диафрагмы  трех  последних  ступеней  ус¬
танавливаются  непосредственно  во  внешнем
корпусе.  Они  подвешиваются  на  опорные
площадки,  фиксируются  в  осевом  направле¬
нии  внутренними  кольцевыми  гребнями.  Для
совмещения  вертикальных  плоскостей  диа¬
фрагм  и  корпуса  служат  вертикальные  шпон¬
ки.  По  краям  внешнего  корпуса  выполнены
фланцы  для  присоединения  выходных  пат¬
рубков.  Для  совмещения  продольных  верти¬
кальных  плоскостей  патрубков  и  внешнего
корпуса  служит  шпонка.  Выходной  патрубок
ЦНД  состоит  из  четырех  частей,  скрепленных
технологическими  разъемами  и  разъемным
горизонтальным  фланцевым  соединением.
К  центральной  части  ЦНД  патрубок  присое¬
диняется  технологическими  фланцевыми  со¬
единениями.  Внутрь  выходных  патрубков
вставлены  кольцевые  коллекторы  с  форсун¬
ками  для  впрыскивания  конденсата  для  их
охлаждения  при  работе  турбины  на  режиме
холостого  хода.
 Торцовыми  и  боковыми  лапами  нижняя
выходная  часть  патрубка  опирается  соответ¬
ственно  на  боковые  фундаментные  рамы  и
на  пружины.  Внутри  воздушного  простран¬
ства,  образованного  внутренним  коническим
обводом  патрубка,  размещают  концевое  уп¬
лотнение  ротора  и  часть  опоры  (корпуса
подшипника).  Это  позволяет  сократить  дли¬
ну  турбины  и  сделать  ее  роторы  более  жест¬
кими.
 Во  внутреннем  корпусе  симметрично
расположенные  кольцевые  гребни  5—7  слу¬
жат  для  установки  сопловых  аппаратов  пер¬
вых  ступеней  ЦНД,  диафрагм  вторых  ступе¬
ней  и  двух  соединенных  диафрагм,  анало¬
гичных  сболченным  диафрагмам  ЦВД
(рис.  2.6.39).  Таким  образом,  во  внутреннем
корпусе  ЦНД  в  каждом  из  двух  потоков  уста¬
новлены  четыре  сопловых  аппарата.  Нижняя
часть  внутреннего  корпуса  снабжена  систе¬
мой  полостей  для  организации  вывода  пара
на  два  ПНД.
 Установка  внутреннего  корпуса  ЦНД
обеспечивает  свободу  и  определенность  теп¬
ловых  его  расширений  во  внешнем  корпусе
при  любых  режимах  работы.  В  нижней  поло¬
вине  внешнего  корпуса  выполнены  четыре
горизонтальные  опорные  площадки.  Гори¬
зонтальными  продольными  фланцами,  ниж¬
няя  часть  которых  тщательно  обрабатывается,
внутренний  корпус  укладывается  на  опорные

378
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 площадки  с  таким  расчетом,  чтобы  совмес¬
тить  плоскости  горизонтального  разъема
внутреннего  и  внешнего  корпусов.  Для  со¬
вмещения  вертикальных  продольных  плоско¬
стей  внутреннего  и  внешнего  корпусов  слу¬
 жат  вертикальные  шпоночные  соединения  9
(шпонка  размещается  на  нижней  образующей
внешнего  корпуса).  Поперечные  вертикаль¬
ные  плоскости  корпусов  совмещаются  с  по¬
мощью  вертикальных  шпонок.  Таким  обра¬
 Рис.  2.6.39.  Нижняя  часть  внутреннего  корпуса  ЦНД:
 1 	—  выступы  для  установки  прижимной  скобы;  2  —  поверхность  фланцевого  разъема;  3  —  направляю¬
щие  окружной  шпонки,  совмещающие  вертикальные  поперечные  плоскости  внутреннего  и  внешнего
корпусов;  4  —  отверстие  для  входа  пара  во  внутренний  корпус  к  первой  ступени  ЦНД;  5—7—  внутрен¬
ние  кольцевые  гребни  для  осевой  фиксации  диафрагм;  8  —  направляющие  пазы  под  вертикальные
шпонки  диафрагм;  9  —  направляющие  под  вертикальные  шпонки,  совмещающие  продольные  и  вер¬
тикальные  плоскости  внутреннего  и  внешнего  корпусов;  10—  защитная  пластина  шпоночного  соеди¬
нения;  11  —  горизонтальный  продольный  фланец  внутреннего  корпуса;  12  —  регулировочная  пласти¬
на,  обеспечивающая  совмещение  горизонтальных  осевых  плоскостей  внутреннего  и  внешнего  корпу¬
сов;  13  —  прижимная  скоба;  14  —  болт  крепления  прижимной  скобы;  15  —  фланцевое  соединение  го¬
ризонтального  разъема  внешнего  корпуса;  16—  контрольный  болт;  17—  отверстие  для  вывода  пара  на
регенеративный  подогреватель;  18  —  опорные  площадки  для  подвески  внутреннего  корпуса;  19  —  фла¬
нец  верхней  части  внутреннего  корпуса;  20  —  направляющие  вертикальных  шпонок;  Ф  —  фикс-пункг
внутреннего  корпуса  ЦНД  по  отношению  к  внешнему

ДИАФРАГМЫ
 379
 зом,  внутренний  корпус  свободно  расширяет¬
ся  во  внешнем  от  фикс-пункта  Ф.
 Конструкция  сопловых  аппаратов  первых
ступеней  ЦНД,  одиночной  и  сдвоенной  диа¬
фрагм,  установленных  во  внутреннем  корпусе,
такие  же  как  в  ЦВД.  Следует  отметить,  что  ре¬
шетки  сопловых  аппаратов  выполнены  с  ко¬
ническим  меридиональным  обводом  ввиду
быстрого  увеличения  удельного  объема  пара,  а
в  диафрагмах  двух  последних  ступеней  сопло¬
вых  лопаток  используется  внутриканальная
сепарация.  Все  диафрагмы  ЦНД  выполнены
сварными  и  сболчиваются  по  горизонтальному
разъему.
 В  конструкции  ЦНД  с  боковыми  конден¬
саторами,  разработанной  ХТЗ  и  НПО  ЦКТИ,
реализованной  в  главных  тихоходных  турби¬
нах  К-500-60/1500-1  и  К-1000-60/1500-1
(рис.  2.6.40),  использованы  следующие  техни¬
ческие  решения:
 независимое  от  внешнего  корпуса  опира¬
ние  внутреннего  корпуса  и  ротора  непосредст¬
венно  на  фундамент;
 соединение  боковых  конденсаторов  с
турбиной  на  компенсаторах;
 пониженная  отметка  обслуживания  тур¬
бины.
 Вариант  конструкции  турбины  типа
К-500-60/1500-1  с  нижним  боковым  располо¬
жением  конденсатора  и  двухстенным  ЦНД  не
 Рис.  2.6.40.  ЦНД  турбины  К-500-60/1500
с  боковым  конденсатором
 был  реализован  ввиду  трудностей  исполнения
нескольких  последовательных  ЦНД  при  уве¬
личении  единичной  мощности  турбоагрегата
до  1500  МВт.
 2.6.3. 	ДИАФРАГМЫ
 Диафрагмы  турбины  —  кольцевые  пере¬
городки  (в  собранном  виде)  с  направляющими
лопатками,  в  каналах  которых  происходит
преобразование  тепловой  энергии  пара  в  ки¬
нетическую  энергию  его  кольцевых  струй.
В  турбине  диафрагмы  устанавливают  между
дисками  с  рабочими  лопатками.
 В  зависимости  от  метода  изготовления
различают  диафрагмы  чугунные,  с  залитыми
в  них  стальными  направляющими  лопатка¬
ми,  сварные,  с  бандажными  лентами,  в  кото¬
рых  устанавливаются  направляющие  лопат¬
ки,  безбандажные  сварные,  наборные  и
сболченные.
 Диафрагма  состоит  из  двух  полукольце-
вых  пластин,  имеющих  горизонтальный  разъ¬
ем,  позволяющий  установить  ротор.  Каждая
половина  диафрагмы  состоит  из  соединенных
между  собой  обода,  которым  диафрагма  со¬
прягается  с  обоймой  или  корпусом  турбины,
тела  и  направляющих  лопаток.  Фиксация  по¬
ловин  диафрагмы  относительно  друг  друга  в
осевом  направлении  осуществляется  радиаль¬
ной  шпонкой  4,  устанавливаемой  в  разъеме,  а
в  поперечном  —  специальным  штифтом  или
небольшой  вертикальной  шпонкой  5  (см.
рис.  2.6.31).
 Диафрагма  устанавливается  в  охваты¬
вающей  ее  детали  (обойме  или  корпусе)  так,
чтобы,  с  одной  стороны,  она  могла  свободно
расширяться,  а  с  другой  —  расширяться  впол¬
не  определенно  —  ее  ось  должна  совпадать
(или  почти  совпадать)  с  осью  охватывающей
ее  детали.  Для  этого  ее  нижняя  половина  сво¬
бодно  подвешивается  в  корпусе  или  обойме  с
помощью  лапок  3  так,  чтобы  при  работе  ее
горизонтальная  плоскость  совпадала  с  плос¬
костью  разъема  корпуса  (или  обоймы).  Про¬
дольная  шпонка,  расположенная  между  диа¬
фрагмой  и  обоймой,  фиксирует  вертикальную
плоскость.  Таким  образом  обеспечивается
центровка.
 В  большинстве  конструкций  диафрагм  их
верхние  половины  подвешивают  в  верхней  по¬
ловине  обоймы,  а  при  закрытии  обоймы  они
свободно  ложатся  на  разъем  нижней  полови¬
ны  (рис.  2.6.41).

380
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.41.  Узел  подвески  диафрагмы  в  обойме
(корпусе)  турбины:
 7,  2  —  верхняя  и  нижняя  половины  диафрагмы;
3,  11  —  опорные  лапки;  4,  8  —  винты;  5,  7  —  верх¬
няя  и  нижняя  половины  обоймы;  6  —  пластина
 Рис.  2.6.42.  Чугунная  диафрагма

ДИАФРАГМЫ
 381
 Чугунные  диафрагмы  с  залитыми  в  них
стальными  лопатками.  Литые  чугунные  диа¬
фрагмы,  как  правило,  применяют  в  турбинах
на  низкие  параметры  пара  с  температурой  до
300  °С  и  в  ЦНД.
 В  литой  диафрагме  стальные  лопатки  8
устанавливают  в  литейную  форму  и  заливают
обод  и  тело  диафрагмы  (рис.  2.6.42).  После  это¬
го  обрабатывают  разъем,  соединяют  по  нему
две  половины  диафрагмы  и  дальнейшую  обра¬
ботку  проводят  в  собранном  виде.  Литые  диа¬
фрагмы  с  длинными  лопатками  всегда  выпол¬
няют  с  косым  разъемом  (сечение  Б—Б)  для  то¬
го,  чтобы  исключить  разрезку  лопаток,  попа¬
дающих  в  разъем.  Если  разъем  сделать  прямым,
то  части  разрезанных  лопаток,  расположенные
на  половинах  диафрагмы,  идеально  не  совпа¬
дут.  Поток  пара  в  каналах  с  разрезанными  ло¬
патками  будет  искажаться,  и  появятся  силы,
возбуждающие  вибрацию  рабочих  лопаток  и
вызывающие  их  усталостные  поломки.
 Точная  центровка  половин  диафрагмы
при  косом  разъеме  обеспечивается  одной  вер¬
тикальной  шпонкой  11,  установленной  на
ободе  диафрагмы.  Нижняя  половина  3  диа¬
фрагмы  подвешивается  в  нижней  половине
обоймы  1  на  лапках  4  через  подгоночную  про¬
кладку  14.  Лапки  к  диафрагме  крепятся  винта¬
ми  12.  Для  фиксации  вертикальной  плоскости
в  обойме  устанавливают  продольную  шпон¬
ку  2.  Для  закрепления  в  верхней  половине
 обоймы  9  верхней  половины  диафрагмы  7  к
ней  в  области  разъема  крепятся  лапки  5.  При
подъеме  обоймы  стопорные  шайбы  13  подхва¬
тывают  диафрагму  за  эти  лапки.  При  нормаль¬
ной  работе  турбины  контакт  половин  диа¬
фрагмы  осуществляется  только  в  разъеме,  а
между  подгоночной  прокладкой  15  и  обоймой
так  же,  как  между  лапкой  5  и  стопорной  шай¬
бой,  имеются  зазоры.
 Для  фиксации  осевого  положения  в  греб¬
не  диафрагмы  по  окружности  устанавливают
штифты  10.  На  внутренней  поверхности  тела
диафрагмы  выполняют  фигурный  паз,  в  кото¬
рый  вставляют  сегменты  уплотнения  6.
 Диафрагмы  последних  ступеней  ЦНД
больших  радиальных  размеров  часто  скрепляют
по  разъему  до  закрытия  цилиндра  (рис.  2.6.43).
 Сварные  диафрагмы  с  бандажными  лента¬
ми,  в  которых  устанавливаются  направляющие
лопатки.  Диафрагмы  первых  ступеней  ЦВД  из¬
готовляют  только  сварными.  Для  увеличения
высот  лопаток  впуск  пара  часто  выполняют
парциальным,  при  этом  сопла  имеются  только
на  части  дуги  окружности  подвода  пара.  В  свя¬
зи  с  этим  различают  диафрагмы  с  парциаль¬
ным  и  полным  подводом  пара  (рис.  2.6.44).
 Вследствие  большой  площади  поверхно¬
сти  диафрагмы  полное  давление  пара  на  нее
значительное  даже  при  небольшой  разности
давлений  между  соседними  камерами,  поэто¬
му  конструкция  диафрагмы,  особенно  первых
 Рис.  2.6.43.  Чугунная  диафрагма  с  фланцевым  разъемом:
 7, 	2  —  нижняя  и  верхняя  половины  диафрагмы;  3,  4  —  верхняя  и  нижняя  половины  обоймы;
 5  —  стяжной  призонный  болт

382
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.44.  Диафрагмы  первых  ступеней  ЦВД
с  подводом  пара:
 а  —  парциальным;  б  —  полным;  1  —  сопла;
 2 	—  плоскость  разъема
 ступеней,  должна  быть  очень  массивной.  По¬
скольку  даже  небольшой  прогиб  диафрагмы
может  повлечь  за  собой  серьезную  аварию  тур¬
бины,  новые  конструкции  обычно  испытыва¬
ют  на  прогиб  гидравлическим  прессом.
 При  изготовлении  сварной  диафрашы
отдельно  фрезеруют  сопловые  лопатки  3
(рис.  2.6.45),  штампуют  бандажные  ленты  2  и  4,  в
которых  пробивают  отверстия  точно  по  профилю
лопаток  с  необходимым  шагом  и  углом  установ¬
 ки.  После  сварки  этих  элементов  к  ним  привари¬
вают  тело  1  и  обод  5  диафрагмы.  Для  фиксации
осевого  положения  половин  диафрагмы  и  умень¬
шения  утечки  пара  в  разъеме  устанавливают  по¬
перечную  шпонку  8,  а  на  боковой  поверхно¬
сти  —  вертикальную  шпонку  9.  Диафрагма  под¬
вешивается  в  обойме  с  помощью  лапок  6  и  7.
 Сварные  диафрагмы  являются  универ¬
сальными.  Их  используют  не  только  в  ЦВД  и
ЦСД,  но  и  в  ЦНД  тихоходных  турбин  АЭС.
При  сопловых  лопатках  небольшой  ширины,
что  благоприятно  сказывается  на  КПД  решет¬
ки,  тело  диафрагмы  может  быть  отлито  вместе
с  ободом  и  соединено  профилированными
стойками  (рис.  2.6.46).
 Поворотные  диафрагмы.  Для  регулирования
расхода  пара  в  ЧНД  теплофикационных  турбин
часто  используют  сварные  диафрагмы  (рис.
2.6.47).  На  диафрагме  1  обычной  конструкции
установлено  поворотное  кольцо  2,  в  котором
выполнены  два  ряда  окон  3  и  4.  С  помощью
сервомотора  кольцо  2  может  поворачиваться  от¬
носительно  диафрагмы.  В  закрытом  положении
окна  кольца  расположены  напротив  сопловых
лопаток,  поэтому  пар  в  ЧНД  не  проходит  (име¬
ется  лишь  небольшое  пространство  для  прохода
 Рис.  2.6.45.  Сварная  диафрагма  ЦВД

ДИАФРАГМЫ
 383
 Рис.  2.6.46.  Диафрагма,  отлитая  вместе  с  ободом:
 1 	—  тело  диафрагмы;  2,  6,  7  —  сегменты;
 3,  5  —  бандажи;  4  —  лопатка
 Рис.  2.6.47.  Поворотная  сварная  диафрагма
 пара  в  нижнем  ряду  окон  4  для  охлаждения  про¬
точной  части).  При  повороте  диафрагмы  по  ча¬
совой  стрелке  сначала  открывается  проход  пара
через  нижние  окна,  а  затем  —  через  верхние.
Таким  образом  по  существу  реализуется  паро¬
распределение  с  двумя  регулирующими  клапа¬
нами.  Существуют  аналогичные  конструкции  и
с  бблыним  числом  рядов  окон,  в  которых  созда¬
но  трех-  и  даже  четырехклапанное  сопловое  па¬
рораспределение  в  ЧНД.
 Безбандажные  сварные  диафрагмы.  Свар¬
ные  диафрагмы,  в  которых  устанавливают  на¬
правляющие  лопатки  с  отношением  D/l  =  3...10,
могут  быть  изготовлены  без  бандажных  лент.
В  этом  случае  направляющие  лопатки  2  не  име¬
ют  специальных  утолщений,  которые  необходи¬
 мы  для  их  установи!  в  бандажные  ленты  и  не¬
посредственно  привариваются  к  ободу  1  и  телу
(рис.  2.6.48).  Сборка  под  сварку  направляющих
лопаток  безбандажной  диафрагмы  производится
в  специальном  приспособлении,  обеспечиваю¬
щем  точность  установки  лопаток  и  их  доступ¬
ность  при  приварке  к  ободу  и  телу,  что  значи¬
тельно  сокращает  трудозатраты  на  изготовление.
Особенно  перспективно  использование  безбан¬
дажных  диафрагм  в  ЦНД  мощных  турбин  ТЭС
и  во  всех  цилиндрах  тихоходных  турбин  АЭС.
 Наборные  диафрагмы.  В  цилиндрах  высо¬
кого  и  среднего  давления  иногда  применяют
наборные  стальные  диафрагмы  с  приклепан¬
ными  или  приваренными  к  ободу  и  телу  фре¬
зерованными  направляющими  лопатками.
Диафрагмы  с  приклепанными  лопатками  в  на¬
стоящее  время  не  применяются,  как  менее  со¬
вершенные  в  эксплуатации  и  с  точки  зрения
производства.  Наборные  диафрагмы  совре¬
менных  турбин  выполняют  из  сваренных  меж¬
ду  собой  цельнофрезерованных  лопаток
(рис.  2.6.49).  Наборные  диафрагмы  по  жестко¬
сти  не  уступают  сварным.
 Рис.  2.6.48.  Безбандажная  диафрагма
последней  ступени  с  пустотелыми  лопатками
 Рис.  2.6.49.  Наборная  диафрагма  со  сваренными
между  собой  цельнофрезерованными  лопатками

384
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.50.  Сболченные  диафрагмы  в  статоре  ЦВД:
 1—3,  6  —  диафрагмы;  4  —  продольная  шпонка;  5  —  сегмент  уплотнений;  7  —  обойма  диафрагм;
 8 	—  кольцо  с  двумя  гребнями  периферийного  уплотнения  ступени;  9,  12  —  ободья  диафрагм;
10  —  винт,  устанавливающий  осевой  зазор  в  расточке  под  обод  диафрагмы;  11  —  крышка  внутрен¬
него  корпуса;  13  —  бандажная  лента;  14  —  сопловые  лопатки;  15  —  тело  диафрагмы;  16  —  нижняя
половина  диафрагм  третьей  ступени;  17  —  колпачковая  гайка  шпильки  фланцевого  разъема  треть¬
ей  ступени;  18  —  фланец  верхней  половины  третьей  ступени;  19  —  лапка  для  подвески  диафрагмы
третьей  ступени  в  нижней  половине  внутреннего  корпуса  ЦВД;  20  —  нижняя  часть  внутреннего
корпуса  ЦВД;  21  —  болт  с  потайной  головкой

ДИАФРАГМЫ
 385
 Сболченные  диафрагмы.  Чем  массивнее
обод  диафрагмы  в  осевом  направлении,  тем
больше  ее  жесткость  и  меньше  прогиб.  Для  сни¬
жения  габаритных  размеров  диафрагм  в  осевом
и  радиальном  направлениях  их  иногда  сболчи¬
вают  между  собой,  повышая  общую  жесткость
пакета  диафрагм  и  сокращая  число  кольцевых
проточек  в  обоймах  или  корпусах  турбин.
 Своеобразное  крепление  диафрагм  при¬
меняется  для  тихоходных  влажно-паровых
турбин  большой  мощности.  Так,  в  турбине
К-1000-5,9/25-2  ХТЗ  используются  исключи¬
тельно  сварные  диафрагмы  из  коррозион¬
но-стойкой  стали  (рис.  2.6.50,  а).  При  их  изго¬
товлении  отдельно  фрезеруют  сопловые  ло¬
патки  14  и  штампуют  бандажные  ленты  13,  в
которых  пробивают  отверстия  точно  по  про¬
филю  лопаток  с  небольшим  шагом  и  углом  ус¬
тановки.  Затем  эти  элементы  сваривают,  а  к
ним  приваривают  тело  15  и  обод  12  диафраг¬
мы.  В  каждом  потоке  ЦВД  находится  шесть
диафрагм,  соединенных  попарно  и  размешен¬
ных  во  внутреннем  корпусе  (одна  пара)  и  двух
обоймах  (по  одной  паре).
 Верхние  и  нижние  половины  каждой  па¬
ры  диафрагм  сначала  соединяют  мощными
винтами  и  после  контрольной  сборки  пары
диафрагм  в  месте  стыка  их  гребней  высверли¬
вают  радиальные  отверстия  под  штифты,  обес¬
печивающие  повторяемость  соединения  при
последующих  разборках  и  сборках  пар  диа¬
фрагм.  Попарное  соединение  диафрагм  по
вертикальным  разъемам  и  наличие  крепежных
элементов  по  горизонтальному  разъему  умень¬
шают  протечки  пара  и  возможный  размыв
диафрагм  влажным  паром  в  месте  протечек.
Диафрагма  большего  диаметра  устанавливает¬
ся  в  корпусе  или  обойме,  а  диафрагма  мень¬
шего  диаметра  прикрепляется  к  ней.
 Нижняя  половина  диафрагмы  свободно
подвешивается  в  корпусе  или  обойме  с  помо¬
щью  лапок  19  так,  чтобы  при  работе  ее  гори¬
зонтальная  плоскость  совпадала  с  плоскостью
разъема  корпуса  (или  обоймы).  Составная
продольная  шпонка  4  фиксирует  вертикаль¬
ную  плоскость.  Таким  образом  обеспечивается
центровка.  Первая  диафрагма  присоединяется
ко  второй  и  «висит»  на  ней.  В  центральных
расточках  диафрагм  размещают  сегменты  диа-
фрагменных  уплотнений  с  гребнями.
 На  рис.  2.6.51  показан  сболченный  пакет
сварных  диафрагм  ЦСД  на  две  ступени  (после
выбора  теплового  зазора  в  расточке  корпуса).
В  конструкции  предусмотрена  моментная  за-
 Рис.  2.6.51.  Сболченный  пакет  сварных  диафрагм
ЦСД  на  две  ступени  с  моментной  заделкой
в  расточке  корпуса  (обоймы):
 1,2  —  диафрагмы;  3  —  соединительный  болт;
 4  —  корпус
 делка  пакета  в  расточке  корпуса  (обоймы).
Для  этого  пакет  имеет  опорную  площадку  А  в
нижней  части  обода  по  ходу  пара  и  площад¬
ку  Б  в  верхней  части  обода  против  хода  пара.
 Из  сравнения  диафрагм  различных  кон¬
струкций  следует,  что  наиболее  целесообраз¬
ной  является  сварная  конструкция,  которая
позволяет:
 сохранить  в  процессе  изготовления  диа¬
фрагмы  свойства  металла  лопаток  и  их  поверх¬
ность;
 выполнить  сопловые  каналы  с  гладкими
стенками;
 применить  лопатки  с  заостренными  вы¬
ходными  кромками,  что  способствует  более
высокому  КПД  облопачивания;
 обеспечить  герметичность  каждого  со¬
плового  канала;
 уменьшить  стоимость  производства
стальных  диафрагм.
 В  ЧНД  турбины  также  могут  применяться
сварные  диафрагмы,  поскольку  при  больших
размерах  лопаточных  каналов  в  ЧНД  недоста¬
точная  гладкость  концевых  поверхностей  этих
каналов  существенного  значения  не  имеет.
 Материалы  для  диафрагм  и  выбор  допус¬
каемого  напряжения.  Для  чугунных  диафрагм,
применяемых  для  температур  до  250  °С,  ис¬
пользуют  серый  чугун  СЧ18,  СЧ21  и  СЧ24.
Допускаемое  напряжение  выбирают  с  коэф¬

386
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 фициентом  запаса  прочности  5—6  по  отноше¬
нию  к  пределу  прочности  при  изгибе.  Поэтому
для  чугуна  СЧ  18,  например,  можно  допускать
оиз  =  60...70  МПа.  При  температуре  до  300  °С
можно  применять  перлитный  чугун  СЧ  28  или
модифицированный  чугун,  в  котором  напря¬
жение  оиз  =  100  МПа.
 При  повышенных  температурах  приме¬
няют  диафрагмы  из  кованой  стали  (или  прока¬
та)  для  температур  не  свыше  350...360  °С  с
оиз  =  150  МПа  при  температуре  около  200  °С  и
до  70...80  МПа  —  при  температуре  350  °С.
 В  области  высоких  температур  диафрагмы
изготовляют  из  хромомолибденовой  стали
15Х1М1Ф,  12ХМФ,  20ХМ,  35ХМ.  Принимая
допустимой  скорость  ползучести  106  %/ч,  мож¬
но  считать  приемлемым  для  этих  сталей  напря¬
жение  до  80  МПа  при  температуре  400  °С  и  до
120  МПа  при  температуре  350  °С.  Штампован¬
ные  из  листа  лопатки  диафрагм,  а  также  фрезе¬
рованные  изготовляют  почти  исключительно  из
стали  08X13,  12X13.  Напряжение  в  заливаемых
лопатках  допускают  небольшое:  40...50  МПа.
Прогиб  диафрагм  не  должен  превышать  1/3  за¬
зора  между  диафрагмой  и  диском.
 2.6.4. 	НАПРАВЛЯЮЩИЕ  АППАРАТЫ
 Конструктивное  исполнение  НА  зависит
прежде  всего  от  его  назначения:  для  превра¬
щения  энергии  или  только  для  изменения  на¬
правления  потока.  При  превращении  энергии
применяется  расширяющееся  или  не  расши¬
ряющееся  сопло  в  зависимости  от  критическо¬
го  отношения  давлений.  У  реактивных  турбин
НА  лопатки  расположены  по  всей  окружности
как  у  РК  или  аналогично.
 Если  в  НА  происходит  только  изменение
направления  струи  с  целью  дальнейшего  ис¬
пользования  скорости  пара  при  наличии  сту¬
пеней  скорости,  то  его  изготовляют  в  виде  на¬
 правляющих  лопаток  или,  при  повторном  под¬
воде  пара,  —  направляющих  каналов.
 Таким  образом  НА  представляют  собой
или  расширяющиеся  сопла,  или  направляю¬
щие  не  расширяющиеся  каналы  (рис.  2.6.52).
 Расширяющиеся  сопла.  Форма  сопла
должна  быть  такой,  чтобы  сечение  расширя¬
лось  не  слишком  резко  (струя  не  должна  от¬
ставать  от  стенок);  угол  конусности  не  должен
превышать  10...  15°.  Наименьшее  сечение  мо¬
жет  быть  круглым  или  прямоугольным,  а  ко¬
нечное  —  всегда  прямоугольным;  наружные
очертания  сопла  в  направлении  оси  в  боль¬
шинстве  случаев  прямолинейные,  хотя  теоре¬
тически  должен  быть  изгиб  в  соответствии  с
линиями  потока.  Сопла,  соединяемые  в  сег¬
менты,  должны  быть  расположены  на  мини¬
мальном  расстоянии  друг  от  друга,  допускае¬
мом  толщиной  их  стенок,  обеспечивающей
предотвращение  вихреобразования.  Для  литых
сопел  такое  расстояние  составляет  2...3  мм.
Отдельные  сопла  или  группы  из  нескольких
сопел  при  количественном  регулировании
расположены  так,  что  их  можно  выключать,
причем  не  всегда  удается  избежать  больших
расстояний  между  группами.
 Литые  сопловые  сегменты.  Их  удобнее  из¬
готовлять  особенно  при  большом  числе.  При
этом  соплам  можно  придать  любую  заданную
форму  (круглое  наименьшее  сечение,  которое
поддается  точной  подшлифовке,  и  плавный
переход  к  конечному  сечению).  Прямолиней¬
ная  ось  сопел  должна  быть  направлена  каса¬
тельно  к  расчетной  окружности  (средней  под¬
вода  пара),  а  выходные  кромки  должны  быть
направлены  не  радиально,  а  по  касательным  к
окружности  с  радиусом  г  =  s/(где  s  —  за¬
зор  между  соплом  и  рабочей  лопаткой,  a  at  —
угол  сопла),  что  исключает  косой  удар  струи  о
кромку  лопатки.  Литые  сопла  более  простой
формы  имеют  прямоугольные  сечения.  Для
 Рис.  2.6.52.  Литой  сопловой  сегмент  с  прямолинейной  осью  (а)  и  литые  сопла  с  прямоугольными
 сечениями  (б)  НА

НАПРАВЛЯЮЩИЕ  АППАРАТЫ
 387
 небольших  турбин  применяются  также  зали¬
тые  профилированные  сопловые  лопатки
 Расклепанные  сопловые  лопатки.  Их  при¬
меняют  для  турбин  малой  мощности.  Лопатки
нарезаются  из  тянутых  профилированных
штанг  из  лопаточной  стали,  выступы  фрезеру¬
ют  и  вклепывают  в  кольцевые  уголки.
 Фрезерованные  сопла.  Они  состоят  из  фре¬
зерованных  и  составных  лопаточных  каналов
или  вырезают  в  кольце  лопаточной  стали  и
прикрывают  наружным  кольцом  (рис.  2.6.53).
 Сопловые  сегменты  или  сопла,  прикреплен¬
ные  к  сопловой  коробке  или  к  паровому  каналу  в
корпусе  турбины.  Их  крепление  производится
обычно  при  помощи  болтов  или  на  резьбе
(рис.  2.6.54).
 Направляющие  аппараты  у  многовенцовых
колес.  Они  имеют  лопатки,  аналогичные  рабо¬
чим.  Углы  этих  лопаток  определяются  из  диа¬
граммы  скоростей.  Их  закрепляют  так  же,  как
рабочие  лопатки,  а  если  не  подвержены  дейст¬
вию  центробежных  сил,  то  крепятся  более
просто:  заклиниваются  ножками  в  кольце  или
вставляются  в  корпус  турбины;  кольца  укреп¬
ляются  различным  образом.
 При  повторном  подводе  пара  к  одному
и  тому  же  венцу,  применяемом  у  турбин  ма¬
лой  мощности,  пар  нужно  поворачивать  поч¬
ти  на  180°,  что  приводит  к  довольно  значи¬
тельным  потерям  энергии,  но  при  этом  ну¬
жен  только  один  венец  лопаток  и  подвод  па¬
ра  производится  на  большей  длине,  так  что
вентиляционные  потери  уменьшаются.  На-
 Рис.  2.6.53.  Фрезерованные  сопла  НА
 Рис.  2.6.54.  Сопло  и  направляющие  каналы  для
повторного  подвода  пара  в  турбине  типа  «Терри»:
 1  —  сопло;  2  —  направляющий  аппарат  с  кана¬
лами;  3  —  рабочий  диск  с  каналами
 правляющие  каналы  либо  отливаются  (из
плотного  чугуна)  и  подшабриваются,  либо
фрезеруются.  На  рис.  2.6.55  показан  такой
канал  для  аксиальной  турбины  конструкции
Kienast.
 Многократный  подвод  пара  к  одному  и
тому  же  венцу  реализован  также  в  турбинах
типа  Терри.
 Не  расширяющиеся  направляющие  каналы.
 Среди  нерасширяющихся  направляющих  ка¬
налов  в  зависимости  от  назначения  ступеней
турбины  различают  сопловые  сегменты,  на¬
правляющие  лопатки  для  литых  и  сварных
диафрагм.
 Сопловые  сегменты.  Их  применяют  для
регулирующих  ступеней.  Каждый  сегмент  со¬
стоит  из  комплекта  сопел,  пар  к  которым  по¬
ступает  от  отдельного  регулирующего  клапана
(расширяющиеся  сопла).  В  турбинах  невысо¬
кого  давления  сопловые  сегменты  крепежны¬
ми  элементами  соединяют  с  корпусом  или  с
сопловой  коробкой  турбины.  При  этом  чаще
всего  сегменты  набирают  из  отдельных  фрезе¬
рованных  лопаток  (рис.  2.6.56).
 Цельнофрезерованные  лопатки  1  имеют
выступы  5,  очерченные  по  дугам  круга
(рис.  2.6.56,  б).  Сопла  заводятся  выступом  в
круговую  канавку  в  корпусе  4  и  закрепляются
накладкой  6,  которая  крепится  к  корпусу  вин¬
тами  7.  Последние  стопорятся  проволокой.
Для  плотности  зажатия  сопел  накладка  10
опирается  на  корпус  лишь  выступом  8.  Между
отдельными  сопловыми  сегментами  вставля¬
ются  проставки  2  и  3,  которые  замыкают  сег¬
мент  в  плоскости  горизонтального  разъема.
Проставки  крепятся  к  верхней  половине  4
корпуса  или  нижней  10  винтами  9.
 В  других  конструкциях  каждую  лопатку  1
приклепывают  к  ободу  11  (рис.  2.6.56,  в),  кото¬
рый  служит  фланцем  соплового  сегмента,  и
соединяют  на  периферии  проволокой  12,  заче-
каненной  в  пазах  лопаток.
 Рис.  2.6.55.  Направляющий  канал
для  повторного  подвода  пара

388
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 б)
 Рис.  2.6.56.  Сопловый  сегмент  из  цельнофрезерованных  лопаток:
 а  —  вид  со  стороны  паровпуска;  б  —  детали  соплового  сегмента;  в  —  с  лопаткой,  приклепанной
 к  ободу
 Рис.  2.6.57.  Сборный  сопловой  сегмент  из  цельнофрезерованных  лопаток  судовой  турбины

НАПРАВЛЯЮЩИЕ  АППАРАТЫ
 389
 Технологический  процесс  изготовления
лопаток  получается  более  простым,  если  кон¬
цевые  поверхности  соплового  канала,  ограни¬
чивающие  его  по  высоте,  выполнены  в  виде
отдельных  обойм  (рис.  2.6.57).  Сегмент  состо¬
ит  из  двух  обойм  7  и  2  и  набора  фрезерован¬
ных  лопаток  5,  образующих  в  данном  случае
расширяющиеся  сопла.  Лопатки  скрепляются
с  обоймами  при  помощи  шипов  6  и  закле¬
пок  3.  Шипы  прямоугольного  сечения  при
сборке  расклепываются,  заклепки  пропуска¬
ются  сквозь  обоймы  и  лопатку.  Наружные
стенки  крайних  каналов  сегмента  образованы
проставками,  скрепленными  с  обоймами  при
помощи  заклепок.  Винтами  4  сегмент  крепит¬
ся  к  корпусу  турбины.  Между  сегментом  и
корпусом  ставится  прокладка  из  мягкого  мате¬
риала  (меди  или  аустенитной  стали  в  зависи¬
мости  от  температуры  пара).
 Все  рассмотренные  конструкции  имеют
один  общий  недостаток:  в  них  наблюдается
утечка  пара  через  щели  между  лопатками  или
между  лопатками  и  обоймами.
 Более  совершенной  является  конструк¬
ция,  в  которой  лопатки  составляют  одно  целое
с  обоймами  или,  по  крайней  мере,  с  одной  из
них  (рис.  2.6.58).  Такой  сегмент  состоит  из  двух
деталей:  основной  4,  фрезерованной  как  одно
целое  с  лопатками,  и  накладки  2.  Винты  7  при
помощи  конусной  проставки  3  стягивают  обе
детали  соплового  сегмента  и  прижимают  его  к
корпусу  турбины.  Несмотря  на  то,  что  накладка
 2 	пригоняется  по  краске  к  детали  4,  утечка  пара
неизбежна,  особенно  при  высоком  давлении.
Поэтому  отечественные  турбины  высокого  дав¬
ления  оснащают  сварными  сегментами,  отли¬
чающимися  полной  герметичностью  отдельных
каналов  (рис.  2.6.59).
 Фрезерованные  сопловые  лопатки  изго¬
товлены  как  одно  целое  с  поясом  7,  образую¬
щим  внутреннюю  торцовую  стенку  соплового
канала.  Внешняя  торцовая  стенка  сопловых
 Рис.  2.6.58.  Сопловой  сегмент  с  лопатками,  фре¬
зерованными  как  одно  целое  с  нижней  обоймой
 каналов  образована  бандажной  лентой  2,  кото¬
рая  с  помощью  профильных  отверстий  наса¬
жена  на  торцы  сопловых  лопаток  и  приварена
к  ним.  К  сопловой  решетке  приварен  внеш¬
ний  обод  3.  Сваренный  и  обработанный  со¬
пловой  сегмент  заведен  в  пазы  сопловой  ко¬
робки  4.  Для  уплотнения  сопловой  коробки
установлены  шпонки  5.
 В  другом  сопловом  сегменте  сопловые  ло¬
патки  3  приварены  к  бандажам  2,  4,  образующим
при  подводе  пара  к  соплам  суживающийся  по  вы¬
соте  канал  (рис.  2.6.60).  В  бандажах  пробиты  от¬
верстия,  профиль  которых  такой  же,  как  у  лопа¬
ток,  но  полнее  его  на  0,1...0,2  мм  (на  сторону),  так
что  лопатка  свободно  входит  в  отверстие  бандажа.
Перегородки  6  делят  решетку  лопаток  на  отдель¬
ные  сопловые  сегменты  из  пяти—шести  каналов.
Перегородки  приварены  к  бандажам  (в  них  про¬
биты  фасонные  отверстия  также  для  перегородок)
и  к  лопаткам.  Решетку  лопаток  с  бандажами  и  пе¬
регородками  приваривают  к  обоймам  7,  5  и  замы¬
кают  с  обеих  сторон  вставками  7.
 Направляющие  лопатки  для  литых  диа¬
фрагм.  В  случае  применения  литых  диафрагм
сопловые  лопатки  выполняют  штампованны-
 Рис.  2.6.59.  Сопловой  сегмент  двухвенечной  регулирующей  ступени  турбины  ОАО  «ЛМЗ»:
а  —  профиль  сегмента  сопел  в  собранном  виде;  б  —  развертка  верхней  половины  соплового  аппарата

390
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.60.  Сопловой  сегмент  турбины
ОАО  «КТЗ»
 ми  из  стального  листа  (рис.  2.6.61).  Концевы¬
ми  частями  их  заливают  в  тело  и  обод  диа¬
фрагмы.  Для  того  чтобы  обеспечить  хорошее
схватывание  лопаток  с  чугуном,  по  краям  ло¬
паток  высверливают  отверстия  или  фрезеруют
специальные  пазы,  а  эти  края  подвергают  лу¬
жению  или  электролитическому  цинкованию.
 Направляющие  лопатки  для  сварных  диа¬
фрагм.  Их  выполняют  штампованными,  свар-
но-штампованными  и  цельнофрезерованными
(рис.  2.6.62).  Лопатки  для  возможности  точной
установки  в  бандажные  ленты  выполняют  длин¬
нее  их  расчетного  значения  на  2...3  мм  с  каждой
стороны  в  радиальном  направлении,  при  этом
выходную  кромку  по  торцам  выполняют  утол¬
щенной  во  избежание  ее  прожига  при  сварке.
 В  реактивных  ступенях  высокого  и  сред¬
него  давления  применяют  цельнофрезерован-
 Рис.  2.6.61.  Штампованные  лопатки  сопловой
решетки  для  литых  диафрагм  турбин  с  низкими
параметрами  пара
 Рис.  2.6.62.  Направляющие  лопатки  для  сварных
диафрагм:
 а  —  сварно-штампованная  для  ЦНД;  б  —  фре¬
зерованная  для  ЦВД  и  ЦСД  с  радиусным  зада¬
нием  концевых  утолщений;  в  —  фрезерованная
для  ЦВД  и  ЦСД  с  прямолинейным  заданием
концевых  утолщений;  г,  д  —  цельнофрезеро¬
ванные  для  реактивных  ступеней;  г  —  фирмы
«Альстом»;  д  —  ОАО  «ЛМЗ»
 ные  лопатки  с  постоянным  или  переменным
профилем.
 На  рис.  2.6.63  показана  направляющая
лопатка  последней  ступени  мощной  паровой
турбины.  Лопатка  спроектирована  с  учетом
пространственного  течения  пара  в  ступени  и
имеет  характерные  навалы  в  осевом  и  танген¬
циальном  направлениях.  Направляющие  ло¬
патки  саблевидного,  банановидного  профиля
становятся  типовым  решением  ведущих  тур¬
бостроительных  фирм.  Применение  в  послед¬
них  ступенях  ЦНД  таких  направляющих  ло¬
паток  с  осевым  и  тангенциальным  навалами
обеспечивает  ряд  существенных  эксплуатаци¬
онных  преимуществ;  среди  которых  следует
отметить:
 повышение  эффективности  работы  сту¬
пени  за  счет  снижения  профильных  и  конце¬
вых  потерь;
 уменьшение  коррозионно-эрозионных  про¬
цессов  на  рабочих  лопатках  последней  ступени.

РАБОЧИЕ  ЛОПАТКИ
 391
 Рис.  2.6.63.  Последняя  ступень  ЦНД,  применяе¬
мая  ведущими  турбостроительными  фирмами  мира:
 1  —  направляющая  лопатка  с  банановидным
профилем;  2  —  рабочая  лопатка  без  связей
 Материалы,  применяемые  для  изготовле¬
ния  НА,  такие  же,  как  и  для  рабочих  лопаток.
Принципы  совершенствования  НА  совпадают
с  принципами  для  рабочих  лопаток  и  направ¬
лены  на  повышение  их  эффективности  и  на¬
дежности  с  учетом  пространственного  течения
пара  в  аппарате  при  проектировании.
 2.6.5. 	РАБОЧИЕ  ЛОПАТКИ
 Ступенью  турбины  называют  сочетание
направляющего  аппарата  и  рабочих  лопаток
или  каналов:
 для  осевых  турбин  —  совокупность  не¬
подвижного  ряда  НА,  в  каналах  которых  уско¬
ряется  поток  пара  или  газа,  и  подвижного  ряда
рабочих  лопаток  или  каналов;
 для  радиальных  турбин  —  совокупность
подвижных  рядов  НА  и  рабочих  лопаток  вра¬
щающихся  в  разные  стороны,  т.е.  левого  и
правого  вращения.
 В  радиальных  турбинах  такие  ступени  ра¬
ботают  по  чисто  реактивному  принципу  и  реа¬
лизованы  в  турбинах  типа  «Юнгстрем».  В  этом
случае  лопатки  закреплены  в  дисках  последо¬
вательными  кольцевыми  рядами  перпендику¬
лярно  к  плоскости  дисков.  Венцы  лопаток  од¬
ного  диска  входят  в  промежутки  между  венца¬
ми  другого;  благодаря  этому  каждый  венец  ло¬
патки  одновременно  является  рабочим  для
своего  диска  и  направляющим  для  другого.
 При  вращении  дисков  в  разные  стороны  с
равной  частотой  вращения  скорость  рабочей
 лопатки  относительно  направляющей  получа¬
ется  в  2  раза  больше,  чем  в  конструкции  с  не¬
подвижными  направляющими  лопатками.  Тео¬
ретически  это  позволяет  выполнить  турбину  с
числом  ступеней  в  4  раза  меньше,  чем  у  тради¬
ционной  реактивной  турбины;  практически
турбина  «Юнгстрем»  имеет  примерно  в  2  раза
меньше  число  ступеней,  вследствие  чего  полу¬
чается  весьма  компактной.
 Ступени  проточной  части  турбины  по
конструктивному  устройству  могут  быть:
активные  и  реактивные;
радиально-осевые;
 рабочие  каналы  на  наружной  или  торцо¬
вой  поверхностях  диска  для  турбин  типа  «Тер¬
ри»  или  наружные  и  торцовые  поверхности
диска  для  турбин  типа  «Тесла»;
 двухъярусные  типов  «Бауман»  и  «обрат¬
ный  Бауман».
 Активные  и  реактивные  ступени.  В  турби¬
нах  все  активные  ступени  выполняются  с  той
или  иной  степенью  реактивности.  Ступени,  у
которых  расширение  пара  происходит  только
в  неподвижных  НА  до  поступления  его  на  ра¬
бочие  лопатки,  называют  активными  ступе¬
нями.  Ступени,  у  которых  расширение  пара
происходит  не  только  до  поступления  его  на
рабочие  (подвижные)  лопатки,  но  и  во  время
прохождения  между  ними,  называют  ступеня¬
ми,  работающими  с  реакцией.  Реактивной
принято  называть  ступень,  в  которой  тепло-
падение  в  направляющих  аппаратах  составля¬
ет  примерно  1/2  (или  меньше)  общего  тепло-
падения.
 На  рис.  2.6.64  показаны  схемы  активных
и  реактивных  ступеней  ЦВД  и  ЦСД,  а  на
рис.  2.6.65  —  конструктивное  исполнение  ак¬
тивно-реактивных  и  реактивных  ступеней
ЦНД  турбины  К-300-240  ЛМЗ.
 Радиальные  и  радиально-осевые  ступени
(рис.  2.6.66).  Радиальными  называют  такие
ступени,  в  которых  линии  тока  рабочего  тела
находятся  в  плоскости,  перпендикулярной  к
оси  ротора  турбины  (рис.  2.6.66,  а).  Если  рабо¬
чее  тело  движется  в  направлении  от  оси  турби¬
ны  к  периферии,  то  радиальные  ступени  назы¬
вают  центробежными,  а  от  периферии  к  оси  —
центростремительными.
 Радиально-осевыми  называют  такие  сту¬
пени,  в  которых  поток  в  сопловых  лопатках
наравлен  от  периферии  к  оси  турбины,  а  по¬
ток  в  рабочих  лопатках  имеет  радиально-осе¬
вое  направление  (рис.  2.6.66,  б,  в).  Радиаль¬
но-осевые  ступени  могут  применяться  как  в

392
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.64.  Схемы  активных  (а—в)  и  реактивной  (г)  ступеней  ЦВД  и  ЦСД:
 а  —  простейшей  турбины;  б  —  многоступенчатой  турбины;  в  —  регулирующего  колеса;  1  —  на¬
правляющий  аппарат  (сопло);  2  —  рабочие  лопатки;  3  —  направляющий  аппарат  (лопатка);  4  —  вал;
 5  —  диск
 Рис.  2.6.65.  Ступени  ЦНД  турбины  К-300-240
ЛМЗ
 однопоточном,  так  и  в  двухпоточном  исполне¬
нии.  В  последнем  случае  они  могут  использо¬
ваться  на  входе  в  двухпоточные  цилиндры
(обычно  ЦНД  и  ЦСД).  Рабочие  лопатки  ради-
ально-осевых  ступеней  выполняют  в  различ¬
ных  вариантах:  с  протяженной  радиальной  ча¬
 стью,  выполненной  в  виде  радиальных  пла¬
стин,  и  с  осевой  частью  небольшой  протяжен¬
ности,  в  которой  лопатки  аналогичны  рабочим
лопаткам  осевых  ступеней;  в  виде  ступеней,  в
которых  радиальные  пластины  отсутствуют,
рабочие  лопатки  осевые,  поворот  потока  из
радиального  направления  в  осевое  осуществ¬
ляется  в  безлопаточной  поворотной  камере  с
обтекателем  (рис.  2.6.66,  в).  Разновидностью
радиальных  ступеней  являются  ступени,  кото¬
рые  используются  в  турбинах  типа  «  Юнгст-
рем»  (рис.  2.6.67).  В  этих  ступенях  неподвиж¬
ные  направляющие  лопатки  отсутствуют;  два
последовательных  ряда  рабочих  лопаток  за¬
креплены  на  роторах,  вращающихся  в  проти¬
воположных  направлениях.  Обычно  лопатки
правого  и  левого  вращения  выполняют  с  оди¬
наковым  реактивным  профилем.  Характерно,
что  при  одинаковых  окружных  скоростях  в  ка¬
ждом  ряду  рабочих  лопаток  в  турбине  типа
«Юнгстрем»  срабатывается  такой  же  теплопе-
 Рис.  2.6.66.  Схемы  радиальных  (а),  радиально-осевых  ступеней  с  радиальными  пластинами
в  поворотной  камере  (б)  и  без  них  (в)

РАБОЧИЕ  ЛОПАТКИ
 393
 Рис.  2.6.67.  Схема  радиальной  реактивной  тур¬
бины  типа  «Юнгстрем»  с  взаимно  противопо¬
ложным  вращением  дисков
 репад,  как  и  в  активной  ступени  с  неподвиж¬
ными  сопловыми  лопатками.
 Рабочие  каналы  на  наружной  или  торцовой
поверхности  диска  (для  турбин  типа  «Терри»)
или  наружные  и  торцовые  поверхности  диска
(для  турбин  типа  «Тесла»).  Турбина  типа  «Тер¬
ри»  как  правило  одноступенчатая,  безлопаточ-
ного  типа,  состоит  из  сопл  1  (или  сопла)  дис¬
ка  4  с  фрезерованными  рабочими  полукольце-
выми  каналами  3  на  наружной  или  торцовой
поверхностях  и  направляющих  аппаратов  2,
которые  тоже  имеют  полукольцевые  каналы
(рис.  2.6.68).  Пар  из  расширяющегося  сопла  1
попадает  в  рабочие  полукольцевые  каналы
диска  4  и  направляющего  аппарата  2,  образуя
скоростной  вихрь,  вращающий  диск  с  боль¬
шой  скоростью.  Таким  образом,  в  зоне  на¬
правляющих  аппаратов  возникает  паровой
вихрь,  ассоциирующийся  по  аналогии  взаимо¬
действием  червяка  и  червячного  колеса  в  чер¬
вячной  передаче.
 Турбина  типа  «Тесла»  тоже  одноступен¬
чатая,  и  состоит  из  сопла  (сопл)  и  диска,  вра¬
щение  которого  происходит  за  счет  трения
при  взаимодействии  струи  пара,  бьющей  по
касательной  к  наружной  поверхности  диска.
 Двухъярусные  ступени.  Ступени  Баумана
применялись  с  целью  увеличения  выходной
площади  последних  ступеней  турбин  и  повы¬
шения  в  1,5  раза  расхода  пара  каждым  потоком
ЦНД  по  сравнению  с  потоком,  проходящим
через  последнее  РК  такого  же  размера  без
двухъярусной  ступени.  Такое  конструктивное
решение  имело  особую  ценность  в  тех  случаях,
когда  вследствие  большой  мощности  турбины
возникала  необходимость  в  дублировании
 Рис.  2.6.68.  Схема  паровой  турбины  типа  «Терри»
 ЦНД.  При  этом  улучшалась  эффективность
первых  ступеней  ЦНД  вследствие  больших  вы¬
сот  их  лопаток.  Двухъярусные  ступени,  приме¬
нявшиеся  на  ЛМЗ  еще  в  30-х  годах,  получили
дальнейшее  развитие  в  турбинах  мощностью
150  и  200  МВт  (рис.  2.6.69,  а).  Ступень  с  двухъ¬
ярусной  рабочей  лопаткой  длиной  /2  =  590  мм
при  среднем  диаметре  d2  =  1770  мм  последова¬
тельно  была  реконструирована  с  увеличением
размеров  до  /2  =  664  и  740  мм  и  d2  =  1960  и
2100  мм.  Эти  ступени  в  свое  время  аэродина¬
мически  не  были  отработаны  на  моделях,
вследствие  чего  имели  повышенные  потери  в
верхнем  ярусе  НА  и  протечки  через  осевые  за¬
зоры.  После  заменены  профилей  направляю¬
щих  лопаток,  разделения  потоков  в  НА  двух
ярусов  и  снижения  влияния  протечек  КПД  сту¬
пени  увеличился  на  4%  и  применение  ее  стало
экономически  оправданным.
 Результаты  модернизации  ступени  Баума¬
на  послужили  основанием  для  развертывания
исследовательских  и  конструкторских  работ  по
созданию  двухъярусных  ступеней  еще  больших
размеров.  Новыми  решениями  по  улучшению
характеристик  двухъярусных  рабочих  лопаток
являются:  применение  профилей  повышенной
жесткости  с  волнообразным  выступом  на  во¬
гнутой  поверхности  для  периферийных  сече¬
ний  нижнего  яруса;  выполнение  нижнего  яруса
в  виде  двух  раздельных  профильных  элементов,
являющихся  соответственно  входной  и  выход¬
ной  частями  сечений  соседних  профилей.  Хотя
эти  предложения  по  ужесточению  профильной
части  лопатки  нижнего  яруса  не  исключают  от¬
меченных  недостатков  ступени,  они  позволяют
несколько  расширить  диапазон  использования

394
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.69.  Двухярусные  ступени  (я,  б)  и  рабочие  лопатки  (в,  г):
 а,  в  —  Баумана;  б,  г  —  с  разделением  и  поворотом  потока  типа  «обратный  Бауман»;  1  —  двухъярус¬
ный  направляющий  аппарат;  2  —  двухъярусная  рабочая  лопатка;  3  —  направляющий  аппарат  раз¬
деления  и  поворота  потока;  4  —  рабочая  лопатка;  5  —  направляющий  аппарат
 ступени,  например,  облегчить  конструктивное
выполнение  двухъярусной  рабочей  лопатки
длиной  900...950  мм.
 Одним  из  решений,  также  расширяющим
диапазон  использования  схемы  «выхлопа  Бау¬
мана»,  является  рассмотренный  в  ОАО  «НПО
ЦКТИ»  двойного  выпуска,  в  котором  площадь
верхнего  яруса  равна  или  даже  превосходит
торцовую  площадь  последней  ступени
(рис.  2.6.69,  б).  Так,  вместо  последней  ступени
с  рабочей  лопаткой  длиной  960  мм  использует¬
ся  ступень  с  лопаткой,  уменьшенной  до
750  мм.  Ее  торцовая  площадь  составляет  5,4  м2.
Установка  двухъярусной  предпоследней  лопат¬
ки  длиной  около  1000  мм  увеличивает  на  5,6  м2
торцовую  площадь  выпуска.  При  этом  обеспе¬
чиваются  оптимальные  термодинамические  ха¬
рактеристики  ступеней  отсека.  При  меньшей
длине  рабочей  лопатки  последней  ступени
уменьшается  оптимальный  теплоперепад  в  этой
ступени,  а  также  размер  нижнего  яруса,  что  оп¬
ределяет  умеренные  значения  оптимального  те-
плоперепада  и  на  нем.  Уменьшаются  длина  и
раскрытие  проточной  части  отсека.  Сумма
уменьшенных  перепадов  последней  ступени  и
нижнего  яруса  не  превышает  предельного  зна¬
чения  теплоперепада  на  верхнем  ярусе  при  до¬
пустимых  углах  выхода  НА  и  скорости  пара  на
 выходе  из  ступени.  Расчетные  проектные  ис¬
следования  показали,  что  за  счет  изменения
геометрических  соотношений,  принимаемых
обычно  при  проектировании  «выхлопа  Баума¬
на»,  для  быстроходных  (п  =  3000  мин-1)  турбин
может  быть  обеспечена  торцовая  площадь  вы¬
пуска  11...  13  м2,  т.е.  такая  же  (или  несколько
больше),  чем  при  использовании  последних
ступеней  с  рабочими  лопатками  длиной
1200  мм  из  высокопрочных  титановых  сплавов.
Следует  отметить,  что  применение  «двойного
выхлопа»  для  больших  торцовых  площадей  ог¬
раничено.
 В  предельном  случае,  когда  в  нижнем
ярусе  не  происходит  расширение  рабочего  те¬
ла  (ступень  без  НА)  и  нижний  ярус  рабочей
лопатки  является  только  несущим  элементом
для  верхнего  яруса,  трудности  обеспечения
конструктивного  выполнения  рабочей  лопат¬
ки  при  малых  потерях  в  перепускаемом  потоке
не  исключаются.  При  этом  еще  в  большей  сте¬
пени,  чем  при  «выхлопе  Баумана»,  нерацио¬
нально  используются  осевые  размеры  проточ¬
ной  части,  понижается  давление  перед  ЦНД,
усложняется  выполнение  турбоагрегата  боль¬
шой  мощности  в  целом.
 Условия  работы  рабочих  лопаток.  Условия
работы  рабочих  лопаток  очень  тяжелые.  Под

РАБОЧИЕ  ЛОПАТКИ
 395
 действием  вращения  с  большой  частотой  в  ло¬
патке  возникают  большие  центробежные  силы
и  высокие  напряжения  растяжения,  стремя¬
щиеся  вырвать  лопатку  из  диска.  Окружная
сила,  создающая  полезный  крутящий  момент
на  валу  турбины,  изгибает  лопатку  в  плоско¬
сти  диска.  Дополнительно  лопатка  изгибается
в  плоскости  оси  турбины  под  действием  раз¬
ности  давлений  рх  —  р2.
 Изгибающие  силы,  действующие  на  ра¬
бочие  лопатки,  непрерывно  изменяются  из-за
различий  в  сопловых  каналах,  из  которых  пар
поступает  на  рабочие  лопатки,  наличия  выход¬
ных  кромок  сопловых  лопаток  и  др.  Это  при¬
водит  к  возбуждению  колебаний  лопаток  и
возможности  появления  усталостной  трещи¬
ны,  которая,  увеличиваясь,  может  достигнуть
критического  размера,  после  чего  произойдет
внезапный  отрыв  лопатки.
 Особенно  большие  переменные  нагрузки
действуют  на  рабочие  лопатки  парциальных,  в
частности,  регулирующих  ступеней.  При  про¬
хождении  лопатки  перед  группой  сопл,  из  ко¬
торых  поступает  пар,  на  нее  действует  паровой
поток.  При  выходе  лопатки  из  активной  дуги
подвода  сила  парового  потока  почти  полно¬
стью  пропадает.  Это  обусловливает  действие
большой  переменной  аэродинамической  силы.
 Рабочие  лопатки  первых  ступеней  ЦВД  и
ЦСД  турбин  ТЭС  работают  в  условиях  высо¬
ких  температур,  вызывающих  явление  ползу¬
чести.  Для  рабочих  лопаток  турбин  АЭС  и  по¬
следних  ступеней  турбин  ТЭС  очень  опасной
является  эрозия,  приводящая  к  износу  их  по¬
верхностей.  Агрессивные  примеси,  содержа¬
щиеся  в  паре,  вызывают  коррозию  и  снижение
сопротивления  действию  постоянных  и  пере¬
менных  напряжений.
 Конструкции  рабочих  лопаток.  Простей¬
шая  рабочая  лопатка  состоит  из  рабочей  час¬
ти  3  (пера)  и  хвостовика  4  (рис.  2.6.70).  Рабо¬
чая  часть  имеет  профили,  установка  которых  с
равным  шагом  образует  рабочие  каналы.  Хво¬
стовики  служат  для  крепления  лопаток  на  дис¬
ке  5.  На  торце  рабочей  части  выполнен  шип  1.
На  группу  лопаток  надевается  лопаточный
бандаж  2,  в  котором  выполнены  отверстия  с
шагом  и  формой,  соответствующими  шипам
на  лопатках,  установленных  на  диске.  Шипы
расклепывают,  в  результате  чего  лопатки  на
диске  оказываются  набранными  в  пакеты,  что
увеличивает  вибрационную  надежность  обло-
пачивания  и  позволяет  выполнить  периферий¬
ное  уплотнение  ступени.
 Рис.  2.6.70.  Рабочая  лопатка  активной  паровой
турбины  и  ее  крепление  на  диске
 Короткие  лопатки  (d/l  >  10)  выполняют  с
постоянным  по  высоте  профилем,  а  длинные  —
с  переменным.  Длинные  лопатки  приходится
выполнять  закрученными  в  соответствии  с  из¬
меняющимися  по  высоте  треугольниками  ско¬
ростей  (рис.  2.6.71).  Одновременно  необходимо
уменьшать  их  площадь  от  корневого  сечения  к
периферийному,  чтобы  снизить  центробежную
силу  рабочей  части  лопатки  и  напряжения  в
корневом  сечении  и  в  хвостовике.
 Рабочая  часть  лопатки.  Ее  фрезеруют  или
строгают  на  специализированных  станках  по
копиру,  а  затем  полируется  до  зеркального
блеска.  Такая  технология  позволяет  умень¬
шить  потери  на  трение  пара  о  поверхность  ло¬
паток  и  увеличить  их  сопротивление  устало¬
сти.  Меры  защиты  лопаток  от  эрозионного
воздействия  капель  влаги  при  работе  влажным
паром  рассмотрены  выше.
 Хвостовик.  Это  один  из  самых  напряжен¬
ных  и  ответственных  элементов  лопатки.  Вы¬
бор  типа  хвостовика  для  рабочей  лопатки  оп¬
ределяется  двумя  факторами:  нагрузкой,  соз¬
даваемой  лопаткой,  и  технологическим  обору¬
дованием  предприятия-изготовителя.
 Т-образный  хвостовик  применяется  для
лопаток  малой  длины  (см.  рис.  2.6.70).  При
больших  высотах  лопаток  центробежная  сила
вызывает  высокие  напряжения  изгиба.  Это  мо¬
жет  привести  в  зоне  высоких  температур  к  появ¬
лению  трещины,  что  обусловливает  увеличение
толщины  диска  на  периферии.  Для  уменьшения
напряжений  в  ободе  диска  на  хвостовой  части

396
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.71.  Лопатки  последних  ступеней  мощных
паровых  турбин:
 а  —  /  =  960  мм;  б  —  I  =  940  мм;
в  —  /  =  1200  мм;  г  —  I  =  1000  мм;
д  —  /  =  1450  мм;  е  —  I  =  1320  мм
 Рис.  2.6.72.  Т-образный  хвостовик  с  замками
 лопатки  выполняют  замки  с  плотным  контак¬
том  поверхностей  хвостовика  и  диска
(рис.  2.6.72).  Под  действием  центробежной  силы
Rb  приложенной  к  опорной  поверхности  обода
в  месте  контакта,  возникает  сила  R2,  уменьшаю¬
 щая  изгибающие  напряжения  в  сечении  ВВ.  Та¬
кие  Т-образные  хвостовики  широко  применяют
в  турбинах  ЛМЗ  и  ТМЗ  разных  типов.
 Грибовидные  хвостовики  широко  приме¬
няются  в  турбинах  ХТЗ  (рис.  2.6.73,  а).  На
ободе  диска  выполняется  выступ  (грибок),  а  в
хвостовике  лопатки  —  паз  по  форме  выступа.
В  двух  противоположных  местах  обода  часть
выступа  срезается,  и  через  вырезы  заводятся
лопатки.  Замковые  лопатки  выполняются  от¬
дельно  точно  по  форме  оставшейся  части
«грибка»  и  крепятся  к  ободу  заклепками
(рис.  2.6.73,  б).  На  поверхности  обода  выпол¬
няют  замки,  которые  в  отличие  от  Т-образно¬
го  хвостовика  предотвращают  разгиб  хвосто¬
вика,  а  не  щеки  диска.
 Простейший  вильчатый  хвостовик  7,  вы¬
полненный  в  виде  вилки,  насаживается  сверху
на  диск  2  и  закрепляется  на  нем  двумя  заклеп¬
ками  3  (рис.  2.6.73,  в).  Вильчатое  хвостовое  со¬
единение  не  требует  специальных  замковых
лопаток  и  допускает  легкую  смену  поврежден¬
ных  лопаток  без  разлопачивания  всего  диска
(как  это  требуется  для  замены  лопатки  с  Т-об¬
разными  или  грибовидными  хвостовиками).
 В  зубчиковом  хвостовике  с  окружной  за¬
водкой  лопаток  центробежная  сила  с  лопатки
на  диск  передается  через  опорные  поверхно¬
сти  зубцов,  плотно  пригнанных  к  диску
(рис.  2.6.73,  г).  Лопатки  заводятся  в  паз  через
колодцы,  в  которые  затем  вставляются  замко¬
вые  лопатки,  крепящиеся  к  диску  заклепками.
 Рассмотренные  типы  хвостовиков  ис¬
пользуют  для  крепления  лишь  относительно
коротких  лопаток  вследствие  их  малой  несу¬
щей  способности.
 Для  лопаток  ЦНД  турбины  К-300-240
ЛМЗ,  начиная  с  третьей  ступени,  вместо
Т-образных  хвостовиков,  используемых  во
всех  предшествующих  ступенях,  применен
 Рис.  2.6.73.  Лопаточные  хвостовики,  применяемые  для  коротких  лопаток:
 а, 	б  —  простейший  грибовидный  хвостовик  с  хвостовым  и  замковым  соединением  соответственно;
в  —  вильчатый  хвостовик;  г,  д  —  зубчиковый  хвостовик  с  хвостовым  и  замковым  соединением

РАБОЧИЕ  ЛОПАТКИ
 397
 Рис.  2.6.74.  Вильчатые  хвостовики  рабочих
лопаток  ЦНД  турбины  К-300-240
 вильчатый  хвостовик  с  тремя  вилками,  для
лопатки  последней  ступени  длиной  960  мм  —
мощный  вильчатый  хвостовик  с  пятью  вил¬
ками  (рис.  2.6.74).  С  увеличением  числа  ви¬
лок  возрастатет  число  поверхностей  среза  са¬
мого  слабого  элемента  —  цилиндрической
заклепки.
 Увеличение  несущей  способности  хво¬
стовиков  достигается  их  выполнением  с  не¬
сколькими  опорными  поверхностями,  тща¬
тельно  пригоняемыми  к  диску  для  равномер¬
ного  распределения  между  ними  центробеж¬
ной  силы.  Многоопорными  выполняют  хво¬
стовики  рабочих  лопаток  регулирующей  сту¬
пени  (несмотря  на  их  малую  высоту),  подвер¬
женные  действию  высоких  переменных  на¬
пряжений,  и  лопаток  большой  длины.
 Для  лопаток  последних  ступеней  турбин
используют  елочный  хвостовик  с  торцовой  за¬
водкой  (рис.  2.6.75),  большое  число  опорных
поверхностей  которого  обеспечивает  высокую
несущую  способность.  Хвостовик  и  паз  в  дис¬
ке  под  его  заводку  выполнены  по  дуге  окруж¬
ности,  для  того  чтобы  корневое  сечение  ло¬
патки  располагалось  на  полке  хвостовика  без
свисания  кромок.  Это  обеспечивает  высокое
сопротивление  усталости  лопатки.  Каждая  ло¬
патка  крепится  в  осевом  направлении  с  помо¬
щью  двух  пластинчатых  стопоров,  один  конец
каждого  из  которых  перед  заводкой  лопатки  в
 Рис.  2.6.75.  Елочные  хвостовики  с  несколькими
опорными  поверхностями
 паз  отгибается  в  тело  хвостовика,  а  второй  —
на  поверхность  диска.
 Профили  пера  рабочих  лопаток.  Основные
принципы  профилирования  турбинных  лопа¬
ток  получены  при  изучении  теплового  процес¬
са  турбин  (рис.  2.6.76).
 1. 	Обтекание  потоком  профиля  лопатки
должно  происходить  в  условиях  плавного  по¬
нижения  давления  по  длине  корыта  и  большей
части  спинки;  повышение  давления  вдоль
спинки  допускается  только  вблизи  выходной
кромки.  Такая  эпюра  давлений  по  профилю
лопатки  достигается  плавным  изменением
кривизны  профиля  с  увеличением  радиуса
кривизны  от  входной  кромки  к  выходной.  Из
технологических  соображений  целесообразно
очерчивать  корыто  одной  —  двумя  дугами  ок¬
ружности,  спинку  —  по  параболе,  лемнискате
или  несколькими  дугами  окружности  с  посте¬
пенно  уменьшающейся  кривизной.  Прямоли¬
нейные  участки  профиля  при  дозвуковых  ско¬
ростях  протекания  потока  нежелательны.
Межлопаточный  канал  турбинной  решетки
должен  быть  конфузорным.  Исключение  мо¬
жет  быть  сделано  для  активных  лопаток,  у  ко¬
торых  входная  часть  канала  может  быть  рас¬
ширяющейся.
 2. 	Выходная  кромка  профиля  должна
быть  выполнена  тонкой,  но  скругленной,  что¬
бы  не  вызывать  чрезмерной  концентрации  на¬
пряжений.
 3. 	Входная  кромка  при  дозвуковой  скоро¬
сти  потока  на  входе  должна  быть  скруглена  не
очень  малым  радиусом  гх  >  0,02Ь0.  С  увеличе¬
нием  радиуса  гх  возрастает  атакоустойчивость
профиля:  потери  при  обтекании  слабо  изменя¬
ются  с  изменением  угла  атаки.
 Рис.  2.6.76.  Решетка  турбинных  лопаток:
 1,2  —  параметры  решетки  и  потока  соответст¬
венно  на  входе  в  рабочие  лопатки  и  на  выходе

398
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 4. 	При  сверхзвуковой  скорости  входа  ра¬
диус  гх  должен  быть  минимальным,  допусти¬
мым  по  условиям  прочности.  На  входной  час¬
ти  спинки  может  появиться  прямолинейный
участок.  При  сверхзвуковой  скорости  выхода
(с  расширением  в  косом  срезе  канала)  целесо¬
образно  применить  прямолинейное  очертание
выходной  части  спинки.
 Переход  от  прямолинейного  участка  на
входе  к  криволинейному  должен  быть  выпол¬
нен  с  постепенным  уменьшением  радиуса
кривизны  от  бесконечно  большого  до  мини¬
мального  в  средней  части  спинки,  а  также  при
переходе  от  минимального  радиуса  кривизны
к  прямолинейному  участку  на  выходной  части
спинки.
 5. 	Затылочный  угол  профиля  обычно
5  =  5...  15°,  уменьшаясь  с  увеличением  числа  М2
в  потоке  на  выходе  из  решетки.  При  М2  >  1  це¬
лесообразно  делать  угол  5  «  0,  т.е.  очерчивать
выходную  часть  спинки  по  прямой  линии.
 6. 	Выходной  (средний,  истинный)  угол
выхода  потока  из  межлопаточного  канала
 (32  ~  arcsin  ma/t,
 где  t  =  1,0...  1,1;  т  =  t/(t  —  s).
 Новые  профили  турбинных  лопаток  ха¬
рактеризуются  малой  величиной  профильных
потерь,  слабо  изменяющихся  с  изменением
шага  и  угла  входа.  Это  позволяет  применять
один  и  тот  же  профиль  в  сравнительно  широ¬
ких  диапазонах  входного  угла  потока  и,  изме¬
няя  шаг  и  угол  установки,  выбирать  необходи¬
мый  угол  выхода.
 На  рис.  2.6.77,  а  показан  современный
активный  профиль  рабочей  лопатки  для  до
критических  скоростей  потока.  Одной  из  ко¬
ординатных  осей  (х)  выбрана  хорда  Ь0  профи¬
ля.  В  этом  случае  при  изменении  угла  у  уста¬
новки  профиля  отсутствует  необходимость  за¬
ново  вычислять  координаты  центров  дуг,  ко¬
торыми  очерчивается  профиль.  Не  меняются
также  координаты  центра  тяжести  профиля  х0,
у0  и  момент  инерции  1Х_Х  относительно  оси  х.
Угол  установки  профиля  и  шаг  t  лопаток  могут
изменяться  в  известных  пределах,  при  этом
соответственно  изменяется  угол  р2  выхода
(при  изменении  угла  установки  на  Ау  измене¬
ние  угла  выхода  Ар2  ~  Ау  с  увеличением  ша¬
га  р2  возрастает).
 Ширина  b  профиля  выбирается  по  конст¬
руктивным  соображениям.  При  этом  пропор¬
ционально  изменяются  все  размеры  профиля,
за  исключением  толщины  выходной  кромки,
которая  не  увеличивается  пропорционально
ширине  профиля.  При  изменении  масштаба
площадь  профиля  меняется  пропорционально
второй  степени,  а  момент  инерции  —  четвер¬
той  степени  изменения  масштаба.
 Профиль  ТР-4Б  рекомендуется  для  око¬
лозвуковых  скоростей  потока  на  входе
(рис.  2.6.77,  б).  Он  имеет  небольшой  шаг  (при
угле  установки  у  =  85°2Г  рекомендуется  t  =
=  0,55...0,59;  при  у  =  80°20'  t  =  0,52...0,64)  и
плоские  участки  спинки  как  на  входе,  так  и  на
выходе.
 Рассмотренные  профили  рекомендуются
для  активных  ступеней  или  с  небольшой  реак¬
цией.
 Рис.  2.6.77.  Профиль  рабочих  лопаток  МЭИ:
 а  -  ТР-1А;  б  -  ТР-45;  в  -  ТС-ЗБ

РАБОЧИЕ  ЛОПАТКИ
 399
 Реактивный  профиль  ТС-ЗБ  для  около¬
звуковых  скоростей  потока  на  выходе  разрабо¬
тан  для  сопловых  лопаток  (рис.  2.6.77,  в),  по¬
этому  геометрический  угол  входа  составляет
приблизительно  90°.  Значительный  радиус
скругления  обеспечивает  известную  атако-
устойчивость  при  углах  (3  Ф  90°.
 Лопатки  переменного  профиля.  Наиболее
трудной  частью  проектирования  лопатки  пе¬
ременного  профиля  является  выбор  взаимного
положения  отдельных  поперечных  сечений  и
ориентация  их  относительно  хвостовика.
 При  расположении  координатных  осей,
относительно  которых  следует  ориентировать
поперечные  сечения  лопатки  (рис.  2.6.78),  на¬
чало  координат  0  находится  в  центре  тяжести
корневого  сечения.  Положительное  направле¬
ние  оси  х  совпадает  с  радиусом  (от  центра  к
периферии).  Ось  а  параллельна  оси  вращения
и  направлена  в  сторону  движения  потока.
Ось  и  перпендикулярна  к  оси  вращения;  она
располагается  так,  чтобы  ее  кратчайший  пово¬
рот  до  совпадения  с  положительной  частью
оси  а  происходил  по  часовой  стрелке  (смотря
с  положительного  конца  оси  х).  Оси  а  и  и  яв¬
ляются  обычно  осями  симметрии  хвостовика.
 Чтобы  не  создавать  в  пере  и  в  хвостовике
лопатки  напряжений  изгиба  от  действия  цен¬
тробежной  силы,  желательно  центры  тяжести
всех  сечений  располагать  на  оси  х.  Это  легко
выполнить  в  лопатках  постоянного  по  высоте
профиля.  При  проектировании  лопаток  пере¬
менного  профиля  рекомендуется,  чтобы  коры¬
то  и  спинка  по  всей  высоте  представляли  собой
части  цилиндрических  или  конических  поверх¬
 ностей,  что  облегчает  механическую  обработку
лопаток.  Кроме  того,  поверхность  лопатки  по
высоте  не  была  волнистой,  проверяется  по¬
строением  сечений,  параллельных  оси  х.
 При  выполнении  этих  требований  цен¬
тры  тяжести  сечений  находятся  на  сложной
пространственной  кривой.  В  этом  случае  в  ло¬
патке  возникают  напряжения  изгиба  от  дейст¬
вия  центробежных  сил.  Для  достижения  ми¬
нимальных  или  во  всяком  случае  допустимых
напряжений  от  изгиба  центробежной  силой
при  конструировании  лопатки  могут  быть  до¬
пущены:
 1) 	наклон  лопатки  по  отношению  к  оси  х
в  аксиальном  или  тангенциальном  направле¬
нии;
 2) 	изменение  расположения  пера  лопатки
в  целом  относительно  хвостовика  так,  чтобы
ось  х  пера  не  проходила  через  ось  турбины
(установка  лопатки).
 В  длинных  лопатках  эти  напряжения,  а
также  напряжения  изгиба  от  аэродинамиче¬
ских  сил,  действующих  на  лопатку,  достигают
больших  значений.  В  этом  случае  применяют
погиб  лопатки,  т.е.  смещают  профиль  парал¬
лельно  самому  себе.  Величину  и  направление
смещения  рассчитывают  таким  образом,  что¬
бы  изгибающий  момент  от  центробежных  сил
в  каждом  сечении  частично  или  полностью
компенсировал  изгибающий  момент  от  аэро¬
динамических  сил.  Проектирование  и  обра¬
ботка  лопатки  в  этом  случае  усложняются.
 На  рис.  2.6.79  показана  лопатка  перемен¬
ного  профиля  последней  ступени  паровой  тур¬
бины  100  МВт  ХТГЗ.
 Бандажи  и  связи.  Они  предназначены
главным  образом  для  повышения  вибрацион-
 Рис.  2.6.78.  Расположение  координатных  осей
при  проектировании  рабочей  лопатки
 Рис.  2.6.79.  Лопатка  последней  ступени
паровой  турбины  мощностью  100  МВт  ХТГЗ

400
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.80.  Пакет  рабочих  лопаток
с  ленточным  бандажом:
 1  —  проволочные  связи;  2  —  ленточный  бандаж
 ной  надежности  лопаточного  аппарата.  Пери¬
ферийный  бандаж  позволяет  одновременно
уменьшить  утечку  пара  и  поэтому  повышает
КПД  ступени.
 Для  рабочих  лопаток  ЦВД  и  недлинных
(менее  350  мм)  лопаток  ЦСД  применяют  удоб¬
ные  накладные  ленточные  бандажи  (рис.  2.6.80),
объединяющие  в  пакет  от  шести  до  четырнадца¬
ти  лопаток.  Полное  объединение  всех  лопаток  в
один  пакет  затрудняет  тепловые  деформации
бандажа  относительно  лопаток,  температуры  ко¬
торых  изменяются  в  процессе  эксплуатации
по-разному.  В  результате  в  бандаже  могут  поя¬
виться  трещины  малоцикловой  усталости.
 Шипы,  фрезеруемые  на  торцовой  по¬
верхности  рабочей  лопатки,  в  зависимости  от
ее  ширины  могут  располагаться  в  один  или  в
два  ряда,  иметь  круглую,  квадратную  или  пря¬
моугольную  форму  в  сечении.
 С  возрастанием  мощности  турбоагрега¬
тов,  а  следовательно,  расхода  пара  и  хорды  ло¬
 паток,  а  также  диаметра  ступени  центробеж¬
ная  сила  массы  бандажа  возрастает  настолько,
что  выполнение  ленточного  бандажа  затрудне¬
но.  При  этом  отказываются  от  бандажа  вооб¬
ще,  обеспечивая  вибрационную  надежность
облопачивания  другими  средствами,  либо  вы¬
полняют  бандаж  вместе  с  лопаткой.  Такой
бандаж  называют  цельнофрезерованным
(рис.  2.6.81,  а).  Выполнение  такого  бандажа
целесообразно  для  лопаток  регулирующей  сту¬
пени.  На  рис.  2.6.81,  б  показан  пакет  из  трех
лопаток  для  регулирующих  ступеней  турбин
ОАО  «ЛМЗ».  Лопатки  сваривают  в  пакеты  по
полкам  цельнофрезерованного  бандажа  и  по
полкам  хвостовиков.  На  полках  бандажа  вы¬
полняют  шипы,  на  которые  надевают  ленточ¬
ный  облегченный  бандаж.  Аналогичная  конст¬
рукция  применяется  и  в  турбинах  НПО  «Тур¬
боатом»  (рис.  2.6.81,  в).
 Вместо  ленточного  приклепанного  бан¬
дажа  можно  использовать  демпферную  связь  в
виде  полосы  трапециевидного  сечения,  закла¬
дываемую  в  паз  цельнофрезерованного  банда¬
жа  (рис.  2.6.82,  а).  В  этом  случае  при  колеба¬
ниях  между  связью  и  бандажом  возникают  си¬
лы  трения,  гасящие  колебания.  Кроме  того,
эта  связь  препятствует  взаимному  температур¬
ному  расширению  отдельных  пакетов,  что
особенно  важно  для  регулирующей  ступени,
поскольку  температура  пара  при  переходных
режимах  здесь  изменяется  наиболее  значи¬
тельно.
 Бандажные  связи  очень  важны  для  лопа¬
ток  последних  ступеней.  При  их  отсутствии  не
только  снижается  вибрационная  надежность
облопачивания,  но  и  происходит  упругая  рас¬
крутка  лопатки:  под  действием  центробежной
силы  профили  в  отдельных  сечениях  лопатки
поворачиваются  вокруг  ее  продольной  оси
(иногда  на  10...  12°)  и  начинают  занимать  не  то
положение,  на  которое  рассчитана  лопатка.
В  результате  обтекание  лопаток  потоком  пара
 Рис.  2.6.81.  Цельнофрезерованный  бандаж:
 1  —  лопатка;  2  —  бандаж

РАБОЧИЕ  ЛОПАТКИ
 401
 Рис.  2.6.82.  Цельнофрезерованный  бандаж  рабочих  лопаток  с  демферной  связью  (а),  с  зубом  (б),
 с  демферной  проволокой  (в):
 1  —  рабочая  лопатка;  2  —  цельнофрезерованный  бандаж;  3  —  демферная  сязь;  4  —  демферная
 проволока
 становится  нерасчетным  и  экономичность  сту¬
пени  снижается.  Выполнение  на  периферии
лопатки  цельнофрезерованного  бандажа  с  «зу¬
бом»  препятствует  упругой  раскрутке  лопатки
(рис.  2.6.82,  б),  контакт  поверхностей  зубьев
соседних  лопаток  и  возникающие  на  них  силы
трения  обеспечивают  хорошее  демпфирование
колебаний.
 В  случае,  когда  раскручивающая  лопатку
сила  невелика  и  возникающие  силы  прижатия
бандажных  полок  друг  к  другу  недостаточны,  в
выточку  бандажа  устанавливают  замкнутую  на
круг  проволочную  связь  (рис.  2.6.82,  в).
 Связи,  устанавливаемые  между  рабочими
частями  лопаток,  по  назначению  можно  раз¬
делить  на  паяные  и  демпферные.  Паяные  свя¬
зи  служат  для  исключения  некоторых  особен-
 Рис.  2.6.83.  Установка  демпферных  проволоч¬
ных  связей  на  рабочих  лопатках  турбин  ЛМЗ:
 а  —  установка  проволоки  в  отверстиях;  б  —  ус¬
тановка  проволок  на  колесе;  в  —  крепление
проволок  в  пакетах
 но  опасных  видов  колебаний.  Лопатки,  про¬
шитые  проволокой  1  (см.  рис.  2.6.80),  при  ко¬
лебаниях  не  будут  перемещаться  относительно
друг  друга.  Связь  к  лопаткам  припаивают  се¬
ребряным  припоем.  Демпферные  связи  к  ло¬
паткам  не  припаивают.  За  счет  центробежных
сил  они  прижимаются  к  поверхности  отвер¬
стий  в  лопатках,  а  возникающие  силы  трения
не  дают  развиваться  интенсивным  колебани¬
ям.  Примеры  демпферных  связей  показаны  на
рис.  2.6.83.  Для  паяных  связей  обычно  исполь¬
зуется  проволока,  для  демпферных  —проволо¬
ка,  трубки  или  втулки.  Во  всех  случаях  демп¬
ферный  бандаж  должен  быть  сделан  так,  что¬
бы  он  выполнял  свои  функции:  быть  доста¬
точно  податливым,  чтобы  плотно  прилегать  к
лопатке  под  действием  центробежных  сил,  и,
вместе  с  тем,  достаточно  жестким,  чтобы
иметь  необходимую  прочность.
 Материалы  рабочих  лопаток.  Тяжелые
условия  работы  рабочих  лопаток  исключают
применение  для  их  изготовления  углероди¬
стых  сталей.  Для  лопаток  используют  только
коррозионно-стойкие  стали  1X13,  2X13  и
близкие  к  ним  стали  12X13  и  12X13111  (шла¬
кового  переплава),  содержащие  12...  14%  хро¬
ма,  обеспечивающего  высокую  коррозион¬
ную  стойкость.  Их  большим  достоинством
является  высокая,  значительно  большая,  чем
у  других  лопаточных  материалов,  демпфи¬
рующая  способность.  Эти  стали  можно  при¬
менять  до  температуры  400...480  °С.  Для
больших  температур  применяют  стали,  леги¬
рованные  молибденом  и  ванадием
15X11МФ,  а  также  вольфрамом  и  ниобием
2Х11МФБН,  2Х12ВМБФР  и  др.  Для  ССКП
пара  (р  >  30  МПа;  Т  >  600  °С)  применяют
аустенитные  и  никелевые  сплавы.

402
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Перспективы  совершенствования  рабочих
лопаток.  Совершенствование  конструкций  ра¬
бочих  лопаток  паровых  турбин  происходит  по
следующим  направлениям:
 повышения  эффективности  работы,  осо¬
бенно  коротких  лопаток;
 повышения  пропускной  способности  и
эффективности  лопаток  последних  ступеней.
 Резерв  совершенствования  конструкции
рабочих  лопаток  ЦВД  и  ЦСД,  направленный
на  повышение  эффективности  работы  проточ¬
ных  частей  этих  цилиндров,  находится  в  сту¬
пенях  с  относительно  короткими  лопатками
(d/l  >  10).  В  этих  лопатках,  выполняемых,  как
правило,  с  профилем  постоянного  сечения,  с
накладным  бандажом  достаточно  велики  про¬
фильные  и  концевые  потери  (рис.  2.6.84,  а—в).
Для  их  уменьшения  рабочие  лопатки  нового
поколения  проектируют  по  специальным  про¬
граммам  пространственного  потока,  которые
позволяют  повысить  эффективность  работы
лопаточного  аппарата  до  2%  (рис.  2.6.84,  г).
 Как  уже  отмечалось,  дальнейшее  увели¬
чение  мощности  может  быть  достигнуто:
 увеличением  числа  выпусков  (в  турбине
Броун-Бовери  мощностью  500  Мвт  при  часто¬
те  вращения  3600  мин-1  предусмотрено  восемь
выпусков);
 применением  лопаток  из  титановых
сплавов;
 Рис.  2.6.84.  Схемы  рабочих  лопаток  ЦВД,
ЦСД,  спроектированных  с  учетом  двумерного
расчета  потока  (а—в)  и  трехмерного  (г):
 а  —  активной  с  накладным  бандажом;  б  —  ре¬
активной  с  цельнофрезерованным  бандажом;
в  —  переменного  профиля  (закрученной);
г  —  нового  поколения  ЦВД,  ЦСД
 применением  двухвальной  конструкции  с
пониженной  частотой  вращения  (1500  мин-1)
для  ЦНД,  применением  двухъярусных  ступе¬
ней  Бауман  и  обратной  Баумана.
 Особенностью  энергетического  рынка
России  на  современном  этапе  является  обнов¬
ление  и  модернизация  оборудования,  рабо¬
тающего  на  электростанциях.  В  связи  с  этим
на  базе  имеющегося  банка  освоенных  лопаток
последних  ступеней  длиной  500...  1200  мм  и
использования  двухъярусных  ступеней  воз¬
можно  создание  малогабаритных  турбин  по¬
вышенной  экономичности  на  любую  мощ¬
ность  (20...2500  МВт  и  выше).  Кроме  того,  ве¬
дутся  работы  по  увеличению  длин  лопаток  по¬
следних  ступеней  до  1400  мм  для  быстроход¬
ных  турбин  и  до  1800  мм  для  тихоходных.
 2.6.6. 	ДИСКИ
 Конструкции  дисков  (рис.  2.6.85).  При  не¬
больших  диаметрах  и  небольших  окружных
скоростях  на  ободе  (приблизительно  до
 120...  130  м/с)  применяют  диски  постоянной
толщины,  цельнокованые  как  одно  целое,  а
также  с  втулкой  для  посадки  на  вал.  При  ок¬
ружных  скоростях  на  ободе  до  170  м/с  цельно¬
кованые  с  валом  диски  выполняют  с  утолще¬
нием  у  вала.  Чрезвычайно  распространена
конструкция  диска  конического  профиля,
применяющаяся  для  больших  окружных  ско¬
ростей  (до  300  м/с).
 Гиперболический  профиль  часто  имеют
диски  двухвенечного  рабочего  колеса.  При
очень  больших  окружных  скоростях  (400  м/с  и
выше)  применяют  иногда  диски  равного  со¬
противления,  в  которых  напряжения  по  ра¬
диусу  не  меняются.  Чаще  диски  по  своему
профилю  лишь  приближаются  к  дискам  рав¬
ного  сопротивления.
 У  большинства  дисков  можно  различать
обод,  втулку  и  среднюю  часть,  называемую
иногда  полотном.  В  некоторых  конструкциях
при  небольшой  ширине  лопаток  обод  не  отли¬
чается  по  толщине  от  примыкающего  к  нему
полотна.  Размеры  обода  определяются  разме¬
рами  хвостовика  лопатки,  а  втулки  —  возни¬
кающими  в  ней  напряжениями,  для  снижения
которых  приходится  увеличивать  как  длину,
так  и  наружный  диаметр  втулки.  Диски  без  от¬
верстия  для  вала  не  требуют  втулки  и  отлича¬
ются  значительной  прочностью.
 Для  выравнивания  давлений  с  обеих  сто¬
рон  диска  в  нем  иногда  делают  ряд  отверстий.

диски
 403
 Рис.  2.6.85.  Конструктивные  формы  дисков:
 а  —  постоянной  толщины  с  втулкой  для  посадки  на  вал;  б  —  конический  с  ободом  и  втулкой;
в  —  последней  ступени  мощной  конденсационной  турбины;  г  —  со  ступенями  скорости;  д  —  по¬
стоянной  толщины  цельнокованого  ротора;  е  —  равного  сопротивления
 Так  как  на  поверхности  полотна  диска,  приле¬
гающей  к  отверстиям,  возникают  повышен¬
ные  напряжения,  выполнять  их  следует  лишь
в  случае  действительной  необходимости,  при
этом  края  отверстий  должны  быть  тщательно
скруглены  возможно  большим  радиусом.
 Посадочные  поверхности  для  лопаток  на
ободе  диска  или  на  барабане  должны  иметь
размеры  и  допуски,  соответствующие  хвосто¬
викам  лопаток.
 При  выборе  типа  ротора  и  профиля  дис¬
ка  необходимо  учитывать  тип  облопачивания,
размеры  ротора  и  условия  его  работы  (окруж¬
ную  скорость,  температуру):
 барабанная  конструкция  ротора  приме¬
няется  лишь  для  лопаток,  работающих  с  не¬
большими  окружными  скоростями,  а  также
для  осевых  компрессоров;
 дисковая  конструкция  является  более
универсальной,  так  как  позволяет  работать  в
широком  диапазоне  окружных  скоростей;
 цельнокованые  роторы  целесообразно
применять  для  первых  ступеней  турбин  высо¬
кого  давления,  так  как  высокие  температуры
пара  могут  вызвать  ослабление  посадки  диска
на  валу,  а  благодаря  небольшим  диаметрам  ро¬
тора  и  окружным  скоростям  можно  применять
диски  постоянной  толщины  (если  необходи¬
мо,  то  делать  утолщения);
 диски  постоянной  толщины  с  втулкой  для
посадки  на  вал  целесообразно  использовать
при  небольшой  окружной  скорости  в  турбинах
 среднего  давления,  а  диски  конического  про¬
филя  —  при  окружных  скоростях  150...300  м/с,
как  наиболее  универсальные;
 для  особо  напряженных  условий  можно
использовать  гиперболический  профиль  дис¬
ков,  при  этом  во  втулке  возникают  меньшие
напряжения,  чем  при  дисках  с  коническим
профилем;
 диски  равного  сопротивления  не  приме¬
няются  в  современных  турбинах.  Однако  при
высоких  окружных  скоростях  профилю  диска
стремятся  придать  форму,  приближающуюся  к
теоретическому  профилю  равного  сопротивле¬
ния,  но  с  небольшими  отступлениями  для  уп¬
рощения  обработки.
 Способы  насаживания  дисков  на  вал  и  кре¬
пления  дисков  и  барабанов.  Диск  без  централь¬
ного  отверстия  соединяют  с  фланцами  вала
при  помощи  шпилек  (см.  рис.  2.6.85,  е);  вы¬
ступающие  части  фланцев  центрируют  диск
относительно  вала.
 Для  диска  с  центральным  отверстием  ча¬
ще  всего  применяется  непосредственная  его
посадка  на  вал  с  натягом,  обеспечивающим
плотность  соединения  в  рабочих  условиях
(рис.  2.6.85,  a-в).  Под  действием  центробеж¬
ных  сил  и  вследствие  разности  температур  ме¬
жду  втулкой  диска  и  валом  посадка  диска  на
вал  в  рабочих  условиях  ослабевает  и  может  да¬
же  появиться  зазор,  обусловливающий  вибра¬
цию  ротора  и  возможность  аварии  турбины.
Необходимый  натяг  для  посадки  диска  опре¬

404
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 деляется  расчетом.  Разность  между  макси¬
мальным  и  минимальным  натягами  обычно
составляет  0,05...0,08  мм.
 Посадка  дисков  с  натягом  не  устраняет
необходимости  применения  шпонок  (одной
или  двух  на  каждый  диск),  которые  обеспечи¬
вают  передачу  крутящего  момента  от  диска  к
валу.
 К  диску,  применяемому  в  турбинах  50  и
100  МВт  ЛМЗ  (при  3000  мин-1),  лопатки  кре¬
пятся  с  помощью  вильчатого  хвостовика.  Ка¬
навку  в  средней  части  втулки  делают  для  кон¬
троля  металла.  От  вращения  на  валу  диск
удерживается  двумя  радиальными  шпонками
(рис.  2.6.86).  Кольцевую  канавку  под  ободом  в
виде  ласточкина  хвоста  выполняют  для  креп¬
ления  балансировочного  груза.  Кольцо  2,  на¬
ходящееся  с  правой  стороны  от  диска,  посаже¬
но  на  вал  на  двух  диаметрально  противопо¬
ложных  шпонках  7.  Двумя  радиальными
шпонками  кольцо  фиксирует  положение  дис¬
ка,  который  с  натягом  посажен  на  вал.  Ради¬
альные  шпонки  посажены  в  диск  с  натягом,  а
в  кольцо  входят  с  зазором  0,02...0,04  мм.
 Посадка  дисков  с  центральным  отверсти¬
ем  на  вал  рекомендуется  лишь  для  ступеней
низкого  давления;  в  большинстве  случаев
предпочтительна  конструкция  дисков  без  от¬
верстия  для  вала.
 В  связи  с  тем,  что  составные  детали  рото¬
ра  могут  иметь  различную  температуру,  жела¬
тельно  применять  конструкцию  соединений,
допускающую  независимое  радиальное  удли¬
нение  этих  деталей.  В  осевом  направлении
диск  фиксируют  на  валу  гайкой  или  горячей
посадкой  кольца  7,  входящего  в  заточку  вала
(рис.  2.6.87,  а).  Между  дисками  часто  ставятся
 Рис.  2.6.86.  Крепление  диска  последней  ступени
паровых  турбин  К-50-90-1  и  К-100-90-2  ЛМЗ
 разрезные  кольца  3,  также  входящие  в  выточку
вала  (рис.  2.6.87,  б).  Между  кольцом  и  диском
или  между  дисками  должны  быть  предусмот¬
рены  осевые  зазоры  для  температурного  удли¬
нения  дисковых  втулок.
 Оригинальным  соединением  диска  с  ва¬
лом  является  приварка  диска  (рис.  2.6.87,  в).
Сваренные  между  собой  сравнительно  тонкие
кольцевые  выступы  дисков  и  вала  допускают
радиальное  смещение  диска  относительно  ва¬
ла,  не  нарушая  их  соосности.
 К  крайним  дискам  ротора,  откованным
как  одно  целое  с  примыкающими  частями  ва¬
ла,  приваривают  диски  предшествующих  сту¬
пеней.
 В  конструкции  с  пальцевой  втулкой  4
(рис.  2.6.87,  г),  которая  наружным  диаметром
точно  (но  без  натяга)  пригоняется  к  диску  2  и
соединяется  с  ним  радиальными  штифтами  5,
диск  со  втулкой  насаживается  на  вал  с  натягом
и  удерживается  от  проворачивания  шпонка¬
ми  6.  Если  под  действием  температуры  или
центробежных  сил  диаметр  отверстия  в  диске
станет  больше  диаметра  пальцевой  втулки,  то
соосность  диска  и  втулки,  а  следовательно,  ва¬
ла  не  нарушится  ввиду  наличия  радиальных
штифтов.  В  то  же  время  посадка  втулки  на  ва¬
лу  не  ослабевает,  так  как  напряжения  во  втул¬
ке  под  действием  центробежной  силы  незна¬
чительные,  а  температура  втулки  почти  не  от¬
личается  от  температуры  вала.  Поэтому  такую
конструкцию  целесообразно  использовать  для
первых  ступеней  турбин  высокого  давления,  а
также  для  сильно  нагруженных  дисков.
 Радиальная  фиксация  деталей  ротора
осуществляется  центрирующими  поясками.
Точный  размер  между  деталями  в  осевом  на¬
правлении  выдерживается  установкой  между
ними  распорных  пластин,  имеющих  заранее
установленный  припуск  на  поперечную  усадку
шва  (рис.  2.6.87,  д).  Пластины  после  наварки
первого  слоя  сварки  толщиной  8...  10  мм  уда¬
ляются  автогенной  резкой.  В  основании  шва
поставлено  кольцо  7,  препятствующее  попада¬
нию  жидкого  металла  в  центральную  часть  ро¬
тора  между  дисками.
 Напряжения  в  дисках  в  значительной  ме¬
ре  определяются  кроме  воздействия  центро¬
бежных  сил  облопачивания  воздействием  цен¬
тробежных  сил  собственных  масс  и  контактны¬
ми  напряжениями  натяга,  возникающими  при
горячей  посадке  дисков  на  вал.  Определяющи¬
ми  (максимальными)  напряжениями  для  дис¬
ков  являются  тангенциальные  напряжения  на

диски
 405
 Рис.  2.6.87.  Конструкции  соединений,  допускающие  независимое  радиальное  удлинение  деталей
 внутренней  расточке.  Обеспечение  при  различ¬
ных  нагрузках  допустимого  уровня  напряжений
от  облопачивания  достигается  путем  соответст¬
вующего  профилирования  дисков
 Пример  конструкции  дисков  ЦНД  быстро¬
ходной  турбины.  В  тяжело  нагруженном  рото¬
ре  ЦНД  для  быстроходных  турбин  мощно¬
стью  300...750  МВт  ХТЗ  с  длиной  лопатки  по¬
следней  ступени  1050  мм  диски  выполнены  с
коническим  профилем,  угол  которого  растет
от  ступени  к  ступени  с  увеличением  нагрузки
от  облопачивания.  Полотна  дисков  пер¬
вой-третьей  ступеней  имеют  на  периферии
ниже  обода  утонение  —  шейку,  в  районе  ко¬
торой  имеют  место  максимальные  радиаль¬
ные  напряжения  в  дисках.  В  дисках  четвертой
и  пятой  ступеней  такая  шейка  отсутствует,  их
обод  переходит  непосредственно  в  конусное
полотно  (рис.  2.6.88).
 Для  получения  приемлемых  тангенциаль¬
ных  напряжений  на  расточке  диски  выполня¬
 ют  со  втулками  диаметром  860  мм,  ширина
которых  растет  по  мере  увеличения  нагрузки
на  ступень  (от  154  мм  первой  ступени  до
591  мм  пятой).  Для  уменьшения  концентрации
напряжений  на  кромках  расточек  дисков
кромки  скруглены  радиусом  5  мм.  Горячая  по¬
садка  дисков  на  вал  производится  с  натягом
0,10...0,12  мм,  обеспечивающим  надежную  их
центровку  и  неизменность  положения  относи¬
тельно  вала  во  время  работы  турбины.  Частота
вращения  дисков,  при  которой  увеличиваю¬
щаяся  центробежная  сила  уменьшает  до  нуля
радиальные  напряжения  от  натяга  на  расточ¬
ке,  составляет  55...59  с-1  (близка  к  срабатыва¬
нию  автомата  безопасности).
 Крутящий  момент  от  дисков  передается
на  вал  с  помощью  как  сил  трения  от  натяга,
так  и  шпонок,  которые  вынесены  на  торцовую
поверхность  втулок,  где  суммарные  напряже¬
ния  значительно  ниже,  чем  на  расточке.
Шпонками,  разнесенными  на  180°,  крутящий

406
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.88.  Диск  пятой  ступени  ЦНД  с  много¬
опорным  хвостовым  соединением  елочного  типа
с  торцовой  заводкой  лопаток
 момент  последовательно  передается  от  диска
третьей  ступени  на  диск  второй  ступени,  а  за¬
тем  через  диск  первой  ступени  на  бочку  вала
ротора.  Крутящий  момент  от  дисков  четвертой
и  пятой  ступеней  передается  торцевыми
шпонками  на  специальное  промежуточное
кольцо,  насаженное  между  ними  на  вал  с  на¬
тягом,  а  от  кольца  —  на  вал  через  осевую
шпонку.  Уровень  напряжений  в  кольце  без
внешней  нагрузки  намного  ниже,  чем  в  дис¬
ках,  и  концентрация  напряжений  от  шпоноч¬
ного  паза  не  представляет  опасности.
 Для  предотвращения  осевого  смещения
дисков  первой—третьей  ступеней  при  освобо¬
ждающих  частотах  вращения  диски  фиксиру¬
ются  кольцевыми  шпонками,  устанавливае¬
мыми  в  кольцевые  проточки  на  валу.  Шпонки
удерживаются  на  валу,  поскольку  они  утопле¬
ны  в  подрезках  и  накрыты  последующим
диском.  Диск  пятой  ступени  фиксируется  сег¬
ментными  шпонками,  которые  удерживаются
в  пазах  самим  диском.
 Для  свободного  осевого  расширения  дис¬
ков  при  прогреве  между  дисками  и  кольцевы¬
ми  (сегментными)  шпонками  при  монтаже
выполняют  зазоры,  распределенные  на  две
стороны  (от  0,75...0,91  мм  на  диске  первой
ступени  до  1,1...  1,9  мм  на  диске  пятой).  С  этой
же  целью  предусмотрены  осевые  зазоры  по
торцовым  шпонкам.
 Значительная  разница  в  высотах  рабочих
лопаток  ЧНД  определяет  разнообразие  их
конструкций,  причем  в  результате  работ  по
 повышению  экономичности  и  надежности
ЧНД  существует  по  две—три  модификации
облопачивания  для  первой—третьей  ступеней.
За  исключением  первой  ступени,  где  приме¬
няются  в  основном  лопатки  постоянного  се¬
чения,  рабочие  лопатки  выполнены  с  закрут¬
кой,  особенно  резко  выраженной  на  пятой
ступени.
 Лопатки  первой  и  второй  ступеней  кре¬
пятся  на  дисках  грибовидными  двухопорными
хвостами  и  связаны  в  пакеты  ленточными  бан¬
дажами,  причем  пакеты  на  первой  ступени  со¬
единены  между  собой.
 2.6.7. 	ВАЛОПРОВОДЫ  ТУРБИН  ТЭС  И  АЭС
 Валопровод  турбоагрегата  —  это  совокуп¬
ность  облопаченных,  соединенных  между  со¬
бой  роторов  последовательно  расположенных
цилиндров  и  генератора.  Роторы  цилиндров
соединены  между  собой  муфтами.  Конструк¬
ции  роторов  валопровода  зависит  от  условий
работы  их  цилиндров:  объемного  расхода  пара
на  выходе  из  цилиндра  и  температуры  пара,
поступающего  в  цилиндр.
 Роторы  турбин  ТЭС  могут  быть  с  насад¬
ными  дисками  (ЦНД),  сварными  (ЦНД),
цельноковаными  (ЦВД,  ЦСД,  ЦНД)  и  комби¬
нированными  (ЦСД).
 Роторы  с  насадными  дисками.  Мощные
конденсационные  турбины  имеют  один  или
несколько  двухпоточных  ЦНД.  Температура
на  входе  в  ЦНД  (даже  в  турбинах  с  промперег¬
ревом  пара)  невысокая  и  не  вызывает  ползуче¬
сти  материала.  Вместе  с  тем  объем  пара  на  вы¬
ходе  из  ЦНД  достаточно  велик.  Это  обуслови¬
ло  широкое  распространение  сборных  роторов
(рис.  2.6.89),  диски  и  вал  которых  изготовляют
отдельно,  а  затем  собираются  с  помощью  го¬
рячей  посадки  дисков  на  вал.  Поэтому  такие
роторы  часто  называют  роторами  с  насадными
дисками.
 Сборный  ротор  состоит  из  ступенчатого
вала  7,  дисков  2—4,  втулки  5  концевых  уплот¬
нений,  а  также  втулки  6  масляных  уплотнений
корпусов  подшипников.  На  валу  выполнены
шейки  9  под  вкладыши  подшипников  и  кон¬
цевые  участки  для  насадки  полумуфт  10.  По¬
лотно  диска  профилируют  так,  чтобы  обеспе¬
чить  прочность  диска  при  максимально  воз¬
можной  частоте  вращения.  Из  этих  же  сообра¬
жений  выбирают  ширину  ступицы.
 Чем  больше  натяг  посадки  диска,  тем  вы¬
ше  освобождающая  частота  вращения.  Однако

ВАЛОПРОВОДЫ  ТУРБИН  ТЭС  И  АЭС
 407
 Рис.  2.6.89.  Сборный  ротор  ЦНД  турбины  Т-3250/300-23,5  ТМЗ:
 1  —  ступенчатый  вал;  2—4  —  насадные  диски  соответственно  первой  —  третьей  ступеней;  5  —  втул¬
ка  концевого  уплотнения;  6  —  втулка  масляного  уплотнения  корпуса  подшипника;  7  —  осевая
шпонка;  8  —  торцовые  шпонки;  9  —  шейка  вала;  10  —  полумуфта
 натяг  создает  дополнительную  напряженность
в  диске,  поэтому  чрезмерный  натяг  опасен.
При  проектировании  натяг  рассчитывают
очень  точно  для  того,  чтобы  обеспечить  доста¬
точный  запас  по  освобождающей  частоте  вра¬
щения  по  отношению  к  рабочей,  но  не  созда¬
вать  без  необходимости  излишних  напряже¬
ний  от  посадки  диска  на  вал.
 Между  диском  и  валом  устанавливают
осевые  шпонки  7.  Соседние  диски  насажива¬
ют  на  вал  обязательно  с  осевым  тепловым  за¬
зором  (0,14...0,3  мм),  не  препятствующим  их
взаимному  тепловому  расширению  и  исклю¬
чающим  изгиб  ротора.  На  самом  валу  диски
фиксируют  в  осевом  направлении  разъемными
кольцами.  Осевые  шпонки  устанавливают
только  под  легкими  дисками,  напряжения  в
которых  невелики.  Для  нагруженных  дисков
последних  ступеней  используют  торцовые
шпонки  8,  устанавливаемые  между  торцовой
поверхностью  диска  и  легкой  деталью,  наса¬
живаемой  на  вал.
 На  рис.  2.6.90  показан  сборный  ротор
ЦНД  некоторых  турбин  ХТЗ.  Все  диски  наса¬
жены  на  вал  без  осевых  шпонок.  Первые  дис¬
ки  связаны  торцовыми  шпонками,  и  крутя¬
щий  момент  от  них  передается  на  вал  (в  случае
ослабления  посадки)  через  шпонки,  установ¬
ленные  между  торцевыми  поверхностями  вы¬
ступа  1  вала  и  первого  диска  2.  Крутящий  мо¬
мент  с  двух  последних  дисков  передается  на
 вал  через  торцовые  шпонки,  расположенные
между  ними  и  специальными  шпоночными
кольцами  7,  насаженными  на  вал  с  натягом  и
на  осевой  шпонке.
 Рис.  2.6.90.  Сборный  ротор  двухпоточного  ЦНД
турбины  ХТЗ:
 1  —  выступ  вала;  2-5  —  диски  первой  —  чет¬
вертой  ступеней;  6  —  торцовая  шпонка;
7  —  шпоночное  кольцо;  8  —  осевая  шпонка;
 9 	—  балансировочный  груз;  10  —  кольцо  для
осевой  фиксации  диска;  11  —  шейка  вала  под
вкладыш  подшипника

408
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Диск  на  валу  в  осевом  направлении  фик¬
сируют  с  помощью  буртика,  до  которого  за¬
двигается  диск  при  горячей  посадке,  и  коль¬
ца  10,  устанавливаемого  также  в  горячем  со¬
стоянии  в  специальную  расточку  вала.  Иногда
такое  фиксирующее  кольцо  делают  разъем¬
ным.  После  установки  двух  половин  кольца  на
него  надвигается  диск  или  втулка,  соседствую¬
щая  с  рассматриваемым  диском.  Несмотря  на
фиксирующие  кольца,  диск  должен  иметь  воз¬
можность  свободно  расширяться  в  осевом  на¬
правлении,  не  вступая  в  контакт  с  соседними
дисками,  втулками  или  кольцами.
 Основное  достоинство  сборных  роторов
состоит  в  том,  что  их  можно  выполнять  очень
больших  размеров  с  высоким  качеством  дис¬
ков  и  вала,  а  их  недостатки  связаны  с  высокой
напряженностью  насадных  дисков,  возможно¬
стью  ослабления  посадки  и  появления  трещин
вследствие  коррозии  под  напряжением  в  шпо¬
ночных  пазах.
 Сварные  роторы.  Сварной  ротор  изготов¬
ляют  из  отдельных  дисков  1  и  концевых  час¬
тей,  соединяемых  кольцевыми  сварочными
швами  2  (рис.  2.6.91).  Как  и  у  сборного  рото¬
ра,  радиальные  размеры  сварного  ротора  не
ограничиваются  технологическими  возможно¬
стями.  Напряжения,  вызванные  вращением,  в
сварном  роторе  более  чем  в  2  раза  меньше,
 чем  в  сборном,  так  как  в  нем  отсутствуют  цен¬
тральное  отверстие  и  посадка  диска  на  вал.
В  свою  очередь,  эти  два  обстоятельства  позво¬
ляют  исключить  у  дисков  ступицу,  а  профиль
диска  сделать  таким,  чтобы  напряжения  в  нем
мало  изменялись  по  радиусу.  Вместе  с  тем  тре¬
бования  сварки  и  последующего  отпуска  не
позволяют  применять  для  сварных  роторов
высокопрочные  стали.  Определенным  недо¬
статком  сварного  ротора  является  затруднен¬
ный  контроль  состояния  его  металла  при  ка¬
питальных  ремонтах.
 Цельнокованые  роторы.  Для  ЦНД  турби¬
ны  К-1000-5,9/50  ЛМЗ,  работающей  в  ПТУ
АЭС  с  ВВЭР,  изготовлен  цельнокованый  ро¬
тор  без  центрального  отверстия  (рис.  2.6.92).
Этот  ротор  выполнен  из  металла  с  высоким
уровнем  прочности  и  обладает  многими  пре¬
имуществами  сварного  ротора,  при  этом  в  нем
отсутствуют  сварные  швы.
 Для  ЦВД  в  основном  используют  цельно¬
кованые  роторы  (рис.  2.6.93).  Собственно  ротор,
состоящий  из  вала  4  и  дисков  5,  изготовляют  из
одной  поковки.  На  периферии  дисков  выполня¬
ют  пазы  для  установки  рабочих  лопаток.
 Цельнокованые  роторы  (как  и  сборные)
почти  всегда  выполняют  с  центральным  отвер¬
стием,  поскольку  при  затвердевании  слитка,
начинающемся  с  периферии,  именно  в  цен¬
 Рис.  2.6.91.  Сварной  ротор  двухпоточного  ЦНД  турбины  ХТЗ
 Рис.  2.6.92.  Цельнокованый  ротор  для  ЦНД  турбины  К-1000-5,9/50

ВАЛОПРОВОДЫ  ТУРБИН  ТЭС  И  АЭС
 409
 Рис.  2.6.93.  Часть  цельнокованого  ротора  ЦВД:
 1—3  —  места  установки  соответственно  датчика  частоты,  автомата  безопасности,  подшипника;
 4 	—  вал;  5  —  диск
 тральной  зоне  концентрируются  вредные  при¬
меси  и  дефекты,  которые  необходимо  удалять.
Эти  дефекты  тем  более  опасны,  что  располо¬
жены  они  в  зоне  максимальных  напряжений.
Центральное  отверстие,  хотя  и  увеличивает
напряжения,  позволяет  проверить  его  поверх¬
ность  и  устранить  дефекты,  которые  могут
быть  в  нем.
 Комбинированные  роторы.  В  тех  случаях,
когда  на  входе  в  цилиндр  температура  высо¬
кая,  а  объемный  расход  пара  на  выходе  доста¬
точно  большой  (например,  в  ЦСД),  использу¬
ют  комбинированный  ротор:  его  паровпускная
часть  1  выполняется  цельнокованой,  а  выход¬
ная  2  —  с  насадными  дисками  (рис.  2.6.94).
 Конструкции  соединительных  муфт  рото¬
ров  турбин  ТЭС.  Соединительные  муфты  пере¬
дают  крутящий  момент  с  ротора  на  ротор  и  не
должны  разрушаться  даже  при  его  кратковре¬
менном  повышении  в  4—6  раз,  например,  при
коротком  замыкании  в  генераторе.
 Качество  изготовления,  сборки  и  цен¬
тровки  полумуфт  в  значительной  степени  оп¬
ределяет  вибрационное  состояние  турбоагре¬
гата.  При  соединении  роторов  с  расцентровка-
ми  или  изломами  естественной  линии  прогиба
вала  возникает  интенсивная  вибрация,  делаю¬
щая  эксплуатацию  турбоагрегата  невозмож¬
ной.  В  современных  турбинах  используют  же¬
сткие,  полужесткие  и  подвижные  муфты.
 Жесткие  муфты.  Крутящий  момент  в  же¬
стких  муфтах  передается  за  счет  сил  трения
между  торцами  полумуфт,  возникающих  из-за
сжатия  призонными  болтами.  Простейшая  же¬
сткая  муфта  чаше  всего  используется  для  со¬
единения  роторов  ЦВД  и  ЦСД  (рис.  2.6.95).
Полумуфты  1  и  3  выполнены  в  виде  фланцев
как  одно  целое  с  валами  соединяемых  рото¬
ров.  Центровка  полумуфт  обеспечивается  с
помощью  кольцевого  выступа,  расположенно¬
го  на  одной  полумуфте,  и  впадины,  находя¬
щейся  на  другой.  Перед  подъемом  краном  лю¬
бого  из  роторов  их  раздвигают  с  помощью  от¬
жимных  винтов,  ввинчиваемых  в  отверстия  4.
Полумуфты  стягиваются  призонными  болта¬
ми  2,  устанавливаемыми  в  строго  соосные
тщательно  обработанные  отверстия  в  полу-
муфтах  с  зазором  0,001...0,025  мм.  Болты  затя¬
гивают  равномерно,  контролируя  их  удлине¬
ния.  Для  точной  повторяемости  сборки  вало-
провода  после  рассоединения  используются
конические  болты  5.
 Жесткая  муфта  с  насадными  полумуфта-
ми  служит  для  передачи  крутящего  момента  с
ротора  турбины  на  ротор  генератора
(рис.  2.6.96).  Концы  валов  4  турбины  и  7  гене¬
ратора,  на  которые  насаживаются  полумуф¬
ты  1  и  6,  выполняют  с  небольшой  конусно¬
стью  (примерно  0,5%),  а  их  посадочные  по¬
верхности  пригоняют  друг  к  другу  по  краске
 Рис.  2.6.94.  Комбинированный  ротор

410
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.95.  Простейшая  жесткая  муфта
 на  длине  80...90%  посадочного  участка.  Полу-
муфту  нагревают  в  кипящей  воде  или  ацетиле¬
новой  горелкой  до  100...  130  °С  и  насаживают
на  вал  до  упорного  буртика,  следя  за  точным
совпадением  шпоночных  пазов  в  полумуфте  и
вале.  Затем  вставляют  составные  шпонки,  со¬
стоящие  из  двух  клинообразных  частей:  снача¬
ла  длинную  часть  2,  а  затем  короткую  3,  закре¬
пляемую  с  торца  винтом.  Передача  крутящего
момента  осуществляется  за  счет  сил  трения,
возникающих  между  торцами  полумуфты,
сжимаемыми  призонными  болтами  5.  Повто¬
ряемость  сборки  обеспечивается  двумя  кони¬
ческими  штифтами  8.
 Жесткие  муфты  просты  и  надежны  в  экс¬
плуатации,  но  требуют  очень  тщательного  из¬
готовления  и  монтажа.
 Полужесткие  муфты.  Их  называют  ино¬
гда  полугибкими.  Они  могут  допускать  не¬
большой  излом  осей  соединяемых  валов.  По¬
лумуфты  2  и  6  насаживают  на  концы  валов  1,  7
обычным  способом,  а  между  ними  устанавли¬
вают  соединительный  элемент  4,  имеющий
один  или  несколько  волнообразных  компенса¬
торов  5  (рис.  2.6.97).  Взаимная  фиксация  по-
лумуфт  и  соединительного  элемента  осуществ¬
ляется  коническими  штифтами,  а  передача
крутящего  момента  —  за  счет  сил  трения,  соз¬
даваемых  затяжкой  призонных  болтов  3.
 Легкосъемное  соединение  полумуфт  4,  5
роторов  с  гарантированным  радиальным  натя¬
гом,  разработанное  в  ОАО  «НПО  ЦКТИ»,  ус¬
пешно  эксплуатируется  на  турбинах  ТЭС  и
АЭС  (рис.  2.6.98).  Оно  состоит  из  конусной
шпильки  1  и  надетой  на  нее  тонкостенной  ци¬
линдрической  втулки  2  с  внутренним  конусом
и  двух  гаек  3.  Длина  цилиндрической  втулки
соответствует  длине  призонного  участка  отвер¬
стий  в  соединяемых  полумуфтах.  При  монтаже
шпилька  с  надетой  на  нее  втулкой  свободно  с
диаметральным  зазором  0,05  мм  заводится  в
отверстие  полумуфты,  а  затем  с  помощью  спе¬
циального  приспособления  производится  натяг
втулки  на  конусную  шпильку  до  выборки  зазо¬
ра  и  создания  необходимого  радиального  натя¬
га  до  плотной  посадки.  Закручиванием  гаек  3
создается  осевой  натяг  шпилек.
 Легкосъемное  соединение  для  полумуфт
роторов  имеет  следующие  преимущества:
 монтаж  и  демонтаж  соединения  осущест¬
вляется  с  гарантированным  зазором  по  при-
зонной  части;
 использование  соединения  вместо  тради¬
ционных  призонных  болтов  исключает  воз¬
никновение  задиров  на  болтах  и  в  отверстиях,
поэтому  отсутствует  необходимость  в  райбе-
ровке  отверстий;
 обеспечивает  повторяемость  сборки  ро¬
торов  и  стабильность  их  соосности  в  эксплуа¬
тации;
 Рис.  2.6.96.  Жесткая  муфта  соединения  роторов  турбины  и  генератора

ВАЛОПРОВОДЫ  ТУРБИН  ТЭС  И  АЭС
 411
 Рис.  2.6.98.  Легкосъемное  соединение  полумуфт
роторов  с  гарантированным  радиальным  натягом
 повышает  жесткость  соединения  роторов
и  улучшает  вибрационное  состояние  валопро-
вода.
 Подвижные  муфты.  Их  называют  иногда
гибкими,  поскольку  допускают  осевые  сме¬
щения  и  изломы  соединительных  валов.  При¬
мером  подвижной  муфты  является  зубчатая
(рис.  2.6.99).  На  периферии  полумуфт  5  и  6,
насаживаемых  на  концы  соединяемых  валов,
выполнены  зубья  эвольвентного  профиля,  на
которые  надевают  кожух  1  с  соответствующи¬
ми  зубьями.  Фиксация  кожуха  на  полумуфтах
осуществляется  кольцами  2.  Крутящий  мо¬
мент  с  вала  на  вал  передается  через  зубья  с
ведущего  вала  на  кожух,  а  с  кожуха  —  на  ве¬
домый  вал.
 Подвижные  муфты  для  нормальной  рабо¬
ты  требуют  обильного  смазывания.  Масло
 обычно  подается  от  ближайшего  вкладыша
подшипника  в  кольцевую  канавку  4,  из  кото¬
рой  центробежной  силой  по  каналам  3  на¬
правляется  к  зубьям.
 Валопровод  тихоходных  турбин  АЭС.
Из-за  больших  массогабаритных  показателей
роторы  тихоходных  турбин  работают  в  тяже¬
лом  напряженном  состоянии.  Например,  мас¬
са  сварного  ротора  тихоходной  турбины
К-1000-60/25  в  2,5  раза  превышает  массу  рото¬
ра  быстроходной  турбины  такой  же  мощности.
Следует  иметь  в  виду,  что  в  условиях  эксплуа¬
тации  частота  вращения  может  на  10...  12%
превышать  номинальную  (25  с-1);  при  этом
напряжения  возрастают  на  20...25%.  Наиболь¬
шие  напряжения  от  вращения  возникают  в
центральной  зоне  ротора  и  ободе,  в  местах  за¬
крепления  рабочих  лопаток.
 На  выходном  валу  турбины  развивается
максимальный  крутящий  момент.  При  этом
на  некоторых  эксплуатационных  режимах,  на¬
пример  при  коротком  замыкании  в  генерато¬
ре,  крутящий  момент  может  возрасти  в
4—6  раз  по  сравнению  с  номинальным.  Шейка
выходного  вала  турбины  должна  передавать
эти  высокие  нагрузки  без  разрушения.
 Ротор  турбины  —  один  из  элементов,
воспринимающих  все  изменения  температуры
в  проточной  части  турбины.  Быстрые  измене¬
ния  температуры  приводят  к  появлению  в  ро¬
торах  высоких  температурных  напряжений,  а
при  их  циклическом  повторении  —  к  появле¬
нию  трещин  термической  усталости,  а  в  неко¬
торых  случаях  —  к  опасности  внезапного
хрупкого  разрушения.
 Кроме  того,  следует  иметь  в  виду,  что  по
соображениям  стоимости  и  свариваемости  ро¬
тор  выполняют  из  слаболегированных  сталей,
подверженных  коррозии.
 Роторы  турбины  К-1000-5,9/25-2.  Это
уникальные  сварные  конструкции:  максималь¬
ный  диаметр  облопаченного  ротора  ЦНД  со¬
ставляет  5618  мм,  длина  12,5  м,  а  масса  180  т,
длина  ротора  ЦВД  примерно  11  м,  а  длина  ва-
лопровода  достигает  48,5  м.
 Рис.  2.6.97.  Полужесгкая  муфта  ЛМЗ
 Рис.  2.6.99.  Зубчатая  муфта

412
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Двухпоточный  сварно-кованый  ротор
ЦВД  барабанного  типа  состоит  из  четырех
элементов  (двух  срединных  и  двух  концевых)
(рис.  2.6.100,  а).  Элементы  откованы  и  сваре¬
ны  тремя  кольцевыми  швами.  На  срединных
элементах  размещены  две  одинаковые  сим¬
метричные  проточные  части,  образованные
дисками  6  и  рабочими  лопатками  5  из  семи
ступеней.  В  дисках  всех  ступеней  выполнено
по  11  разгрузочных  отверстий.  На  концевых
элементах  размещены  концевые  уплотнения,
уплотнения  корпусов  подшипников,  шейки
валов  опорных  подшипников.  На  правой  кон¬
цевой  части  выполнены  гребень  упорного
подшипника,  а  также  полумуфта,  откованная
как  одно  целое  с  валом,  с  помощью  которой
ротор  ЦВД  соединяется  с  ротором  ЦНД.  К
левой  концевой  части  крепится  вал  с  элемен¬
тами  систем  регулирования,  управления  и  за¬
 щиты  турбины.  В  шести  плоскостях  ротора
выполнены  кольцевые  пазы,  в  которые  встав¬
ляются  и  крепятся  винтами  балансировочные
грузы  4.
 Три  ротора  ЦНД  выполнены  совершенно
одинаково  (рис.  2.6.100,  б).  Они  имеют  двух¬
поточную  симметричную  конструкцию  и  со¬
стоят  из  12  откованных  дисков  и  концевых
элементов,  связанных  кольцевыми  сварочны¬
ми  швами.  В  дисках  первых  четырех  ступеней
каждого  потока  выполнено  по  15  разгрузочных
отверстий.
 Большие  радиальные  габариты  ротора
ЦНД  делают  невозможным  его  транспорти¬
ровку  по  железной  дороге  в  полностью  соб¬
ранном  виде.  Поэтому  его  сначала  полностью
собирают  на  заводе,  балансируют  и  подверга¬
ют  разгонной  пробе,  а  затем  разбирают  для
последующей  сборки.
 Рис.  2.6.100.  Части  роторов  турбины  К-1000-5,9/25-2:
 1  —  консольный  валик  для  размещения  элементов  системы  регулирования  и  защиты;  2  —  шейка
вала  переднего  опорного  подшипника;  3  —  уплотнения;  4  —  балансировочные  грузы;  5  —  рабочая
 лопатка;  6  —  диск;  7  —  полумуфта

ВАЛОПРОВОДЫ  ТУРБИН  ТЭС  И  АЭС
 413
 Определенным  недостатком  сварного  ро¬
тора  является  затрудненный  контроль  состоя¬
ния  его  металла  при  капитальном  ремонте.  Ро¬
тор  имеет  четыре  плоскости  установки  балан¬
сировочных  грузов  4  и  жесткие  полумуфты  7,
откованные  как  одно  целое  с  концевыми  эле¬
ментами.  Внутренние  полости  концевых  эле¬
ментов  закрывают  пробками.
 Соединительные  муфты  роторов  турбин
АЭС.  В  турбине  К-1000-5,9/25-2  используют
только  жесткие  муфты,  которые  для  обеспече¬
ния  отсутствия  вибрации  требуют  почти  абсо¬
лютной  центровки,  не  допуская  ни  смещения,
ни  излома  осей  соединяемых  роторов.  В  жест¬
кой  муфте,  используемой  для  соединения  ро¬
торов  ЦНД  (рис.  2.6.101),  полумуфты  1  выпол¬
нены  в  виде  фланцев  как  одно  целое  с  валами
соединяемых  роторов.  Полумуфты  стягивают¬
ся  призонными  болтами  2,  устанавливаемыми
 Рис.  2.6.101.  Жесткая  муфта,  соединяющая  со¬
седние  роторы  ЦНД  турбины  К-1000-5,9/25-2:
 1  —  концевые  части  валов;  2  —  соединитель¬
ные  болты;  3,  6  —  гайки  с  прорезями  для  сто-
порения;  4  —  конические  болты;  5  —  разрезная
втулка;  7  —  отверстие  для  установки  стопора;
8  —  пробка  центрального  отверстия
 в  строго  соосные  тщательно  обработанные  от¬
верстия  в  полумуфтах  с  зазором  0,02...0,05  мм.
 Для  точной  повторяемости  сборки  вало-
провода  после  рассоединения  используются
три  конических  болта  4  с  двусторонними  спе¬
циальными  гайками  6  и  втулками  5.  При  их
установке  и  затяжке  с  помощью  гидравличе¬
ского  приспособления  происходит  устранение
радиальных  зазоров  в  соединении  вследствие
деформации  разрезной  втулки.  Головки  бол¬
тов  и  гайки  шпилек  устанавливаются  в  полу¬
муфтах  впотай.  Это  уменьшает  вспенивание
масла,  постоянно  поступающего  из  торцевых
зазоров  опорных  вкладышей,  снижает  его  на¬
сыщение  воздухом,  отражающемся  на  качестве
работы  системы  регулирования,  а  также  поте¬
ри  на  трение.
 Перед  соединением  роторов  обязательно
проверяется  торцовое  биение  поверхности
разъема  полумуфты.  Оно  не  должно  превы¬
шать  0,05  мм.
 Подвижные  муфты  используются  только
для  передачи  относительно  небольших  мощ¬
ностей,  не  превышающих  60...70  МВт.
 Материалы  роторов  турбин  ТЭС  и  АЭС.
Для  роторов  и  валов  турбин  используют  высо¬
копрочные  стали,  легированные  хромом,  мо¬
либденом,  ванадием  и  никелем  (присадки
обычно  составляют  1...3,5%).
 К  материалу  высокотемпературных  цель¬
нокованых  роторов  ЦВД  и  ЦСД  ТЭС  предъяв¬
ляются  два  основных  требования:  они  должны
иметь  высокое  сопротивление  ползучести  и
термической  усталости.  Наиболее  используе¬
мым  для  них  материалом  является  сталь  Р2МА
и  ЭИ-415,  обладающие  высоким  сопротивле¬
нием  ползучести.  Материал  роторов  ЦНД  и
мощных  тихоходных  турбин  должен  обладать
высокой  статической  прочностью,  обеспечи¬
вающей  надежную  работу  при  высоких  напря¬
жениях,  создаваемых  центробежными  силами
лопаток  и  самого  ротора,  высокой  вязкостью
разрушения,  препятствующей  хрупкому  разру¬
шению  при  наличии  дефектов,  а  также  высо¬
ким  сопротивлением  коррозионному  разруше¬
нию.
 Для  дисков  сборных  роторов  используют
легированные  стали  с  небольшим  содержани¬
ем  никеля.  Повышенное  содержание  никеля
(до  3,5%)  улучшает  качество  термообработки,
обеспечивает  однородность  структуры  и  повы¬
шает  механические  свойства.  Типичной  для
использования  является  сталь  34XH3M,  ино¬
гда  —  сталь  35Х1Н2Ф,  содержащая  меньше

414
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 никеля,  но  имеющая  добавки  молибдена  и  ва¬
надия.  Для  дисков  с  шириной  ступицы  более
450  мм  получить  качественную  поковку  с  тер¬
мообработкой  на  весь  объем  трудно.  В  этом
случае  применяют  сталь  ЗОХНЗМ2Ф.
 Элементы  сварных  роторов  тихоходных
турбин  изготовляют  из  слаболегированной
стали  25Х2НМФА,  содержащей  2%  хрома  и
около  1%  никеля,  молибдена  и  ванадия.  Эта
сталь  оптимизирует  как  необходимый  уровень
прочности,  так  и  требуемое  качество  сварки,
обеспечение  которого  не  допускает  использо¬
вания  сталей  с  чрезмерно  высоким  пределом
текучести  из-за  склонности  к  образованию
трещин  при  сварке.
 Перспективы  совершенствования  роторов.
Совершенствование  конструкций  в  направле¬
нии  создания  малогабаритных  турбин  повы¬
шенной  экономичности  и  мощных  турбин  с
рабочими  лопатками  повышенной  пропускной
способностью  обусловливает  следующие  ос¬
новные  направления  совершенствования  ро¬
торов:
 создание  роторов  с  совмещенными  про¬
точными  частями  цилиндров;
 создание  роторов  ЦНД  из  высоколегни-
рованных  сталей  с  пределом  текучести  а02  =
=  700...800  МПа;
 создание  роторов  ЦВД  и  ЦСД  на  ССКП
 пара.
 Роторы  турбин  нового  поколения  могут
быть  с  насадными  дисками,  сварными,  сварно¬
коваными,  цельноковаными  и  сболченными.
 В  насадных  дисках  последних  ступеней
приходится  допускать  очень  высокие  напря¬
жения.  Технологический  процесс  насадки
дисков  на  вал  с  большим  натягом  (до  0,2%
диаметра  вала)  требует  точности  и  опыта,
чтобы  избежать  прогибов  вала.  Под  влияни¬
ем  насадки  дисков  вал  заметно  удлиняется,  а
во  время  работы  укорачивается.  Стоимость
таких  роторов  сравнительно  невелика.  При
использовании  современных  материалов  та¬
кое  техническое  решение  может  оказаться
вполне  рациональным  в  турбинах  нового  по¬
коления.
 Роторы  без  насадных  дисков  обладают
рядом  преимуществ.  Большая  жесткость  их
 обеспечивает  высокую  критическую  частоту
вращения,  что  повышает  виброустойчивость
валопровода,  малую  чувствительность  к  слу¬
чайным  разбалансировкам  и  к  действию  дру¬
гих  поперечных  сил,  меньшую  склонность  к
прогибу  в  случае  нагрева  от  задеваний.  Кро¬
ме  того,  большой  момент  инерции  их  улуч¬
шает  динамику  регулирования  и  снижает  ди¬
намический  заброс  частоты  вращения  при
полном  сбросе  нагрузки..  Главные  трудности
возникают  при  их  изготовлении.  Сварно-ко-
ваные  роторы  являются  весьма  перспектив¬
ными.
 Для  применяемых  в  настоящее  время
сварных  роторов  из  слаболегированных  сталей
не  удавалось  создать  с  достаточным  запасом
прочности  диски  последних  РК  со  стальными
лопатками  длиной  1200  мм  и  более.  Примене¬
ние  цельнокованых  роторов  также  не  позволя¬
ет  решить  проблему,  так  как  они  изготовляют¬
ся  с  центральными  отверстиями,  на  перифе¬
рии  которых  возникают  высокие  напряжения.
Применение  сварно-кованых  роторов,  как  и
сварных,  ограничено  выбором  материала  и
трудностью  контроля  при  отсутствии  цен¬
тральных  отверстий.
 Альтернативное  решение  —  сболченный
ротор  (рис.  2.6.102).  Такие  роторы  ЦНД  для
сверхмощных  паровых  турбин  могут  изготов¬
ляться  из  трех-четырех  частей  из  легирован¬
ных  сталей  с  пределом  текучести  с0>2  =
=  700...800  МПа.  Сболченный  ротор  может
оказаться  целесообразным  в  цилиндрах  с  со¬
вмещенными  проточными  частями,  где  каж¬
дая  часть  может  быть  выполнена  из  материала,
функционально  соответствующему  условиям
работы  по  параметрам  пара  и  напряжениям  с
разными  категориями  прочности.
 2.6.8.  УПЛОТНЕНИЯ
 Для  турбины  большое  значение  имеет
обеспечение  соответствующих  зазоров  между
элементами  статора  и  вращающегося  ротора,  а
также  минимальной  утечки  работающего  пара.
Утечки  пара  предотвращаются  уплотнениями.
Уплотнение  со  стороны  высокого  давления
должно  предотвратить  утечку  пара  из  цилинд¬
 Рис.  2.6.102.  Сболченный  РНД

УПЛОТНЕНИЯ
 415
 ра  наружу,  а  со  стороны  конденсатора,  когда
вся  турбина  находится  под  вакуумом,  —  про¬
никновение  наружного  воздуха  в  цилиндр.
 К  уплотнению  предъявляются  следующие
требования:
 утечка  пара  через  него  должна  быть  ми¬
нимальной;
 подсос  воздуха  в  турбину  должен  быть
исключен;
 утекающий  пар  не  должен  попадать  в
подшипники  во  избежание  обводнения  масла;
 утекающий  пар  не  должен  попадать  в  ма¬
шинный  зал;
 зазоры  в  уплотнениях  должны  быть  ми¬
нимальными,  но  при  этом  недопустим  метал¬
лический  контакт  элементов  ротора  с  элемен¬
тами  статора.
 В  связи  с  многообразием  функций  уплот¬
нений  в  турбине  различают  уплотнения  на¬
ружные,  внутренние,  промежуточные.
 Наружные  уплотнения  могут  быть  осуще¬
ствлены  с  помощью  лабиринтного  действия,
неметаллических  набивочных  колец  либо  гид¬
равлического  затвора.  Поэтому  различают  три
типа  уплотнений:  лабиринтные  (диафрагмен-
ные  и  концевые);  угольные;  гидравлические
(водяные).
 Лабиринтные  уплотнения.  Лабиринтные
диафрагменные  уплотнения  служат  для  ограни¬
чения  утечек  рабочей  среды  вдоль  вала  из  кор¬
 пуса  и  перетечек  между  ступенями  и  лопаточ¬
ными  венцами  ротора  и  статора.
 Рабочий  процесс  в  уплотнении  —  дроссе¬
лирование.  Он  заключается  в  переводе  разно¬
сти  потенциальных  энергий  среды  разделяе¬
мых  полостей  в  кинетическую  энергию,  а  за¬
тем  в  теплоту  за  счет  гашения  скорости  трени¬
ем.  Ограничение  утечки  достигается  следую¬
щими  средствами:
 уменьшение  величины  зазора;
уменьшение  сечения  струи  в  зазоре  за
счет  создания  отрывного  течения  заострением
кромок  гребней  и  резким  изменением  направ¬
ления  потока;
 уменьшение  скорости  в  зазоре  путем
дробления  перепада  давлений  между  полостя¬
ми  за  счет  увеличения  числа  гребней,  а  также
путем  более  полного  гашения  скорости  в  ка¬
мерах  (в  щелевых  уплотнениях  уменьшение
скорости  достигается  также  увеличением  про¬
тяженности  щелей).
 Таким  образом,  принцип  действия  рас¬
сматриваемых  уплотнений  —  пассивный,  без
отбора  энергии  от  ротора.
 Лабиринтное  уплотнение  состоит  из  ряда
последовательно  включенных  узких  проход¬
ных  сечений  для  пара  (рис.  2.6.103).  Это  дос¬
тигается  применением  гребешков,  острия  ко¬
торых  близко  подходят  к  ротору  турбины.  За
местным  сужением  проходного  сечения  следу¬
 Рис.  2.6.103.  Схема  лабиринтного  уплотнения  и  /5-диаграмма  расширения  пара  в  нем:
 1  —  корпус;  2  —  ротор

416
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 ет  расширительная  камера.  При  протекании
через  суженное  сечение  происходит  ускорение
парового  потока,  причем  по  выходе  из  зазора
уплотнения  пар  приобретает  скорость  с.
 В  расширительной  камере  уплотнения
кинетическая  энергия  парового  потока  теряет¬
ся  и  переходит  в  теплоту.  Проходя  через  сле¬
дующий  зазор,  пар  вновь  приобретает  ско¬
рость  и  потеряет  ее  в  расширительной  камере
уплотнения.  Таким  образом,  процесс  протека¬
ния  пара  через  уплотнение  сводится  к  после¬
довательно  чередующемуся  ускорению  потока
и  гашению  его  кинетической  энергии.  Чем
большее  число  гребней  имеет  лабиринт,  тем
выше  его  сопротивление  и  меньшее  количест¬
во  пара  протекает  через  него  при  заданном  пе¬
репаде  давлений.
 Начальное  состояние  пара  перед  лаби¬
ринтом  в  is-диаграмме  определяется  точкой  А.
Ускорение  пара  в  зазоре  первого  гребня  уп¬
лотнения  происходит  вследствие  расширения
до  некоторого  промежуточного  давления  р'.
 В  расширительной  камере  при  р'  =  const  про¬
исходит  повышение  теплосодержания  пара  до
начального  уровня  /0.  Затем  следует  новое  рас¬
ширение  пара  до  давления  р"  и  восстановле¬
ние  теплосодержания  в  точке  В.  Процесс  по¬
вторяется  в  последующих  лабиринтах  до  до¬
стижения  противодавления  р2.
 Основные  типы  лабиринтных  уплотне¬
ний  приведены  в  табл.  2.6.7.
 Выбор  типа  уплотнений  производится
исходя  из  условия  достижения  минимальной
протечки  при  заданных  осевых  и  радиальных
размерах  участка,  отводимого  под  уплотнение,
и  при  заданных  определяющих  размерах  (осе¬
вом  разбеге  с  и  радиальном  зазоре  5),  обеспе¬
чивающих  эксплуатационную  надежность
(табл.  2.6.8).
 Уплотнения  выбираются  по  аэродинами¬
ческому  признаку,  характеризующему  траекто¬
рию  движения  потока  между  соседними  зазо¬
рами.  В  прямоточных  (сквозных)  уплотнениях
уплотнительные  зазоры  располагаются  на  оди-
 2.6.7. 	Основные  типы  лабиринтных  уплотнений
 Тип  уплотнения
 Схема
 Радиальный  зазор  5
 А. 	Прямоточное:
с  прямыми  гребнями
 с  наклонными  гребнями  на  статоре
 с  наклонными  гребнями  на  статоре  и  роторе
с  различными  шагами  t
 Б.  Ступенчатое  с  выступами  и  чередующимися  ко¬
роткими  и  длинными  гребнями
 В. 	Ступенчатое  с  выступами  и  увеличенным  числом
коротких  гребней

УПЛОТНЕНИЯ
 417
 Окончание  табл.  2.6.7
 Осевой  зазор  а
 Д.  Гарантированно-бесконтактное  с  чередующимися
гребнями  ротора  и  статора:
 с  пере  крышей  кромок  гребней  ротора  и  статора
 прямоточное
 Обозначения:  hT  —  высота  гребня;  t  —  шаг  гребней;  ЬТ  —  толщина  гребня;  b  —  толщина  вы¬
ступа;  h  —  высота  выступа;  с  —  осевой  разбег;  tx  —  шаг  гребней  по  статору;  t2  —  шаг  гребней  по  рото¬
ру;  21  —  шаг  выступов;  0!  —  угол  наклона  гребней;  е  —  радиальный  зазор  в  уплотнении.
 2.6.8.  Выбор  типа  уплотнения  в  зависимости  от  необходимых  значений  радиального  зазора
 и  осевого  разбега  с
 5,  мм
 Осевой  разбег  с,
 мм
 <  7
 1...9
 9...12
 12...14
 14...35
 35...50
 >  50
 <0,4
 А
 А
 А
 А
 А
 А
 А
 0,4...0,7
 Б
 Б
 Б
 В
 В
 А
 А
 о
 о
 Б
 Б
 Б
 Б
 В
 В
 А
 1...1,5
 д
 ЦБ)
 ЦБ)
 Г(В)
 Г(В)
 Г(В)
 Г(В)
 1,5...2
 д
 Г(Д)
 ЦБ)
 ЦБ)
 Г(В)
 Г(В)
 Г(В)
 2...3
 д
 д
 ЦД)
 ЦБ)
 Г(Б)
 Г(В)
 Г(В)
 >  3
 д
 д
 д
 Г(Д)
 Г(Б)
 Г(Б)
 Г(В)
 Примечания:  1.В  диапазонах  бис  первое  число  включается  в  диапазон,  а  второе  число  отно¬
сится  к  следующему  диапазону.  2.  Буквы  А,  Б,  В,  Г,  Д  соответствуют  обозначению  типа  уплотнений
в  табл.  2.6.7  и  на  рис.  2.6.104.  3.  В  скобках  указаны  типы  уплотнений,  рекомендуемые  при  недопус¬
тимости  трения  непосредственно  о  поверхность  ротора.
 Тип  уплотнения
 Схема
 Г.  Ступенчатое  комбинированное  с  чередующимися
гребнями  ротора  и  статора

418
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 наковых  диаметрах,  осевой  разбег  не  ограни¬
чен  (с  =  оо)  и  поток  движется  вдоль  цилиндри¬
ческой  поверхности  с  прямолинейной  обра¬
зующей.  В  ступенчатых  уплотнениях  соседние
зазоры  расположены  на  разных  диаметрах
(с  перекрышей),  что  ограничивает  осевой  раз¬
бег  и,  вместе  с  тем,  заставляет  поток  двигаться
зигзагообразно,  периодически  меняя  направ¬
ление.
 Лабиринтные  уплотнения  имеют  зазоры
двух  типов:  радиальные  и  осевые.  Каждый  тип
уплотнения  имеет  предпочтительную  область
применения  в  зависимости  от  требуемых  вели¬
чин  с  и  5  (рис.  2.6.104).
 Уплотнения  с  радиальными  зазорами.  Они
оказывают  центрирующее  действие  на  ротор,
связанное  с  появлением  окружной  неравно¬
мерности  давления  при  расцентровках.  За-
крученность  потока  при  статической  расцен-
тровке  вызывает  дополнительное  усилие,
смещенное  по  направлению  в  сторону  враще¬
ния.  Статические  радиальные  усилия  в  уплот¬
нениях  влияют  на  нагруженность  опорных
подшипников  турбомашины.  При  динамиче¬
ских  расцентровках  (прецессия  ротора)  в  уп¬
лотнениях  появляются  циркуляционные  газо¬
динамические  силы,  возбуждающие  автоколе¬
бания  гибкого  ротора  в  совокупности  с  цир¬
куляционными  силами  масляного  слоя,  зави¬
сящими  от  нагруженности  опорных  подшип¬
ников.
 Для  предотвращения  автоколебаний  тре¬
буются  специальные  меры  по  соблюдению
центровки  корпусных  деталей  уплотнений,  по
уменьшению  закрутки  потока  в  уплотнениях,
а  в  необходимых  случаях  —  по  созданию  об¬
ратной  закрутки,  например,  за  счет  байпаси-
рования  нескольких  первых  зазоров  через  от¬
верстия,  выполненные  соответствующим  об¬
разом  в  корпусных  деталях.
 В  прямоточном  уплотнении  тип  А  уплот¬
нительные  гребни  расположены  только  в  ста¬
торе  или  только  на  роторе.  Высоту  гребней
следует  принимать  минимально  возможной  с
точки  зрения  надежности  и  ремонтопригодно¬
сти,  но  не  менее  hr  >  25.  Шаг  гребней  должен
быть  примерно  в  2,5  раза  более  их  высоты
(tr  ~  2,5hr).  Область  предпочтительного  приме¬
нения  прямоточного  уплотнения  —  малые  ра¬
диальные  зазоры  и  большие  осевые  разбеги.
На  рис.  2.6.104  эта  область  лежит  ниже  ли¬
нии  LL.  При  возрастании  зазора  протечка  в
прямоточном  уплотнении  увеличивается  про¬
порционально  зазору  в  степени  1,3.  При  от¬
клонении  от  рекомендуемой  геометрии  пока¬
затель  степени  может  возрасти  до  1,5...  1,7.
 Протечки  в  прямоточном  уплотнении
уменьшаются  при  наклоне  гребней  навстречу
потоку  (оптимальный  угол  01опт  =  45°)  при
двустороннем  расположении  гребней.  На  про¬
течку  не  влияет  исполнение  гребней  (кольце¬
вое  или  по  винтовой  линии).  Однако  отклоне¬
 (f,  мм
 Рис.  2.6.104.  Области  предпочтительного  применения  основных  типов  лабиринтных  уплотнений
в  зависимости  от  радиальных  зазоров  5  и  осевого  разбега  с

УПЛОТНЕНИЯ
 419
 ние  от  формы  А  не  способствует  сохранению  в
эксплуатации  исходных  величины  зазора  и
конфигурации  гребней  вследствие  возможных
задеваний.
 Для  ослабления  газодинамического  воз¬
буждения  автоколебаний  ротора  турбомашины
в  кольцевых  камерах  прямоточных  уплотне¬
ний  между  гребнями  статора  выполняют  пере¬
городки  (ячеистые,  «сотовые»),  уменьшающие
закрутку  потока  в  сторону  вращения.  Роторная
часть  уплотнения  при  этом  может  быть  глад¬
кой  или  иметь  кольцевые  гребни.
 В  ступенчатом  уплотнении  (тип  Б)  с  вы¬
ступами  и  чередующимися  короткими  и  длин¬
ными  гребнями  высота  выступов  должна  быть
h  >  35;  ширина  выступов  может  быть  меньше
ширины  впадины  не  более  Ь>  с  -  35.  Верхняя
граница  высоты  выступов  h  <  с/2.  Область
предпочтительного  применения  —  зазоры
 5 	=  0,4...  1  мм,  осевой  разбег  с  <  12...  14  мм.  На
рис.  2.6.104  эта  область  ограничена  линиями
LL,  ММ,  Ми  ОО.
 В  ступенчатом  уплотнении  (тип  В)  с  вы¬
ступами  и  увеличенным  числом  коротких
гребней  ширина  выступов  b  и  шаг  коротких
гребней  выбираются  равными  между  собой,
b  =  t{  >  35),  высота  выступов  выбирается
с/2>  И  >  35  (оптимально  h  =  с/3).
 Эта  область  расположена  справа  от  ли¬
нии  ММ,  и  ограничена  линиями  LL,  ММ  и
NN.  Увеличенное  число  коротких  гребней
(тип  В)  предпочтительнее  одиночных  (тип  Б)
при  осевом  разбеге  с  >  12...  18  мм  и  при  ради¬
альных  зазорах  5  =  0,4...2,5  мм.  В  области
справа  от  линии  ММ  уплотнение  типа  В  пред¬
почтительнее  уплотнения  типа  Б.  Сдваивание
коротких  гребней  при  меньших  значениях  осе¬
вого  разбега  (в  области  слева  от  линии  ММ)
приводит  к  росту  протечек  на  10...20  %,  но  до¬
пускается,  если  в  рабочем  положении  напро¬
тив  выступа  располагается  только  один  гре¬
бень,  а  второй  свисает  против  хода  пара.
 В  комбинированном  ступенчатом  уплот¬
нении  (тип  Г)  с  чередующимися  гребнями  ро¬
тора  и  статора  высота  гребней  с/4  <  h  <  с/2.  Та¬
кое  уплотнение  предпочтительнее  уплотнений
с  выступами  при  радиальных  зазорах  5  >  1  мм.
Область  применения  комбинированного  уплот¬
нения  расположена  выше  линии  NN  и  правее
линии  PP.
 Лабиринтные  концевые  уплотнения.  В  мес¬
тах  выхода  вала  из  корпуса  турбины  устанав¬
ливают  концевые  уплотнения.  В  областях  вы¬
соких  давлений  уплотнения  ограничивают  вы¬
 ход  пара  из  турбины,  а  в  областях,  находящих¬
ся  под  давлением  ниже  атмосферного,  препят¬
ствуют  подсосу  атмосферного  воздуха  в  турби¬
ну  и  конденсатор,  обеспечивая  их  нормальную
работу.
 Лабиринтные  концевые  уплотнения
принципиально  не  отличаются  от  рассмотрен¬
ных  выше  лабиринтных  диафрагменных.  Глав¬
ное  отличие  состоит  в  отношении  давлений
после  уплотнения  и  перед  ним.  В  концевых
уплотнениях  оно  в  сотни  раз  меньше,  поэтому
уплотнения  обеспечивают  малую  утечку  лишь
при  достаточно  большом  числе  гребней,  дос¬
тигающем  нескольких  десятков.  Притом,  часть
длины  вала,  занятая  концевыми  и  промежу¬
точными  уплотнениями,  может  составлять
40%  его  длины  и  более.
 Концевое  уплотнение  должно  исключить
попадание  пара  в  машинный  зал  даже  в  самых
малых  количествах,  так  как  при  этом  теряется
не  только  рабочее  тело,  но  и  повышается
влажность  в  машинном  зале,  появляется  опас¬
ность  попадания  пара  в  корпусы  стоящих  ря¬
дом  подшипников  и  обводнения  масла.
 Схема  переднего  концевого  уплотнения
для  части  цилиндра,  работающей  под  давлени¬
ем,  показана  на  рис.  2.6.105  Все  уплотнение
разделяется  на  отдельные  камеры.  В  предпо¬
следние  камеры  5  подается  уплотняющий  пар
с  регулируемым  давлением  несколько  больше
атмосферного.  Из  последней  камеры  6  пар  от¬
сасывается  с  помощью  эжектора  уплотнений,
и  в  ней  создается  небольшое  разрежение.  Та¬
ким  образом,  из  нее  отсасывается  пар,  посту¬
пающий  из  предпоследней  камеры  5,  и  воз¬
дух  7,  подсасываемый  из  атмосферы,  при  этом
пар  из  турбины  не  может  выйти  в  машинный
зал.  Промежуточные  камеры  уплотнения  со¬
единяют  с  паровым  пространством  регенера¬
тивных  подогревателей,  направляя  в  них  пар
 Рис.  2.6.105.  Схема  переднего  концевого  уплот¬
нения  ротора  ЦВД  мощной  турбины:
 1  —  пар  из  камеры  первой  ступени;  2—4  —  от¬
сосы  пара  в  подогреватели;  5  —  пар  от  регуля¬
тора  давления;  6  —  отсос  пара  в  вакуумный
эжекторный  холодильник;  7  —  подсос  воздуха
из  атмосферы

420
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 из  турбины.  Тем  самым  утилизируется  теплота
отсасываемого  пара.
 Аналогичным  образом  организовано  кон¬
цевое  уплотнение  части  вала,  находящегося
под  разрежением.  Однако  оно  имеет  только
две  камеры:  подачи  уплотняющего  пара  и  от¬
соса  смеси  пара  и  атмосферного  воздуха.
 Выбор  конструктивного  исполнения  уп¬
лотнений  с  радиальными  зазорами  произво¬
дится  с  целью  облегчения  последствий  вероят¬
ных  радиальных  задеваний  между  вращающи¬
мися  и  неподвижными  элементами,  для  чего
должны  быть  удовлетворены  следующие  тре¬
бования  эксплуатационной  надежности:
 безотказность  —  задевания  в  уплотнени¬
ях  не  должны  приводить  к  вынужденному  ос¬
танову  турбомашины,  особенно  с  последую¬
щей  заменой  ротора  или  основных  деталей
корпуса;
 долговечность  —  возможно  меньшие  износ
или  повреждаемость  элементов  уплотнения;
 ремонтопригодность  —  простота  замены
изношенных  или  поврежденных  деталей.
 Уплотнения  с  осевыми  зазорами.  Гаранти¬
рованно-бесконтактное  уплотнение  (тип  Д)
имеет  регулярно  чередующиеся  гребни  ротора
и  статора.  Радиальный  зазор  между  кромками
гребней  и  дном  лабиринтных  камер  соизмерим
с  высотой  гребней.  Уплотнительным  зазором,
определяющим  протечку,  является  осевой  зазор
а  =  t  -  Ъ,  который  примерно  в  2  раза  меньше
радиального.  При  осевых  смещениях  роторных
гребней  от  среднего  положения  протечки  в  та¬
ком  уплотнении  уменьшаются.  Оптимальная
форма  камеры  —  квадратная,  т.е.  высота  греб¬
ней  равна  осевому  разбегу  (И  =  с).  Величину
просвета  следует  принимать  5  -  h  ~  0,05с.
 Г  арантированно-бесконтактное  уплотне¬
ние  предпочтительнее  прочих,  если  необходи¬
мы  большие  радиальные  зазоры  и  допустимы
сравнительно  небольшие  осевые  разбеги.  При
с  =  6...  12  мм  уплотнение  типа  Д  предпочти¬
тельнее  комбинированного  типа  Г  с  радиаль¬
ными  зазорами  5  =  1,74...3  мм,  лучше  уплотне¬
ния  с  выступами  и  чередующимися  короткими
и  длинными  гребнями  (типа  Б),  имеющего  ра¬
диальные  зазоры  5  =  1...2  мм,  и  уплотнения  с
выступами  и  сдвоенными  гребнями  типа  В  при
радиальных  зазорах  в  нем  5  =  0,84...  1,6  мм,  а
также  экономичнее  прямоточного  уплотнения
типа  А  при  зазорах  в  последнем  5  >  0,7  мм.
 Область  предпочтительного  применения
гарантированно-бесконтактного  уплотнения
расположена  левее  линий  ОО,  РР  и  RR.
 Достоинством  гарантированно-бескон¬
тактного  уплотнения  типа  Д^является  его  не¬
чувствительность  к  радиальным  расцентров-
кам,  которые  в  уплотнениях  других  типов,
особенно  в  прямоточном  (типа  А),  приводят  к
задеваниям,  изменению  протечек,  эффекту
центрирования  и  газодинамического  возбуж¬
дения  автоколебаний  ротора.
 Такое  уплотнение  со  сквозным  просве¬
том  между  кромками  гребней  ротора  и  статора
формально  является  прямоточным,  однако  по
зигзагообразному  характеру  течения  и  нали¬
чию  ограничений  в  осевом  разбеге  ротора  его,
как  и  уплотнение  с  перекрышей  а  следует  от¬
нести  к  ступенчатым.  Оптимальная  форма  его
камеры  —  квадратная  (И  *  с).  Величину  про¬
света  следует  принимать  5  =  h  ~  0,05с,  откуда
 5 	~  1,05//  -  1,05с.
 Изменение  просвета  в  пределах  5  —  h  =
=  (-0,05...  +0,15)с  практически  не  изменяет
протечки,  что  благоприятно  в  отношении  виб¬
роустойчивости  ротора:  за  пределами  указан¬
ного  диапазона  протечка  увеличивается  (осо¬
бенно  при  увеличении  просвета  из-за  перехода
к  прямоточному  характеру  течения).
 Конструкции  уплотнительных  элементов.
Уплотнительные  гребни  следует  выполнять  от¬
дельно  от  вала  или  корпуса  (с  применением
зачеканки,  на  сменных  деталях),  что  позволяет
заменять  их  в  случае  повреждения.  Выполне¬
ние  уплотнительных  гребней  как  одно  целое  с
валом  или  корпусом  не  рекомендуется.  Выну¬
жденное  несоблюдение  этой  рекомендации
должно  компенсироваться  повышением  по¬
датливости  статорных  элементов  или  увеличе¬
нием  установочного  радиального  зазора  на  ве¬
личину,  равную  исходному  значению.
 Уплотнительные  гребни  могут  распола¬
гаться  как  в  статоре,  так  и  на  роторе.  Уплотне¬
ния  с  гребнями  только  на  роторе  надежнее
предохраняют  вал  от  прогиба.  При  наличии
гребней  в  статоре  для  обеспечения  надежности
на  случай  задеваний  рекомендуется  преду¬
сматривать  температурную  компенсацию  ро¬
тора  в  виде  тепловых  канавок  на  валу,  насад¬
ных  втулок  с  тепловыми  зазорами,  уступов  и
др.,  обеспечивающих  свободу  тепловых  рас¬
ширений  нагреваемых  от  трения  элементов.
При  вынужденном  невыполнении  этой  реко¬
мендации  следует  увеличить  радиальный  зазор
на  величину,  равную  исходному  значению.
Наиболее  ремонтопригодными  являются  уп¬
лотнения  с  гребнями  только  в  статоре,  особен¬
но  на  сменных  деталях.

УПЛОТНЕНИЯ
 421
 А/В
 Рис.  2.6.106.  Предельные  соотношения  размеров  А/В  сегментных  уплотнительных  колец
 от  отношения  давлений  р2/Ро
 Крепление  статорных  деталей  уплотне¬
ния  может  быть  жестким  и  гибким  (на  пружи¬
нах).  Жесткая  конструкция  не  рекомендуется
при  наличии  уплотнительных  гребней  в  стато¬
ре  и  при  гибкой  конструкции  вала,  когда  ра¬
бочая  частота  его  вращения  больше  критиче¬
ской.  Вынужденное  применение  жесткой  кон¬
струкции  в  этих  случаях  должно  компенсиро¬
ваться  соответствующим  увеличением  устано¬
вочной  величины  радиального  зазора.
 Гибкие  уплотнения  с  подвижными  сег¬
ментами  (или  с  сегментами  на  пружинах)
обеспечивают  сохранность  уплотнительных
гребней  во  время  стоянки,  вращения  ротора
валоповоротным  устройством  и  при  пусковых
операциях,  когда  наиболее  вероятно  возник¬
новение  расцентровок  ротора  и  статора.  Осо¬
бенно  необходимо  использование  гибкой  кон¬
струкции  уплотнений  в  турбинах  с  гибкими
роторами  для  уменьшения  разогрева  от  трения
при  односторонних  задеваниях,  вала  о  гребни
при  переходе  через  критическую  частоту  вра¬
щения,  т.е.  для  предотвращения  погиба  (оста¬
точного  искривления  вала).
 В  гибкой  конструкции  необходимую  сте¬
пень  радиальной  подвижности  уплотнитель¬
ных  сегментов  статора  (зазор  s)  рекомендуется
определять  по  формуле
 5 	>  0,0016х(1  -  x)/D,
 где  х  —  расстояние  данного  уплотнительного
кольца  от  опор  ротора  и  корпуса  турбомаши¬
ны;  L  —  пролет  на  локальную  стрелу  прогиба.
 При  унификации  уплотнений  по  всей
длине  ротора  принимается  smax  >  0,0004L2/D.
 Сегменты  гибких  уплотнений  могут  де¬
формироваться  при  пусках  под  воздействием
радиального  перепада  температур,  возникаю¬
щего  при  прогреве  или  при  задеваниях.  Чтобы
исключить  при  этом  уменьшение  уплотни¬
тельных  зазоров,  рекомендуется  заплечики  Т-
или  Г-образных  хвостов  делать  сплошными  по
всей  дуге  сегмента,  а  чтобы  сохранить  ради¬
альную  подвижность  сегментов,  их  размеры
рекомендуется  ограничить  до  200...250  мм  по
хорде  (рис.  2.6.106).
 Для  центровки  сегментов  служат  пружи¬
ны,  выполняемые  в  виде  пластин,  дужек  или
цилиндрических  спиралей.  По  надежности
предпочтительнее  вариант  с  цилиндрической
пружиной.  Пружины  рассчитывают  на  удвоен¬
ный  вес  сегмента.  Во  избежание  перегрузки
пружин  нижних  сегментов  весом  боковых  по¬
следние  рекомендуется  фиксировать  от  смеще¬
ния  с  помощью  штифтов  вблизи  горизонталь¬
ного  разъема  в  нижней  половине  (рис.  2.6.107).
 Условия  применимости  основных  конст¬
руктивных  типов  лабиринтных  уплотнений  с
 Рис.  2.6.107.  Уплотнительные  сегменты  ЦВД

422
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 2.6.9.  Условия  применимости  основных  конструкций  лабиринтных  уплотнений
с  радиальными  зазорами
 Тип  уплотнения
 Крепление  статорных  элементов
 гибкое
 жесткое
 С  гребнями  только  на  роторе
 Гребни  сменные  или  на  смен¬
ных  деталях
 Гребни  сменные  или  на  смен¬
ных  деталях.  Жесткий  вал
 С  гребнями  в  статоре  и  комби¬
нированное
 Гребни  сменные  или  на  смен¬
ных  деталях.
 Термокомпенсация  роторных
деталей
 Гребни  сменные  или  на  смен¬
ных  деталях.
 Термокомпенсация  роторных
деталей.  Жесткий  вал
 Примечание.  Вынужденное  невыполнение  каждого  из  условий  должно  компенсироваться
увеличением  радиального  зазора  на  величину,  равную  исходному  значению.
 радиальными  зазорам  приведены  в  табл.  2.6.9.
На  уплотнения  гарантированно-безконтакт-
ные  с  чередующимися  гребнями  ротора  и  ста¬
тора  эти  условия  не  распространяются,  так  как
у  них  уплотняющими  являются  осевые  зазоры,
а  максимальное  значение  радиальных  зазоров
не  лимитировано,  поэтому  взаимные  радиаль¬
ные  смещения  ротора  и  статора  для  них  не
опасны.
 Варианты  конструктивного  исполнения
ступенчатых  уплотнений  с  радиальными  зазо¬
рами  показаны  в  табл.  2.6.10.  Варианты  1-4,  6,
7  представлены  ступенчатыми  уплотнениями,
которые  легко  трансформируются  в  прямоточ¬
ные  или  в  ступенчатые  с  увеличенным  числом
коротких  гребней.  Елочное  ступенчатое  уплот¬
нение  сравнительно  более  сложное  и  менее
компактное,  однако  кроме  гибкости  обладает
еще  и  термоэластичностью  (отгиб  статорных
усиков  наружу  при  нагреве  от  трения),  поэто¬
му  может  быть  рекомендовано  при  необходи¬
мости  лучшей  сохранности  гребней  ротора  и
ограничения  его  нагрева.  Такое  же  назначение
жесткого  сотового  прямоточного  уплотнения,
повышающего  также  виброустойчивость  рото¬
ра  и  обеспечивающего  возможность  приработ¬
ки  сот  к  гребням  ротора.
 Лучшая  сохранность  гребней  ротора  за
счет  приработки  может  быть  достигнута  ис¬
пользованием  мягких,  легко  изнашивающихся
вставок  или  покрытий  статора.  Для  предупре¬
ждения  резкого  возрастания  утечек  при  износе
необходимо,  чтобы  шаг  гребней  ротора  был
больше  вероятных  осевых  перемещений.  Пер¬
спективными  являются  сотовые  уплотнения  с
мягкими  заполнителями.
 Размеры  уплотнительных  гребней.  При  вы¬
боре  конструкции  и  геометрических  размеров
уплотнительных  гребней  (высоты  /гг,  толщины
у  основания  Ь0)  следует  руководствоваться  из¬
гибающими  напряжениями  а,  от  перепада  дав¬
лений  Apj  (/  —  порядковый  номер  гребня),
сравнивая  их  с  пределом  текучести  <зт  для  ма¬
териала  гребней  при  рабочей  температуре  с
учетом  коэффициента  запаса  п\  а,  <  ст/п.
 Для  статорных  гребней  коэффициент  за¬
паса  на  вероятную  неравномерность  величины
зазора  по  длине  уплотнений  рекомендуется
принимать  п  =  1,5,  для  роторных  гребней  с  уче¬
том  возможного  циклического  характера  на¬
пряжений  и  действия  центробежных  сил  п  =  2.
 Изгибающее  напряжение  определяется
по  следующей  формуле:
 О/  =3Api(hTb0)2.
 Перепад  давлений  на  /-й  гребень  А/?,  =
 =  Pi-1  —  Pi-
 Давление  за  i-м  гребнем
 где  z  —  число  гребней  в  уплотнении;  р0,  pz  и
рк  —  начальное,  конечное  и  критическое  дав¬
ление  среды;  р  —  давление  среды  в  последнем
зазоре;  р  =  pz  при  pz  >  рк,  р  =  рк  при  pz  <  рк;
 рк  =  PftfojL  для  пара;  рк  = 	для 	воздуха.
 V^+15 	Vz+0,5
 Согласно  процессу  расширения  в  уплот¬
нениях  наибольший  перепад  давлений  прихо¬
дится  на  последний  гребень,  поэтому  при  рав-

2.6.10.  Рекомендуемые  варианты  конструктивного  исполнения  ступенчатых  уплотнений  с  радиальными  зазорами  (нижняя  деталь  —  ротор)
 УПЛОТНЕНИЯ 	423
 6.  Гибкое  с  точеными  гребнями  в
статоре  и  зачеканенными  в  ротор<
 7.  Гибкое  с  точеными  гребнями  в
статоре  и  роторе
 8.  Гибкое  термоэластичное  «елоч¬
ное»  с  точеными  гребнями  ротора
и  статора
 1.  Жесткое  с  зачеканенными  греб¬
нями  в  роторе  (для  жесткого  вала;
при  использовании  с  гибким  ва¬
лом  требует  увеличения  зазора  6)
 2.  Гибкое  с  зачеканенными  греб¬
нями  в  роторе
 3.  Гибкое  с  точеными  гребнями  в
статоре
 Исполнение  уплотнения
 Исполнение  уплотнения

Окончание  табл.  2.6.10
 424
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Исполнение  уплотнения
 9.  Жесткое  «сотовое»  с  точеными
гребнями  ротора
 10.  Гибкое  с  гребнями  вариантов
2—4,  6—8  с  цилиндрической  пру¬
жиной
 4.  Гибкое  с  вставными  гребнями  в
статоре
 5.  Гарантированно-бесконтактное
с  зачеканенными  гребнями  на  ста¬
торе  и  роторе
 Исполнение  уплотнения

УПЛОТНЕНИЯ
 425
 ных  толщинах  гребней  его  и  следует  проверять
на  прочность,  а  в  уплотнениях  с  выступами  —
и  предпоследний,  если  он  длиннее.  При  сдво¬
енных  гребнях  давление  в  камере  между  ними
понижено  вследствие  эжекционного  эффекта,
поэтому  на  изгиб  следует  рассчитывать  пер¬
вый  гребень  из  /-пары  при  увеличенном  пере¬
паде  Ар-  =  1,7  Apj.
 Материалы  уплотнительных  гребней.  Греб¬
ни  уплотнений  подвергаются  тепловому  и  эро¬
зионно-коррозионному  воздействию  рабочей
среды  и  работают  в  условиях  статического  и
циклического  нагружения  от  перепада  давле¬
ний  и  удара  струи.  Гребни  ротора  нагружены
также  центробежными  силами.  В  периоды  пус¬
ка  и  изменений  режима  работы  турбомашины
возможны  задевания  вращающихся  элементов
за  неподвижные.  При  этом  за  счет  снижения
коэффициента  трения  контактирующей  пары
должны  быть  обеспечены  минимальный  разо¬
грев  ротора  в  месте  касания,  минимальное  его
повреждение  и  минимальный  износ  гребней.
 Материалы,  рекомендуемые  для  изготов¬
ления  уплотнительных  гребней  статора  и  рото¬
ра,  приведены  в  табл.  2.6.11.  Для  снижения
коэффициента  трения  допускается  повышен¬
ное  содержание  серы.  Для  одноконтурных
АЭС  не  допускается  применение  материалов,
содержащих  кобальт.
 2.6.11.  Материалы  уплотнительных  гребней
 Г,  °С,  не
более
 Материал
 Марка,  сталь
 Сортамент
 (толщина)
 530
 15Х1М1Ф,
12Х1МФ,  15ХМА
 Поковки
 550
 Сталь  12X13
 550
 08X13
 650
 08Х18Н10Т
 Лист  (0,3...0,4,
1...2  мм)
 650
 12Х18Н10Т
 400
 Монель
 НМЖМц28-2,5-1,5
 Лента  (0,3...0,4,
1...2  мм)
 350
 Нейзильбер
 МНЦ15-20
 300
 Латунь  Л68
 Лента,  лист
(1...2  мм)
 Уплотнительные  элементы  статора  могут
изготавливаться  из  легкоизнашивающихся
(прирабатывающихся)  материалов.  В  конце¬
вых  уплотнениях  приводных  турбин  использу¬
ют  угольные  (углеграфитные)  кольца.  В  пери¬
ферийных  уплотнениях  лопаточного  аппарата
могут  использоваться  легко  изнашивающиеся
покрытия  и  вставки  из  мягких  металлов  типа
армко-железа,  композитной  металлокерамики
на  основе  порошков  меди,  никеля,  мельхиора
с  наполнителями  из  углеграфита,  нитрида  бо¬
ра  (белый  графит)  и  др.
 Угольные  уплотнения.  В  паровых  турбинах
небольшой  мощности  наряду  с  лабиринтными
некоторое  распространение  получили  уголь¬
ные  уплотнения,  в  которых  протечка  пара  воз¬
никает  в  узкой  щели  между  угольным  кольцом
и  втулкой,  надетой  на  вал.  Каждое  из  уголь¬
ных  колец  выполняется  из  нескольких  частей,
стянутых  пружинящим  кольцом.
 Такие  уплотнения  имеют  малый  зазор,  так
как  соприкосновение  между  уплотнением  и  ва¬
лом  в  них  не  опасно;  вследствие  этого  сокра¬
щается  число  лабиринтных  камер,  но  имеют
большую  ширину.  Уплотнительные  кольца  1
изготовлены  из  прессованного,  богатого  графи¬
том  угля,  имеют  почти  квадратное  сечение  с
проточенной  по  наружной  поверхности  канав¬
кой  для  спиральной  пружины  2  (рис.  2.6.108).
Угольные  кольца  сидят  в  кольцевых  обоймах  3
углового  сечения  и  удерживаются  в  них  предо¬
хранительными  планками  4  или  другими  эле¬
ментами  (U-образными  скобами  и  др.).  В  ос¬
тальном,  располагая  свободою  перемещения
(боковой  зазор  составляет  около  0,2  мм),  они
способны  следовать  за  движением  вала,  но  с
 1
 Рис.  2.6.108.  Угольное  уплотнительное  кольцо

426
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.109.  Диаграмма  определения  зазоров  в
угольных  уплотнениях  с  различным  числом  колец:
 1—4  —  порядковый  номер  кольца  по  направле¬
нию  потока
 боков  прижаты  давлением  пара  и  создают  на¬
дежное  уплотнение.  Кольцевые  обоймы  зажаты
крышкой  в  корпусе  уплотнения  или  непосред¬
ственно  в  корпусе  турбины,  так  что  пар  не  мо¬
жет  проходить  помимо  обойм.
 На  основании  опытных  данных  величина
зазора  может  быть  оценена  по  диаграмме,  по¬
казанной  на  рис.  2.6.109.
 Обычно  к  угольным  уплотнениям  сторо¬
ны  низкого  давления  подводят  уплотняющий
пар.  Однако  при  этом  наблюдаются  сущест¬
венная  коррозия  пружин  и  более  быстрое  из¬
нашивание  самих  колец,  работающих  в  кон¬
денсате.  Поврежденные  пружины  легко  лома¬
ются,  причем  обнаружить  поломку  можно
только  тогда,  когда  несколько  колец  выйдут  из
строя  и  начнется  настолько  сильное  засасыва¬
ние  воздуха  в  конденсатор,  что  необходимо
остановить  турбину  для  ремонта.  Кроме  того,
шейка  вала  под  кольцами  корродирует  и  изна¬
шивается,  в  результате  чего  время  от  времени
она  требует  шлифовки  и  даже  проточки.  По¬
этому  при  угольных  уплотнениях  рассмотрен¬
ного  типа  приходится  насаживать  на  вал  съем¬
ную  втулку  (рубашку)  из  легированной  стали,
устойчивой  против  коррозии.
 В  более  совершенном  угольном  уплотне¬
нии  спиральная  пружина  заменена  волнистой
пружиной  1  из  листовой  коррозионно-стойкой
стали,  а  наружная  поверхность  колец  2  выпол¬
нена  конической  (рис.  2.6.110).  Благодаря  это¬
му  усилие  волнистой  пружины  имеет  радиаль¬
ную  и  аксиальную  составляющие.  Аксиальная
составляющая  прижимает  кольцо  боковой  по¬
верхностью  к  соседней  обойме  настолько,  что
не  позволяет  ему  провиснуть  и  опуститься  на
шейку  вала.  При  первых  оборотах  вала  после
установки  новых  колец  они  занимают  положе¬
 ние,  концентричное  валу,  и  сохраняют  его  в
дальнейшей  работе,  практически  не  касаясь
вала.  Поэтому  изнашивание  колец  и  шейки
получается  минимальным.
 Гидравлические  уплотнения.  Такое  уплот¬
нение  дает  возможность  получить  полную  не¬
проницаемость  зазора  при  небольшой  длине
устройства,  но  требует  некоторой  затраты
мощности  турбины  и  обслуживания  при  экс¬
плуатации.
 Гидравлическое  уплотнение  состоит  из
небольшого  лопастного  колеса  2,  закреплен¬
ного  на  валу  1  и  вращающегося  в  кольцевой
выточке  J,  выполненной  в  стенке  корпуса  тур¬
бины  (рис.  2.6.111).  Вода,  подводимая  к  коле¬
су,  центробежной  силой  отбрасывается  к  ок¬
ружности  и  образует  кольцо  4,  запирающее
вход  атмосферного  воздуха  внутрь  корпуса  или
выход  пара  из  него.  Центробежная  сила,  от¬
брасывая  при  вращении  колеса  воду,  стремит¬
ся  создать  одинаковый  столб  воды  по  обе  сто¬
роны  колеса,  но  так  как  давление  с  обеих  сто¬
рон  уплотнения  различное,  возникает  раз¬
ность  уровней  а,  которая  и  уравновешивает
разность  давлений.
 В  водяном  уплотнении  турбины  ЛМЗ  к
лопастному  колесу  7,  состоящему  из  двух  час¬
тей  и  притянутому  винтами  к  гребню  втулки  2,
 Рис.  2.6.111.  Схема  водяного  уплотнения
 Рис.  2.6.110.  Угольное  уплотнение  нового  типа

УПЛОТНЕНИЯ
 427
 Рис.  2.6.112.  Водяное  уплотнение  турбин  ЛМЗ
 через  отверстие  3  подводится  вода  (обычно
конденсат)  из  бачка,  расположенного  на  4...6  м
выше  оси  турбины  (рис.  2.6.112).  Поскольку
действие  водяного  уплотнения  возможно  толь¬
ко  при  вращении  вала  турбины,  во  время  пуска
к  нему  приходится  подводить  пар  через  отвер¬
стия  4.  При  этом  утечка  пара  ограничивается
гребнями  5  лабиринтного  уплотнения  обычно¬
го  типа.  По  достижении  ротором  1/2  номи¬
нальной  частоты  вращения  уплотнение  пере¬
ключается  на  подвод  воды.
 Благодаря  теплоте  трения  некоторое  ко¬
личество  воды  постоянно  испаряется;  пар  от¬
сасывается  в  конденсатор,  так  как  давление  со
стороны  колеса,  обращенной  к  турбине,  ниже
атмосферного  и,  следовательно,  температура
кипения  воды  невысокая.
 Радиальные  зазоры  между  лопастным  ко¬
лесом  и  кожухом  уплотнения  должны  состав¬
лять  2...3,5  мм,  осевые  —  3...4  мм.
 Большим  преимуществом  водяных  уп¬
лотнений  является  отсутствие  утечки  пара  в
машинный  зал,  а  кроме  того,  отсутствует  не¬
обходимость  в  регулировании  давления  уп¬
лотняющего  пара  в  соответствии  с  нагрузкой
турбины,  как  при  чисто  лабиринтном  уплот¬
нении.
 В  ЧВД  гидравлическое  уплотнение  пре¬
пятствует  передаче  теплоты  от  корпуса  турби¬
ны  к  подшипникам,  т.е.  выполняет  функцию
теплового  экрана.
 Расчетная  схема  гидравлического  уплот¬
нения  показана  на  рис.  2.6.113.  При  наличии
разности  давлений  (р2  -  рх)  по  обе  стороны  от
камеры  уплотнения  вода  вытесняется,  так  что
в  камере  возникает  разность  уровней.  По¬
скольку  масса  воды,  находящейся  за  предела¬
ми  цилиндрической  поверхности,  описанной
радиусом  г2,  уравновешивается,  можно  найти
давление,  развиваемое  столбом  воды,  зани¬
 Рис.  2.6.113.  Расчетная  схема  гидравлического  уплотнения:
 А  —  диск;  рх  —  давление  пара;  р2  —  давление  атмосферного  воздуха

428
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 мающей  объем  между  цилиндрическими  по¬
верхностями,  описанными  радиусом  г}  и  г2.
 Выделим  элементарный  объем  воды  дву¬
мя  цилиндрическими  поверхностями  с  радиу¬
сами  г  и  г  +  dr  и  двумя  плоскостями,  проходя¬
щими  через  ось  вращения  и  находящимися
под  углом  dy.  Осевой  размер  выделяемого
объема  примем  равным  единице.  Составим
уравнение  равновесия  для  этого  элементарно¬
го  объема,  проектируя  действующие  силы  на
вертикальную  ось.  Центробежная  сила,  дейст¬
вующая  на  элементарную  массу  жидкости,
 v  2  2
 dc  =  —  w  г  dydr,
g
 где  w  —  средняя  угловая  скорость  жидкости  в
уплотнении.
 В  конструкции  уплотнения,  в  которой
гребни  выполнены  в  неподвижной  обойме,  на
валу  предусматриваются  кольцевые  выточки.
 Сумма  проекций  сил
 prdy  +  2  pdr  sin(  dy/2)  +  У-  со2  г2  dydr  =
g
 =  {р+  dp)(r  +  dr  )dy.
 Имея  в  виду,  что  вследствие  малости  угла
d(psin(d(p/2)  ~  dy/2  найдем  после  упрощений
 У  2
dp  =  —со  rdr.
g
 Для  определения  давления,  вызванного
всем  столбом  жидкости  h2  =  г2  —  гь  проинтег¬
рируем  это  выражение  в  пределах  от  гх  до  г2:
 *  0  (f
 Это  давление  уравновешивает  избыточ¬
ное  давление  внешней  среды.
 Для  работы  гидравлического  уплотнения
необходимо  привести  воду,  заполняющую  ко¬
робку,  во  вращение  с  наибольшей  угловой
скоростью.  Поэтому  диск  гидравлического  уп¬
лотнения  выполняют  с  наклонными  ребрами,
которые  увлекают  воду  за  собой,  а  внутренние
стенки  корпуса  уплотнения  выполняют  глад¬
кими,  чтобы  они  не  вызывали  торможения.
 При  этих  условиях  средняя  угловая  ско¬
рость  жидкости  w  в  камере  уплотнения  состав¬
ляет  0,7...0,8  угловой  скорости  Wj  ротора  тур¬
бины.  В  случае,  если  диск  и  корпус  выполне¬
ны  с  гладкими  стенками,  то  следует  прини¬
мать  w  =  0,5w,.
 Ввиду  того,  что  в  гидравлическом  уплот¬
нении  вода  находится  в  соприкосновении  с
паром  и  конденсирует  этот  пар,  а  также  вслед¬
ствие  потерь  на  трение  диска  при  вращении
его  в  полости,  заполненной  водой,  вода  в  уп¬
лотнении  нагревается.  Поэтому  приходится
обеспечивать  непрерывную  ее  циркуляцию.
Кроме  того,  уплотнение  не  может  уравнове¬
шивать  значительной  разности  давлений,  при
пуске  турбины  необходим  подвод  пара  для
предохранения  от  просачивания  воздуха  в
конденсатор.
 Мощность,  расходуемая  на  гидравличе¬
ское  уплотнение,
 где  п  —  частота  вращения,  мин-  ;  du  d2  —  диа¬
метр  соответственно  внутренней  и  наружной
поверхности  зеркала  воды,  м;  D  —  диаметр
диска,  м;  /  —  ширина  обода  диска,  м.
 Отдельное  гидравлическое  уплотнение
применяется  лишь  в  ЧНД  конденсационных
турбин  для  уплотнений,  стоящих  под  вакуу¬
мом.  Для  уплотнения  на  стороне  высокого
давления  гидравлические  уплотнения  ставятся
в  комбинации  с  лабиринтными  уплотнениями.
 Внутренние  уплотнения.  Это  уплотнения
лопаточного  аппарата,  уменьшающие  протеч¬
ки  работающего  пара  через  осевые  и  радиаль¬
ные  зазоры  ступеней.  В  зависимости  от  их
функционального  значения  различают  над-
бандажные  и  межвенцовые  уплотнения  (кор¬
невые  и  периферийные).
 Надбандажные  уплотнения.  При  необан-
даженных  лопаточных  аппаратах  утечка  среды
имеет  место  лишь  через  зазоры  по  вершинам
лопаток.  Для  уменьшения  зазора  без  сниже¬
ния  надежности  выполняют  утоненные  или
полые  (иногда  сменные)  профили  у  вершин
лопаток,  наносят  легкоизнашиваемые  или  аб¬
разивные  покрытия  на  цилиндрическую  по¬
верхность  сопряженной  детали,  придают  ей
ячеистую  (сотовую)  фактуру,  выполняют  на
ней  узкие  кольцевые  проточки  или  широкие
канавки  по  всей  ширине  профиля,  иногда  с
заглублением  концевой  части  профиля,  а  так¬
же  вводят  положительную  перекрышу  мериди¬
анных  обводов  направляющих  и  рабочих  вен¬
цов  (рис.  2.6.114).

УПЛОТНЕНИЯ
 429
 Рис.  2.6.114.  Уплотнения  необандаженных  лопаточных  аппаратов:
 а, 	б  —  с  утонением  вершины  лопатки;  в—д  —  с  перекрышей  и  проточками  в  статоре;  е,  ж  —  с  ячеис¬
тыми  и  мягкими  вставками
 В  случае  применения  дисковой  конструк¬
ции  ротора  направляющие  и  рабочие  лопатки,
как  правило,  выполняют  обандаженными.  Бан¬
дажная  полка  может  быть  отфрезерована  как
одно  целое  с  профильной  частью  лопатки  или
изготовлена  отдельно  (клепаная,  вальцован¬
ная).  При  размещении  направляющих  лопаток
в  диафрагмах  функцию  бандажей  выполняют
обод  и  тело  диафрагмы.  При  барабанном  ис¬
полнении  ротора  направляющие  и  рабочие  ло¬
паточные  аппараты  и  их  бандажи  имеют  иден¬
тичную  конструкцию  (рис.  2.6.115).
 При  цельнофрезерованных  бандажных
полках  лопаток  надбандажные  уплотнения  вы¬
полняют  как  обычные  прямоточные  или  сту¬
пенчатые  уплотнения  с  радиальными  (типы  А,
Г  в  табл.  2.6.7)  или  с  осевыми  зазорами
(тип  Д).  В  этом  случае  число  дросселей  над-
бандажного  уплотнения  определяется  осевой
шириной  бандажа  и  величиной  относительных
 осевых  перемещении  роторных  и  статорных
элементов.  При  клепаной  конструкции  банда¬
жа  удается  разместить  два  —  три  дросселя.
 Рекомендуемые  варианты  конструктив¬
ного  исполнения  надбандажных  уплотнений
показаны  на  рис.  2.6.116.  Для  лучшей  сохран¬
ности  гребней  ротора  статорные  вставки  могут
выполняться  легкоизнашиваемыми  за  счет
применения  сотовой  конструкции  или  мягких
материалов  и  покрытий.
 На  надбандажные  уплотнения  распро¬
страняются  рассмотренные  рекомендации  по
выбору  величин  радиальных  зазоров,  зазоров
сегментов,  материала  и  размеров  уплотнитель¬
ных  гребней,  а  также  условия  применимости
различных  конструкций.  Повышение  эконо¬
мичности  и  надежности  достигается  также  при
учете  принципа  температурного  управления
зазорами,  когда  после  пуска  и  прогрева  проис¬
ходит  уменьшение  периферийных  зазоров,  на-
 Рис.  2.6.115.  Схема  уплотнений  лопаточного  аппарата  активной  (а)  и  реактивной  (б)  ступеней:
 1  —  направляющая  лопатка;  2  —  рабочая  лопатка;  3  —  корневое  уплотнение;  4  —  периферийное
уплотнение;  5  —  надбандажное  уплотнение;  6  —  корпус  цилиндра  или  обоймы;  50С  —  осевой  зазор;
 5р  —  радиальный  зазор

430
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.116.  Надбандажные  уплотнения:
 а—е  —  клепаные  ленточные  ,бандажи;  ж,  з  —  цельнофрезерованные  бандажные  полки;  а,  г,д,з-
 ^  ЛМЗ;  б,  в  -  ХТГЗ;  е,  ж  -  ТМЗ
 пример  за  счет  различия  в  коэффициентах  ли¬
нейного  температурного  расширения  деталей.
 Надбандажные  уплотнения  с  радиальны¬
ми  зазорами  (особенно  прямоточные)  при  ста¬
тических  и  динамических  расцентровках  явля¬
ются  источником  дополнительных  сил,  возбу¬
ждающих  автоколебания  ротора:  кроме  сил,
обусловленных  окружной  неравномерностью
давлений  в  самих  уплотнениях,  они  вызывают
силы,  возникающие  из-за  окружной  неравно¬
мерности  расхода  через  лопаточные  аппараты
рабочих  венцов.  Для  лучшего  обеспечения  за¬
данных  радиальных  зазоров  статорные  эле¬
менты  над  бандажных  уплотнений  рабочих  ко¬
лес  дисковой  конструкции  предпочтительнее
крепить  к  ободу  диафрагмы,  чем  размещать  в
 обойме  или  непосредственно  в  корпусе  ци¬
линдра.
 Межвенцовые  уплотнения.  Корневые  уп¬
лотнения  могут  иметь  как  осевые,  так  и  ради¬
альные  уплотняющие  зазоры,  образуемые  вы¬
ступами  и  гребнями  (рис.  2.6.117).  Иногда  осе¬
вой  межвенцовый  зазор  у  корня  рабочих  лопа¬
ток  выполняют  без  специального  уплотнения,
но  для  уменьшения  потерь  от  присосов  снаб¬
жают  направляющими  и  закручивающими
устройствами.
 Периферийные  уплотнения,  как  правило,
имеют  осевые  уплотняющие  зазоры,  образуемые
торцовыми  плоскостями  и  заостренными  кром¬
ками  бандажей  направляющих  и  рабочих  лопа¬
точных  аппаратов  (рис.  2.6.118).  Уплотнение  ра¬
бочих  венцов  по  периферии  рекомендуется  вы-
 Рис.  2.6.117.  Корневые  межвенцовые  уплотнения  (заштрихована  деталь  НА)

УПЛОТНЕНИЯ
 431
 поднять  как  по  входной,  так  и  по  выходной
кромке  бандажа,  особенно  при  барабанной  кон¬
струкции  ротора  и  в  цилиндрах  с  двухпоточной  и
петлевой  схемой  течения.  При  больших  осевых
разбегах  целесообразен  переход  на  радиальные
уплотняющие  зазоры  (с  усиком  под  бандажом).
 Для  уменьшения  утечек  в  межвенцовый
осевой  зазор  меридианные  обводы  рабочих  и
направляющих  аппаратов  выполняют  со  вза¬
имной  перекрышей.
 Промежуточные  уплотнения.  К  промежу¬
точным  уплотнениям  относят  уплотнения  меж¬
ду  ступенями  проточной  части.  Эти  уплотнения
располагают  в  трех  местах  проточной  части:
в  зоне  первой  ступени;
в  зоне  диафрагм;
 в  зоне  думиса,  разгрузочного  диска  про¬
точной  части.
 В  этих  лабиринтных  уплотнениях  зазоры
должны  быть  малы,  а  число  лабиринтов  доста¬
точно  велико,  в  зависимости  от  перепада  дав¬
лений  уплотняемого  пара.  Чтобы  зазор  не  из¬
менялся  в  процессе  эксплуатации  применяют
эластичные  или  неповреждаемые  уплотнения.
 Различные  типы  конструкций,  приведен¬
ные  в  табл.  2.6.10,  используются  в  качестве
 промежуточных  уплотнений.  Кроме  того,  ино¬
гда  применяют  комбинированные  лабиринт¬
но-угольные  уплотнения,  в  которых  лабиринт¬
ные  гребни  втулок,  насаженные  на  вал,  уста¬
новлены  напротив  угольных  вкладышей  2,  рас¬
положенных  в  корпусе  турбины  (рис.  2.6.119).
Установка  уплотнения  производится  без  зазо¬
ров  между  гребнями  4  и  угольными  вкладыша¬
ми  2\  в  процессе  работы  гребни  протачивают  во
вкладышах  небольшие  канавки  3,  в  которых  и
происходит  дросселирование  пара.
 Эти  уплотнения  имеют  меньшую  длину
по  сравнению  с  обычными  лабиринтными  уп¬
лотнениями  и  первоначально  меньшую  утечку
пара,  которая  возрастает  по  мере  изнашивания
угольных  вкладышей.
 В  ЧВД  турбины  иногда  применяют  по¬
следовательно  расположенные  обычные  лаби¬
ринтное  и  угольное  уплотнения.
 Расчет  протечек  через  лабиринтные  уплот¬
нения.  Теоретические  исследования,  а  также
результаты  экспериментов  свидетельствуют  о
том,  что  протечка  пара  через  них  зависит  от
многих  факторов:
 состояния  пара  перед  уплотнением  и  за
 ним;
 Рис.  2.6.119.  Лабиринтно-угольное  уплотнение  диафрагмы
 Рис.  2.6.118.  Периферийные  межвенцовые  уплотнения

432
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 )
 величины  зазора;
 числа  щелей;
 перемещения  ротора  относительно  статора;
 состояния  кромок  гребней.
 Так  как  величина  зазора  определяется  ус¬
ловиями  надежности  работы  уплотнения  и
принимается  минимально  допустимой,  про¬
течку  пара  можно  изменять  только  числом  ще¬
лей.  Но  при  применении  большого  числа  ще¬
лей  приходится  считаться  с  увеличением  рас¬
стояния  между  подшипниками,  а  следователь¬
но,  диаметра  вала,  которое  необходимо  для  со¬
хранения  в  допустимых  пределах  критической
частоты  вращения  ротора,  что,  в  свою  очередь,
обусловливает  увеличение  площади  кольцевой
щели.  Таким  образом,  практически  приходит¬
ся  мириться  с  некоторой  (более  или  менее
значительной)  протечкой  пара.
 Для  определения  протечки  пара  через  ла¬
биринтные  уплотнения  существует  несколько
различных  формул,  выведенных  на  основе
двух  различных  предположений  о  характере
протекания  пара  через  узкие  щели  уплотне¬
ния.  Некоторые  из  этих  формул  (Стодола,
Мартина  и  др.)  основаны  на  предположении,
что  течение  пара  через  щели  происходит  так
же,  как  в  сопле,  другие  (Самойловича,  Игли
и  др.)  —  на  соотношениях,  полученных  при
исследовании  потока  пара  через  отверстия  с
острыми  кромками.  Условия  протекания  пара
в  сопле  и  в  отверстии  с  острой  кромкой  суще¬
ственно  различные.  По  этой  причине  коэффи¬
циент  расхода  сопла  с  хорошо  закругленным
входом  составляет  около  0,98...  1,  а  в  отверстии
с  острой  кромкой  —  0,63...0,68.  Кроме  того,
критическое  отношение  давлений  для  сопла
равно  0,546  (для  перегретого  пара)  и  0,577  (для
насыщенного  пара),  а  для  отверстия  с  острой
кромкой  оно  равно  приблизительно  0,13.  Ес¬
тественно,  что  все  известные  формулы  для  оп¬
ределения  протечки  через  лабиринтные  уплот¬
нения  являются  более  или  менее  приближен¬
ными,  так  как  течение  через  щели  уплотнения
отличается  как  от  течения  через  сопло,  так  и
от  течения  через  отверстие  с  острой  кромкой.
Сопоставление  относительных  расходов  пара  q
для  сопла  и  для  отверстия  с  острой  кромкой
приведено  на  рис.  2.6.120.
 Рассматривая  различные  конструкции
лабиринтных  уплотнений  может  показаться  с
первого  взгляда,  что  щели  уплотнения  по  сво¬
им  очертаниям  приближаются  к  отверстиям  с
острой  кромкой,  хотя  в  действительности  это
не  совсем  так.  Дело  в  том,  что  гребни  уплотне-
 Рис.  2.6.120.  Сопоставление  относительных
расходов  пара  q  для  сопла  1  и  для  отверстия
с  острой  кромкой  2  в  зависимости  от  е  =  р2  /р\
 ний  всегда  имеют  более  или  менее  значитель¬
ные  затупления  краев.  Причем  это  относится
не  только  к  уплотнениям,  уже  бывшим  в  экс¬
плуатации,  но  и  к  совершенно  новым,  еще  не
работавшим.
 Радиус  закругления  кромок  гребня  может
составлять  0,05  мм,  но  может  быть  и  больше,
так  как  его  ограничение  не  предусматривается
вследствие  трудности  его  выполнения  и  кон¬
троля.  В  этом  случае  щель  уплотнения  едва  ли
можно  рассматривать  как  отверстие  с  острой
кромкой.  С  большим  основанием  —  это  сопло
с  закругленным  входом.
 Как  показывает  опыт  эксплуатации  боль¬
шого  числа  турбин,  еще  большее  затупление  кро¬
мок  гребней  наблюдается  в  уплотнениях  после
некоторого  периода  эксплуатации  в  результате
воздействия  пара  и,  особенно,  при  задевании
гребней  за  неподвижные  части  (рис.  2.6.121).
Гребни  уплотнения  под  влиянием  сильного  на¬
грева  оплавляются,  и  на  кромках  их  образуются
утолщения  различной  формы.
 На  основании  изложенного  можно  сде¬
лать  вывод,  что  определение  протечки  пара
 Рис.  2.6.121.  Ввд  на  гребни  лабиринтового  уплотне¬
ния  после  задевания  о  неподвижные  части  турбины

подшипники
 433
 через  лабиринтные  уплотнения  целесообразно
производить  по  формулам,  основанным  на
теории  истечения  из  сопел.  На  основании  тео¬
ретических  исследований  и  обобщения  экспе¬
риментальных  данных  и  опыта  эксплуатации
паровых  турбин  получены  следующие  зависи¬
мости  для  расчета  расходов  утечек  G^  пара
(кг/с)  через  лабиринтные  уплотнения:
для  осевых
 для  радиальных
 V  ^1V1
 где  /3  —  площадь  зазора  выражена,  м2;  ри  р2  —
давления,  0,1  МПа;  V!  —  плотность  пара,
м3/кг;  z  —  число  лабиринтных  камер;  ц  —  ко¬
эффициент  расхода;  /j  =  ЯД5,  /2  =  nd2b  —  со¬
ответственно  начальная  и  конечная  площадь
зазоров  радиально  расположенных  друг  за  дру¬
гом  лабиринтных  уплотнений,  м2;  5  —  за¬
зор,  м,  D{  и  d2  —  диаметры  уплотнений,  м.
 Когда  в  последнем  зазоре  устанавливает¬
ся  критическая  скорость,  расход  утечки  пара
можно  определить  по  известной  формуле  Сто-
дола:
 которая  справедлива  для  случая,  когда
 Для  определения  коэффициента  расхода
(I  для  уплотнений  различных  типов  разработа¬
ны  соответствующие  зависимости  от  геомет¬
рии  лабиринтных  уплотнений,  которые  име¬
ются  в  нормативных  материалах  предпри¬
ятий  —  изготовителей  паровых  турбин.
 К  путям  совершенствования  лабиринт¬
ных  уплотнений  относятся:
 создание  систем  управления  радиальны¬
ми  зазорами  в  уплотнениях  в  зависимости  от
режимов  работы  турбины  (увеличенные  зазо¬
ры  во  время  пуска  турбины  и  оптимальные  на
номинальном  режиме  работы);
 применение  неповреждаемых  уплотнений;
применение  новых  материалов  для  лаби¬
ринтов  и  контактных  материалов;
 совмещение  проточных  частей  цилинд¬
ров  в  различных  комбинациях  с  получением
новых  цилиндров  с  уменьшенными  длинами
лабиринтных  уплотнений  в  турбине:  ЦВСД,
ЦСНД  и  ЦВСНД.
 2.6.9. 	ПОДШИПНИКИ
 Подшипники  служат  для  фиксации  тако¬
го  положения  вращающегося  валопровода  в
турбине,  при  котором  обеспечивается  надеж¬
ная  и  экономичная  ее  работа.  В  зависимости
от  числа  роторов  в  валопроводе  и  способа  их
соединения  турбоагрегат  может  иметь  опор¬
ные  подшипники  (от  трех  до  двенадцати)  и
упорные  или  опорно-упорные  (один  или  два,
чаще  один).
 Опорные  подшипники  воспринимают  и
передают  на  детали  корпуса  радиальные  на¬
грузки  от  собственного  веса  валопровода,  от
неуравновешенных  центробежных  сил  и  рас-
центровок,  от  аэродинамических  сил,  возни¬
кающих  в  проточной  части  турбины  и  уплот¬
нениях.  Опорные  подшипники  должны  обес¬
печивать  малые  зазоры  в  проточной  части  и
уплотнениях  для  поддержания  высокой  эконо¬
мичности  турбины.  Вместе  с  тем  они  должны
исключать  возможность  радиальных  задеваний
в  проточной  части.
 Упорный  подшипник  воспринимает  ре¬
зультирующую  осевую  силу,  действующую  на
валопровод  турбины.
 В  паровых  турбинах  используют  только
подшипники  скольжения  (опорные  и  упор¬
ные),  в  которых  между  вращающимися  и  нев-
ращающимися  деталями  при  нормальной  ра¬
боте  всегда  существует  тонкий  слой  смазы¬
вающей  жидкости.
 Опорные  подшипники.  Схема  типичного
опорного  подшипника  показана  на
рис.  2.6.122.  Шейка  вала  1  размещается  во
вкладыше  2  подшипника  с  небольшим  зазо¬
ром,  в  который  по  каналу  9  из  масляного  бака
насосом  подается  масло.  Оно  проходит  между
шейкой  и  верхней  половиной  вкладыша  с  баб¬
битовой  заливкой  10,  охлаждая  при  этом  шей¬
ку  и  вкладыш,  а  затем  поступает  в  зазор  между
шейкой  и  нижней  половиной  вкладыша  с  баб¬
битовой  заливкой.  Между  шейкой  и  баббито¬
вой  заливкой  нижней  половины  вкладыша  об¬
разуется  несущая  масляная  пленка  —  масля¬
ный  клин,  воспринимающий  статические  и
переменные  усилия  от  ротора  и  передающий
их  на  вкладыш  подшипника.  Затем  эти  усилия

434
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.122.  Схема  опорного  подшипника
 воспринимают  статорные  части  турбины,  при
этом  исключается  контакт  металлических  по¬
верхностей  вала  и  вкладыша.  Отработавшее
масло  через  торцовый  зазор  между  валом  и
вкладышем  стекает  в  корпус  (картер)  7  под¬
шипника,  откуда  самотеком  направляется  в
масляный  бак.
 Положение  шейки  вала,  а  следовательно,
валопровода  турбины  в  ее  корпусе  определяет¬
ся  положением  вкладыша.  Для  его  установки
используют  три  нижние  колодки  8  с  цилинд¬
рической  внешней  поверхностью.  На  них  по¬
мещается  нижняя  половина  вкладыша.  Верх¬
няя  колодка  6  необходима  для  плотного  зажа¬
тия  вкладыша  в  корпусе.  Между  вкладышем  и
колодками  для  тонкой  центровки  расточек
вкладыша,  диафрагм  и  уплотнений  устанавли¬
вают  регулировочные  прокладки.
 В  турбоустановках,  в  которых  масляные
насосы  расположены  не  на  валу  турбины,  на
крышках  подшипников  или  над  ними  устанав¬
ливают  аварийные  емкости  4,  непрерывно  за¬
полняемые  маслом,  подаваемым  по  маслопро¬
воду  5.  Избыток  масла  по  переливной  трубе  3
стекает  в  корпус  подшипника.  При  прекраще¬
нии  подачи  масла,  например  из-за  разрыва  по¬
дающего  маслопровода,  система  защиты  отклю¬
чает  турбогенератор  от  сети,  а  смазывание  шей¬
ки  вала  в  период  замедления  вращения  осуще¬
ствляется  маслом,  поступающим  из  аварийной
емкости  по  маслопроводу  5,  через  дозировочные
отверстия,  подобранные  специальным  образом
и  обеспечивающие  уменьшение  расхода  масла
при  замедлении  вращения  турбины.
 Требования,  предъявляемые  к  опорным  под¬
шипникам.  Работа  подшипника  должна  быть
надежной,  исключающей  сильный  разогрев
масла  и  износ  вкладыша.  При  износе  вклады¬
ша  изменяются  вибрационные  характеристики
всего  валопровода  и  может  возникнуть  интен¬
сивная  его  вибрация.  Масло  в  подшипнике
нагревается  за  счет  сил  трения  между  слоями
масла  в  пленке  и  теплоты,  передаваемой  по
валу  от  горячих  частей  турбины,  количество
которой  обычно  не  превышает  10...20%  коли¬
чества  теплоты,  выделяемой  в  масляном  слое.
При  разогреве  до  115  °С  внутренняя  поверх¬
ность  вкладыша,  заливаемая  баббитом,  раз¬
мягчается  и  ее  сопротивление  деформирова¬
нию  и  износу  резко  ухудшается,  при  150  °С
разрушается  пленка  из  масла  марки  22,  часто
применяемого  для  смазывания  подшипников,
а  при  350  °С  происходит  выплавление  бабби¬
товой  заливки,  что  приводит  к  тяжелой  аварии
всего  турбоагрегата.  Поэтому  для  поддержания
температурного  уровня  подшипника  жестко
регламентируется  температура  масла  на  входе
(обычно  35...45  °С),  нормальная  температура
его  на  выходе  (около  65  °С)  и  предельная  тем¬
пература  (около  75  °С),  при  которой  необхо¬
дим  немедленный  останов  турбины.  Темпера¬
тура  баббитовой  заливки,  контролируемая  тер¬
мометрами  сопротивления  или  термопреобра¬
зователями,  не  должна  превышать  100  °С.
Опорные  подшипники  воспринимают  стати¬
ческие  силы  от  веса  ротора  и  от  поперечных
сил,  действующих  в  ступенях  с  парциальным
подводом  пара.  При  поперечных  колебаниях
ротора  на  подшипник  действуют  дополнитель¬
ные  переменные  силы.  При  динамическом
(с  ускорением)  смещении  шейки  вала  в  масля¬
ном  слое  подшипника  возникают  циркуляци¬
онные  силы,  которые  способствуют  появле¬
нию  самовозбуждающихся  колебаний.
 Подшипник  должен  быть  виброустойчи-
вым  и  обладать  достаточной  демпфирующей
способностью.  Под  виброустойчивостью  по¬
нимают  его  способность  не  реагировать  на
случайные  возмущения,  всегда  имеющиеся  в
турбине.  Если  случайные  или  исчезающие
возмущения  приводят  к  появлению  в  масля¬
ном  слое  незатухающих  сил,  вызывающих  ин¬
тенсивную  вибрацию  валопровода,  то  под¬
шипник  не  обладает  достаточным  запасом
виброустойчивости.  Все  переменные  силы,
действующие  на  валопровод  и  вызывающие
его  вибрацию,  в  конце  концов  гасятся  в  мас¬
ляном  слое  подшипников.  Поэтому  чем  выше

подшипники
 435
 их  демпфирующая  способность,  тем  меньшая
вибрация  возникает.
 Конструкция  опорного  подшипника
должна  обеспечивать  небольшие  изменения
радиальных  зазоров  в  турбине  при  всех  режи¬
мах  работы  (в  нерабочем  состоянии  и  при  лю¬
бых  нагрузках).  Для  этого  необходимо,  чтобы
всплытие  шейки  вала  на  масляном  слое  было
небольшим.  Это  позволит  иметь  в  турбине  не¬
большие  радиальные  зазоры  и  малые  потери
от  протечек.
 Потери  на  трение  в  подшипнике  должны
быть  небольшими.  При  размерах  шеек  валов,
превышающих  в  мощных  турбинах  500  мм,  по¬
тери  мощности  на  трение  могут  составлять  не¬
сколько  сотен  киловатт  на  каждый  подшипник.
 Перечисленные  требования  являются
противоречивыми.  Так,  для  обеспечения  высо¬
кой  виброустойчивости  и  экономичности  тре¬
буется  иметь  малые  зазоры  между  шейкой  и
вкладышем  и  малое  всплытие  шейки  вала.  Но
при  этом  увеличивается  нагрев  масла,  и  работа
подшипника  становится  чувствительной  к  пе¬
рекосам  шейки  относительно  вкладыша,  воз¬
никает  возможность  «полусухого»  трения  и  за¬
деваний,  т.е.  снижается  надежность.  Поэтому
при  проектировании  подшипников  прибегают
к  компромиссным  решениям,  обеспечивая  в
первую  очередь  их  высокую  надежность.
 Принцип  работы  опорного  подшипника
следующий.  Невращающийся  валопровод  ле¬
жит  на  нижней  половине  вкладыша,  контак¬
тируя  с  ним  частью  поверхности  вблизи  ниж¬
ней  образующей  (рис.  2.6.123,  а).  Если  через
подшипник  подается  поток  масла  и  начинает
вращаться  ротор,  то  масло  будет  прилипать  к
поверхности  шейки  вала  и  увлекаться  ею.  По¬
скольку  масло  обладает  вязкостью,  то  оно
слой  за  слоем  будет  увлекаться  под  шейку  вала
и  в  результате  при  некоторой  частоте  враще¬
ния  между  ней  и  вкладышем  появится  устой¬
чивая  масляная  пленка  (рис.  2.6.123,  б).  Таким
образом,  всплытие  шейки  на  масляной  пленке
обеспечивается  вязкостью  масла  и  вращением
шейки  вала.  Следует  отметить,  что  подъемная
сила,  возникающая  в  подшипнике,  образуется
не  за  счет  давления  масла  на  входе  в  подшип¬
ник,  которое  обычно  составляет  около
200  кПа,  а  за  счет  давления,  возникающего  в
масляном  слое.  Подшипник  скольжения,  ра¬
ботающий  на  этом  принципе,  называют  гид¬
родинамическим.
 Если  при  «плавающей»  шейке  измерить
давление  вдоль  окружности  расточки  вкладыша
 Рис.  2.6.123.  Схемы,  поясняющие  работу
опорного  подшипника:
 а  —  положение  неподвижной  шейки  вала  во
вкладыше;  б  —  распределение  давления  в  мас¬
ляном  слое  вкладыша  с  цилиндрической  рас¬
точкой;  1  —  центр  шейки;  2  —  центр  вклады¬
ша;  3  —  клиновидный  зазор
 и  вычесть  из  него  давление,  с  которым  масло
подается  к  вкладышу,  то  получится  распределе¬
ние  давления,  показанное  на  рис.  2.6.123,  б.
Давление  масла  в  узком  клиновидном  зазоре  3
(клине)  между  шейкой  и  вкладышем,  начиная
от  сливного  канала,  будет  возрастать,  достигая
максимума  в  радиальном  сечении,  несколько
не  доходящем  до  минимального.  Если  распре¬
деление  давлений  заменить  эквивалентной  ему
силой,  то  ее  вертикальная  составляющая  будет
противодействовать  вертикальным  силам,  в  ча¬
стности,  силе  тяжести  ротора,  а  горизонтальная
составляющая  —  всем  горизонтальным  силам,
в  частности,  силам  трения  между  слоями  масла
в  масляном  слое.
 Сила  трения  между  слоями  масла  зависит
от  их  относительной  скорости  движения,  по¬
этому  устойчивая  масляная  пленка  образуется
только  при  достаточно  большой  частоте  вра¬
щения,  когда  прилипший  к  поверхности  шей¬
ки  слой  масла  начнет  увлекать  соседний  слой.

436
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 При  малой  частоте  вращения  масляная  пленка
либо  не  образуется  совсем,  либо  периодически
исчезает.  В  соответствии  с  этим  постоянно  су¬
ществует  или  периодически  исчезает  контакт
шейки  и  внутренней  поверхности  вкладыша.
При  таком  режиме  работы  возникает  «полусу¬
хое»  (полужидкостное)  трение,  при  котором,
если  не  принять  специальных  мер,  будет  выде¬
ляться  большое  количество  теплоты  и  проис¬
ходить  износ  поверхностей  вкладыша  и  шейки
вала.  Именно  для  уменьшения  сил  трения  при
малой  частоте  вращения  внутреннюю  поверх¬
ность  вкладыша  заливают  антифрикционным
сравнительно  мягким  сплавом  основе  олова
(баббитом).  Для  заливки  вкладышей  подшип¬
ников  используют  только  баббит  Б-83,  содер¬
жащий  83%  олова,  11%  Ъ^рьмы  и  6%  меди.
Оловянистая  основа  обеспечивает  пластич¬
ность  и  деформируемость  баббита  под  дейст¬
вием  силы  тяжести  вала  и  равномерно  ее  рас¬
пределяет  по  поверхности  вкладыша.  Кроме
того,  олово  обеспечивает  высокое  сопротивле¬
ние  коррозии  и  хорошие  литейные  качества.
Сурьма  образует  в  олове  твердые  включения,
придавая  баббиту  высокое  сопротивление  ис¬
тиранию.  Добавки  меди  обеспечивают  одно¬
родность  баббита.
 Для  очень  тяжелых  роторов,  в  частности
для  ротора  турбины  К-1000-5,9/25-2,  трение
безсмазочного  материала  и  полужидкостное
трение  неизбежно  приведут  к  недопустимому
износу  баббитовой  заливки.  Поэтому  кроме
гидродинамической  системы  каждая  шейка  ва¬
ла  снабжается  гидростатическим  подъемом
(гидроподъемом).  Перед  толчком  ротора  или
приведением  его  во  вращение  валоповоротным
устройством  под  шейку  вала  через  специальные
отверстия  подается  масло  высокого  давления
(примерно  6...7  МПа),  которое  обеспечивает
подъем  невращающегося  ротора.  После  дости¬
жения  достаточной  частоты  вращения,  когда
под  шейкой  образуется  устойчивый  гидродина¬
мический  слой,  гидроподъем  отключают.  Боль¬
шое  значение  при  изготовлении  подшипников
имеет  обеспечение  плотности  прилегания  (ад¬
гезии)  баббитовой  заливки  к  основному  метал¬
лу  вкладыша.  Для  этого  стараются  применять
цилиндрические  формы  вкладыша  для  получе¬
ния  возможности  заливки  баббита  на  основной
металл  центробежным  способом.  Контроль  ад¬
гезии  баббита  к  основному  металлу  вкладыша
проверяют  ультразвуковым  методом.
 Конструкция  расточки  вкладыша  и  орга¬
низация  его  маслоснабжения  играют  решаю¬
 щую  роль  в  выполнении  перечисленных  выше
требований.  Даже  небольшие  изменения  в
форме  расточки  вследствие  износа  или  отступ¬
лений  в  форме  при  ремонте  могут  существен¬
но  изменить  вибрационные  характеристики
валопровода.
 Опорные  вкладыши  могут  быть  следую¬
щих  видов  (рис.  2.6.124):
 одноклиновые  (цилиндрические,  поло¬
винные),
 двухклиновые  (эллиптические,  лимонные)
многоклиновые  (сегментные),  сегмент¬
ные  подшипники  отличаются  числом  несущих
сегментов,  подводом  масла  к  ним,  расположе¬
нием  сегментов  по  окружности  и  т.д.
 Одноклиновой  (цилиндрический)  вкладыш.
Он  имеет  цилиндрическую  расточку.  При  вра¬
щении  шейки  вала  под  ней  образуется  один
несущий  масляный  клин.  Его  конструкция
наиболее  проста,  поэтому  он  широко  приме¬
няется  для  турбин  малой  и  средней  мощности.
 Типичная  конструкция  опорного  вклады¬
ша  подшипника  показана  на  рис.  2.6.125.  Две
половины  1  и  3  вкладыша  скреплены  после
укладки  валопровода  четырьмя  болтами  2,  два
из  которых  выполнены  призонными  для  воз¬
можности  точного  повторения  сборки.  В  верх¬
ней  его  половине  выполнена  маслораздаточ-
 Рис.  2.6.124.  Основные  типы  опорных  вкладышей
и  эпюры  давлений:
 а  —  одноклиновой;  б  —  двухклиновой;
в  —  многоклиновой

подшипники
 437
 Рис.  2.6.125.  Опорный  одноклиновой  вкладыш
подшипника  турбин  ЛМЗ
 ная  канавка  9,  а  на  уровне  разъема  в  месте  по¬
дачи  масла  —  маслораздаточный  карман  6.
 Нижняя  половина  вкладыша  устанавли¬
вается  на  трех  колодках  с  цилиндрической
внешней  поверхностью.  Колодки  крепятся  к
вкладышу  винтами.  Для  возможности  цен¬
тровки  расточек  вкладыша  используются  про¬
кладки  5.  Верхняя  колодка  4  плотно  зажимает
вкладыш  (с  натягом  0,05...0,15  мм)  в  корпусе
подшипника.  Ослабление  крепления  вклады¬
ша  может  привести  к  изменению  вибрацион¬
ных  характеристик  валопровода  и  появлению
интенсивной  вибрации.
 Масло  по  каналу  7  подается  в  маслораз¬
даточный  карман  6,  по  маслораздаточной  ка¬
навке  —  на  другую  сторону  вкладыша,  а  за¬
тем  —  под  шейку  вала.  Для  регулировки  расхо¬
дов  масла,  поступающего  на  отдельные  под¬
шипники  турбоагрегата,  перед  которыми  его
давление  может  быть  различным,  использует¬
ся  ограничительная  шайба  8.
 Одноклиновой  вкладыш  опорного  под¬
шипника  ЦВД  тихоходной  турбины  нижней
половиной  5  плотно  устанавливается  в  ниж¬
ней  половине  обоймы  9  (рис.  2.6.126).  Кон¬
такт  вкладыша  и  обоймы  осуществляется  по
сферической  поверхности,  поэтому  вкладыш
имеет  возможность  небольших  угловых  пово¬
ротов  при  монтаже  турбины,  что  уменьшает
перекосы  шейки  вала  во  вкладыше  и  его  из¬
нос  во  время  работы.  Такие  вкладыши  назы¬
вают  самоустанавливающимися.  Силы  трения
между  слоями  масла  в  подшипнике  могут  ув¬
лечь  вкладыш  вслед  за  шейкой.  Для  исключе¬
ния  этого  между  нижними  половинами  вкла¬
дыша  и  обоймы  устанавливают  стопорные
шайбы  3.
 Масло  по  каналу  10  подается  в  маслораз¬
даточный  карман  11  и  образует  масляный
клин  в  верхней  половине  1  вкладыша.  Через
вертикальное  отверстие  вкладыша  оно  посту¬
пает  в  полукольцевую  полость,  образованную
выточкой  в  верхней  половине  вкладыша  и
сферической  поверхностью  обоймы  2.  Из  этой
полости  часть  масла  поступает  во  второй  мас¬
лораздаточный  карман  для  создания  нижнего
масляного  клина,  а  часть  масла  по  каналу  4
выводится  в  аварийную  масляную  емкость,
расположенную  в  крышке  подшипника.  При
авариях  с  отключением  основных  масляных
насосов  последний  этап  выбега  ротора  осуще¬
ствляется  с  подачей  масла  в  нижний  клин  из
аварийной  емкости.
 По  краям  вкладыша  расположены  коль¬
цевые  маслоулавливающие  канавки:  масло,
выходящее  из  торцов  вкладыша,  попадает  в
канавки  и  дренируется  через  отверстия,  распо¬
ложенные  в  нижней  половине  вкладыша.
 Нижняя  половина  обоймы  устанавлива¬
ется  и  центрируется  с  помощью  трех  коло¬
док  7  с  цилиндрической  внешней  поверхно¬
стью  и  прокладок  8  под  ними.  В  нижней  поло¬
вине  вкладыша  5  выполнены  два  осевых  кана¬
ла  6.  С  одной  из  сторон  отверстия  заглушают
пробками,  а  к  двум  другим  подводят  масло  от
высоконапорных  насосов  гидроподъема.  Мас¬
ло  при  толчке  ротора  поступает  к  четырем  ка¬
налам,  радиально  расположенным  во  вклады¬
ше,  и  заставляет  ротор  всплыть.
 Двухклиновой  (эллиптический)  вкладыш.
В  двухклиновом  вкладыше  масляный  клин  обра¬
зуется  не  только  в  нижней,  но  и  в  верхней  поло¬
вине  вкладыша.  Двухклиновой  подшипник  имеет
овальную  расточку  (см.  рис.  2.6.124,  б).  Требуе¬
мая  овальность  вкладыша  рассчитывается  очень
точно  и  практически  выполняется  следующим
образом.  Между  половинками  вкладыша  в  разъе¬
ме  с  каждой  стороны  устанавливаются  проклад¬
ки.  Толщина  прокладки  подбирается  таким  обра¬
зом,  чтобы  после  выполнения  цилиндрической
расточки,  удаления  прокладок  и  соединения  по¬
ловин  вкладыша  можно  было  получить  требуе¬
мую  овальность.  Точность  изготовления  прокла¬
док  ±20  мкм  по  толщине.  Вкладыш  растачивает¬
ся  с  допуском  +50  мкм.  Получаемая  расточка
характеризуется  степенью  эллиптичности
 т  =  1  -  (2ДВ/2ДГ),
 где  2ДВ  —  суммарный  вертикальный  зазор;
2ДГ  —  сумма  боковых  (горизонтальных)  зазо¬
ров.

438
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.126.  Опорный  подшипник  ЦВД  тихоходной  турбины  с  одноклиновым  вкладышем
 Для  обеспечения  хорошей  виброустойчи¬
вости  необходимо  иметь  т  =  0,65...0,75,  т.е.  сум¬
марный  вертикальный  зазор  должен  быть  мень¬
ше  суммы  горизонтальных  зазоров  в  3—4  раза.
Существенным  параметром  для  подшипников
является  относительный  зазор  (рг  =  AT/R  (где
R  —  радиус  шейки).  Обычно  (рг  =  (0,3...0,5)-10_3.
 В  двухклиновых  вкладышах  выполнение
маслораздаточной  канавки  не  имеет  смысла,
поскольку  в  этом  случае  не  только  не  возника¬
ет  масляный  клин  в  верхнем  полувкладыше,
но  и  образуются  обширные  вакуумные  зоны,  а
смазочный  слой  теряет  свою  сплошность  и
происходит  даже  подсос  воздуха  из  корпуса
подшипника.  Поэтому  двухклиновые  вклады¬
ши  целесообразно  выполнять  без  маслоразда¬
точной  канавки.
 Различие  вертикального  и  горизонталь¬
ного  зазоров  (Ав  <  2АГ)  создает  повышенную
анизотропию  эллиптического  подшипника:
податливость  масляной  пленки  в  вертикаль¬
ном  направлении  в  5-10  раз  меньше  податли¬
вости  в  горизонтальном  направлении.  Эта
особенность  эллиптических  подшипников
придает  системе  ротор  —  подшипники  повы¬
шенную  динамическую  устойчивость.
 Многоклиновый  (сегментный)  вкладыш.
Такой  вкладыш  имеет  опорные  поверхности  в
 виде  сегментов,  шарнирно  опирающихся  на
корпус  (см.  рис.  2.6.124,  в).  Вследствие  само-
установки  сегментов  в  таких  подшипниках  не
возникают  циркуляционные  силы,  возбуждаю¬
щие  низкочастотные  колебания  ротора.  Одна¬
ко  сегментные  вкладыши,  как  правило,  обла¬
дают  меньшим  демпфированием  и  меньшей
анизотропией  податливости  в  вертикальном  и
горизонтальном  направлениях.
 По  влиянию  на  динамическую  устойчи¬
вость  сегментные  вкладыши  имеют  преимуще¬
ство  перед  эллиптическими  двухклиновыми,
когда  их  используют  в  системе  валопровода
для  относительно  легких  роторов  ЦВД.
 Четырехклиновый  подшипник  ХТЗ  имеет
четыре  опорных  сегмента  1  (рис.  2.6.127,  а).
Масло  подводится  к  каждому  сегменту  по  ка¬
налу  3,  ив  результате  его  увлечения  валом  под
ним  возникает  несущий  клин.  В  шестиклино¬
вом  опорном  подшипнике  ЛМЗ  шесть  сегмен¬
тов  1  поворачиваются  вокруг  ребер  качания
(рис.  2.6.127,  б).  В  этом  подшипнике  масло
подводится  не  к  каждому  сегменту  индивиду¬
ально,  а  ко  всей  полости  расположения  сег¬
ментов.  При  этом  все  сегменты  работают  в  об¬
щей  масляной  ванне.
 Упорные  подшипники.  Упорный  подшип¬
ник  кроме  восприятия  результирующей  осевой

подшипники
 439
 Рис.  2.6.127.  Опорные  подшипники  с  сегментными  вкладышами:
 а  —  четырехклиновым;  б  —  шестиклиновым;  1  —  опорный  сегмент;  2  —  опора  сегмента;  3  —  канал
подвода  масла;  4  —  установочный  штифт;  5  —  уплотнение
 силы  и  передачи  ее  на  детали  статора  фиксирует
положение  валопровода  в  турбоагрегате  и  осе¬
вые  зазоры  в  проточной  части  турбины  и  уплот¬
нениях.  Его  чаще  всего  размещают  в  корпусе
вместе  с  вкладышем  опорного  подшипника.
 В  современных  паровых  турбинах  приме¬
няют  исключительно  сегментные  упорные
гидродинамические  подшипники  скольжения
(рис.  2.6.128).
 На  валу  7  турбины  выполняют  упорный
диск  (гребень)  4,  который  через  масляный
слой  опирается  в  зависимости  от  направления
действия  осевой  силы  Рос  на  сегменты  3  или  5,
поворачивающиеся  около  ребер  качания  9.
Масло  насосом  подается  в  коллектор  8,  из  ко¬
торого  по  отверстиям  2  в  установочном  кольце
подводится  к  сегментам  3.  Корпус  6  с  установ¬
ленными  в  нем  сегментами  является  вклады¬
шем  упорного  подшипника.
 Маслоснабжение  сегментов  5  второго  ря¬
да  может  осуществляться  либо  точно  таким  же
образом  (из  другого  коллектора),  либо,  как  по¬
казано  на  рис.  2.6.128,  перепуском  масла  по
маслопроводу  7  в  камеру  этих  сегментов.  Вал  в
месте  выхода  из  корпуса  подшипника  уплот¬
няется,  и  подводимое  к  вкладышу  масло  за¬
полняет  внутреннюю  полость  вкладыша  и  вы¬
 ходит  в  основной  корпус  подшипника  через
отверстия  в  верхней  половине  вкладыша.
 Упорный  подшипник  тихоходной  турбины.
Симметричный  упорный  подшипник  турбины
К-1000-5,9/25-2  имеет  два  одинаковых  ряда
упорных  сегментов  (слоеных)  7,  между  кото¬
рыми  помещен  гребень  15  (рис.  2.6.129).  Упор¬
ные  сегменты  устанавливают  на  кольцевую
выравнивающую  систему,  автоматически  вы¬
ставляющую  рабочие  поверхности  всех  сег¬
ментов  7  в  одной  плоскости  и,  тем  самым,  вы¬
равнивающую  их  загрузку.  Несущая  способ¬
ность  подшипника  при  этом  возрастает  в  не¬
сколько  раз.  Если  гребень  15  по  каким-либо
причинам  перекосится,  то  он  нажмет  на  один
из  упорных  сегментов,  и  его  перемещение
вслед  за  гребнем  передастся  на  рычажную  сис¬
тему,  которая  подаст  другие  упорные  сегменты
навстречу  гребню.  Таким  образом,  силы  на
всех  сегментах  выравниваются.
 Кольцевая  замкнутая  система  монтирует¬
ся  в  обойме  (по  1/2  в  каждой  половине  обой¬
мы).  Для  этого  в  обойме  2  закрепляют  упоры,
в  них  устанавливают  упорные  сухари  4,  а  на
них  сухари  упорных  сегментов  5.  Сегменты
имеют  точечное  опирание.  Радиальное  распо¬
ложение  сухарей  обеспечивается  штифтами  3.

440
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 А
 Рис.  2.6.129.  Упорный  подшипник  (а)  и  кольце¬
вая  система  (б),  выравнивающая  осевые  силы
по  отдельным  упорным  сегментам:
 1  —  упорный  сегмент;  2  —  обойма;  3  —  штифт
подвески  упорного  сухаря;  4  —  упорный  су¬
харь;  5  —  сухарь  упорного  сегмента;  6  —  штифт
опирания  сегмента;  7  —  опорный  пятачок;  8  —
кольцевая  полость;  9—  сопло;  10,  11  —  кольца;
12  —  полость;  13  —  канал  подачи  масла;
14  —  корпус;  15  —  гребень
 Рис.  2.6.128.  Схема  сегментного  упорного  подшипника

/
 ПОДШИПНИКИ 	441
 Сегменты  от  выпадания  удерживаются
заплечиками,  которыми  они  соприкасаются  с
соответствующими  заплечиками  на  обойме  и
кольце  10,  состоящем  из  двух  половин.  Осевой
разбег  в  подшипнике  регулируется  установоч¬
ными  кольцами  11.
 Масло  к  подшипнику  подается  из  полос¬
ти  в  его  корпусе  и  по  осевым  отверстиям  в
обойме  направляется  к  соплам  9,  подводящим
масло  под  каждый  рабочий  сегмент.  В  резуль¬
тате  вся  полость,  занятая  упорными  сегмента¬
ми,  заполняется  маслом  и  через  отверстия  в
кольцевом  щитке,  обеспечивающем  поджатие
масла,  стекает  в  корпус  подшипника,  откуда
удаляется  в  масляный  бак.
 Упорные  сегменты.  Они  являются  основ¬
ными  деталями  упорного  подшипника,  опреде¬
ляющими  надежность  его  работы.  Размеры
упорных  сегментов  определяются  допустимым
средним  давлением  q  =  RCIF,  где  F  —  площадь
сегмента;  Rc  —  эквивалентная  осевая  сила,
приложенная  к  некоторой  точке  сегмента  и  по¬
ворачивающая  его  так  же,  как  распределенное
давление.  При  обычном  изготовлении  допусти¬
мая  нагрузка  на  сегмент  q  =  1,5...2  МПа.  При
тщательном  изготовлении  гребня  и  сегментов  и
их  сборке  q  =  3,5...4  МПа.  Несущая  способ¬
ность  упорного  подшипника  зависит  не  только
от  удельного  давления,  но  и  от  формы  сегмен¬
тов,  способа  их  опирания,  их  общего  числа  и
других  факторов.  Она  обеспечивается  при
вполне  определенном  соотношении  размеров
сегмента  (рис.  2.6.130,  а):  B/L  =  1;  к/В  =  0,5.
 Радиальное  ребро,  к  которому  подводит¬
ся  свежее  масло,  называют  входным,  а  проти¬
воположное  —  выходным.  Центральный  угол,
образованный  входным  и  выходным  ребрами,
составляет  28...35°.
 Каждый  упорный  сегмент  подвешивается
на  двух  штифтах  и  контактирует  с  подкладным
кольцом  только  по  ребру  качания  1
(рис.  2.6.130,  б),  вокруг  которого  он  свободно
поворачивается  при  изменении  осевой  силы.
Ребро  качания  выполняют  параллельно  выход¬
ному  ребру  упорного  сегмента  3.  Это  обеспечи¬
вает  равные  зазоры  по  выходному  ребру  при
повороте  сегмента,  более  равномерное  распре¬
деление  давления  по  его  поверхности  и  его
меньший  износ.  Ребро  качания  располагают  не
на  середине  сегмента,  а  ближе  к  выходному
ребру  (примерно  на  расстоянии  0,6В).  Это,  с
одной  стороны,  исключает  возможность  опро¬
кидывания  сегмента  с  закрытием  масляного
клина,  а  с  другой  —  при  повороте  сегмента  не
уменьшает  зазор  на  выходе  столь  сильно,  чтобы
происходил  износ  выходной  части  сегмента.
 При  нормальной  работе  упорного  под¬
шипника  основное  количество  теплоты  выде¬
ляется  в  масляном  слое,  одна  часть  которой
уносится  потоком  масла,  а  другая  передается
сегменту.  Слои  сегмента,  прилегающие  к  баб¬
битовой  заливке  2,  нагреваются  и  расширяют¬
ся  сильнее,  чем  слои  у  ребра  качания.  В  ре¬
зультате  первоначально  плоская  рабочая  по¬
верхность  сегмента  приобретает  форму  цилин¬
дра  с  образующими,  параллельными  ребру  ка¬
чания.  Чем  больше  неравномерность  темпера¬
тур  по  толщине  сегмента,  тем  сильнее  он  де¬
формируется  и  тем  меньше  его  несущая  спо¬
собность.  Для  снижения  неравномерности
температур  сегменты  выполняют  из  материа¬
лов,  обладающих  высокой  теплопроводностью
и  малым  коэффициентом  температурного  ли¬
нейного  расширения,  —  из  сплавов  на  основе
меди  —  бронзу  и  латунь.  Иногда  сегменты  из¬
готовляют  из  чистой  меди.
 Рис.  2.6.130.  Упорный  сегмент:
 1  —  ребро  качания;  2  —  направление  движения  упорного  диска

442
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Почти  в  2  раза  большую  несущую  спо¬
собность  имеет  слоеный  сегмент  (рис.  2.6.131).
К  стальному  основанию  2  специальными  вин¬
тами  1  крепится  тонкая  медная  прокладка  3,
на  поверхность  которой  напаивается  слой  баб¬
бита  4.  В  основании  2  выполнены  каналы,  че¬
рез  которые  проходит  масло,  охлаждающее
медную  прокладку.  Таким  образом  создается
малая  разность  температур  по  толщине  тонкой
прокладки,  и  она  слабо  деформируется.  Это
позволяет  не  только  повысить  несущую  спо¬
собность  сегмента,  но  и  установить  ее  не  на
ребре,  а  на  точечной  (пятачковой)  опоре.  Та¬
кой  сегмент  удерживается  в  корпусе  с  помо¬
щью  кольцевых  заплечиков.
 При  одной  и  той  же  суммарной  поверхно¬
сти  сегментов,  обеспечивающих  некоторое  сред¬
нее  удельное  давление,  можно  выполнить  либо
большое  число  мелких  сегментов,  либо  малое
число  больших.  При  малом  их  числе  увеличива¬
ются  размеры  подшипника,  а  при  большом  —
затрудняется  охлаждение:  при  плотном  располо¬
жении  сегментов  горячее  масло  из-под  сегмента
не  успевает  перетечь  в  корпус  и  подмешивается
к  холодному,  подаваемому  под  следующий  сег¬
мент.  Расчеты  и  опыт  эксплуатации  показали,
что  оптимальное  число  упорных  сегментов  в
подшипнике  составляет  от  шести  до  восьми.
 Возможное  перемещение  валопровода  ме¬
жду  рядами  упорных  сегментов  называют  осе¬
 вым  разбегом  в  упорном  подшипнике.  Чем
больше  разбег,  тем  меньше  подгрузка  рабочих
сегментов  за  счет  установочных.  Однако  разбег
нельзя  делать  чрезмерно  большим,  так  как  это
может  привести  к  задеваниям  в  проточной  час¬
ти  и  появлению  больших  ударных  нагрузок  на
сегменты  при  изменении  знака  осевой  силы
(например,  при  резком  изменении  нагрузки  в
многоцилиндровых  турбинах  с  промперегревом
пара).  Малый  осевой  разбег  также  опасен,  и  не
только  потому,  что  появляется  дополнительное
усилие  от  неработающего  ряда  сегментов.  При
малом  разбеге  и  требуемом  в  соответствии  с
нагрузкой  повороте  сегментов  зазор  между  ни¬
ми  и  гребнем  уменьшается.  Снижается  при
этом  и  расход  масла,  поступающего  под  сег¬
мент.  Вслед  за  маслом  нагревается  сегмент,  по¬
верхность  которого  становится  неплоской.
В  результате  перегрева  масляная  пленка  теряет
свою  несущую  способность  и  пропадает.  Гре¬
бень  входит  в  контакт  с  сегментами,  и  за  счет
выделения  большого  количества  теплоты  про¬
исходит  либо  мгновенное  выплавление  бабби¬
товой  заливки  сегментов  (если  она  имеется),
либо  быстрый  их  износ.  Происходит  осевой
сдвиг  ротора,  и  если  он  больше  осевых  зазоров,
то  возникают  осевые  задевания  вращающихся
деталей  о  неподвижные.
 Осевой  сдвиг  валопровода  используется  в
качестве  сигнала  для  защиты  турбины  от  даль¬
 Рис.  2.6.131.  Слоеный  сегмент

подшипники
 443
 нейшего  его  смещения,  когда  в  контакт  уже
могут  войти  вращающиеся  и  неподвижные
элементы  проточной  части  или  уплотнений.
 Осевой  разбег  в  упорном  подшипнике  ус¬
танавливают  так,  чтобы  толщина  масляной
пленки  на  выходе  из  сегментов  была  пример¬
но  40...60  мкм,  среднее  давление  на  сегмент
 2...4  МПа,  а  температура  баббитовой  заливки
была  не  больше  100  °С.  Чем  выше  качество  из¬
готовления  гребня  и  упорных  сегментов  (луч¬
ше  обработана  поверхность  гребня  и  меньше
биение  и  конусность  гребня),  чище  масло,
меньше  уровень  вибрации  и  возможные  в  ус¬
ловиях  эксплуатации  перегрузки,  тем  больше
удельное  давление  и  меньшие  зазоры,  а  следо¬
вательно,  осевой  разбег  можно  допустить  в
подшипнике.  Обычно  при  сборке  упорного
подшипника  устанавливают  осевой  разбег,
равный  0,5...0,6  мм,  а  при  работе  он  составит
0,3...0,4  мм.
 Поверхность  сегмента,  обращенную  к
упорному  гребню,  заливают  слоем  баббита
толщиной  примерно  1,5  мм.  Для  лучшего
схватывания  баббитовой  заливки  и  сегмента  в
нем  выполняют  пазы  типа  «ласточкин  хвост».
Для  равномерного  прилегания  сегментов  к
гребню  их  периодически  подшабривают,  по¬
этому  толщина  баббитовой  заливки  постепен¬
но  уменьшается.  При  ее  толщине  0,8...0,9  мм
сегменты  перезаливают  новым  слоем  баббита.
 Роль  баббитовой  заливки  в  упорных  и
опорных  подшипниках  различная.  В  большин¬
стве  упорных  подшипников  сегменты  располо¬
жены  в  масляной  ванне  и  режим  «полусухого»
трения  практически  не  возникает.  Поэтому
сегменты  могут  быть  без  баббитовой  заливки.
 Опорно-упорные  подшипники.  В  типичной
конструкции  опорно-упорного  подшипника
турбины  осевая  сила  всегда  направлена  в  одну
сторону  (слева  направо,  рис.  2.6.132).
 Вкладыш  со  сферической  поверхностью
включает  опорную  и  упорную  части.  В  упор¬
ной  части  помещены  два  разъемных  по  диа¬
метру  установочных  кольца  2  и  J,  закреплен¬
ных  стопорными  шайбами  6.  На  установочных
кольцах  на  штифтах  10  свободно  подвешива¬
ются  рабочие  7  и  установочные  8  сегменты.
Для  точной  регулировки  осевого  разбега  слу¬
жит  металлическая  прокладка  9.
 Для  исключения  поворота  вкладыша  в
обойме  при  монтаже  под  действием  силы  тя¬
жести  упорной  части  иногда  используют  амор¬
тизатор  1.  Вкладыш  закрепляют  в  обойме  с  на¬
тягом  0,04...0,1  мм.  В  рабочих  условиях  натяг
 становится  еще  больше  из-за  большего  нагре¬
ва  вкладыша,  чем  обоймы.  Таким  образом,  эта
конструкция  является  жесткой,  поскольку  при
изменении  наклона  упорного  гребня  силы,
действующие  на  отдельные  сегменты,  не  вы¬
равниваются.
 Осевое  положение  обоймы  вместе  с  за¬
крепленным  в  ней  вкладышем  и  расположен¬
ным  между  сегментами  7  и  8  гребнем  валопро-
вода  регулируется  с  помощью  установочных
колец.
 Масло  к  выходным  ребрам  рабочих  упор¬
ных  сегментов  7  подается  по  наклонным  от¬
верстиям  13.  К  установочным  упорным  сег¬
ментам  8  оно  поступает  через  отверстия  из  ка¬
меры  4,  в  которую  подводится  по  отдельному
маслопроводу.
 Уплотнение  5,  выполненное  в  виде  коль¬
цевой  баббитовой  заливки,  не  дает  маслу  вы¬
текать  из  камеры  установочных  сегментов.  Та¬
ким  образом,  масло  заполняет  вкладыш  упор¬
ного  подшипника  и  через  шесть  отверстий  14
вытекает  в  корпус  подшипника.  Для  уменьше¬
ния  потерь  вокруг  цилиндрической  поверхно¬
 Рис.  2.6.132.  Опорно-упорный  подшипник  JIM3

444
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 сти  гребня  установлено  разъемное  кольцо  72,  в
котором  закреплены  гребни  77  уплотнения.
Попавшее  между  гребнями  масло  дренируется
через  отверстия,  выполненные  в  нижних  по¬
ловинах  уплотнительного  кольца  и  корпуса
вкладыша.
 Основной  недостаток  рассмотренной
конструкции  —  фиксированное  положение
вкладыша  во  время  работы,^1ри  котором
вследствие  поворота  упорного  гребня  силы,
действующие  на  отдельные  упорные  сегменты,
могут  отличаться  в  2—2,5  раза.
 Опорно-упорный  подшипник  с  централь¬
ным  расположением  опорного  вкладыша,  вы¬
полненного  как  одно  целое  с  двумя  корпусами
упорных  подшипников,  расположенных  сим¬
метрично,  целесообразно  применят  для  мощ¬
ных  современных  турбин  с  промперегревом  па¬
ра,  в  которых  направление  действия  осевой  си¬
лы  может  изменяться  в  зависимости  от  режима
работы.  В  этом  случае  валопровод  имеет  два
упорных  гребня  (рис.  2.6.133).
 Упорные  сегменты  свободно  подвешива¬
ются  на  разъемных  установочных  кольцах  7.
Осевой  разбег  устанавливается  с  помощью  ре¬
гулировочной  прокладки  4.  Осевое  положение
обоймы  6  с  вкладышем  5  и  всего  валопровода
регулируется  кольцами  7,  состоящими  из  трех
частей.
 Масло  к  подшипнику  подается  из  ава¬
рийной  емкости  по  вертикальному  каналу  8  в
кольцевую  полость,  откуда  оно  проходит  к
шейке  вала  и  через  отверстия  в  кольцах  7  и  в
прокладке  4  поступает  к  каждому  упорному
сегменту.  Полости  упорных  сегментов  уплот¬
нены  баббитовыми  заливками  2.
 Корпусы  упорных  подшипников  с  вра¬
щающимся  гребнем  и  непрерывными  подачей
и  сливом  масла  представляют  собой  сложную
гидродинамическую  систему,  в  отдельных  об¬
ластях  которой  могут  возникать  вакуумные  зо¬
ны  со  вскипанием  масла  и  выделением  из  него
растворенного  воздуха.  Это  может  привести  к
нарушению  масляной  пленки  между  гребнем  и
упорными  сегментами,  чему  способствует
дросселирование  масла  при  подводе.  В  рас¬
сматриваемой  конструкции  регулирование
расхода  масла  и  его  давления  в  подшипнике
осуществляется  не  дроссельной  диафрагмой
на  входе,  а  специальными  винтами,  ввинчи¬
ваемыми  в  отверстия  13,  через  которые  масло
покидает  корпус  упорного  подшипника.  Та¬
ким  путем  удается  избежать  образования  ваку¬
умных  зон.
 Рис.  2.6.133.  Опорно-упорный  подшипник
турбины  Т-250/300-23,5
 Опорно-упорный  подшипник  турбин  малой
и  средней  мощности  КТЗ  (рис.  2.6.134).  В  упор¬
ном  гребне  77  выполнены  радиальные  отвер¬
стия  8,  соединенные  с  камерой  всасывания,
которые  служат  рабочими  каналами  главного
масляного  насоса.  Давление  масла  на  выходе
из  них  составляет  примерно  0,7  МПа  (обычно
для  смазывания  используется  масло  с  давле¬
нием  0,2  МПа).
 Для  выравнивания  сил  на  отдельных  сег¬
ментах  используется  разъемное  пружинное
кольцо  20,  имеющее  ряд  радиальных  выточек,
позволяющих  ему  несколько  прогибаться  под
действием  сил  со  стороны  рабочих  сегментов.
Упорные  сегменты  баббитовой  заливки  не
имеют.  Один  из  сегментов  снабжен  измерите¬
лем  давления  в  масляной  пленке.  При  его
уменьшении  до  0,7...0,9  МПа  (что  свидетель¬
ствует  об  исчезновении  масляной  пленки)  по¬
дается  сигнал  на  автоматическое  отключение

подшипники
 445
 Рис.  2.6.134.  Опорно-упорный  подшипник  КТЗ:
 1  —  камера  нагнетания;  2  —  корпус;  3,  4  —  рабочие  и  установочные  упорные  сегменты;  5  —  пла¬
вающее  уплотнение;  6  —  крышка;  7  —  обтекатель;  8  —  радиальное  отверстие;  9  —  камера  всасыва¬
ния;  10—  крышка;  11  —  упорный  гребень;  12  —  вкладыш  опорного  подшипника;  13,  15  —  колодки;
14  —  масляное  уплотнение;  16  —  полуфланец  крепления  корпуса  подшипника  к  корпусу  турбины;
17  —  опорная  призма;  18  —  входная  кромка  сегмента;  19  —  штифт;  20  —  пружинное  кольцо;
 21  —  регулировочная  прокладка
 подачи  пара  в  турбину.  Обратный  клапан  не
пропускает  масло  из  напорного  маслопровода,
давление  в  котором  создается  другим  насосом,
во  всасывающую  камеру  и  в  масляный  бак,
когда  турбина  имеет  малую  частоту  вращения
и  давление,  развиваемое  главным  масляным
насосом,  мало.
 Корпусы  подшипников.  Их  иногда  называ¬
ют  опорами  валопровода.  В  них  помещают
вкладыши.  Конструкции  корпусов  могут  быть
встроенными,  выносными,  приставными.
 Встроенные  корпусы  подшипников  (встро¬
енные  подшипники).  Их  выполняют  совмест¬
но  с  выходным  патрубком  1  цилиндра,  обычно
ЦНД  (рис.  2.6.135).  Во  внутренний  обвод  2
нижней  части  выходного  патрубка  с  помощью
косынок,  ребер  и  подкосов  вваривается  ниж¬
няя  часть  корпуса  подшипника.  Таким  обра¬
зом,  встроенный  подшипник  представляет  со¬
бой  единое  целое  с  корпусом  турбины.  Внутри
нижней  части  корпуса  подшипника  вваривают
полукольца,  на  которые  опираются  колодками
вкладыши  опорных  подшипников.
 Верхняя  часть  корпуса  подшипника  дела¬
ется  съемной  и  прикрепляется  к  нижней
фланцевым  соединением.  Корпус  подшипника
располагают  как  можно  ближе  к  последней
ступени  для  сокращения  осевого  размера  тур¬
боагрегата.  Крышка  корпуса  3  опускается  по¬
сле  установки  валопровода  и  крышки  корпуса
цилиндра.  В  тех  случаях,  когда  невозможно
опустить  крышку  подшипника  и  продвинуть
ее  внутрь  обвода  выходного  патрубка,  ее  вы¬
полняют  с  вертикальным  разъемом  и  закрыва¬
ют  по  частям.
 Встроенные  подшипники  используют  в
случае,  когда  температура  примыкающего  ци¬
линдра  невелика  и  передающаяся  по  его  ме¬
таллу  теплота  не  может  сильно  нагреть  корпус
подшипника.
 Выносные  корпусы  подшипников  (вынос¬
ные  подшипники).  Они  стоят  отдельно  на
фундаментных  рамах  и  не  связаны  жестко  с
корпусами  цилиндров.  Их  применяют  в  двух
случаях:  когда  температура  примыкающего
цилиндра  высокая  или  когда  велики  деформа¬

446
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.135.  Встроенный  корпус  подшипника:
 1 	—  выходной  патрубок;  2  —  внутренний  (ко¬
нический)  обвод  патрубка;  3  —  крышка  под¬
шипника;  4  —  ребра;  5  —  шпоночный  паз;
 6 	—  шпонка;  7  —  фундаментная  рама
 ции  цилиндра  и  их  нежелательно  передавать
на  опоры  валопровода  и,  следовательно,  на
сам  валопровод.  Первый  случай  характерен
для  ЦВД  и  ЦСД,  второй  —  для  ЦНД  мощных
турбин  с  развитыми  выходными  патрубками.
 На  рис.  2.6.136,  а  показан  корпус  вынос¬
ного  подшипника  сварной  конструкции,  уста¬
навливаемого  между  цилиндрами  турбины.
Нижняя  половина  корпуса  помещается  на
фундаментную  раму.  Между  фундаментной
рамой  и  опорной  поверхностью  корпуса  под¬
шипника  устанавливают  продольные  шпонки.
Вертикальные  шпонки  1  служат  для  прицен-
тровки  корпуса  подшипника  к  корпусам  ци¬
линдров.  На  пластины  3  с  поперечными
шпонками  помещаются  лапы  корпусов  цилин¬
дров,  удерживаемых  от  смешения  прижимны¬
 ми  скобами  4.  В  расточках  6  и  7  располагают
вкладыши  опорных  подшипников,  а  в  про¬
странстве  между  ними  —  соединительную
муфту.  Для  того  чтобы  масло  из  вкладышей  не
попадало  на  муфту,  которая  при  вращении  бу¬
дет  его  вспенивать,  в  расточки  9  устанавлива¬
ют  разделительные  перегородки.
 Корпус  подшипника  снабжают  масляным
уплотнением  (сечение  А—А).  Масло,  текущее
вдоль  ротора,  маслоотбойным  выступом  10  от¬
брасывается  внутрь  корпуса  подшипника,  а
масляные  брызги  и  пыль  попадают  в  ловушку
8,  соединенную  с  внутренним  пространством
корпуса  подшипника,  где  эксгаустером  под¬
держивается  небольшое  разрежение.  Для  ис¬
ключения  попадания  пара  из  концевого  уп¬
лотнения  турбины  в  корпус  подшипника  уста¬
новлены  пароотбойные  кольца  11.  Экраны  2
уменьшают  тепловой  поток  от  изоляции  горя¬
чего  корпуса  турбины  на  корпус  подшипника.
На  крышке  корпуса  подшипника  установлена
масляная  аварийная  емкость  5.
 Через  корпусы  подшипника  и  цилиндра
проходит  единый  валопровод,  поэтому  оси  вкла¬
дышей  подшипников  и  диафрагм  всегда  должны
совпадать.  Центровка  осуществляется  перед  при¬
варкой  нижней  части  корпуса  подшипника  к
корпусу  турбины  и  после  размещения  соответст¬
вующих  прокладок  под  установочные  колодки.
Система  шпоночных  соединений  обеспечивает
совпадение  горизонтальной  и  вертикальной
плоскостей  корпусов  подшипника  и  турбины
при  всех  режимах  ее  работы,  а  также  свободное
их  расширение  относительно  друг  друга.
 Внешние  корпусы  цилиндров,  сочленяе¬
мые  с  выносными  подшипниками,  выполняют
с  лапами,  а  корпусы  подшипников  —  с  боко¬
выми  площадками  —  стульями,  на  которые
опирается  корпус  своими  лапами.  Высоту
стульев  подбирают  так,  чтобы  совместить  го¬
ризонтальные  плоскости  корпусов  подшипни¬
ка  и  цилиндра,  проходящие  через  их  оси,  во
время  работы  турбины.  Для  этого  при  монтаже
допускают  точно  рассчитанную  расцентровку.
 На  рис.  2.6.136,  б  показан  узел  сопряже¬
ния  лапы  1  и  стула  подшипника.  Необходимое
положение  горизонтальной  плоскости  разъема
корпуса  обеспечивается  прокладкой  4,  по  ко¬
торой  скользит  лапа  в  поперечном  направле¬
нии  вдоль  шпоночного  соединения  2.  Основ¬
ным  элементом  соединения  является  попереч¬
ная  шпонка,  входящая  в  шпоночный  паз  на
лапе  корпуса.  Тепловые  зазоры  0,04...0,08  мм
(в  данном  случае  0,05  мм)  в  шпоночном  со¬

подшипники
 447
 Рис.  2.6.136.  Корпус  выносного  подшипника  турбины  Т-250/300-23,5:
 а  —  общий  вид;  б  —  узел  сопряжения  лапы  и  корпуса  подшипника;  в  —  узел  опирания  корпуса
ЦВД  на  корпус  подшипника  на  уровне  разъема
 единении  не  препятствуют  поперечному  (по
отношению  к  вертикальной  плоскости)  сме¬
щению  лап  относительно  стульев  подшипни¬
ка.  Прижимная  скоба  3  препятствует  отрыву
лапы  от  плоскости  опирания  5,  который  мо¬
жет  произойти  под  действием  сил  от  неском-
пенсированных  тепловых  расширений  паро¬
проводов,  присоединенных  к  корпусу  турби¬
ны,  или  от  реактивного  крутящего  момента,
приложенного  к  корпусу  турбины  через  со¬
пловые  лопатки,  диафрагмы  и  обоймы.  Вместе
с  тем  зазор  не  препятствует  расширению  лапы
вдоль  поперечной  шпонки,  так  как  между  ско¬
бой  и  лапой  тепловой  зазор  составляет
0,06...0,08  мм.
 Следует  отметить,  что  рассмотренная
конструкция  не  обеспечивает  строгой  цен¬
тровки  при  всех  режимах  работы.  Связано  это
с  тем,  что  плоскость  опирания  нижней  поло¬
вины  корпуса  турбины  находится  на  некото¬
ром  расстоянии  от  плоскости  разъема.  Поэто¬
му  если  при  каком-либо  режиме,  например
при  номинальном,  специально  введенная
монтажная  расцентровка  обеспечивает  совпа¬
дение  плоскости  разъема  с  осью  ротора,  то
при  другом  режиме,  когда  температура  попе¬
речной  шпонки  или  лапы  будет  другой,  цен¬
тровка  нарушится  из-за  различных  вертикаль¬
ных  температурных  перемещений  шпонки  и
лапы.

448
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Такой  недостаток  отсутствует  у  конструк¬
ции,  в  которой  корпус  турбины  подвешивает¬
ся  лапами  на  корпус  подшипника  строго  на
уровне  разъема.  При  этом  лапы  выполняются
на  продолжении  фланцев  крышки  корпуса
(рис.  2.6.136,  в).  Лапа  3  корпуса  через  подго¬
ночную  прокладку  6  подвешивается  на  стул  1
корпуса  подшипника,  обеспечивая  совпадение
их  горизонтальных  плоскостей  при  любых  ре¬
жимах.  Лапа  2  нижней  половины  корпуса  ис¬
пользуется,  во-первых,  для  размещения  попе¬
речной  шпонки  7  и,  во-вторых,  для  монтажа,
когда  нижняя  половина  корпуса  укладывается
на  стулья  подшипника  на  монтажные  про¬
кладки  5.  После  сборки  и  закрытия  цилиндра
весь  корпус  поднимается  с  помощью  домкрат-
ных  болтов  4,  монтажная  прокладка  извлека¬
ется  и  корпус  опускается  на  стулья.
 Приставные  корпусы  подшипников.  Эти
корпусы  устанавливают  на  фундамент  так  же,
как  и  выносные  опоры,  а  затем  жестко  при¬
крепляют  к  корпусу  турбины  сваркой  или  бол¬
товым  соединением  (рис.  2.6.137).  Их  исполь¬
зуют  для  роторов  ЦНД  при  небольшом  разли¬
чии  тепловых  расширений  корпусов  турбины
и  подшипника.  Опирание  корпуса  подшипни¬
ка  на  фундамент  позволяет  увеличить  жест¬
кость  опоры  по  сравнению  со  встроенными
подшипниками.
 Рис.  2.6.137.  Опорная  часть  корпуса  ЦНД
турбины  К-500-5,9/50:
 1 	—  опоры  вкладыша  опорного  подшипника;
 2 	—  корпус  встроенных  подшипников;  3  —  кор¬
пус  приставного  подшипника;  4  —  опора  вкла¬
дыша  упорного  подшипника
 Приставные  корпусы  подшипников  ши¬
роко  применяются  в  турбинах  малой  мощно¬
сти.  Средние  части  корпусов  турбин  стыкуют  с
передними  и  выпускными  частями  при  помо¬
щи  сварки  или  вертикальных  технологических
разъемов.
 Большой  интерес  по  организации  опира-
ния  длинного  валопровода  на  выносных  под¬
шипниках  представляют  тихоходные  турбины
(1500  мин-1).
 Турбина  К-1000-5,9/25-2  имеет  пять  вы¬
носных  опор  валопровода.
 Опора  ЦВД,  отлитая  из  чугуна,  имеет
один  опорный  подшипник  диаметром  560  мм.
В  опоре,  расположенной  между  ЦВД  и
ЦНД-1,  установлены  опорные  подшипники  1
ЦВД  диаметром  560  мм  и  9  ЦНД-1  диаметром
800  мм,  упорный  подшипник  3,  муфта,  закры¬
тая  кожухом  7,  соединяющая  роторы  ЦВД  и
ЦСД,  и  датчик  6  осевого  сдвига  ротора
(рис.  2.6.139).  Опоры,  расположенные  между
ЦНД,  однотипны  и  содержат  по  два  опорных
подшипника  диаметром  800  мм  и  соедини¬
тельные  муфты  роторов  ЦНД.  Опора  ротора
ЦНД  и  генератора  содержит  два  опорных  под¬
шипника  диаметром  соответственно  800  и
750  мм  и  валоповоротное  устройство.
 Корпус  опоры  между  ЦВД  и  ЦНД-1  со¬
стоит  из  нижней  и  верхней  половин,  соеди¬
няемых  горизонтальным  разъемом  обычным
образом.  В  нижней  половине  корпуса  с  помо¬
щью  вертикальных  стенок  12  (с  проемом  для
сбора  масла,  идущего  из  подшипников)  уста¬
новлены  нижние  половины  корпусов  опор¬
ных  19  и  упорного  3  подшипников,  имеющих
внутреннюю  цилиндрическую  расточку.  С  по¬
мощью  домкратов  13  роторы  прицентровыва-
ют  друг  к  другу,  изменяя  толщины  прокладок
под  колодками  обойм  опорных  подшипников,
а  также  устанавливают  осевой  разбег  в  упор¬
ном  подшипнике.  Домкраты  используют  так¬
же  для  «выкатывания»  нижних  половин  опор¬
ных  вкладышей  при  их  ремонте  без  выемки
роторов.
 Для  того  чтобы  масло,  вытекающее  из
вкладышей,  не  попадало  на  муфту,  она  ограж¬
дена  кожухом  7.
 Корпус  подшипника  снабжают  масля¬
ным  уплотнением  2.  Масло,  текущее  вдоль
ротора,  маслоотбойным  выступом  уплотне¬
ния  отбрасывается  внутрь  корпуса  подшип¬
ника,  а  масляные  брызги  и  пыль  попадают  в
ловушку  уплотнения,  соединенную  с  внут¬
ренним  пространством  корпуса  подшипника,

СИСТЕМА  СМАЗКИ  ПОДШИПНИКОВ
 449
 Рис.  2.6.139.  Опора  валопровода  между  ЦВД  и  ЦНД-1:
 1,9  —  вкладыши  опорных  подшипников;  2  —  масляные  уплотнения;  3  —  корпус  упорного  под¬
шипника;  4  —  аварийная  масляная  емкость;  5  —  ротор  ЦВД;  6  —  кольцевой  выступ  для  измерения
осевого  сдвига  ротора;  7  —  кожух;  8  —  ротор  ЦНД-1;  10  —  впускная  коробка  уплотняющего  пара;
11  —  концевое  уплотнение  ротора  ЦНД-1;  12  —  вертикальная  стенка;  13  —  домкраты;  14  —  гребень
 упорного  подшипника
 в  котором  эксгаустером  поддерживается  не¬
большое  разрежение.  Для  исключения  попа¬
дания  пара  из  концевого  уплотнения  турбины
в  корпусе  подшипника  установлены  пароот¬
бойные  кольца.
 На  крышке  корпуса  подшипника  имеется
аварийная  масляная  емкость  4.
 2.6.10. 	СИСТЕМА  СМАЗКИ
ПОДШИПНИКОВ
 Длительное  время  высокая  надежность
маслоснабжения  обеспечивалась  приводом
главного  масляного  насоса  от  вала  турбины.
Реализация  этого  принципиального  решения,
подтвержденного  мировым  опытом  эксплуата¬
ции  в  течение  десятилетий,  при  проектирова¬
нии  мощных  паровых  турбин  ТЭС  и  АЭС
столкнулась  с  серьезными  трудностями.  С  по¬
вышением  давления  и  расходов  масла  в  систе¬
ме  регулирования  выросли  размеры  насосной
группы,  что  усложнило  компоновку  ее  в  блоке
переднего  подшипника.  Значительные  осевые
перемещения  корпуса  подшипника  затрудни¬
ли  организацию  самокомпенсации  маслопро¬
водов  большого  сечения.  Возрастание  объема
масла  в  баке,  расположенном  непосредственно
 под  передним  подшипником  турбины  вблизи
горячих  паропроводов,  усугубило  пожарную
опасность  турбоустановки.  Слабым  элементом
оказалась  и  зубчатая  муфта  привода  насоса  от
вала  турбины,  а  нарушение  работы  насоса  тре¬
бовало  остановки  турбины.
 Переход  на  независимый  привод  насосов
регулирования  и  смазки  от  электродвигателей
стал  возможным  благодаря  достаточно  высокой
надежности  питания  собственных  нужд  на  со¬
временных  мощных  электростанциях.  Снятие
главного  масляного  насоса  с  вала  турбины  и
переход  к  автономным  насосам  с  электропри¬
водом  на  мощных  турбинах  ТЭС  было  также
ускорено  применением  различных  жидкостей  в
системе  регулирования:  воды  или  огнестойкого
синтетического  масла  и  минерального  масла.
 Применение  независимого  привода  насо¬
сов  регулирования  и  смазки  дает  немалые  пре¬
имущества:
 независимый  привод  насосов  в  сочетании
с  резервом  позволяет  ремонтировать  любой
насос  без  остановки  турбины;
 можно  удалить  масляный  бак  от  горячих
элементов  турбоустановки  и  разместить  его  на
нулевой  отметке,  что  существенно  повышает
пожаробезопасность;

450
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 исключается  инжекторная  группа  для
создания  подпора  на  всасывант  главного
масляного  насоса  центробежного  типа  и  пода¬
чи  масла  на  смазку;
 можно  в  особых  случаях,  например  при
пожаре,  остановить  масляные  насосы,  а  спе¬
циальными  мероприятиями  обеспечить  оста¬
нов  турбины;
 можно  выполнить  централизованную
систему  маслоснабжения  турбоустановки.
 Централизованная  система  маслоснабже¬
ния  турбоустановок,  рассмотриваемая  ниже  на
примере  применения  ее  для  тихоходной  тур¬
бины  К-1000-5,9/25-2  энергоблока  АЭС  пита¬
ет  турбинным  маслом  Тп-22С  подшипники
главной  турбины,  генератора,  возбудителя,  ва-
лоповоротного  устройства,  турбопитательных
 насосных  агрегатов  (ТПН).  С  ней  тесно  связа¬
ны  системы  гидростатического  подъема  рото¬
ров  турбины  и  генератора,  регулирования  и
защиты  главной  турбины  и  ТПН,  уплотнения
вала  генератора.  Аналогично  этой  системе  ор¬
ганизовано  маслоснабжение  других  турбоуста¬
новок  ТЭС  и  АЭС,  поставляемых  на  электро¬
станции.
 Схема  системы  смазки  подшипников
турбоагрегата  показана  на  рис.  2.6.140.  Общий
для  всех  маслосистем  энергоблока  главный
масляный  бак  7  имеет  объем  127  м3,  что  соот¬
ветствует  уровню  залива  масла.  При  работе
турбоагрегата  уровень  масла  в  баке  существен¬
но  снижается  в  связи  с  заполнением  аварий¬
ных  бачков  77,  демпферного  бака  72,  маслоох¬
ладителей  6  и  маслопроводов.  Минимальный
 Рис.  2.6.140.  Схема  системы  смазки  подшипников  турбоагрегата:
 7  —  главный  маслобак;  2  —  сетчатый  фильтр  грубой  очистки;  3  —  воздухоотделитель;  4  —  сетчатый
фильтр  тонкой  очистки;  5  —  масляные  насосы;  6  —  маслоохладители;  7,  10  —  эксгаустеры;  8  —  до-
ливочный  бак;  9  —  аварийный  маслобак  ТПН;  11  —  аварийные  бачки;  72  —  демпферный  масляный
бак;  АМБ  —  аварийный  маслобак;  БСП  —  бак  сбора  протечек  масла;  В  —  возбудитель;  Г  —  генера¬
тор;  ГМБ  —  главный  масляный  бак;  ДБГ  —  демпферный  бак  уплотнения  вала  генератора;  МНР  —
маслонасос  регулирования;  МОУ  —  маслоочистительная  установка;  НГПР  —  насос  гидроподъема
роторов;  САРЗ  —  система  автоматического  регулирования  и  защиты;  СРК—  стопорно-регулирую-
 щий  клапан;  ФП  —  фильтр-пресс

СИСТЕМА  СМАЗКИ  ПОДШИПНИКОВ
 451
 уровень  масла  в  баке  ниже  номинального  на
150  мм  и  выше  аварийного  на  100  мм.
 Главный  масляный  бак  выполняет  две
основные  функции:
 служит  емкостью,  обеспечивающей  мас¬
лом  все  маслосистемы;
 в  баке  масло  фильтруется  и  освобождается
от  воздуха,  воды,  механических  примесей,  вред¬
ных  продуктов  разложения  масла  и  коррозии
поверхностей  маслосистемы  и  оборудования.
 Именно  от  масляного  бака  в  первую  оче¬
редь  зависит  срок  службы  масла.  При  недоста¬
точной  вместимости  бака  масло,  поступающее
из  подшипников  аэрированным  и  обводнен¬
ным,  за  время  нахождения  в  баке  не  успевает
восстановить  свои  свойства,  быстрее  стареет  и
сроки  между  его  заменами  заметно  сокраща¬
ются.  При  большом  содержании  воздуха  в
масле  существенно  ускоряется  его  окисление,
и,  кроме  того,  содержащиеся  в  воздухе  приме¬
си  (пыль,  водяной  пар)  переходят  в  масло,  за¬
грязняя  и  обводняя  его.  Качество  масла  ухуд¬
шается,  что  снижает  надежность  турбоуста¬
новки.  Поэтому  во  всех  элементах  систем
смазки  и  регулирования  стараются  уменьшить
возможность  насыщения  масла  воздухом,  а  в
масляном  баке  —  создать  благоприятные  усло¬
вия  для  его  выделения.
 Главный  масляный  бак  промежуточными
фильтрующими  поперечными  перегородками
разделен  на  три  отсека:  приемный  («грязный»),
промежуточный  и  чистый.  В  приемный  отсек
поступают  сливы  масла  из  всех  агрегатов,  пере¬
лив  из  демпферного  бака,  дренажи  из  системы
гидроподъема  роторов.  Через  этот  отсек  бак  за¬
полняется  и  пополняется  маслом.  Здесь  уста¬
новлена  труба  перелива  для  слива  масла  из  бака
при  его  переполнении.  Для  предотвращения
дополнительного  насыщения  масла  воздухом
слив  из  подшипников  и  демпферного  бака  на¬
правляется  под  уровень  масла  в  баке.
 Через  сетчатые  фильтры  грубой  очист¬
ки  2  масло  проходит  в  промежуточный  отсек.
Фильтры  установлены  в  два  ряда,  что  дает  воз¬
можность  при  сохранении  фильтрации  пооче¬
редно  вынимать  их  для  чистки  во  время  рабо¬
ты  турбины.  В  промежуточном  отсеке  установ¬
лен  сепаратор-воздухоотделитель  3,  в  котором
поток  масла  многоярусными  наклонными
пластинами  рассекается  на  тонкие  слои,  что
способствует  интенсификации  удаления  воз¬
духа  из  масла  и  очистки  его  от  шлама.  Сетча¬
тые  фильтры  перед  воздухоотделителем  спо¬
собствуют  более  равномерному  распределению
 потока  масла  по  поперечному  сечению  бака  и
сепаратора,  что  повышает  эффективность  по¬
следнего.  В  промежуточный  отсек  сливается
масло,  прошедшее  очистку  в  маслоочиститель¬
ной  машине.  Чистый  отсек  отделен  от  проме¬
жуточного  сетчатыми  фильтрами  тонкой  очи¬
стки  4.  В  отсеке  размещаются  погружные  на¬
сосы  систем  смазки  5  и  регулирования.  Из  не¬
го  отбирается  масло  к  насосам  системы  уплот¬
нения  вала  генератора.  Дно  масляного  бака
выполнено  с  уклоном  для  периодического
слива  шлама,  воды  и  грязи.  На  нем  имеются
фланцы  для  трубопроводов  аварийного  слива
масла  и  опорожнения  бака.
 Для  очистки  масла  и  восстановления  его
свойств  используются  маслоочистительные  се¬
параторные  машины  и  фильтр-прессы.  В  зави¬
симости  от  степени  загрязнения  очищаемого
масла  водой  или  механическими  примесями
барабан  сепаратора  может  быть  собран  для
очистки  масла  от  механических  примесей
(кларификации)  или  для  отделения  от  масла
воды  (пурификации).
 Смазка  подшипников  турбины  и  генера¬
тора  обеспечивается  двумя  параллельно  рабо¬
тающими  насосами  типа  МКВ600-40,  выпол¬
ненными  на  1/2  подачи  и  приводимыми  элек¬
тродвигателями  переменного  тока.  Третий  на¬
сос  находится  в  резерве.  Насосы  подают  масло
к  четырем  кожухотрубным  маслоохладите¬
лям  6  типа  МБ-380-500,  из  которых  три  нахо¬
дятся  в  работе,  а  четвертый  —  в  резерве.  Охла¬
ждающей  средой  в  маслоохладителях  является
циркуляционная  вода.
 Электродвигатели  масляных  насосов  ра¬
ботают  от  шин  собственных  нужд.  При  потере
напряжения  на  этих  шинах  каждый  электро¬
двигатель  насоса  в  течение  1  мин  должен  быть
автономно  подключен  к  одной  из  трех  незави¬
симых  систем  надежного  питания  энергобло¬
ка.  Однако  прекращение  маслоснабжения
подшипников  даже  на  гораздо  более  короткое
время  привело  бы  к  тяжелой  аварии  турбо¬
установки.  Для  того  чтобы  обеспечить  беспе¬
ребойную  подачу  масла  к  подшипникам  при
переключении  насосов,  а  также  при  обесточи¬
вании  собственных  нужд  на  время  не  более
2,5  с,  на  отметке  32  м,  т.е.  значительно  выше
отметки  обслуживания  турбины,  установлен
демпферный  масляный  бак  12  объемом  3,2  м.
Из  него  масло  самотеком  поступает  к  импел¬
леру  и  в  напорный  коллектор  смазки,  откуда
подается  на  подшипники  турбины,  генератора
и  возбудителя,  а  также  направляется  к  ТПН.

452
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Воздушные  пространства  демпферного  и
главного  масляного  баков  соединены  трубой.
Излишки  масла  из  демпферного  бака  через  пе¬
реливную  трубу  сливаются  в  главный  маслобак.
С  помощью  переливной  трубы  поддерживается
постоянный  уровень  масла  в  демпферном  баке,
чем  обеспечивается  стабильное  давление  масла
в  напорном  коллекторе  системы  смазки  под¬
шипников  (12  кПа  на  уровне  оси  турбоагрега¬
та)  и  на  всасывании  импеллера.  Петлевой  гид¬
розатвор  на  переливе  из  демпферного  бака  пре¬
дотвращает  подсос  воздуха  из  его  воздушного
пространства  сливающимся  маслом.
 Все  маслопроводы  слива  масла  из  под¬
шипников,  а  также  перелива  масла  из  демп¬
ферного  и  главного  масляного  баков  снабжены
смотровыми  стеклами.  На  сливных  маслопро¬
водах  подшипников  генератора  и  возбудителя
имеются  петлевые  гидрозатворы  для  предотвра¬
щения  попадания  водорода  в  главный  масло¬
бак.  Масляный  насос  системы,  находящийся  в
резерве,  автоматически  включается  при  сниже¬
нии  уровня  масла  в  демпферном  баке,  а  также
при  падении  давления  масла  на  уровне  оси  тур¬
боагрегата  до  90  кПа.  При  падении  давления
масла  до  50  кПа  защита  отключает  турбину  со
срывом  вакуума.  При  аварийном  останове  тур¬
бины  с  неработающими  масляными  насосами
смазку  подшипников  во  время  выбега  со  сры¬
вом  вакуума  обеспечивают  аварийные  бачки  77,
расположенные  на  крышках  подшипников.
Поступление  масла  из  бачков  должно  быть  дос¬
таточным,  чтобы  не  допустить  повреждения
подшипников,  а  следовательно,  проточной  час¬
ти  турбины.  Масло  из  подшипников  сливается
в  приемный  отсек  главного  масляного  бака.
 Для  вентиляции  маслосистемы  к  главному
масляному  баку  и  к  коллекторам  слива  масла
из  подшипников  турбины,  а  также  из  подшип¬
ников  генератора  и  возбудителя  подключены
эксгаустеры  7  и  10.  Постоянная  принудитель¬
ная  вентиляция  необходима  для  надежного
удаления  коррозионно-активных  летучих  про¬
дуктов  окисления  масла,  водяных  паров,  возду¬
ха,  водорода  и  других  газов,  для  предотвраще¬
ния  образования  гремучего  газа  (смеси  воздуха,
выделяющегося  из  масла,  с  водородом),  зано¬
симым  маслом,  поступающим  из  системы  уп¬
лотнения  вала  генератора.  Чтобы  исключить
попадание  брызг  масла  на  крыльчатку,  перед
эксгаустерами  установлены  бачки-маслоулови¬
тели.  Во  избежание  искрообразования  при  слу¬
чайных  задеваниях  о  корпус  колеса  эксгаусте¬
ров  изготовляют  из  меди  или  латуни.
 Рис.  2.6.141.  Масляный  насос  МКВ  600-40:
 7  —  фонарь;  2  —  проставка;  3  —  опорная  плита:
4  —  подшипник  качения;  5  —  кронштейн;
6  —  ротор;  7  —  подшипник  скольжения;  8  —  кор¬
пус;  9  —  колено;  10  —  напорный  патрубок
 Масляный  насос  МКВ600-40  выполнен
центробежным,  вертикальным,  погружным,
одноступенчатым,  с  рабочим  колесом  одно¬
стороннего  входа,  консольно  установленным
на  валу  воронкой  вниз  (рис.  2.6.141).  Корпус
насоса  8,  в  котором  вращается  ротор  6,  через
кронштейн  5  и  проставку  2  подвешен  на  опор¬
ной  плите  3,  которая  крепится  на  масляном
баке.  На  проставке  установлен  фонарь  7,  на
котором  крепится  электродвигатель.  Роторы
насоса  и  электродвигателя  соединены  втулоч¬
но-пальцевой  муфтой.  Нижней  опорой  ротора
служит  подшипник  скольжения  7,  верхней  —
сдвоенный  подшипник  качения  4.
 К  корпусу  насоса  крепится  колено  9,  к
которому  присоединен  напорный  патрубок  10.
 Рабочее  колесо  изготовляют  из  стали
25Л-1,  вал  —  из  стали  40.
 Техническая  характеристика  насоса  МКВ
 600-40  приведена  ниже.
 Номинальная  подача,  м3/ч 		590
 Напор,  м 		42
 Допускаемый  кавитационный  запас,  м 		7
 Частота  вращения,  мин-1 	 1470
 Температура  перекачиваемого  масла,  °С   25...65
 Потребляемая  мощность,  кВт 		79
 КПД,  % 		80
 Мощность  электродвигателя,  кВт 		110

СИСТЕМА  СМАЗКИ  ПОДШИПНИКОВ
 453
 В  маслоохладитель  МБ-380-500  охлаж¬
дающая  циркуляционная  вода  А  подается  в
нижнюю  водяную  камеру  7,  разделенную  пе¬
регородкой  (рис.  2.6.142).  По  трубкам  4,  раз¬
вальцованным  в  нижней  2  и  верхней  6  труб¬
ных  досках,  она  проходит  в  верхнюю  водяную
камеру  7,  поворачивает  на  180°,  затем  по  труб¬
кам  возвращается  в  нижнюю  водяную  камеру
и  сливается  Б.  По  воде  маслоохладитель  вы¬
полнен  двухходовым.  Масло  В  поступает  в
верхнюю  часть  корпуса  маслоохладителя,
омывает  в  поперечном  направлении  внешнюю
поверхность  трубок  и  выходит  снизу  Г.  На¬
правление  масла  в  межтрубном  пространстве
задается  перегородками  5  типа  диск  —  кольцо.
 Все  маслоохладители,  в  том  числе  и  ре¬
зервный,  по  маслу  и  воде  включены  парал¬
лельно.  Это  дает  возможность  без  остановки
турбоустановки  отключать  маслоохладитель,
подлежащий  чистке,  и  включать  резервный.
 Нижняя  трубная  доска  через  прокладки
жестко  закреплена  между  фланцами  корпуса  3
и  нижней  водяной  камеры,  которая  является
 Рис.  2.6.142.  Маслоохладитель  МБ-380-500
 опорной  частью  маслоохладителя.  Также  жест¬
ко  через  прокладку  соединены  между  собой
фланцы  верхней  крышки  8  и  корпуса.  Верхняя
водяная  камера  крепится  к  верхней  трубной
доске,  податливое  соединение  которой  с  кор¬
пусом  не  препятствует  свободному  расшире¬
нию  вверх  трубной  системы.
 Для  сведения  к  минимуму  «холостых»
протечек  масла,  минующих  трубную  систему,
зазоры  между  большими  перегородками  и
корпусом  не  должны  превышать  1,5...2  мм.
Для  этого  собранная  трубная  система  протачи¬
вается  на  станке  в  соответствии  с  фактиче¬
ским  размером  предварительно  проточенного
корпуса.
 В  течение  длительного  времени  во  избе¬
жание  обводнения  масла  при  нарушении  валь¬
цовки  трубок  давление  его  в  маслоохладителе
принималось  больше  давления  воды.  Для  ис¬
ключения  попадания  масла  в  окружающую
среду,  давление  охлаждающей  воды  принима¬
ется  больше  давления  масла.
 В  нижней  водяной  камере  имеются  люки
для  удаления  шлама  при  чистке  трубной  сис¬
темы  по  водяной  стороне  и  доступа  к  разваль¬
цованным  концам  трубок.  В  верхних  крышке
и  водяной  камере  предусмотрены  воздушники
для  удаления  воздуха  из  межтрубного  про¬
странства  и  из  водяной  полости.  В  нижней
части  маслоохладителя  предусмотрены  сливы
масла  и  воды.  Для  контроля  за  работой  масло¬
охладителя  на  патрубках  подвода  и  отвода  как
масла,  так  и  воды  установлены  термометры,
показания  которых  позволяют  оценить  сте¬
пень  загрязненности.  При  пуске,  когда  масло
еще  холодное,  охлаждающую  воду  в  маслоох¬
ладитель  подают  только  после  того,  как  оно
нагреется.
 Техническая  характеристика  маслоохла¬
дителя  МБ-380-500  приведена  ниже.
 Площадь  поверхности  охлаждения,  м2 	 380
 Расход  масла,  м3/ч 	 500
 Расход  воды,  м3/ч 	 500
 Температура  масла,  °С:
 начальная 	 55
 конечная  (при  температуре  охлаждающей
 воды  33  °С) 	 45
 Рабочее  давление,  МПа:
 масла 	 0,45
 воды 	 0,5
 Гидравлическое  сопротивление,  МПа:
 по  масляной  стороне 	 0,1
 по  водяной  стороне 	 0,03

454
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 2.6.11. 	ВАЛОПОВОРОТНЫЕ  УСТРОЙСТВА
 Валоповоротное  устройство  (ВПУ)  слу¬
жит  для  медленного  вращения  валопровода
турбины,  при  котором  исключаются  его  изгиб
из-за  появления  температурной  неравномер¬
ности  по  сечению,  возникновение  вибрации  и
задеваний  вращающихся  деталей  о  неподвиж¬
ные.  Необходимость  в  работе  ВПУ  возникает
при  пуске  и  останове  турбины.
 При  пуске  турбины  для  создания  внутри
нее  и  в  конденсаторе  разрежения  на  концевые
уплотнения  подается  пар  и  осуществляется  от¬
сос  воздуха.  Если  уплотняющий  пар  подать  в
турбину  с  неподвижным  ротором,  то  темпера¬
 тура  его  поверхности  по  окружности  станет
различной.  Соответствующим  образом  будет
изменяться  температурное  удлинение  его  от¬
дельных  продольных  волокон,  в  результате  чего
ротор  изогнется.  Это  может  привести  к  вибра¬
ции,  выборке  радиальных  зазоров,  задеваниям
и  к  тяжелой  аварии.  Ситуация  осложнится  еще
больше  при  останове  турбины.  Остановленный
горячий  ротор  снизу  остывает  быстрее,  чем
сверху,  в  результате  также  возникнет  изгиб  ро¬
тора.  ВПУ  состоит  из  электродвигателя  мощно¬
стью  несколько  десятков  киловатт  и  понижаю¬
щего  редуктора,  приводящего  ротор  в  движе¬
ние  с  частотой  вращения  4...30  мин-1.  Все  ВПУ
выполняют  полуавтоматическими:  включаются
 Рис.  2.6.143.  Валоповоротное  устройство  турбин  ТМЗ

ВАЛОПОВОРОТНЫЕ  УСТРОЙСТВА
 455
 вручную,  а  выключаются  автоматически  при
достижении  турбиной  частоты  вращения  боль¬
шей,  чем  частота  вращения  ВПУ.
 Валоповоротным  устройством,  приме¬
няемом  на  турбинах  ТМЗ  и  ЛМЗ,  ротор  турби¬
ны  приводится  во  вращение  электродвигате¬
лем  5  последовательно  через  червяк  7,  червяч¬
ное  колесо  8,  вал  3  и  шестерни  4  и  2  с  косыми
зубьями  (рис.  2.6.143).  Шестерня  2  напрессо¬
вана  на  полумуфту  7,  что  обеспечивает  враще¬
ние  вала  паровой  турбины.  Шестерня  4  может
перемещаться  по  валу  3  по  винтовой  нарезке.
В  крайнем  правом  положении  она  находится  в
зацеплении  с  шестерней  2,  обеспечивая  вра¬
щение  валопровода  турбины,  в  крайнем  левом
положении  шестерни  4  и  2  расцеплены,  и  ва-
лопровод  турбины  не  вращается  даже  при  ра¬
ботающем  электродвигателе  5.
 Для  включения  ВПУ  освобождают  спе¬
циальную  защелку,  удерживающую  шестер¬
ню  4  в  крайнем  левом  положении,  и,  повора¬
 чивая  рычагом  9  вал  10,  с  помощью  вилки  11
подают  шестерню  4  вправо  по  винтовой  нарез¬
ке,  вращая  одновременно  червяк  7  махови¬
ком  6.  При  этом  шестерня  4  будет  переме¬
щаться  вправо,  входя  в  зацепление  с  шестер¬
ней  2.  При  полном  зацеплении  (в  крайнем
правом  положении)  рычаг  9  нажмет  на  конце¬
вой  выключатель  и  включит  электродвига¬
тель  5,  который  начнет  вращать  валопровод
турбины.  Зацепление  зубчатых  колес  обеспе¬
чивается  до  тех  пор,  пока  электродвигатель
вращает  валопровод  турбины,  так  как  осевая
сила,  действующая  на  косые  зубья  шестерни  4,
направлена  слева  направо.
 При  подаче  пара  в  турбину  ее  валопровод
начинает  вращаться  за  счет  энергии  расши¬
ряющегося  пара.  При  превышении  турбиной
частоты  вращения,  обеспечиваемой  ВПУ,  осе¬
вая  сила  на  шестерне  4  изменяет  направление
и  она  автоматически  перемещается  в  крайнее
левое  положение,  выводя  из  работы  ВПУ.
 Рис.  2.6.144.  Валоповоротное  устройство  тихоходной  турбины  для  АЭС:
 I 	—  корпус  ЦНД;  2  —  опора  качения;  3  —  ротор  ЦНД;  4  —  зубчатое  колесо;  5  —  вал-шестерня;
 6 	—  коллектор  смазки;  7  —  червяк;  8  —  гидромуфта;  9  —  электродвигатель;  10  —  пружина  кулака;
 II 	—  кулак;  12  —  ось  кулака;  13  —  червячное  колесо;  14  —  поверхность  контакта  кулака  и  ротора
 ЦНД

456
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Валоповоротное  устройство  турбины
К-1000-5,9/25-2  вращает  ротор  турбины^с  час¬
тотой  3,8  мин-1  (рис.  2.6.144).  Оно  состоит  из
асинхронного  электродвигателя  9  мощностью
40  кВт  с  частотой  вращения  вала  1450  мин-1,
гидромуфты  8,  червячной  и  зубчатой  пере¬
дач  4,  5.  Гидромуфта  8  передает  вращение  с
вала  электродвигателя  на  червяк  7  с  помощью
сил  трения,  возникающих  между  двумя  диска¬
ми,  расположенными  на  разных  валах  и  за¬
ключенными  в  масляную  ванну.
 При  включении  ВПУ  вращение  с  зубча¬
того  колеса  4  передается  на  ротор  3  турбины  с
помощью  трех  кулаков  11  через  поверхность
контакта  14.  Центр  тяжести  кулаков  располо¬
жен  так,  что  возникающая  при  вращении  цен¬
тробежная  сила  стремится  их  утопить  в  роторе
и  разъединить  ротор  и  зубчатое  колесо  4.  Это¬
му  противодействует  плоская  пружина  10.  При
малой  частоте  вращения  пружина  преодолева¬
ет  центробежную  силу  кулака,  поэтому  ротор
и  шестерня  находятся  в  зацеплении.  При  дос¬
тижении  частоты  вращения  до  180  мин-1  цен¬
тробежная  сила  преодолевает  усилие  пружи¬
ны,  и  происходит  расцепление  ротора  и  шес¬
терни.  Шестерня  при  этом  вращается  в  опорах
качения  2,  установленных  в  корпусе.
 В  некоторых  конструкциях  ВПУ  вместо
электропривода  применяют  другие  приводные
устройства,  например  пневмогидравлические
толкатели  и  гидромоторы  с  переменной  часто¬
той  вращения.
 2.6.12. 	ФУНДАМЕНТЫ  ТУРБОАГРЕГАТА
 Установка  турбоагрегатов  на  фундаменте.
 Турбоагрегат,  в  общем  случае  состоящий  из
 многоцилиндровой  турбины  и  электрического
генератора,  устанавливают  на  фундамент.
Фундамент  должен  обеспечить  при  всех  режи¬
мах  работы  такое  положение  корпусов  под¬
шипников  и  цилиндров  турбины,  при  котором
не  возникает  интенсивной  вибрации.  Кроме
того,  он  помогает  компактно  разместить  все
основное  и  вспомогательное  оборудование
турбоустановки  и  сократить  затраты  на  строи¬
тельство  здания  электростанции.
 Типичный  фундамент  рамной  конструк¬
ции  состоит  из  верхней  1  и  нижней  3  фунда¬
ментных  плит,  связанных  вертикальными  ко¬
лоннами  2  (рис.  2.6.145).  Верхняя  фундамент¬
ная  плита  образована  продольными  и  попе¬
речными  балками  (ригелями).  Нижняя  фунда¬
ментная  плита,  часто  достигающая  толщины
 2...3  м,  кладется  на  специально  подготовлен¬
ное  грунтовое  основание.  Она  должна  исклю¬
чить  деформацию  фундамента  при  его  нерав¬
номерной  осадке  на  грунте.
 На  фундамент  действуют  значительные
нагрузки  от  веса  оборудования,  установленно¬
го  на  нем,  от  сил  трения,  вызванных  расшире¬
нием  турбины  по  фундаментным  рамам,  и  от
вибрации.  При  достаточной  жесткости  всех
элементов  фундамента  верхняя  плита  не  будет
деформироваться,  исключая  неодинаковость
смещений  опор  турбоагрегата  и  появления
вибрации  и  быстрый  износ  подшипников  и
уплотнений.  Пространство  между  верхней  и
нижней  фундаментными  плитами  (конденса¬
ционное)  используют  для  размещения  конден¬
сатора,  сетевых  подогревателей,  масляного  ба¬
ка  и  масляных  насосов,  конденсатных  насосов
и  другого  оборудования.
 Рис.  2.6.145.  Фундамент  турбоагрегата  равной  конструкции

ФУНДАМЕНТЫ  ТУРБОАГРЕГАТА
 457
 Турбоагрегат  устанавливается  на  фунда¬
ментные  рамы,  которые  с  помощью  подливки
бетоном  и  специальных  фундаментных  болтов
закрепляются  в  верхней  фундаментной  плите.
 Передний  и  средний  подшипники  турбо¬
агрегата  выносные,  поэтому  их  помещают  на
отдельные  мощные  фундаментные  рамы,  зали¬
ваемые  в  ригели.  ЦНД  имеет  встроенные  под¬
шипники,  поэтому  эти  цилиндры  устанавли¬
ваются  на  опорный  пояс  из  многочисленных
узких  фундаментных  рам.  На  аналогичные  ра¬
мы  помещают  и  корпусы  генератора,  и  возбу¬
дителя.  Все  фундаментные  рамы  закрепляют  в
верхней  фундаментной  плите  таким  образом,
чтобы  их  верхние  поверхности  лежали  в  одной
плоскости.
 Способ  установки  отдельных  цилиндров
зависит  от  условий  их  работы.  Высота  фунда¬
мента  тихоходного  турбоагрегата,  считая  от
уровня  пола  конденсационного  помещения,
составляет  15  м.
 Установка  корпусов  подшипников  и  ци¬
линдра  турбины  на  фундаменте  является  от¬
ветственной  операцией,  от  качества  выполне¬
ния  которой  во  многом  зависит  надежная  ра¬
бота  турбины.  Основным  требованием  при  ус¬
тановке  турбины  на  фундаменте  является  ис¬
ключение  деформации  цилиндра  и  обеспече¬
ние  жесткости  опор.  Наиболее  полно  эти  тре¬
бования  обеспечивает  метод  контрольной  ус¬
тановки  на  «трех  точках»  (рис.  2.6.146).  Этот
метод  определяет  положение  плоскости  в  про¬
странстве  и  исключает  появление  деформа¬
ций,  неизбежных  при  большем  числе  точек
контрольной  установки.
 Рис.  2.6.146.  Принципиальная  схема  установки
турбины  на  фундаменте:
 1 	—  точка  опоры  №  1;  2  —  точка  опоры  №  2;
 3 	—  точка  опоры  №  3;  4  —  места  установки
клиновых  подкладок  после  предварительной
установки  цилиндра
 До  установки  турбины  на  фундамент  ее
разбирают  и  расконсервируют.  В  целях  повы¬
шения  жесткости  заливают  бетоном  внутрен¬
ние  полости  фундаментных  плит.  При  сборке
задних  фундаментных  плит  конденсационных
турбин  проверяют  плотность  их  прилегания  к
лапам  цилиндра,  зазоры  в  шпоночном  соеди¬
нении  и  распределение  зазоров  между  дистан¬
ционными  болтами  и  отверстиями  в  лапах,  ко¬
торые  устанавливают  так,  чтобы  2/3  диамет¬
рального  зазора  располагались  со  стороны  оси
турбины.
 Схемы  установки  турбин  на  гибких  опо¬
рах  показаны  на  рис.  2.6.147.  Передняя  часть
цилиндра  для  турбин  большинства  типов  со¬
единяется  с  передней  фундаментной  плитой  с
помощью  гибкой  опоры  7,  которая  обеспечи¬
вает  свободу  перемещений  цилиндра  при  теп¬
ловых  расширениях  вдоль  продольной  оси
турбины  и  имеет  большую  жесткость  в  верти¬
кальном  и  поперечном  направлениях.
 В  зависимости  от  типа  турбины  количе¬
ство  гибких  опор  и  их  подсоединение  различ¬
ное.  У  турбин  Р-1,5-15/3,  Т-6-35/1,2,  К-6-35,
К-12-35  и  других  корпус  переднего  подшип¬
ника  прикреплен  к  нижней  половине  цилинд¬
ра  с  помощью  полуфланца.  Для  таких  типов
турбин  устанавливают  одну  гибкую  опору,  ко¬
торая  в  верхней  части  жестко  крепится  к  при¬
ливам  в  районе  горизонтального  разъема  ниж¬
ней  половины  цилиндра,  а  внизу  жестко  за¬
крепляется  к  фундаментной  плите.
 Для  турбин  ПТ-12-35/10, 	П-6-35/5,
 Р-6-35/5,  ПР-6-35/10/5  передний  подшипник
крепится  полуфланцем  к  цилиндру  турбины.
У  этих  турбин  в  передней  части  устанавливают
по  две  гибкие  опоры,  одну  из  которых  в  верх¬
ней  части  крепят  к  нижней  половине  цилинд¬
ра,  а  вторую  —  к  фланцу  горизонтального  разъ¬
ема  переднего  подшипника.  В  нижней  части
обе  гибкие  опоры  жестко  закрепляют  на  фун¬
даментной  плите.  Для  турбин  ПТ-25-90/10,
ПР-12-90/15/7,  Р-12-90/31,  Р-4-20/2ТК  соеди¬
нение  цилиндра  с  передним  подшипником  осу¬
ществляется  с  помощью  лап,  поперечных  и
вертикальных  шпонок.  На  турбинах  этого  типа
устанавливают  по  две  гибкие  опоры,  которые  в
верхней  части  жестко  крепятся  к  корпусу  пе¬
реднего  подшипника,  а  в  нижней  —  к  фунда¬
ментной  плите.
 Независимо  от  количества  опор  и  спосо¬
ба  их  крепления  при  установке  турбины  на
фундаменте  необходимо  обеспечить  такое  по¬
ложение  гибких  опор,  чтобы  их  жесткость  и

458
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.147.  Схемы  установки  турбин:
 а  —  конденсационной  на  шпонках  и  гибких  опорах;  б  —  с  противодавлением  с  креплением  корпуса
турбины  к  корпусу  переднего  и  заднего  подшипников  на  полуфланцах;  в  —  то  же,  с  креплением
корпуса  турбины  к  корпусу  переднего  и  заднего  подшипников  через  лапы;  1  —  гибкие  опоры;
 2 	—  шпонки
 влияние  на  расцентровку  валов  не  отличались
в  холодном  и  в  рабочем  состоянии  турбины.
Это  условие  обеспечивается,  если  при  уста¬
новке  турбины  создать  предварительное  натя¬
жение  верхней  части  гибких  опор  от  верти¬
кального  положения,  равное  1/2  полного  теп¬
лового  расширения  турбины  в  сторону,  проти¬
воположную  направлению  теплового  расши¬
рения.  Фикс-пункт  турбины  относительно
фундамента  обеспечивается  системой  попе¬
речных  и  вертикальных  шпонок  2.
 Система  гибких  опор  нашла  применение
также  в  виде  блоков  податливых  стержней  и
листов  для  установки  боковых  конденсаторов
тихоходных  турбин  АЭС.
 Схема  установки  переднего  подшипника
турбины  К-800-240  на  гибкие  опоры  показана
на  рис.  2.6.148.  Натяжение  гибких  опор,  кото¬
рые  верхней  частью  крепят  к  приливам  ниж¬
ней  половины  цилиндра  5,  производят  уста¬
новкой  дистанционной  прокладки  6  между
цилиндром  5  и  гибкой  опорой,  которую  после
установки  цилиндра  на  фундаменте  и  обтяжки
фундаментных  болтов  вынимают.  Предвари¬
тельное  натяжение  гибких  опор,  которые  в
верхней  части  крепятся  к  фланцу  горизонталь¬
ного  разъема  или  корпусу  подшипника,  про¬
 изводят  смещением  нижней  опорной  части
гибкой  опоры  с  помощью  специальных  при¬
способлений.
 Особое  внимание  при  установке  цилинд¬
ра  на  фундамент  должно  быть  уделено  плотно¬
сти  прилегания  фундаментных  плит  к  бетону
всей  поверхностью,  с  отклонением  по  уровню
в  любую  сторону  не  более  0,5  мм/м.  Если  это
требование  не  обеспечивается,  то  производит¬
ся  вырубка  в  бетоне  гнезд  глубиной  10...  15  мм
с  последующей  их  очисткой  и  промывкой  во¬
дой.  Гнездо  заливают  цементным  раствором,  и
в  него  вдавливают  плитки,  проверяя  их  поло¬
жение  по  уровню.  На  них  устанавливают  пар¬
ные  клинья.
 Под  передней  фундаментной  плитой  долж¬
ны  быть  подготовлены  два  опорных  места  стро¬
го  по  продольной  оси  турбины,  под  задней  —  по
поперечной  оси  и  по  два  опорных  места  возле
каждого  фундаментного  болта.  Аналогично  под¬
готавливают  опорные  места  под  статор  и  под¬
шипники  генератора  и  возбудителя.
 При  монтаже  конденсационных  турбин
до  установки  цилиндра  необходимо  завести  на
свое  место  конденсатор  с  выверкой  его  поло¬
жения  по  продольной  и  поперечной  осям  тур¬
бины  и  переходной  патрубок.

ФУНДАМЕНТЫ  ТУРБОАГРЕГАТА
 459
 Рис.  2.6.148.  Схема  установки  переднего  подшипника  на  гибкие  опоры:
 1  —  корпус  подшипника;  2  —  гибкие  опоры;  3  —  приспособление  для  смещения  опоры;  4  —  фунда¬
ментная  плитка;  5  —  цилиндр  турбины;  6  —  дистанционная  прокладка;  А  —  предварительный  натяг
 Перед  установкой  на  фундамент  корпусы
подшипников  проверяют  на  плотность.  На
подготовленные  опорные  места  устанавливают
корпусы  подшипников  с  фундаментными  пли¬
тами  и  цилиндр  турбины,  а  также  статор  гене¬
ратора,  подшипник  генератора  и  возбудитель.
Установленные  статорные  детали  предвари¬
тельно  центруют  по  расточкам  под  масляные
паровые  уплотнения  по  струне  с  точностью
+0,2  мм,  после  чего  в  цилиндр  укладывают  ро¬
тор  турбины  и  устанавливают  турбину  по  уров¬
ню.  Цилиндр  устанавливают  на  «трех  точках».
 Ротор  турбины  размещают  так,  чтобы
шейка  вала  заднего  подшипника  имела  нулевое
положение  по  уровню  с  точностью  ±0,1  мм/м.
Передняя  шейка  в  этом  случае  будет  иметь  ук¬
лон  в  2  раза  больше  статического  прогиба  рото¬
ра.  Положение  цилиндра  вдоль  продольной  оси
турбины  в  этом  случае  определяется  автомати¬
чески.  В  поперечном  направлении  показания
уровнемера,  размещаемого  на  разъеме  цилинд¬
ра,  должны  быть  близки  к  нулю  или  равными,
но  противоположно  направленными.  После  ус¬
тановки  цилиндра  по  уровню  необходимо  про¬
верить  положение  ротора  по  расточкам  масля¬
ных  уплотнений,  обойм  концевых  уплотнений
и  расточке  плавающего  масляного  уплотнения
переднего  подшипника.  Результаты  проверки
сравниваются  с  паспортными  значениями,  по¬
лученными  при  стендовой  сборке  турбины.
 Зафиксировав  положение  горизонтально¬
го  разъема  цилиндра,  корпусов  подшипников
по  уровню  в  продольном  и  поперечном  на¬
правлениях,  а  также  положение  ротора  по
уровню  и  по  расточкам  под  концевые  и  масля¬
ные  уплотнения,  заводят  все  клиновые  под¬
кладки  возле  фундаментных  болтов  и  присту¬
пают  к  обтяжке  болтов.
 Несмотря  на  кажущуюся  большую  жест¬
кость  корпусных  деталей,  при  неправильной
обтяжке  фундаментных  болтов  можно  создать
большие  деформации  в  цилиндре  и  корпусах
подшипников.  По  этой  причине  обтяжка  фун¬
даментных  болтов  должна  производиться  при
постоянном  контроле  за  неизменностью  всех
измерений  по  уровнемеру  и  контрольным  рас¬
точкам,  полученным  до  начала  обтяжки.
 Система  тепловых  расширений.  Схема  с
гибкими  опорами.  Гибкие  опоры  в  виде  верти¬
кальных  поперечных  пластин  между  корпуса¬
ми  подшипников  и  фундаментом  используют¬
ся  в  приводных  турбинах  ОАО  «КТЗ».  В  такой
конструкции  исключается  трение  скольжения,
так  как  горизонтальное  смещение  опор  отно¬
сительно  фундамента  осуществляется  за  счет
деформации  опорных  пластин.  Имеется  опыт
использования  гибких  опор  для  компенсации
тепловых  перемещений  боковых  конденсато¬
ров  в  тихоходных  турбинах  АЭС  мощностью
1000  МВт.

460
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.149.  Установка  корпуса  подшипников
между  ЦВД  и  ЦСД  на  гибкой  опоре  для  турби¬
ны  К-800-240  (конструктивная  проработка
ОАО  «НПО  ЦКТИ  »)
 При  установке  корпуса  опорных  под¬
шипников  между  ЦВД  и  ЦСД  на  фундамент  с
применением  гибкой  опоры  верхняя  1  и  ниж¬
няя  2  плиты  гибкой  опоры  связаны  между  со¬
бой  пакетами  тонких  пластин  с  дистанцион¬
ными  прокладками  между  ними  по  нижнему  и
верхнему  концам  пластин  (рис.  2.6.149).  Ввер¬
ху  и  внизу  пакеты  пластин  сжаты  оправками  3,
состоящими  из  двух  половин  для  создания
большего  усилия  сжатия  между  пластинами.
Оправки  приболчены  к  плитам  гибкой  опоры.
Корпус  4  подшипника  неподвижно  присоеди¬
нен  к  верхней  плите  опоры  и  перемещается  в
осевом  направлении  вместе  с  ней  при  темпе¬
ратурных  расширениях  цилиндров.  На  корпу¬
се  подшипника  лежат  лапы  5  и  6  цилиндров,
причем  поперечные  шпонки  отсутствуют.
 Расчетные  исследования  показали  сле¬
дующее:
 применение  гибких  опор  и  отказ  от  попе¬
речных  шпонок  под  лапами  уменьшают  осевую
 силу,  изгибающую  и  скручивающую  фунда¬
ментные  ригели,  на  которых  установлены  кор¬
пусы  подшипников,  приблизительно  в  6  раз  по
сравнению  с  применяемой  конструкцией,  даже
при  условии,  что  происходит  беспрепятствен¬
ное  (без  заеданий,  с  коэффициентом  трения
0,2)  скольжение  подошвы  корпуса  подшипника
по  фундаментной  раме,
 гибкая  опора  приемлемых  размеров  может
быть  выполнена  для  расширения  до  50  мм.  При
этом  вертикальные  перемещения  опоры  дости¬
гают  около  0,2  мм,  а  вертикальная  статическая
податливость  на  порядок  меньше  предусмотрен¬
ной  нормами  динамической  податливости,  что
дает  основание  ожидать  удовлетворительных  ди¬
намических  характеристик  валопровода.
 Схема  с  дополнительным  фикс-пунктом  ме¬
жду  ЦВД  и  ЦСД.  В  схеме  расширения  цилинд¬
ров  турбины  К-1200-240  ЛМЗ  помимо
фикс-пунктов  у  каждого  из  трех  ЦНД,  введен
дополнительный  фикс-пункт  между  ЦВД  и
ЦСД  (рис.  2.6.150).  Тем  самым  в  2  раза  умень¬
шена  величина  теплового  перемещения  перед¬
него  подшипника.  Наиболее  нагруженный  сред¬
ний  подшипник  закреплен  неподвижно.  При
этом  перемещается  задний  подшипник  ЦСД,  но
он  менее  нагружен,  чем  средний,  и  сила  трения
под  ним  почти  в  2  раза  меньше.  Примерно  в  5
раз  меньше  скручивающая  сила  на  средний  ри¬
гель.  Недостатками  такой  схемы  являются  воз¬
можности  опрокидывания  переднего  подшип¬
ника  ЦВД  и  заднего  подшипника  ЦСД  и  скру¬
чивания  ригелей  под  этими  подшипниками.  Эти
недостатки  обусловлены  наличием  поперечных
шпонок  под  лапами  ЦВД  и  ЦСД,  опирающими¬
ся  на  подвижные  корпусы  подшипников  на  рас¬
стоянии  порядка  1  м  от  плоскости  их  скольже¬
ния  по  фундаментным  рамам.
 В  схемах  с  неподвижно  закрепленными
корпусами  опорных  подшипников  устранение
 Рис.  2.6.150.  Схема  тепловых  расширений  турбины  К-1200-240/540:
 1  —  передний  подшипник;  2  —  ЦВД;  3  —  средний  подшипник;  4  —  ЦСД;  5  —  подшипник  между
ЦСД  и  ЦНД;  6  —  подшипники  роторов  ЦНД;  7  —  ЦНД;  8  —  фикс-пункт  ЦВД-ЦСД;
 9 	—  фикс-пункты  ЦНД;  10  —  фикс-пункты  подшипников;  11  —  фундаментные  рамы

ФУНДАМЕНТЫ  ТУРБОАГРЕГАТА
 461
 Рис.  2.6.151.  Схема  тепловых  расширений  турбины  К-1000-60/3000  JIM3:
 7,  2  —  подшипники;  3  —  поперечная  шпонка  под  передней  лапой  ЦВД;  4  —  задняя  лапа  ЦВД  (без
шпонки);  5  —  фундаментные  рамы  подшипников;  6  —  фундаментные  рамы  ЦНД;  7—  поперечные
шпонки  корпусов  подшипников;  8  —  вертикальные  шпонки;  9  —  поперечные  шпонки  ЦНД;
 10 	—  фикс-пункты  цилиндров
 несоосности  действующих  и  противодейст¬
вующих  сил  достигается  путем  размещения
плоскости  скольжения  непосредственно  под
опорными  лапами  цилиндров.
 В  схеме  с  дополнительным  фикс-пунктом
и  независимым  расширением  цилиндров,  реа¬
лизованной  в  турбинах  К-1000-60/3000  JIM3  на
АЭС,  расширение  ЦВД  происходит  от  его  пе¬
реднего  подшипника  2,  являющегося
фикс-пунктом  (рис.  2.6.151).  Передние  лапы
ЦВД,  опирающиеся  на  этот  подшипник,  имеют
поперечные  шпонки  3.  Задние  лапы  ЦВД  таких
шпонок  не  имеют  и  скользят  по  опорным  по¬
верхностям  стульев  заднего  подшипника  ЦВД.
Хотя  опрокидывание  неподвижно  закреплен¬
ных  опор  ЦВД  в  этой  схеме  маловероятно,  не¬
достатком  ее  является  сохранение  крутящего
момента,  действующего  на  поперечные  ригели
фундамента,  а  также  возможное  закусывание  в
поперечных  и  вертикальных  шпонках  лап  ЦВД.
Кроме  того,  увеличенные  относительные  пере¬
мещения  шеек  роторов  в  корпусах  подшипни¬
ков  снижают  шансы  использования  этой  схемы
для  высокотемпературных  роторов.
 В  системе  связи  между  цилиндрами  и
корпусами  подшипников  мощных  паровых
турбин,  разработанной  фирмами  Альстом-Ат-
лантик  (Франция)  и  МАН  (Германия)  корпус
подшипника  7  также  закреплен  неподвижно
на  фундаментной  раме,  однако  не  является
фикс-пунктом  (рис.  2.6.152).  Лапы  ЦВД  5  и
ЦСД  6  связаны  между  собой  двумя  шарнир¬
ными  тягами  3.  Перемещение  упорного  под¬
шипника  2,  необходимое  при  работе  турбины
для  уменьшения  величины  изменения  осевых
зазоров  в  проточных  частях  и  в  уплотнениях,
происходит  с  помощью  шарнирных  тяг  4,  свя¬
занных  с  лапами  ЦВД.  Лапы  ЦВД  и  ЦСД  опи¬
раются  на  корпус  подшипника  через  проклад¬
 ки  из  антифрикционного  материала.  Опроки¬
дывание  подшипников  и  заедание  при  переме¬
щении  лап  цилиндров  в  этой  схеме  также
практически  исключены.
 Недостатком  схем  с  закрепленными  кор¬
пусами  подшипников  является  сохранение  го¬
ризонтальной  несоосности  осевых  сил  в  ре¬
зультате  удаленности  в  стороны  от  продольной
оси  турбины  элементов,  передающих  эти  си¬
лы:  поперечных  шпонок  под  опорными  лапа¬
ми  или  соответствующих  им  тяг.  Эта  особен¬
ность,  присущая  и  классической  схеме,  делает
их  чувствительными  к  разнице  температур
правых  и  левых  фланцев,  создающей  боковые
силы  на  вертикальных  шпонках.
 Схемы  с  расположением  связей  опор  и  ци¬
линдров  вблизи  плоскости  скольжения  подошв
опор  по  поверхностям.  Такие  схемы  характери¬
зуются  сохранением  суммарных  расширений
высокотемпературных  цилиндров,  что  позволя-
 Рис.  2.6.152.  Соединение  ЦВД  и  ЦСД  шарнир¬
ными  тягами  при  неподвижном  корпусе  под¬
шипников  в  мощной  турбине  Альстом-Атлантик

462
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.153.  Устройства  для  передачи  сил,  выполняющие  одновременно  функции  вертикальной  шпонки:
 1  —  шпонка-захват;  2  —  цилиндр;  3  —  корпус  подшипника;  4  —  серьга;  5  —  шкворень;  6  —  про¬
ушина;  7  —  стопор
 ет  иметь  небольшие  осевые  зазоры  в  проточной
части,  как  и  в  классической  схеме.  Главной  от¬
личительной  особенностью  этих  схем  является
отказ  от  применения  поперечных  шпонок  под
лапами  цилиндров  для  передачи  осевой  силы.
 Поперечные  шпонки  под  лапами  не  при¬
меняются  уже  несколько  десятилетий  зарубеж¬
ными  фирмами  (Вестингауз.  Дженерал-Элек-
трик,  Парсонс,  Альстом  и  др.).  Широко  ис¬
пользуется  соединение  в  виде  вертикальной
шпонки-захвата 	1  Т-образного  сечения
 (рис.  2.6.153,  а),  применявшееся  в  экспери¬
ментальном  порядке  также  ОАО  «ХТЗ»  на  тур¬
бине  К-1000-60/1500  для  АЭС  под  названием
«тяни-толкай».  Наибольшее  применение  полу¬
чила  конструкция  с  гибкой  связью  между  ци¬
линдрами  и  корпусами  подшипников.
 В  отечественной  практике  поперечные
шпонки  под  лапами  некоторых  турбин  не  ис¬
пользует  АООТ  «НЗЛ».  В  его  конструкции
проушина  6  с  серьгой  4  соединены  вертикаль¬
ным  шкворнем  5  —  цилиндрическим  штифтом
с  головкой  (рис.  2.6.153,  б).  В  проектируемой
паровой  турбине  для  ПГУ  вместо  шпонок  под
лапами  ОАО  «ЛМЗ»  использует  шарнирную
связь  между  цилиндром  и  корпусом  подшип¬
ника  вблизи  фундаментной  рамы.
 Необходимо  отметить,  что  рассматривае¬
мые  устройства  располагаются  на  месте  верти¬
кальной  шпонки  в  классической  схеме  и  при
этом  выполняют  также  функцию  этой  шпон¬
ки  —  центрируют  цилиндры  в  вертикальной
плоскости.
 На  рис.  2.6.154  показан  разработанный  в
ОАО  «НПО  ЦКТИ»  один  из  вариантов  уст¬
ройства  гибкой  связи,  между  цилиндрами  и
 подвижным  корпусом  среднего  подшипника,
на  который  они  опираются.  Такая  гибкая
связь,  реализуемая  в  виде  горизонтальных
пластин,  заменяет  также  вертикальную  цен¬
трирующую  шпонку  и  поперечные  (толкаю¬
щие)  шпонки  классической  схемы,  исключая
повороты  опор  и  заклинивания  лап.
 Следует  отметить,  что  гибкие  связи,  ис¬
пользуемые  в  качестве  «толкающего»  элемен¬
та,  расположены  значительно  ниже  плоскости
горизонтального  разъема  цилиндров  и  макси¬
мально  приближены  к  плоскости  скольжения
опор  по  фундаментной  раме.
 Модернизация  системы  тепловых  расшире¬
ний  при  ремонтных  работах.  Для  снижения
трения  в  рамках  существующей  схемы  тепло¬
вых  расширений  необходимо:
 периодически  вводить  консистентную
смазку  под  давлением  непосредственно  между
опорными  поверхностями  скольжения  с  при¬
 Рис.  2.6.154.  Гибкая  связь  мевду  цилиндрами
и  корпусом  среднего  подшипника:
 1  —  ЦВД;  2  —  корпус  подшипника;  3  —  ЦСД;
 4 	—  гибкая  связь

ФУНДАМЕНТЫ  ТУРБОАГРЕГАТА
 463
 менением  шприцев  и  шаровых  ниппельных
вводов.  В  состав  смазки  может  входить  ди¬
сульфид  молибдена  и  другие  термостойкие  ан¬
тифрикционные  добавки.  Известны  пасты
ВТИ-ЛМЗ,  ВТИ-АФП-90  и  др.;
 подбирать  пары  металлов  с  низким  коэф¬
фициентом  трения  и  высокими  противозадир¬
ными  свойствами.  Фирма  Сименс  предлагает
устанавливать  на  фундаментные  рамы  под  сту¬
лья  подшипников  бронзовые  прокладки  с  сет¬
кой  маслоподводящих  канавок  и  антифрикци¬
онным  покрытием.  Ряд  фирм  применяет  стел¬
литовые  пластинки  высокой  твердости  как  для
опорных  поверхностей  скольжения,  так  и  для
направляющих  шпонок;
 применять  антифрикционные  прокладки
между  подошвами  корпусов  подшипников  и
фундаментными  рамами.  В  этих  целях  широко
используются  листы  и  ленты  фторлана,  метал-
лфторопласта  и  других  композитных  материа¬
лов  (рис.  2.6.155);
 применять  разгрузочные  пружины,  пере¬
дающие  часть  веса  цилиндров  непосредствен¬
но  на  фундамент.  Как  известно,  пружины  ши¬
роко  применяются  для  разгрузки  ЦНД  от  веса
конденсаторов.  Известны  примеры  установки
в  турбинах  ЛМЗ  разгрузочных  пружин  и  спе¬
циальных  болтов  между  лапами  цилиндров  и
фундаментом  для  компенсации  реактивного
момента  цилиндра;
 устанавливать  грязезащитные  экраны  из
коррозионно-стойкой  стальной  фольги  или
аллюминия.  Эта  мера  позволяет  устранить  по¬
падание  на  поверхности  скольжения  частиц
пыли  в  смеси  с  паром,  водой,  маслом,  повы¬
шающее  коэффициент  трения  в  2—3  раза.
 Рис.  2.6.155.  Схема  установки  антифрикционных
прокладок  на  фундаментной  раме  переднего  под¬
шипника:
 1  —  фундаментная  рама;  2  —  антифрикцион¬
ные  прокладки;  3  —  продольная  шпонка
 Относительно  эффективности  изложен¬
ных  мероприятий  по  снижению  трения  в  под¬
вижных  опорах  следует  заметить,  что  контакт¬
ное  давление  в  опорных  поверхностях  от  веса
цилиндров,  даже  с  учетом  реактивного  момен¬
та,  невелико,  и  что  соответствующие  силы
трения  не  являются  причиной  затруднений
при  тепловом  расширении.  Поэтому  снижение
трения  не  устраняет  главную  причину  дефек¬
та  —  заедание  в  опорных  и  направляющих  по¬
верхностях  скольжения,  обусловленное  пово¬
ротом  корпусов  подшипника  вокруг  верти¬
кальной  и  горизонтальных  осей  под  влиянием
моментов,  возникающих  из-за  несоосности
действующих  и  противодействующих  сил.
 Однако  применение  новых  композитных
материалов  с  антифрикционным  покрытием
позволяет  в  несколько  раз  уменьшить  силы
трения  в  парах  скольжения  (до  коэффициента
трения  0,02...0,05),  а  следовательно,  умень¬
шить  перестановочные  усилия  при  тепловом
расширении  турбины.
 Устранение  заклинивания  в  шпоночных
соединениях  может  быть  достигнуто  следую¬
щими  способами.
 Широкое  распространение  в  эксплуата¬
ции  получило  увеличение  зазоров  в  шпоноч¬
ных  соединениях,  повышающее  допустимые
повороты  корпуса  подшипника  без  заклинива¬
ния.  Одним  из  вариантов  увеличения  зазоров
является  применение  ромбовидных  шпонок.
Что  касается  поперечных  шпонок  под  лапами,
то  предлагаемые  мероприятия  несомненно
уменьшают  вероятность  их  защемления,  но
даже  при  небольшой  разности  температур  пра¬
вой  и  левой  сторон  цилиндра  появляется  не-
соосность  осевых  сил,  передаваемых  при  этом
лишь  через  одну  из  этих  шпонок,  что  приво¬
дит  к  прижиму  корпуса  подшипника  к  одной
стороне  продольной  шпонки.  Увеличение  за¬
зоров  в  пазах  продольных  и  вертикальных
шпонок,  увеличивая  поворот  корпуса  подшип¬
ника  вокруг  вертикальной  оси,  может  привес¬
ти  к  неравномерному  нагреву  колодок  упорно¬
го  подшипника  и  к  появлению  окружной  не¬
равномерности  зазоров  в  проточной  части,  что
может  способствовать  появлению  низкочас¬
тотной  вибрации.
 Применение  разрезных  шпонок  исклю¬
чает  защемление  опорных  лап  при  их  авто¬
номном  или  совместно  с  цилиндром  развороте
в  горизонтальной  или  продольной  вертикаль¬
ной  плоскости.  Это  происходит  благодаря  на¬
личию  во  вкладыше  двух  цилиндрических  по¬

464
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 верхностей  с  взаимно  перпендикулярными
вертикальной  и  поперечной  осями  (шарнир
Гука).  На  рис.  2.6.156  показана  разработанная
ОАО  «НПО  ЦКТИ»  и  примененная  на  турби¬
нах  ЛМЗ  мощностью  300...800  МВт  разрезная
шпонка.
 Уменьшение  величины  перемещений
подшипников  может  быть  обеспечено  органи¬
зацией  дополнительного  фикс-пункта  путем
закрепления  к  фундаменту  корпуса  упорного
подшипника  (см.  рис.  2.6.150).  При  модерни¬
зации  турбин  Т-180-130  и  К-200-130  попереч¬
ные  шпонки  под  задними  лапами  ЦСД  заме¬
нены  на  опорно-скользящие  элементы  смеще¬
нием  корпуса  упорного  подшипника  в  сторону
регулятора  на  величину  теплового  расширения
ЦСД  и  закреплением  его  в  этом  положении.
Трудности  реализации  этого  предложения  для
турбины  К-800-140  заключаются  в  необходи¬
мости  перемонтажа  трубопроводов,  введения
дополнительных  компенсаторов  на  ресиверах
между  ЦСД  и  ЦНД,  смещения  диафрагм  и  уп¬
лотнений  ЦНД.  Задача  может  быть  облегчена,
если  перенести  фикс-пункт  ЦНД  с  его  задней
части  в  переднюю,  что  устранит  встречное
расширение  ротора  и  ЦНД.
 Совершенствование  системы  тепловых
расширений.  При  традиционной  системе  опи¬
рания  и  тепловых  расширений  многоцилинд¬
ровых  турбин  большой  мощности,  как  уже
рассматривалось,  осевые  силы,  возникающие
при  тепловых  расширениях  между  ЦВД  и
ЦСД  и  корпусами  подшипников  передаются  с
помощью  поперечных  шпонок  под  лапами,
которыми  цилиндры  опираются  на  корпусы
подшипников  вблизи  плоскости  горизонталь¬
ного  разъема.  Взаимная  поперечная  центровка
цилиндров  и  подшипников  обеспечивается
 Рис.  2.6.156.  Поперечная  разрезная  шпонка
с  «шарнирной»  вставкой:
 1  —  корпус  подшипника;  2  —  основание;
3  —  гребень;  4  —  лапа  цилиндра;  5  —  «шарнир¬
ная»  вставка
 вертикальными  шпонками,  расположенными
по  торцам  корпусов  подшипников  и  нижних
половин  ЦВД  и  ЦСД.
 Такой  принцип  опирания  цилиндров  и  ор¬
ганизации  тепловых  расширений,  реализован¬
ный  в  большинстве  многоцилиндровых  турбин
мощностью  100...  1200  МВт.  Будучи  весьма  по¬
лезным  для  уменьшения  относительных  осевых
расширений  ротора  и  установочных  величин
осевых  зазоров  в  проточной  части  и  в  уплотне¬
ниях,  приводит  к  тому,  что  перемещение  перед¬
него  подшипника  ЦВД  достигает  30...50  мм.
В  случае  заклинивания  корпуса  подшипника
компенсация  столь  больших  величин  сопровож¬
дается  деформацией  цилиндров,  имеющих  не¬
достаточную  жесткость,  и  закручиванием  попе¬
речных  ригелей  фундамента.
 Температурные  перемещения  опор  при
этом  сопровождаются  трением  на  опорных  и
направляющих  поверхностях  скольжения.  На
силы  трения,  вызываемые  как  весом,  так  и
возрастанием  давления  на  поверхности  сколь¬
жения  при  повороте  цилиндров  и  корпусов
опор  вокруг  вертикальной  или  горизонталь¬
ных  осей,  влияют  следующие  факторы:
присоединенные  паропроводы;
несимметрия  расширения  правых  и  ле¬
вых  половин  цилиндра;
 реактивный  момент  облопачивания;
моменты  от  несоосности  действующих
сил  термоупругого  расширения  цилиндров  и
противодействующих  им  сил  трения.
 При  этом  нередко  происходят  заедания
(задиры),  приводящие  к  скачкообразному  пе¬
ремещению,  к  резкому  возрастанию  момен¬
тов,  а  следовательно,  к  закручиванию  попе¬
речных  ригелей  фундаментов  и  к  наклону  (оп¬
рокидыванию)  опор.  Все  это  обусловливает
появление  расцентровок,  вибрацию  ротора,
износ  уплотнений  и  подшипников,  поломку
болтов  соединительных  муфт  и  невозврат  ци¬
линдров  в  исходное  положение  после  остыва¬
ния.  Повышению  трения  способствует  корро¬
зия  и  загрязнение  поверхностей  скольжения,  а
также  уменьшение  жесткости  ослабленных
элементов  фундамента.
 Многофакторность  воздействий  определя¬
ет  многообразие  конструктивных  систем  орга¬
низации  теплового  расширения  турбины  и  ме¬
тодических  разработок  по  уменьшению  сил
трения.  Практически  любая  причина,  приводя¬
щая  к  затрудненности  перемещений  опорных
элементов  турбины,  вызывает  повышение  сил  в
узлах  сочленения  корпусов  и  подшипников.

ФУНДАМЕНТЫ  ТУРБОАГРЕГАТА
 465
 Исследование  силового  взаимодействия
элементов  системы  корпус  ЦСД  —  средний
стул-фундамент  —  корпус  ЦВД  —  передний
стул  —  фундамент  было  выполнено  на  турбинах
мощностью  300,  800  и  1200  МВт  при  помощи
специально  разработанного  силоизмерительного
устройства  (рис.  2.6.157).  Силоизмерительное
устройство  выполнено  в  виде  поперечной
шпонки  7,  2  ЦВД  или  ЦСД,  устанавливаемой
вместо  штатной.  Благодаря  наличию  ориентиро¬
ванных  в  трех  взаимно  перпендикулярных  плос¬
костях,  оснащенных  тензорезисторами  упругих
элементов  5—9,  возможно  непрерывное  измере¬
ние  сил  в  трех  взаимно  перпендикулярных
плоскостях  вторичными  приборами.
 Установка  таких  шпонок  под  передние
лапы  ЦСД  и  задние  лапы  ЦВД  турбин  мощно¬
стью  300,  800  и  1200  МВт  позволила  впервые  в
отечественной  и  зарубежной  практике  опреде¬
лить  силы  взаимодействия  со  стороны  корпу¬
сов  цилиндров  на  корпусы  подшипников,  а
также  выявить  динамику  их  изменения.
 Одной  из  главных  причин  ненормального
протекания  процесса  расширения  рассматри-
 Рис.  2.6.157.  Силоизмерительное  устройство
с  тензометрической  шпонкой  (б  —  измеряемый
зазор):
 7 	—  основание  шпонки;  2  —  крышка  шпонки;
3  —  лапа  цилиндра  турбины;  4  —  стул;  5—9  —
упругие  элементы;  10  —  технологическая  про¬
кладка
 ваемых  турбин  является  несоосность  векторов
сил,  действующих  на  корпус  опорного  под¬
шипника  со  стороны  цилиндра,  и  противодей¬
ствующих  им  сил  трения.  Вертикальная  несо¬
осность  между  горизонтальными  векторами
действующей  при  расширении  цилиндра  и
противодействующей  сил  Fp  =  F^  имеет  значи¬
тельную  величину  (плечо  h0  «  1  м,  рис.  2.6.158).
Это  обусловливает  возникновение  момента
М0  =  опрокидывающего  корпус  подшип¬
ника  вокруг  поперечной  горизонтальной  оси.
При  остывании  цилиндра  подшипник  опроки¬
дывается  в  обратную  сторону  под  действием
момента  Мр.  Сравнительно  равномерно  распре¬
деленная  по  опорной  поверхности  корпуса
подшипника  весовая  нагрузка  G  при  опроки¬
дывании  подшипника  частично  или  полностью
замещается  сосредоточенной  силой  на  краю
основания  реакцией  АТ7  =  AG  в  пределе  равной
полной  весовой  нагрузке  от  цилиндра  и  ротора.
Локальное  возрастание  удельного  давления
приводит  к  выдавливанию  смазки,  возникнове¬
нию  «сухого»  трения  и  к  схватыванию  поверх¬
ностей,  что  объясняет  скачкообразный  харак¬
тер  расширения,  и  перекос  корпуса  подшипни¬
ка,  его  заклинивание  при  прогреве  и  нагруже¬
нии  турбины,  и  недовозврат  в  первоначальное
состояние  при  остывании.  Как  упоминалось
выше,  компенсация  температурных  удлинений
цилиндров  происходит  за  счет  деформации  их
торцовых  стенок  и  других  менее  жестких  эле¬
ментов,  а  также  за  счет  закручивания  ригеля  и
его  горизонтальной  плоскости.
 Рис.  2.6.158.  Моменты  сил,  действующих  на
корпус  опорного  подшипника  при  тепловом  рас¬
ширении  цилиндра:
 7 	—  корпус  подшипника;  2  —  корпус  цилинд¬
ра;  3  —  фундаментная  рама

466
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Горизонтальная  несоосность  возникает
при  различии  температур  правого  и  левого
фланца  горизонтального  разъема  цилиндра.
Даже  незначительная  разность  приводит  к  то¬
му,  что  сила  от  расширения  будет  передавать¬
ся  через  поперечную  шпонку,  расположенную
под  лапой  более  горячего  фланца.  Момент,
образованный  силой,  действующей  через  эту
шпонку  и  результирующей  сил  трения,  прохо¬
дящей  через  вертикальную  плоскость  симмет¬
рии,  вызывает  поворот  корпуса  подшипника  в
горизонтальной  плоскости,  локализацию  нор¬
мальной  силы  по  длине  продольной  шпонки  с
соответствующим  возрастанием  сил  трения.
При  более  значительных  разностях  температур
правого  и  левого  фланцев  изгиб  цилиндра  в
горизонтальной  плоскости  приводит  к  еще
большему  повороту  стула  подшипника  и  к  за¬
кусыванию  его  продольной  шпонки.  Более  то¬
го,  противодействие  продольной  шпонки  мо¬
жет  вызвать  закусывание  в  поперечных  шпон¬
ках  под  лапами  и,  при  различии  в  их  посадке,
появление  тенденции  к  боковому  смещению
цилиндра  с  соответствующим  возрастанием
трения  в  продольной  и  даже  вертикальной
шпонке.  Закусывание  в  поперечных  шпонках
под  лапами  может  иметь  место  и  от  поворота
 лап  в  горизонтальной  плоскости  при  появле¬
нии  разности  температур  по  ширине  фланца
или  по  толщине  стенки  цилиндра.
 Поворот  лап  с  уменьшением  зазоров  в
поперечных  шпонках  может  произойти  от  на¬
грева  лап  со  стороны  вала  из-за  пропаривания
концевых  уплотнений.  Поворот  опорных  лап  с
выбиранием  зазоров  до  0,3  мм  может  произой¬
ти  уже  в  процессе  сборки  цилиндра  под  дейст¬
вием  веса  диафрагм,  обойм  и  внутреннего  ци¬
линдра,  который  частично  сохраняется  и  по¬
сле  затяжки  горизонтального  разъема.
 Решение  проблем  расширения  при  созда¬
нии  новых  турбин  и  модернизации  действую¬
щих  достигается  мероприятиями  в  следующих
направлениях:
 устранением  трения  скольжения;
модернизацией  системы  тепловых  рас¬
ширений  при  ремонтных  работах.
 Установка  тихоходных  турбоагрегатов
АЭС  на  фундамент  и  организация  тепловых  рас¬
ширений.  Высота  фундамента  тихоходного  тур¬
боагрегата,  считая  от  уровня  конденсационно¬
го  помещения,  составляет  15  м.
 Верхняя  фундаментная  плита  турбоагрега¬
та  с  установленными  на  ней  фундаментными  ра¬
мами  (рис.  2.6.159).  Рамы  1—5  служат  для  уста¬
 Рис.  2.6.159.  Верхняя  фундаментная  плита  тихоходного  турбоагрегата  АЭС  с  установленными
 на  ней  фундаментными  рамами:
 1  —  передняя  осевая  опоры  ЦВД;  2  —  осевая  между  ЦВД  и  ЦНД-1;  3  —  осевая  между  ЦВД-1  и
ЦВД-2;  4  —  осевая  между  ЦНД-2  и  ЦНД-3;  5  —  осевая  между  ЦНД-3  и  генератором;  6  —  боковые
рамы  передних  торцовых  лап  ЦНД-1;  7  —  боковые  торцовых  лап  задних  ЦНД-1  и  передних
ЦНД-2;  8  —  боковые  задних  торцовых  лап  ЦНД-2  и  передних  торцовых  лап  ЦНД-3;  9  —  боковые
задних  торцовых  лап  ЦНД-3;  10  —  пазы  под  продольные  шпонки  опор;  11  —  пазы  под  поперечные
шпонки  опор;  12  —  пазы  под  поперечные  шпонки  торцовых  лап  ЦНД-1,  ЦНД-2  и  ЦНД-3;  13  —
под  пружины  боковых  лап  ЦНД;  14  —  генератора;  15  —  рамы  возбудителя;  16  —  проем  в  верхней
фундаментной  плите  под  ЦВД;  17  —  проемы  в  верхней  фундаментной  плите  под  ЦНД-1,  ЦНД-2  и
ЦНД-3;  18  —  проем  под  генератор;  Ф1—Ф4  —  фикс-пункты  опор

ФУНДАМЕНТЫ  ТУРБОАГРЕГАТА
 467
 новки  на  них  опор  валопровода,  в  которых  рас¬
положены  вкладыши  подшипников  турбины.
На  опоры,  размещенные  на  фундаментных  ра¬
мах  7  и  2,  опирается  также  лапами  корпус  ЦВД
(в  дальнейшем  —  осевые).  Рамы  6—9  служат
для  опирания  корпусов  ЦНД  торцовыми  лапа¬
ми.  Кроме  того,  по  бокам  проемов  7  7  размеще¬
ны  фундаментные  рамы  13  для  установки  пру¬
жин  сжатия  под  боковые  лапы  ЦНД,  которые
частично  воспринимают  нагрузку  от  веса  ЦНД
и  уменьшают  вертикальные  нагрузки  на  торцо¬
вые  фундаментные  рамы;  тем  самым  обеспечи¬
вается  легкость  перемещений  корпусов  ЦНД
при  тепловых  расширениях.
 На  верхних  поверхностях  фундаментных
рам  7—5  выполнены  продольные  10  и  попереч¬
ные  77  пазы  прямоугольного  сечения,  в  которые
закладывают  и  крепят  винтами  призматические
шпонки,  на  которые  ответными  пазами  помеща¬
ют  опоры.  При  монтаже  все  продольные  шпонки
устанавливают  строго  в  одну  линию,  чем  добива¬
ются  совмещения  вертикальных  плоскостей  всех
опор  роторов  строго  в  одной  плоскости.
 Перемещая  внутри  опор  опорные  вкла¬
дыши  с  помощью  установочных  колодок  до-
биваютс  центровки  расточек  отдельных  вкла¬
дышей  и,  следовательно,  роторов  валопровода.
 Пересечения  осей  продольных  10  и  попе¬
речных  77  шпонок  на  рамах  2—5  образуют
фикс-пункты  Ф1—Ф4  этих  опор,  относительно
которых  слегка  перемещается  каждая  опора  по
поверхности  фундаментной  плиты.  Передняя
фундаментная  рама  7  поперечных  шпонок  не
имеет.  Это  связано  с  тем,  что  передняя  опора
должна  свободно  перемещаться  по  ней  по
продольным  шпонкам  при  тепловых  расшире¬
ниях  корпуса  ЦВД.
 Каждый  из  корпусов  ЦНД  имеет  четыре
торцовые  лапы,  которыми  он  опирается  на  фун¬
даментные  рамы.  Для  осевой  фиксации  каждого
корпуса  ЦНД  под  их  левыми  лапами  (со  сторо¬
ны  регулятора  частоты  вращения)  установлены
поперечные  шпонки  12.  Другая  пара  лап  каждо¬
го  ЦНД  скользит  по  опорным  поверхностям
фундаментных  плит,  установленных  с  противо¬
положной  стороны.  Тем  самым  обеспечивается
свободное  тепловое  расширение.
 Осевая  фундаментная  рама  под  опору  ме¬
жду  ЦВД  и  ЦНД-1  выполнена  сварной  с  боль¬
шим  числом  полостей  (рис.  2.6.160,  а),  которые
после  монтажа,  центровки  турбины  и  установ¬
ки  анкерных  болтов  заливаются  бетоном.  Про¬
дольные  и  поперечные  шпонки  6  помещают  в
пазы  и  крепят  винтами  5.  Между  шпонками  и
 пазами  опор  устанавливают  малые  зазоры
(0,04...0,08  мм),  обеспечивающие  свободное
расширение  опор  по  поверхностям  7  фунда¬
ментной  рамы,  но  не  допускающие  перекосов
и  защемления  шпонок.  Со  стороны  ЦНД  на
фундаментной  раме  в  ее  осевой  вертикальной
плоскости  приваривают  вертикальную  шпонку
4,  которая  входит  в  паз,  расположенный  на
нижней  половине  выходного  патрубка  ЦНД-1.
Шпонка  выполнена  в  виде  клина,  расширяю¬
щегося  книзу.  В  клиновой  зазор  между  его  по¬
верхностями  и  боковыми  поверхностями  шпо¬
ночного  паза  на  выходном  патрубке  закладыва¬
ются  регулировочные  клинья  8.  При  их  уста¬
новке  поверхности  С  становятся  параллельны¬
ми,  и  размер  Б  подбирается  так,  чтобы  обеспе¬
чить  малый  зазор  в  шпоночном  соединении.
 Таким  образом,  фундаментная  рама,  а
следовательно  опора,  прицентровывается  к
корпусу  ЦНД-1.  Изменяя  толщину  клиньев  8,
можно  смещать  ЦНД  в  горизонтальной  плос¬
кости  при  монтаже  и  добиваться  центровки.
 Аналогичным  образом  выполнены  другие
осевые  фундаментные  рамы  (рис.  2.6.159).  От¬
личие  рамы  состоит  в  том,  что  она  выполняет¬
ся  литой  и  не  имеет  вертикальных  шпонок
(эти  шпонки  устанавливают  между  корпусом
ЦВД  и  опорами  7  и  2  валопровода).  Рамы  3  и  4
имеют  по  две  вертикальные  шпонки,  позво¬
ляющие  совместить  вертикальные  плоскости
смежных  ЦНД.  Рама  5  имеет  вертикальную
шпонку  слева,  т.е.  со  стороны  корпуса  ЦНД-3.
 На  боковую  фундаментную  раму  (для
опирания  двух  пар  торцовых  лап  соседних
ЦНД)  правые  лапы  ЦНД-1  помещаются  на
опорные  площадки  7  комплекта  из  четырех
бронзовых  опорных  пластин  10  (рис.  2.6.160,  б).
Между  опорной  поверхностью  пластин  и  верх¬
ней  горизонтальной  поверхностью  рамы  уста¬
навливают  регулировочную  пластину  77,  позво¬
ляющую  изменять  высотное  положение  ЦНД  и
совмещать  при  монтаже  горизонтальные  плос¬
кости  корпуса  ЦНД  и  оси  роторов.
 Торцовыми  лапами  корпус  ЦНД-1  подве¬
шивается  на  опорные  площадки  7.  Каждая
торцовая  лапа  13  имеет  по  два  разгрузочных
устройства,  состоящих  из  тарельчатых  пру¬
жин,  установленных  в  специальных  расточках.
С  их  помощью  каждая  лапа  разгружается  при¬
мерно  на  550  кН.  Края  лапы  имеют  призмати¬
ческие  фланцы  14,  которые  удерживаются  с
помощью  прижимных  скоб.  По  отношению  к
верхней  поверхности  фланца  скоба  устанавли¬
вается  с  зазором  0,06...0,08  мм,  и  при  тепловых

468
 Глава  2.6.  КОНСТРУКЦИИ  ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  2.6.160.  Осевая  фундаментная  рама  валопровода  под  опору  мелщу  ЦВД  и  ЦНД-1  (а)  и  боковая
для  опирания  торцовых  лап  соседних  ЦНД  (б):
 1  —  поверхность  скольжения  опоры  по  фундаментной  раме;  2  —  пазы  под  поперечные  шпонки;
 3 	—  фундаментная  рама;  4  —  вертикальная  клиновая  шпонка;  5  —  винт  крепления  шпонки;  6  —
шпонка;  7  —  корпус  опоры;  8  —  регулировочные  клинья;  9  —  винты  крепления  регулировочных
клиньев;  10  —  опорная  пластина;  11  —  регулировочная  пластина;  12  —  установочный  штифт;  13  —
торцовая  лапа;  14  —  призматический  фланец;  15  —  регулировочные  клинья
 перемещениях  внешнего  корпуса  ЦНД  лапы
могут  свободно  скользить  по  опорным  поверх¬
ностям  фундаментных  рам.  При  некоторых
режимах  возникает  опасность  отрыва  лапы  от
опорной  поверхности,  но  этому  препятствуют
прижимные  скобы.
 Поперечная  шпонка  6,  устанавливаемая
между  торцовой  лапой  ЦНД-2  и  опорной  по¬
верхностью  фундаментной  рамы,  заводится  в
поперечный  паз  на  раме  и  крепится  к  ней  че¬
тырьмя  винтами  5.  Верхняя  клиновая  часть
шпонки  и  регулировочные  клинья  15  образуют

ТУРБИНЫ  ОАО  «ЛЕНИНГРАДСКИЙ  МЕТАЛЛИЧЕСКИЙ  ЗАВОД*
 469
 собственно  поперечную  шпонку,  ширина  С
которой  подгоняется  при  монтаже  под  паз,
расположенный  на  торцовой  лапе.
 Система  тепловых  расширений  турбины.
Она  выполнена  так,  чтобы  корпус  ЦВД,  а  также
все  корпусы  ЦНД  расширялись  по  отдельности,
независимо  друг  от  друга,  сохраняя  центровку.
 Нижняя  половина  корпуса  ЦВД  имеет
четыре  лапы,  которыми  он  помещается  на  сту¬
лья  опор.  Высоту  стульев  подбирают  так,  что¬
бы  горизонтальный  разъем  корпуса  совпал  с
горизонтальными  разъемами  опор  валопрово¬
да  (а  все  они  —  с  осью  ротора).  Таким  образом
добиваются  совпадения  горизонтальных  плос¬
костей  опор,  корпуса  и  оси  ротора  ЦВД.
 Перед  установкой  корпуса  на  верхней
фундаментной  плите  монтируют  осевые  фун¬
даментные  рамы  1  и  2  под  опоры  ротора  ЦВД
(см.  рис.  2.6.159).  Фундаментные  рамы  уста¬
навливают  так,  чтобы  оси  продольных  шпо¬
нок  10  лежали  на  одной  прямой.  После  уста¬
новки  продольных  10  и  поперечных  под  опо¬
рой  2  шпонок  на  верхней  поверхности  пазами
помещают  опоры  роторов.  При  этом  опора  2
оказывается  закрепленной  на  фундаментной
раме,  а  пересечение  осей  ее  продольных  и  по¬
перечных  шпонок  образует  фикс-пункт  Ф1.
 Между  нижней  половиной  корпуса  ЦВД
и  его  опорами  в  вертикальной  плоскости  у
поверхности  скольжения  устанавливают  две
вертикальные  шпонки  4  специальной  конст¬
рукции  (см.  рис.  2.6.160,  а).  На  тело  шпонки  с
клиновыми  гранями  надевают  регулировоч¬
ные  клинья  8,  которые  позволяют  ее  зафик¬
сировать  в  шпоночном  пазу  с  малыми  зазора¬
ми  8  =  0,04...0,08  мм.  Сам  паз  выполнен  на
корпусе  ЦВД  таким  образом,  что  допуская
свободное  тепловое  расширение  корпуса  от
опорной  поверхности  лап  относительно  кор¬
пусов  опор,  совмещает  вертикальные  плоско¬
сти  корпусов  ЦВД  и  опор.  Тем  самым  обеспе¬
чивается  центровка  этих  элементов  при  изме¬
нении  температуры  корпуса  ЦВД  относитель¬
но  температуры  корпусов  опор.  При  этом
Т-образная  шпонка  допускает  взаимное  осе¬
вое  перемещение  корпуса  ЦВД  относительно
опор  лишь  на  очень  малое  расстояние,  равное
сумме  зазоров  8.  Таким  образом,  при  пусках
турбины  корпус  ЦВД  расширяется  и  упирает¬
ся  справа  в  корпус  опоры  2,  которая  не  пере¬
мещается  из-за  наличия  шпонки  4.  Поэтому
корпус  турбины  с  помощью  Т-образной
шпонки  заставляет  перемещаться  корпус  опо¬
ры  вдоль  продольных  шпонок.  При  этом  ла¬
 пы  корпуса  свободно  скользят  по  стульям
опор.
 Таким  образом,  система  опоры  2  —  кор¬
пус  ЦВД  —  опора  1  свободно  расширяется
(или  сокращается)  по  фундаментным  рамам  во
всех  направлениях  от  фикс-пункта  Ф1,  кото¬
рый  одновременно  является  фикс-пунктом  и
для  указанной  системы,  и  для  опоры  2.
 Следует  отметить,  что  опора  2  соединена
с  выходным  патрубком  ЦНД-1  компенсато¬
ром,  т.е.  практически  не  имеет  силовой  связи
с  остальной  турбиной.
 Все  три  ЦНД  устанавливаются  на  фунда¬
менте  одинаковым  образом  и  расширяются,
как  и  ЦВД,  автономно.  Поскольку  осевые  опо¬
ры  жестко  закреплены  на  фундаментных  рамах
с  помощью  продольных  и  поперечных  шпонок,
совмещаются  вертикальные  плоскости  всех
осевых  опор  и  корпусов  ЦНД.  Каждый  из  кор¬
пусов  ЦНД  с  помощью  торцовых  лап  помеща¬
ется  на  четыре  боковые  фундаментные  рамы,
высота  которых  с  помощью  прокладок  подби¬
рается  так,  чтобы  совместить  горизонтальные
плоскости  всех  цилиндров.  Таким  образом,
обеспечивается  центровка  всех  корпусов  ЦНД
и  корпуса  ЦВД.  Для  осевой  фиксации  ЦНД  с
его  левой  стороны  под  торцовые  лапы  устанав¬
ливают  поперечные  шпонки.  Пересечение  оси
поперечных  шпонок  с  вертикальной  плоско¬
стью  образует  фикс-пункт  Ф2  ЦНД-2.  От  него
происходит  свободное  расширение  ЦНД  во
всех  направлениях.  При  этом  торцовые  лапы
свободно  скользят  по  опорным  поверхностям
боковых  фундаментных  рам.
 Точка  Ф2  является  фикс-пунктом  ЦНД-1,
а  точка  Ф4  —  фикс-пунктом  ЦНД-3.
 После  монтажа  всей  турбины  ее  ЦВД  и
ЦНД,  стопорно-регулирующие  каналы,  отсеч¬
ные  клапаны  после  промежуточного  перегрева,
ресиверные  трубы  тщательно  изолируются  для
того,  чтобы  температура  наружного  слоя  изоля¬
ции  при  работе  турбины  не  превышала  45  °С.
 Глава  2.7
 ТУРБОУСТАНОВКИ
РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 2.7.1. 	ТУРБИНЫ  ОАО  «ЛЕНИНГРАДСКИЙ
 МЕТАЛЛИЧЕСКИЙ  ЗАВОД»  (ЛМЗ)
 Акционерное  общество  «Ленинградский
Металлический  завод»  —  одна  из  ведущих  ми¬
ровых  компаний  по  производству  энергетиче¬

470
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 ских  турбин.  В  общем  объеме  производства
ЛМЗ  лидирует  паротурбостроение  —  более
70%  выпускаемого  энергооборудования.  Паро¬
вые  турбины  предприятие  производит  с  1907  г.
К  началу  XXI  века  изготовлено  1967  паровых
турбин  общей  мощностью  227  тыс.  МВт,  кото¬
рые  работают  на  электростанциях  42  стран,
что  составляет  9%  паротурбиной  мощности
электростанций  мира.
 Достижениями  ОАО  «ЛМЗ»  в  паротурбо-
строении  являются:
 первая  в  мире  турбина  мощностью  25  МВт
с  регулируемым  отбором  пара  на  теплофикацию
(1933  г.);
 первые  в  Европе  турбины  мощностью
100  МВт  на  3000  мин-1  (1938  г.),  с  промежу¬
точным  перегревом  пара  мощностью  150  МВт
(1952  г.),  мощностью  200  МВт  (ПВК-200)
(1958  г.),  ставшая  впоследствии  самой  распро¬
страненной  (более  340),  и  мощностью
800  МВт  (1964  г.);
 одновальные  турбины  мощностью  300  и
1200  МВт  на  3000  мин-1  (1978  г.).  Последняя  ос¬
тается  непревзойденной  в  мире  по  техническому
совершенству  благодаря  применению  рабочих
лопаток  последней  ступени  ЦНД  из  титанового
сплава  длиной  1200  мм;
 серия  быстроходных  турбин  насыщенно¬
го  пара  для  АЭС  мощностью  1000  МВт  с  рабо¬
чими  лопатками  из  титана.  Такие  турбины
способны  эффективно  работать  при  глубоком
вакууме  в  конденсаторе  и  позволяют  сокра¬
тить  затраты  на  сооружение  машинного  зала
благодаря  уменьшению  массогабаритных  по¬
казателей;
 новый  шаг  в  мировом  турбостроении
применением  коррозионно-стойкой  стали  для
отливок  внутреннего  и  наружного  корпусов
ЦВД  турбины  мощностью  1  млн  кВт;
 лидерство  в  использовании  огнестойкой
жидкости  вместо  пожароопасного  нефтяного
масла  в  системах  регулирования  и  смазки  па¬
ровых  турбин.  Накопленный  опыт  стимулиро¬
вал  разработку  и  освоение  огнестойкой  жид¬
кости  ОМТИ.
 Большой  опыт  и  отработанные  техноло¬
гии  подтверждены  полученным  в  1995  году  и
подтвержденным  в  1999  г.  сертификатом  обще¬
ства  TUV  NORD,  свидетельствующим  о  выпол¬
нении  требований  ЕН  ИСО  9001:1994  и  серией
лицензий  Госатомнадзора  РФ  на  конструиро¬
вание,  изготовление  оборудования  для  АЭС.
 Многолетний  опыт  эксплуатации  турбин
ОАО  «ЛМЗ»  позволяет  уверенно  гарантиро¬
 вать  их  работоспособность  более  40  лет  с  меж¬
ремонтным  периодом  не  менее  6  лет.  В  новых
модификациях  турбин  предусматривается  воз¬
можность  их  установки  на  существующие
фундаменты  турбин  аналогичного  типа  в  слу¬
чае  замены  последних  по  исчерпанию  ресурса
с  максимальным  использованием  имеющихся
конструкций.
 Практически  все  выпущенные  ЛМЗ  об¬
разцы  паровых  турбин  сконструированы  в
конструкторском  подразделении  завода  СКБ
«Турбина»,  имеющем  квалифицированных
специалистов,  ценные  традиции,  обширный
опыт,  всестороннее  оснащение  отделов  и  ис¬
следовательских  лабораторий.  Применяемые
новые  конструктивные  решения  проходят  экс¬
периментальную  отработку  на  натурных  или
модельных  установках  (испытательных  стен¬
дах),  а  в  случае  необходимости  —  испытания
на  электростанциях.
 Оптимальными  для  освоенного  диапазона
мощностей  являются  быстроходные  паровые
турбины,  обеспечивающие  сокращение  матери¬
альных  и  трудовых  затрат  на  изготовление,
монтаж,  ремонт,  обслуживание,  а  также  на  со¬
оружение  машинного  зала  электростанции.
 Элементы  проточной  части  турбины,
прежде  всего  рабочие  и  направляющие  лопат¬
ки,  проходят  аэродинамическую  отработку  и
компьютерные  расчеты.  Рабочие  лопатки
обычно  имеют  переменный  по  высоте  про¬
филь  и  бандажи,  преимущественно,  цельно¬
фрезерованные,  способствующие  не  только
повышению  экономичности  ступени,  но  и
демпфированию  колебаний  лопаток.
 Большое  внимание  уделяется  конструи¬
рованию  турбин,  предназначенных  для  комби¬
нированной  выработки  электрической  и  теп¬
ловой  энергии.  Паровые  турбины  с  регулируе¬
мыми  отборами  пара  и  с  противодавлением
составляют  40%  общего  выпуска  турбин  и  18%
их  суммарной  мощности.
 Конструктивные  решения  обеспечивают
высокий  уровень  ремонтопригодности  основ¬
ных  узлов  турбины  и  уменьшенные  затрат  на
ремонты.
 Все  основные  детали  турбины  имеют  дос¬
таточные  запасы  надежности  и  по  отстройке
рабочих  лопаток  от  резонансов  собственных  и
вынужденных  колебаний,  по  перестановоч¬
ным  силам  золотников  системы  регулирова¬
ния,  обеспечивающих  малую  нечувствитель¬
ность  регулирования,  а  также  запасы  мощно¬
сти  двигателей  вспомогательных  механизмов

ТУРБИНЫ  ОАО  «ЛЕНИНГРАДСКИЙ  МЕТАЛЛИЧЕСКИЙ  ЗАВОД)
 471
 турбины  на  случай  просадки  питающего  на¬
пряжения  и  др.
 Турбины  малой  мощности  (порядка
25  МВт)  требуют  малых  капиталовложений,
имеют  короткий  срок  сооружения  энергетиче¬
ского  блока,  предельно  полно  удовлетворяют
специфические  особенности  конкретного  за¬
каза.
 Перечень  турбин,  выпускаемых  ОАО
«ЛМЗ»,  приведен  в  табл.  2.7.1.  Модификация
турбин  осуществляется  в  соответствии  с  требо¬
ваниями  заказчика.
 Конденсационные  паровые  турбины  без
промперегрева  пара.  Одноцилиндровые  конденса¬
ционные  паровые  турбины  (табл.  2.7.2).  Турбина
К-40-62  имеет  три  нерегулируемые  отбора  па¬
ра  на  регенерацию.  При  этом  возможны  ее  мо¬
дификации  и  дополнительный  нерегулируе¬
мый  отбор  пара  на  собственные  нужды  стан¬
ции.  Она  поставляется  в  собранном  виде  на
фундаментной  раме  и  не  требует  разборки  на
монтаже.  Электронная  часть  системы  регули¬
 рования  и  защиты  турбины  адаптирована  к  ра¬
боте  с  современными  системами  контроля  и
управления  блока.
 Турбина  К-55-60  —  одноцилиндровая
конденсационная  с  двумя  регулируемыми  от¬
борами  пара  для  обеспечения  производствен¬
ных  нужд.  Регулирование  давления  пара  в
производственных  отборах  осуществляется  ре¬
гулирующими  клапанами,  устанавливаемыми
на  трубопроводах  отбора.  Регенеративные  от¬
боры  пара  в  ней  не  предусмотрены.
 Электронная  часть  системы  регулирова¬
ния  и  защиты  турбины  также  адаптирована  к
работе  с  современными  системами  контроля  и
управления  блока.
 Турбина  К-55-90  с  однопоточным  выпус¬
ком  в  конденсатор  имеет  развитую  систему  ре¬
генеративного  подогрева  питательной  воды.
Она  является  модификацией  серии  турбин
мощностью  50  МВт  и  может  быть  модифици¬
рована  в  соответствии  с  конкретными  требо¬
ваниями,  при  этом  возможен  дополнительный
 2.7.1. 	Типы  турбин,  выпускаемых  ОАО  «ЛМЗ»
 Конденсационные  турбины
 Без  перегрева  пара
 К-40-62
 К-110-140
 К-55-60
 К-165-130
 К-55-90
 К-200-181
 К-100-90
 К-210-130-8
 К-110-6,5
 К-215-130-Ц2)
 К-180-8,0
 К-225-12,8
 К-255-162
 К-300-170
 К-300-240
 К-500-166-Ц2)
 К-500-240
 К-800-240
 К-1000-60-3000
 К-1200-240
 С  перегревом  пара
 Т  еплофикационные
 С  отборами  на  теплофикацию
 Без  перегрева
 С  перегревом
 С  противодавлением
 Т-25-3,4
 П-30-2,9
 Т-30-2,9
 ПТ-30-2,9
 ПТ-30-3,4
 ПТ-35/55-3,2
 ПТ-30-8,8
 ПТ-40/50-8,8
 Т-50-8,8
 Т-60-112
 ПТ-65-90
 ПТ-65-130
 ПТ-65-130-2
 ПТ-80-130
 Т-115-8,8
 КТ-115-8,8
 Т-120-12,8
 Т-120/140-12,8
 КТ-120-12,8
 Т-130/160-12,8
 Т-150-7,7
 Т-140-145
Т-180-130-1(2)
Т-185-12,8-1(2)
ТК-330-240
 Р-25-8,8-1(2)
 ПР-30-2,9
 ПТР-30-2,9
 Р-50-8,8
 Р-50-12,8
 ПТР-80-130
 Р-85-8,8

472
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 2.7.2.  Техническая  характеристика  одноцилиндровых  конденсационных  паровых  турбин
 Показатель
 К-40-62
 К-55-60
 К-55-90
 Мощность  номинальная  /  максимальная,  МВт
 40/42,5
 55/60,6
 55/60
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа
 6,1
 5,9
 8,8
 температура,  °С
 505
 485
 535
 Номинальный  расход  свежего  пара,  т/ч
 162
 221
 235
 Максимальный  отбор  пара  на  производствен¬
 ные  нужды,  т/ч:
 верхний
 50
 15
 -
 нижний
 50
 25
 -
 Максимальное  давление  в  производственном
 отборе,  МПа:
 верхний
 1
 1,7
 —
 нижний
 1
 0,5
 —
 Длина  рабочей  части  лопатки  последней  ступе¬
 540
 540
 665
 ни,  мм
 Номинальная  температура  охлаждающей  воды,  °С
 33
 35
 12
 Расход  охлаждающей  воды  через  конденсатор,
 6,8
 12,2
 8
 тыс.  м3/ч
 Гидравлическое  сопротивление  водяного  тракта
 0,04
 0,048
 0,045
 конденсатора,  МПа
 нерегулируемый  отбор  пара  на  собственные
нужды  станции.
 Двухцилиндровые  конденсационные  паровые
турбины  (табл.  2.7.3).  Турбина  К-100-90  имеет
двухпоточный  выпуск  в  конденсатор  и  развитую
систему  регенеративного  подогрева  питательной
воды.  Она  является  модификацией  серии  тур¬
бин  мощностью  100  МВт  и  может  быть  моди¬
фицирована  в  соответствии  с  конкретными  по¬
требностями,  например,  с  организацией  нерегу¬
лируемого  теплофикационного  отбора  пара.
 Высокая  надежность  и  экономичность
турбин  подтверждены  опытом  их  эксплуата¬
ции  на  отечественных  станциях.
 Турбины  К-110-6,5,  К-180-8,0  и
Т-150-7,7  без  промежуточного  перегрева  пара
предназначены  для  работы  в  составе  ПГУ.
ЦВД  турбины  имеет  два  паровпуска  из  кот¬
лов-утилизаторов  высокого  и  низкого  давле¬
ния,  а  ЦНД  выполнен  двухпоточным.
 У  теплофикационной  турбины  Т-150-7,7
с  двумя  регулируемыми  отборами  пара  регули¬
рование  давления  осуществляется  поворотной
диафрагмой  в  нижнем  отборе  и  регулирующим
клапаном  —  в  верхнем.
 Турбины  могут  использоваться  как  при
строительстве  новых  электростанций,  так  и
при  реконструкции  по  парогазовому  циклу
действующих  ПТУ.
 Конденсационные  паровые  турбины  с  пром¬
перегревом  пара.  Двух-,  трехцилиндровые  паро¬
вые  турбины  (табл.  2.7.4).  Трехцилиндровая
конденсационная  паровая  турбина  К-110-140
имеет  двухпоточный  выпуск  в  конденсатор  и
развитую  систему  регенеративного  подогрева
питательной  воды.  Электронная  часть  системы
регулирования  и  защиты  турбины  адаптирова¬
на  к  работе  с  современными  системами  кон¬
троля  и  управления  энергоблока.
 Возможны  модификации  турбины  в  соот¬
ветствии  с  требованиями  заказчика  и  допол¬
нительный  нерегулируемый  отбор  пара  на
собственные  нужды  станции.
 Двухцилиндровая  конденсационная  па¬
ровая  турбина  К-165-130  с  промперегревом  и
развитой  системой  регенеративного  подогрева
питательной  воды  спроектирована  и  изготов¬
лена  по  заказу  ТЭС  «Марица-Восток-2»  (Бол¬
гария)  для  замены  турбин  К-150-130,  отрабо¬
тавших  ресурс.  Она  установлена  на  сущест¬

ТУРБИНЫ  ОАО  «ЛЕНИНГРАДСКИЙ  МЕТАЛЛИЧЕСКИЙ  ЗАВОД
 473
 2.7.3.  Техническая  характеристика  двухцилиндровых  конденсационных  турбин
 Показатель
 К-100-90
 Т-150-7,7
 К-180-8,0
 К-110-6,5
 Мощность  номинальная  /  максималь¬
ная,  МВт
 110/115
 150/160
 180/183
 110/114
 Контур  высокого  давления:
давление,  МПа
температура,  °С
Максимальный  расход,  т/ч
 8,8
 535
 420*
 7,6
 510
 525
 7,95
 493
 524
 6,8
 487
 308
 Контур  низкого  давления:
давление,  МПа
температура,  °С
Максимальный  расход,  т/ч
 -
 0,62
 195
 120
 0,64
 229
 140
 0,65
 222
 80
 Максимальная  производительность  теп¬
лофикационного  отбора,  ГДж/ч
 -
 1755
 -
 324
 Диапазон  регулирования  давления  в  те¬
плофикационном  отборе,  МПа:
верхнем
нижнем
 -
 0,1...0,21
0,04...0,18


 Длина  рабочей  части  лопатки  последней
ступени,  мм
 665
 640
 960
 960
 Номинальная  температура  охлаждающей
воды,  °С
 10
 27
 7
 12
 Расход  охлаждающей  воды  через  кон¬
денсатор,  тыс.  м3/ч
 16
 20,5
 27,5
 18
 Гидравлическое  сопротивление  водяно¬
го  тракта  конденсатора,  МПа
 0,035
 0,05
 0,058
 0,05
 *  Номинальный  расход.
 вующий  фундамент  с  незначительной  его  ре¬
конструкцией.  Допускаются  дополнительные
нерегулируемые  отборы  пара  на  собственные
нужды  станции.
 Трехцилиндровые  конденсационные  тур¬
бины  К-215-130-1,  К-210-130-8,  К-200-181  с
промперегревом  пара  разработаны  на  базе  тур¬
бины  К-200-130.  Турбина  К-215-130-1  выпус¬
кается  в  двух  модификациях  по  пусковой  схе¬
ме:  однобайпасная  (индекс  1)  и  двухбайпасная
(индекс  2).  Допускаются  дополнительные  не¬
регулируемые  отборы  пара  на  собственные  ну¬
жды  станции.  Турбина  К-210-130-8  разработа¬
на  для  экспорта  в  регионы  с  тропическим  кли¬
матом,  а  К-200-181  —  по  заказу  из  Финляндии
на  параметры  свежего  пара,  отличающиеся  от
принятых  в  России.
 Турбина  К-225-12,8  нового  поколения
для  данного  уровня  мощности  и  параметров
 пара  является  модификацией  известной  серии
турбин  К-200-130.  Регулирование  турбины  —
электронно-гидравлическое.  Электронная
часть  систем  регулирования  и  защит  адаптиро¬
вана  к  работе  с  современными  системами  кон¬
троля  и  управления  энергоблока.  ПТУ  выпол¬
нена  по  бездеаэраторной  тепловой  схеме.  До¬
пускаются  дополнительные  нерегулируемые
отборы  пара  на  собственные  нужды  блока.
Предусмотрена  возможность  установки  турби¬
ны  на  существующие  фундаменты  турбин  при
модернизации  станции.
 Трехцилиндровые  конденсационные  па¬
ровые  турбины  К-255-162, 	К-330-240,
 ТК-330-240  и  К-300-170  имеют  промперегрев
пара  и  развитую  систему  регенеративного  по¬
догрева  питательной  воды  (табл.  2.7.5).  Турби¬
на  К-255-162  изготовлена  для  ТЭС  «Альхолма»
(Финляндия)  на  начальные  параметры  пара,

474
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 2.7.4.  Техническая  характеристика  двух-,  трехцилиндровых  конденсационных  паровых  турбин  с
промежуточным  перегревом  пара  (тип  К)
 Показатель
 110-140
 165-130
 215-130-1(2)
 210-130-8
 200-181
 225-12,8
 Мощность  номинальная  /  макси¬
мальная,  МВт
 110/122
 168/177
 215/220
 210/210
 200/220
 225/230
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 13,7
 535
 12,8
 540
 12,8
 540
 12,8
 535
 17,7
 535
 12,8
 540
 Параметры  пара  после  промперег¬
рева:
давление,  МПа
температура,  °С
 2,6
 535
 2,73
 540
 2,36
 540
 2,41
 535
 2,17
 535
 2,4
 540
 Номинальный  расход  свежего  па¬
ра,  т/ч
 325
 480
 623
 640
 580
 540
 Длина  рабочей  части  лопатки  по¬
следней  ступени,  мм
 755
 960
 765
 755
 765
 960
 Номинальная  температура  охлаж¬
дающей  воды,  °С
 15
 18
 12
 30
 5
 12
 Расход  охлаждающей  воды  через
конденсатор,  тыс.  м3/ч
 11,5
 20
 25
 27,5
 25
 27,5
 Гидравлическое  сопротивление  во¬
дяного  тракта  конденсатора,  МПа
 -
 0,05
 0,036
 0,037
 0,037
 -
 2.7.5.  Техническая  характеристика  трехцилиндровых  конденсационных  паровых  турбин
 с  теплофикационным  отбором
 Показатель
 К-255-162
 К-330-240
 К-300-170
 ТК-330-240
 Мощность  номинальная  /  максимальная,  МВт
 255/282
 330/340
 300/310
 330
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 16,2
 540
 23,5
 540
 16,7
 540
 23,5
 540
 Параметры  пара  после  промперегрева:
давление,  МПа
температура,  °С
 3,6
 543
 3,66
 540
 3,83
 540
 3,67
 540
 Номинальный  расход  свежего  пара,  т/ч
 700
 1050
 960
 1050
 Максимальная  производительность  теплофика¬
ционного  отбора,  ГДж/ч
 216
 419
 -
 1613
 Диапазон  регулирования  давления  в  нижнем  те¬
плофикационном  отборе,  МПа
 -
 -
 -
 0,15...0,55
 Длина  рабочей  части  лопатки  последней  ступе¬
ни,  мм
 1200
 960
 755
 960
 Номинальная  температура  охлаждающей  воды,  °С
 5
 12
 22
 27
 Расход  охлаждающей  воды  через  конденсатор,
тыс.  м3/ч
 27,5
 36
 26
 30
 Гидравлическое  сопротивление  водяного  тракта
конденсатора,  МПа
 0,03
 0,062
 0,034
 0,044

ТУРБИНЫ  ОАО  «ЛЕНИНГРАДСКИЙ  МЕТАЛЛИЧЕСКИЙ  ЗАВОД»
 475
 отличающиеся  от  принятых  в  нашей  стране.
В  турбине  использован  ЦВД  с  реактивным  об-
лопачиванием  производства  фирмы  «Сименс».
Схемой  турбоустановки  предусматриваются
отборы  пара  на  теплофикацию  и  регулируе¬
мый  отбор  пара  на  производство.
 Турбина  К-330-240  имеет  три  выпуска  в
конденсатор.  Она  является  современной  моди¬
фикацией  серии  турбин  мощностью  300  МВт.
В  ней  возможны  нерегулируемые  отборы  пара
на  собственные  нужды  станции.  Предусмотре¬
на  установка  турбины  на  существующие  фунда¬
менты  при  модернизации  ПТУ  аналогичного
класса.
 Турбина  К-300-170  аналогичного  типа,
спроектирована  на  параметры  пара,  отличаю¬
щиеся  от  принятых  в  отечественной  энергети¬
ке  и  поставлена  на  электростанции  Греции  и
Китая.  Модификация  ТК-330-240  имеет  два
выпуска  в  конденсатор  и  регулируемый  отбор
пара  на  теплофикацию.
 Четырех-,  пятицилиндровые  паровые  тур¬
бины  (табл.  2.7.6).  В  четырехцилиндровой  кон¬
денсационной  турбине  К-500-240  с  промежу¬
точным  перегревом  пара,  четырьмя  выпусками
в  конденсатор  и  развитой  системой  регенера¬
тивного  подогрева  питательной  воды  возмож¬
ны  нерегулируемые  отборы  пара  на  собствен¬
ные  нужды  станции.  Турбина  успешно  экс¬
плуатируется  в  нашей  стране,  в  Казахстане  и  в
Китае.  Турбина  К-500-166-1  изготовлена  для
электростанций  Германии  и  Польши  на  пара¬
метры  свежего  пара,  отличающиеся  от  приня¬
тых  в  отечественной  энергетике.  Она  выпуска¬
ется  в  двух  модификациях  по  организации  вы¬
пуска  турбопривода  питательного  насоса:  с
противодавлением  (индекс  1)  и  конденсаци¬
онным  (индекс  2).  Она  предназначена  для  по¬
вторного  кратковременного  режима  работы  с
возможным  ежедневным  пуском  и  остановом.
 Пятицилиндровые  конденсационные  тур¬
бины  К-800-240,  К-1200-240  с  промежуточным
 2.7.6.  Техническая  характеристика  многоцилиндровых  конденсационных  паровых  турбин  (тип  К)
 Показатель
 500-240
 500-166-1(2)
 800-240
 1200-240
 1000-60/3000
 Мощность  номинальная  /  мак¬
симальная,  МВт
 525/535
 500/525
 800/850
 1200/1400
 1062  (1074)
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 23,5
 540
 16,3
 540
 23,5
 540
 23,5
 540
 5,9
274,3  (0,5)
 Параметры  пара  после  промпе¬
регрева:
давление,  МПа
температура,  °С
 3,8
 540
 3,7
 535
 3,34
 540
 3,5
 540
 0,545
 250
 Номинальный  расход  свежего
пара,  т/ч
 1650
 1715
 2450
 3660
 6290
 Максимальная  производитель¬
ность  теплофикационного  от¬
бора,  ГДж
 210
 —
 —
 —
 838
 Длина  рабочей  части  лопатки
последней  ступени,  мм
 960
 960
 960
 1200
 1200
 Номинальная  температура  ох¬
лаждающей  воды,  °С
 12
 24
 12
 12
 20
 Расход  охлаждающей  воды  че¬
рез  конденсатор,  тыс.  м3/ч
 51,48
 68,5
 73
 108
 170
 Гидравлическое  сопротивление
водяного  тракта  конденсатора,
МПа
 0,053
 0,054
 0,06
 0,07
 0,07

476
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Рис.  2.7.1.  Паровая  турбина  К-1000-60/3000  ЛМЗ
 перегревом  пара  имеют  шесть  выпусков  пара  в
два  продольных  конденсатора.  Длительный
опыт  их  эксплуатации  (К-800-240  с  1972  г.,
К-1200-240  с  1978  г.)  в  режимах  переменных
нагрузок  свидетельствуют  об  уникальной  на¬
дежности  и  маневренности  турбин.  Модифика¬
ция  турбины  К-800-240  с  индексом  «5»  являет¬
ся  последней  модернизацией  этой  турбины.
 Пятицилиндровая  турбина  К-1000-60/3000
с  промежуточным  перегревом  пара  предназна¬
чена  для  работы  на  насыщенном  паре  в  блоке  с
ВВР  (рис.  2.7.1).  Она  имеет  СПП  после  ЦВД.
Возможна  ее  работа  с  дополнительными  нерегу¬
 лируемыми  отборами  пара  на  подогрев  сетевой
воды  и  собственные  нужды  электростанции.
Турбины  этого  типа  эксплуатируются  на  АЭС
Украины  с  1987  г.
 Конденсационные  турбины  без  промперег-
рева  пара  с  отборами  пара  на  теплофикацию  и
производство.  Одноцилиндровые  теплофикацион¬
ные  турбины  с  регулируемыми  отборами  пара
(табл.  2.7.7).  В  одноцилиндровых  турбинах
Т-30-2,9  и  П-30-2,9  регулирование  давления
отборов  на  теплофикацию  или  производство
осуществляется  поворотной  диафрагмой,  уста¬
новленной  в  камере  отбора.
 2.7.7.  Техническая  характеристика  одноцилиндровых  теплофикационных  турбин  с  отборами  пара
 Показатель
 Т-30-2,9
 Т-25-3,4
 П-30-2,9
 ПТ-30-3,4
 ПТ-30-2,9
 Мощность  номинальная  /  макси¬
мальная,  МВт
 30/31
 23/30
 30/30,5
 30/40
 30/40
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 2,9
 410
 3,4
 435
 2,9
 400
 3,4
 435
 2,9
 400
 Номинальный  расход  свежего  пара,
т/ч
 220
 160
 260
 225
 220
 Максимальная  производительность
теплофикационного  отбора,  ГДж/ч
 290
 360
 -
 330
 330
 Диапазон  регулирования  давления
в  теплофикационном  отборе,  МПа
 0,07...0,12
 0,07...0,25
 -
 0,05...0,25
 0,12...0,25
 Максимальный  производственный
отбор  пара,  т/ч:
 верхний
 нижний
 60
 25
 50
 150
 150
 150
 Максимальное  давление  в  произ¬
водственном  отборе,  МПа:
 верхнем
 нижнем
 0,7
 1,46
 0,48
 1,3
 1,3
 1,3
 Длина  рабочей  части  лопатки  по¬
следней  ступени,  мм
 540
 370
 540
 540
 540

ТУРБИНЫ  ОАО  «ЛЕНИНГРАДСКИЙ  МЕТАЛЛИЧЕСКИЙ  ЗАВОД)
 477
 Окончание  табл.  2.7.7
 Показатель
 Т-30-2,9
 Т-25-3,4
 П-30-2,9
 ПТ-30-3,4
 ПТ-30-2,9
 Номинальная  температура  охлаж¬
дающей  воды,  °С
 24
 -
 27
 30
 27
 Расход  охлаждающей  воды  через
конденсатор,  тыс.  м3/ч
 3,5
 -
 5
 6,5
 6,5
 Гидравлическое  сопротивление  во¬
дяного  тракта  конденсатора,  МПа
 0,029
 -
 0,04
 0,043
 0,04
 Показатель
 ПТ-35/55-3,2
 ПТ-30-8,8
 ПТ-40/50-8,8
 Т-50-8,8
 Мощность  номинальная  /  макси¬
мальная,  МВт
 35/34
 30/50
 40/51,8
 50/62
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 3,2
 420
 8,8
 535
 8,8
 535
 8,8
 535
 Номинальный  расход  свежего  пара,
т/ч
 240
 240
 220
 243
 Максимальная  производительность
теплофикационного  отбора,  ГДж/ч
 245
 250
 320
 445
 Диапазон  регулирования  давления
в  теплофикационном  отборе,  МПа
 0,12...0,25
 0,08...0,25
 0,08...0,25
 0,08...0,25
 Максимальный  производственный
отбор  пара,  т/ч
 130
 150
 50
 -
 Максимальное  давление  в  произ¬
водственном  отборе,  МПа
 1,6
 1,8
 1,3
 -
 Длина  рабочей  части  лопатки  по¬
следней  ступени,  мм
 540
 370
 370
 540
 Номинальная  температура  охлаж¬
дающей  воды,  °С
 30
 22
 30
 27
 Расход  охлаждающей  воды  через
конденсатор,  тыс.  м3/ч
 6,5
 5
 4,5
 6,5
 Гидравлическое  сопротивление  во¬
дяного  тракта  конденсатора,  МПа
 0,04
 0,035
 0,035
 0,039
 Модификация  Т-25-3,4  характеризуется
наличием  двух  нерегулируемых  отборов  на
производство.  Конденсатор  имеет  воздушное
охлаждение,  система  регенеративного  подог¬
рева  питательной  воды  отсутствует.
 Модификации  конструкции  и  схемы  ре¬
генерации  турбин  зависят  от  требований  за¬
казчика.
 Турбина  ПТ-30-3,4  с  двумя  регулируе¬
мыми  отборами  пара  (на  производство  и  теп¬
лофикацию)  предназначена  для  замены  от¬
 работавших  ресурс  турбин  серий  АП  и  АТ,  а
также  для  вновь  строящихся  и  расширяемых
ТЭЦ  промышленных  предприятий  (метал¬
лургических,  химических  и  др.)  и  отопитель¬
ных  ТЭЦ.  Турбина  ПТ-30-3,4  является  базо¬
вой  для  перспективной  серии  теплофикаци¬
онных  турбин  малой  мощности  ПТ-30-2,9  и
ПТ-35/55-3,2.  Турбины  изготовляются  по
индивидуальным  проектам  с  учетом  пара¬
метров  пара  и  специфики  конкретного  про¬
изводства.

478
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 В  одноцилиндровых  паровых  турбинах
ПТ-30-8,8,  ПТ-40/50-8,8  с  двумя  регулируе¬
мыми  отборами  пара  на  производственные  ну¬
жды  и  теплофикацию  регулирование  давлений
осуществляется  двумя  поворотными  диафраг¬
мами,  установленными  за  камерой  соответст¬
вующего  отбора.  Эти  турбины  могут  быть  мо¬
дифицированы  в  широком  диапазоне  измене¬
ния  расходов  производственного  и  теплофика¬
ционного  отборов,  а  также  давлений  произ¬
водственного  отбора.
 В  турбине  Т-50-8,8  регулирование  давле¬
ния  теплофикационного  отбора  осуществляет¬
ся  поворотной  диафрагмой,  установленной  в
камере  отбора.  Она  имеет  нерегулируемый
производственный  отбор.  Возможны  модифи¬
кации  ее  конструкции  и  структуры  схемы  ре¬
генерации.
 Двухцилиндровые  теплофикационные  тур¬
бины  с  регулируемыми  отборами  пара
(табл.  2.7.8).  Турбина  Т-60-112  без  промперег¬
рева  с  двумя  регулируемыми  отборами  пара  на
теплофикацию  спроектирована  и  изготовлена
на  параметры  пара,  отличающиеся  от  приня¬
тых  в  отечественной  энергетике.  Она  успешно
эксплуатируется  с  1986  г.  в  Финляндии.
 Паровые  турбины  ПТ-65-130;  ПТ-65-90  с
одним  выпуском  в  конденсатор  имеют  регули¬
руемые  отборы  пара  на  производственные  ну¬
жды  и  одноступенчатый  регулируемый  отбор
пара  на  теплофикацию.  Они  являются  совре¬
менной  модификацией  серийной  турбины  ти¬
па  ПТ-60-90(130).  Регулирование  давления
производственного  отбора  осуществляется
клапанами,  установленными  на  подводе  пара
к  ЦНД,  теплофикационного  —  поворотной
диафрагмой,  установленной  в  ЦНД  за  камерой
отбора.  Возможны  модификации  турбины  на
различные  давления  производственного  и  теп¬
лофикационного  отборов.
 Паровые  турбины  ПТ-80-130  и
ПТР-80-130  имеют  один  выпуск  в  конденса¬
тор,  два  регулируемых  отбора  пара  на  тепло¬
фикацию  и  регулируемый  отбор  пара  на  про¬
изводство.  Регулирование  давления  пара  теп¬
лофикационных  отборов  осуществляется  по¬
воротной  диафрагмой,  установленной  в  каме¬
ре  нижнего  теплофикационного  отбора,  про¬
изводственного  —  регулирующим  клапаном.
 Модификация  ПТР-80-12,8  выполнена
без  конденсатора,  выпуск  турбины  совмещен  с
камерой  нижнего  теплофикационного  отбора,
что  позволяет  максимально  использовать  теп¬
лофикационные  возможности  турбины.
 Двухцилиндровые  теплофикационные
паровые  турбины  Т-115-8,8  и  Т-120-12,8  име¬
ют  один  выпуск  в  конденсатор  и  двухступен¬
чатый  регулируемый  отбор  пара  на  теплофи¬
кацию.  Возможен  дополнительный  нерегули¬
руемый  отбор  пара  на  производство.  Регули¬
рование  давления  пара  теплофикационного
отбора  осуществляется  поворотной  диафраг¬
мой,  установленной  в  камере  нижнего  тепло¬
фикационного  отбора.
 Теплофикационные 	турбины
 Т-130/160-12,8  и  Т-120/140-12,8  с  двухступен¬
чатым  регулируемым  отбором  пара  на  тепло¬
фикацию  могут  иметь  дополнительный  нере¬
гулируемый  отбор  пара  на  производство.  Тур¬
бина  может  работать  в  схеме  как  ПГУ  (моди¬
фикация  Т-130/160-12,8),  так  и  в  ПТУ  с  систе¬
мой  регенеративного  подогрева  питательной
воды  (модификация  Т-120/140-12,8).
 Электронная  часть  системы  электрон¬
но-гидравлической  системы  регулирования  и
защиты  турбины  адаптирована  к  работе  с  со¬
временными  системами  контроля  и  управле¬
ния  энергоблока.
 Двухцилиндровые  конденсационные  па¬
ровые  турбины  КТ-115-8,8-2;  КТ-120-12,8  с
двумя  выпусками  в  конденсатор  имеют  одно¬
ступенчатый  регулируемый  отбор  пара  на  теп¬
лофикацию  и  нерегулируемый  отбор  пара  на
производство.  Регулирование  давления  пара
теплофикационного  отбора  осуществляется
регулирующими  клапанами,  установленными
на  перепускных  трубах  из  ЦВД  в  ЦНД.
 Конденсационные  турбины  с  промежуточ¬
ным  отбором  пара  на  теплофикацию  с  перегре¬
вом  (табл.  2.7.9).  Трехцилиндровая  турбина
Т-140-145  с  промежуточным  перегревом  и  дву¬
мя  регулируемыми  отборами  пара  на  теплофи¬
кацию  изготовлена  для  Финляндии  на  пара¬
метры  свежего  пара,  отличающиеся  от  приня¬
тых  в  отечественной  энергетике.  Она  может
быть  рекомендована  для  строящихся  или  рас¬
ширяемых  электростанций  в  регионах,  тре¬
бующих  преимущественного  развития  тепло¬
фикации.
 Турбины  Т-185-12,8-1(2)  и  Т-180-130-1  (2)  —
трехцилиндровые,  с  промежуточным  перегревом
пара,  двухступенчатым  регулируемым  отбором  па¬
ра  на  теплофикацию  и  нерегулируемым  отбором
пара  на  производственные  нужды.  Турбина
Т-185-12,8  принадлежит  к  новому  поколению  тур¬
бин  данного  уровня  мощности,  параметров  пара  и
имеет  улучшенные  технологические  и  эксплуата¬
ционные  характеристики.  Регулирование  давле-

2.7.8.  Техническая  характеристика  двухцилиндровых  теплофикационных  турбин
 ТУРБИНЫ  ОАО  «ЛЕНИНГРАДСКИЙ  МЕТАЛЛИЧЕСКИЙ  ЗАВОД» 	479
 Показатель
 Мощность  номинальная  /  мак¬
симальная,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Номинальный  расход  свежего
пара,  т/ч
 Максимальная  производитель¬
ность  теплофикационного  от¬
бора,  ГДж/ч
 Диапазон  регулирования  давле¬
ния  в  теплофикационном  отбо¬
ре,  МПа:
 верхнем
 нижнем
 Максимальный  производствен¬
ный  отбор  пара,  т/ч
 Максимальное  давление  в  про¬
изводственном  отборе,  МПа
 Длина  рабочей  части  лопатки
последней  ступени,  мм
 Номинальная  температура  ох¬
лаждающей  воды,  °С
 Расход  охлаждающей  воды  че¬
рез  конденсатор,  тыс.  м3/ч
 Гидравлическое  сопротивление
водяного  тракта  конденсатора,
МПа
 Т-60-112  ПТ-65-130  ПТ-65-90  ПТ-80-130  ПТР-80-130

Окончание  табл.  2.7.8
 480
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Показатель
 Мощность  номинальная  /  максималь¬
ная,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Номинальный  расход  свежего  пара,  т/ч
 Максимальная  производительность  те¬
плофикационного  отбора,  ГДж/ч
 Диапазон  регулирования  давления  в
теплофикационном  отборе,  МПа:
 верхнем
 нижнем
 Максимальный  производственный  от¬
бор  пара,  т/ч
 Максимальное  давление  в  производст¬
венном  отборе,  МПа
 Длина  рабочей  части  лопатки  послед¬
ней  ступени,  мм
 Номинальная  температура  охлаждаю¬
щей  воды,  °С
 Расход  охлаждающей  воды  через  кон¬
денсатор,  тыс.  м3/ч
 Гидравлическое  сопротивление  водя¬
ного  тракта  конденсатора,  МПа
 Т-115-8,8  Т-120-12,8  Т-130/160-12,8  Т-120/140-12,8  КТ-115-8,8  КТ-120-12,8

ТУРБИНЫ  ОАО  «ЛЕНИНГРАДСКИЙ  МЕТАЛЛИЧЕСКИЙ  ЗАВОД)
 481
 2.7.9.  Техническая  характеристика  конденсационных  турбин  с  промежуточным  отбором  пара
на  теплофикацию  с  перегревом  (тип  Т)
 Показатель
 140-145
 180-130-1(2)
 185-12,8-1(2)
 Мощность  номинальная  /  максимальная,  МВт
 140/140
 180/210
 (180/215)
 192/222
 (192/226)
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 14,6
 535
 12,8
 540
 12,8
 540
 Параметры  пара  после  промперегрева:
давление,  МПа
температура,  °С
 2,16
 535
 2,5
 540
 2,5
 540
 Номинальный  расход  свежего  пара,  т/ч
 383
 670
 670
 Максимальная  производительность  теплофикаци¬
онного  отбора,  ГДж/ч
 620
 1090
 1210
 Диапазон  регулирования  давления  в  теплофика¬
ционном  отборе,  МПа:
верхнем
нижнем
 0,045...0,21
0,03...0,20
 0,06...0,20
0,05...0,15
 0,06...0,20
0,05...0,15
 Максимальный  производственный  отбор  пара,
т/ч
 -
 50
 130
 Максимальное  давление  в  производственном  от¬
боре,  МПа
 -
 2,7
 2,7
 Длина  рабочей,  части  лопатки  последней  ступе¬
ни,  мм
 755
 640(755)
 640(755)
 Номинальная  температура  охлаждающей  воды,  °С
 5
 27  (20)
 27  (20)
 Расход  охлаждающей  воды  через  конденсатор,
тыс.  м3/ч
 14
 22
 22
 Гидравлическое  сопротивление  водяного  тракта
конденсатора,  МПа
 0,021
 0,048
 0,053
 ния  в  теплофикационных  отборах  осуществляется
поворотными  диафрагмами,  установленными  в
камерах  нижнего  теплофикационного  отбора.
Модификации  турбин  с  индексом  «2»  разработа¬
ны  для  режимов  с  пониженной  расчетной  темпе¬
ратурой  охлаждающей  воды  и  имеют  более  длин¬
ную  лопатку  последней  ступени.
 Конденсационные  турбины  с  противодавле¬
нием  (табл.  2.7.10).  Одноцилиндровые  паровые
турбины  Р-25-8,8-1(2),  Р-50-90(130)  и  Р-85-8,8
работают  с  противодавлением.  Пар  из  их  вы¬
пуска  направляется  на  производственные  нуж¬
ды,  нерегулируемые  отборы  пара  —  на  ПВД
(модификация  Р-25-8,8-1  отборов  не  имеет).
 Модификации  турбин  имеют  широкий  диапа¬
зон  противодавлений  (1...3  МПа)  в  зависимо¬
сти  от  требований  заказчика.
 Одноцилиндровые  турбины  ПР-30-2,9  и
ПТР-30-2,9  с  противодавлением  имеют  регу¬
лируемые  отборы  пара  на  теплофикацию  и
производство.  Регенеративный  подогрев  пи¬
тательной  воды  не  предусмотрен.  Регулирова¬
ние  давления  отборов  осуществляется  пово¬
ротной  диафрагмой,  установленной  в  камере
отбора.  Турбины  разработаны  для  замены  от¬
работавших  ресурс  турбин  мощностью
25  МВт  и  устанавливаются  на  существующие
фундаменты.

2.7.10.  Техническая  характеристика  конденсационных  турбин  с  противодавлением
 482
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Показатель
 Мощность  номинальная  /  максимальная,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Номинальный  расход  свежего  пара,  т/ч
 Максимальная  производительность  теплофикацион¬
ного  отбора,  ГДж/ч
 Диапазон  регулирования  давления  в  теплофикацион¬
ном  отборе,  МПа
 Максимальный  производственный  отбор  пара,  т/ч
 Диапазон  регулирования  давления  в  производствен¬
ном  отборе,  МПа
 Длина  рабочей  части  лопатки  последней  ступени,  мм
 Р-25-8,8-1(2) 	Р-50-90  Р-50-130  Р-85-8,8  ПР-30-2,9  ПТР-30-2,9

ТУРБИНЫ  АООТ  «НЕВСКИЙ  ЗАВОД)
 483
 2.7.2. 	ТУРБИНЫ  АООТ  «НЕВСКИЙ  ЗАВОД»
 АООТ  «Невский  завод»  имеет  большой
опыт  создания  приводных  и  энергетических
паровых  турбин  различных  типов.  В  40-х  го¬
дах  здесь  выпускались  паровые  турбины  типа
АП  мощностью  2,5...6,0  МВт  на  параметры
пара  2,0...3,5  МПа  и  350...435  °С  с  одним  от¬
бором  при  давлении  0,5  МПа,  а  затем  —  пре¬
имущественно  паровые  турбины  с  перемен¬
ной  частотой  вращения,  предназначенные
для  привода  электрогенераторов,  воздуходу¬
вок,  насосов,  компрессоров,  нагнетателей  и
др.  Паровые  турбины  для  привода  электроге¬
нераторов,  как  правило,  одноцилиндровые
без  промперегрева  пара,  с  одним  выпуском  в
конденсатор,  с  теплофикационными  отбора¬
ми  и  регулируемым  отбором  пара  на  произ¬
водство.  Регулирование  давления  пара  тепло¬
фикационных  отборов  осуществляется  пово¬
ротной  диафрагмой,  а  производственного  —
регулирующим  клапаном.
 С  60-х  годов  до  настоящего  времени  H3JI
специализирован  на  производстве  приводных
паровых  турбин  для  компрессорных  агрегатов,
обеспечивающих  воздухом  доменные  печи,
блоки  разделения  воздуха,  а  также  для  техно¬
логических  линий  химических  производств.
Турбокомпрессорный  агрегат  с  приводной  па¬
ровой  турбиной  является  практически  единст¬
венным  источником  энергии  таких  технологи¬
ческих  комплексов,  как  доменная  печь,  произ¬
водство  аммиака  или  этилена.  Поэтому  к  та¬
ким  агрегатам  предъявляются  повышенные
 требования  по  надежности  и  экономичности.
Кроме  того,  здесь  также  серийно  производятся
приводные  паровые  турбины  конденсацион¬
ного  и  теплофикационного  типов.  Турбины,
как  правило,  одноцилиндровые  снабжены  раз¬
витыми  системами  регенеративного  подогрева
питательной  воды.  Начальные  параметры  све¬
жего  пара  и  диапазон  мощностей  турбин  опре¬
деляют  конструктивные  особенности  проточ¬
ной  части,  содержащей  двух-  или  одновенеч¬
ную  регулирующую  ступень  и  ступени  давле¬
ния  активного  типа  с  цилиндрическими  ло¬
патками.  Рабочие  лопатки  последних  ступеней
выполнены  закрученными  (рис.  2.7.2).  Такая
компоновка  проточной  части  позволяет  сни¬
зить  потери  с  протечками  за  счет  применения
диафрагменных  и  бандажных  уплотнений,  а
также  облегчает  организацию  отборов  пара  в
систему  регенеративного  подогрева  конденса¬
та  и  питательной  воды.
 Перечень  турбин,  выпускаемых  АООТ
«НЗЛ»,  приведен  в  табл.  2.7.11,  а  их  техниче¬
ская  характеристика  —  в  табл.  2.7.12.  и  2.7.13.
 2.7.3. 	ТУРБИНЫ  ОАО  «КАЛУЖСКИЙ
ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 В  50-х  годах  производство  паровых  тур¬
бин  малой  мощности  начало  концентриро¬
ваться  на  «Калужском  турбинном  заводе»,  что
позволило  организовать  проектирование  и
производство  их  на  более  высоком  уровне  и
обеспечить  существенное  повышение  техниче¬
ских  характеристик  и  создание  широкой  но¬
 Рис.  2.7.2.  Паровая  турбина  К-35-8,8-1  НЗЛ

484
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 2.7.11.  Типы  паровых  турбин,  выпускаемых  АООТ  «НЗЛ»
 Для  привода  электрогенераторов
 Для  привода  компрессоров  и  питательных  насосов
 Конденсационные
 Т  еплофикационные
 Конденсационные
 Т  еплофикационные
с  производственными
отборами
 К-32-8,8-1
 К-20-8,8-1
 К-20-3,4/0,6-1
 Т-30-90-1
ПТ-25/30-8,8/1,0
 К-35-8,8-1
 К-30-8,8-1
 К-22-90-2
 Т-30-90-1
П-30-10/4,1-1
П-28-10/1,2-1
П-23-8,8/0,8-1
 менклатуры  различных  типов  комплектных
паровых  турбин  на  базе  агрегатирования  про¬
точных  частей,  базовых  деталей  и  блочного
вспомогательного  энергетического  оборудова¬
ния.  Выпускаемые  КТЗ  комплектные  турбо¬
установки  предназначены  для  приводов  гене¬
раторов,  компрессоров  и  насосов.  Они  изго¬
товляются  следующих  типов  и  модификаций
(табл.  2.7.14):
 конденсационные  со  встроенным  конден¬
сатором  (ТГУ);
 конденсационные  с  подвальной  компонов¬
кой  (К);
 конденсационные  с  конденсатором-брой-
лером  (КБ);
 конденсационные  с  регулируемым  отбо¬
ром  пара  (типа  П  и  ПР);
 с  противодавлением  (типа  Р).
Конденсационные  паровые  турбины
(табл.  2.7.15,  табл.  2.7.16).  Они  предназначены
для  непосредственного  привода  электрогене¬
раторов  переменного  тока  частотой  50  Гц  и
для  комбинированной  выработки  тепловой  и
электрической  энергии,  имеют  частоту  враще¬
ния  ротора  3000  мин-1,  диапазон  мощности
 6...37  МВт  и  допускают  возможность  длитель¬
ной  работы  с  перегрузкой  10%.  Они  отличают¬
ся  многорежимностью,  маневренностью,  лег¬
костью  управления,  приспособляемостью  к
колебаниям  потребности  в  паре  и  электро¬
энергии,  компактностью  и  простотой  конст¬
рукции.
 Эти  турбины  могут  работать  как  с  полно¬
стью  открытыми  отборами  пара,  так  и  с  пол¬
ностью  закрытыми,  т.е.  в  конденсационном
режиме.  Они  успешно  эксплуатируются  в
странах  как  с  умеренным  климатом,  так  и  с
тропическим,  широко  используются  на  раз¬
личных  предприятиях  (нефтяной,  газовой,  ме¬
таллургической,  химической,  пищевой  и  дру¬
гих  отраслей  промышленности),  где  наряду  с
 производством  электрической  энергии  требу¬
ется  подача  пара  определенных  параметров
для  производственных  и  теплофикационных
нужд.
 Конструктивные  особенности  конденса¬
ционных  паровых  турбин  определяются  требо¬
ваниями  высокой  экономичности,  надежно¬
сти,  компактности  тепловой  и  электрических
схем.
 Турбины  серии  ПТ  имеют  два  регулируе¬
мых  отбора  пара:  производственный  и  тепло¬
фикационный,  серии  П  —  один  производст¬
венный  отбор.  Большинство  сборочных  еди¬
ниц  и  деталей  и  большая  часть  оборудования
этих  турбин  унифицированы  и  типизированы,
что  позволяет  широко  внедрять  современные
прогрессивные  методы  серийного  производст¬
ва,  повышающие  качество  изготовления  изде¬
лий,  и  облегчает  укомплектование  турбин  за¬
пасными  частями.
 Проточная  часть  турбин  —  активного  ти¬
па,  состоит  из  одной  ступени  скорости  и  соот¬
ветствующего  количества  одновенечных  сту¬
пеней  давления.  Камерами  промышленного  и
теплофикационного  отборов  проточная  часть
турбин  серии  ПТ  разделена  на  части  высокого,
среднего  и  низкого  давления,  а  турбин  се¬
рии  П  —  камерой  промышленного  отбора  на
части  высокого  и  низкого  давления.  Турбины
имеют  сопловое  парораспределение.  Свежий
пар  подается  к  одному  или  двум  стопорным
клапанам  и  через  механизм  клапанного  паро¬
распределения  направляется  в  проточную
часть  турбины.  Последовательное  открытие  и
закрытие  клапанов  производится  рычажным
устройством  от  сервомотора  системы  регули¬
рования,  командным  органом  которого  явля¬
ется  регулятор  скорости.  Пройдя  проточную
часть,  отработавший  пар  выходит  через  выпу¬
скной  патрубок  и  используется  на  производст¬
венные  нужды  либо  конденсируется.

2.7.12.  Техническая  характеристика  паровых  турбин  для  привода  электрогенераторов
 ТУРБИНЫ  ОАО  «КАЛУЖСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД.
 485
 Показатели
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Диапазон  изменения  давления  пара  в
 регулируемом  отборе,  МПа
 Давление  пара  в  отборе,  МПа:
производственном
отопительнм
 Расход  пара  в  отборе,  т/ч:
теплофикационный
производственный
отопительный
 Максимальный  расход  пара  через  тур¬
бину,  т/ч
 Температура  охлаждающей  воды,  °С
 Расход  охлаждающей  воды,  тыс.  м3/ч
 Давление  пара  за  турбиной,  кПа
 Примечание.  Номинальная  частота  вращения  ротора  50  с-1.
 Теплофикационные
 Конденсационные
 К-32-8,8-1  К-20-8,8-1  К-20-3,4/0,6-1  Т-30-90-1 	ПТ-25/30-8,8/1,0

2.7.13.  Техническая  характеристика  паровых  турбин  для  привода  компрессоров  и  питательных  насосов
 486
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Показатели
 Мощность,  МВт
 Частота  вращения  ротора,  с-1
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Максимальный  массовый  расход  пара  через  турбину,  т/ч
 Номинальная  температура  охлаждающей  воды,  °С
 Номинальный  расход  охлаждающей  воды,  м3/ч
 Номинальное  давление  пара  за  турбиной,  кПа
 Показатели
 Мощность,  МВт
 Частота  вращения  ротора,  с-1
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Диапазон  изменения  давления  пара  в  регулируемом
отборе,  МПа
 Расход  пара  в  теплофикационный  отбор,  т/ч
 Максимальный  расход  пара  через  турбину,  т/ч
 Температура  охлаждающей  воды,  °С
 Расход  охлаждающей  воды,  м3/ч
 Давление  пара  за  турбиной,  кПа
 Конденсационные  без  отборов
К-35-8,8-1  К-30-8,8-1  К-22-90-2
 Теплофикационные
Т-30-90-1 	П-30-10/41-1 	П-28-10/1,2-1  П-23-8,8/0,8-1
 Продолжение  табл.  2.7.13

2.7.14.  Типы  паровых  турбин  малой  мощности,  выпускаемых  ОАО  «КТЗ»  для  приводов  генераторов,  компрессоров  и  насосов
 ТУРБИНЫ  ОАО  «КАЛУЖСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД» 	487
 Для  привода  компрессоров
и  насосов
 Конденсационные
 К-11-1,0П-1
 К-17-1,5П-1
 К-12-1,0ПА
 К-6-3,0П
 К-2,6-4,0П
 Противодавленческие
 Р-11-1,5/0,3  ПС
 Р-11-1,5/0,ЗП
 ТП-1250
 ТП-  1100
 ТП  -  750
 ТП  -  600
 ТП  -  320
 С  противодавлением
и  отбором  пара
 ПР-12/15-8,8/1,5/0,7
ПР-12-3,4/1,0/0,1
ПР-12-3,4/0,6/0,1
ПР-6-3,4/1,5/0,5-1
ПЗ-6-3,4/1,0/0,5-1
ПР-6-3,4/0,5/0,1-1
ПР-2,5-1,3/0,6/0,1
 С  противодавлением
 Р-25-3,4/0,1
 Р-12-8,8/3,1-1
 Р-12-8,8/1,8-1
 Р-12-3,4/1,0
 Р-123,4/0,5-1
 Р-123,4/0,1
 Р-122,7/0,2
 Р-6-3,4/1,0-1
 Р-6-3,4/0,5-1
 Р-4-3,4/1,5-1
 Р-4-3,4/0,5-1
 Р-4-2,1/0,3
 Р-2,5-3,4/0,3-1
 Р-2,5-2,1/0,6
 Р-2,5-2,1/0,3
 Р-1,6-2,8/0,7
 Р-1,4-3,4/1,3
 Р-1,4-2,3/0,7
 Для  привода  электрогенераторов
 	1
 Конденсационные
 К-20-6ДТ
 К-6-1,6У
 К-6-1,6
 К-2,5-3,4
 К-12-4,2
 К-7,5-6,4
 К-6-3,4
 К-37-3,4  ВК  (с  воздушным
конденсатором)
 С  понижающим  редуктором
 К-2,5-3,4
 К-4,9-4,4Р
 Конденсационные
с  регулируемыми  отборами
 ПТ-25/30-8,8/1,0-1
 ПТ-30/35-3,4/1,0
 ПТ-27/35-3,9/1,7
 ПТ-29/35-2,9/1,0
 ПТ-25-3,4/0,6
 ПТ-12/13-3,4/1,0-1
 П-25-3,4/0,6
 П-6-3,4/1,0
 П-6-3,4/0,5-1
 П-6-1,2/0,5
 Окончание  табл.  2.7.14
 ТГ  0,5  ПА/0,4;  (Р11/6)
ТГ  0,6ПА/0,4;  (Р13/6)
 ТГ  0,75ПА/0,4;  (Р13/4)
ТГ  1,2/0,4;  (Р24/1,2)
 ТГ  1,7/0,4;  (Р5/1,0)
 ТГ  3,5  АП/10,5;  (Р12/1,2)
ТГ4  АС/10,5;  (Р14/1,2)
 Блочные  противодавленческие
 ТГ  0,6/0,4-К1,3  (с  конденсато-
ром-бойлером)
 ТГ  0,6/0,4-К2,8  (с  конденсато-
ром-бойлером)
 ТГ  0,5А/0,4;  (Р13/3,7)
 ТГ  0,6А/0,4;  (Р12/3,7)
 ТГ  0,75А/0,4;  (Р13/2)
 ТГ  1,25А/0,4;  (Р13/2,5)
 ТГ  1,5А/10,5;  (Р13/3)
 Конденсационные  с  отбором  пара
 П  06-1,3/6
П  1,2-13,6/6
П  1,5-24/5
П  1,5-40/8КП
П-1,5/10,5-1,4/0,7
П  2/6,3-2,4/0,5
П  2,5-4,2/0,9
С  бойлером
П  1,5/10,5-2,4/1,06
[ПР  0,6/0,4-1,3/0,65/0,04 	[
 Конденсационные
 ТГУ  500К
ТГ  500М
ТГУ  600
ТГУ  800К
ТГУ  1000К
ОК-ЗС-01

2.7.15.  Техническая  характеристика  конденсационных  паровых  турбин  с  регулируемыми  отборами
 488
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Показатель 	ПТ-25/30-8,8/1,0-1 	ПТ-30/35-3,4/1,0 	ПТ-27/35-3,9/1,7  ПТ-29/30-2,9/1,0  ПТ-29/35-2,9/1,0 	ПТ-25-3,4/0,6
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Давление  пара  за  турбиной,  кПа:
при  отборах
 при  конденсационном  режиме
 Температура  регенеративного  по¬
догрева  питательной  воды,  °С  (±10)
 Производственный  отбор:
давление,  МПа
температура,  °С
расход,  т/ч
 Отопительный  отбор:
давление,  МПа
температура,  °С
тепловая  нагрузка,  ГДж/ч
 Расход  пара  на  турбину,  т/ч:
при  отборах
 при  конденсационном  режиме
Тип  конденсатора
 *  Основного  конденсата.
 КП-1200  КП-1650  КП-1650  КП-165-1Х  КП-1650  КП-1000М

Окончание  табл.  2.7.15
 ТУРБИНЫ  ОАО  «КАЛУЖСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 489
 Показател  ПТ-12/13-3,4/1,0-1  П-25-3,4/0,6  П-6-3,4/1,0  П-6-3,4/0,5-1  П-6-1,2/0,5
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Давление  пара  за  турбиной,  кПа:
при  отборах
 при  конденсационном  режиме
 Температура  регенеративного  подог¬
рева  питательной  воды,  °С  (±10)
 Производственный  отбор:
давление,  МПа
температура,  °С
расход,  т/ч
 Отопительный  отбор:
давление,  МПа
температура,  °С
тепловая  нагрузка,  ГДж/ч
 Расход  пара  на  турбину,  т/ч:
при  отборах
 при  конденсационном  режиме
Тип  конденсатора
 КП-1000М 	КП-1650-3 	КП-540/2  КП-540/2  КП-540/2

2.7.16.  Техническая  характеристика  конденсационных  паровых  турбин  без  регулируемых  отборов  (тип  К)
 490
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Показатель  20-6,1Т  12-4,2 	7,5-6,5 	6-3,4  6-1,6У  6-1,6  37-3,4ВК*
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Давление  пара  за  турбиной  при
конденсационном  режиме,  кПа
 Температура  регенеративного
подогрева  питательной  воды,  °С
 Расход  пара  на  турбину  при  кон¬
денсационном  режиме,  т/ч
 Тип  конденсатора
 ‘  Турбина  с  воздушным  конденсатором  с  охладительной  установкой  ОУ-1200  с  двумя  секциями.
 СП-1  650-ЗТ  КЛ-1200МТ  КП-540/2  КП-540/2  КП-1000М-1  ВКУ  ВК-110

ТУРБИНЫ  ОАО  «КАЛУЖСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 491
 Парораспределение  турбин  состоит  из
систем  управления  впуском  пара  в  ЧВД  и  в
ЧСД  и  ЧНД.
 Парораспределение  ЧВД  —  клапанное,  а
ЧСД  и  ЧНД  осуществляется  поворотными
диафрагмами.
 Отдельные  турбины  снабжены  дроссель¬
но-увлажнительной  установкой,  обеспечиваю¬
щей  дросселирование,  охлаждение  и  перепуск
свежего  пара  в  конденсатор  во  время  пуска,
останова,  переходных  режимов,  при  аварий¬
ном  сбросе  нагрузки  и  на  установившихся  ре¬
жимах  (за  исключением  случаев  срабатывания
защиты).
 Конденсационные  паровые  турбины  с  пони¬
жающим  редуктором  привода  генераторов  на  ра¬
ме.  Турбоустановки  К-2,5-3,4  и  К-4,9-4,4Р
предназначены  для  привода  электрогенерато¬
ра.  Они  имеют  подвальную  компоновку.  Тур¬
бина  и  редуктор  смонтированы  на  общей  ра¬
ме.  В  состав  турбоустановки  входят  (вне  рамы)
масляный  бак  с  узлами  системы  маслоснабже-
ния,  блок  масляных  насосов,  регуляторы  уп¬
лотнений  и  уровня  конденсата,  два  конденсат-
ных  насоса,  эжекторы  (пусковой,  основной  и
отсоса  из  уплотнений),  конденсатор,  шкафы
управления  регулятора  мощности,  КИП  и  сбо¬
ра  информации.  Система  сбора  информации
обеспечивает  возможность  дистанционного
автоматизированного  контроля  параметров
турбоустановки.  Ниже  приведена  техническая
характеристика  этих  турбоустановок.
 Турбоустановка 	К-2,5-3,4  К-4,9-4,4Р
 Номинальная  мощность  (на
 выходе  редуктора),  кВт 		2600 	4900
 Частота  вращения,
тыс.  мин-1:
 ротора  турбины 		8,2 	8,15
 колеса  редуктора  (ротора
 генератора) 		3 	3
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа 		3,4 	4,4
 температура,  °С 		430 	435
 Расход  пара,  т/ч 		13 	23,3
 Тип  конденсатора 	 КП-280 	КП-540/2
 Расход  охлаждающей  воды  на
теплообменники,  м3/ч 		1500 	1200
 Турбины  с  противодавлением  (табл.  2.7.17,
табл.  2.7.18).  Они  предназначены  для  непо¬
средственного  привода  синхронного  трехфаз¬
ного  электрогенератора  переменного  тока  и
одновременного  снабжения  потребителей  теп¬
ловой  энергией,  имеют  частоту  вращения  ро¬
тора  3000  мин-1  и  рассчитаны  на  работу  с  пе¬
регретым  паром  давлением  от  1,3...8,8  МПа  и
температурой  300...535  °С  и  различной  комби¬
нацией  противодавления  и  давления  пара  в
регулируемом  отборе,  что  позволяет  наиболее
полно  удовлетворять  потребности  заказчика.
 Эти  турбины  широко  применяются  во
многих  странах  мира  в  различных  климатиче¬
ских  условиях  на  тепловых  электростанциях,  а
также  на  промышленных  предприятиях.  Они
отличаются  многорежимностью,  маневренно¬
стью,  легкостью  управления,  приспособляемо¬
стью  к  колебаниям  потребностей  в  паре  и
электроэнергии,  компактностью,  простотой
конструкции,  удовлетворяют  самым  строгим
техническим  требованиям  и  отличаются  на¬
дежностью,  высокой  экономичностью  и  удоб¬
ством  обслуживания.
 Требования  высокой  экономичности,  на¬
дежности,  компактности  тепловой  и  электри¬
ческих  схем,  положенные  в  основу  проектиро¬
вания  установок  для  промышленных  и  комму¬
нальных  электростанций  малой  и  средней
мощности,  определили  конструктивные  осо¬
бенности  этих  турбин.  Большинство  узлов,  де¬
талей  и  оборудования  турбин  унифицировано
и  типизировано,  что  позволяет  широко  вне-
 Рис.  2.7.3.  Турбопривод  К-2,5-3,4  КТЗ

2.7.17.  Техническая  характеристика  паровых  турбин  с  противодавлением  без  отбора  пара  (тип  Р)
 492
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Показатель
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Параметры  пара  за  турбиной:
давление,  МПа
температура,  °С
 Расход  пара,  т/ч
 Производительность  струйного
 подогревателя  по  пару,  т/ч
 Показатель
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Параметры  пара  за  турбиной:
давление,  МПа
температура,  °С
 Расход  пара,  т/ч
 Производительность  струйного
 подогревателя  по  пару,  т/ч
 Окончание  табл.  2.7.17
 4-3,4/0,5-1 	4-2,1/0,3  2,5-3,4/0,3-1  2,5-2,1/0,6  2,5-2,1/0,3  1,6-2,8/0,7 	1,4-3,4/1,3 	1,4-2,3/0,7
 25-3,4/0,1  12-8,8/3,1-1  12-8,8/1,8-1  12-3,4/1,0  12-3,4/4,5-1  12-3,4/0,1  12-2,7/0,2 	6-3,4/0,1 	6-3,4/0,5-1

2.7.18.  Техническая  характеристика  паровых  турбин  с  противодавлением  и  отбором  пара  (тип  ПР)
 ТУРБИНЫ  ОАО  «КАЛУЖСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 493
 Показатель  12/15-8,8/1,5/0,7  12-3,4/1,0/0,1  12-3,4/0,6/0,1 	6-3,4/1,5/0,5-1 	6-3,4/1,0/0,5-1 	6-3,4/0,5/0,1-1 	2,5-1,3/0,6/0,1
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры
пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Параметры  пара  за  тур¬
биной:
давление,  МПа
температура,  °С
 Регулируемый  отбор:
давление,  МПа
температура,  °С
отбор,  т/ч
 Расход  пара  при  режиме,
т/ч:
 с  отбором
без  отбора
 Производительность
струйного  подогревателя
по  пару,  т/ч

494
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 дрять  современные  прогрессивные  методы  се¬
рийного  производства,  повышающие  качество
изготовления  оборудования,  облегчает  ком¬
плектование  турбин  запасными  частями.
 На  основе  многолетних  исследований  и
изучения  опыта  эксплуатации  турбин  как  в  на¬
шей  стране,  так  и  за  рубежом  отработаны  и  вне¬
дрены  наиболее  рациональные  профили  рабо¬
чих  и  направляющих  лопаток,  соответствующие
формы  каналов  и  сопел.  Турбины  выполнены  в
виде  одноцилиндровых  агрегатов.  Особое  вни¬
мание  уделено  созданию  аэродинамически  со¬
вершенной  проточной  части.  Проточная  часть
турбин  —  активная,  с  одной  двухвенечной  или
одновенечной  регулирующей  и  определенным
количеством  одновенечных  ступеней  давления.
 Турбины  с  отбором  делятся  камерой  ре¬
гулируемого  промышленного  отбора  на  ЧВД  и
ЧНД.  Парораспределение  ЧВД  —  клапанное.
Впуск  пара  осуществляется  стопорными  кла¬
панами  и  механизмом  регулирующих  клапа¬
нов,  последовательное  открытие  и  закрытие
которых  производится  рычажным  устройством
от  сервомотора  системы  регулирования,  ко¬
мандными  органами  которого  являются  регу¬
ляторы  скорости  и  давления.  Парораспределе¬
ние  ЧНД  (у  турбин  типа  ПР)  осуществляется
поворотной  диафрагмой,  исполнительным  ор¬
ганом  которой  является  соответствующий  сер¬
вомотор,  а  командным  —  регулятор  давления
промышленного  отбора.
 Паровые  турбины  для  привода  насосов  и
компрессоров  (табл.  2.7.19,  табл.  2.7.20).  Турбо¬
установки  Р-11-1,5  и  ТП-1200,  1100,  750,  600,
320  выполнены,  как  и  конденсационные  при¬
водные  турбины,  на  общей  раме,  на  которой
смонтированы  турбина  и  редуктор  и  соответ¬
ствующее  комплектующее  оборудование.
 Блочные  турбогенераторы  малой  мощно¬
сти.  Турбоустановки  мощностью  до  4  МВт  по¬
ставляются  комплектно  с  генератором.  Они
предназначены  для  привода  синхронного
трехфазного  электрогенератора  переменного
тока  и  одновременного  снабжения  потребите¬
лей  паром  и  тепловой  энергией.  Электроэнер¬
гия  напряжением  0,4;  6,3  и  10,5  кВ  с  частотой
 50 	Гц  вырабатывается  небольшими  наземны¬
ми  электростанциями,  на  морских  и  речных
судах  всех  типов  и  назначений,  в  том  числе  на
атомных  ледоколах.  Турбоустановки  рассчита¬
ны  для  работы  со  свежим  сухим  паром  давле¬
нием  0,5...4,0  МПа,  температурой  187...450  °С.
 Быстрый  монтаж  агрегата  и  возможность
транспортировки  любым  видом  транспорта
 определяются  его  блочной  конструкцией  и
компактностью.
 Турбогенераторы  могут  устанавливаться  в
имеющихся  помещениях  или  небольших  при¬
стройках  к  существующим,  так  как  имеют  ма¬
лые  габаритные  размеры  и  (для  большинства
модификаций)  бесподвальную  компоновку,
могут  изготовляться  в  виде  готовых  модулей
(в  одном  или  двух  контейнерах),  что  исключает
строительство  помещений  для  их  установки.
 Их  отличает  многорежимность,  манев¬
ренность,  легкость  управления,  адаптирован-
ность  к  колебаниям  электрической  нагрузки  и
параметров  пара,  а  также  высокая  надежность
(срок  службы  более  25  лет  и  ресурс  не  менее
100  тыс.  ч).
 Все  турбогенераторы  имеют  паровые  тур¬
бины  активного  типа.  Они  выполнены  в  виде
компактных  блоков  100%-ной  заводской  готов¬
ности,  испытанных  и  настроенных  на  заводском
стенде.  Управление  осуществляется  локальными
гидравлическими  системами  автоматического
регулирования  частоты  вращения  ротора.
 Блочные  конденсационные  турбогенера¬
торы  обеспечивают  длительную  автономную
работу  как  параллельно  с  однотипными  гене¬
раторами,  так  и  локально  или  на  общую  сеть.
 Для  блоков  применяют  турбины  следую¬
щих  типов  и  модификаций:
 конденсационные  со  встроенными  кон¬
денсаторами  (ТГУ);
 блочные  с  конденсатором-бойлером  и
противодавленческие  (типов  ТГ  и  Р);
 конденсационные  с  регулируемым  отбо¬
ром  пара  (типа  П  и  ПР);
 приводные  с  противодавлением  (типов  К
и  ТП).
 Конденсационные  турбогенераторы  со
встроенными  конденсаторами  (табл.  2.7.21).
Турбогенераторы  этого  типа  мощностью  500,
800  и  1000  кВт  предназначены  для  установки  в
электростанциях  морских  и  речных  судов  всех
классов  и  назначений,  наземных  электростан¬
ций  и  рассчитаны  на  работу  с  паром  низких  и
средних  параметров,  вырабатываемого  котла-
ми-утилизаторами  и  котлами  промышленных  и
отопительных  котельных.  Турбина  в  сборе,  ре¬
дуктор,  синхронный  генератор  и  вспомогатель¬
ное  оборудование,  размещены  на  общей  раме,
совмещенной  с  масляным  баком  и  конденсато¬
ром  (рис.  2.7.3).  Вспомогательное  оборудование
включает  маслоохладитель,  эксгаустер,  пуско¬
вой  масляный  электронасос  винтового  типа,
регулятор  давления  пара  в  концевых  уплотне-

2.7.19.  Техническая  характеристика  приводных  конденсационных  паровых  турбин
 ТУРБИНЫ  ОАО  «КАЛУЖСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 495
 Показатель 	К-11-1,0П-1  К-17-1,5П-1 	К-12-1,0  ПА  К-10-0,5  ПА  К-6-3,0  П 	К-2,6-4,0  П
 Мощность,  МВт
 Частота  вращения  ротора,  тыс.  мин-1
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
 температура,  °С
 Давление  пара  за  турбиной,  кПа
 Расход  пара,  т/ч
 Тип  конденсатора
 Температура  охлаждающей  воды,  °С
 Главная  турбина  блока
Приводимый  насос
 Показатель
Мощность,  кВт
 Частота  вращения  ротора*,  мин-1
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
 температура,  °С
 Давление  пара  за  турбиной,  кПа
Расход  пара,  т/ч
Главная  турбина  блока
Приводимый  насос
 *  В  числителе  даны  значения  для  ротора  турбины,  а  в  знаменателе  —  для  насоса.
 2.7.20.  Техническая  характеристика  приводных  противодавленческих  турбин
 Р-11-1,5/0,3  ПС 	Р-11-1,5/0,3  П  ТП-1250  ТП-1100  ТП-750  ТП-600  ТП-320

2.7.21.  Техническая  характеристика  конденсационных  турбогенераторов  со  встроенными  конденсаторами
 496
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Показатель  ТГУ-500К  ТГ-500М  ТГУ-600  ТГУ-800К  ТГУ-1000К  ОК-ЗС-01
 Мощность,  кВт
 Частота  вращения  турбины,  тыс.  мин-1
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Давление  пара  за  турбиной,  кПа
 Расход  пара,  т/ч
 Температура  охлаждающей  воды,  °С
 Расход  охлаждающей  воды  на  теплооб¬
менники,  м3/ч
 Тип  генератора
 Примечание.  Параметры  трехфазного  тока  400  В  и  50  Гц.  Частота  вращения  ротора  генератора  1500  мин  1.
 МСК  750-1500  СГ2-500  DS6  62L2-4W  МСК  1250-1500  МСК  1560-1500  ГМ-2000-2

ТУРБИНЫ  ОАО  «КАЛУЖСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 497
 Рис.  2.7.4.  Турбогенератор  серии  ТГ  КТЗ
 ниях.  Отдельно  устанавливаются  эжектор  и  ре¬
гулятор  уровня  конденсата,  а  также  блок  кон-
денсатных  насосов  (по  требованию).
 Регулирование  частоты  вращения  осуще¬
ствляется  корректором  по  нагрузке  (для  обес¬
печения  автоматического  смещения  статиче¬
ской  характеристики  регулирования  при  изме¬
нении  давления  пара  перед  турбиной)  и  без
корректора.  Турбогенераторы  имеют  беспод-
вальную  компоновку  с  местным  заглублением
конденсатных  насосов.
 Конденсационные  турбогенераторы  с  регули¬
руемым  отбором  пара  (табл.  2.7.22).  Турбогенера¬
торы  этого  типа  мощностью  600...2000  кВт  пред¬
назначены  для  выработки  электроэнергии  и
обеспечения  паром  производственных  или  теп¬
лофикационных  нужд  из  регулируемого  отбора.
Они  обеспечивают  работу  на  электрическую
сеть  с  одновременным  отбором  пара  при  элек¬
трической  нагрузке  не  менее  25%  номинальной.
 Турбогенераторы  выпускают  с  конденса¬
ционными  турбинами  (тип  К)  и  с  конденсато¬
рами,  работающими  с  ухудшенным  вакуумом  в
бойлерном  режиме  (тип  ПР).
 Отдельно  от  турбогенератора  устанавлива¬
ют  пароструйный  эжектор,  блок  откачки  кон¬
денсата  (регулятор  уровня  конденсата,  два  кон¬
денсатных  электронасоса),  аварийный  маслобак
или  аварийный  масляный  насос,  шит  КИП.
Турбогенератор  мощностью  1200  кВт  комплек¬
туется  отдельно  устанавливаемыми  конденсато¬
рами  с  воздушным  либо  водяным  охлаждением.
Управление  турбогенератора  обеспечивает  авто¬
матическое  поддержание  давления.
 Техническая  характеристика  конденсаци¬
онных  турбогенераторов  с  отбором  пара  и
бойлером  приведена  ниже
 Турбогенератор
 Номинальная  мощность,  кВт:
 электрическая 	 1500 	600
 тепловая 	 6000 	4000
 Частота  вращения  ротора,
тыс.  мин-1:
 турбины 		6,7 	6,7
 генератора 		5 	1,5
 Напряжение  трехфазного
 электрического  тока,  кВ 		10,5 	0,4
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа 		2,4 	1,3
 температура,  °С 		370 	191
 Параметры  пара  в  отборе:
 давление,  МПа 		1,15 	0,65
 расход,  т/ч 	 ц 	5
 Давление  пара  за  турбиной,  кПа...  65 	50
 Расход  пара,  т/ч 		21,2 	12
 Номинальные  параметры
сетевой  воды,  охлаждающей
теплообменники  (бойлер,  а  для
типа  ПР  и  эжектор  отсоса):
давление  на  входе,  МПа
 (не  более) 		1,3 	0,5
 температура,  °С
 на  входе 	 бо 	50
 на  выходе 		55 	70
 расход,  м3/ч 	 юоо 	200
 Тип  генератора 	ТК-1,5 	СГ2-600

2.7.22.  Техническая  характеристика  конденсатных  турбогенераторов  с  регулируемым  отбором  пара  (тип  П)
 498
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Показатель  0,6-13/6  1,2-13/6  1,5-24/5  1,5-40/8КР  1,5/10,5-1,4/0,7 	2/6,3-2,4/0,5 	2,5-4,2/0,9
 Мощность,  кВт
 Частота  вращения  ротора,
тыс.  мин-1:
турбины
генератора
 Напряжение  трехфазного  элек¬
трического  тока*,  кВ
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Параметры  пара  в  отборе:
давление,  МПа
температура,  °С
расход,  т/ч
 Давление  пара  за  турбиной,  кПа
 Расход  пара,  т/ч
 Расход  охлаждающей  воды  на
теплообменники,  м3/ч
 Тип  генератора
 *  Частота  тока  50  Гц.
 СГ2-600  МСК  МСК  МСК  ТК-1,5  ТПС-2,5  ТК-2,5
1560-1500  1875-1500  1875-1500

ТУРБИНЫ  ОАО  «КАЛУЖСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 499
 Турбогенераторы  с  конденсатором-бойле¬
ром.  Турбогенераторы  ТГ0,6/0,4-К1,3  и
ТГ0,6/0,4-К2,8  электрической  мощностью
600  кВт  предназначены  для  выработки  электро¬
энергии  и  обеспечения  потребителей  горячей
водой.  Тепловая  мощность  различных  модифи¬
каций  составляет  2,8...5,6  МВт.  Частота  враще¬
ния  ротора  генератора  1500  мин-1,  частота
трехфазного  тока  50  Гц,  а  напряжение  400  В.
 Турбогенераторы  состоят  из  турбины  в
сборе,  редуктора,  синхронного  генератора,  бой¬
лера,  дроссельно-увлажнительного  устройства  с
автоматическим  управлением  и  вспомогатель¬
ного  оборудования,  размещенного  на  общей
раме,  совмещенной  с  масляным  баком.  Среди
серии  турбин  типа  ТГ  имеются  модификации
мощностью  от  500  КВт  и  выше  (тип  Р).
 Техническая  характеристика  турбогене¬
раторов  с  конденсатором-бойлером  приведена
ниже.
 Турбогенератор
 Тепловая  мощность,  МВт 		5,6 	2,8
 Частота  вращения  ротора
 турбины,  тыс.  мин-1 		8 	10,5
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа 		1,3 	2,8
 температура,  °С 		191 	380
 Расход  пара,  т/ч 		10 	4,6
 Параметры  сетевой  воды,  ох¬
лаждающей  теплообменники
(бойлер,  эжектор  отсоса,  для
ТГ  0,6/0,4-К  2,8  и  маслоох¬
ладитель):
 давление  на  входе,  МПа 		1,6 	1,6
 температура,  °С:
 на  входе 		45 	45
 на  выходе 		80 	80
 расход,  м3/ч 		120 	65
 Тип  генератора 	 СГ2-600 	СГ2-600
 Блочные  противодавленческие  турбогене¬
раторы.  Их  техническая  характеристика  при¬
ведена  в  табл.  2.7.23.  Частота  трехфазного
электрического  тока  составляет  50  Гц.
 Геотермальные  паровые  турбины
(табл.  2.7.24).  В  начале  90-х  годов  КТЗ  освоил
производство  паровых  турбин  и  модульных
контейнерных  турбоустановок  для  работы  на
геотермальных  источниках  пара  и  воды.  Тур¬
 бины  спроектированы  на  базе  основных  тех¬
нических  решений  с  большой  степенью  типи¬
зации  и  унификации  большинства  деталей  и
узлов  паровых  турбин.
 Геотермальные  паровые  турбины  изготов¬
ляют  мощностью  17,5...25  МВт  в  виде  модуль¬
ных  энергоблоков  мощностью  1,7...  1,8  МВт  с
тепловой  нагрузкой  до  20  МВт  («Туман-2»)  и
модульных  блоков  теплоснабжения  в  контей¬
нерном  исполнении  тепловой  мощностью
20  МВт  (серия  ГТС).  Блок  ГТС-700П  предна¬
значен  для  работы  с  энергоблоком  «Туман-2»
или  другими  источниками  пара  соответствую¬
щих  параметров,
 Техническая  характеристика  геотермаль¬
ного  модульного  энергоблока  «Туман-2»  при¬
ведена  ниже.
 Мощность,  МВт:
 электрическая 		1,7... 	1,8
 тепловая 		20
 Напряжение  трехфазного  элек¬
трического  тока,  кВ 		10,5
 Начальные  параметры  сухого  на¬
сыщенного  пара:
 давление,  МПа 		0,5
 температура,  °С 		151
 расход,  т/ч 		38
 Давление  пара  за  турбиной,  кПа.... 	105
 Число  модулей 		3
 Масса  оборудования,  т 		123
 Габаритные  размеры  модуля-
контейнера  (длина  х  шири¬
на  х  высота),  м 	 10,5x3,03x3,49
 Тип  генератора 		ГС-2000
 Техническая  характеристика  геотермаль¬
ных  модульных  блоков  теплоснабжения  (в  кон¬
тейнерном  исполнении)  приведена  ниже.
 Модульный  блок 	 ГТС-700П  ГТС-700В
 Мощность,  МВт 		20 	20
 Греющий  теплоноситель..  Пар  Геотермаль¬
ная  вода
 Параметры  теплоносителя:
 давление,  МПа 		0,12 	0,3
 температура,  °С 		104 	120
 расход,  т/ч  		38 	500
 Параметры  сетевой  воды
на  выходе:
 давление,  МПа 		0,45 	0,45
 температура,  °С 		90 	90
 расход,  т/ч 		715 	690
 Масса  оборудования,  т.... 	36 	32
 Габаритные  размеры
 модуля  (длина  х  шири  - 	10,5х3,03х 	10,5х3,03х
 на  х  высота),  м 		хЗ,49 	хЗ,49

2.7.23.  Техническая  характеристика  блочных  противодавленческих  генераторов  (тип  ТГ)
 500
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 ТГ  0,5А/0,4,  ТГ  0,6А/0,4,  ТГ  0,75А/0,4,  ТГ  1,25  А/0,4,  ТГ  1,2/0,4,  ТГ  1,7/0,4,
Показатель  Р13/3,7  Р12/3,7  Р13/2  Р13/2,5  Р24/1,2  Р5/1,0
 Мощность,  кВт
 Частота  вращения  ротора,  тыс.  мин-1:
турбины
генератора
 Напряжение  трехфазного  электрического
 тока,  кВ
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Расход  пара,  т/ч
 Расход  охлаждающей  воды,  м3/ч
 Тип  генератора
 *  Расход  воды  на  теплообменники.
 Показатель
 Мощность,  кВт
 Частота  вращения  ротора,  тыс.  мин-1:
турбины
генератора
 Напряжение  трехфазного  электрического
тока,  кВ
 Продолжение  табл.  2.7.23
 ТГ  1,5А/10,5,  ТГ  0,5ПА/0,4,  ТГ  0,6ПА/0,4,  ТГ  0,75ПА/0,4,  ТГ  3,5АЛ/10,5,  ТГ4АС/10,5,
Р13/3  Р11/6  Р13/6  Р13/4 	Р12/1,2 	Р14/1,2

Окончание  табл.  2.7.23
 ТУРБИНЫ  ОАО  «КАЛУЖСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 501
 no™™™*,  ТГ  Ь5А/Ю,5,  ТГ  0,5ПА/0,4,  ТГ  0,6ПА/0,4,  ТГ  0,75ПА/0,4,  ТГ  3,5AJI/10,5,  ТГ4АС/10,5,
П°Ка3аТеЛЬ 	Р13/3 	Р11/6  Р13/6  Р13/4  Р12/1.2 	Р14/1,2
 Начальные  параметры  сухого  насыщен¬
ного  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Расход  пара,  т/ч
 Расход  охлаждающей  воды,  м3/ч
Тип  генератора
 2.7.24.  Техническая  характеристика  паровых  геотермальных  турбин
 Показатель
Мощность,  МВт
 Частота  вращения  ротора,  об/мин
 Начальные  параметры  свежего  пара:
давление,  МПа
степень  сухости
 Давление  пара  за  турбиной,  кПа
 Расход  пара,  т/ч
 Содержание  неконденсирующихся  газов
в  паре  (по  массе),  %,  не  более
 Тип  конденсатора
 !
 Параметры  охлаждающей  воды:
температура,  °С
 расход,  м3/ч
 Смесительный  с  водяным  охлаждением
 ПТУ-25
 К-23-7-Гео
 К-17-5-Гео
 СГ2-750
 (СГ2-750/6,3)

502
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 2.7.4. 	ТУРБИНЫ  ЗАО  «УРАЛЬСКИЙ
ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 Первая  паровая  турбина  АТ-12  УТЗ  мощ¬
ностью  12  МВт  собрана  и  испытана  в  1941  г.  и
надежно  проработала  48  лет.
 С  1938  г.  завод  разработал  и  изготовил
много  моделей  теплофикационных  паровых
турбин  различной  мощности  и  назначения.
Все  выпускаемые  турбины  находятся  на  уров¬
не  лучших  мировых  образцов.  В  настоящее
время  ЗАО  «УТЗ»  выпускает  паровые  тепло¬
фикационные  турбины  средней  и  большей
мощности  для  электрических  станций  с  на¬
чальным  давлением  8,8;  12,8  и  23,5  МПа  с  час¬
тотой  вращения  3000  мин-1,  для  экспортных
поставок  в  страны  с  частотой  электрического
тока  60  Гц  —  турбины  с  частотой  вращения
3600  мин-1,  разрабатывает  специальные  турби¬
ны  для  ПГУ.
 Несмотря  на  разнообразие  выпускаемых
типов  турбин  в  них  применяются  хорошо  про¬
веренные  принципиальные  решения,  конст¬
руктивно  унифицированные  узлы  и  детали,
что  обеспечивает  достаточную  серийность
производства,  повышает  надежность  и  удобст¬
во  эксплуатации  турбин,  облегчает  их  ремонт.
 Турбины  ЗАО  «УТЗ»  с  отопительными
отборами  пара  и  их  установки  для  подогрева
сетевой  воды  имеют  ряд  особенностей,  улуч¬
шающих  их  экономические  показатели.  Двух¬
ступенчатый  подогрев  сетевой  воды  позволяет
 снизить  температурный  уровень  отвода  тепло¬
ты  из  цикла,  а  встроенный  пучок  —  использо¬
вать  для  подогрева  сетевой  или  подпиточной
воды  теплоту  пара,  в  малом  количестве  посту¬
пающего  в  конденсатор  из  ЧНД  на  режимах
теплового  графика.
 На  основе  хорошо  отработанных  базовых
моделей  завод  выпускает  семейства  близких  по
назначению  турбин.  Так,  на  базе  турбины
Т-255/305-240-5  разработано  семейство  турбин,
в  которое,  кроме  базовой  турбины,  входят  тур¬
бины  Т-250/305-240-Д  и  Т-265/305-240-С,  ко¬
торые  являются  крупнейшими  теплофикацион¬
ными  турбинами  в  мире.  Они  рассчитаны  на
работу  со  сверхкритическими  параметрами  и
имеют  промежуточный  перегрев  пара.
 Турбина  Т-110/120-130-5  является  пятой
модификацией  турбины  Т-100-130.  Разрабо¬
танное  на  ее  базе  семейство  турбин  является
наиболее  массовым.
 Перечень  турбин,  выпускаемых  ЗАО
«УТЗ»,  приведен  в  табл.  2.7.25.
 Теплофикационные  паротурбинные  уста¬
новки.  Они  предназначены  для  привода  турбо¬
генератора  с  частотой  вращения  ротора  50  с-1,
отпуска  теплоты  на  различные  нужды.  Паро¬
вая  турбина  ТК-450/500-60  с  конденсацион¬
ной  установкой  предназначена  для  работы  в
блоке  с  реактором  ВВЭР-1000  (две  турбины).
В  отличие  от  турбин  типа  Т  при  номинальном
расходе  свежего  пара  и  тепловой  нагрузки  она
имеет  значительный  конденсационный  рас¬
 2.7.25.  Типы  турбин,  выпускаемых  ЗАО  «УТЗ»
 Теплофикационные
 С  противодавлением
 Утилизационные
 Для  ПГУ
 и  конденсационные
 («мятого»  пара)
 ТК-450/500-60*
 Т-60/65-130-2
 Р-102/107-130/15-2
 Теплофикацион¬
 Т  еплофикацион-
 Т-255/305-240-5
 Т-50-130-6
 Рп-105/125-130/30/8
 ные
 ные
 Т-250/305-240-Д(ДБ)
 ПТ-140/165-130/15-2
 Рп-80-130/8-3
 Т-65/70-2,9
 Т-150-8
 Т-265/305-240-С
 ПТ-140/165-130/15-3
 Р-40-130/31
 Т-70/110-1,6
 КТ-150-8
 Тп-185/220-130-2
 ПТ-150/165-130/9-4
 Р-20-130/50
 Т-35/55-1,6
 Тп-120/120-130-
 Тп-185/215-130-4
 ПТ-90/120-130/10-1
 К-220-130
 С  противодавле¬
 11
 Тп-115/125-130-1
 ПТ-90/125-130/10-2
 К-120-130
 нием
 Т-55/70-77
 Тп-115/125-130-2
 ПТ-50/60-130/7-2
 К-60-90
 ТР-65-2,9
 Т-40-7,5
 Тп-115/125-130-3
 ПТ-30/35-90/10
 (К-63-90)
 ТР-70-1,6
 Т-35/50-7,2
 Тп-100/110-90
 ПТ-30/35-90/10-5
 ТР-35-1,6
 Т-22/264*
 Тп-110/120-130-12М
 ПР-30/35-90/10/1,2
 Конденсацион¬
 Т-53/67-8
 Т-110/120-130-5
 ПТР-90/100-130/10
 ные
 Т-78/96-6,8
 Т-116/125-130-7
 ТР-110-130
 К-110-1,6
 Конденсацион¬
 Т-120/130-130-8
 К-55-1,6
 ные
 К-100-6,8
 *  Для  АЭС.

ТУРБИНЫ  ЗАО  «УРАЛЬСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД)
 503
 ход.  Четыре  отопительных  отбора  пара  служат
для  ступенчатого  подогрева  сетевой  воды.  На
трубопроводах  отбора  пара  на  третью  и  чет¬
вертую  ступени  подогрева  установлены  регу¬
лирующие  клапаны,  включенные  в  общую
систему  автоматического  управления  турби¬
ной.  Сетевые  подогреватели  первой  и  второй
ступеней  подогрева  имеют  обводы  по  сетевой
воде,  с  установленными  на  них  регулирующи¬
ми  клапанами.
 Техническая  характеристика  турбины
приведена  ниже.
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа
 температура,  °С
 Максимальный  расход  свежего  пара,
т/ч
 Максимальная  тепловая  нагрузка
отопительных  отборов,  ГДж/ч
 Давление  пара  в  регулируемом
отборе,  МПа:
 верхнем  (вторая  ступень) 	 0,059...0,29
 (0,63...  1,18)*
 нижнем  (первая  ступень) 	 0,04...0,196
 Длина  рабочей  части  лопатки  по
следней  ступени,  мм
 Температура  воды,  °С
 питательной
 охлаждающей
 Расход  охлаждающей  воды  через
конденсатор,  тыс.  т/ч 		7
 * 	Диапазон  давлений  пара  в  третьей  регули¬
руемой  ступени  подогрева  при  трехступенчатом
подогреве  сетевой  воды.
 Теплофикационные  паровые  турбины
Т-255/305-240-5, 	Т-250/305-240-Д,
 Т-265/305-240-С  и  Т-250/305-240-ДБ  на  СКП
пара  с  промперегревом  пара  и  с  регулируемы¬
ми  отопительными  отборами  пара  обеспечива¬
ют  отпуск  теплоты  на  отопление  и  горячее  во¬
доснабжение.  Их  устанавливают  на  ТЭЦ  круп¬
ных  городов,  имеющих  большую  тепловую  на¬
грузку.
 Турбина  Т-255/305-240-5  является  базовой.
Турбины  Т-255/305-240-5  и  Т-265/305-240-С
имеют  двухступенчатый  подогрев  сетевой  воды.
Турбину  Т-265/305-240-С  устанавливают  на
ТЭЦ  с  пониженным  (до  0,3)  коэффициентом
теплофикации  (вместо  0,5...0,6  у  базовой  моде¬
ли),  что  целесообразно  при  расположении  ТЭЦ
в  черте  города,  а  Т-250/305-240-Д  и
 Т-250/305-240-ДБ  —  на  ТЭЦ  дальнего  тепло¬
снабжения,  расположенных  в  30...35  км  от  горо¬
да.  Они  имеют  трехступенчатый  подогрев  сете¬
вой  воды  до  температуры  150  °С.  Турбина  с  ин¬
дексом  «Д»  устанавливается  в  схемах  с  деаэрато¬
ром  0,69  МПа,  а  с  индексом  «ДБ»  —  в  безде-
аэраторной  схеме.
 Техническая  характеристика  турбин
(Т-255/305-240-5/ 	Т-265/305-240-С/Т-250/305-
 240-ДСДБ))  приведена  ниже.
 Мощность,  МВт 	 260/265/250
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа 		23,5
 температура,  °С 		540
 Максимальный  расход  свежего
 пара,  т/ч 		1000
 Максимальная  тепловая 	нагрузка 	1507/
 отопительных  отборов,  ГДж/ч 		1507/
 1456(1696)
 Давление  пара  в  регулируемом
отборе,  МПа:
 верхнем 	0,059...0,196/
 0,049...0,147/
0,059...0,372
(0,29...0,83)*
 нижнем 	 0,049...0,15/
 0,049...0,098/
0,049...0,314
 Длина  рабочей  части  лопатки
 последней  ступени,  мм 		940
 Температура  воды,  °С
 питательной 		265
 охлаждающей 		20
 Расход  охлаждающей  воды  через
конденсатор,  тыс.  т/ч 		28,5
 Паровые  теплофикационные  турбины
Тп-185/220-130-2  и  Тп-185/215-130-4  обеспе¬
чивают  отпуск  теплоты  для  нужд  отопления  и
горячего  водоснабжения,  а  также  отпуск  пара.
Они  работают  на  ТЭЦ  крупных  городов,  име¬
ют  регулируемые  отопительные  отборы  пара  и
ограниченные  отборы  пара  из  ЦВД  для  нужд
производства  (индекс  «П»).  При  этом  возмож¬
ны  использование  любого  из  производствен¬
ных  отборов  или  одновременно  двух  из  них,  а
также  работа  без  отборов.
 Базовая  турбина  Тп-185/220-130-2  отли¬
чается  от  ее  модификации  Тп-185/215-130-4
длиной  рабочей  лопатки  последней  ступени
ЦНД,  числом  ступеней  ЦНД,  расчетной  тем¬
пературой  охлаждающей  воды  конденсаторов,
диапазоном  регулируемого  давления  отопи¬
тельных  отборов  и  высокой  экономичностью
на  указанных  ниже  режимах:
 450
 5,9
 274,3
 3157
 3140
 550
 230
 20

504
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Тп-185/215-130-4  —  на  режимах  с  полной
тепловой  нагрузкой  за  счет  меньших  потерь  на
вентиляцию  в  последних  ступенях;
 Тп-185/220-130-2  —  на  конденсационном
режиме,  обеспечивает  большую  максимальную
конденсационную  мощность.
 Техническая  характеристика  паровых
турбин 	(Тп-185/220-130-2/Тп-185/215-130-4)
 приведена  ниже.
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа
 температура,  °С
 Максимальный  расход  свежего
 пара,  т/ч
 Максимальная  тепловая  нагрузка
 отопительных  отборов,  ГДж/ч
 Давление  пара  в  регулируемом
отборе,  МПа:
 верхнем 	 0,059...0,29/
 0,059...0,245
 нижнем 	 0,049...0,196
 Длина  рабочей  части  лопатки
 последней  ступени,  мм 		830/660
 Температура  воды,  °С
 питательной 		232
 охлаждающей 		20/27
 Расход  охлаждающей  воды  через
конденсатор,  тыс.  т/ч 		27
 Семейство  турбин  Тп-115/125-130-1,
Тп-115/125-130-2, 	Тп-115/125-130-3 	и
 Тп-100/110-90  спроектировано  для  техниче¬
ского  перевооружения  ТЭЦ  путем  расширения
или  замены  установленных  ранее  устаревших
турбин  мощностью  100  МВт.  Турбины  могут
устанавливаться  и  на  вновь  строящихся  ТЭЦ.
Семейство  турбин  Тп-115/125-130  разработано
на  базе  турбины  Т-110/120-130-5.  Для  установ¬
ки  в  существующих  машинных  залах  действую¬
щих  ТЭЦ  они  выполнены  в  двухцилиндровом
исполнении,  имеют  упрощенную  систему  реге¬
нерации  (отсутствует  один  ПВД  и  один  ПНД),
один  конденсатор  (вместо  двух),  уменьшенный
расход  охлаждающей  воды.  Турбины  этого  се¬
мейства  могут  длительно  работать  на  свежем
паре  с  параметрами  р0  =  8,8  МПа,  Т0  =  535  °С
до  замены  котельного  оборудования  на  новое.
 Турбины  этого  семейства  имеют  ограни¬
ченный  отбор  пара  для  нужд  производства.
 При  модернизации  ТЭЦ  тепловые  нагруз¬
ки  турбины,  как  правило,  известны,  поэтому
можно  выбрать  оптимальную  модификацию
турбины  этого  семейства.  Так,  установка  турби¬
ны  с  индексом  «1»,  имеющей  лопатку  последней
 ступени  длиной  550  мм,  целесообразна  при  на¬
личии  большой  тепловой  нагрузки  (малых  рас¬
ходах  пара  в  конденсатор),  сохраняющейся  в  ка¬
кой-то  мере  в  летний  период,  поскольку  при
больших  тепловых  нагрузках  эта  турбина  наибо¬
лее  экономична  (малые  потери  на  лопатках
ЧНД),  она  может  работать  по  тепловому  графи¬
ку  с  охлаждением  встроенного  пучка  конденса¬
тора  как  подпиточной,  так  и  сетевой  водой.  Од¬
нако  при  снижении  тепловой  нагрузки  и,  тем
более,  на  чисто  конденсационном  режиме  ее
экономичность  хуже,  чем  у  других  турбин.  Сле¬
дует  учитывать  также,  что  конденсационная
мощность  у  нее  ограничена  80  МВт.
 Турбина  с  индексом  «2»  имеет  лопатку
последней  ступени  длиной  660  мм.  Она  усту¬
пает  по  экономичности  турбине  «1»  на  режи¬
мах  с  полной  тепловой  нагрузкой,  но  более
экономична  при  снижении  тепловой  нагрузки
и  на  чисто  конденсационных  режимах.
 Турбину  с  индексом  «3»  целесообразно
применять  при  длительной  работе  на  чисто
конденсационном  режиме,  когда  ее  экономич¬
ность  приближается  к  экономичности  турбин
семейства  Т-110-130.
 Техническая  характеристика  этих  турбин
приведена  в  табл.  2.7.26
 Семейство 	базовой 	турбины
 Т-110/120-130-5  включает  три  ее  модифика¬
ции  Т-116/125-130-7,  Т-120/130-130-8  и  с  про¬
тиводавлением  ТР-110-130.  Турбины  этого  се¬
мейства  предназначены  для  вновь  строящихся
и  расширяемых  ТЭЦ  больших  и  средних  горо¬
дов.  Поскольку  для  таких  ТЭЦ  не  всегда  точно
известна  тепловая  нагрузка  или  она  не  обеспе¬
чивается  в  первые  годы  эксплуатации  турби¬
ны,  турбина  проектировалась  с  некоторой  до¬
лей  универсальности,  т.е.  она  достаточно  эко¬
номична,  как  при  работе  с  различными  тепло¬
выми  нагрузками,  так  и  на  чисто  конденсаци¬
онных  режимах.  Турбина  может  работать  на
режимах  теплового  графика  (с  противодавле¬
нием)  с  охлаждением  встроенных  пучков  кон¬
денсаторов  как  подпиточной,  так  и  сетевой
водой.  Она  имеет  достаточно  развитую  низко¬
потенциальную  часть,  конденсаторную  группу
с  оптимальным  расходом  охлаждающей  воды,
развитую  систему  регенерации.  В  турбине  реа¬
лизованы  многие  прогрессивные  решения,
разработанные  для  теплофикационных  тур¬
бин,  она  постоянно  совершенствуется  и  про¬
шла  пять  модернизаций  (индекс  «5»).  Эти  дос¬
тоинства  турбины  обеспечили  ей  крупный  вы¬
пуск  наиболее  из  известных  серий  турбин.
 185/186
 12,8
 555
 810
 1172

2.7.26.  Техническая  характеристика  паровых  теплофикационных  турбин  для  технического  перевооружения
 ТУРБИНЫ  ЗАО  «УРАЛЬСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 505
 и 	Тп-115/125- 	Тп-115/125- 	Тп-115/125- 	Тп-100/110- 	Тп-110/120- 	Тп-110/120- 	Тп-116/125- 	Тп-120/130-  XDlini,n
 Показатель 	1301 	П02 	шз 	% 	Ш-12М 	130-5 	130-7 	130-8  l^-l  10-130
 Мощность,  МВт:
номинальная
максимальная
конденсационная
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Максимальный  расход  све¬
жего  пара,  т/ч
 Максимальная  тепловая  на¬
грузка  отопительных  отбо¬
ров,  ГДж/ч
 Длина  рабочей  части  лопат¬
ки  последней  ступени,  мм
 Температура  воды,  °С:
питательной
 охлаждающей
 Расход  охлаждающей  воды
через  конденсатор,  тыс.  т/ч
 Примечание.  Давление  пара  в  верхнем  регулируемом  отборе  0,059...0,245  МПА,  а  в  нижнем  —  0,049...0,196.

506
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Модификации  турбины  отличаются  от  ба¬
зовой  расходом  свежего  пара,  номинальной
мощностью  и  тепловой  нагрузкой,  а  турбина
ТР-110-130  —  отсутствием  ЦНД  и  конденсатор¬
ной  группы.  Во  всех  турбинах  семейства  преду¬
смотрен  двухступенчатый  подогрев  сетевой  воды.
Давление  пара  в  регулируемом  отборе  поддержи¬
вается  или  регулирующими  диафрагмами,  уста¬
новленными  в  каждом  потоке  ЦНД,  или  за  счет
перемещения  регулирующих  клапанов  МВД.
Турбины  выполнены  одновальными  трехцилинд¬
ровыми,  а  ТР-110-130  —  двухцилиндровой.
 Паровая  теплофикационная  турбина
Т-60/65-130-2  обеспечивает  отпуск  теплоты  на
отопление  и  горячее  водоснабжение,  а  турби¬
на  ПТ-50/60-130/7-2,  кроме  того,  —  отпуск
пара  на  нужды  производства.  Турбина
Т-50-130-6  приводит  турбогенератор  с  часто¬
той  вращения  60  с-1,  обеспечивая  отпуск  теп¬
лоты  на  отопление  и  горячее  водоснабжение.
В  турбины  Т-60/65-130-2  и  ПТ-50/60-130/7-2
внедрены  новые  решения,  проверенные  в  се¬
рийных  турбинах  Т-110/120-130-5.  Они  имеют
такие  же  начальные  параметры  пара  и  давле¬
ния  пара  в  регулируемом  отборе,  как  в  серии
турбин  Т-110/120-130-5,  двухступенчатый  по¬
догрев  сетевой  воды.  Расход  воды  через  кон¬
денсатор  составляет  8  тыс.  т/ч.
 Теплофикационные  паровые  турбины
ПТ-140/165-130/15-2,  ПТ-140/165-130/15-3  и
ПТ-150/165-130/9-4  с  такими  же  начальными
параметрами  пара  (12,8  МПа,  550  °С)  имеют
регулируемые  производственный  и  отопитель¬
ный  отборы  пара.  Они  предназначены  для
крупных  промышленно-отопительных  ТЭЦ,
имеющих  большую  нагрузку  по  производст¬
венному  отбору.
 Базовая  турбин 	ПТ-140/165-130/15-2
 имеет  лопатки  последней  ступени  длиной  ра¬
бочей  части  830  мм  и  рассчитана  на  темпера¬
туру  охлаждающей  воды  20  °С,  а  другие  турби¬
ны  —  длиной  660  мм,  расчетную  температуру
охлаждающей  воды  27  °С  и  на  одну  ступень
меньше  в  ЧНД.  Турбина  с  индексом  «4»  отли¬
чается  от  двух  других  модификаций  диапазо¬
ном  давлений  производственного  отбора,  в
связи  с  этим  она  имеет  другое  количество  сту¬
пеней  в  ЦВД  и  в  ЦНД.
 Турбина  ПТ-140/165-130/15-2  обеспечи¬
вает  бблыиую  экономичность  на  режимах  ра¬
боты  с  большим  пропуском  пара  в  конденса¬
тор,  а  турбины  ПТ-140/165-130/15-3  и
ПТ-150/165-130/9-4  обеспечивают  бблыиую
экономичность  на  режимах  с  полной  тепловой
 нагрузкой  за  счет  меньших  потерь  на  вентиля¬
цию  в  последних  ступенях  по  сравнению  с
другими  модификациями  турбины.
 Паровые  теплофикационные  турбины
ПТ-90/120-130/10-1, 	ПТ-90/125-130/10-2  и
 ПТР-90/100-130/10  с  начальными  параметра¬
ми  пара  12,8  МПа,  550  °С  предназначены  для
ТЭЦ,  имеющих  большую  нагрузку  по  отбору
пара  на  производственные  нужды  и  отопи¬
тельную  (расход  свежего  пара  500  т/ч).  Турби¬
ну  ПТР-90/100-130/10  можно  использовать  на
промышленных  ТЭЦ  для  подогрева  подпиточ-
ной  воды  в  подогревателях  сетевой  воды  при
больших  невозвратах  конденсата  с  производ¬
ства.  Их  можно  устанавливать  на  новых,  а  так¬
же  на  модернизируемых  ТЭЦ  при  расширении
или  замене  установленных  ранее  турбин  мощ¬
ностью  25,  50  и  100  МВт.
 Эти  турбины  разработаны  на  базе  турби¬
ны  Т-110/120-130-5,  выполнены  двухцилинд¬
ровыми,  имеют  упрощенную  систему  регене¬
рации,  имеют  один  конденсатор  и  уменьшен¬
ный  расход  охлаждающей  воды.  Турбина
ПТР-90/100-130/10  без  конденсатора  предна¬
значена  для  непрерывной  работы.
 Турбины 	ПТ-90/120-130/10-1,
 ПТ-90/125-130/10-2  могут  длительно  работать
на  свежем  паре  с  параметрами  8,8  МПа  и
535  °С  до  замены  котельного  оборудования.
 Турбина  ПТ-90/120-130/10-1  с  рабочими
лопатками  последней  ступени  длиной  рабочей
части  550  мм  обеспечивает  высокую  экономич¬
ность  на  режимах  с  полной  тепловой  нагрузкой
за  счет  малых  потерь  на  вентиляцию  в  послед¬
них  ступенях  и  возможности  полного  исполь¬
зования  теплоты  пара,  поступающего  в  конден¬
сатор  для  подогрева  сетевой  или  подпиточной
воды  во  встроенном  пучке  конденсатора.  На
конденсационном  режиме  экономичность  этой
модификации  понижена,  мощность  ограничена
80  МВт.  Турбина  ПТ-90/125-130/10-2  имеет  ра¬
бочие  лопатки  последней  ступени  с  длиной  ра¬
бочей  части  660  мм.  Она  уступает  по  эконо¬
мичности  турбине  с  индексом  «1»  на  режимах  с
полной  тепловой  нагрузкой,  но  более  эконо¬
мична  при  снижении  тепловой  нагрузки  на
конденсационных  режимах  (конденсационная
мощность  125  МВт).  Во  встроенном  пучке  кон¬
денсатора  на  режимах,  теплового  графика  мо¬
жет  подогреваться  подпиточная  вода.  Обе  мо¬
дификации  имеют  расчетную  температуру  ох¬
лаждающей  воды  27  °С.
 Турбины 	ПТ-30/35-90/10 	и
 ПТ-30/35-90/10-5  могут  устанавливаться  вме¬

ТУРБИНЫ  ЗАО  «УРАЛЬСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД)
 507
 сто  отработавших  ресурс  турбин  ВПТ-25-3  и
ВПТ-25-4  на  существующий  фундамент  либо
размещаться  на  аналогичный  фундамент  при
новом  строительстве.  По  сравнению  с  турби¬
нами  ВПТ-25-3  и  ВПТ-25-4  турбины
ПТ-30/35-90/10  и  ПТ-30/35-90/10-5  обладают
большей  электрической  и  тепловой  мощно¬
стью,  повышенной  экономичностью,  усовер¬
шенствованными  системами  автоматического
регулирования  и  защиты,  в  том  числе  нали¬
чием  гидравлической  системы  защиты  отбо¬
ров.  Они  выполнены  с  одноступенчатым  по¬
догревом  сетевой  воды.
 Поддержание  заданного  давления  в  произ¬
водственном  и  отопительном  отборах  пара  про¬
изводится  регулирующими  поворотными  диа¬
фрагмами.  Диапазон  давлений  производствен¬
ного  и  отопительного  отборов  пара  обеспечива¬
ется  во  всем  регулировочном  диапазоне  нагру¬
зок  (30...  100%  расхода  пара  на  турбину).  Номи¬
нальное  давление  пара  в  производственном  от¬
боре  равно  0,98  МПа.  По  производственному
отбору  допускается  параллельная  работа  с  дру¬
гими  источниками  пара  (турбиной  РОУ)  на  об¬
щий  коллектор.  Максимальная  отопительная
нагрузка  составляет  92  т/ч.  Максимальная  мощ¬
ность  турбины  достигается  при  отборе  пара  на
производство  135  т/ч  во  всем  допустимом  диа¬
пазоне  давлений  в  производственном  отборе  и
при  отопительном  отборе,  равном  нулю,  а  также
при  максимальном  отопительном  отборе  и  не¬
которой  величине  производственного  отбора.
 Паротурбинные  установки  с  противодавле¬
нием.  Они  предназначены  для  привода  турбо¬
генератора  с  частотой  вращения  3000  мин-1.
Паровые  турбины  с  противодавлением
Р-102/107-130/15-2,  Рп-105/125-130/30/8  и
Рп-80-130/8-3  предназначены  для  установки
на  крупных  промышленно-отопительных  ТЭЦ
большой  производственной  нагрузки
 Регулируемый  отбор  пара  на  производст¬
венные  нужды  давлением  2,9...3,7  МПа  за
седьмой  ступенью  поддерживается  регулято¬
ром  давления  за  защитно-регулирующим  кла¬
паном,  устанавливаемым  на  трубопроводе  от¬
бора.  Допускается  параллельная  работа  турбин
по  производственному  отбору  и  противодавле¬
нию  с  другими  источниками  пара.
 Номинальная  мощность  турбин
Р-102/107-130/15-2  и  Рп-80-130/8-3  обеспечива¬
ется  при  номинальных  параметрах  свежего  пара,
противодавлении  и  отсутствии  производствен¬
ного  отбора  пара  за  седьмой  ступенью  турбины,
а  турбины  Рп-105/125-130/30/8  —  при  произ¬
 водственном  отборе  за  седьмой  ступенью  турби¬
ны  270  т/ч.  Максимальная  мощность  турбин
достигается  при  нулевом  производственном  от¬
боре  за  седьмой  ступенью  и  противодавлении
1,18  МПа  для  турбины  Р-102/107-130/15-2
и  0,79  МПа  для  турбин  Рп-105/125-130/30/8  и
Рп-80-130/8-3.  Подогрев  питательной  воды  осу¬
ществляется  в  трех  подогревателях  за  счет  отбо¬
ров  пара  из  турбины.
 Паровая  турбина  с  противодавлением
Р-40-130/31  при  противодавлении  2,84  МПа
развивает  мощность  43  МВт,  а  при  противо¬
давлении  3,53  МПа  —  36  МВт.  Турбина  допус¬
кает  возможность  параллельной  работы  по
противодавлению  с  другими  турбинами,  РОУ
или  котлами.
 Это  одноцилиндровый  агрегат  с  девятью
ступенями  (двухвенечная  регулирующая  сту¬
пень  и  восемь  ступеней  давления).  Она  созда¬
на  на  базе  ЦВД  турбины  Т-100-130.  Свежий
пар  подводится  к  отдельно  стоящему  стопор¬
ному  клапану,  откуда  по  перепускным  трубам
поступает  к  четырем  регулирующим  клапанам,
расположенным  в  паровых  коробках,  вварен¬
ных  в  паровпускную  часть  цилиндра.
Фикс-пункт  турбины  расположен  на  раме  зад¬
него  подшипника,  расширение  агрегата  про¬
исходит  в  сторону  переднего  подшипника.
 Подогрев  питательной  воды,  поступаю¬
щей  из  деаэратора  (0,59  МПа),  осуществляется
в  двух  ПВД.  Для  конденсации  пара  уплотне¬
ний  турбины  служит  сальниковый  подогрева¬
тель;  для  отсоса  воздуха  из  сальникового  по¬
догревателя  устанавливается  пароструйный
эжектор;  для  отсоса  воздуха  из  концевых  ка¬
мер  уплотнений  предусмотрен  пароструйный
эжектор  уплотнений.
 Паровую  турбину  с  противодавлением
Р-20-130/50  можно  устанавливать  вместо  тур¬
бин,  отработавших  ресурс,  при  техническом
перевооружении  ТЭЦ,  а  также  при  ее  расши¬
рении  и  новом  строительстве.
 Номинальный  режим  соответствует  но¬
минальному  расходу  свежего  пара,  номиналь¬
ному  противодавлению,  при  этом  обеспечива¬
ется  номинальная  мощность  и  расход  пара  на
производство  (за  вычетом  отборов  пара  на
ПВД)  293,5  т/ч.  Максимальная  мощность  тур¬
бины  24  МВт  обеспечивается  при  максималь¬
ном  расходе  пара  на  турбину  и  при  противо¬
давлении  4,4  МПа.  При  противодавлении
5,4  МПа  мощность  турбины  равна  19,5  МВт.
 Турбина  обладает  высокой  экономично¬
стью,  которая  обеспечивается  наличием  одно¬

508
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 венечной  регулирующей  ступени,  применени¬
ем  осерадиальных  надбандажных  уплотнений,
аэродинамически  совершенных  регулирующих
клапанов  и  облопачивания,  а  также  выполне¬
нием  схемы  самоуплотнения.
 Это  одноцилиндровый  агрегат  с  семью
ступенями  (одновенечной  регулирующей  сту¬
пенью  и  шестью  ступенями  давления).  Цель¬
нокованый  ротор  соединен  с  ротором  генера¬
тора  жесткой  муфтой.  Цилиндр  для  повыше¬
ния  маневренности  выполнен  двухкорпусным,
противоточным,  в  наружном  корпусе  располо¬
жены  две  ступени  правого  вращения.  Плос¬
кость  фикс-пункта  проходит  через  оси  попе¬
речных  шпонок  корпуса  заднего  подшипника.
Тепловое  перемещение  статора  турбины  про¬
исходит  в  основном  в  сторону  переднего  под¬
шипника.
 Свежий  пар  подводится  от  отдельно  стоя¬
щего  стопорного  клапана  по  четырем  перепу¬
скным  трубам  к  четырем  регулирующим  клапа¬
нам,  установленным  на  цилиндре.  Стопорный
клапан  с  автозатвором  полностью  унифициро¬
ван  с  клапаном  турбины  Т-110/120-130-5.  06-
лопачивание  цилиндра  унифицировано  частич¬
но  с  облопачиванием  ЦВД  этой  же  турбины.
 Конденсационные  паротурбинные  установ¬
ки  (табл.  2.7.27).  Конденсационные  паровые
 турбины  К-220-130,  К-120-130  и  К-60-90  мо¬
гут  устанавливаться  вместо  турбин,  отработав¬
ших  ресурс  при  техническом  перевооружении
КЭС,  а  также  при  их  расширении  и  новом
строительстве.  В  них  предусмотрен  отбор  пара
на  собственные  нужды  КЭС.
 Турбина  К-220-130  с  промперегревом  па¬
ра  создана  на  базе  Т-185/220-130-2  и
Т-250/300-240.  Отбор  пара  на  собственные  ну¬
жды  КЭС  производится  из  холодной  нитки
промперегрева  пара  (после  ЦВД)  до  40  т/ч
давлением  2,26  МПа.
 Трехцилиндровая  турбина  имеет  32  сту¬
пени.  ЦВД  выполнен  двухкорпусным,  проти¬
воточным,  аналогично  ЦВД  турбины
Т-185/220-130-2.  Во  внутреннем  корпусе  рас¬
положены  одновенечная  регулирующая  сту¬
пень  и  пять  ступеней  давления  левого  враще¬
ния,  в  наружном  —  пять  ступеней  правого
вращения.
 Из  ЦВД  пар  по  двум  трубопроводам  на¬
правляется  на  промперегрев,  после  которого
поступает  к  двум  блокам  клапанов  ЦСД,  по¬
следние  полностью  унифицированы  с  клапа¬
нами  турбины  Т-250/300-240.  В  ЦСД  располо¬
жены  13  ступеней  давления.  ЦНД  выполнен
двухпоточным  (в  каждом  потоке  по  четыре
ступени  давления).  Выпускные  части  унифи¬
 2.7.27.  Техническая  характеристика  конденсационных  паровых  турбин
 Показатель
 К-220-130
 К-120-130
 К-60-90
 Мощность,  МВт
 220
 120
 60(63)
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
 12,8
 8,8
 температура,  °С
 540
 555
 535  (500)
 Максимальный  расход  свежего  пара,  т/ч
 670
 460
 240  (265)
 Параметры  пара  после  промперегрева:
давление,  МПа
температура,  °С
 2,1
 540
 —
 —
 Гидравлическое  сопротивление  водяного  тракта  конденса¬
тора,  МПа
 0,059
 0,059
 5,7
 Длина  рабочей  части  лопатки  последней  ступени,  мм
 940
 830
 550
 Температура  воды,  °С:
питательной
 231
 226
 217  (227)
 охлаждающей
 20
 Расход  охлаждающей  воды  через  конденсатор,  тыс.  т/ч
 27
 13,5
 8

ТУРБИНЫ  ЗАО  «УРАЛЬСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 509
 цированы  с  турбиной  Т-250/300-240.  Облопа-
чивание  ЦВД  такое  же,  как  турбины
Т-185/220-130-2,  ЦСД  частично  унифицирова¬
но  с  облопачиванием  ЦСД-1  турбины
Т-250/300-240  и  типа  Т-185,  а  ЦНД  такое  же,
как  у  турбины  Т-250/300-240.
 Подогрев  питательной  воды  осуществля¬
ется  в  основном  эжекторе,  эжекторе  уплотне¬
ний,  четырех  ПНД,  деаэраторе  (0,59  МПа)  и
трех  ПВД.  Маслобак  с  маслоохладителями,
конденсаторная  группа,  эжекторы  полностью
соответствуют  турбине  Т-185/220-130.
 Турбина  К-120-130  создана  на  базе  про¬
веренных  в  длительной  эксплуатации  тур¬
бин  Т-110/120-130-5  и  ПТ-140/165-130/15-2:
ЦВД  аналогичен  ЦВД  турбины
ПТ  -140/165-130/15-2,  последние  ступени
ЦНД  и  конденсатор  полностью  соответству¬
ют  турбине  ПТ-140/165-130/15-2,  литая
часть  ЦНД  и  все  ступени  этого  цилиндра,
кроме  последних  трех  ступеней,  маслобак  с
маслоохладителями,  эжекторы  унифициро¬
ваны  с  турбиной  Т-110/120-130-5.
 Отбор  пара  на  собственные  нужды  КЭС
осуществляется  из  ресивера  ЦВД-ЦНД  (до  30
т/ч  давлением  2,84  МПа).
 Двухцилиндровая  турбина  имеет  26  сту¬
пеней.  ЦВД  выполнен  двухкорпусным,  проти-
воточным.  Во  внутреннем  корпусе  расположе¬
ны  одновенечная  регулирующая  ступень  и
пять  ступеней  давления  левого  вращения,  в
наружном  —  три  ступени  правого  вращения.
В  ЦНД  расположено  17  ступеней  давления.
В  ЦВД  предусмотрена  схема  самоуплотнения:
часть  пара  после  шестой  и  девятой  ступеней
ЦВД  дросселируется  в  концевых  уплотнениях
цилиндра  и  отсасывается  в  эжектор  уплотне¬
ний.  На  основных  режимах  работы  турбины
пар  из  предпоследних  камер  концевых  уплот¬
нений  ЦВД  отводится  в  коллектор  деаэратора,
вытесняя  тем  самым  часть  пара,  подводимого
из  этого  коллектора  в  первые  камеры  передне¬
го  и  заднего  уплотнений  ЦНД.
 Подогрев  питательной  воды  осуществля¬
ется  в  основном  эжекторе,  эжекторе  уплотне¬
ний,  четырех  ПНД,  деаэраторе  (0,59  МПа)  и
двух  ПВД.
 Турбина  К-60-90  создана  на  базе  ПТ-30-90
и  Т-50/60-130:  литая  часть  цилиндра  и  первые
16  ступеней  ЧВД  полностью  соответствуют
улучшенному  варианту  турбины  ПТ-30-90;  сту¬
пени  ЧНД,  выпускная  часть,  конденсатор,
эжекторы,  маслобак  с  маслоохладителями  такие
же,  как  у  турбины  Т-50/60-130.
 Отбора  пара  на  собственные  нужды  КЭС
возможен  после  16-й  ступени  (до  20  т/ч  давле¬
нием  0,98  МПа).
 Одноцилиндровая  турбина  имеет  25  сту¬
пеней.  Одновенечная  регулирующая  ступень  и
15  ступеней  давления  выполнены  как  одно  це¬
лое  с  ротором,  девять  ступеней  насадных.  Ро¬
тор  турбины  соединен  с  ротором  генератора
жесткой  муфтой.  Свежий  пар  подводится  к
стопорному  клапану,  который  вместе  с  автоза¬
твором  унифицирован  с  клапаном  турбины
ПТ-30-90.
 Подогрев  питательной  воды  осуществля¬
ется  последовательно  в  основном  эжекторе,
эжекторе  уплотнений,  трех  ПНД,  деаэраторе
(0,59  МПа)  и  двух  ПВД.
 Турбины  «мятого»  пара  (табл.  2.7.28).  Тур¬
бины  «мятого»  пара  могут  работать  на  паре  не¬
посредственно  из  выпуска  противодавленче-
ской  турбины  или  из  станционного  коллекто¬
ра,  от  коллекторов  отопительных  или  произ¬
водственных  отборов  турбин  типов  ПР,  ПТР,
TP,  Р,  ПТ,  П  и  Т,  когда  они  не  загружены  по
прямому  назначению,  при  этом  у  турбин,  ра¬
ботающих  от  коллектора  производственного
отбора,  может  быть  организован  отбор  пара
для  отопления.  Установка  турбин  «мятого»  па¬
ра  позволяет  полностью  загрузить  имеющиеся
на  ТЭЦ  турбины,  обеспечивая  при  этом  их  ра¬
боту  в  наиболее  экономичном  режиме.  При
этом  электрическая  мощность  ТЭЦ  увеличи¬
вается  за  счет  утилизационных  турбин  при  от¬
носительно  невысоких  затратах,  так  как  не
требуется  установка  новых  энергетических
котлов.  Параметры  «мягкого»  пара  у  этих  тур¬
бин  1,6  МПа  и  285  °С,  у  турбины  Т-65/70-2,9
2,9  МПа  и  370  °С.
 Турбины  Т-65/70-2,9  и  ТР-65-2,9  могут
эксплуатироваться  на  отработавшем  паре  турби¬
ны  Р-40-130/31.  В  них  предусмотрена  возмож¬
ность  работы  с  одноступенчатым  и  двухступен¬
чатым  подогревом  сетевой  воды  при  регулируе¬
мом  давлении  в  отопительных  отборах  соответ¬
ственно  0,049...0,196  и  0,059...0,245  МПа.
 Для  предотвращения  повышения  давле¬
ния  в  камерах  отборов  сверх  допустимого  зна¬
чения  обе  турбины  оснащены  гидравлической
системой  защиты  отборов  с  предохранитель¬
ными  регуляторами,  что  позволяет  вместо
больших  предохранительных  клапанов  отопи¬
тельного  отбора  устанавливать  клапаны  про¬
пускной  способностью,  соответствующей  рас¬
ходу  при  холостом  ходе  турбины.  Системы  ре¬
гулирования  турбин  электрогидравлические.

510
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 2.7.28.  Техническая  характеристика  турбин  «мятого»  пара
 Турбина
 Мощность,
 МВт
 Расход  пара,
т/ч
 Тепловая
 нагрузка,
 ГДж/ч
 Длина  лопатки
последней
ступени,  мм
 Расход
охлаждающей
воды,  тыс.  т/с
 Т-65/70-2,9
 65
 425
 765
 550
 8
 ТР-65-2,9
 375
 —
 Т-70/110-1,6
 70
 650
 1170
 660
 27
 ТР-70-1,6
 1250
 375
 —
 Т-35/55-1,6
 39
 325
 586
 660
 13,5
 ТР-35-1,6
 35
 305
 —
 К-110-1,6
 110
 650
 660
 27
 К-55-1,6
 55
 325
 13,5
 Одноцилиндровая  турбина  Т-65/70-2,9
выполнена  на  базе  ЦНД  турбины
Тп-115/125-130-1.  Корпус  состоит  из  трех  час¬
тей:  паровпускной  (литой),  средней  и  выход¬
ной  (сварных).  Все  части  соединены  верти¬
кальными  фланцами.  Выходная  часть  опирает¬
ся  на  заднюю  и  две  передние  фундаментные
рамы.  В  последних  предусмотрены  пазы  для
установки  поперечных  шпонок,  образующих
фикс-пункт  турбины.  В  блоке  переднего  под¬
шипника  размещены  узлы  регулирования,  на¬
сосная  группа,  автомат  безопасности,  датчики
прогиба  ротора,  опорный  и  опорно-упорный
вкладыши.  Турбина  имеет  16  ступеней,  обло-
пачивание  которых  полностью  унифицирова¬
но  со  ступенями  турбины  Т-110/120-130-5.
 Из  корпуса  турбины  осуществляется  от¬
бор  пара  на  два  ПВД  и  четыре  ПНД,  а  также
горизонтальный  подогреватель  сетевой  воды.
Возможна  поставка  с  турбиной  подогревателя
ПСГ-3000  на  давление  по  воде  1,12  МПа.
 Одноцилиндровая  турбина  ТР-65-2,9  вы¬
полнена  на  базе  ЦСД  турбины  ТР-110-130  с
установкой  перед  ней  стопорно-регулирующе-
го  клапана.  Для  нее  используются  сальнико¬
вый  подогреватель  и  эжектор  уплотнений  тур¬
бины  ТР-110-130,  охлаждаемые  сетевой  водой.
Турбина  имеет  14  ступеней.
 Турбины  Т-70/110-1,6  и  ТР-70-1,6  могут
эксплуатироваться  на  отработавшем  паре  тур¬
бин  Р-100-130/15,  а  также  на  паре  от  станци¬
онного  коллектора.  Надежная  эксплуатация
турбин  обеспечивается  при  температуре  посту¬
пающего  пара  до  400  °С.
 Двухцилиндровая  турбина  Т-70/110-1,6
создана  на  базе  ЦСД  и  ЦНД  турбины
Тп-185/215-130-4.  Одноступенчатый  подогрев
сетевой  воды  осуществляется  с  регулируемым
давлением  0,049...0,196  МПа,  а  двухступенча¬
тый  —  с  давлением  0,059...0,245  МПа.  Макси¬
мальная  мощность  турбины  на  чисто  конденса¬
ционном  режиме  составляет  110  МВт.  Турбина
имеет  девять  ступеней  в  ЦВД  и  четыре  ступени
в  ЦНД.  Для  нее  могут  быть  применены  подог¬
реватели  ПСГ-4900  или  ПСГ-5000.  Она  может
быть  переведена  в  чисто  конденсационный  ре¬
жим  типа  К-110-1,6  путем  частичной  модерни¬
зации  ЦНД.  Подвод  пара  к  турбине  осуществ¬
ляется  четырьмя  трубопроводами  от  двух  от¬
дельно  стоящих  стопорно-регулирующих  кла¬
панов.  Турбина  снабжена  конденсаторной
группой  суммарной  площадью  поверхности  ох¬
лаждения  12  тыс.  м2,  с  последовательным  про¬
пуском  охлаждающей  воды.  Система  регенера¬
ции  состоит  из  четырех  ПНД.
 Турбина  ТР-70-1,6  имеет  одноступенча¬
тый  подогрев  сетевой  воды  с  диапазоном  регу¬
лирования  противодавления  0,059...0,294  МПа.
В  одноцилиндровой  турбине  цилиндр  выпол¬
нен  сварнолитым:  с  литой  паровпускной  ча¬
стью,  унифицированной  с  литой  частью  ЦСД
турбины  Т-185/220-130-2,  и  со  сварной  выход¬
ной  частью,  которые  соединены  между  собой
вертикальными  фланцами.  Турбина  имеет  семь
ступеней  давления,  облопачивание  которых
полностью  унифицировано  со  ступенями  тур¬
бины  Т-185/220-130-2.  Подвод  пара  к  турбине
осуществляется  четырьмя  трубопроводами  от

ТУРБИНЫ  ЗАО  «УРАЛЬСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 511
 двух  отдельно  стоящих  стопорно-регулирую-
щих  клапанов.  Из  литой  части  турбины  выпол¬
нены  отборы  к  двум  подогревателям  ПНД  и
одному  ПСГ.  Турбина  может  комплектоваться
подогревателями  ПСГ-5000  на  давление  воды
0,8  МПа  или  ПСГ-4900  на  давление  воды
1,12  МПа.
 Максимальный  расход  воды  через  ПСГ
составляет  8  тыс.  м3/ч.  Обе  турбины  типа  Т-70
и  ТР-70  могут  быть  оснащены  гидравлической
системой  защиты  отборов,  как  и  турбины  ти¬
пов  ТР-65  и  Т-65.
 Турбина  ТР-70-1,6  может  быть  установ¬
лена  на  фундаменте  турбины  Р-100-130/15.
Поэтому  при  наличии  на  ТЭЦ  двух  турбин  ти¬
па  Р-100  одна  из  них  может  быть  демонтиро¬
вана,  а  вместо  нее  установлена  турбина
ТР-70-1,6.  Для  ТР-70-1,6  могут  быть  исполь¬
зованы  генератор,  маслобак  с  маслоохладите¬
лями,  эжектор  и  сальниковый  подогреватель
турбины  типа  Р-100.  Система  регенерации  со¬
стоит  из  двух  ПНД.
 Турбины  Т-35/55-1,6  и  ТР-35-1,6  целесо¬
образно  устанавливать  на  ТЭЦ,  в  которых  по¬
требность  в  технологическом  паре  от  турбин
Р-100-130/15  ограничена  до  50%  его  номи¬
нального  расхода.  Они  имеют  одноступенча¬
тый  подогрев  сетевой  воды  с  диапазоном  регу¬
лируемого  давления  отопительного  отбора
0,059...0,245  МПа.  Турбины  одноцилиндровые:
турбина  Т-35/55-1,6  имеет  11  ступеней,  а
ТР-35-1,6  —  семь.  Максимальная  мощность
турбины  Т-35/55-1,6  55  МВт  достигается  на
конденсационном  режиме.
 Обе  турбины  созданы  на  базе  ЦНД  турби¬
ны  ПТ-140/165-130/15-3.  Пар  к  турбине  подво¬
дится  от  стопорного  клапана  к  четырем  регули¬
рующим  клапанам,  размещенным  на  корпусе.
С  турбиной  могут  быть  поставлены  сетевые  по¬
догреватели  ПСГ-1300  на  давление  сетевой  во¬
ды  0,8  МПа  или  ПСГ-1250  на  давление  сетевой
воды  1,12  МПа  с  расходом  3000  м3/ч,  или
ПСГ-2300  с  расходом  до  4500  м3/ч.  Гидравли¬
ческая  система  защиты  отборов  с  предохрани¬
тельными  регуляторами  такая  же,  как  для  тур¬
бин  Т-65  и  ТР-65.  Система  регенерации  турби¬
ны  Т-35/55-1,6  состоит  из  четырех  ПНД,  а  тур¬
бины  ТР-35-1,6  —  из  двух  ПНД.
 В  конденсационных  турбинах  К-55-1,6  и
К-110-1,6  предусмотрена  возможность  отбора
пара  на  теплофикацию  для  одноступенчатого
подогрева  сетевой  воды.
 Паровые  турбины  для  парогазовых  устано¬
вок  (табл.  2.7.29).  Паровые  теплофикационные
 турбины  Т-150-8  и  КТ-150-8  предназначены
для  ПГУ-450.  В  состав  ПГУ  входят  две  газовые
турбины  номинальной  мощностью  150  МВт,
два  котла-утилизатора  и  одна  паровая  турбина
с  частотой  вращения  ротора  50  с-1.
 Паровые  теплофикационные  турбины
Т-150-8  и  КТ-150-8  являются  двухцилиндро¬
выми,  а  различаются  конструкцией  ЦНД  при
одинаковых  габаритных  размерах,  что  позво¬
ляет  использовать  для  обоих  вариантов  турбин
один  и  тот  же  фундамент.
 ЦВД  выполнен  двухкорпусным  и  макси¬
мально  унифицирован  с  ЦВД  турбины
Р-105/125-130/30.  ЦНД  турбины  КТ-150-8,
имеющий  ограниченную  тепловую  нагрузку,
выполнен  без  регулирующей  ступени,  в  каж¬
дом  потоке  ЦНД  размещены  три  ступени.
ЦНД  турбины  Т-150-8  имеет  в  каждом  потоке
по  две  ступени,  одна  из  которых  является  ре¬
гулирующей.
 В  турбине  КТ-150-8,  предусмотрен  двух¬
ступенчатый  подогрев  сетевой  воды  до  125  °С.
В  подогреватель  ПСГ-2  подается  пар  из  трубо¬
провода  подвода  вторичного  пара  котлов-ути¬
лизаторов,  отбор  на  ПСГ-1  осуществлен  после
18-й  ступени.  Регулирование  температуры  по¬
догрева  сетевой  воды  при  двухступенчатом  по¬
догреве  осуществляется  клапанами,  установ¬
ленными  на  трубопроводах  подвода  пара  к
ПСГ-2.  При  одноступенчатом  подогреве  сете¬
вой  воды  регулирование  ее  температуры  осу¬
ществляется  обводом  части  воды  помимо
ПСГ-1  клапаном,  установленным  на  трубо¬
проводе  ее  обвода.
 В  турбине  Т-150-8  конструктивно  обес¬
печена  возможность  трехступенчатого  подог¬
рева  сетевой  воды  до  150  °С.  Пар  к  ПСГ-1
подводится  из  выпуска  ЦВД,  к  ПСГ-2  —  после
18-й  ступени  ЦВД,  а  пиковая  ступень  подогре¬
ва  —  из  трубопровода  подвода  вторичного  па¬
ра  к  ЦВД  от  котлов-утилизаторов.  При  одно-
и  двухступенчатом  подогреве  сетевой  воды  ре¬
гулирование  ее  температуры  осуществляется
регулирующими  диафрагмами  ЦНД,  а  при
трехступенчатом  подогреве  —  регулирующими
клапанами,  установленными  на  трубопроводах
подвода  пара  к  ПСВ.
 Конденсаторная  группа  состоит  из  двух
конденсаторов,  соединенных  последовательно
по  воде,  что  обеспечивает  высокую  экономич¬
ность  на  конденсационных  режимах.  Конден¬
саторная  группа  полностью  унифицирована  с
турбиной  типа  Тп-185.  В  них  имеются  встроен¬
ные  пучки  для  подогрева  подпиточной  воды.

2.7.29.  Техническая  характеристика  паровых  турбин  для  парогазовых  установок
 512
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Показатель  Т-150-8  КТ-150-8  Т-55/70-7  Т-40-7,5  Т-35/50-7,2  Т-22/26-4  Т-53/67-8  Т-78/96-6,8  К-100-6,8
 Мощность,  МВт
 Параметры  пара
контура  высокого
давления:
давление,  МПа
температура,  °С
 Номинальный
расход  пара  ВД,
т/ч
 Тепловая  нагруз¬
ка,  ГДж/ч
 Давление  пара  в
регулируемом  от¬
боре,  МПа:
третьем
втором
первом
 Длина  рабочей
части  лопатки  по¬
следней  ступени,
мм
 Расход  охлаждаю¬
щей  воды  через
конденсатор,
тыс.  т/ч

ТУРБИНЫ  ЗАО  «УРАЛЬСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 513
 Паровая  теплофикационная  турбина
Тп-120/120-130-11  разработана  применительно
к  парогазовому  моноблоку  ПГУ-160,  состоя¬
щему  из  малогабаритного  котла  Е-500,  ГТУ  и
паровой  турбины.  Этот  блок  является  реализа¬
цией  сбросной  схемы  парогазового  блока.
В  котле  отсутствует  воздухоподогреватель,  а
для  утилизации  теплоты  уходящих  газов  вме¬
сто  него  в  дополнительной  конвективной  шах¬
те  установлены  газоводяные  подогреватели:
для  ПНД,  включенный  в  схему  конденсатного
тракта  турбины,  а  для  ПВД,  включенный  в  пи¬
тательный  тракт,  вместо  регенеративных  ПВД
турбины.  Турбина  разработана  на  основе  схе¬
мы  и  конструкции  турбины  Т-110/120-130-5.
По  сравнению  с  серийной  турбиной  в  схему
внесены  следующие  изменения:  исключены
регенеративные  ПВД  и  частично  ПНД;  ис¬
ключен  регенеративный  отбор  пара  за  11-й
ступенью  турбины;  предусмотрена  установка
защитно-регулирующего  клапана  пропускной
способностью  70  т/ч  на  трубопроводе  первого
отбора,  выполненного  из  ресиверных  труб  на
выпуске  ЦВД  и  предназначенного  для  внеш¬
него  производственного  потребления;  увели¬
чена  максимальная  электрическая  мощность
турбины  до  120  МВт  при  расчетном  отпуске
теплоты  и  сохранении  максимального  расхода
свежего  пара;  внесены  изменения  в  схему  кон¬
денсатного  тракта.
 Предусмотрена  эксплуатация  блока  в  ре¬
жиме  ПГУ  в  диапазоне  нагрузок  50...  100%.
Возможна  работа  паротурбинной  части  в  авто¬
номном  режиме  при  ограниченной  электриче¬
ской  нагрузке.
 Турбина  Т-40-7,5  предназначена  для  ра¬
боты  в  составе  ПГУ-130  с  двумя  газовыми  тур¬
бинами  мощностью  45  МВт  каждая  и  двумя
котлами-утилизаторами.  Кроме  того,  преду¬
смотрена  возможность  эксплуатации  турбины
с  давлением  свежего  пара  8,8  МПа  при  приме¬
нении  ее  для  технического  перевооружения  на
ТЭЦ  с  серийными  котлами.
 Эффективная  работа  турбины  возможна
при  разных  сочетаниях  тепловой  и  электриче¬
ской  нагрузки  и  при  различных  условиях  работы
тепловых  сетей,  отличающихся  температурой
подогрева  и  количеством  сетевой  воды.  В  усло¬
виях  ПГУ  турбина  может  эксплуатироваться  с
частыми  изменениями  электрической  нагрузки,
в  том  числе  с  ежесуточным  ночным  разгружени-
ем  при  сохранении  тепловой  нагрузки.
 Турбина  Т-40-7,5  одноцилиндровая.  Ци¬
линдр  состоит  из  литой  паровпускной  части
 наружного  корпуса,  литого  внутреннего  кор¬
пуса,  сварных  конструкций  ЧСД  и  выпускной
части  наружного  корпуса.  Внутренний  корпус
имеет  безобоймовую  конструкцию.  Парорас¬
пределение  выполнено  дроссельным.  Свежий
пар  подводится  к  отдельно  стоящему  стопор-
но-регулирующему  клапану  и  от  него  четырь¬
мя  трубами  (симметрично  по  две)  к  узлам
паровпуска,  установленным  в  верхней  и  ниж¬
ней  половинах  цилиндра.  При  скользящем
давлении  турбина  не  имеет  регулирующей  сту¬
пени  ЧВД.  За  ступенями  внутреннего  корпуса
ЦВД  обеспечивается  отбор  пара  до  30  т/ч  на
собственные  нужды  ТЭЦ  давлением  1,27  МПа
в  диапазоне  нагрузок  50...  100%.
 За  16-й  ступенью  турбины  давлением  пара
0,9  МПа  (отвечает  параметрам  вторичного  пара
котла-утилизатора)  обеспечивается  возмож¬
ность  подогрева  сетевой  воды  в  третьей  ступе¬
ни  подогрева  (пиковом  подогревателе  сетевой
воды  ПСВ)  до  150  °С.  За  21-й  ступенью  турби¬
ны  осуществляется  отбор  пара  на  подогрева¬
тель  ПСГ-2.  Далее  расположены  три  ступени
промежуточного  отсека,  после  которых  осуще¬
ствляется  отбор  пара  на  ПСГ-1,  и  затем  три
ступени  ЦНД.  При  одно-  и  двухступенчатом
подогреве  сетевой  воды  регулирование  отопи¬
тельных  отборов  осуществляется  с  помощью
регулирующей  диафрагмы  ЧНД,  расположен¬
ной  перед  ней.  При  трехступенчатом  подогреве
сетевой  воды  регулирование  ее  температуры
осуществляется  с  помощью  регулирующего
клапана,  установленного  на  трубопроводе  отбо¬
ра  пара  к  третьей  ступени  подогрева  (к  ПСВ).
 Турбина  снабжена  современной  системой
автоматического  управления  и  диагностики,
разработанной  на  базе  современной  микро¬
процессорной  техники  и  являющейся  частью
общей  системы  ПГУ.
 Паровая  теплофикационная  турбина
Т-35/50-7,2  входит  в  состав  ПГУ-170  кроме  га¬
зовой  турбины  и  котла-утилизатора.  Одноци¬
линдровая  турбина  выполнена  на  базе  турби¬
ны  Т-40-7,5.  Существует  два  варианта  ее  ис¬
полнения  с  одинаковой  проточной  частью:  с
радиальным  и  осевым  выпуском.  При  ради¬
альном  выпуске  конденсатор  с  площадью  по¬
верхности  охлаждения  3100  м2  расположен  по¬
перек  машинного  зала  (рис.  2.7.4),  а  при  осе¬
вом  —  вдоль  турбины.  При  осевом  выпуске
появляется  вал-проставка  и  турбина  удлиняет¬
ся  на  2,15  м.
 Регулирование  тепловой  нагрузки  отопи¬
тельных  отборов  осуществляется  с  помощью

514
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Рис.  2.7.5.  Паровая  теплофикационная  турбина  Т-35/50-7,2  УТЗ  с  радиальным  выпуском  для  ПГУ-170
 регулирующей  диафрагмы  25-й  ступени.  Кон¬
денсатор  имеет  встроенный  пучок  для  пропус¬
ка  сетевой  или  подпиточной  воды,  что  позво¬
ляет  на  теплофикационных  режимах  осущест¬
влять  утилизацию  теплоты  вентиляционного
расхода  пара  ступеней  ЧНД,  а  также  эжекто¬
ров  и  охладителей,  конденсат  которых  сбрасы¬
вается  в  конденсатор  через  линию  рециркуля¬
ции.  Перед  ПСГ-1  установлен  охладитель  вы-
пара,  не  соединенный  с  проточной  частью
турбины.  Выпар  в  охладитель  поступает  из
расширителя,  откуда  коцденсат  обоих  ПСГ  и
охладителя  откачивается  в  линию  подачи  кон¬
денсата  в  котел-утилизатор.  Такая  схема  по¬
зволяет  не  устанавливать  обратные  клапаны  на
трубопроводах  подвода  пара  к  ПСГ,  что  повы¬
шает  экономичность  турбоустановки.  В  каче¬
стве  ПСГ  могут  быть  использованы  ПСГ-1300
на  давление  по  воде  0,79  МПа  или  ПСГ-1250
на  давление  по  воде  1,12  МПа  с  расходом  се¬
тевой  воды  3000  м3/ч.
 Одноцилиндровая  паровая  теплофикаци¬
онная  турбина  Т-22/26-4  предназначена  для
работы  в  составе  ПГУ-90,  в  которую  входят
две  газовые  турбины  и  два  котла-утилизатора.
Литая  часть  наружного  корпуса  и  внутренний
корпус  полностью  унифицированы  с  турбиной
Т-40-7,5.  Во  внутреннем  корпусе  расположены
десять  ступеней  давления,  в  наружном  —
15  ступеней.  Ступень  23-я  —  регулирующая.
В  камеру  после  14-й  ступени  подводится  пар
от  котлов-утилизаторов.  Из  камеры  после  20-й
ступени  осуществляется  отбор  пара  на  ПСГ-2,
а  после  22-й  ступени  —  на  ПСГ-1.  Турбина
комплектуется  конденсатором  с  площадью  по¬
верхности  охлаждения  1750  м2.  Тепловая  схема
 аналогична  тепловой  схеме  для  турбин
Т-35/50-7,2.
 Двухцилиндровая  паровая  теплофикаци¬
онная  турбина  Т-55/70-7  предназначена  для  ра¬
боты  в  составе  ПГУ-180,  а  турбина  Т-53/67-8  —
в  составе  ПГУ-230.
 Ротор  ЦВД  выполнен  с  цельноковаными
дисками,  а  ЦНД  —  с  насадными.  Пар  от  котла
поступает  в  ЦВД  через  отдельно  стоящий  блок
стопорно-регулирующих  клапанов.  Для  подог¬
рева  сетевой  воды  используются  подогреватели
ПСГ-1300  с  расходом  сетевой  воды  до  3000  м3/ч.
 Двухцилиндровые  паровые  турбины
К-100-6,8  и  Т-78/96-6,8  предназначены  для
работы  в  составе  ПГУ-325  с  двумя  газовыми
турбинами,  двумя  котлами-утилизаторами  и
тремя  генераторами.
 ЦВД  имеет  13  ступеней,  ЦНД  —  семь  у
турбины  К-100-6,8  и  8  —  у  турбины  Т-78/96-6,8.
 Двухкорпусный  ЦВД  полностью  унифи¬
цирован  с  ЦВД  турбин  ПТ-140/165-130/15  и
Т-185/220-130.  Во  внутреннем  корпусе  распо¬
ложены  одновенечная  регулирующая  ступень
и  шесть  ступеней  давления,  в  наружном  —
шесть  ступеней  давления.  Все  ступени  снабже¬
ны  высокоэкономичными  осерадиальными
бандажными  уплотнениями.  Роторы  турбины
соединены  между  собой  и  с  ротором  генерато¬
ра  жесткими  муфтами.
 Конденсатор  имеет  встроенный  пучок  с
возможностью  пропуска  через  него  циркуля¬
ционной  или  подпиточной  воды.  В  турбоуста¬
новке  применены  два  основных  эжектора  и
один  эжектор  уплотнений  пароструйного  ти¬
па.  В  эжекторы  подается  пар  как  контура  ЧНД
котла,  так  и  пар  от  стационарного  коллектора.

ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ  АО  «ХАРЬКОВСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД)
 515
 Турбина  Т-78/96-6,8  отличается  от
К-100-6,8  наличием  двух  ступеней  промежу¬
точного  отсека  и  ЧНД,  длиной  рабочей  части
рабочей  лопатки  последней  ступени  ЧНД.  Она
комплектуется  двумя  подогревателями
ПСГ-2300.
 2.7.5. 	ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ  АО
«ХАРЬКОВСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 Паровые  турбины  завод  производит  с
1934  г.  Уже  в  довоенные  годы  он  выпускал  ти¬
хоходные  турбины  мощностью  50  МВт  по  типу
фирмы  «Дженерал  Электрик».  Положитель¬
ный  опыт  эксплуатации  первых  турбин  на  на¬
сыщенном  паре  предопределил  дальнейшее
его  развитие,  как  ведущего  предприятия  по
производству  паровых  турбин  для  АЭС.  По
конструктивному  исполнению  и  по  техни-
ко-экономическим  показателям  турбины  ти¬
пов  К-220-44,  К-750-65,  К-1000-60  находятся
на  уровне  лучших  мировых  образцов  и  явля¬
ются  основными  агрегатами,  вводимыми  на
электростанциях  СНГ  и  за  рубежом.  Перечень
конденсационных  турбин,  выпускаемых  АО
«ХТЗ»,  приведен  в  табл.  2.7.30.  Их  конструк¬
ция  позволяет  организовать  нерегулируемые
 отборы  пара  на  собственные  нужды  станции,  а
также  подогрев  сетевой  воды.
 Конденсационные  турбины  с  промперегре-
вом  пара.  Двух-,  трехцилиндровые  паровые  тер-
бины.  Трехцилиндровая  конденсационная  тур¬
бина  К-100-130  с  промперегревом  пара,  двух¬
поточным  выпуском  в  конденсатор  и  развитой
системой  регенеративного  подогрева  пита¬
тельной  воды  является  новой  модификацией
серии  надежных  и  экономичных  турбин  мощ¬
ностью  100  МВт.  Она  может  быть  модифици¬
рована  в  соответствии  с  потребностями  заказ¬
чика,  например,  с  организацией  нерегулируе¬
мого  теплофикационного  отбора  пара.
 Техническая  характеристика  турбины
 К-100-130  приведена  ниже.
 Мощность,  МВт 	 100
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа 	 12,7
 температура,  °С 	 540
 Параметры  пара  после  промперегрева:
 давление,  МПа 	 0,2
 температура,  °С 	 540
 Расход  свежего  пара,  т/ч 	 340
 Длина  рабочей  части  лопатки  последней
ступени,  мм 	 730
 2.7.30.  Типы  выпускаемых  АО  «ХТЗ»  конденсационных  турбин  с  промежуточным  перегревом  пара
 Частота  вращения,  мин  1
 3600
 3000
 1500
 3000
 Без  отборов  на  теплофикацию
 С  отборами
на  теплофикацию
 К-100-130
 К-165-130
 К-500-60
 К-310-240
 К-220-130
 К-170-130
 К-1000-60-1
 Тк-330-240
 К-220-44
 К-200-130
 К-1000-60-2
 К-500-65
 К-210-44
 К-220-130
 К-300-240
 К-310-240
 К-315-240
 К-320-240
 К-500-240
 К-500-65
 К-550-65
 К-750-65
 К-550-65
 КТ-1070-60*
 *  Частота  вращения  ротора  1500  мин  1.

516
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Номинальная  температура  охлаждающей
 воды,  °С 	 15
 Расход  охлаждающей  воды  через  конденса¬
тор,  тыс.  м3/ч,  не  более 	 17
 Гидравлическое  сопротивление  водяного
тракта  конденсатора,  МПа 	0,04
 Двухцилиндровые  конденсационные  тур¬
бины  К-220-130  и  К-200-130  имеют  конструк¬
тивную  схему  ЦВСД  +  ЦНД.  Эти  турбины
разработаны  для  экспорта  в  регионы  с  тропи¬
ческим  климатом.  На  рис.  2.7.5  показан  об¬
щий  вид  турбины  К-200-130.  Ниже  приведена
техническая  характеристика  турбин  (в  числи¬
теле  —  для  К-200-130,  а  в  знаменателе  —  для
 К-220-130).
 Мощность,  МВт 	 200/220
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа 		12,8
 температура,  °С 		540
 Параметры  пара  после  промперегрева:
 давление,  МПа 	2,51/2,63
 температура,  С 		540
 Номинальный  расход  свежего  пара,  т/ч  618/670
Длина  рабочей  части  лопатки  послед¬
ней  ступени,  мм 	 752/767
 Номинальная  температура  охлаждаю¬
щей  воды,  °С 		15/28
 Расход  охлаждающей  воды  через  кон¬
денсатор,  тыс.  м3/ч 	 25*/36,5
 Гидравлическое  сопротивление  водя¬
ного  тракта  конденсатора,  МПа 	 —/0,063
 * 	Предусмотрена  воздушно-конденсационная
установка.
 Трехцилиндровые  турбины  К-220-44  и
К-210-44  предназначены  для  работы  на  насы¬
щенном  паре  в  блоке  с  ВВР.  Конструктивная
схема  турбины  К-220-44  —  ЦВД+2ЦНД,  а
 К-220-44  -  ЦВД+ЦНД.  Турбины  имеют  СПП,
установленный  после  ЦВД.  Техническая  харак¬
теристика  трехцилиндровых  паровых  турбин
приведена  в  табл.  2.7.31.
 Турбина  К-170-130  —  новая  модифика¬
ция  серии  турбины  мощностью  160  МВт.  Она
выполнена  по  конструктивной  схеме
ЦВСД+ЦНД.  Турбина  К-165-130  имеет  ЦВСД
с  попутным  течением  пара  в  ЧВД  и  ЧСД,  а
К-170-130  —  противоточное.  При  необходимо¬
сти  возможна  организация  нерегулируемого
теплофикационного  отбора  пара.
 Турбины  можно  устанавливать  на  суще¬
ствующие  фундаменты  турбин  аналогичного
класса  в  случае  замены  последних  по  исчерпа¬
нию  ресурса  с  максимальным  использованием
существующих  строительных  конструкций.
 Турбина  К-300-240-2  с  тремя  выпусками
в  конденсатор  является  новой  модификацией
серии  турбин  мощностью  300  МВт  и  распола¬
гает  возможностями,  рассмотренными  выше.
 Турбины  К-320-240,  К-315-240  и  К-310-240
с  двумя  выпусками  в  конденсатор  имеют  конст¬
руктивную  схему  ЦВД+ЦСД+ЦНД.  Это  совре¬
менные  модификации  той  же  серии  турбин  мощ¬
ностью  300  МВт.  Общий  вид  турбины  К-200-240
показан  на  рис.  2.7.6.
 Модификация  ТК-330-240  имеет  два  вы¬
пуска  в  конденсатор,  а  также  регулируемый
отбор  пара  на  теплофикацию.
 Турбины  мощностью  500  МВт  и  более
(табл.  2.7.32).  Четырехцилиндровая  конденсаци¬
онная  турбина  К-500-240  с  промперегревом  пара,
четырьмя  выпусками  в  конденсатор  и  развитой
системой  регенеративного  подогрева  питатель¬
ной  воды  имеет  конструктивну  схему
ЦВД+ЦСД+2ЦНД.  Эго  новая  модификация  се¬
рии  турбин  мощностью  500  МВт.  Ее  можно  уста-
 Рис.  2.7.6.  Турбина  К-200-130  ХТЗ

2.7.31.  Техническая  характеристика  конденсационных  турбин  с  промперегревом  без  отборов  на  теплофикацию  (тип  К)
 ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ  АО  «ХАРЬКОВСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 517
 Показатель  220-44  210-44  165-130  170-130  300-240-2  320-240  315-240  310-240
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С  (влаж¬
ность  %;  степень  сухости)
 Параметры  пара  после
промперегрева:
давление,  МПа
температура,  °С
 Расход  свежего  пара,  т/ч
 Длина  рабочей  части  лопат¬
ки  последней  ступени,  мм
 Температура  охлаждающей
воды,  °С
 Расход  охлаждающей  воды
через  конденсатор,  тыс.  м3/ч
 Гидравлическое  сопротивле  -
ние  водяного  тракта  кон¬
денсатора,  МПа
 *  Смешивающий  конденсатор.

518
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Рис.  2.1  Л.  Паровая  турбина  К-320-240  ХТЗ
 навливать  на  существующие  фундаменты  турбин
аналогичного  класса  при  модернизации  ПТУ.
 Пятицилиндровые  турбины  К-500-65  и
К-550-65  с  СПП  после  ЦНД  предназначены  для
работы  на  насыщенном  паре  в  блоке  с  реакто¬
ром  типа  РБМК-100.  Они  выполнены  по  конст¬
руктивной  схеме  2ЦНД+ЦВД+2ЦНД.  Допол¬
нительные  нерегулируемые  отборы  пара  можно
использовать  для  подогрева  сетевой  воды  и  на
собственные  нужды  электростанции,  как  и  в  бо¬
лее  мощных  турбинах,  приведенных  ниже.
 Пятицилиндровая  турбина  К-750-65  с
СПП  после  ЦНД  предназначена  для  работы  на
насыщенном  паре  в  блоке  с  реактором  типа
РБМК-1500.  Она  имеет  конструктивную  схему
2ЦНД+ЦВД+2ЦНД.
 Двухцилиндровая  турбина  К-500-60-1  ра¬
ботает  на  насыщенном  паре  в  блоке  с  ВВР  и
боковыми  конденсаторами.  Она  выполнена  по
конструктивной  схеме  ЦВСД+ЦНД.
 Техническая  характеристика  паровой
турбины  К-500-60  приведена  ниже.
 Мощность  номинальная/максималь¬
ная,  МВт 		500
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа 		5,9
 температура,  °С  (влажность,  %) 	274,3  (0,5)
 Параметры  пара  после  промперегрева:
 давление,  МПа 		1,06
 температура,  °С 		250
 Расход  свежего  пара,  т/ч 		3027
 Максимальная  производительность
 теплофикационного  отбора,  ГДж 		838
 Длина  рабочей  части  лопатки  послед¬
ней  ступени,  мм 		1450
 Номинальная  температура  охлаждаю¬
щей  воды,  °С 		22
 Расход  охлаждающей  воды  через  кон¬
денсатор,  тыс.  м3/ч 		22,9
 Гидравлическое  сопротивление  водя¬
ного  тракта  конденсатора,  МПа 		0,031
 Пятицилиндровые  турбины  К-1000-60-1
и  К-1000-60-2,  предназначенные  для  работы
на  насыщенном  паре  в  блоке  с  ВВР,  имеют
конструктивные  схемы: 	К 	1000-60-1 	—
 ЦВД+ЦСД+ЗЦНД;  К-1000-60-2 	-
 ЦВД+ЗЦНД  соответственно  с  боковыми  и
подвальными  конденсаторами.
 Часть  турбины  К-1000-60-2  показана  на
рис.  2.7.8.
 Трехцилиндровая  турбина  КТ-1070-60,
предназначенная  для  работы  на  насыщенном
паре  в  блоке  с  ВВР,  имеет  подвальные  конден¬
саторы  и  выполнена  по  конструктивной  схеме
ЦВД+2ЦНД.  Турбоустановка  обеспечивает  те¬
плофикационную  нагрузку.
 Ниже  приведена  техническая  характери¬
 стика  турбины  КТ-1070-60.
 Мощность,  МВт 	 1070
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа 	 5,9
 температура,  °С 	 274,3
 Параметры  пара  после  промперегрева:
 давление,  МПа 	 1,38
 температура,  °С 	 250
 Расход  свежего  пара,  т/ч 	 6388
 Максимальная  производительность  тепло¬
фикационного  отбора,  ГДж 	 5028
 Длина  рабочей  части  лопатки  последней
 ступени,  мм 	 1450
 Температура  охлаждающей  воды,  °С 		22
 Расход  охлаждающей  воды  через  конден¬
сатор,  тыс.  м3/ч 	151,66
 Гидравлическое  сопротивление  водяного
тракта  конденсатора,  МПа 	0,031
 Турбины  малой  и  средней  мощности
 (табл.  2.7.33).  Основные  типы  турбин  малой  и
средней  мощности  для  ТЭС  и  ТЭЦ,  произво¬
димых  ОАО  «ХТЗ»  после  1990  г.,  приведены  в
табл.  2.7.33.  Большинство  изготовляемых  тур¬
бин  предназначены  для  модернизации  или  за-

2.7.32.  Техническая  характеристика  четырех-,  пятицилиндровых  конденсационных  турбин  (тип  К)
 ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ  АО  «ХАРЬКОВСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД»
 519
 Показатель  500-240  500-65  550-65  750-65  1000-60-1  (2)
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Параметры  пара  после  промперегрева:
давление,  МПа
температура,  °С
 Расход  свежего  пара,  т/ч
 Максимальная  производительность  те¬
плофикационного  отбора,  ГДж/ч
 Длина  рабочей  части  лопатки  последней
ступени,  мм
 Температура  охлаждающей  воды,  °С
 Расход  охлаждающей  воды  через  конден¬
сатор,  тыс.  м3/ч
 Гидравлическое  сопротивление  водяно¬
го  тракта  конденсатора,  МПа

520
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 2.7.33.  Типы  турбин  малой  и  средней  мощности,  выпускаемых  АО  «ХТЗ»
 Конденсационные
 Для  привода  генераторов
 Для  привода
генераторов
 Для  ПГУ
 Теплофикационные
 С  противодавлением
 К-120-8,8
 К-10,6-1,9  (ПГУ-50)
 ПТ-35-8,8/1,0
 Р-0,45-2,2/0,8
 К-175-12,8
 К-62-8,6  (ПГУ-175)
 ПТ-12-3,4/0,5
 Р-0,5-2,2/0,4
 К-220-12,8
 К-123-7,7  (ПГУ-345)
 ПТ-60/80-8,8/1,28
 Р-0,79-2,2/0,4
 К-225-12,8
 ПТ-60/80-12,8/1,28
 Р-1-1,3/0,6
 К-310-23,5
 КТ-40/32-6,4*
 Р-1,7-1,3/0,3
 К-315-23,5-7
 К-320-23,5-4
 К-325-23,5
 КТ-125/115-12,8
 Р-2-1,3/0,6
Р-4-1,3/0,6
Р-4-2,1/0,3
Р-5,2-2,2/0,3
ВРТ-25-2
Р-6-3,4/0,3
Р-12-3,4/0,3
Р-12-3,4/0,8
 * 	Со  значительным  отпуском  теплоты  без  регулируемых  отборов  для  АЭС.  Выполнена  по  конст¬
руктивной  схеме  ЦВД+ЦСНД.
 Рис.  2.7.8.  ЦВД  и  один  ЦНД  паровой  турбины  К-1000-60-2  ХТЗ
 мены  выводимого  из  эксплуатации  турбинно¬
го  оборудования  в  связи  с  исчерпанием  им  ре¬
сурса  его  работы,  для  использования  в  энерго¬
сберегающих  технологиях  и  для  автономного
энергообеспечения  промышленных  предпри¬
ятий  и  коммунального  хозяйства.  Они  имеют
частоту  вращения  ротора  3000  мин-1.
 Техническая  характеристика  турбин  при¬
ведена  в  табл.  2.7.34—2.7.37.
 Утилизационные  ПГУ  мощностью
 50...345  МВт  с  котлами-утилизаторами  ком¬
плектуются  конденсационными  паровыми
турбинами  с  частотой  вращения  ротора
3000  мин-1.  Паровые  турбины  для  ПГУ  повы¬
шают  эффективность  работы  модернизируе¬
мых  ТЭС  малой  и  средней  мощности.  В  ЧНД
таких  турбин  предусматривается  повышенный
 расход  пара  через  проточную  часть.  Техниче¬
ская  характеристика  ПГУ  приведена  ниже.
 ПГУ 		50 	175 	345
 Начальная  темпера¬
тура  цикла,  °С 		1076 	1170 	1170
 Мощность,  МВт
 ПГУ 		47,9 	178 	354
 ГТУ 	 2x17,1 	115 	2x115
 паровой  турбины.... 	10,55 	62,3 	123
 КПД  ПГУ,  % 		48,1 	50,7 	48,1
 Параметры  пара
перед  паровой
турбиной:
 давление,  МПа 		1,9 	8,58 	7,65
 температура,  °С 		354 	505 	470
 Тип  котла-утилиза-  Двухкон-  С  циклом
тора 	турный  двух  давлений

2.7.34.  Техническая  характеристика  конденсационных  турбин  с  промперегревом  пара  для  привода  генераторов  без  регулируемых  отборов  пара
 ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ  АО  «ХАРЬКОВСКИЙ  ТУРБИННЫЙ  ЗАВОД» 	521
 Показатель  120-8,8  175-12,8  200-12,8  225-12,8
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Температура  промперегрева,  °С
 Максимальный  расход  пара,  т/ч
 Давление  в  конденсаторе,  кПа
 Температура  охлаждающей  воды,  °С
 Число  цилиндров
 Длина  рабочей  лопатки  последней  сту¬
пени,  мм
 Окончание  табл.  2.7.34
 Показатель 	 310-23,5  315-23,5-7  320-23,5-4  325-23,5
 Мощность,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Температура  промперегрева,  °С
 Максимальный  расход  пара,  т/ч
 Давление  в  конденсаторе,  кПа
 Температура  охлаждающего  воздуха,  °С
 Число  цилиндров
 Длина  рабочей  лопатки  последней  сту¬
пени,  мм

2.7.35.  Техническая  характеристика  турбины  с  регулируемыми  теплофикационным  и  технологическим  отборами  пара
 522
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 Показатель 	ПТ-35-8,8/1,0 	ПТ-12-3,4/0,5 	ПТ-60/80-8,8/1,28  КТ-40/32-6,4  ПТ-60/80-12,8/1,28  КТ-125/115-12,8
 Мощность,  МВт
 Теплофикационная  нагрузка,
ном./макс.,  МВт
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Расход  свежего  пара,  т/ч
 Расход  пара  в  технологический
отбор,  т/ч
 Давление  в  конденсаторе,  кПа
 Длина  рабочей  лопатки  послед¬
ней  ступени,  мм
 Показатель
 Мощность,  кВт
 Параметры  свежего  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 Расход  свежего  пара,  т/ч
 Противодавление,  МПа
 Общая  расчетная  масса  турбины,  т
 *  Промежуточный  отбор  пара  4  т/ч  давлением  0,784  МПа.
 2.7.36.  Техническая  характеристика  турбин  с  противодавлением  (тип  Р)

ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ  МАЛОЙ  МОЩНОСТИ
 523
 2.7.37.  Техническая  характеристика  турбин  с  противодавлением  с  регулируемым  отбором  пара  (тип  Р)
 Показатель
 5,2-2,2/0,3
 ВРТ-25
 6-3,4/0,3
 12-3,4/0,3
 12-3,4/0,8
 Мощность,  МВт
 5,19
 25,0
 6
 12
 12
 Начальные  параметры  пара:
давление,  МПа
температура,  °С
 2,16
 370
 8,8
 535
 3,43
 435
 3,43
 435
 3,43
 435
 Максимальный  расход  пара,  т/ч
 54,6
 254
 55,5
 93,2
 139,8
 Противодавление,  МПа
 0,294
 1,765
 0,294
 0,294
 0,8
 Температура  пара  на  технологиче¬
ские  нужды,  °С
 174
 335
 180
 176
 261
 Длина  рабочей  лопатки  последней
ступени,  мм
 61
 69
 61
 82
 62
 2.7.6. 	ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ
МАЛОЙ  МОЩНОСТИ
 Одним  из  направлений  энергосберегаю¬
щей  политики  является  реконструкция  дейст¬
вующих  котельных  для  одновременного  отпус¬
ка  тепловой  и  электрической  энергии,  а  также
строительство  мини-ТЭЦ.  Реконструкция  ко¬
тельных  за  счет  установки  паровых  турбин  по¬
зволит  более  рационально  использовать  топ¬
ливо  благодаря  комбинированной  выработке
тепловой  и  электрической  энергии.  Эффек¬
тивным  путем  повышения  технико-экономи¬
ческих  показателей  работы  котельных  являет¬
ся  установка  паротурбогенераторов  с  противо¬
давлением  вместо  редукционных  устройств.
 При  комбинированном  производстве  те¬
пловой  и  электрической  энергии  затраты  на
сооружение  паротурбогенератора  окупаются  за
3,5-5  лет.  При  этом  повышается  автономность
энергоснабжения  котельной,  что  позволяет  ей
работать  при  отключении  от  энергосистемы.
 Паровые  вихревые  турбины  (ПВТ)  ОАО
«НПО  ЦКТИ».  В  промышленных  котельных
значительная  часть  теплоты  и  промышленного
пара  производится  паровыми  котлами  на  дав¬
ление  1,4  и  4  МПа.  Во  многих  случаях  подача
пара  потребителю  осуществляется  после  дрос¬
селирования  в  РУ  или  РОУ,  что  приводит  к
неоправданным  потерям  тепловой  энергии,
избежать  которые  можно  установкой  вместо
РУ  паротурбогенераторов  с  противодавлением.
Блочные  турбогенераторы  состоят  из  высоко-
оборотной  паровой  турбины  (частотой  враще¬
ния  8000  мин-1),  редуктора  и  электрогенерато¬
ра  (1500  мин-1).  Турбогенераторы  оборудова¬
 ны  циркуляционной  системой  смазки,  локаль¬
ной  гидродинамической  системой  автоматиче¬
ского  регулирования  и  аварийной  защиты.
 В  схеме  паровой  вихревой  турбины  без  ре¬
дуктора  турбина  и  генератор  имеют  частоту
вращения  5000...6000  мин-1,  а  после  генератора
установлен  тиристорный  преобразователь  час¬
тоты  тока  до  50  Гц.  Паровые  вихревые  турбины
могут  быть  использованы  как  приводные  уст¬
ройства  для  турбогенераторов,  насосов,  венти¬
ляторов,  дымососов,  компрессоров  и  др.
 Конструктивно  ПВТ  типа  «Терри»  пред¬
ставляет  собой  автоматизированный  агрегат,
все  элементы  которого  смонтированы  на  еди¬
ной  раме  (см.  рис.  2.6.12).  ПВТ  включает  в  се¬
бя  паровую  турбину,  редуктор  (в  случае  его  не¬
обходимости),  систему  регулирования,  масля¬
ную  систему,  силовую  раму.  Малые  габарит¬
ные  размеры  позволяют  устанавливать  ПВТ  на
небольших  площадках.
 Турбина  имеет  дроссельное  регулирова¬
ние.  Проточная  часть  турбины  состоит  из  на¬
саженного  на  вал  диска  с  фрезерованными  по-
лукольцевыми  каналами,  расширяющихся
сопл  и  направляющих  аппаратов,  которые  то¬
же  имеют  полу  кольцевые  каналы.  В  зависимо¬
сти  от  требуемой  мощности  в  турбине  может
быть  до  десяти  рабочих  сопл.  Концевые  гра¬
фитовые  уплотнения  практически  плотно  ох¬
ватывают  вал  турбины.  Оба  уплотнения  состо¬
ят  из  четырех  цилиндрических  колец,  встав¬
ленных  в  обойму.  После  третьего  кольца  орга¬
низован  отвод  паровоздушной  смеси  в  атмо¬
сферу.
 Сварной  корпус  турбины  с  горизонталь¬
ным  разъемом  выполнен  из  стандартных  труб  и

524
 Глава  2.7.  ТУРБОУСТАНОВКИ  РАЗЛИЧНЫХ  ПРЕДПРИЯТИЙ
 листов,  имеет  опорную  стойку  и  передний  гиб¬
кий  лист.  На  опорной  стойке  организован
фикс-пункт  статора  турбины,  этим  обеспечива¬
ется  свободное  тепловое  расширение  корпуса  за
счет  упругой  опоры  в  сторону  регулятора.  Ротор
турбины  состоит  из  вала  и  насаженного  на  него
диска.  Оба  элемента  ротора  могут  изготовляться
из  проката.  Ротор  опирается  на  два  или  четыре
опорно-упорных  шарикоподшипника.
 Система  маслоснабжения  турбины  —  ав¬
тономная.  Смазывание  подшипников  осуще¬
ствляется  в  масляной  ванне  путем  разбрызги¬
вания.  В  турбине  предусмотрена  возможность
охлаждения  (в  случае  необходимости)  масля¬
ной  ванны  водой.  Возможно  также  примене¬
ние  консистентных  смазок.
 Система  регулирования,  управления  и  за¬
щиты  турбины  вместе  с  генератором  преду¬
сматривает:
 автоматическое  управление  частотой  вра¬
щения  турбогенератора  по  сигналам  регулято¬
ра  частоты  вращения;
 дистанционное  управление  частотой  вра¬
щения  турбогенератора  по  сигналам  оператора
с  пульта  управления;
 ручное  управление  частотой  вращения
турбогенератора;
 защиту  турбогенератора  по  частоте  вра¬
щения;
 экстренный  останов  турбогенератора  как
с  пульта  управления,  так  и  с  места;
 контроль  параметров  турбогенератора  и  па¬
раметров  пара  в  станционных  коллекторах  и  др.
 Техническую  характеристику  ПВТ  см.  в
табл.  2.6.6.
 В  зависимости  от  геометрии  диска  разли¬
чают  четыре  исполнения  турбин  мощностью
 5...  1000  кВт  при  противодавлении  0,1...0,3  МПа.
 Идентичные  исполнения  могут  иметь  ПВТ
на  давления  свежего  насыщенного  или  слабо
перегретого  пара  (220,  250,  350  °С)  2,1  ...3,5  МПа
при  противодавлении  0,1...0,7  МПа.  Мощность
ПВТ  при  том  же  конструктивном  исполнении
соответственно  возрастает  в  1,5—2,5  раза.  При
работе  с  конденсатором  эффективность  работы
ПВТ  по  мощности  по  сравнению  с  данными
табл.  2.6.6  увеличивается,  а  удельный  расход  па¬
ра  составляет  12...  15  кгДкВт  ч)  в  зависимости  от
степени  расширения  пара.
 Высокоскоростная  ПВТ  изготовляется  на
опытном  заводе  ОАО  «НПО  ЦКТИ»,  высоко¬
скоростной  генератор  и  тиристорный  преобра¬
зователь  частоты  —  в  НПО  «Электросила»  с
использованием  существующего  статора  и  час¬
 тичной  реконструкцией  существующего  рото¬
ра.  Агрегат  в  сборе  испытывается  на  стенде
ОАО  «НПО  ЦКТИ».
 При  эксплуатации  высокооборотного  аг¬
регата  с  вихревой  турбиной  по  сравнению  с
традиционными  турбогенераторами  предпола¬
гаются  следующие  преимущества:
 значительное  повышение  надежности  и
безаварийности  работы;
 облегчение,  удобство  эксплуатации  турбо¬
агрегатов;
 упрощение  ремонта,  снижение  его  трудо¬
емкости  и  сокращение  сроков;
 повышение  ресурса  работы  турбины  до
замены  изнашиваемых  элементов.
 В  связи  с  существенно  уменьшенной  тру¬
доемкостью  и  улучшенной  технологичностью
сроки  изготовления  и  поставки  агрегата  после
получения  заказа  составят  не  более  6  месяцев.
 Применение  высокоскоростных  агрега¬
тов  в  котельных  не  создает  пожарной  опасно¬
сти  ввиду  малой  (или  отсутствия)  емкости  в
картере  масла.
 Мощность  паровых  турбин  с  противодав¬
лением  при  замещении  редукционных  уст¬
ройств  может  быть  определена  в  зависимости
от  расхода  пара,  начальных  и  конечных  его  па¬
раметров  (см.  рис.  2.6.13).
 Паровые  турбины  ОАО  «Невский  завод»  с
противодавлением  (табл.  2.7.38).  Паровая  одно¬
цилиндровая  турбина  Р-1,0-4,0/0,45,  разрабо¬
танная  на  базе  типоразмерного  ряда  конденса¬
ционных  паровых  турбин,  предназначена  для
непосредственного  привода  насоса  сырой  неф¬
ти  (рис.  2.7.8).  Проточная  часть  содержит  два
колеса  скорости  типа  Кертиса.  Парораспреде¬
ление  турбины  —  дроссельное.  Направляющие
лопатки  регулирующей  ступени  и  второй  сту¬
пени  собраны  непосредственно  в  соответст¬
вующие  расточки  корпуса.  Обе  ступени  имеют
парциальный  подвод  пара,  поэтому  в  расточках
нижней  части  корпуса  турбины  установлены
кожухи,  охватывающие  первый  и  второй  ряды
рабочих  лопаток  и  обеспечивающие  снижение
потерь  от  парциальности  в  ступенях.
 Корпус  турбины  литой  конструкции  вы¬
полнен  из  легированной  стали  и  имеет  гори¬
зонтальный  и  вертикальный  разъемы.
 Пар  после  первого  отсека  переднего  кон¬
цевого  уплотнения  отводится  в  выпускной
патрубок  турбины,  а  из  крайних  камер  перед¬
него  и  заднего  концевых  уплотнений  —  при
помощи  отсасывающего  устройства.  Турбина
устанавливается  на  фундаментных  рамах,  при-

ПАРОВЫЕ  ТУРБИНЫ  МАЛОЙ  МОЩНОСТИ
 525
 2.7.38.  Техническая  характеристика  турбин  с  противодавлением  малой  мощности
 Показатель
 Р-1,0-4,0/0,45
 Р-0,5-4,2/0,5
 Мощность,  кВт
 932
 600
 Начальные  параметры  пара:
 давление,  МПа
 3,9
 4,2
 температура,  °С
 330
 371
 Давление  пара  за  турбиной,  МПа
 0,45
 0,41
 Частота  вращения  ротора,  мин-1
 2020
 10  820
 Расход  пара,  т/ч
 18,1
 10,2
 Удельный  расход  пара,  кг/(кВтч),  не  более
 19,4
 17,0
 Рис.  2.7.9.  Паровая  турбина  с  противодавлением
Р-1,0-4,0/0,45  НЗЛ  для  привода  насоса  сырой  нефти
 крепленных  к  существующей  фундаментной
плите.  Она  оснащена  системами  маслоснабже-
ния,  автоматического  регулирования,  управле¬
ния,  сигнализации,  защиты  и  контроля.
 Система  маслоснабжения  паровой  турбины
обеспечивает  маслом  требуемого  количества,  дав¬
ления  и  температуры  смазочную  систему,  систе¬
му  регулирования  и  защиты  на  всех  режимах  ра¬
боты  агрегата.  Она  оснащена  контрольно-изме-
рительными  приборами,  используемыми  в  систе¬
ме  агрегатной  автоматики  для  контроля,  защиты
и  управления.  Все  измерительные  цепи  постав¬
ляются  в  искробезопасном  исполнении.
 Автоматическая  система  регулирования
выполняет  следующие  функции:
 управляет  регулирующими  органами  во
время  пуска,  изменения  режима  работы  или
его  останова;
 обеспечивает  длительную  работу  в  регу¬
лировочном  диапазоне  при  отклонениях  час¬
тоты  вращения  ротора  от  70  до  105%  номи¬
нальной;
 поддерживает  заданную  частоту  враще¬
ния  с  требуемой  степенью  неравномерности.
 Аварийный  останов  турбины  может  быть
произведен  со  щита  управления.  Защита  тур¬
бины  от  превышения  ротором  предельно  до¬
пустимого  значения  частоты  вращения  осуще¬
ствляется  двумя  автоматами  безопасности:
гидродинамическим  (по  импульсу  от  импелле¬
ра)  и  электрическим  (от  датчика  частоты  вра¬
щения).
 Турбина  Р-0,5-4,2/0,5  в  блочном  исполне¬
нии  является  приводной  для  центробежного
воздушного  компрессора.  В  блок  входят:  тур¬
бина,  воздушный  компрессор,  стопорный  и
регулирующий  клапан  турбины,  соединитель¬
ная  зубчатая  муфта  между  турбиной  и  ком¬
прессором,  системы  регулирования  и  автома¬
тического  управления,  щит  системы  автомати¬
ческого  управления;  рама,  на  которой  смонти¬
ровано  все  оборудование  и  которая  является
также  маслобаком.  На  маслобаке  установлены:
пусковой  и  резервный  масляные  насосы,
фильтры  масла,  водяные  охладители  масла  и
др.  В  блок  также  входят  элементы  системы  ре¬
гулирования.
 Литой  корпус  турбины  имеет  горизон¬
тальный  и  вертикальный  разъемы.
 На  одном  конце  кованого  ротора  насажен
диск  с  двумя  пазами  под  рабочие  лопатки,  а  на
другом  —  зубчатая  муфта  для  соединения  с  ро¬
тором  компрессора.  На  роторе  установлены  ав¬

526
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 Рис.  2.7.10.  Турбогенератор  с  паровой  турбиной  с  противодавлением  ОАО  «Пролетарский  завод»
 томат  безопасности  и  диск  для  автоматического
контроля  осевого  перемещения  ротора.
 Обе  ступени  направляющих  лопаток  име¬
ют  бандажи,  рабочие  лопатки  вставлены  в
профильные  пазы  корпуса  и  скреплены  рас¬
клепанными  бандажами.
 Паровые  турбины  ОАО  «Пролетарский  за¬
вод».  ОАО  «Пролетарский  завод»  выпускает
серию  паровых  турбин  с  противодавлением
для  привода  насосных  агрегатов:  Р-0,6-15/3,
Р-0,95-15/3, 	Р-1,25-15/3, 	Р-1,5-15/3  и
 Р-2,0-15/3.  Техническая  характеристика  пре-
ведена  ниже.
 Частота  вращения,  мин-1 		6000
 Начальные  параметры  свежего  пара:
 давление,  МПа 		15
 температура,  °С 		350
 Давление  пара  за  турбиной,  МПа 		3,0
 Температура  пара  за  турбиной,  °С 		230
 Расход  пара,  т/ч 		9
 Масса,  т:
 турбины  с  генератором 		10
 без  генератора 		3
 Габаритные  размеры  (без
 редуктора),  м 	4,5x1,5x1,7
 Турбогенератор  может  работать  как  в  ав¬
тономном  режиме,  так  и  параллельно  с  энер¬
госистемой  или  другими  источниками  элек¬
трического  тока,  а  пар,  отработавший  в  турби¬
не,  поступает  на  теплофикационные  или  тех¬
нологические  нужды.  Это  автоматизирован¬
ный  агрегат,  все  основные  элементы  и  вспо¬
могательные  системы  которого  смонтированы
на  единой  раме.  Он  включает  также  паровую
турбину  7,  редуктор  2,  электрогенератор  4,
систему  регулирования  и  автоматики,  масля¬
ную  систему  5,  силовую  раму  (рис.  2.7.9).
 Сравнительно  малые  габаритные  размеры
позволяют  устанавливать  его  на  небольших
 площадках  и  низком  фундаменте,  при  этом
могут  быть  использованы  свободные  площади
в  котельной  или  других  производственных
зданиях.  Мощность,  которая  может  быть  вы¬
работана  на  редуцируемом  перепаде  давления
пара,  зависит  от  расхода  пара,  подаваемого  в
турбину,  давления  пара,  отправляемого  на  те¬
плофикацию  или  технологические  нужды,  и
находится  в  диапазоне  600...  1500  кВт  при  дав¬
лении  пара  за  турбиной  0,6...0,12  МПа.
 На  базе  серийно  выпускаемых  турбогене¬
раторов  могут  быть  разработаны  и  изготовле¬
ны  их  модификации.
 Ресурс  турбогенераторов  до  капитального
ремонта  составляет  100  тыс.  ч
 Глава  2.8
 МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ
В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 К  конструкционным  материалам  (КМ)
для  ответственных  деталей  современных  и  про¬
ектируемых  экономичных  и  мощных  паровых
турбин  предъявляют  комплекс  непрерывно
возрастающих  и  сложносочетаемых  требова¬
ний:  высокие  механическую  прочность,  пла¬
стичность,  деформационную  способность,  при¬
емлемую  сопротивляемость  хрупкому  разруше¬
нию,  долговременную  стабильность  свойств
при  повышенных  и  высоких  температурах,
коррозионную  и  эрозионную  стойкость  и  др.  К
металлу  поковок,  штамповок,  стального  фасон¬
ного  литья  проката  из  низколегированных  ста¬
лей  и  других  металлических  заготовок  и  полу¬
фабрикатов  предъявляют  высокие  технические
требования,  так  как  ответственные  детали  па¬
ровых  турбин  работают  в  весьма  тяжелых  усло¬
виях,  характеризующихся  значительными  по¬

Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 527
 стоянными  и  переменными  рабочими  напря¬
жениями,  повышенными  постоянными  и  цик¬
лически  изменяющимися  рабочими  температу¬
рами,  особенностями  среды,  в  которой  работа¬
ет  металл  (перегретый,  насыщенный  и  влаж¬
ный  водяной  пар)  и  которая  вызывает  коррози¬
онно-механическое  разрушение  металла.
 Роторы  паровых  турбин  имеют  частоту
вращения  3000  мин-1  и  более.  Центробежные
силы  при  вращении  ротора,  имеющего  значи¬
тельную  массу,  вызывают  значительные  на¬
пряжения  в  его  деталях.  Рабочие  лопатки,
цельнокованые  роторы  турбин,  диски  и  валы
обычно  являются  наиболее  высоконагружен-
ными  элементами  турбин.  С  увеличением
мощности  трубоагрегата  нагрузка  на  его  ответ¬
ственные  детали  и  узлы  возрастает.  Соответст¬
венно  повышаются  и  технические  требования
к  металлу,  из  которого  они  изготовляются.
 Рабочие  лопатки  под  действием  центро¬
бежной  силы  испытывают  напряжения  растя¬
жения  и  изгиба.  Неравномерность  потока  пара
вследствие  конструктивно-технологических
факторов  является  источником  колебаний  ло¬
паток.  Диски  находятся  под  воздействием
центробежных  сил,  напряжений  натяга  вслед¬
ствие  горячей  посадки  диска  на  вал  турбины  и
др.  Тангенциальные  и  радиальные  напряже¬
ния,  а  также  неравномерный  поток  пара  обу¬
словливают  статическую  и  циклическую  на-
груженности  диска.  Диафрагмы  под  действием
перепада  давлений  пара  испытывают  значи¬
тельные  изгибающие  усилия.
 Наиболее  существенное  влияние  на  рабо¬
тоспособность  и  ресурс  ответственных  деталей
паровых  турбин  оказывают  повышенные  и  вы¬
сокие  температуры.  Свойства  КМ,  длительно
работающих  при  этих  температурах,  могут  зна¬
чительно  изменяться:  прочность  и  твердость,  а
также  пластичность  обычно  снижаются  и  ме¬
талл  приобретает  склонность  к  хрупкости;
коррозионное  разрушение  происходит  интен¬
сивнее;  в  определенных  температурных  интер¬
валах  изменяется  микроструктура  металла,
возникает  значительная  ползучесть,  снижается
релаксационная  стойкость  и  т.д.  Изменение
служебных  свойств  металла  приводит  к  сниже¬
нию  срока  службы  деталей.
 Паровые  турбины  работают  в  условиях
стационарных  и  переменных  режимов.  Много¬
кратное  воздействие  циклически  повторяю¬
щихся  переменных  напряжений  при  измене¬
нии  температуры  может  вызвать  в  КМ  терми¬
ческую  усталость,  существенно  снижающую
 срок  его  эксплуатации.  Водяной  пар  и  вода,
непосредственно  контактирующие  с  металлом
турбинных  деталей,  содержат  соли,  кислоты,
щелочи,  способные  при  известных  условиях
вызывать  коррозию  и  коррозионно-механиче¬
ское  разрушение  металла.  С  повышением  тем¬
пературы  интенсивность  коррозии  может  за¬
метно  возрастать,  особенно  у  дисков  и  рабо¬
чих  лопаток  в  ЗФП.
 Для  придания  необходимых  геометриче¬
ских  форм  и  получения  требуемых  свойств
КМ  для  паротурбостроения  подвергают  разно¬
образным  видам  технологической  обработки:
ковке,  штамповке,  литью,  прокатке,  термооб¬
работке,  гибке,  правке,  сварке,  пайке,  валь¬
цовке,  обработке  резанием  и  накаткой.  Вместе
с  тем  КМ,  удовлетворяющие  требованиям  ме¬
ханической  прочности  и  химической  стойко¬
сти,  не  всегда  в  полной  мере  технологичны.
 Вопросы  исследования,  выбора,  изготов¬
ления  и  оценки  пластических  прочностных  и
ресурсных  характеристик  металла  и  его  загото¬
вок  для  ответственных  деталей  заставляют  уде¬
лять  им  самое  серьезное  внимание  в  процессе
проектирования,  изготовления  и  производст¬
венных  испытаний.  Необходимо  также  сопро¬
вождение  фактического  состояния  металла  от¬
ветственных  деталей  и  в  условиях  как  опере¬
жающих  лабораторных  испытаний,  так  и  экс¬
плуатации.  Очевидно,  что  наиболее  важным
аспектом  сопровождения  является  разработка
и  реализация  программ  оценки  ресурса  метал¬
ла  путем  испытаний  образцов-свидетелей,
отобранных  от  полуфабрикатов  при  изготовле¬
нии  и  нагружаемых  в  лабораторных  условиях,
воспроизводящие  ресурсно-опережающие  ус¬
ловия  эксплуатации  и  позволяющие  определе¬
ние  достоверных  значений  времен  исчерпания
ресурса  эксплуатации.
 Поскольку  не  все  детали  турбины  нахо¬
дятся  в  сложных  условиях  работы,  необходим
дифференцированный  подход  к  выбору  метал¬
ла  для  рабочей  лопатки,  диска  и  диафрагмы  и
ЦВД  и  ЦНД.  Значительно  могут  различаться
условия  работы  одноименных  деталей  в  турби¬
нах  разной  мощности,  давления  и  температу¬
ры  пара.  Кроме  того,  к  однородным  деталям,
например,  к  рабочим  лопаткам,  работающим  в
одной  турбине,  предъявляют  различные  требо¬
вания  в  зависимости  от  ступени,  например
первых  ступеней  и  последней.
 Одним  из  важнейших  требований  выбора
марки  КМ,  его  химического  состава,  термиче¬
ской  обработки  и  типа  структуры  и  испытаний

528
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 характеристик  свойств  является  учет  конкрет¬
ных  условий  нагруженности  деталей  по  харак¬
теру  и  величине  возникающих  в  деталях  тур¬
бин  напряжений,  температурных  полей,  влия¬
ния  среды  и  др.
 В  развитии  паротурбинного  материалове¬
дения  можно  выявить  несколько  этапов.  На
первом  этапе  повышение  в  турбинах  высокого
давления  начальных  параметров  пара,  в  пер¬
вую  очередь,  температуры  до  480...500  °С,  обу¬
словило  существенный  рост  технических  тре¬
бований  к  металлу.  Некоторые,  ранее  положи¬
тельно  зарекомендовавшие  себя  в  эксплуата¬
ции  КМ,  оказались  непригодными  для  работы
в  этих  условиях;  другие  КМ  представилось
возможным  использовать  при  условии  значи¬
тельного  снижения  допускаемых  напряжений.
Прочность,  пластичность  и  другие  свойства
КМ  существенно  изменяются  с  повышением
температуры  от  400  до  550  °С.  Для  этих  темпе¬
ратур  имеет  место  существенное  снижение
временного  сопротивления  и  предела  текуче¬
сти  сталей  12X13  и  20X13,  применяемых  для
рабочих  и  направляющих  лопаток  турбин,
хромомолибденовой  стали  34ХМ  и  углероди¬
стой  стали  35,  из  которых  изготовляют  диски,
цельнокованые  роторы,  валы  и  др.  Повыше¬
ние  температуры  также  заметно  влияет  на  со¬
противление  усталости  КМ.
 При  400...450  °С  скорость  ползучести  ста¬
лей,  применяемых  в  паротурбостроении,  неве¬
лика,  и  часто  не  учитывается  при  определении
допустимых  нагрузок  на  металл.  При  темпера¬
туре  около  500  °С  и  выше  скорость  ползучести
КМ  заметно  возрастает.  Поэтому  при  расчете
на  прочность  проблемы  ползучести  и  длитель¬
ной  прочности  КМ  приобретают  решающее
значение,  поскольку  имеет  место  изменение
структуры,  а  следовательно,  деградация
свойств  металла.  Это  обусловило  необходи¬
мость  длительной  разработки  и  апробации  те¬
плостойких  КМ,  способных  работать  в  нагру¬
женном  состоянии  при  температурах  до  560  °  С
в  течение  определенного  времени.
 На  втором  этапе  развитие  материалов  для
изготовления  деталей  турбин  связано  главным
образом  со  сталями  на  основе  a-железа  (пер¬
литных,  мартенситных  и  др.).  При  температу¬
ре  выше  600  °С  в  основном  используют  жаро¬
прочные  аустенитные  стали,  которые  в  рамках
нового  третьего  этапа  развития  материалове¬
дения  паротурбостроения  постепенно  замеща¬
ются  теплостойкими  жаропрочными  высоко¬
хромистыми  мартенситными  сталями.  Пер¬
 литные  стали  предназначены  для  длительной
эксплуатации  при  температурах  450...560  °С.
Необходимая  теплостойкость  перлитных  ста¬
лей  достигается  комплексным  легированием
хромом,  молибденом,  ванадием,  ниобием,  со¬
держание  каждого  из  которых  не  превышает
1%,  за  исключением  хрома  (до  2,5...3,0%).
Перлитные  стали  имеют  ряд  положительных
свойств:  пластичны  в  холодном  состоянии,
удовлетворительно  обрабатываются  резанием
и  свариваются.  По  теплопроводности  и  тепло¬
вому  расширению  они  близки  к  обычным
конструкционным  сталям.
 Критерием  теплостойкости  или  жаро¬
прочности  перлитных  сталей  считается  предел
ползучести  с  допустимой  деформацией  1%  за
100  тыс.  ч.  По  характеристикам  жаропрочно¬
сти  эти  стали  при  550...600  °С  существенно  ус¬
тупают  аустенитным  жаропрочным  сталям.
Однако  при  невысоких  рабочих  температурах
перлитные  стали  благодаря  высокой  стабиль¬
ности  структуры  оказываются  в  числе  немно¬
гих  КМ,  способных  в  течение  длительного
времени  сопротивляться  ползучести  и  сохра¬
нять  достаточную  пластичность  (не  охрупчи-
ваясь),  которая  характеризует  надежность  ра¬
боты  конструкции  в  условиях  возможного  об¬
разования  внутренних  и  внешних  дефектов.
Все  это  потребовало  освоения  выплавки,  ков¬
ки  и  термообработки  теплостойких  КМ.  Для
сварки  деталей  и  узлов  турбин  были  разрабо¬
таны  электроды,  специальные  обмазки,  режи¬
мы  сварки  и  последующие  термообработки.
 Работы  по  созданию  и  освоению  высоко¬
экономичных  энергоблоков  на  ССКП  пара
нашли  свое  воплощение  в  уникальном  энерго¬
блоке  СКР-100  Каширской  ГРЭС,  на  котором
прошли  апробацию  стали  аустенитного  класса
со  смешанным  и  интерметаллидным  упрочне¬
нием,  а  также  охлаждаемые  роторы  из  стали
перлитного  класса.  Однако  опыт  эксплуатации
при  593,  600  и  650  °С  показал  низкую  сопро¬
тивляемость  термической  усталости  дорого¬
стоящих  аустенитных  сталей.  Разработка  и  ос¬
воение  энергоблоков  ССКП  нового  поколения
за  рубежом  стала  возможной  за  счет  разработ¬
ки  и  внедрения  новых  сталей  мартенситного
класса  (9...  12%  Сг)  с  высоким  уровнем  допус¬
тимых  напряжений.
 Достижения  отечественного  материало¬
ведения  в  области  теплостойких  и  жаропроч¬
ных  КМ  позволили  уже  в  50-х  годах  наладить
производство  паровых  турбин  мощностью  150
и  200  МВт  с  начальными  параметрами  пара

МАТЕРИАЛЫ  ДИСКОВ  И  РОТОРОВ
 529
 13  МПа  и  565  °С  без  применения  аустенитных
сталей.  В  60-х  годах  было  начало  производство
паровых  турбин  с  давлением  пара  24  МПа  и
560  °С  и  температурой  промперегрева  565  °С.
В  70-е  и  80-е  годы  были  изготовлены  турбоаг¬
регаты  мощностью  500,  800  и  1200  МВт.  Дета¬
ли  этих  паровых  турбин  изготовлены  в  основ¬
ном  из  низколегированных  и  технологичных
перлитных  сталей,  которые  зарекомендовали
себя  как  достаточно  дешевые  и,  в  то  же  время,
доступные  материалы  не  только  для  изделий
паротурбостроения,  но  и  общего  машино¬
строения.
 Отечественные  и  зарубежные  разработки
теплостойких  жаропрочных  КМ  для  блоков  с
СКП  и  ССКП  пара  были  ориентированы  на
существенно  стационарные  режимы  работы  с
расчетным  ресурсом  100  тыс.  ч,  с  последую¬
щим  продлением  паркового  ресурса  максимум
до  270  тыч.  ч.  В  настоящее  время  в  новых  про¬
ектах  блоков  на  ССКП  с  КПД  50%  и  выше
предъявляются  более  жесткие  требования  к
повышенному  ресурсу,  маневренности  и  мак¬
симальной  унификации  КМ.  Последние  долж¬
ны  работать  при  температуре  пара  600  °С  и  бо¬
лее,  что  означает  их  фактическую  принадлеж¬
ность  к  жаропрочным  КМ  и  практически  пол¬
ную  замену  жаропрочных  аустенитных  сталей.
НПО  ЦКТИ  начиная  с  60-х  годов  ведет  сис¬
темные  исследования  КМ  с  содержанием  хро¬
ма  9...  12%  и  сварных  соединений  в  области
выбора  материала  для  новых  блоков  с  ССКП,
совместно  с  основными  предприятиями-изго-
товителями  и  потребителями  энергетического
оборудования,  включая  уникальные,  не  имею¬
щие  в  настоящее  время  отечественных  анало¬
гов,  длительные  высокотемпературные  испы¬
тания  характеристик  жаропрочности.  Резуль¬
таты  исследований  позволяют  осуществлять  не
только  выбор  жаропрочных  КМ  и  технических
требований  к  ним,  но  и  изготовление  головно¬
го  энергетического  оборудования  с  целью  от¬
работки  унифицированного  технологического
цикла  производства  основных  высоконагру-
женных  элементов  паровых  турбин,  лимити¬
рующих  их  ресурс  и  маневренность.
 2.8.1. 	МАТЕРИАЛЫ  ДИСКОВ  И  РОТОРОВ
 Изготовление  поковки  цельнокованого
ротора  в  ряде  случаев  сложнее,  чем  поковок
отдельно  вала  и  комплекта  дисков,  и  требует
мощного  быстродействующего  и  автоматизи¬
рованного  кузнечно-прессового  оборудования,
 больших  печей  для  нагрева  перед  ковкой  и
термообработки.  Цельнокованый  ротор  мощ¬
ной  турбины  выковывают  из  большого  слитка,
для  получения  которого  нужны  крупные  ста¬
леплавильные  печи.  Достоинство  цельнокова¬
ного  ротора  —  монолитность  и  возможность
уменьшения  его  габаритных  размеров  (в  пер¬
вую  очередь  длины)  по  сравнению  с  дисковым
ротором  одинакового  назначения.  У  комбини¬
рованных  роторов  часть  дисков  откована  как
одно  целое  с  валом,  а  остальные  диски  откова¬
ны  отдельно  и  насажены  на  цельнокованый
вал,  как  в  роторах  дискового  типа.  Такую  кон¬
струкцию  ротора  применяют  тогда,  когда  от¬
сутствует  возможность  отковать  все  диски  как
одно  целое  с  валом.  В  этом  случае  преимуще¬
ства  цельнокованого  ротора  обычно  использу¬
ют  на  том  участке,  который  работает  при  бо¬
лее  высоких  температурах.
 Материалы  дисков.  В  диске  различают:
обод  —  периферийную  часть,  на  которую  наса¬
живают  рабочие  лопатки;  втулки  или  ступицу  с
отверстием  для  насадки  диска  на  вал;  полотно
диска  —  переходную  часть  от  втулки  к  ободу.
Наиболее  сложной  по  форме  частью  обрабо¬
танного  диска  является  обод.  В  дисках  возни¬
кают  большие  тангенциальные  и  радиальные
напряжения.  Обычно  тангенциальные  напря¬
жения  (больше  радиальных)  достигают  макси¬
мума  у  поверхности  отверстия  во  втулке.  Осо¬
бенность  работы  дисков  —  повышенная  темпе¬
ратура  среды.  В  одной  и  той  же  турбине  при
наиболее  высокой  температуре  работает  диск
первой  ступени.  В  турбинах  с  промперегревом
пара  температура  дисков  ступеней,  располо¬
женных  непосредственно  после  промперегрева,
выше,  чем  у  предшествующих.  Температура  ка¬
ждого  диска  изменяется  в  зависимости  от  ре¬
жима  работы  турбины,  а  также  по  его  сечению.
 Диск  и  его  лопатки  испытывают  вибра¬
цию.  Поскольку  расчет  не  может  быть  точным
в  связи  со  сложностью  учета  возможных  фак¬
торов  влияния  на  характер  и  частоту  вибра¬
ции,  то  необходима  экспериментальная  оцен¬
ка  вибрации  дисков.  Для  этого  проводят  ста¬
тические  и  динамические  испытания.  Для
первых  диск  устанавливают  по  горизонтали  и
у  его  обода  монтируют  электромагнит  пере¬
менного  тока.  При  прохождении  тока,  частоту
которого  можно  изменять,  через  катушки
электромагнита  диск  испытывает  толчки  (им¬
пульсы),  вызывающие  вибрацию.  Частота
толчков  в  2  раза  больше  частоты  питающего
магнит  переменного  тока.

530
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 Формы  изгиба  колеблющегося  тонкого
диска  можно  наблюдать,  посыпав  его  поверх¬
ность  песком.  При  вибрации  песок  образует
на  поверхности  определенные  фигуры,  раз¬
личные  для  разных  видов  колебаний  —  с  дву¬
мя,  тремя  и  более  узловыми  диаметрами.  Для
динамических  испытаний  дисков  на  вибрацию
применяют  бронированный  корпус,  чтобы
предупредить  внезапное  разрушение  образца.
Диску  сообщается  вибрация  с  разным  числом
узловых  диаметров  и  определяется  частота
этих  вибраций.  Диски  заведомо  жесткие  с  вы¬
сокой  частотой  свободных  колебаний  не  ис¬
пытываются,  так  как  опасность  их  разрушения
от  вибрации  практически  отсутствует.
 Металл  диска  подвергается  коррозионно¬
му  воздействию  пара.  В  связи  со  значительной
толщиной  дисков  и  замедленной  коррозией
этот  эксплуатационный  фактор  не  представля¬
ется  существенным.
 Диски  турбин  изготовляют  из  различных
КМ,  преимущественно  из  низколегированных
сталей  перлитного  класса.  Для  паровых  турбин
применяют  диски  из  углеродистых,  хромомо¬
либденовых,  хромоникельмолибденовых  и
хромоникельмолибденованадиевых  сталей.
 Механические  свойства  перлитных  ста¬
лей  для  дисков  паровых  турбин  приведены  в
табл.  2.8.1.  Кроме  этих  сталей  для  изготовле¬
ния  дисков  применяют  стали  25X1  Ml  ФА  и
20Х2МВФ.  В  технических  условиях  на  поков¬
ки  турбинных  дисков  предусмотрены  требова¬
ния  по  механическим  свойствам  для  тангенци¬
альных  образцов,  взятых  от  втулок  при  испы¬
таниях  в  условиях  нормальной  температуры.
Рассеяние  значений  твердости  в  пределах  од¬
ной  поковки  не  должно  превышать  35НВ  меж¬
 ду  ободом  и  ступицей  и  30НВ  между  отдель¬
ными  точками  обода  и  ступицы.  Сдаточными
характеристиками  являются  предел  текучести
а0  2,  относительное  сужение  б5,  ударная  вяз¬
кость  КСU  и  изгиб  в  холодном  состоянии.
 При  производстве  слитков  для  дисков  це¬
лесообразно  использовать  методы  выплавки,
обеспечивающие  высокую  чистоту  и  плот¬
ность  металла:  вакуумную  обработку  стали,
электрошлаковый  и  вакуумно-дуговой  пере¬
плав  и  др.  Для  повышения  прокаливаемости  и
однородности  свойств  поковок  термообработ¬
ку  проводят  после  предварительной  механиче¬
ской  обработки  с  минимально  необходимыми
припусками  по  сравнению  с  чистовыми  разме¬
рами.  Микроструктура  термически  обработан¬
ных  поковок  дисков  из  углеродистой  и  низко¬
легированной  стали  —  соответственно  перлит
в  ферритной  сетке  и  сорбит.  В  некоторых  по¬
ковках  наблюдается  сорбит,  ориентированный
по  кристаллографическим  осям  мартенсита.
Поковки  дисков  после  прохождения  полного
цикла  изготовления  должны  иметь  минималь¬
ные  остаточные  напряжения.  При  этом  допус¬
каются  по  нормам  требований  следующие  ос¬
таточные  напряжения:  <  39  МПа  и  <  49  МПа
при  наружном  диаметре  соответственно  диска
 600...  1000  и  1000  мм  и  более.  Диски  диаметром
менее  600  мм  на  остаточные  напряжения
обычно  не  испытывают.
 В  поковках  дисков  не  допускаются  остат¬
ки  околоусадочной  рыхлости,  крупные  неме¬
таллические  включения  или  значительные  ско¬
пления  мелких  включений,  плены,  инородные
тела  и  др.  По  техническим  условиям  на  шли¬
фованных  и  травленых  поверхностях  поковок
дисков  допускаются  отдельные  (не  более  15)
 2.8.1.  Механические  свойства  поковок  дисков  в  зависимости  от  категории  прочности  стали
 Сталь
 Категория
 а0,2
 s5
 леи,
 Угол
 прочности
 МПа
 %
 Дж/см2
 изгиба,  °
 40Х
 I
 >314
 >559
 >  17
 >40
 >39
 150
 34ХМА  и  40Х
 II
 >392
 >588
 >  17
 >40
 >39
 150
 34ХМА
и  34ХН1МА
 III
 490...686
 >657
 >  15
 >40
 >49
 150
 34ХН1МА
 IV
 588...784
 >764
 >  14
 >40
 >49
 120
 34ХН1МА,
34XH3MA
и  35ХН1М2ФА
 V
 667...833
 >813
 >  12
 >40
 >49
 120

МАТЕРИАЛЫ  ДИСКОВ  И  РОТОРОВ
 531
 разнорозненные  шлаковые  включения  длиной
до  2  мм.  Дефекты  в  виде  неметаллических
включений  размерами  до  1  мм,  однако  не  до¬
пускаются  трещины  и  флокены,  последние
особо  опасны.  Флокены  —  нарушения  сплош¬
ности  металла,  выявляющиеся  на  обработан¬
ной  поверхности  в  виде  тонких  извилистых
трещин,  а  на  изломах  образцов  или  изделий  —
в  виде  серебристых  пятен  круглой  формы  и
кристаллического  строения.  Размеры  флокенов
различные  —  длина  от  долей  миллиметра  до
40  мм  и  более.  Флокены  почти  не  встречаются
в  литой  стали.  В  поковках  дисков  флокены  ча¬
ще  обнаруживаются  в  более  массивных,  менее
прокованных  ступицах,  чем  в  полотне  или  обо¬
де.  Исследования  показали,  что  они  обычно
располагаются  в  ликвационных  участках  с  по¬
вышенным  содержанием  углерода,  фосфора,
серы  и  легирующих  элементов.  Флокены  сни¬
жают  пластичность  стали.  Если  в  изломе  образ¬
ца  на  разрыв  имеется  характерное  пятно  фло-
кена,  то  окончательное  удлинение  и  сужение
такого  образца,  как  правило,  резко  снижены
(табл.  2.8.2).  Из  данных  испытаний  на  растяже¬
ние  образцов  из  Сг—Ni—Mo-стали  следует,  что
в  некоторых  случаях  разрушение  образцов  про¬
 ходит  практически  без  ферромагния.  Аналогич¬
ная  ситуация  имеет  место  и  в  случае,  когда
флокен  попадает  в  зону  объемно-напряженно-
го  состояния  образца,  ударная  вязкость  \|/  резко
снижается.
 Несмотря  на  большое  число  гипотез  о
флокенообразовании  в  стали,  удовлетвори¬
тельное  объяснение  этого  еще  не  получено.
Наибольшее  распространение  имеет  водород¬
ная  теория,  согласно  которой  растворившийся
в  жидкой  стали  водород,  выделяясь  при  из¬
вестных  условиях  в  микропоры,  всегда  имею¬
щиеся  в  стали,  может  создать  большие  напря¬
жения  в  металле,  приводящие  к  его  местным
разрывам  —  флокенам.  Вакуумирование  стали
резко  снижает  ее  склонность  к  образованию
флокенов  и  является  эффективным  средством
получения  дисков,  валов  и  роторов,  свобод¬
ных  от  флокенов.
 Материалы  валов  и  цельнокованых  рото¬
ров.  Вал  турбины  испытывает  при  работе  на¬
пряжения  от  собственного  веса  и  веса  всех  де¬
талей,  которые  насажены  на  него,  а  также  от
крутящего  момента,  соответствующего  переда¬
ваемой  валом  мощности.  Металл  работает  в
условиях  долговременного  воздействия  повы¬
 2.8.2.  Механические  свойства  металла  поковки  с  флокенами
 Направление
выреза  образца
 а0,2
 s5
 Излом
 МПа
 %
 Радиальное
 428
 617
 18,0
 48,6
 Нормальный
 318
 570
 5,0
 18,7
 Имеет  флокены
 Тангенциальное
 402
 680
 22,5
 52,0
 Нормальный
 —
 297
 0
 0
 Имеет  флокены
 385
 624
 19,5
 49
 Нормальный
 -
 620
 5,1
 18,2
 Имеет  флокены
 613
 9,2
 15,5
 270
 0
 0
 535
 670
 19,0
 50,0
 Нормальный
 330
 606
 5,0
 6,0
 Имеет  флокены
 374
 608
 14,0
 40,0
 Радиальное
 395
 550
 27,0
 58,0
 Нормальный
 420
 607
 10,5
 23,0
 Имеет  флокены
 Т  ангенциал  ьное
 —
 620
 6,0
 19,0

532
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 шенных  и  высоких  температур,  различных  по
длине  вала.  Наиболее  высокая  температура  на
участке  первых  ступеней,  а  на  шейках  под¬
шипников  и  на  концах  вала  невысокая  (около
 50...  100  °С).  Температурные  условия  изменя¬
ются  и  по  толщине  вала.  Наряду  с  постоянны¬
ми  по  значению  и  направлению  напряжения¬
ми  на  металл  вала  действуют  переменные,
обусловленные,  например,  обычно  вибрацией
вала  при  эксплуатации  турбины,  поскольку
центры  тяжести  деталей  ротора  не  лежат  на
геометрической  оси  вала.
 В  ступенчатых  валах  с  различными  диа¬
метрами  на  разных  участках  в  местах  перехода
от  одного  диаметра  к  другому  и  в  зонах  шпо¬
ночных  канавок  имеет  место  концентрация
напряжений.
 Получение  качественной  и  надежной  в
эксплуатации  поковки  вала  турбины  —  слож¬
ная  задача  с  учетом  значительных  массогаба¬
ритных  показателей  валов.  Достаточная  изо¬
тропность  механических  свойств  прочности  и
пластичности  металла  могут  быть  достигнуты
при  качественном  исполнении  всех  этапов
технологического  процесса  производства.  Ме¬
талл  не  должен  содержать  загрязнений  шлака¬
ми  и  неметаллическими  включениями,  флоке-
нов,  а  также  трещин  и  других  дефектов.  Внут¬
ренние  напряжения  в  поковке  должны  быть
минимальными  для  исключения  вибрации  и
прогиба  вала  при  эксплуатации.
 Наиболее  сложным  является  производство
цельнокованых  роторов,  размеры  и  масса  кото¬
 рых  обычно  больше,  чем  валов,  а  геометрия  фор¬
мы  более  сложная.  Максимальные  напряжения
возникают  в  центральной  зоне  ротора  на  поверх¬
ности  внутреннего  отверстия,  которым  обычно
снижают  цельнокованые  роторы  и  крупные  ва¬
лы,  т.е.  в  той  зоне,  где  при  существующей  техно¬
логии  производства  поковок  выше  вероятность
наличия  металлургических  дефектов,  а  механиче¬
ские  свойства  хуже,  чем  в  периферийных  зонах.
Это  также  обусловлено  пониженной  эффектив¬
ностью  термообработки  центральной  зоны.  По
данным  П.Д.  Хинского  интенсивность  охлажде¬
ния  через  центральное  отверстие  диаметром
80  мм  на  порядок  меньше,  чем  наружной  поверх¬
ности  бочки  диаметром  800  мм.
 Наибольшие  сложности  возникают  при
изготовлении  роторов,  повышенной  нагру-
женности  для  мощных  паровых  турбин,  с
практически  предельными  для  перлитных  ста¬
лей  параметрами.  Например,  цельнокованый
ротор  из  стали  Р2М  ЦСД  одновальной  турби¬
ны  мощностью  800  МВт  с  начальными  пара¬
метрами  пара  24  МПа  560  °С  имеет  полную
длину  7500  мм,  расстояние  между  осями  под¬
шипников  6590  мм;  массу  ротора  без  лопаток
30,2  т,  а  с  рабочими  лопатками  34,5  т.  Разра¬
ботка  технологии  изготовления  таких  роторов
потребовала  значительных  усилий  и  большого
объема  предшествовавших  исследований,  про¬
веденных  в  ЦКТИ.
 Обеспечение  надежности  и  долговечности
роторов  является  одной  из  важнейших  задач  ме¬
таллургии,  металловедения  и  паротурбостроения.
 2.8.3.  Массы  цельнокованых  роторов  и  поковок  из  сталей  (т)
 Сталь
 Турбина
 Ротор
 Поковка  ротора
 ЦВД
 ЦСД
 ЦНД
 ЦВД
 цсд
 ЦНД
 25Х1М1ФА
 СКВ-150
 11,0
 16,5
 21,0
 20,0
 28,5
 51,3
 К-200-130
 6,5
 9,2
 12,7
 9,8
 15,3
 16,8
 К-300-240
 9,0
 18,6
 —
 12,9
 22,7
 —
 К-500-160
 13,0
 27,0
 31,0
 24,0
 55,0
 47,7
 К-800-240
 17,2
 35,0
 30,7
 24,2
 65,0
 47,7
 20Х2МВФ
 К-150-130
 11,1
 —
 —
 14,0
 —
 —
 К-300-240
 8,9
 17,6
 —
 10,7
 20,0
 —
 К-500-240
 10,0
 17,0
 60,0
 —
 —
 —
 Р-100-300
 9,0
 -
 -
 13,0
 -
 -

МАТЕРИАЛЫ  ДИСКОВ  И  РОТОРОВ
 533
 Валы  и  роторы  изготовляют  из  углеродистой  ста¬
ли  35  и  40  и  низколегированной  Сг—Мо-  и
Cr—Ni—Mo—V-стали  и  др.  В  табл.  2.8.3  приведе¬
ны  данные  о  применяемых  марках  стали,  массе
цельнокованых  роторов  и  их  поковок  для  паро¬
вых  турбин  различной  мощности  отечественного
производства.
 По  техническим  условиям  на  поковки  ва¬
лов  и  роторов  паровых  турбин  их  рекоменду¬
ется  изготовлять  из  сталей  восьми  марок.
 Сталь  для  валов  и  роторов  выплавляют  в
основных  электропечах.  В  процессе  изготовле¬
ния  слитка  применяется  вакуумирование.  По¬
вышение  качества  стали  достигается  примене¬
нием  электрошлакового  и  вакуумно-дугового
переплава  и  интенсивной  ковки.  Технологиче¬
ский  процесс  ковки  должен  обеспечивать
плотность,  однородность  и  чистоту  металла.
Ось  поковки  ротора  должна  примерно  совпа¬
дать  с  осью  слитка.  При  изготовлении  поковок
валов  и  роторов  предусмотрено  пять  категорий
прочности  (табл.  2.8.4).
 Механические  свойства  металла  поковок
приведены  в  табл.  2.8.5,  2.8.6.
 Для  роторов  паровых  турбин  с  ССКП  па¬
ра  перспективными  являются  высокохроми¬
стые  стали  (9...  12%  Сг)  мартенситного  класса,
исследование  ЦКТИ  совместно  с  ПО  «Ижор-
ский  завод»  для  температур  600  °С  и  выше.
 Испытания  механических  свойств  метал¬
ла  валов  и  роторов  проводят  на  предприя¬
тии-изготовителе,  а  затем  на  турбинном  заво¬
де,  для  которого  они  изготовлены.  Из  про¬
дольного  припуска  обычно  вырезают  один  об¬
разец  для  испытаний  на  растяжение,  два  —
для  исследований  на  ударную  вязкость  и
один  —  для  испытаний  на  изгиб.
 По  техническим  условиям  на  поверхно¬
сти  заготовок  валов  и  цельнокованых  роторов
стационарных  и  транспортных  турбин  на  шей¬
ках  валов  и  роторов,  подлежащих  травлению,
допускаются  разрозненные  неметаллические
включения  и  поры  длиной  до  1  мм  (не  более
пяти)  и  1,5  мм  (не  более  двух)  на  площади  до
 2.8.4. 	Механические  свойства  заготовок  валов  и  роторов  при  температуре  20  °С  в  зависимости
от  категории  прочности  при  вырезке  продольных  образцов  из  конца  вала  и  тангенциальных  образцов
 из  бочки
 Сталь
 Категория
 а0,2
 s5
 KCU,
 Дж/см2
 Угол
изгиба,  °
 прочности
 Не  менее
 34ХМА,
 34ХМ1А
 I
 343
 324
 569
 540
 17
 13
 40
 32
 39
 39
 180
 150
 34ХМА,
 34ХМ1А
 II
 490
 461
 638
 608
 15
 11
 40
 32
 59
 44
 150
 120
 25Х1М1ФА
 Ilia
 490...667
 490...667
 618
 618
 16
 13
 40
 35
 39
 39
 180
 150
 20ХЗМВФА
 III
 589...736
 589...736
 736
 736
 13
 11
 40
 32
 49
 39
 150
 120
 34ХН1МА
 38ХНЭМФА
 IV
 638...834
 804
 14
 40
 59
 150
 34XH3MA
 27ХНЗМФА
 638...834
 765
 11
 32
 44
 120
 27ХНЗМФА
 ЗбХНЗМФА
 637...834
 834
 14
 40
 59
 150
 38ХНЗМФА
 V
 667...834
 834
 10
 30
 39
 120
 25Х2Н4МФА
 667...834
 667...834
 804
 785
 14
 12
 45
 40
 59
 49
 150
 120

534
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 2.8.5.  Механические  свойства  сталей  в  зависимости  от  температуры  испытания  Тн
 Сталь
 о
 о
 ап  (1%;  105  ч),  МПа
 адп  (105  ч),  МПа
 450
 285
 382
 500
 137...147
 216...255
 25Х1М1ФА
 525
 118...136
 167...215
 550
 оо
 оо
 40
 оо
 127...157
 575
 -
 98...118
 20Х2МВФ  при  а0  2,  МПа:
 450
 245
 392
 500
 172
 333
 735...833
 550
 оо
 оо
 оо
 176
 560
 88
 167
 580
 59
 127
 600
 22
 69
 475
 147
 255
 500
 118
 206
 588...637
 550
 88...108
 176
 167
 560
 88
 580
 59
 127
 600
 22
 69
 Примечание.  ап  —  предел  ползучести;  адп  —  предел  длительной  прочности.
 2.8.6.  Механические  свойства  поковок  из  стали  25Х1М1ФА  (тангенциальные  образцы)
 Поковка,  место  отбора  проб
 и
 о
 а0,2
 s5
 кси,
 Дж/см2
 МПа
 %
 Ротор  с  бочкой  диаметром  840  мм  по¬
сле  двойной  нормализации  и  отпуска
с  охлаждением  в  печи,  средняя  1/3  ра¬
диуса  бочки
 20
 560
 730
 19
 61
 100
 450
 485
 588
 18
 64
 115
 500
 458
 530
 19
 67
 105
 550
 415
 465
 19
 70
 100
 Диск  наружным  диаметром  1020  мм
и  высотой  ступицы  250  мм  после  за¬
калки  в  масле  и  отпуска,  ступица
 20
 660
 780
 19
 57
 85
 400
 500
 620
 14
 39
 160
 450
 470
 600
 14
 44
 150
 500
 435
 525
 15
 54
 175
 565
 405
 445
 20
 75
 175
 580
 375
 405
 23
 79
 175

МАТЕРИАЛЫ  ОСНОВНЫХ  ДЕТАЛЕЙ  СТАТОРОВ
 535
 25  см2.  На  каждом  участке  травления  допуска¬
ется  не  более  15  дефектов.  Дефекты  размером
менее  0,5  мм  не  учитываются,  если  их  распо¬
ложение  не  носит  характера  скоплений  и  це¬
почек.
 Установление  того  или  иного  количества
и  размеров  дефектов,  выявляемых  в  процессе
испытаний  металла  поковок  дисков,  валов,
роторов  и  других  заготовок  в  качестве  крите¬
рия  для  оценки  их  годности,  является  в  значи¬
тельной  мере  условным  и  не  может  считаться
строго  обоснованным.  Поэтому  несмотря  на
формирование  критериев  с  учетом  опыта  экс¬
плуатации,  целесообразно  в  каждом  случае  с
осторожностью  подходить  к  формализации
подхода  к  вопросу  о  пригодности  роторов,  ме¬
талл  которых  имеет  повышенное  количество
неметаллических  включений.
 2.8.2. 	МАТЕРИАЛЫ  ОСНОВНЫХ  ДЕТАЛЕЙ
СТАТОРОВ
 Цилиндры,  обоймы,  диафрагмы  и  другие
детали  статора  турбины  работают  в  менее  тя¬
желых  условиях,  чем  детали  роторной  группы,
поскольку  при  эксплуатации  находятся  в  не¬
подвижном  состоянии.  Вместе  с  тем  цилинд¬
ры  паровых  турбин  испытывают  напряжения
от  давления  движущегося  пара,  максимально¬
го  в  головной  части  и  постепенно  снижающе¬
гося  вдоль  оси,  т.е.  изменяются  силы,  дейст¬
вующие  на  стенки  цилиндров.  В  ряде  случав
цилиндры  испытывают  воздействие  весьма
значительных  перепадов  давлений  и  темпера¬
тур.  Так,  разность  температур  по  продольной
оси  от  впуска  до  выпуска  пара  может  превы¬
шать  500  °С  (ЦНД)  конденсационной  турбины
мощностью  300  МВт.
 Сложные  конструктивные  формы,  значи¬
тельные  размеры  и  масса  цилиндров  создают
большие  трудности  при  производстве  отливок
для  корпусных  и  клапанных  деталей  паровых
турбин.  В  местах  перехода  от  фланцев  к  стен¬
кам  часто  сосредотачиваются  литейные  поро¬
ки,  которые  могут  создавать  дополнительную
нагруженность.
 Повышение  параметров  рабочего  тела,
рост  единичной  мощности  турбин,  развитие
систем  регенерации  пара  сопровождаются  ус¬
ложнением  конструктивных  форм  и  увеличе¬
нием  размеров  цилиндров.  Распространенные
двухстенные  конструкции  цилиндров  паровых
турбин  повышенной  мощности  позволяют
уменьшить  толщину  фланцев  горизонтального
 разъема,  снизить  разность  давлений,  дейст¬
вующих  на  стенки,  а  в  ряде  случаев  —  упро¬
стить  конструктивные  формы  и  технологию
производства  отливок.
 Для  турбин  средней  и  большой  мощно¬
сти,  а  также  многих  конструкций  турбин  ма¬
лой  мощности  паровые  и  сопловые  коробки
отливают  отдельно  и  приваривают  к  цилиндру
или  присоединяют  к  нему  на  болтах.  Это  по¬
зволяет  облегчить  условия  работы  цилиндра  и
упростить  технологию  его  изготовления.  Па¬
ровые,  сопловые  и  клапанные  коробки  имеют
формы  различной  степени  сложности  (в  зави¬
симости  от  конструкции  турбины)  и  работают
в  условиях  длительного  воздействия  пара  вы¬
соких  параметров.
 Диафрагмы  испытывают  напряжения  от
разности  давлений  пара  в  камерах  двух  ступе¬
ней  и  работают  при  повышенных  температу¬
рах,  различных  для  диафрагм  разных  ступеней.
Диафрагмы  так  же,  как  и  цилиндры,  выполня¬
ют  разъемными  по  диаметру  в  горизонтальной
плоскости  и  закрепляют  в  пазах,  проточенных
в  теле  цилиндра.  Отдельные  группы  диафраг¬
мы  двух,  трех  или  более  рядом  расположенных
ступеней  во  многих  турбинах  устанавливают  в
литые  обоймы,  которые  применяют  обычно
для  упрощения  основных  отливок  цилиндров.
Обоймы  выполняют  с  горизонтальным  разъе¬
мом  и  закрепляют  в  корпусе  цилиндра.  В  про¬
точенных  в  обоймах  пазах  устанавливают  диа¬
фрагмы.
 Основные  детали  статоров  в  зависимости
от  характера  и  условий  их  работы  изготовляют
из  отливок,  поковок,  проката,  сварными,
сварнолитыми,  сварноковаными,  сварноли¬
стовыми  и  др.  Цилиндры,  обоймы,  сопловые
коробки  и  другие  детали  производят  из  сталь¬
ных  фасонных  отливок.  Конструктивные  фор¬
мы  многих  отливок  (особенно  цилиндров)
весьма  сложны,  а  их  массогабаритные  показа¬
тели  значительные.  Ряд  деталей  при  больших
габаритных  размерах  тонкостенные  и  имеют
резкие  переходы  от  малых  к  большим  сечени¬
ям.  Отливки  ответственного  назначения  в  за¬
висимости  от  температуры  эксплуатации  полу¬
чают  из  углеродистых  и  низколегированных
Сг—Мо,  Сг—Мо—V-сталей,  а  также  из  сталей,
содержащих  с  9...  12%  Сг.
 Важное  значение  для  обеспечения  тре¬
буемого  качества  литья  имеет  уровень  техни¬
ческой  оснастки  литейных  цехов,  механизация
и  автоматизация  технологических  процессов.
Термообработка  должна  создавать  равномер¬

536
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 ную  структуру  металла  отливки,  необходимый
уровень  и  однородность  механических  свойств
в  различных  ее  сечениях.  Для  этого  при  разра¬
ботке  ее  режимов  целесообразно  учитывать
химический  состав,  конфигурацию,  габарит¬
ные  размеры,  массу,  толщину  стенок  отливки
и  др.
 Для  отливок  деталей  турбин  с  температу¬
рой  пара  до  425  °С  рекомендуется  углероди¬
стая  сталь  25.  После  нормализации  при
 880...930 	°С  металл  отливки  по  механическим
свойствам  должен  удовлетворять  следующим
требованиям:  а02  ^  235  МПа;  ав  >  441  МПа;
65  >  19%;  у  =  30%;  KCU  >  39  Дж/см2,
 124...151НВ. 	Рекомендуется  также,  чтобы  от¬
ношение  а0j2A*b  не  превышало  0,6.
 Для  отливок  статоров  паровых  турбин
наиболее  широкое  применение  нашли  хромо¬
молибденованадиевые  стали  20ХМФЛ  и
15Х1М1ФЛ  для  температуры  пара  соответст¬
венно  540  и  565  °С.  Cr-Mo-V-стали,  особен¬
но  15Х1М1ФЛ,  обладают  повышенной  чувст¬
вительностью  к  скорости  охлаждения.
 Для  отливок  из  сталей  20ХМФЛ  и
15Х1М1ФЛ  рекомендуются  следующие  режи¬
мы  термообработки  (°С).
 Термообработка  Гомогени-  Нормали-  Отпуск
зация  зация
 20ХМФЛ 	 970...1000  960...980  710...740
 15Х1М1ФЛ 	1020...10501000...1030  720...750
 В  табл.  2.8.7  приведены  требования  к  ме¬
ханическим  свойствам  для  различных  деталей
турбин.  Крупные  отливки  из  стали  15Х1М1ФЛ
могут  в  ряде  случаев  иметь  обусловленную
чувствительность  к  скорости  охлаждения  не¬
однородность  прочностных  свойств  и  ударной
вязкости  в  различных  зонах  и  сечениях.  Как
показали  исследования,  характеристики  проч¬
ности,  и  особенно,  предел  текучести  законо¬
мерно  уменьшаются  при  переходе  от  тонких  к
массивным  сечениям;  минимальные  значения
этих  показателей  наблюдаются  обычно  в  цен¬
тральных  зонах  фланцев  цилиндров.  Структу¬
ра  массивных  сечений  отливки  с  пониженной
прочностью  содержит  феррит  и  ферритокар¬
бидную  смесь  грубого  строения,  что  связано  с
пониженной  скоростью  охлаждения  этих  от¬
ливок  после  нормализации.  Для  устранения
неоднородности  свойств  рекомендуется  при¬
менять  принудительное  охлаждение  при  нор¬
мализации  крупных  отливок.
 Характеристики  жаропрочности  сталей
20ХМФЛ  и  15Х1М1ФЛ  приведены  в
табл.  2.8.8.
 Для  литых  деталей  корпусов  турбин  с
ССКП  пара  (Т>  600  °С)  потребовались  стали  с
повышенными  характеристиками  жаропроч¬
ности,  чем  у  стали  15Х1М1ФЛ.
 Исследования  А.  И.  Чижика  проводились
на  отливках  массой  0,85...5  т  крышки  цилинд¬
ра,  паровых  коробок  и  корпуса  клапана  авто-
 2.8.7.  Механические  свойства  отливок  для  различных  деталей  паровых  турбин
 Деталь
 Размеры  пробных  планок,
 а0,2
 мм
 МПа
 Сталь  20ХМФЛ
 150x170
 275...539
 Цилиндры  корпуса  клапанов.
 Обоймы,  паровые  и  сопловые  коробки
 100x150
 294...539
 60x150
 314...539
 Сталь  15Х1М1ФЛ
 Цилиндры  корпуса  клапанов.
 Обоймы,  паровые  и  сопловые  коробки,
 150x170
 294...539
 100x150
 314...539
 крышки  клапанов  и  др.
 60x150
 Примечание.  Для  стали  20ХМФЛ  (150x170  мм)  ав  >  490  МПа,  б5  >  16%,  \|/  >  35%,
KCU  >  29  Дж/см2,  159...223  НВ.

МАТЕРИАЛЫ  КРЕПЕЖНЫХ  ДЕТАЛЕЙ
 537
 2.8.8.  Характеристика  жаропрочности  Сг-Мо-У-сталей  для  литья  при  разных  температурах
 испытаний  (°С)
 Показатель
 20ХМФЛ
 15Х1М1ФЛ
 525
 540
 560
 525
 550
 565...570
 ап  (1%,  105ч),  МПА
 89
 59
 49
 -
 -
 49...74
 адп  (105  ч),  МПа
 137
 108
 88
 147
 118
 108
 матического  затвора,  полученных  на  основе
модифицированной  12%-ной  хромистой  стали
15X11МФ.  Сталь  выплавлялась  из  сварных
шихтовых  материалов  в  дуговых  электропечах.
Отливки  подвергались  двойной  нормализации
(при  1100...  1150  и  1050...  1060  °С)  с  воздуш¬
но-водяным  охлаждением  крупных  отливок  и
охлаждением  на  спокойном  воздухе  отливок
меньшей  массы  и  последующему  отпуску  при
 720...750  °С.  В  результате  проведенных  иссле¬
дований  структуры  и  свойств  была  рекомендо¬
вана  сталь  15Х11МФБЛ  со  следующим  хими¬
ческим  составом  (%).
 С 	0,13...0,20 	Ni 	 0,5...0,9
 Si 		<0,55 	Мо 	 0,8...1,05
 Мп 	 0,6...1,0 	V 	 0,2...0,3
 С 		10...12 	Nb 	0,10...0,25
 В  табл.  2.8.9  приведены  механические
свойства  отливок  после  термообработки  и  обес¬
печивающие  следующие  показатели  жаропроч¬
ности  при  а0>2  ^  600  МПа  и  температуре  580  °С,
а0  2  ^  465  МПа  и  температуре  565,  600  °С:
 2.8.9.  Механические  свойства  отливок  из  стали  15Х11МФБЛ
 Деталь
 Толщина
 стенки,
 мм
 а0,2
 s5
 леи,
 Дж/см2
 НВ
 МПа
 %
 Внутренний  ЦВД
массой  4,5  т
 250
100...120
60
 510...637
 470...539
 461...471
 676...745
 627...676
 627...647
 13...21
 16...23
 17...25
 29...59
 34...60
 39...64
 49...137
 59...118
 108...118
 187...228
 Корпус  клапана  авто¬
матического  затвора
массой  5  т
 150
 510...568
 706...725
 12...18
 26...42
 55...61
 196...228
 Паровая  коробка  мас¬
сой  2,1  т
 150...200
 539...559
 676...696
 17...21
 43...60
 51...88
 187...229
 Т,  °С
 ,  565  580
 600
 ап  (1%  за  105  ч),  МПа
 ,  -  69
 54...59
 ад  п  (за  105  ч),  МПа
 .  118  100
 69...85
 2.8.3. 	МАТЕРИАЛЫ  КРЕПЕЖНЫХ
ДЕТАЛЕЙ
 Оценка  работоспособности  крепежных
деталей  и  выбора  крепежных  материалов  для
работы  при  повышенных  и  высоких  темпера¬
турах,  в  первую  очередь  шпилек  большого
диаметра  для  фланцевых  резьбовых  соедине¬
ний  (ФРС)  ЦВД  и  ЦСД,  является  одной  из
важнейших  и  сложных  проблем  материалове¬
дения  в  энергомашиностроении.  ФРС  цилин¬
дров  турбин  должны  быть  высокопрочными,
долговечными  и  плотными.  Их  плотность  за¬
висит  от  ряда  факторов,  наиболее  важным  из
которых  является  релаксация  напряжений
из-за  воздействия  температур.  При  затяжке
шпилек  для  обеспечения  требуемой  плотности
присоединяемых  фланцев  имеют  место  значи¬
тельные  упругие  напряжения.  Термонапря¬

538
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 женное  состояние  металла  крепежных  элемен¬
тов  обусловливает  развитие  процессов  ползу¬
чести  и  релаксации,  поскольку  упругая  дефор¬
мация  переходит  в  пластическую,  снижая  уси¬
лие  первоначального  затяга,  а  следовательно,
плотность  соединения.
 Материалы,  применяемые  для  крепеж¬
ных  деталей  ответственного  назначения,
должны  иметь  предел  текучести,  позволяю¬
щий  осуществить  необходимую  их  затяжку  без
остаточной  деформации,  и  повышенную  со¬
противляемость  ползучести  и  релаксации,  тре¬
буемую  для  длительной  работы  ФРС  без  пере-
затяжки.  Особенности  конструкции  шпилек
(наличие  резьбы  различной  геометрии)  созда¬
ют  в  материале  значительную  концентрацию
напряжений.  Поэтому  применяемые  материа¬
лы  должны  обладать  минимальной  чувстви¬
тельностью  к  концентрации  напряжений,  спо¬
собностью  к  перераспределению  нагрузки  без
преждевременного  разрушения.  Кроме  того,
необходимо  также,  чтобы  материал  крепежа  не
имел  склонности  к  тепловой  хрупкости.
 Крепежные  детали  (болты,  шпильки  и
др.),  работающие  внутри  цилиндра,  омывают¬
ся  паром  или  водой,  поэтому  их  материал  дол¬
жен  иметь  достаточную  для  этих  условий  кор¬
розионную  стойкость,  а  металл  сопрягаемых
крепежных  деталей  (шпилек  и  гаек)  при  этом
не  должен  иметь  склонности  к  заеданию  в
резьбе.
 Длительность  каждого  этапа  непрерыв¬
ной  службы  ФРС  определяется  временем  ме¬
жду  двумя  последовательными  затягами
шпилек  или  болтов,  как  правило,  это  период
между  остановами  турбины  на  плановый  ре¬
монт.
 На  энергомашиностроительных  заводах  и
электростанциях  ведется  систематическая  ра¬
бота  по  увеличению  длительности  межремонт¬
ного  периода.  Поэтому  требования  к  релакса¬
ционной  стойкости  металла  болтов  и  шпилек
ФРС,  работающих  при  повышенных  и  высоких
температурах,  постоянно  повышаются.  Опыт
эксплуатации  крепежных  деталей  при  работе  в
условиях  температурного  интервала  510...560  °С
свидетельствует  о  том,  что  их  парковый  ресурс
составляет  100...270  тыс.  ч  (табл.  2.8.10).
 На  долговечность  крепежных  деталей
влияют  следующие  факторы:  конструкция  де¬
талей  и  технология  их  изготовления;  коррект¬
ность  задания  силы  затяжки;  разность  темпера¬
тур  между  фланцем  и  шпилькой  при  пусковых
режимах.  Преждевременный  выход  из  строя
 2.8.10.  Парковый  ресурс  крепежных  деталей
разъемов  и  арматуры  паровых  турбин
 Сталь
 Температура
пара,  °
 Парковый
ресурс  крепежа
разъемов  и  ар¬
матуры,  тыс.  ч
 20Х2М1Ф
 <525
 200
 >525
 100
 20Х1М1Ф1ТР
 <560
 220
 20ХМФБР
 <545
 220
 >545
 100
 25Х1МФ
 500...510
 270
 15Х12ВМБФР
 <560
 220
 крепежных  деталей  может  быть  обусловлен  по¬
вышенной  склонностью  к  охрупчиванию,  не¬
достаточным  уровнем  релаксационной  стойко¬
сти,  длительной  прочности  и  пластичности,  за¬
грязненностью  метала  шлаковыми  и  другими
неметаллическими  включениями  и  др.
 Следует  отметить,  что  при  повторном  на¬
гружении  релаксационная  стойкость  металла
повышается,  что  необходимо  учитывать  при
выборе  начальных  напряжений  в  условиях  по¬
вторной  затяжки.  Для  изготовления  гаек  ис¬
пользуют  (по  сравнению  с  болтами  и  шпиль¬
ками)  более  низкопрочные  крепежных  мате¬
риалы,  так  как  считается,  что  при  этом  созда¬
ется  благоприятное  распределение  нагрузки
по  виткам  резьбы  в  соединении.  Требования  к
жаропрочности  и  релаксационной  стойкости
металла  гаек  также  ниже  вследствие  меньшей
нагруженности.  При  выборе  марки  стали  це¬
лесообразно,  чтобы  коэффициент  температур¬
ного  линейного  расширения  и  теплопровод¬
ность  металла  соединяемых  деталей  были
близки  к  соответствующим  показателям  ме¬
талла  шпилек  и  болтов.
 Стали  перлитного  класса.  Сталь  25Х1МФ.
Это  Сг—Мо—V-стали,  широко  применяемые
для  болтов  и  шпилек  ответственного  назначе¬
ния,  работающих  при  температурах  до  510  °С.
 Критические  точки  стали  следующие:
Acj  =  760  °С;  Ас3  =  840  °С;  А=  680...690  °С;
Аг3  =  760...780  °С.  Термообработка  —  закалка  от
 930...950  °С  в  масле  и  отпуск  при  620...660  °С  с
охлаждением  на  воздухе.  Механические  свойст¬
ва  заготовок  из  стали  25X1МФ  толщиной  до
25  мм  после  закалки  от  880...900  °С  в  масле  и

МАТЕРИАЛЫ  КРЕПЕЖНЫХ  ДЕТАЛЕЙ
 539
 отпуске  при  640...660  °С  должны  соответство¬
вать  ГОСТ  20700:  а0  2  >  666  МПа;  ав  >  784  МПа;
б5  >  14%;  \|/  >  50%,  KCU  >  59  Дж/см2.
 Для  улучшения  распределения  нагрузки
по  виткам  резьбового  соединения  термообра¬
ботку  гаек  из  стали  25X1МФ  выполняют  с  бо¬
лее  высокой  температурой  отпуска  для  получе¬
ния  меньшей  твердости,  чем  у  шпилек  и  бол¬
тов.  Если  твердость  металла  шпилек  после  от¬
пуска  составляет  241...277  НВ,  то  для  гаек  по¬
сле  отпуска  она  не  должна  превышать  229  НВ.
В  связи  с  этим  в  ряде  случаев  для  шпилек  из
стали  25X1  МФ  изготовляют  гайки  из  стали
30ХМА  или  38ХМ.
 Характеристики  жаропрочности  стали
25X1  МФ  после  закалки  от  930  °С  и  отпуска
при  620...660  °С  в  зависимости  от  температуры
приведены  ниже.
 Температура,  °С 	 450  475  500  525  550
 ап  (1%,  105ч),  МПа....  226  143 	79 	52  29,5
 адп(105ч),  МПа 	 - 	- 	167  113 	59
 Релаксационная  стойкость  стали
25X1  МФ  при  температуре  500  °С  и  предвари¬
тельных  напряжениях  затягах  250  и  350  МПа  в
зависимости  от  варианта  термообработки  ха¬
рактеризуется  остаточными  напряжениями
аост,  приведенными  в  табл.  2.8.11.
 Коэффициент  чувствительности  к  кон¬
центрации  напряжений  в  условиях  долговре¬
менного  растяжения  при  500  и  550  °С  по  дан¬
ным  А.И.  Чижика  и  др.  после  закалки  от  950  °С
и  отпуска  при  660  °С  (для  надреза  глубиной
около  1  мм  с  углом  60°  и  радиусом  закругления
0,11  цилиндрического  образца  08  мм)  оказался
больше  единицы.  Пластичность  стали  при  дли¬
 тельном  разрыве  в  результате  этой  термообра¬
ботки  значительно  выше,  чем  после  нормали¬
зации  от  1000  °С  и  отпуска  при  650  °С  и  после
закалки  от  950  °С  и  отпуска  при  620  °С.
 Одним  из  недостатков  стали  25X1  МФ  яв¬
ляется  ее  температурная  хрупкость.  Так,  после
выдержки  при  Т  =  500  °С  в  течение  6  тыс.  ч  ее
ударная  вязкость  при  Т  =  20  °С  снижается  от  88
до  51  Дж/см2.  Чувствительность  к  надрезу  при
усталости  составляет  для  гладких  образцов
а_,  =  372  МПа,  а  для  надрезанных  а_,  =
=  206  МПа.  Считается,  что  наличие  крупнозер¬
нистой  структуры  стали  25X1  МФ  является  при¬
чиной  снижения  ударной  вязкости,  повышен¬
ной  чувствительности  и  к  надрезу  при  Т  =  20  °С
и  проявления  склонности  к  хрупкости  при  по¬
вышенных  температурах.
 Сталь  25Х2М1Ф.  Для  крепежных  деталей,
работающих  при  температурах  до  535  °С,  при¬
меняют  эту  сталь  перлитного  класса,  более  ле¬
гированную  хромом,  молибденом  и  ванадием,
чем  сталь  25X1  МФ.
 Характеристики  жаропрочности  стали,  оп¬
ределенные  на  базе  105  ч  при  550  °С,  следую¬
щие:  ап  =  69  МПа  (деформация  1%),  адп  =
=  137  МПа.  Сталь  25Х2М1Ф  планировалось
применять  при  температуре  выше  540  °С.  Одна¬
ко  ее  релаксационная  стойкость  оказалась  не¬
достаточной:  наблюдалось  ее  охрупчивание,  а
вынужденное  частое  подтягивание  шпилек  при¬
водило  к  их  повреждениям,  развивающимся,
как  правило,  в  зоне  первого  рабочего  витка
резьбы.  Состояние  металла  при  температуре  бо¬
лее  540  °С  характеризуется  заметным  изменени¬
ем  его  прочностных  показателей,  хотя  темпера¬
туры  отличаются  всего  на  10  °С  (табл.  2.8.12).
 2.8.11.  Релаксационная  стойкость  стали  25Х1МФ  при  500  °С  после  различной  термообработки
 Термообработка
(нормализация,  отпуск)
 Начальное
 аост,  МПа,  после  работы  в  течение,  тыс.  ч
 напряжение,
 МПа
 1
 2
 3
 5
 10
 От  930  °С,  650  °С,  2  ч
(о0,2  =  850  МПа,  277  НВ)
 118
 77,5
 73,5
 72,5
 686
 559
 245
 157
 150
 137
 123
 91
 343
 201
 196
 188
 177
 147
 От  1000  °С,  650  °С,  2  ч
(о0,2  =  849  МПа,  289  НВ)
 118
 87
 84
 81,5
 76,5
 69
 245
 172
 165
 159
 149
 127,5
 343
 231
 226
 218
 211
 186
 Закалка  от  930  °С  в  масле,
 147
 76,5
 71
 68
 56
 38
 650  °С,  2  ч
 245
 118
 108
 102
 92
 71
 (о0,2  =  902  МПа,  293  НВ)
 343
 157
 148
 137
 123
 93

540
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 2.8.12.  Результаты  испытаний  стали  25Х2М1Ф
 о
 о
 а0,2
 аД  п
 (104  ч)
 ад.п
 (105  ч)
 5
 (5-103  ч)
 °0
 ^ост
 (за  12-103  ч)
 МПа
 %
 МПа
 20
 814
 —
 —
 —
 —
 —
 —
 540
 686
 833
 226
 147
 13
 294
 98
 550
 559
 637
 177
 128
 2
 294
 69
 Эта  сталь  может  быть  чувствительна  к  от¬
клонениям  от  установленного  технологическо¬
го  цикла  плавки,  ковки,  термообработки  и  др.
Отдельные  плавки  дают  значительный  разброс
характеристик  длительной  прочности  и  в  слу¬
чаях,  когда  образцы  отобраны  из  одного  прут¬
ка  и  имеют  сопоставимую  твердость.
 Сталь  20Х1М1Ф1ТР.  Эта  перлитная  сталь
разработана  для  деталей,  работающих  при  темпе¬
ратурах  до  560  °С.  Она  содержит  кроме  Сг,  Мо  и
V  (как  и  стали  25Х1МФ  и  25Х2М1Ф),  Ti  и  В  для
измельчения  зерна  и  упрочнения  границ  зерен.
 Прототипом  стали  20Х1М1Ф1ТР  является
сталь  20X1М1Ф1,  имеющая  повышенную  чув¬
ствительность  к  надрезу,  а  следовательно,  к
преждевременному  разрушению.  Введение  бора
и  титана  позволило  устранить  эти  недостатки.
 Критические  точки  стали  20Х1М1Ф1ТР  —
Acj  ~  800...830  °С,  Ас3  «  890...980  °С.  Исследова¬
ния  ЦКТИ  по  влиянию  температур  закалки  в
интервале  980...  1050  °С  и  отпуска  600...740  °С  на
механические  свойства  стали  показали,  что  наи¬
лучшее  сочетание  ее  свойств  достигается  при  за¬
калке  980...  1000  °С  в  масле  и  отпуске  при
 680...720  °С  с  выдержкой  при  этой  температуре,
обеспечивающей  получение  а0  2  =  685...785  МПа,
и  охлаждением  на  воздухе.
 Сталь  имеет  удовлетворительную  прокали-
ваемостъ  в  сечениях,  обычно  применяемых  при
изготовлении  крепежных  деталей.  При  термооб¬
работке,  например  гаек,  температура  отпуска  вы¬
ше,  чем  для  шпилек  на  15...30  °С.  При  этом  ма¬
териалом  гаек  может  быть  сталь  25Х2М1Ф.
 После  выдержки  в  течение  104  ч  при
 450...500  °С  механические  свойства  стали,  оп¬
ределенные  при  нормальной  температуре,  не
имеют  заметных  изменений  и  следует  ожидать
их  стабильности  для  более  продолжительных
процессов.  После  выдержки  при  565  °С  проис¬
ходит  некоторое  разупрочнение  стали,  которое
прогрессирует  после  воздействия  температуры
600  °С.  Механические  испытания  образцов
круглой  формы  диаметром  70...  180  и  полос
75x45  мм  после  закалки  от  980  °С  в  масле  и
отпуска  680...720  °С,  255...286  НВ  при  кратко¬
временном  растяжении  при  различных  темпе¬
ратурах  приведены  в  табл.  2.8.13.
 Жаропрочность  стали  20Х1ТМ1Ф1ТР
приведена  ниже.
 Температура,  °С
 540
 565
 580
 ап  (1%,  105  ч),  МПа
 —
 118
 93
 ад  п,  МПа,  за  тыс.  ч:
 10
 325
 285
 265
 100
 275
 245
 195
 2.8.13.  Кратковременные  механические  свойства  стали  20Х1М1Ф1ТР
 о
 О
 °0,2
 5з
 У
 KCU,  Дж/см2
 МПа
 %
 20
 750...815
 850...925
 17...19
 65...70
 145...175
 450
 620...650
 685...715
 16...18
 70...73
 130...195
 500
 580...620
 635...675
 15...18
 73...75
 135...175
 565
 540...560
 570...600
 15...18,5
 75...79
 125...175
 580
 520...540
 540...570
 15...18,5
 74,5...79
 160...177

МАТЕРИАЛЫ  КРЕПЕЖНЫХ  ДЕТАЛЕЙ
 541
 При  начальном  напряжении  294  МПа  и
температуре  565  °С  остаточное  напряжение  в
стали  20Х1М1Ф1ТР  через  104  ч  составляет
145  МПа.  Более  высокая  твердость  стали  спо¬
собствует  повышению  релаксационной  стойко¬
сти,  а  повторное  нагружение  повышает  релак¬
сационную  стойкость  до  25%.  После  закалки  от
980  °С  и  отпуска  чувствительность  к  надрезу  у
стали  практически  отсутствует.  При  повыше¬
нии  температуры  закалки  до  1050  °С  появляет¬
ся  чувствительность  к  надрезу,  и  образцы  в  ус¬
ловиях  длительной  прочности  разрушаются  бы¬
стрее,  чем  гладкие.  Поэтому  оптимальной  яв¬
ляется  температура  закалки  980  °С,  поскольку
пластичность  стали  20Х1М1Ф1ТР  при  длитель¬
ности  испытаний  до  104  ч  и  температурах  565  и
580  °С  составляет  не  менее  5...  10%.
 Сталь  20ХМФБР.  Для  крепежных  деталей
применяют  эту  сталь  на  основе  Сг,  Мо  и  V  с
дополнительным  легированием  ниобием,  це¬
рием  и  бором.  Оптимальное  соотношение  со¬
держания  V/С  ~  4,  которое  предусмотрено  и  в
стали  20ХМФБР  создает  условия  для  образо¬
вания  термически  устойчивых  карбидов  VC.
В  сочетании  с  дополнительным  легированием
Nb,  В  и  Се  это  обеспечивает  высокую  жаро¬
прочность  и  релаксационную  стойкость  стали.
Критические  точки  стали  —  Ас}  =  810  °С;
Ас3  =  950  °С; 	=  690  °С;  Аг3  =  800  °С.
 Рекомендуемый  режим  термообработки  —
нормализация  при  1030...  1050  °С  и  последую¬
щий  ступенчатый  отпуск  при  600  °С  в  течение
3  ч,  а  при  700...720  °С  —  6  ч.  Предел  ползучести
(1%  и  105  ч)  при  450  °С  составляет
ап  =  235  МПа,  при  500  и  565  °С  ап  =  157  и
108  МПа  соответственно.  Нормализация  при
1040  °С  и  ступенчатый  отпуск  являются  наибо¬
лее  эффективной  термообработкой  для  сниже¬
ния  чувствительности  к  надрезу,  поскольку  с
увеличением  аустенитного  зерна  снижается  дли¬
 тельная 	пластичность 	перлитных
 Cr-Mo-V-сталей  при  температуре  около
550  °С.
 Стали  мартенситного  класса.  Для  крепеж¬
ных  деталей,  работающих  при  температуре  до
580  °С,  предложена  сталь  15Х12ВМБФР  на  ос¬
нове  12%  Сг,  дополнительно  легированная
Mo,  W,  V,  Nb  и  В.  Критические  точки  стали  —
Ad  «  850  °С,  Асз  «  930  °С.  Термообработка  со¬
стоит  из  закалки  при  1030...  1150  °С  в  масле  и
отпуска  при  Готп  =  650...720  °С  с  охлаждением
на  воздухе.  Механические  свойства,  получен¬
ные  на  продольных  образцах  из  заготовок  диа¬
метром  90...  100  мм,  приведены  в  табл.  2.8.14.
 Следует  отметить,  что  эта  сталь  применя¬
лась  для  крепежных  деталей  разъема  ЦВД  па¬
ровой  турбины  К-300-240.  Характеристики  ее
жаропрочности  для  срока  службы  105  ч  при
температурах  560  и  590  °С  следующие:
 Т,°  С 		560 	590
 оп(1%) 		147 	90
 Од.п 		216 	167
 Релаксационная  стойкость  стали  при
550  °С  (0,20%  С,  11,5%  Сг,  0,5%  Мо,  0,25%  V,
0,60%  W,  0,30%  Nb)  после  закалки  от  1050  °С  в
масле  и  отпуска  при  различных  температурах  в
течение  3...6  ч  приведена  в  табл.  2.8.15.  Значе¬
ния  остаточных  напряжений  аост  после  104  ч
получены  экстраполяцией.
 Для  гаек,  сопрягаемых  с  растягиваемыми
крепежными  деталями  из  этой  стали  могут
быть  использованы  стали  15X11МФ  и
15Х12ВНМФ,  а  также  и  эта  же  сталь
15Х12ВМБФР  после  термообработки  на  мень¬
шую  твердость  (примерно  на  20...50  НВ).
 Аустенитные  сплавы  на  никелевой  основе.
Для  температур  до  650  °С  для  крепежных  дета¬
лей  применяется  дисперсионно-твердеющий
железноникелевый  сплав  ХН35ВТ.  После  за¬
 2.8.14.  Механические  свойства  стали  15Х12ВМБФР  после  закалки  от  1050  °С  в  масле
 т  °с
 1  отп>  ^
 а0,2
 5з
 У
 кси,
 Дж/см2
 НВ
 МПа
 %
 Без  отпуска
 1225
 1400
 1
 3
 24
 477
 650
 765
 920
 17
 57
 89
 302
 680
 765
 902
 17
 58
 98
 285
 700
 667
 863
 15
 58
 108
 255

542
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 2.8.15.  Релаксационная  стойкость  стали  15Х12ВМБФР
 т  °с
 1  отп>  ^
 с0СТ,  МПа
 Остаточное  напряжение,  МПа,  после  выдержки  в  течение,  тыс.  ч
 0,5
 1
 4
 10
 650
 295
 117
 108
 81,5
 53
 345
 135
 130
 100
 73
 700
 295
 130
 123
 92
 61
 345
 148
 140
 104
 74
 750
 295
 100
 96
 72
 51
 345
 104
 101
 79
 57
 калки  от  1080...1100  °С  в  воде  и  двойного  ста¬
рения  при  температурах  (последовательно)
 850...900  и  700  °С  этот  сплав  обладает  благо¬
приятным  сочетанием  релаксационной  стой¬
кости,  длительной  прочности  и  низкой  чувст¬
вительности  к  надрезу.  Характеристика  релак¬
сационной  стойкости  приведена  в  табл.  2.8.16.
 Значения  пределов  ползучести  ап  и  дли¬
тельной  прочности  ад  п  сплава  ХН35ВТ  сле¬
дующие.
 Т,  °С 	550...565 	600 	650 	700
 оп,  МПа  (1%),
при  тыс.  ч:
 10 		- 	- 	167 	108
 100 		- 	177 	128...137 	79
 ад  п,  МПа,  при
тыс.  ч:
 10  		383 	255...304 	197 	138
 100 		314 	206...255 	157 	100
 2.8.16.  Релаксационная  стойкость  сплава  ХН35ВТ
 о
 О
 с0СТ,  МПа
 аост,  МПа,  после  выдержки,  тыс.  ч
 1
 3
 5
 8
 10
 500
 440
 340
 332
 320
 319
 318
 395
 348
 341
 340
 338
 335
 525
 345
 300
 298
 298
 297
 296
 295
 264
 263
 263
 263
 262
 345
 270
 265
 260
 253
 249
 295
 234
 233
 232
 230
 229
 JOU
 245
 220
 218
 217
 215
 214
 200
 172
 171
 174
 170
 169
 295
 241
 235
 230
 2223
 221
 £ПП
 245
 215
 210
 205
 200
 198
 оии
 200
 180
 175
 170
 168
 167
 150
 135
 133
 132
 130
 128
 440
 200
 200
 190
 173
 162
 245
 182
 182
 177
 163
 156
 j  jU
 200
 153
 153
 146
 141
 138
 150
 126
 119
 116
 113
 110

МАТЕРИАЛЫ  КРЕПЕЖНЫХ  ДЕТАЛЕЙ
 543
 Этот  сплав  характеризуется  повышенной
ударной  вязкостью,  которая  после  длительной
выдержки  при  650...700  °С  снижается,  но  не
значительно.  При  применении  сплава  для  кре¬
пежных  деталей  следует  учитывать  его  повы¬
шенные  коэффициенты  температурного  ли¬
нейного  расширения  и  низкую  теплопровод¬
ность.  Для  обеспечения  нормальной  работы
ФРС  нужно,  чтобы  металл  сопрягаемых  дета¬
лей  имел  такое  же  термическое  расширение,
как  и  металл  болтов,  гаек  и  шпилек.
 Следует  отметить,  что  применяемый  для
крепежных  деталей  сплав  ХН35ВТК  отличается
от  ХН35ВТ  содержанием  кобальта  (3,5...4,5%).
Кроме  того,  для  этих  деталей  можно  применять
сплав  ХН35ВМТ  (14...16%  Сг;  32...36%  Ni;
 2...3%  Mo;  2,3...3%  W;  1,1...1,5%  Ti),  аустенит-
ные  стали  Х15Н24В4Т,  31Х19Н9М5БТ  и  др.  Их
релаксационная  стойкость  ниже,  чем  у  сплава
 ХН35ВТ,  за  исключением  аустенитной  стали
марки  Х15Н24В4Т,  характеристики  которой  на
 4.5...6% 	ниже  при  Т=  650  °С.
 Высокая  релаксационная  стойкость  при
температурах  650...750  °С  наблюдается  у  аусте-
нитных  сплавов  на  никелевой  основе
ХН70МЮТ,  ХН65В9М4ЮТ,  ХН80ТБЮА  и  др.
Коэффициент  температурного  линейного  рас¬
ширения  никелевых  сплавов  меньше,  чем
аустенитных  сталей  на  железной  основе,  что
позволяет  их  применять  для  соединения  дета¬
лей  из  перлитных  сталей.
 Характеристика  релаксационной  стойко¬
сти  сплава  ХН70ВМЮТ  (14...16%  Сг;  3...5%  Мо;
 4...6% 	W;  1,0...1,4%  Ti;  1,7...2,2%  А1;  менее
0,01%  бора  по  расчету)  приведена  в
табл.  2.8.17.
 При  температуре  565...  600  °С  сплав
ХН70ВМЮТ  чувствителен  к  надрезу,  поэтому
 2.8.17.  Релаксационная  стойкость  сплава  ХН70ВМЮТ
 т,  °с
 ^ост»  МПа
 аост,  МПа,  после  выдержки,  тыс.  ч
 5
 8
 6
 10
 245
 236
 226
 221
 217
 565
 295
 275
 275
 273
 265
 345
 325
 310
 305
 305
 245
 226
 212
 202
 200
 600
 295
 270
 260
 255
 255
 345
 320
 305
 300
 295
 650
 245
 217
 200
 190
 167
 295
 255
 240
 218
 200
 150
 108
 89
 84
 79
 700
 200
 143
 118
 108
 89
 245
 182
 148
 133
 118
 295
 216
 187
 172
 138
 2.8.18.  Релаксационная  стойкость  сплава  ХН65В9М4ЮТ
 о
 о
 ^ост»  МПа
 аост,  МПа,  после  выдержки,  тыс.  ч
 1
 5
 10
 200
 120
 108
 99
 750
 245
 149
 126
 113
 295
 170
 143
 130
 345
 191
 157
 137
 800
 200
 110
 73
 51
 245
 128
 82
 56

544
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 его  нецелесообразно  применять  для  высокона-
груженных  крепежных  деталей  в  этом  диапа¬
зоне  температур.
 Сплав  на  никелевой  основе
ХН65В9М4ЮТ  (15...17%  Сг;  8,5...10,0%  W;
 3.5...4.5% 	Мо;  1,2...1,6%  Ti;  1,2...1,6%  А1;  менее
0,01%  В;  менее  0,025  Се  по  расчету)  после  за¬
калки  от  1180  °С  в  условиях  воздушного  охла¬
ждения  и  старения  при  800  °С  в  течение  12  ч
обладает  при  750  °С  высокой  релаксационной
стойкостью  (табл.  2.8.18).
 Сплав  ХН80ТБЮА  получают  следующим
легированием: 	15...  17%  Сг;  1,0...  1,5%  Nb;
 1.4...1.8% 	Ti  и  0,5...1,0%  А1).  При  начальном
напряжении  245  МПа  после  104ч  эксплуатации
при  650  °С  этот  сплав  имеет  аост  =  187  МПа,  а
при  680  °С  аост  =  149  МПа.
 2.8.4. 	МАТЕРИАЛЫ  ДЛЯ  ЛОПАТОК
 Напряженность  рабочих  лопаток  турбины
обусловлена  в  основном  центробежными  сила¬
ми,  которые  вызывают  напряжения  растяжения
тем  большие,  чем  больше  площадь  сечения  и
длина  лопатки,  диаметр  обода  диска  (или  рото¬
ра),  на  котором  закреплены  лопатки,  и  частота
вращения  ротора  турбины.  Центробежные  си¬
лы  инициируют  также  напряжения  изгиба,  ко¬
гда  линия,  соединяющая  центры  тяжести  раз¬
личных  сечений  лопатки,  не  является  радиаль¬
ной  линией  ее  диска.  На  рабочую  лопатку  дей¬
ствует  изгибающий  момент,  обусловленный
давлением  и  реакцией  струи  движущегося  пара.
 На  первых  ступенях  паровой  турбины  на¬
пряжения  в  лопатках  от  центробежных  сил  и
изгибающего  момента  невелики  по  причине
малой  длины  лопаток  и  небольшого  среднего
диаметра  ступени.  На  длинных  и  массивных
лопатках  последних  ступеней  рабочие  напря¬
жения  материала  значительные.
 Направляющие  лопатки  испытывают  на¬
пряжения  от  действия  потока  пара,  значитель¬
но  меньшие,  чем  рабочие  лопатки.  Металл  ло¬
паток  должен  иметь  высокую  прочность,  пла¬
стичность,  сопротивляемость  ползучести,  вы¬
носливость,  коррозионную  и  эрозионную
стойкость.  Для  их  изготовления  применяют
большое  разнообразие  сталей  и  сплавов.  Для
паровых  турбин  лопатки  изготовляются  в  ос¬
новном  из  высокохромистых  коррозион¬
но-стойких  сталей  мартенситного  и  мартен-
ситно-ферритного  класса.
 Высокохромистые  стали.  Стали  12X13  и
20X13.  Их  широко  применяют  для  рабочих  и  на¬
 правляющих  лопаток  с  температурой
 450...500 	°С.  Эти  стали  достаточно  подробно
изучены.  Их  термообработка  после  горячей  про¬
катки  предусматривает  отжиг  при  870...900  °С
или  высокий  отпуск  при  740...780  °С.  Механи¬
ческие  свойства  сталей  12X13  и  20X13  после
термообработки  должны  соответствовать  техни¬
ческим  нормативным  требованиям,  разработан¬
ным  НПО  ЦКТИ.  Микроструктура  стали  после
закалки  при  925...  1000  °С  на  воздухе  или  в  масле
и  отпуска  —  сорбит.  Часто  наблюдается  ориен¬
тация  сорбита  по  мартенситу.  На  продольных
шлифах  из  проката  встречается  полосчатое  рас¬
положение  структурных  составляющих.
 Высокую  коррозионную  стойкость  высо¬
кохромистая  сталь  получает  после  термообра¬
ботки,  обеспечивающей  понижение  содержания
углерода.  Ударная  вязкость  высокохромистых
сталей  достаточно  высокая;  175...200  Дж/см2  и
более.
 Для  лопаточных  сталей  большое  значение
имеет  предел  усталости  при  рабочих  температу¬
рах.  Оценка  долговечности  стали  12X13  (образца
сечением  25x25  мм)  с  химическим  составом
 0,12%  С;  13,4...14,2%  Сг;  0,58%  Ni;  0,30%  Мп  и
 0,43%  Si  показала  следующие  механические
свойства  после  закалки  при  1000  °С  в  масле  и
отпуска  при  650  °С:  ав  =  580...615  МПа;
Go,2  =  415...470  МПа;  65  =  24...28%,  \|/  =  65...70%,
KCU  =185  Дж/см2.  Пределы  выносливости,  оп¬
ределяемые  при  температуре  20...600  °С,  приве¬
дены  в  табл.  2.8.19.  Сопротивление  усталости
стали  при  20...500  °С  значительно  снижается  в
образцах  с  надрезом.  В  табл.  2.8.20  приведены
результаты  испытаний  при  различных  темпера¬
турах  на  растяжение,  ударную  вязкость  и  вынос¬
ливость  гладких  и  надрезанных  образцов  стали
12X13  (0,13...0,14%  С  и  13,2...13,6%  Сг)  после  за¬
калки  при  1030...  1050  °С  в  масле  и  отпуска  при
 680...700 	°С  с  охлаждением  на  воздухе.
 Логарифмический  декремент  затухания
 колебаний,  характеризующий  уменьшение  ам¬
плитуды  за  один  цикл  колебаний,  позволяет
оценить  циклическую  вязкость  стали.  Так,  для
сталей  12X13  и  20X13  после  длительной  нара¬
ботки  он  может  изменяться.  Исследования
120  лопаток  одной  ступени  турбины  после
12  тыс.  ч  работы  и  60  новых  лопаток  этой  же
ступени  показали,  что  декремент  затухания
уменьшается  в  результате  наработки  более  чем
в  2  раза.  При  этом  изменения  механических
свойств  и  структуры  выявлено  не  было.  Декре¬
мент  колебаний  является  характеристикой  со¬
стояния  металла,  чувствительного  к  происхо¬

МАТЕРИАЛЫ  ДЛЯ  ЛОПАТОК
 545
 2.8.19.  Предел  выносливости  сталей  12X13  и  20X13
 Температура,  °С
 сталь
 20
 100
 200
 250
 300
 350
 400
 450
 500
 550
 600
 12X13
 299
 284
 275
 284
 289
 284
 270
 250
 231
 200
 157
 20X13
 383
 348
 324
 328
 329
 338
 368
 314
 284
 250
 206
 2.8.20.  Результаты  испытаний  гладких  и  надрезанных  образцов  из  стали  12X13
 Характеристика
 Температура,  °С
 20
 200
 300
 400
 450
 500
 а0  2,  МПа
 571
 548
 553
 486
 444
 420
 ав,  МПа
 697
 656
 644
 572
 524
 446
 65,  %
 22
 17
 14
 13,5
 17
 20
 \|/,  %
 68
 68
 66
 64
 70
 73
 KCU,  Дж/см2
 150
 195
 185
 185
 189
 —
 Предел  усталости,  МПа  (база  107  цикл)
образцов:
 гладких
 368
 272
 260
 222
 192
 надрезанных
 184
 —
 115
 130
 105
 100
 Снижение  предела  усталости  при  надрезе
 2
 —
 2,4
 2
 2,1
 1,92
 дящим  в  нем  процессах  деградации.  Цикличе¬
ская  вязкость  чувствительна  к  термообработке.
Как  праЕ.ило,  наибольшее  затухание  колеба¬
ний  происходит  после  отжига,  а  наимень¬
шее  —  после  закалки.  Структурные  изменения
в  стали,  способствующие  повышению  ее  со¬
противляемости  пластической  деформации,
снижают  ее  поглощаемость  колебаний.  Счита¬
ется,  что  способность  гасить  колебания  наибо¬
лее  высокая  у  сталей  12X13  и  20X13  по  сравне¬
нию  с  другими,  применяемых  для  лопаток.
При  этом  сталь  12X13  превосходит  20X13.
 Пределы  ползучести  ап  и  длительность
прочности  адп  приведены  в  табл.  2.8.21.
 Сопротивляемость  эрозии  высокохроми¬
стых  сталей  пониженная.  Входные  кромки  ло¬
паток  последних  ступеней  пайкой  тонких
стеллитовых  пластин,  которые  защищают  их
от  разрушительного  действия  капель  воды.
Пластины  получают  литьем  из  стеллита
ВЗК  —  сплава  на  основе  кобальта  и  хрома
(1...  1,2%  С;  60...65%  Со;  25...28%  Сг;  4...5%  W;
 2...2,5%  Si  и  менее  0,07%  S).  Стеллит  склонен
к  трещинообразованию,  поэтому  пайку  вы¬
 2.8.21.  Жаропрочность  сталей  12X13  и  20X13
 12X13  (с0,2  =  402...441  МПа)
 20X13  (о0|2
 =  510  МПа)
 Характеристика
 Температура,  °С
 400
 450
 500
 450
 500
 ап  (1%,  105  ч),  МПа
 121
 103
 56
 126
 69
 адп  (105  ч),  МПа
 —
 216
 118
 255
 157

546
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 полняют  серебряным  припоем  ПСр-45,  обес¬
печивая  твердость  стеллита  не  ниже  40HRC,
не  изменяя  структуры  металла  лопаток.
 Иногда  прочность  серебряного  припоя  не
обеспечивается.  Сопротивление  усталости  лопа¬
ток  со  стеллитовыми  пластинами  ниже,  чем  ло¬
паток  без  пластин,  а  разрушение  начинается  в
стыке  между  пластинами.  Поэтому  в  ряде  слу¬
чаев  для  защиты  от  эрозии  высоконагруженных
лопаток  последних  ступеней  турбин  стеллитом
наплавляют  входные  кромки.  Прутки  и  пласти¬
ны  для  наплавки  получают  литыми  (0,9...  1,3%
С;  58...63%  Со;  28...32%  Сг;  4...5%  W;  1,7...2,7%
Si,  менее  2%  №  и  0,07%  S).
 Сталь  15Х11МФ.  Упрочняющими  эле¬
ментами  этой  стали  мартенсито-ферритного
класса  являются  Мо  и  V.  Одним  из  основных
принципов  выбора  легирующих  элементов
является  аналогия  характера  влияния  на  жа¬
ропрочность  за  счет  упрочнения  а-твердого
раствора  у  высокохромистых  сталей  мартен-
ситного  класса  и  сталей  перлитного  класса.
Исходя  из  этого,  в  сталь  с  12%  Сг  вводится
Мо,  V  и  другие  элементы  в  количествах,
обеспечивающих  жаропрочность  перлитных
сталей.
 При  выборе  легирующих  элементов  ре¬
шается  также  задача  минимизации  образова¬
 ния  в  структуре  стали  обособленного  феррита,
который  может  снизить  технологичность  ста¬
ли  при  горячей  пластической  обработке  и  уро¬
вень  ударной  вязкости.  Для  исключения  этого
содержание  хрома  в  стали  15X11МФ  ниже,
чем  у  стали  20X13.
 Термообработка  стали  состоит  из  закал¬
ки  в  масле  или  на  воздухе  и  последующего  от¬
пуска.  Нормированы  температуры  закалки
1070  °С  и  отпуска  680...720  °С.  Механические
свойства  (при  20  °С)  стали  15X11МФ  для  сор¬
товых  и  штампованных  заготовок  приведены
в  табл.  2.8.22.
 Очевидно,  что  для  стали  15X11МФ,  как  и
других  упрочненных  коррозионно-стойких
сталей  с  12%  Сг,  не  следует  применять  повы¬
шенные  значения  предела  текучести  а02.  По¬
вышение  статической  прочности  повышает
температурный  порог  хладноломкости  и  при¬
водит  при  перегрузках  к  хрупкому  разруше¬
нию  лопаток.
 Кратковременные  механические  свойства
стали  15X11МФ  при  температуре  20...550  °С
приведены  в  табл.  2.8.23.  После  нормализации
при  1050  °С  и  отпуска  при  540  °С  условный
предел  ползучести  при  550  °С  составляет
88  МПа,  а  длительная  прочность  (105  ч)
од.п  =  128...  157  МПа.
 2.8.22.  Механические  свойства  продольных  образцов  из  стали  15X11МФ
 Категория
 а0  2,  МПа
 ав,  МПа
 65,  %
 V,  %
 KCU,
 тт  ,  9
 Твердость
 Дж/см^
 прочности
 не  более
 НВ
 ^ОТП’  ММ
 КП539
 539...686
 686
 15
 50
 59
 217...255
 4,1...3,8
 КП588
 588...755
 755
 14
 50
 59
 229...269
 4,0...3,7
 КП686
 667...814
 814
 13
 40
 39
 241...285
 3,9...3,6
 2.8.23.  Механические  свойства  стали  15X11МФ  различной  категории  прочности
 Г,  °С
 а0  2,  МПа
 ав,  МПа
 65,  %
 V,  %
 леи,  Дж/см2
 20
 540...660
 730...755
 17...21
 65
 140...165
 400
 465...480
 570...590
 15...17
 64...66
 185...300
 500
 415...490
 500...510
 21...22
 68...70
 200
 550
 430...440
 530
 16
 65...67
 195
 20
 680...785
 833...900
 15...17
 55...57
 50...80
 400
 625...650
 735...755
 13...14
 57...60
 135
 500
 520...530
 580
 18
 69
 140...170
 550
 520...560
 580...610
 14...15
 64...65
 125...135

МАТЕРИАЛЫ  ДЛЯ  ЛОПАТОК
 547
 Испытания  на  усталость  при  550  °С  по¬
зволили  установить  предел  выносливости  нор¬
мализованной  от  1080  °С  и  отпущенной  при
720  °С  стали  (на  базе  108  цикл)  245  МПа  для
гладких  образцов  и  167  МПа  для  надрезанных.
 Сталь  18Х11МНФБ.  В  качестве  упроч¬
няющих  элементов  использованы  Мо,  V,  Nb  и
Ni.  Эта  сталь  характеризуется  повышенной  те¬
плостойкостью  и  жаропрочностью,  поскольку
может  применяться  при  температуре  до
600  °С.  При  выборе  этой  стали  было  изучено
влияние  на  жаропрочность  Мо  и  V  (по  0,5  и
1%),  повышенного  содержания  V  и  примесей
Nb.  При  содержании  0,3...0,4%  Nb  увеличива¬
ется  сопротивляемость  ползучести,  а  при  уве¬
личении  содержания  V  от  0,3  до  0,8%  снижа¬
ется  жаропрочность  стали.  Оптимальный  ком¬
плекс  жаропрочных  свойств  и  их  стабильность
при  длительных  выдержках  (600  °С)  был  уста¬
новлен  для  стали  со  следующим  содержанием
элементов:  0,9%  Мо;  0,3%  V  и  0,3%  Nb.  Для
предотвращения  образования  в  структуре  из¬
быточного  феррита  в  сталь  введен  в  неболь¬
шом  количестве  (до  1%)  Ni  и  повышено  со¬
держание  Мп.
 Рекомендуемая  термообработка  стали
ЭП291  —  закалка  при  1080  °С  и  отпуск  при
660  °С.  Механические  свойства  должны
удовлетворять  следующим  требованиям:
а0  2  =  600...735  МПа;  ав  >  735  МПа;  65  >  15%;
\|/  >  50%;  KCU  >  345  Дж/см2;  269...302  НВ.
 Характеристика  ползучести  и  длительной
прочности  для  стали  с  а0  2  =  510...560  МПа
следующая:
 Температура,  °С 		535 	553 	600
 сп(1%,  105ч),  МПа 		137 	118 	70
 сдп(105ч),  МПа 		200 	165...175 	80
 В  настоящее  время  разработаны  и  приме¬
няются  модифицированные  высокохромистые
стали  с  пониженным  содержанием  Si,  Р,  S,  Мп
и  С  и  дополнительно  легированные  азотом.
Их  длительная  прочность  при  600  °С  на
 35...40%  выше,  чем  стали  18Х11МНФ6.  Кроме
того,  повышенное  содержание  хрома  (11,5%  и
более)  позволяет  применять  эти  стали  для  ра¬
боты  в  паровых  турбинах  с  минимальной
склонностью  и  повышенной  стойкостью  к  об¬
разованию  окалины.
 Титановые  сплавы.  Из  них  изготовляют
лопатки  последних  ступеней  значительных
размеров.
 Перспективность  применения  титановых
сплавов  в  сравнении  с  высокохромистыми
 сталями  и  высокопрочными  мартенситоста¬
реющими  сталями  определяется  следующим:
высокой  удельной  прочностью  (в  2,0-2,5
раза  больше,  чем  у  стали);
 повышенной  коррозионной  и  удовлетво¬
рительной  эрозионной  стойкостью;
 приемлемой  сопротивляемостью  хрупко¬
му  разрушению;
 повышенной  коррозионно-механической
прочностью.
 Вместе  с  тем  титановые  сплавы  имеют
низкие  демпфирующие  свойства  и  требуют
разработки  методов  противоэрозионного  уп¬
рочнения  входных  кромок.
 Титан  как  полиморфный  материал  может
находиться  в  виде  двух  аллотропических  моди¬
фикаций:  низкотемпературной  а  с  ГПУ  ре¬
шеткой,  устойчивой  до  880  °С,  и  высокотем¬
пературной  (3  с  ОЦК  решеткой.  Поэтому
структура  сплава  в  зависимости  от  состава  его
элементов  может  состоять  из  a-твердого  рас¬
твора,  (3-твердого  раствора  или  смеси  этих
фаз.  Соответственно  различают  а-  и  (3-сплавы
и  а+р-сплавы,  а  также  псевдо-а-сплавы,  пре¬
имущественно  с  a-фазой  и  небольшим  (не  бо¬
лее  5%)  количеством  (3-фазы.
 Важнейшим  легирующим  элементом  в
сплавах  титана  является  алюминий,  который
повышает  температуру  аллотропического  пре¬
вращения  титана  (а-стабилизатор)  аналогично
влиянию  кислорода,  азота  и  углерода.  К  (3-ста¬
билизаторам  принадлежат  Мо,  Сг,  V,  Со  и
другие  металлы,  а  также  водород.  Sn  и  Zr  счи¬
таются  (3-стабилизаторами  или  характеризуют¬
ся  как  практически  не  влияющие  на  темпера¬
туру  а->  (3-превращения.
 Однофазные  а-сплавы  характеризуются
приемлемой  пластичностью  при  обработке
давлением,  свариваемостью,  повышенной
коррозионной  стойкостью,  отсутствием  хлад¬
ноломкости  и  высокой  термической  стабиль¬
ностью.  Сплавы  этого  типа  не  упрочняются
термообработкой.  Их  недостатками  являются
относительно  низкая  прочность  (до  1000  МПа)
и  невысокая  пластичность.  Двухфазные  псев¬
до-а-сплавы  позволяют,  сохранив  основные
преимущества  а-сплавов,  частично  устранить
их  недостатки.  Например,  повысить  техноло¬
гическую  пластичность  при  обработке  давле¬
нием.  Двухфазные  (а+(3)-сплавы  склонны  к
старению.  Их  отличает  повышенная  проч¬
ность  (результат  легирования  и  термообработ¬
ки),  но  и  пониженные  пластичность  и  сопро¬
тивляемость  хрупкому  разрушению,  особенно

548
 Глава  2.8.  МАТЕРИАЛЫ,  ПРИМЕНЯЕМЫЕ  В  ПАРОТУРБОСТРОЕНИИ
 для  крупнозернистой  структуры.  Двухфазные
сплавы  ограниченно  свариваемы.
 При  выборе  материала  лопаток  ЦНД  па¬
ровой  турбины  на  первом  этапе  предпочтение
было  отдано  однофазным  сплавам.  Однако  с
ростом  мощности  и  соответствующим  возрас¬
танием  требований  к  прочностным  характери¬
стикам  металла  лопаток  оптимальным  вариан¬
том  оказался  псевдо-а-сплав,  который  уже  по¬
лучил  распространение  для  конструкций,  дли¬
тельно  нагруженных  при  температурах  от  -269
до  +500  °С.
 Из  титанового  сплава  ВТ5,  содержащего
5%  алюминия,  были  изготовлены  лопатки
ЦНД  турбин  ЛМЗ  мощностью  50,  200  и  300
МВт.  Сплав  ВТ5,  применяемый  до  400  °С,  ха¬
рактеризуется  хорошей  деформируемостью  в
горячем  состоянии  и  имеет  повышенные  меха¬
нические  свойства.  Его  механические  свойства
(Go,2  =  635...910  МПа;  ав  >  833  МПа;
65  >  7...  17,5%;  \|/  >  24...38%).  Предел  выносли¬
вости  сплава  типа  ВТ5  составляет  390  МПа  на
гладких  образцах.  Для  изготовления  турбины
мощностью  1200  МВт  с  лопатками  последней
ступени  длиной  более  1  м  использован  псев¬
до-а-сплав  повышенной  прочности,  легиро¬
ванный  алюминием,  цирконием,  оловом  и  ва¬
надием  ТС5  (ав  >911  МПа;  65  >  16;  \|/  >  35%).
По  результатам  исследований  сплав  ТС5  был
рекомендован  в  качестве  материала  лопаток
последних  ступеней  турбин  АЭС.
 Высокий  уровень  прочностных  характе¬
ристик  ТС5  при  20  °С  (а0  2  =  725,  805  МПа)
обусловили  пределы  длительной  прочности
при  100  °С  за  105  ч  ад  п  >  608  и  686  МПа,  а  пре¬
делы  выносливости  400  и  430  МПа.
 Двухфазный  сплав  ВТЗ-1,  легированный
кроме  А1,  Мо,  Сг,  Si  и  Fe,  является  одним  из
наиболее  освоенных  в  отечественном  произ¬
водстве  и  предназначен  для  работы  при  темпе¬
 ратуре  до  450  °С.  Однако  он  отличается  склон¬
ностью  к  хрупкому  разрушению.  Испытания,
проведенные  на  динамический  (v  =  5  м/с)  и
статический  изгиб  образцов  с  надрезом  и  тре¬
щиной  (v  «  1  мм/мин),  показали  различие  в
сопротивляемости  хрупкому  разрушению  ти¬
тановых  сплавов  (табл.  2.8.24).
 При  выборе  сплавов  для  лопаток  ЦНД  па¬
ровых  турбин  следует  руководствоваться  ре¬
зультатами  оценки  критической  температуры
хрупкости  Тк  при  малых  скоростях  испытаний.
По  их  результатам  обеспечение  надежности  ра¬
боты  лопаточного  аппарата  возможно  при  ус¬
ловии  ограничения  значений  предела  текучести
сплава  а0  2  <  835  МПа  при  температуре  20  °С.
 Снижение  значений  а0  2  и  ав  при  повы¬
шенных  температурах,  по  сравнению  с  нормаль¬
ной,  приведено  в  табл.  2.8.25.  Испытания  на
ползучесть  изотермическим  методом  при  разры¬
ве  образцов  показали,  что  основная  доля  сум¬
марной  деформации  ползучести  накапливается
в  момент  нагружения  и  в  первые  несколько  со¬
тен  часов  испытаний.  В  последующие  сотни  и
тысячи  часов  испытания  протекают  при  низких
скоростях  деформации  (10-6...Ю-7  %/ч)  и  слабо
влияют  на  общую  пластическую  деформацию.
Поэтому  для  сравнительной  оценки  сплавов
достаточно  надежные  результаты  дают  испыта¬
ния  за  1  тыс.  ч.  Температурная  зависимость  сум¬
марной  деформации  ползучести  е1000  при  одина¬
ковых  действующих  напряжениях  (382,  490  и
608  МПа)  показали  преимущество  высокопроч¬
ных  сплавов  ТС5  и  ВТ20  при  напряжениях
608  МПа  и  несущественное  различие  в  сопро¬
тивляемости  ползучести  при  меньших  напряже¬
ниях.  Повышение  температуры  до  200  °С  при
умеренных  напряжениях  (382,  490  МПа)  не  вы¬
зывает  усиления  процесса  ползучести.
 Титановые  сплавы  уступают  по  эрозион¬
ной  стойкости  стеллиту  и  коррозионно-стой¬
 2.8.24.  Значения  критических  температур  хрупкости  Тк  (°С)  по  различным  критериям
 Сплав
 Динамический  изгиб  образцов
с  надрезами  и  трещиной
 Статический  изгиб
образцов  с  трещиной
 а0  2,  МПа
 по  КС\3  =
=  29  Дж/см2
 по  KCV  =
 =  29  Дж/см2
 по  КСТ  =
 =  20  Дж/см2
 по  ае  =
 =  20  Дж/см2
 по  ае  =
 =  1  Дж/см2
 ВТ5
 -180
 -95
 -120
 -20...-60
 -50...-125
 775...795
 ТС5
 -110
 -60
 -55
 +30...+80
 -30...+20
 795...825
 ВТ20
 -140
 -90
 +  105
 +60...+90
 -20...+60
 805...895
 ВТЗ-1
 -95
 -10
 +  140
 +80...+200
 +20...+160
 950...1020

Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 549
 2.8.25.  Снижение  кратковременных  прочностных  характеристик  сплавов  в  зависимости
 от  температуры,  °С
 Сплав
 С0,2  (%)
 (%)
 100
 350
 100
 350
 ВТ5
 15...30
 35...50
 10...23
 35...45
 ТС5
 10...20
 25...35
 7...15
 25...30
 ВТ20
 ким  сталям  (13%  Сг)  в  закаленном  состоянии,
но  превосходят  эти  стали  после  термообработ¬
ки  по  обычному  для  лопаток  режиму.  Опыт
работы  лопаток  из  сплава  типа  Ti-6A1-4V  для
последних  ступеней  турбины  100  МВт  фирмы
Вестингауз  показал,  что  через  4  года  титано¬
вые  лопатки  имели  несколько  большую  или
примерно  одинаковую  эрозию,  чем  покрытые
из  стеллита,  работающих  в  одинаковых  усло¬
виях.  Следует  отметить,  что  этот  двухфазный
сплав  соответствует  отечественному  марки
ВТ6,  термообработка  которого  проводится  при
температурах,  расположенных  в  верхней  части
интервала  двухфазового  равновесия  а+р,  т.е.
при  800...950  °С,  тогда  как  отпуск  ведется  при
 450...540 	°С.  Механизм  упрочнения  сплава
ВТ6  следующий:
 фаза  р,  стабильная  при  температуре  вы¬
держки  перед  закалкой  преобразуется  в  про¬
цессе  закалки  либо  в  перенасыщенный  мар¬
тенсит  а',  либо  в  перенасыщенную  р-фазу
(в  зависимости  от  температуры  закалки),тогда
как  a-фаза  практически  не  изменяется.  От¬
пуск  (450...540  °С)  выводит  фазу  закалки  вне
равновесия  в  сторону  равновесного  состава,
т.е.  смеси  аир  фаз.
 Уровень  упрочнения  сплава  ВТ6  зависит
от  температуры  закалки.  При  этом  более  высо¬
кая,  чем  950  °С,  температура  закалки,  как  пра¬
вило,  не  применяется,  так  как  они  приводят  к
недостаточным  характеристикам  прочности.
Так,  при  температуре  закалки  880  °С  имеем
ав  =  1150  МПа,  65  =  8%  и  \|/  =  30%,  а  при
960  °С  ав  =  1300  МПа,  а  65  =  4%  и  \|/  =  20%.
 В  паротурбостроении  накоплен  значи¬
тельный  опыт  применения  титановых  сплавов
для  рабочих  лопаток  ЦНД  без  упрочнения
входных  кромок.  Из  титанового  сплава  ВТ5  из¬
готовлены  рабочие  лопатки  длиной
 665...960 	мм  (турбины  ВК-50, 	К-200-130,
 К-300-240),  а  из  сплава  ТС5  —  рабочие  лопатки
длиной  1200  мм  турбины  К-200-240.
 Глава  2.9
 ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ
СВЕРХКРИТИЧЕСКИХ  ПАРАМЕТРОВ
(СКП)  И  СУПЕРСВЕРХКРИТИЧЕСКИХ
ПАРАМЕТРОВ  (ССКП)
 Наибольший  спрос  на  блоки  СКП,  на¬
блюдаемый  в  60-70-е  годы,  позднее  снизился:
для  базовой  нагрузки  использовались  АЭС,  а
для  пиковой  —  ПГУ  с  более  высоким  КПД.
 В  последнее  время  за  рубежом  намети¬
лась  тенденция  создания  блоков  нового  поко¬
ления  на  ССКП  пара,  работающие  в  основном
на  низкосортных  бурых  углях,  лигнитах.
 Большинство  угольных  блоков  СКП,  вве¬
денных  в  60-70  годах,  морально  и  физически
устарели,  что  привело  к  весьма  неприятным
последствиям:
 увеличению  вредных  выбросов  в  атмо¬
сферу,  что  связано  с  низкой  экономичностью
этих  блоков  (35...38%),  которая  деградирует  в
результате  естественного  износа  оборудова¬
ния;
 резкому  увеличению  затрат  на  ремонтные
работы  и  обслуживание;
 снижению  надежности  работы  оборудо¬
вания;
 малой  маневренности,  низкому  коэффи¬
циенту  готовности,  сильной  зависимости  КПД
от  нагрузки.
 Работающие  угольные  блоки  перестали
отвечать  современным  требованиям,  предъяв¬
ляемым  к  генерирующему  оборудованию,  ко¬
торые  постоянно  ужесточаются.  Это  касается
прежде  всего  резкого  ужесточения  норм  по
выбросам  С02,  NO*,  SO*,  требований  к  конку¬
рентоспособности  генерирующих  мощностей
по  готовности,  надежности,  ценообразованию,
маневренности,  а  также  высоких  требований  к
ремонтопригодности,  ресурсу,  долговечности
отдельных  элементов.  Кроме  того,  социальные
программы  по  сохранению  угольной  отрасли

550
 Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 требуют  обеспечения  ее  рентабельности  за
счет  более  эффективного  использования.
В  настоящее  время  уголь  составляет  39%  по¬
требляемого  топлива.
 Одной  из  наиболее  существенных  состав¬
ляющих  проблемы  является  неустойчивость
цен  на  газ  с  тенденцией  к  их  росту,  поэтому
при  различных  соотношениях  стоимости  газа
и  угля  (разных  для  разных  регионов  и  времен¬
ных  периодов)  соотношение  себестоимости
выработки  энергии  на  угле  и  газе  может  быть
различным.  Также  следует  отметить  повыше¬
ние  спроса  на  электроэнергию  (примерно  на
3%  в  год).  Во  многих  странах  сложилась  ситуа¬
ция,  заставляющая  предпринимать  серьезные
меры  по  решению  всего  комплекса  проблем  во
всем  их  многообразии  и  взаимосвязи.  Для
этой  цели  разработаны  государственно-корпо¬
ративные  программы  для  создания  энергети¬
ческих  блоков  нового  поколения,  освоение
которых  коренным  образом  изменит  сложив¬
шуюся  ситуацию  к  лучшему.
 Анализ  сложившейся  ситуации  привел  к
следующим  выводам.
 1. 	Ориентироваться  только  на  ПГУ  при
строительстве  новых  и  замещающих  генери¬
рующих  мощностей  нецелесообразно  из-за  ко¬
лебаний  и  роста  цен  на  газ,  а  также  ввиду  ог¬
раниченности  его  ресурсов.
 2. 	Строительство  новых  АЭС  не  решает
оптимальным  образом  вопросы,  связанные  с
суточными  и  сезонными  колебаниями  потреб¬
ностей  в  энергии.
 3. 	При  наличии  огромных  мировых  запа¬
сов  угля  и  развитой  инфраструктуры  по  его
добыче,  транспортировке  и  потреблению  наи¬
более  целесообразным  является  создание  вы¬
сокоэкономичных  блоков  нового  поколения,
работающих  на  низкосортных  углях,  что  спо¬
собствует  достижению  сбалансированности
энергетики  и  решению  экологических  и  соци¬
альных  проблем.
 4. 	По  результатам  анализа  многочислен¬
ных  организаций,  занятых  в  стратегических
программах,  такими  высокоэкономичными
блоками  должны  быть  блоки  на  ССКП  с  ис¬
пользованием  всех  последних  научно-техниче-
ских,  технологических  и  металлургических
достижений  в  энергомашиностроении.  Такие
блоки  являются  экономически  целесообраз¬
ным  только  при  КПД  выше  45%.
 Такая  стратегия  не  только  является  про¬
граммой  к  действию  РФ,  но  и  активно  осуще¬
ствляется  в  Германии,  Дании,  Корее,  Китае,
 Японии,  а  в  последнее  время  в  Польше,  США
(планируется  строительство  угольных  блоков
СКП  на  7600  МВт  и  впоследствии  еще
40  ООО  МВт)  и  странах  Юго-Восточной  Азии.
Таким  образом,  появился  новый  сектор  рын¬
ка,  называемый  «возврат  к  угольной  техноло¬
гии»,  «чистый  уголь»,  «возрождение  суперкри-
тических  параметров»,  «новое  поколение  вы¬
сокоэкономичного  оборудования».
 Зарубежные  проектируемые,  монтируемые
и  работающие  блоки  СКП  и  ССКП  нового  поко¬
ления  (табл.  2.9.1).  За  рубежом  блоки  СКП  и
ССКП  нового  поколения  характеризуются
следующими  особенностями:
 1) 	применением  новых  материалов  для
активных  элементов  котла,  трубопроводов,  ро¬
торов  и  статорных  элементов  турбины;
 2) 	применением  оптимальных  тепловых
схем  блока,  обеспечивающих  высокую  маневрен¬
ность,  экономичность  и  гибкость  в  изменении
нагрузки,  сравнимую  с  возможностями  ПГУ;
 3) 	быстрым  пуском  в  случае  падения
мощности  в  сети  и  низкой  стоимостью  пуска
(за  30  с  набирается  5%  номинальной  нагрузки
для  блоков  СКП  и  5%  за  60  с  для  ССКП,  вы¬
ход  на  режим  холостого  хода  из  горячего  со¬
стояния  за  4  мин,  из  холодного  —  85  мин,
полное  время  пуска  до  номинальной  нагрузки
29  мин  из  горячего  состояния);
 4) 	возможностью  работы  на  скользящих
параметрах  в  достаточно  широком  диапазоне
мощностей;
 5) 	малой  зависимостью  КПД  от  нагрузки
(при  разгружении  до  50%  КПД  снижается  на
6%,  а  до  75%  —  всего  на  2%);
 6) 	двухбайпасной  пусковой  схемой;
 7) 	наличием  нерегулируемых  и  регули¬
руемых  отборов  для  технологических,  про¬
мышленных  и  теплофикационных  нужд;
 8) 	достаточно  высокой  единичной  мощ¬
ностью;
 9) 	наличием  развитых  регенеративных
устройств  —  подогревом  конденсата  отходя¬
щими  газами,  введением  ПНД-5;
 10) 	принудительным  охлаждением  ЦВД  и
ЦСД  турбины,  охлаждением  лопаток  последней
ступени,  охлаждением  воздухом  после  останова.
 11) 	высоким  КПД,  обусловленным  повы¬
шенными  параметрами  пара  и  другими  меро¬
приятиями;
 12) 	применением  новых  материалов.
 Так,  блок  800  МВт  на  ТЭС  «Шварце  Пум-
 пе»  имеет  КПД  41,1%  (расчетный  40,6%),  при
КПД  ЦВД  89,2...90,6%  и  ЦСД  92,9...93,4%,  один

Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 551
 2.9.1.  Электростанции  с  блоками  нового  поколения,  работающие  на  угле
 Электростанция
 Фирма-
 изготовитель
 турбины
 Год  ввода
 Мощность,
 МВт
 Параметры  пара
Ро/То/Т\пп/Т2пп>
МПа/  °С
 Количество
 цилиндр/
 выпусков
 «Кавагое»*1
 Тошиба
 1989
 1992
 700
 31/566/566/566
 5/4
 «Шкопау»*2
 АББ
 1995
 1996
 450
 27/545/560
 4/4
 «Хекинан»
 Мицубиси
 1993
 700
 24,6/538/593
 4/4
 «Хараномати»
 Хитачи
 1997
 1000
 24,5/566/593
 «Мацуура»
 1997
 1000
 24,1/593/593
 4/4
 «Нанао-Оота»
 Мицубиси
 1998
 740
 24,1/593/593
 «М  псу  МИ»
 1998
 1000
 24,5/600/600
 4/4
 «Хараномати»
 Хитачи
 1998
 1000
 24,5/600/600
 «Хекинан»
 Мицубиси
 2001
 1000
 24,6/566/593
 2002
 1000
 24,6/566/593
 «Шварце  Пумпе»*2
 Сименс
 1998
 1998
 824
 25,4/544/562
 4/4
 «Боксберг  IV»*2
 2000
 907
 25,7/545/581
 5/6
 «Любек»
 АББ
 1995
 400
 27,5/580/560
 4/4
 «Хесслер»
 1997
 739
 26,6/578/600
 5/6
 «Скарбек»
 Альстом
 1997
 412
 29,5/580/580/580
 5/6
 «Нордленд»
 1998
 «Липпендорф»*2
 АББ
 2000
 2000
 936
 26,5/550/582
 5/6
 «Бексбах»
 2000
 750
 25,4/575/595
 4/4
 «Цуруга»
 2000
 700
 24,1/593/593
 «Тачибана-ван»
 2000
 1050
 25/600/610
 Мицубиси
 2001
 1050
 25/600/610
 «Карита»
 2000
 350
 24,6/566/593
 «Рэйхоку»
 2001
 700
 24,1/593/593
 «Изого»
 Тошиба
 2002
 600
 28,5/600/610
 «Нидераузем  К»
 Сименс
 2002
 1028
 26,5/580/600
 5/6
 «Аведоро»
 п/т  Ансальдо
 2001
 п/т  535
 30/580/600
 5/4
 «Вай  Чао  Квиао»
 2004
 2x900
 25,8/542/568
 «Енг  Хунг»
 Котел
 2004
 2x800
 25,0/569/569
 «Мей  Лиао»
 Альстом
 2000
 2002
 600
 27,1/540/569
 «Тангджун»
 GE  +  Доосан
 1995
 1996
 500
 24,2/566/593
 *1  Газ.
 *2  Бурый  уголь.

552
 Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 из  самых  мощных  блоков  СКП  фирм  GE-Ми¬
цубиси  на  ТЭС  «Точибана»  —  КПД  48%,  блок
на  ТЭС  «Вестфален  Д»  —  КПД  47%,  на  ТЭС
«Росток»  —  43%.  Считается,  что  повышение
КПД  более  50%  требует  увеличения  температу¬
ры  пара  примерно  до  690...700  °С  и  применения
очень  дорогих  сталей,  что  может  сделать  блок
экономически  невыгодным  по  окупаемости.  Од¬
нако  другими  мероприятиями  можно  увеличить
КПД  от  38%  (базового)  до  45,2%:
 повышением  экономичности  паровой  тур¬
бины  (2%);
 снижением  давления  в  конденсаторе  (1,5%);
оптимизацией  процесса  (схемы  подогрева
питательной  воды  и  др.,  0,4%);
 повышением  температуры  питательной
воды  (0,7%);
 мероприятиями  по  котлу  (уменьшением
гидравлического  сопротивления,  температуры
уходящих  газов  и  др.,  0,6%).
 низкими  выбросами  С02,  N02,  S02  и
твердых  продуктов,  что  связано  с  повышен¬
ным  КПД  и  использованием  современных
устройств  по  очистке  уходящих  газов.  В  сред¬
нем  с  внедрением  новых  блоков  СКП  и  ССКП
выбросы  уменьшились  на  10...20%.
 Перечисленные  особенности  работы  бло¬
ков  СКП  и  ССКП  обеспечиваются  целым  ря¬
дом  различных  смешанных  решений:  введени¬
ем  двух  байпасов,  оригинальных  сбросных
устройств,  не  приводящих  к  потере  конденса¬
та,  надежных  и  мощных  (на  100%  расхода)  пи¬
тательных  насосов,  по  возможности,  коротких
трубопроводов.  Например,  разработан  котел
горизонтального  «лежачего»  типа  и  предлага¬
ется  поднять  турбину  на  отметку  30  м  для  со¬
кращения  длины  пароподводящих  труб.
 Предлагемые  схемы  блоков  СКП,  как
правило,  имеют  один  промперегрев,  так  как
введение  второго  перегрева  ведет  к  большим
финансовым  затратам  при  сравнительно  не¬
большом  выигрыше  в  КПД  (0,8...  1,0%).
 Однако  одним  из  важнейших  вопросов,
требующих  решения  при  создании  блоков
СКП  и  ССКП,  является  выбор  и  создание  со¬
ответствующих  материалов.
 Применяемые  стали  для  турбин  на  СКП  и
ССКП.  Повышение  параметров  пара  и  разви¬
тие  новых  жаропрочных  сталей  —  два  взаимо¬
связанных  процесса,  которые  реализуются  в
рамках  перечисленных  выше  государствен¬
но-корпоративных  стратегических  программ,
при  этом  некоторые  программы  организованы
специально  для  разработки  новых  статей
 (COST  501,  COST  522,  Е  911).  Основная  стра¬
тегия  в  области  материалов  практически  всех
фирм  следующая.
 1. 	Применение  ранее  разработанных  жа¬
ропрочных  хромистых  (хромомолибденована¬
диевых)  сталей  для  более  высоких  температур
(560...580  °С)  за  счет  совершенствования  кон¬
струкции  и  введения  систем  принудительного
парового  охлаждения  высокотемпературных
элементов  ЦВД  и  ЦСД.  Эти  мероприятия  уже
позволили  повысить  параметры  пара  на  3...5%
 и, 	следовательно,  увеличить  КПД  на  1...2%.
Так  создавались  первые  блоки  СКП  нового
поколения  на  фирме  Сименс  (10%-ная  хроми¬
стая  сталь).  Фирма  GE  применила  стали
GrMoV  и  12CrMoVCbN  для  ТЭС  в  Корее.
 2. 	Создание  новых  хромистых  сталей
мартенситного  и  ферритного  классов  с  улуч¬
шенной  (более  гомогенной)  структурой  и  вве¬
дением  таких  легирующих  элементов,  как  В,
Nb,  Ni,  Мо,  N  и  др.  Применение  этих  сталей
позволило  повысить  температуру  пара  до
 590...600  °С.  Фирмой  Сименс  созданы  новые
хромистые  стали  для  блока  HMN  для  ТЭС
«Нордхайн-Вестфален»,  Мицубиси  —  для  бло¬
ка  ТЭС  «Тачибана»,  а  фирмой  Ансальдо  —
сталь  X12GrMoWVNbN1011  для  ТЭС  «Аведо-
ре».  На  фирме  GE  для  новых  блоков  ССКП  в
Корее  разработана  новая  мартенситная  сталь
lOGrMoV  (566...593  °С  )  для  отливок  стандарт¬
ных  элементов  и  10GrMoVCoW  для  лопаток
горячих  ступеней  ЦВД  и  ЦСД  вместо  тради¬
ционной  стали  AISI  422.  Последним  достиже¬
нием  фирмы  Сименс  является  блок  900  МВт
для  ТЭС  «Боксберг».  Здесь  применены  улуч¬
шенные  мартенситные  стали,  созданные
10—12  лет  назад  для  поковки  ротора  —  9...10%
GrVoNbN.  Следует  отметить,  что  на  упорный
диск  и  шейки  ротора  наносится  слой  низко¬
хромистой  стали  с  улучшенными  характери¬
стиками  по  износостойкости.
 3. 	Создание  новых  жаропрочных  сталей
аустенитного  класса  высоколегированных  ко¬
бальтом  и/или  никелем.  Такие  стали  позволяют
повысить  рабочие  температуры  до  650...700  °С.
Однако  все  обычные  аустенитные  стали  на  50%
дороже  ферритных,  а  высоконикелевые  в  6  раз.
Кроме  того,  из-за  большого  коэффициента  тем¬
пературного  линейного  расширения  и  меньшей
теплопроводности  такие  стали  требуют  разра¬
ботки  специальных  конструктивных  решений,
чтобы  избежать  больших  термических  напряже¬
ний  и  деформаций.  Для  элементов  паровпуск¬
ных  устройств  (коробок  регулирующих  и  сто¬

Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 553
 порных  клапанов,  сегментов  сопел,  лопаток
первых  ступеней  ЦВД  и  ЦСД)  применяют
аустенитные  стали  с  умеренным  содержанием
легирующих  элементов  (Ni,  Со),  а  для  котлов  —
даже  высоконикелевые  сплавы.
 Особенности  конструкций  турбин  на  СКП  и
ССКП.  В  целом  конструкции  паровых  турбин
нового  поколения  для  угольных  блоков  СКП  не
отличаются  коренным  образом  от  существую¬
щих.  Следует  отметить  лишь  некоторые  конст¬
руктивные  особенности,  связанные  с  повыше¬
нием  параметров  пара  и  развитием  современных
научных  разработок  и  технологий,  и  учесть  опыт
работы  блоков  СКП  первого  поколения,  а  также
возросшие  требования,  предъявляемые  к  совре¬
менному  энергетическому  оборудованию.
 Конструкции  ЦВД.  Общими  практически
для  всех  фирм  конструктивными  решениями
являются:
 наличие  двух  корпусов;
сравнительно  малые  габаритные  размеры;
система  принудительного  охлаждения
элементов  ротора  и  цилиндра;
 расширение  цилиндра  происходит  по  по¬
верхности  корпуса  опор,  а  не  за  счет  скольже¬
ния  корпуса  по  фундаментной  раме;
 облопачивание  трехразмерного  профили¬
рования  со  степенью  реактивности  до  60%;
 опорно-упорный  подшипник  является
задней  опорой  РВД;
 оба  корпуса  ЦВД  литые,  ротор  —  цельно¬
кованый;
 регулирование,  как  правило,  дроссельное.
Однако  при  большой  общности  конст¬
рукций  имеются  своеобразные  конструктив¬
ные  решения  у  различных  фирм.  Объединен¬
ная  фирма  Сименс-Вестингауз  создала  уни¬
фицированный  ряд  турбин  с  ЦВД  серии  К
(двухпоточный)  и  Н  (однопоточный).
 Для  мощных  блоков  СКП  и  ССКП  при¬
меняется  однопоточный,  двухкорпусной  ЦВД
типа  «горшок»,  т.  е.  не  имеющий  горизонталь¬
ного  разъема.  С  целью  снижения  тепловой  на¬
грузки  на  лопаточный  аппарат  первая  ступень
выполнена  с  лопатками  малой  реактивности  с
бандажом.  Вся  сборка  ЦВД  выполняется  на  за¬
воде,  монтаж  длится  не  более  суток.  Коробки
клапанов  изготовлены  из  такого  же  материала,
что  и  ЦВД  и  приварены  к  внешнему  корпусу.
Между  внешним  и  внутренним  корпусами  от¬
сутствуют  уплотнения.  Ротор  ВД  жесткий,  ба¬
рабанного  типа  с  лопатками  с  50%-ной  степе¬
нью  реактивности.  ЦВД  такого  типа  установле¬
ны  на  ТЭС  «Шварце  Пумпе»,  Боксберг  и  др.
 Принудительное  охлаждение  высокотем¬
пературных  элементов  осуществляется  за  счет
тангенциальных  отверстий  во  внутреннем
корпусе.
 ЦВД  фирмы  Мицубиси  —  двухпоточный,
ротор  гибкий  (при  частоте  вращения
3600  мин-1),  сварные  сегменты  сопел.  Система
охлаждения  выполнена  в  теле  ротора,  охлаж¬
дающий  пар  подводится  не  только  к  рабочим
поверхностям  элементов  проточной  части,  но
и  к  хвостовой  части  лопаток.
 ЦВД  фирмы  Альстом  Пауэр  (АВВ)  —  од¬
нопоточный,  ротор  жесткий,  с  реактивным
облопачиванием  (ТЭС  «Бексбах»,  750  МВт).
Фирма  Мицубиси  применяет  стальную  лопат¬
ку  последней  ступени  1168  мм  на  тихоходном
валу  (1800  мин-1)  блока  СКП  1050  МВт  на
ТЭС  «Тачибана».
 Конструкции  ЦСД.  Все  фирмы  выполня¬
ют  их  двухпоточными  и  осесимметричными  с
50%-ной  степенью  реактивности  лопаток
(трехразмерное  профилирование),  первая  сту¬
пень  имеет  пониженную  реактивность.  Высо¬
котемпературная  часть  охлаждается  паром.
 Заслуживает  внимания  конструкция  со¬
вмещенных  ЦВД  и  ЦСД  фирмы  Доосан  (Ко¬
рея),  которая  в  кооперации  с  фирмой  GE,  ус¬
тановила  ЦВСД  на  ТЭС  «Танджин».
 Важной  конструктивной  особенностью
является  также  защита  от  абразивной  эрозии
первых  и  вторых  ступеней  ЦВД  и  ЦСД.  Ротор
ЦВД-ЦСД  —  цельнокованый,  гибкий,  все
ступени  с  бандажом.
 Конструкции  ЦНД.  Роторы  современных
ЦНД  всех  фирм  изготовляют  цельноковаными
гибкими,  со  ступенями  с  бандажом.  Рабочие
лопатки  последних  ступеней  в  большинстве
случаев  выполняют  без  бандажей  (фирмы  Си¬
менс  и  Альстом)  с  большой  длиной  хорды  в
хвостовом  сечении  трехразмерно  профилиро¬
ванные  с  переменным  значением  степени  ре¬
активности  по  высоте  (большая  реактивность
в  нижних  сечениях),  с  тангенциальным  нава¬
лом  (саблевидные),  либо  с  цельнофрезерован¬
ным  бандажом  (Мицубиси,  ТЭС  Точибана,
Сименс,  ТЭС  «Шварце  Пумпе»).
 В  настоящее  время  на  фирме  Мицубиси
разработаны  следующие  рабочие  лопатки  по¬
следних  ступеней:  титановая  1143  мм  на
3600  мин-1;  стальная  1193,8  мм  на  3000  мин-1,
что  позволяет  создать  одновальный  блок  СКП
на  3000  или  3600  мин-1.  Все  лопатки  исследо¬
ваны  на  крупномасштабном  модельном  стенде
(0,5  натуры).

554
 Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 Фирма  Доосан  совместно  с  GE  применя¬
ет  титановую  рабочую  лопатку  длиной  1143  мм
на  3600  мин-1,  в  дальнейшем  —  стальную  дли¬
ной  1016  мм.
 Следует  отметить,  что  лопатки  последней
ступени  и  весь  ротор  ЦНД  не  являются  специ¬
фической  проблемой  блоков  СКП.  Здесь  долж¬
ны  применяться,  что  подтверждается  практи¬
кой  всех  фирм,  наиболее  эффективные  рабочие
лопатки  последних  ступеней,  разработанные
для  турбин  последнего  поколения,  обеспечи¬
вающие  максимальную  площадь  выпуска  при
оптимальном  профиле  и  максимальной  надеж¬
ности.  Некоторое  отличие  от  рабочих  лопаток
последних  ступеней  работающих  на  АЭС  все
же  имеется:  современные  блоки  СКП  предна¬
значены  для  работы  на  переменных  нагрузках,
в  том  числе  в  малорасходных  режимах.  В  отли¬
чие  от  АЭС  на  блоках  СКП  входные  кромки
лопаток  могут  быть  защищены  твердыми  спла¬
вами,  содержащими  кобальт  (фирмы  Альстом,
Мицубиси).  Фирма  Сименс  защищает  лопатки
методом  локального  увеличения  твердости  по¬
верхности  газопламенным  способом.
 Общим  для  всех  турбин  нового  поколе¬
ния  мероприятием  является  также  уменьше¬
ние  выходных  потерь  за  счет  совершенствова¬
ния  выпускного  диффузора  посредством  уста¬
новки  в  нем  кольцевых  разделительных  эле¬
ментов  и  применения  стержневой  конструк¬
ции  патрубка  вместо  реберной,  кроме  того,  на
входе  в  ЦНД  для  уменьшения  гидропотерь  вы¬
полняется  специальный  подводящий  патру¬
бок.  В  направляющих  лопатках  влажно-паро¬
вых  ступеней  для  отсоса  влаги  выполняются
специальные  пазы.
 Снижение  температуры  на  выпуске  ЦНД
осуществляется  за  счет  регулирования  расхода
в  отборе,  а  также  применения  охлаждающего
устройства,  осуществляющего  впрыскивание
пароводяной  смеси  через  сопла.
 Подшипники.  Для  ротора  ЦВД  они  вы¬
полняются  в  виброустойчивом  исполнении  с
целью  предотвращения  его  низкочастотных
колебаний,  типичных  для  турбин  СКП.  Ти¬
пичные  подшипники  —  разрезные  (Альстом),
сегментные  (GE,  Сименс,  Мицубиси,  Тосиба),
трехклиновые  (Хитачи),  с  повышенной  эллип¬
тичностью  (Сименс).  Подшипники  роторов
ЦСД  и  ЦНД  выполняются  с  учетом  обеспече¬
ния  повышенной  несущей  способности,  при
этом  для  повышения  их  надежности  использу¬
ют  новые  марки  более  тугоплавного  баббита,
например,  тегостар  (Сименс).
 Корпусы  подшипников  выполняют  вы¬
носными,  т.е.  стоящими  непосредственно  на
фундаментной  раме  и  не  связанные  с  конст¬
рукцией  выпусков.  Вкладыши  подшипников
устанавливают  либо  на  сферические  поверхно¬
сти  (Сименс,  Альстом),  либо  на  жесткие  по¬
душки  (GE,  Мицубиси).  Фирма  Тошиба  при¬
меняет  охлаждение  корпусов  подшипников
для  уменьшения  тепловых  деформаций  и  сни¬
жения  температуры  рабочих  поверхностей
баббитовой  заливки.
 Фундамент.  В  настоящее  время  применя¬
ют,  как  правило,  виброизолированные  фунда¬
менты  с  массивной  верхней  плитой,  установ¬
ленной  на  упругодемпферные  блоки  (напри¬
мер,  фирмы  Gerb),  что  снижает  вероятность
режимных  и  временных  расцентровок  опор  и
уменьшает  вибрационное  воздействие  на  грунт
и  примыкающие  строения.
 Общая  компоновка  блоков  СКП,  как
правило,  выполняется  в  одновальном  варианте
как  на  50,  так  и  на  60  Гц,  за  исключением  вто¬
рого  блока  ТЭС  «Тачибана»,  имеющего  два  ва¬
ла  ЦВД  и  ЦСД  на  3600  мин-1  и  2ЦНД  на
1800  мин-1,  однако  следующие  блоки  плани¬
руются  одновальными.
 Опирание  валопровода  все  чаще  выпол¬
няется  в  малоопорном  варианте  (Сименс,  Аль¬
стом,  Мицубиси),  что  увеличивает  механиче¬
ский  КПД  и  уменьшает  длину  агрегата,  но  по¬
вышает  требования  к  несущей  способности
подшипников  и  степени  сбалансированности
и  точности  сборки  роторов.
 Проблема  расширений  цилиндров  может
быть  проиллюстрирована  на  примере  блока
СКП  800  МВт  (Сименс)  на  ТЭС  «Швар-
це-Пумпе».  Принятые  конструктивные  реше¬
ния  полностью  соответствуют  мировой  тен¬
денции  переноса  сил  трения  при  тепловых
расширениях  на  уровень  горизонтального
разъема  для  снижения  крутящих  моментов,
приложенных  к  корпусам  опор  и  ригелям
фундамента.  При  таком  решении  лапы  цилин¬
дров  перемещены  по  верхним  поверхностям
корпусов  опор,  жестко  зафиксированных  на
фундаменте.  Это  способствует  повышению
вибрационной  надежности  агрегата.
 Блоки  СКП  и  ССКП  в  энергетике  России
и  странах  СНГ.  Генерирующие  мощности  в
нашей  стране,  в  том  числе  блоки  СКП,  были
поставлены  тремя  основными  заводами  Л  М3,
ХТЗ  и  УТМЗ  для  крупных  газомазутных  и
угольных  электростанций.  Общая  мощность
блоков  на  СКП  составляет  50  ГВт  в  России  и

Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 555
 более  75  ГВт  в  странах  СНГ.  Средний  КПД
этих  блоков  составляет  на  газе  39...40%,  на  уг¬
ле  37...38%  (Кузнецкий  и  Канско-Ачинский
бассейны).
 Первое  поколение  крупных  отечествен¬
ных  паротурбинных  блоков,  включая  СКП,  в
целом  не  уступает  по  своим  показателям  зару¬
бежным  аналогам,  причем  создание  и  освоение
этих  блоков  было  своевременным  и  экономи¬
чески  целесообразным.  Можно  отметить,  что
ситуация  в  РФ  и  СНГ  не  отличается  коренным
образом  от  ситуации  в  других  странах,  напри¬
мер  в  Германии,  Китае,  даже  США,  а  именно:
сходный  структурный  состав  энергетики,
хотя  в  России  большая  доля  сжигания  газа  и
меньшая  угля;
 установленные  блоки  близки  к  исчерпа¬
нию  своего  паркового  ресурса;
 оборудование  морально  и  физически  уста¬
рело  как  по  экономическим  показателям  (КПД,
стоимости  обслуживания,  готовности),  так  и
экологическим  (выбросам  продуктов  сгорания);
 после  спада  потребностей  в  энергии  на¬
блюдается  рост  спроса  с  положительным  про¬
гнозом  на  ближайшее  и  отдаленное  будущее
(2015-2025  гг.).
 Основными  различиями  в  ситуации  на
энергетических  рынках  являются:
 наличие  в  РФ  избытка  установленной
мощности,  который  неуклонно  сокращается  в
результате  старения  оборудования  и  возраста¬
нию  спроса;
 относительная  невысокая  стоимость  при¬
родного  газа;  в  настоящее  время  многие  ТЭС,
исчерпав  лимиты  по  газу,  вынуждены  работать
на  мазуте,  что  ведет  к  большим  экономиче¬
ским  потерям;
 не  проведена  либерализация  рынка  и
конкурентоспособность  энергетических  объ¬
ектов  не  проявляется  в  явном  виде.
 Эти  отличия  носят  временный  характер  и
ситуация  в  энергетике,  скорее  всего,  будет
развиваться  так  же,  как  во  всем  мире,  в  том
числе  и  в  угольной  отрасли.
 Однако  ситуация  с  вводом  замещающих
и  новых  мощностей  нового  поколения  для
удовлетворения  спроса  на  энергию  может
стать  острей,  чем  в  странах  Европы,  Азии  и
США.  Наряду  с  ПГУ  необходимо  создавать
высокоэкономичные  угольные  блоки.  Страте¬
гия  развития  состоит  в  следующем:
 1) 	модернизации  устаревшего  оборудова¬
ния,  заменой  его  на  новое  с  апробированием
перспективных  схемных  и  конструктивных  ре¬
 шений  с  возможным  повышением  параметров
пара;
 2) 	создании  пилотного  блока  на  ССКП
нового  поколения,  на  базе  которого  возможна
разработка  конструктивного  ряда  для  котлов  и
гурбин,  применяемых  на  угольных  ТЭС,  в
ПГУ  и  на  газомазутных  ТЭС.
 Перспективной  является  разработка  ПТУ
для  работы  в  блоке  ССКП  на  параметры
30  МПа,  600/600  °С.
 В  России  существует  хорошая  металлур¬
гическая  база  для  усовершенствования  суще¬
ствующих  и  разработки  новых  жаропрочных
сталей.  Жаропрочные  отечественные  стали,
которые  рекомендуются  для  котлов,  могут
быть  применены  и  для  элементов  турбин:
 0Х14МФ  —  для  поверхностей  нагрева
экономайзера;
 10Х1МФ1  (Ди  82)  —  для  температур
 540...570  °С  для  котельных  экранных  поверх¬
ностей  нагрева;
 ЭИ-756  —  для  температур  570...600  °С
 Ди  59  (хромомарганцевая)  —  до  620  °С;
 ЭП-184  —  выше  620  °С.
 Стали  мартенситно-ферритного  класса
ЭИ-802  и  ЭИ-756  вследствие  высокой  критиче¬
ской  температуры  хрупкости,  обусловленной
большим  содержанием  а-феррита,  не  рекомен¬
дуется  применять  для  высокотемпературных
роторов,  которые  можно  изготовлять  из  стали
мартенситного  класса  третьего  поколения,  яв¬
ляющейся  аналогом  отечественной  стали
18Х11МФБН  с  содержанием  Ni  <  0,06%  (как
уже  рассматривалось).  Для  ЦВД  и  ЦСД  блоков
ССКП  с  температурой  острого  пара  600  °С  ре¬
комендуется  сталь  Х10МФВБ  (Х11ЛА)  ввиду
невысокого  уровня  рабочих  напряжений,  но
наиболее  перспективной  является  сталь  мар¬
тенситного  класса  X12CrMoWVNbN1011,  еще
не  освоенная  в  нашей  стране.
 Для  рабочих  лопаток  с  температурой  580  °С
имеются  стали  третьего  поколения  18Х11МФБН
и  DE  277,  а  с  температурой  600...650  °С  рекомен¬
дуется  использовать  сталь  аустенитного  класса  с
интерметаллидным  упрочнением  ЭИ  612ВД,  ко¬
торая  прошла  успешное  опробывание  на  турбине
блока  СКР-100.
 Для  крепежных  деталей  турбин  ССКП
следует  применять  высокохромистые  стали
второго  и  третьего  поколений.  Для  коллекто¬
ров  и  паропроводов  разработаны  высокохро¬
мистые  стали  в  Японии  (NF  616/Р92)  и  Евро¬
союзе  (Е  911).  В  России  можно  использовать
сталь  аустенитного  класса  ЭП-184.

556
 Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 В  деталях,  где  требуются  хорошие  вязко¬
стные  свойства  при  высоких  температурах,
предлагается  использовать  сталь  из  нового  се¬
мейства  хромистых  сталей  10Х9МФБ,  разрабо¬
танную  в  НПО  «ЦНИИТМАШ»  с  применени¬
ем  поликомпонентного  легирования.  Эта
сталь  имеет  более  высокие  характеристики  жа¬
ропрочности,  ударной  вязкости  и  технологич¬
ности  по  сравнению  с  более  легированными
аналогами  (НТ-9,  ЕМ-12  и  др.).
 Эта  сталь,  экономно  легированная  Мо,  V
и  Nb  имеет  ап  (1%,  105  ч)  =  147  МПа,  адп
(105  ч)  =  98  МПа.  Сталь  освоена  промышлен¬
ностью  в  виде  листа  толщиной  3...160  мм,  по¬
ковок  толщиной  до  400  мм  и  труб  Dy  16...325.
Ее  можно  применять  для  изготовления  по¬
верхностей  нагрева  (550...600  °С)  теплообмен¬
ных  аппаратов.
 Традиционно  роторы  ЦВД  и  ЦСД  изготов¬
ляют  из  слитков  стали  Р2М  массой  30...  142  т,
они  предназначены  для  температуры  пара  до
565  °С.  Полученные  в  ЦКТИ  и  ЛМЗ  результаты
длительных  испытаний  свидетельствуют  о  пре¬
имуществе  низкохромистой  стали.  Для  темпера¬
тур  пара  600  °С  сталь  25X1  Ml  ФА  конкуренто¬
способна  с  зарубежными  сталями,  так  как  ее
длительная  прочность  ад  п  =  80  МПа.
 Комплексное  совершенствование  техно¬
логии  позволяет  в  известной  мере  снять  проти¬
воречие  между  требованиями  высоких  оп  и  одп
и  применять  усовершенствованную  сталь
Р2МА  для  первых  турбин  нового  поколения  на
ССКП  (600  °С)  с  обязательным  внедрением
системы  принудительного  охлаждения  роторов.
 Вместе  с  тем,  для  температур  пара  выше
593  °С  с  обеспечением  ад  п  =  100  МПа  при
600  °С  необходимо  использование  высокохро¬
мистых  композиций.  В  частности,  преимущест¬
во  перед  сталью  Р2МА  даже  в  диапазоне  темпе¬
ратур  560...600  °С  имеют  лишь  высокохроми¬
стые  стали,  содержащие  Nb,  и  в  еще  большей
степени  содержащие  Nb  и  В:  llCrMoVNb  с
1,5%  Мо  для  температур  590...600  °С  и
lOCrMoWVNb  для  температур  600...620  °С.
 Таким  образом,  параллельно  с  использо¬
ванием  Р2МА,  возможности  которой  не  ис¬
черпаны,  целесообразно  производить  роторы
из  стали  llCrMoVNbN  и  10CrMoWNbN.  При¬
чем  возможен  электрошлаковый  переплав  (до
слитка  60  и  поковок  до  40  т)  и  внепечное  ва-
куумирование  и  рафинирование  (для  слитков
массой  от  60  до  200  т).
 Для  выполнения  корпусных  деталей
(внутренних  цилиндров,  стопорных  и  регули¬
 рующих  клапанов)  необходима  сталь  перлит¬
ного  класса,  способная  работать  при  темпера¬
турах  600...610  °С.  Она  может  быть  разработа¬
на  на  основе  стали  1Х11МФБЛ  (Х11ЛА),  при¬
менявшейся  ранее  для  изготовления  внутрен¬
него  корпуса  ЦВД  в  турбине  К-300-240  ЛМЗ
до  температуры  580  °С.  Улучшить  свойства
этой  стали  можно  за  счет  корректировки  леги¬
рования  и  технологии  выплавки.
 В  настоящее  время  имеется  большая
информационная  база  теоретического  и  экс¬
периментального  характера  по  разработке  и
внедрению  схем  и  конструкций,  обеспечи¬
вающих  повышение  всех  эксплуатационных
характеристик  современных  турбин.  Так,
при  разработке  тепловой  схемы  необходимо
учитывать  апробированный  отечественный
опыт  по  БТС,  а  для  повышения  надежности
и  эффективности  ПВД  применить  двухподъ¬
емную  схему  повышения  давления  питатель¬
ной  воды  (двухступенчатый  питательный  на¬
сос)  с  ПВД  камерного  типа.  Ожидаемая  теп¬
ловая  экономия  от  применения  такой  схемы
около  1%.
 Реализация  программы  «блока  повышен¬
ной  эффективности»  (БПЭ)  и  внедрения  но¬
вых  технических  решений  по  повышению  теп¬
ловой  мощности  котла  повысит  экономич¬
ность  и  экологичность  блока  в  целом.
 Перечень  основных  мероприятий,
влияющих  на  экономичность  ПТУ  (Ar|nTy%),
приведен  ниже.
 Переход  на  новый  уровень  начальных
параметров  (590...610  °С) 	 1,8...2,5
 Применение  второго  промперегрева   0,8...  1,2
 Повышение  температуры  питательной
воды  до  300  °С  (с  учетом  снижения
КПД  котла,  в  том  числе  за  счет  исполь¬
зования  теплоты  уходящих  газов  котла
(введение  турбинного  экономайзера) 		0,6
 Уменьшение  располагаемого  перепада
в  регулирующей  ступени 		0,4
 Снижение  периферийных  и  диафраг-
менных  утечек 	 0,5...0,8
 Применение  саблевидных  сопловых
лопаток  ЦСД  и  ЦНД 	 0,8...1,0
 Трехмерное  профилирование  проточ¬
ной  части 	0,75...0,85
 Использование  регулируемых  зазоров
в  уплотнениях 		0,35
 Использование  новых  клапанных
 систем 		0,2
 Совершенствование  системы  влагоуда¬
ления  		0,05

ПРИМЕНЕНИЕ  ГИДРОПАРОВЫХ  ТУРБИН  (ГПТ)
 557
 Оптимизация  пусков  за  счет  внедре¬
ния  информационно-диагностических
систем 		0,2
 Применение  экономичных  подшипни¬
ков  скольжения,  малоопорные  конст¬
рукции  	0,05...0,07
 Кроме  того,  существует  ряд  мероприя¬
тий,  приводящих  к  снижению  стоимости  об¬
служивания  и  ремонта  агрегата.  К  ним  отно¬
сятся:
 внедрение  систем  вибродиагностики  и
диагностики  проточной  части,  организация
ремонтов  «по  состоянию»;
 применение  новых  методик  уплотнения
разъемов;
 система  охлаждения  турбины  воздухом
после  останова;
 система  расхолаживания  турбины  при  ос¬
танове  на  скользящих  параметрах;
 доступность  балансировочных  плоскостей;
современные  конструкции  соединения
роторов  по  полумуфтам.
 Мероприятиями  по  повышению  надеж¬
ности  агрегата  являются:
 системы  принудительного  парового  охла¬
ждения  роторов;
 виброизмерительные  и  диагностические
системы  по  роторам,  опорам  и  лопаткам,
оценка  циклических  напряжений  в  роторах;
 оценка  термических  напряжений  и  ре¬
сурса;
 автоматизированное  валоповоротное  уст¬
ройство.  Применение  высокооборотного  ВПУ
с  целью  выравнивания  температурных  полей  в
охлаждаемых  роторах;
 применение  баббитовой  заливки  под¬
шипников  новых  марок  и  новых  материалов,
выдерживающих  повышенные  температуры;
виброизолированный  фундамент;
применение  цельнокованых  роторов  без
насадных  дисков,  втулок  лабиринтных  уплот¬
нений  и  полумуфт.
 Приведенные  данные  по  экономичности
носят  ориентировочный  характер,  так  как  зави¬
сят  от  конкретного  исполнения,  сочетания  и
даже  взаимного  влияния  различных  факторов.
 2.9.1. 	ПРИМЕНЕНИЕ  ГИДРОПАРОВЫХ
ТУРБИН  (ГПТ)
 Гидропаровые  турбины,  в  которых  в  ка¬
честве  рабочего  тела  используется  жидкость,
перегретая  относительно  температуры  насы¬
щения  при  заданном  противодавлении,  пред¬
 назначены  для  применения  в  геотермальной
энергетике,  холодильной  и  криогенной  техни¬
ке,  в  энергетических  установках  при  утилиза¬
ции  теплоты  низкого  потенциала  [3].  Термин
«гидропаровая  турбина»  был  впервые  введен
 В.А.  Зысиным.  Бблыиая  часть  работы  ступени
ГПТ  производится  жидкой  фазой,  массовый
расход  которой  составляет  около  90%.  Превра¬
щение  теплоты  горячей  жидкости  в  техниче¬
скую  работу  возможно  в  ГПТ  трех  типов:  осе¬
вой  одноступенчатой  турбине  активного  типа,
ковшовой  турбине  с  предвключенным  струй¬
ным  конденсатором  и  турбине  типа  «сегнеро-
во  колесо».
 Создание  ГПТ  любого  типа  с  удовлетво¬
рительным  внутренним  относительным  КПД
предполагает  применение  высокоэффектив¬
ных  сопел  Лаваля,  работающих  на  вскипаю¬
щем  потоке.
 Исследования  сопел  Лаваля  традицион¬
ной  формы,  работающих  на  горячей  воде,
близкой  к  состоянию  насыщения,  и  низких
начальных  давлениях  (рц  =  0,4...0,8  МПа),  по¬
казывают,  что  эффективность  таких  сопел
низкая  (коэффициент  скорости,  как  правило,
не  превышает  0,7)  из-за  значительной  терми¬
ческой  и  механической  неравновесности  пото¬
ка,  а  расход  воды  намного  больше  расхода,
рассчитанного  по  изоэнтропийной  модели.
 Визуальные  наблюдения  показывают,  что
видимое  вскипание  воды  происходит  за  мини¬
мальным  сечением  сопла  и  распространяется
от  стенки  к  ядру  потока.  В  области  «горла»  по¬
ток  имеет  ярко  выраженную  неоднородность:
вскипевший  пристенный  поток  и  метаста-
бильное  ядро  жидкости.  Взаимодействие  меж¬
ду  этими  потоками  в  дальнейшем  приводит  к
распаду  центральной  струи  на  крупные  капли,
что  и  порождает  термическую  и  механическую
неравновесность  течения.  На  рис.  2.9.1  пред¬
ставлена  характеристика  сопла  Лаваля,  имею¬
щего  следующие  геометрические  размеры:
dBX  =  30  мм  (образующей  сходящейся  части  со¬
пла  являются  сопряженные  дуги  радиусами  30
и  40  мм),  длина  цилиндрического  канала  2  мм
с  отверстием  диаметром  0,8  мм  для  измерения
статического  давления  в  горле,  длина  расши¬
ряющейся  части  /рс  =  125  мм,  диаметр  горла
dT  =  3  мм.  Установлено,  что  парогенерирую¬
щие  решетки  (диск  с  цилиндрическими  кана¬
лами)  при  определенных  условиях  могут  быть
мощным  средством  создания  потоков,  близких
к  равновесным,  что  дает  возможность  повы¬
сить  эффективность  и  упростить  расчет  сопел.

558
 Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 Рис.  2.9.1.  Влияние  начальной  температуры  воды
Т0  на  основные  характеристики  сопла  Лаваля
традиционной  формы  (/>J  =0,6  МПа):
 О 	—  dcp  =  10  мм;  ®  —  dcp  =  15  мм;
 А  —  dcp  =  20  мм
 Рис.  2.9.2.  Характеристики  высокоэффективно¬
го  сопла  Лаваля  в  зависимости  от  начальной
температуры  воды  Т0  на  входе  в  сопло:
 1  —  расход  воды  G\  2  —  реактивная  тяга  R\
 3 	—  коэффициент  скорости  фс;  4  —  статическое
давление  рср  на  срезе  сопла
 Критический  расход  горячей  воды  через
сопло  с  парогенерирующей  решеткой  [2]  опре¬
деляется  по  эмпирической  формуле
 где  р0  —  давление  горячей  воды  перед  соплом,
Па;  Fp  —  площадь  живого  сечения  парогене¬
рирующей  решетки,  м2;  АГН  =  Ts(p0)  —  Т0  —
недогрев  воды  до  температуры  насыщения  при
давлении  р0;  Т0  —  температура  горячей  воды
на  входе  в  сопло;  (l/d)p  =  6...  10  —  относитель¬
ная  длина  канала  парогенерирующей  решетки.
 перестройка  потока  из  пузырьковой  структуры
в  капельно-паровую  (например, 	=  7,95-10“3
 при  Ts  =150  °С),  то  расчет  сопла  упрощается  и
сводится  к  расчету  высоковлажного  парока¬
пельного  потока.  Перепад  давления  на  решет¬
ке  обычно  составляет  0,1...0,2  МПа  и  зависит
от  недогрева  жидкости.  Вопрос  о  среднемассо¬
вом  диаметре  капель,  образовавшихся  после
решетки,  остается  открытым,  однако  извест¬
но,  что  для  каналов  диаметром  около  1  мм
размер  капель  пропорционален  диаметру  ка¬
нала.
 Ниже  приводится  система  уравнений  для
расчета  сопла  с  парогенерирующей  решеткой:
 В  опытах  р0  изменялось  от  0,5  до
 0,8  МПа,  ATH/Ts(p0)  =  0,04...0,08.  Истечение
потока  происходило  в  атмосферу.  Основные
характеристики  сопла  в  зависимости  от  темпе¬
ратуры  горячей  воды  на  входе  представлены
на  рис.  2.9.2.
 Изменением  числа  отверстий  в  парогене¬
рирующей  решетке  можно  управлять  степенью
дросселирования  потока.  Если  создать  степень
сухости  за  решеткой  больше  граничной
 при  которой  происходит

ПРИМЕНЕНИЕ  ГИДРОПАРОВЫХ  ТУРБИН  (ГПТ)
 559
 потока  пара  от  испаряющейся  капли,  кг/(м  с);
л  =  6С7К,/(яДк3,  рк,);  Пу  =  п/(скFc);x  =  Тп  =
 =  ЛрУ,  Cf  =  y(Ren);  сх  =  <p(ReK);  GK  =G^  -Gn\
fu  =  Fc  —  /ж;  r  —  удельная  теплота  парообразо¬
вания,  Дж/кг;  оСк.п  —  коэффициент  теплоотда¬
чи  от  капель  к  потоку,  Вт/(м2  К);  хп  —  степень
сухости  пара;  Fc  —  площадь  поперечного  сече¬
ния  сопла;  Dc,  DK  —  диаметры  соответственно
сопла  и  капель.
 Результаты  расчета  представлены  на
рис.  2.9.3.
 Для  обеспечения  устойчивой  работы  ГПТ
в  сопла  турбины  необходимо  подавать  горячую
воду,  на  несколько  градусов  недогретую  до  тем¬
пературы  насыщения.  Это  позволяет  организо¬
вать  вскипание  потока  в  наиболее  узком  сече¬
нии  сопла.  Регулирование  режимов  работы
ГПТ  возможно  путем  изменения  противодавле¬
ния,  подмешиванием  холодной  жидкости  к  го¬
рячей  воде  перед  соплами,  а  также  изменением
количества  работающих  сопел.  Дросселирова¬
ние  горячей  жидкости  при  расчетном  недогреве
ЛГН  =  Ts(p0  —  Тъх)  исключается.
 Так  как  удельная  работа  ГПТ  на  порядок
ниже,  чем  у  паровой  турбины,  работающей  в
том  же  интервале  давлений,  расход  рабочего
тела  должен  быть  на  порядок  выше.
 Осевая  турбина.  Основные  принципы,
которыми  следует  руководствоваться  при  про¬
ектировании  турбин  такого  типа,  являются
следующие.  Сопловой  аппарат  должен  состо¬
ять  из  блока  сопел  или  отдельных  сопел  с  па¬
рогенерирующими  решетками  и  прямой  осью,
чтобы  избежать  сепарации  влаги  на  стенках
канала.  Турбина  должна  быть  одноступенча¬
той  активного  типа,  так  как  ускорение  двух¬
фазного  потока  в  криволинейных  каналах  ма¬
лоэффективно  из-за  больших  потерь,  имею¬
щих  место  в  пристенном  жидкостном  слое,
образующемся  при  инерционном  выпадении
 Рис.  2.9.3.  Результаты  расчета  сопла  с  регене¬
рирующей  решеткой  (и>п  и  wK  —  скорости  пара
и  капли)
 капель  на  стенку.  Входная  кромка  рабочей  ло¬
патки  должна  быть  острой  для  предотвраще¬
ния  разбрызгивания  капельного  потока,  а  про¬
тяженность  входной  части  пера  —  удлиненной
по  сравнению  с  выходной.  Такая  форма  ло¬
патки  позволяет  сформировать  пристенный
жидкостной  слой  до  поворота  потока  и  умень¬
шить  гидравлические  потери  на  выходном
участке  межлопаточного  канала.  На  основе
этих  же  принципов  определяется  и  шаг  между
лопатками.  Применение  узких  лопаток  с  бан¬
дажным  кольцом,  если  позволяют  прочност¬
ные  характеристики,  также  способствует  уве¬
личению  эффективности  ГПТ.
 За  турбиной  выпускной  патрубок  должен
иметь  прямой  участок,  создающий  беспрепят¬
ственный  выход  высоковлажному  потоку.
Опыты  показывают,  что  поворот  потока  на  90°
сразу  за  ступенью  снижает  внутренний  отно¬
сительный  КПД  турбины  на  9%.  Расчет  меж¬
лопаточного  канала  рабочего  колеса  ГПТ
мощностью  до  300  кВт  можно  с  достаточной
точностью  выполнить  на  основе  плоской  мо¬
дели,  так  как  оценка  перемещения  частиц
жидкости  в  радиальном  направлении  за  счет
действия  центробежных  и  кориолисовых  сил,
дает  значение  2...4  мм  для  лопаток  высотой
 30...50  мм  при  частоте  вращения  3000  мин-1.
 Примем,  что  на  входе  в  канал  высоко-
влажный  парокапельный  поток  имеет  неравно¬
весную  структуру  (Тк  >  Тп,  wn  >  wK).  Несущий
паровой  поток  полностью  заполняет  канал,  ра¬
диальная  составляющая  скорости  парового  по¬
тока  wnr  =  0,  а  тангенциальная  составляющая
 плотность

560
 Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 зависит  от  радиуса  г  по  закону  wn(pr  =  const  (где
г  —  текущий  радиус  канала),  срыв  жидкости  с
поверхности  жидкостного  слоя  отсутствует.
 Система  уравнений  для  трехскоростной
(пар,  капли,  пленка)  термически  неравновес¬
ной  модели  имеет  вид  [59].
 Уравнение  сплошности  парового  потока
 ^шрРп/п  )=
приводится  к  виду
 ^пф  _  ^,T)KjK_nns/r  ^  wn(p  ofpn  dp  ^  wn(p  dyn
dy 	Рпфп 	pn  dp  dy  Фп  ф  ’
 где  фп  =  fn/Fc  —  истинное  паросодержание;
пу  —  объемная  концентрация  капель;  ф  —  угол
поворота  потока;  индексы  «к»  —  капля,  «п»  —
поток;
 1
 1
 dK
 Уравнение  теплового  баланса  между  каплей  и
паровым  потоком  позволяет  получить  измене¬
ние  температуры  капли  по  углу
 Уравнение  движения  испаряющейся  капли  в
проекциях
 ■Ж  Р  =  1С,«,-дае,);  Re,-В&Ь..
 4 	РкАс 	Rn
 Из  уравнения  движения  жидкостного  при¬
стенного  слоя
 Концентрация  капель  в  ячейке  определя¬
ется  выражением
 где  dlj  —  длина  траектории  единичной  капли
внутри  ячейки.
 Полученная  система  уравнений  является
замкнутой  и  позволяет  определить  wn(p,  wK(p,
 Уравнение  движения  парового  потока
 при  отсутствии  срыва  (dE^  =  0)  следует
 где  Ярл  —  радиус  корыта  рабочей  лопатки;  ин¬
декс  «пл»  —  пленка.
 Толщина  пристенного  слоя  определяется
из  уравнения  сплошности
 Производная  —^  находится  из  уравнения  энер-
dy
 гии  с  учетом  материального  баланса,  составлен¬
ного  для  фиксированного  элемента  пристенного
слоя:

ПРИМЕНЕНИЕ  ГИДРОПАРОВЫХ  ТУРБИН  (ГПТ)
 561
 *Yn  Р,  Ас,  тк,  Ьт,  Тш  И  Т„  =f(p)  вдоль  ра-
бочего  канала.
 Мощность  ступени  определяется  через
изменение  количества  движения  потока  в  ра¬
бочем  колесе  ГПТ:
 ^ГПТ  —  t(^nwnw  ^kwkm)bx  —
 —  (^nwnw 	^ПЛ 	Wrui 	)вых]
 где  zpл  —  число  рабочих  лопаток;  и  —  окруж¬
ная  скорость  на  среднем  диаметре  колеса.
 На  рис.  2.9.4  показано  изменение  сред¬
ней  скорости  движения  жидкой  пленки
вдоль  корыта  рабочей  лопатки,  полученная
 интегрированием  уравнения  для  ——.  Рост
 afcp
 скорости  пленки  на  начальном  участке  корыта
рабочей  лопатки  обусловлен  преобладанием  по¬
тока  количества  движения,  вносимого  капель¬
ным  потоком  в  пленку,  над  силой  трения  между
пленкой  и  стенкой.  С  уменьшением  количества
капель,  выпадающих  в  пленку,  определяющей
становится  сила  трения  между  пленкой  и  стен¬
кой,  и  скорость  пленки  уменьшается.
 Для  расчета  использовались  данные  од¬
ного  из  режимов  работы  ГПТ-100:  расход  го¬
рячей  воды  через  турбину  G=  1,73  кг/с  при
степени  парциальности  0,15,  давление  р*$  —
=  0,473  МПа  и  температура  горячей  воды  на
входе  в  турбину  Г0*  =  421  К.  Результаты  расче¬
та  показали,  что  относительная  погрешность
определения  мощности  турбины
 Рис.  2.9.4.  Изменение  средней  скорости  движе¬
ния  пленки  wm  вдоль  корыта  рабочей  лопатки
(угла  ф)
 Результаты  испытаний  ГПТ-100  при  ра¬
боте  трех  блоков  (фс  ~  0,74)  показаны  на
рис.  2.9.5.
 Исследование  пристенного  высокоскоро¬
стного  жидкостного  потока  позволило  опреде¬
лить  коэффициент  трения  на  границе  жид¬
кость  —  стенка  [5].  Толщина  жидкостного
слоя  находилась  по  максимальному  значению
динамического  напора  (рис.  2.9.6).
 Обработка  опытных  данных  в  критери¬
альном  виде  приводит  к  уравнению
 cw  =  0,577-  10“9Re°>981,
 при  7-106  <  Rex  <  11  •  106,  где  Rex  =  w^x/v^.
 Так  как  формирование  пристенного
жидкостного  слоя  определяется  кинетической
энергией  двухфазной  струи  на  выходе  из  со¬
пла,  была  сделана  попытка  найти  зависи¬
мость  коэффициента  трения  от  двух  парамет¬
ров  cw  =  /(Rex,  Ей),  где  в  данном  случае  кри¬
терий  Эйлера  характеризует  кинетическую
энергию  струи  и  становится  определяющим.
 Рис.  2.9.5.  Экспериментальные  зависимости  КПД  r\0i  и  мощности  N  от  u/ct  при  парциальности  0,15:
 1  -pi  =  0,5  МПа,  Tq  =  422  К;  2  —р*0  =  0,6  МПа,  Г0*  =  427...429  К;  З—pl  =  0,7  МПа,  Г0*  =  433...435  К

562
 Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 Рис.  2.9.6.  Эпюры  динамического  напора  р  при¬
стенного  слоя  на  различных  расстояниях  у
от  среза  сопла
 Для  этого  случая  получено  критериальное
уравнение  в  виде  (рис.  2.9.7)
 c„,=0,4610“l3Rei’62Eu°'47.
 Число  Rex  изменялось  от  4,8  •  106  до  107.
Критерий  Ей  определялся  на  срезе  сопла  и  из¬
менялся  от  0,36  до  0,79,  где  р  =  G!/(irw)cp.
 Для  ламинарного  режима  течения  пред¬
ложена  формула  Уоллиса  cw  =  16/Яеж,  где
Rec  =рпл(1-а)й?пл/)/|!пл,  а  =  dVn/dV  —  истин-
ное  объемное  паросодержание;  D  —  диаметр
канала.
 При  турбулентном  режиме  течения  плен¬
ки  в  качестве  первого  приближения  рекомен¬
дуется  принимать  cw  «  0,005,  что  подтверждают
опытные  данные.
 При  решении  задачи  о  движении  капли  в
рабочем  канале  при  значительной  длине  ло¬
патки  (в  этом  случае  нельзя  решать  задачу  на
основе  плоской  решетки)  использовалось
уравнение
 Рис.  2.9.7.  Изменение  локального  коэффициен¬
та  трения  cw  =  (p(Rex,  Ей)
 которое  в  координатной  форме  с  учетом  урав-
 dr  dz  rd(p  ,
 нения  линии  тока  	= 	=  —-Я  (здесь  z  —
 ^  Wkw
 продольная  ось  турбины)  приводится  к  виду:
 \cx(ReK  )^™  £s-(wnj  - 	)/wK;
 dz  4 	DK 	pK
 (2.9.1)
 Если  капля  находилась  в  полете,  то  ис¬
пользовались  все  три  уравнения.  При  движе¬
нии  капли  по  вогнутой  поверхности  пера  ло¬
патки 	= 	0, 	wKU 	=  0)  и  бандажу  =  о,
 dz 	dz
 =  0)  учитывалась  сила  трения.  В  этом  слу¬
чае  из  правой  части  уравнения  (2.9.2)  вычита¬
лась  сила  трения,  приведенная  к  массе  капли
 Зс/^кг/к  ^  где  =  znDK  _  площадь  контакта
nD^ 	4
 капли  с  поверхностью  (е  =  0...1),  а  из  (2.9.1)  —
(Зс/w^/K)/(kDI).  Считалось,  что  при  движе¬
нии  пара  в  рабочем  канале  wnr  =  0,  wnu  =
=  wny  cosy,  =  wnysiny,  а  скорость  wny  в  ради¬
альном  направлении  меняется  по  закону
 Л
 w4  =  wnl(R2  -  R{  )/R\n—,  где  wnl  —  скорость
Ri
 пара  на  входе  в  канал  в  относительном  движе¬
нии;  R  —  текущий  радиус  канала;  у  —  текущий
угол  поворота  потока.
 На  движение  капли  по  корыту  рабочей
лопатки  решающую  роль  оказывают  соотно¬
шение  между  начальной  скоростью  влетающих
в  канал  капель  и  угловой  скоростью  со  враще¬
ния  ротора.  На  рис.  2.9.8  в  качестве  примера
представлены  результаты  расчета  траекторий
движения  капель  диаметром  50  мкм  при  на¬
чальных  скоростях  wdо  =  10,  20,  30  и  40  м/с  и
постоянной  частоте  вращения  3800  мин-1.  Чем

ПРИМЕНЕНИЕ  ГИДРОПАРОВЫХ  ТУРБИН  (ГПТ)
 563
 Рис.  2.9.8.  Траектории  движения  капель
при  начальных  скоростях  wdQ
 меньше  скорость  капли,  тем  существеннее  ее
перемещение  в  радиальном  направлении.
 Зная  скорость  жидкостного  элемента  на
выходе  из  лопатки  и  скорость  парового  потока
в  абсолютном  движении,  можно  определить
траекторию  капли  за  ступенью,  решив  систему
уравнений:
 ГПТ  возможен  за  счет  увеличения  расхода  го¬
рячей  жидкости.  Соотношение,  связывающее
мощность  гидропаровой  и  паровой  турбины,
работающей  на  сухом  насыщенном  паре,  мо¬
жет  быть  записано  в  виде:
 где  Г|г  =  1  -  7J  /Tq  —  термический  КПД  идеаль¬
ного  цикла  Карно  в  заданном  интервале  тем-
 располагаемый  теплоперепад;  г
теплота  парообразования.
 С  увеличением  начальных  параметров
при  Тх  =  const  растет  А/Ггпт  и  падает  г,  что
приводит  к  росту  относительной  мощности
ГПТ.  Можно  предположить,  что  при  опреде¬
ленном  перепаде  энтальпии  существует  мак¬
симальная  мощность  ГПТ,  отвечающая  на¬
чальным  параметрам  при  заданных  и/съ
Аф/^рл  и  ю-  Увеличение  перепада  энтальпий
выше  предельного  значения  несмотря  на  рост
удельной  работы  должно  приводить  к  падению
мощности  из-за  снижения  пропускной  спо¬
собности  ступени,  вызываемой  ростом  удель¬
ного  объема  смеси.
 Зависимость  мощности  турбины  от  ос¬
новных  исходных  параметров  имеет  вид:
 (2.9.4)
 где  А  с  —  cnr  Cyj.)  +  (с  пи  О 	(Спz  Ckz^  ’
 24 	44
 сх  = 	+ 	’ 	+ 	032; 	— 	угол  поворота  от-
 д/Кек
 носительно  продольной  оси  турбины  z.
 Использование  осевых  ГПТ  в  различных
теплосиловых  установках  для  получения  рабо¬
ты  ставит  вопрос  о  предельной  их  мощности.
Так  как  рабочим  телом  гидропаровой  турбины
является  горячая  жидкость,  близкая  по  пара¬
метрам  к  насыщенной,  то  удельная  работа
ГПТ  не  может  быть  высокой.  Рост  мощности
 Характер  изменения  функции  Nrm  =  АТ\)
[  Д/У  гпт  (Т\
 определяется  отношением  —— 		.
 vT  (7J)
 В  области  низких  значений  температур
функция  vr(711)  растет  быстрее,  чем
[Д/ГГпт(^1  )]5^2>  что  определяет  наличие  экстре¬
мума.  На  рис.  2.9.9  показаны  результаты  рас¬
чета  мощности  ГПТ  в  зависимости  от  темпе¬
ратуры  Тх  для  случая:  рабочее  тело  —  вода,
Ро  =  0,6  МПа,  Г0*  =  428  К,  п  =  4745  мин-1,
Лср/\л  =  7>  “/ci  =  °>46;  Фс1  =  0,85;  (рс),  =
 =  1.3;  Т|о,рПТ  =  0,4,  где  (рс)[  =  д  =
 (Pc)ls

564
 Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 Рис.  2.9.9.  Изменение  мощности  ГПТ  7Vrnx
от  температуры  Тх  и  действительного  удельного
объема  пара  уд
 =  1,1...  1,3  —  безразмерная  плотность  потока
массы.  Кривая  мощности  NTm  при  заданных
начальных  параметрах  имеет  максимум  при
противодавлении  ps(Tx)  =  17,3  кПа.
 Дальнейшее  увеличение  вакуума  за  гид¬
ропаровой  турбиной  приводит  к  падению
мощности.  Если  частоту  вращения  ГПТ
уменьшить  до  500  мин-1,  предельная  мощ¬
ность  возрастет  до  21,8  МВт,  при  этом  в  кор¬
невом  сечении  лопатки  напряжение  от  цен¬
тробежной  силы  составит  3,67  МПа.  При
Аф/^рл  =  5  мощность  ГПТ  составит  30,5  МВт,
а  ар  =  51,4  МПа  (табл.  2.9.2).
 Эти  данные  позволяют  оценить  единич¬
ную  мощность  ГПТ  в  случае  ее  применения
в  тепловых  схемах  ГеоТЭС  вместо  расшири¬
телей.
 Для  небольших  перепадов  энтальпии,  ко¬
гда  нижнюю  пограничную  кривую  можно
 Рис.  2.9.10.  Предельная  мощность  ГПТ  7Vrnx
и  давление  рх  за  ГПТ  (п  =  3000  мин-1)
 практически  считать  прямой,  т.е.  ln(7J)*/7j)~
 2.9.2. 	Характеристика  ГПТ  предельной  мощности  в  зависимости  от  частоты  вращения
при  тех  же  параметрах,  что  и  на  рис.  2.9.10
 ,  формула  (2.9.4)  примет  вид:
 где  а-  ЬТХ  -  г.
 Для  низких  давлений,  когда  v'<<v",
можно  записать:
 Использование  ГПТ  в  схемах  АЭС  и  СЭС
в  сочетании  с  тепловыми  аккумуляторами,  а
также  в  комбинированных  циклах  с  газотурбин¬

ПРИМЕНЕНИЕ  ГИДРОПАРОВЫХ  ТУРБИН  (ГПТ)
 565
 ными  установками  требует  повышения  началь¬
ных  параметров  горячей  воды.  На  рис.  2.9.10  по¬
казано  влияние  начальной  температуры  насы¬
щенной  воды  на  предельную  мощность  ГПТ.
 Ковшовые  турбины.  Теория  гидравлических
ковшовых  турбин,  работающих  на  холодных
жидкостных  потоках,  достаточно  хорошо  разра¬
ботана  и  представлена  в  ряде  фундаментальных
работ  [87].  Однако  она  не  может  быть  в  полной
мере  использована  для  расчета  ковшовых  ГПТ.
Если  в  традиционной  ковшовой  турбине  Пель-
тона  разгон  потока  перед  подачей  на  ковш  осу¬
ществляется  в  сходящемся  сопле,  то  в  ГПТ  пе¬
ред  рабочим  колесом  необходимо  устанавливать
струйный  конденсатор-смеситель,  в  котором  за
счет  подвода  холодной  воды  происходит  кон¬
денсация  паровой  составляющей  двухфазного
потока.  Этим  обеспечивается  необходимое  соот¬
ношение  между  диаметром  струи  и  размерами
ковша.  В  процессе  смешения  активного  и  пас¬
сивного  (холодного)  потоков  имеет  место  неуп¬
ругий  удар  между  струями,  что  приводит  к  поте¬
ре  кинетической  энергии  и  уменьшению  полез¬
ной  работы  ГПТ.  С  целью  снижения  ударных
потерь  следует  увеличивать  скорость  холодного
потока,  применяя  насос.
 Полезная  мощность  такой  установки  оп¬
ределяется  по  формуле
 Определив  теоретическую  скорость  парожид¬
костной  смеси  на  срезе  активного  сопла
 и  зная  кот,  можно  найти  теоретическую  ско¬
рость  холодного  агента  на  срезе  пассивного
сопла  с2,  при  которой  полезная  мощность  дос¬
тигает  наибольшего  значения.
 Степень  сухости  пара  на  срезе  сопла  оп¬
ределяется  на  основе  изоэнтропийной  модели
(теплота  трения  компенсирует  метастабиль¬
ность  потока):
 При  определении  расхода  холодной  во¬
ды  предполагается,  что  паровая  составляю¬
щая  потока  в  конце  камеры  смешения  полно¬
стью  конденсируется,  а  охлаждающая  вода
остается  недогретой  до  температуры  насыще¬
ния  на  А  =  3  °С:
 где  первое  слагаемое  в  правой  части  уравнения
определяет  мощность  турбины,  а  второе  —
мощность  насоса;  u  =  Gu/G{  —  коэффициент
инжекции;  к  =  с2/сх\  с{  —  теоретическая  ско¬
рость  парожидкостной  смеси  на  срезе  актив¬
ного  сопла,  с2  —  теоретическая  скорость  хо¬
лодной  капельной  жидкости  на  срезе  пассив¬
ного  сопла;  Г|тр  —  КПД,  учитывающий  потери
в  камере  смешения  от  трения  и  метастабиль¬
ности  потока;  Лолпт»  Ло/н  ~  внутренние  отно¬
сительные  КПД  ковшовой  турбины  и  насоса.
 Функция  Nnojl  имеет  максимум  при
 Результаты  расчета  при  Ло/гпт  =  0,72
(¥рк  =  °>85);  %-н  =  О.72;  <Pi  =  0,87;  <р2  =  0,96;
r\w  =  0,95;  и  =  0,525;  Т0  =  423  К;  ТКС  =373  К
дают  следующие  значения:  kom  =  0,321;
С\  =  138,3  м/с;  с2  =  51  м/с;  /пол  =  5422  кДж/кг;
Луст  =  0,429;  повышение  давления  воды  в  на¬
сосе  Арн  =  рИ  —  Рос  =  1,3  МПа.  При  расходе
горячей  воды  Gi  =10  кг/с  полезная  мощность
установки  составляет  54,2  кВт,  а  мощность
турбины  63,7  кВт.
 Численный  эксперимент  на  основе  фор¬
мулы
 где  со  =  115,2  с-1;  RK  =  0,5  м  —  средний  радиус
колеса;  ссм1  =  115  м/с;  р2  =  8°  показывает,  что
&опт  =  0,51,  Nn  =  73,1  кВт,  с2д  =70,6  м/с,  Арн  =
=  рн  -  рос  =  1,97  МПа,  Г|уст  =  0,579.
 Опыты  показали,  что  форма  свободной
конденсирующейся  струи  зависит  от

566
 Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 u  =  Gu/Gi.  С  уменьшением  и  минимальное  се¬
чение  струи  и  расстояние  от  среза  смесителя
(срезы  активного  и  пассивного  сопел  находят¬
ся  в  одной  плоскости)  до  этого  сечения  воз¬
растают.  При  и  =  1,1  (7^га  =  427,3  К,  р*0тъ  =
=  0,6  МПа,  Т^хц  =  277  К)  струя  имеет  цилинд¬
рическую  форму  на  значительной  длине.  Для
этого  случая  при  (соR/cCMl)om  =  0,5,  Р  =  15°,
 определяет  длину  камеры  смешения.  Так  как
ввод  холодной  жидкости  в  КС  осуществляет¬
ся,  как  правило,  при  незначительной  скоро¬
сти,  считается,  что  в  результате  силового  взаи¬
модействия  между  несущим  потоком  и  холод¬
ными  каплями  происходит  их  дробление;  диа¬
метр  мелких  холодных  капель  определяет¬
ся  по  формуле
 =  15,2  м/с,  фсхв  =  0,96,  г)н
 со  =  52,3  с  ,  ссм1  =  81  м/с  (скорость  конденси¬
рующейся  струи  определена  из  реакции  на  ус¬
тановке  взвешивания),  Dcp  =  1,548  м  (средний
диаметр  рабочего  колеса  ковшовой  турбины)
мощность  установки  Nn  =  61,45  кВт,  КПД
Луст  =  0,546.  Такой  подход  позволяет  в  первом
приближении  оценить  мощность  и  эффектив¬
ность  установки.
 При  детальном  расчете  ковшовой  ГПТ
необходимо  рассматривать  процессы  в  камере
смешения  (КС).  Упрощая  задачу,  можно  счи¬
тать,  что  в  начальном  сечении  КС  холодные  и
горячие  капли  равномерно  распределены  в  су¬
хом  насыщенном  паре,  но  в  целом  поток  тер¬
мически  и  механически  неравновесен.  По  ме¬
ре  движения  в  камере  он  будет  переходить  в
равновесное  состояние:  значения  температуры
и  скорости  фаз  будут  близки  между  собой.  Пе¬
реход  в  это  состояние  или  близкое  к  нему  и
 При  этом  делается  допущение,  что  разру¬
шение  капель  происходит  на  участке,  протя¬
женность  которого  много  меньше  длины  КС.
 Система  уравнений,  позволяющая  вы¬
полнить  расчет  КС  на  основе  прямой  задачи,
следующая  [4,  5]:

ПРИМЕНЕНИЕ  ГИДРОПАРОВЫХ  ТУРБИН  (ГПТ)
 567
 где  D  =  cxitDKpn(cn
 ек|/8
 сила  со¬
 противления  единичной  капли;  сх  =/(ReK);
-Ск|Рк
 Re„
 Щс„  ■
 ^П
 Температура  горячих  капель  определяет¬
ся  из  уравнения  энергии  для  адиабатического
потока:
 где  /см0  —  полная  энтальпия  смеси  на  входе  в
камеру  смешения.
 В  данной  модели  не  учитываются  про¬
цессы  соударения  и  дробления  капель  в  КС,
поэтому  горячие  капли  на  значительном  пути
сохраняют  высокую  скорость,  способствуя
разгону  парового  потока.  Численные  экспери¬
менты  показали,  что  после  ввода  холодной  во¬
ды  в  КС  с  небольшой  скоростью  происходит
резкое  торможение  паровой  составляющей  по¬
тока  из-за  значительной  массы  холодных  ка¬
пель,  а  на  длине  порядка  0,03  м  достигается
механическое  и  термическое  равновесие  пото¬
ка,  что  свидетельствует  о  значительной  интен¬
сивности  обменных  процессов.
 Сегнерово  колесо.  Процессы  в  сегнеровом
колесе  изучал  еще  JI.  Эйлер.  Основные  поло¬
жения  расчета  таких  колес  с  термодинамиче¬
ских  позиций  были  изложены  в  1962  г.
 В.А.  Зысиным.  Процессы  в  сегнеровом  колесе
с  позиций  теории  турбомашин  рассматрива¬
лись  И.И.  Кирилловым  и  А.И.  Кирилловым.
В  1980  г.  Б.А.  Трошенькиным  была  создана
турбоустановка,  в  которой  сегнерово  колесо
вращало  центробежный  водяной  насос  [74].
Внутренний  относительный  КПД  турбины  со¬
ставил  0,1...0,2,  зависимость  Г|5/  =  fi^T)  носи¬
ла  практически  линейный  характер.  Столь  не¬
высокая  эффективность  турбины  была  обу¬
словлена  низким  КПД  сопла.
 Эффективность  сегнерова  колеса  при  его
работе  на  горячей  воде  можно  оценить,  ис¬
пользуя  опытные  данные,  полученные  при  ис¬
следовании  сопел  Лаваля  с  парогенерирующи¬
ми  решетками.  Для  одного  из  режимов  при
pi  =  0,6  МПа,  Tq  =  151  °С  и  рпр  =  0,1  МПа  по¬
лучена  реактивная  тяга  R  =  52  Н  при  расходе
воды  0,36  кг/с,  средняя  скорость  двухфазной
струи  на  выходе  из  сопла  w2  =  R/G  =  144,4  м/с.
 Располагаемый  перепад  энтальпии  определим
по  формуле
 s4-
 где  w2t  =  (2/*о)0,5  =  164,1  м/с;  (рс  =  w2/w2t  =  0,88.
 Удельная  полезная  работа  /пол  =  (w2  cosP2  —
-  «2>w2*
 Функция  /пол  при  u2/w2  =  (cosp2)/2  имеет
максимум.  В  рассматриваемом  случае  (cosP2  =  1,
гх  =  0,265  м)  получено:  /пол  тах  =  5212,8  Дж/кг,
п  =  2600  мин-1,  со  =  272,1  с-1,  и2  =  72,1  м/с,
лопаточный  КПД  r|0w  =  /пол  max/h0  =0,387  без
учета  потерь  с  выходной  скоростью  с2,  Nn0Jl  =
 =  2GL
 х=  3,75  кВт.
 Расчеты  показывают,  что  на  величину
удельной  полезной  работы  существенное
влияние  оказывает  угол  р2,  т.е.  при  создании
турбин  необходимо  использовать  короткие  со¬
пла  при  значительном  диаметре  ротора.  Чтобы
в  реальных  конструкциях  исключить  контакт
струй  с  поверхностью  ротора,  необходимо  по¬
вернуть  сопла  на  угол  у,  образованный  про¬
дольной  осью  сопла  и  плоскостью  вращения.
 Ниже  приведены  результаты  расчета  тур¬
бины,  ротор  которой  имеет  десять  блоков  с  де¬
сятью  соплами  в  каждом  длиной  0,15  м  с  паро¬
генерирующими  решетками  (срс  =  0,85).  Диаметр
ротора  1,6  м,  р2  =  10°.  Расход  воды  через  одно
сопло  составляет  0,32  кг/с  при  р*$  =  0,6  МПа,
Tq  =  426  К,  противодавление  0,01  МПа.  В  ре¬
 зультате  расчета  получено:  п
 1700  мин
 /пол  =  21  654  Дж/кг,  w2  =  299  м/с,  и2  =  147  м/с,
Nr  =  695  кВт,  Ло*  =  0,349.
 Если  при  расчете  сегнерова  колеса  учи¬
тывать  повышение  энтальпии  жидкости  за
счет  компрессорного  эффекта,  то  удельную
работу  следует  определять  по  формуле
 /пол  =  (w2COsP2  -  и2)иь
 где  w2  =  фс(2й0)0’5; 	=h<)  + 	ДА^ 	=
 =  «Re)-^-.
 В  этом  случае  получим  п  =  2700  мин-1,
/пол  =  27953  Дж/кг,  w2  =  355,9  м/с,  и2  =  226,2  м/с,
(u2/w2)om  =  0,64,  со  =  282,7  с-1,  Nr  =  898,2  кВт,
Ло*  =  0,45.
 Совершенствование  расчетов  сегнерова
колеса  возможно  при  детальном  изучении

568
 Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 процессов  в  соплах,  в  которых  происходит
вскипание  жидкости  и  движение  высоковлаж¬
ного  неравновесного  потока  в  поле  центро¬
бежных  и  кориолисовых  сил.
 В  настоящее  время,  в  связи  с  возросшим
интересом  к  использованию  теплоты  низкого
потенциала  (горячей  жидкости)  с  целью  полу¬
чения  технической  работы,  ведутся  расчетные
и  экспериментальные  исследования  сегнерова
колеса  в  научно-производственном  предпри¬
ятии  «Турбокон».  Единичная  мощность  созда¬
ваемых  турбин  10...300  кВт,  температура  воды
на  входе  в  турбину  80...  150  °С.
 На  основании  изложенного  можно  сде¬
лать  выводы:
 при  утилизации  теплоты  низкого  потен¬
циала  предпочтение  следует  отдавать  односту¬
пенчатым  осевым  ГПТ  активного  типа,  как
более  эффективным;
 турбины  «сегнерово  колесо»  рационально
применять  при  высоких  начальных  параметрах
горячей  жидкости,  что  исключит  эрозию  лопа¬
точного  аппарата;
 использование  ковшовых  турбин  с  пред-
включенным  струйным  конденсатором  требует
применения  дополнительного  насоса  по  трак¬
ту  холодной  жидкости  с  целью  повышения
КПД  установки.
 СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ
 1. 	Анализ  конъюнктуры  внешнего  рынка
сепараторов-пароперегревателей  турбин  насы¬
щенного  пара  АЭС  //  Зарубежная  информа¬
ция.  М.:  НИИЭИнформэнергомаш.  1983.  35  с.
 2. 	Барилович  В.А.,  Мирошников  С.Ф.,
Смирнов  Ю.А.  Расчет  сопел  Лаваля,  работаю¬
щих  на  вскипающей  воде  //  Тр.  СПбГПУ.  2004.
№491.  С.  47-56.
 3. 	Барилович  В.А.,  Смирнов  Ю.А.  Гидро¬
паровые  турбины  в  энергетике  //  Тр.  СПбГПУ.
2004.  №  491.  С.  56-69.
 4. 	Барилович  В.А.,  Смирнов  Ю.А.  К  расче¬
ту  ковшовых  турбин,  работающих  на  вскипаю¬
щих  потоках  //  Тр.  СПбГТУ.  1997.  №  465.
С.  96-105.
 5. 	Барилович  В.А.,  Смирнов  Ю.А.  Основы
термогазодинамики  двухфазных  потоков  и  их
численное  решение.  СПб.:  Нестор.  2005.  363  с.
 6.  Белоусов  М.П.,  Пермяков  В.А.  Основ¬
ные  направления  совершенствования  поверх¬
ностных  подогревателей  низкого  давления  сис¬
темы  регенерации  турбин  мощных  энергобло¬
ков  на  примере  создания  для  турбоустановок
 200  МВт  новых  аппаратов  типов  ПН-2030Н  и
ПН-350  //  Тр.  ЦКТИ.  1977.  Вып.  140.
С.  102-113.
 7. 	Бенесон  Е.Н.,  Иоффе  Л.С.  Теплофика¬
ционные  паровые  турбины.  М.:  Энергоатомиз-
дат,  1986.  296  с.
 8. 	Благов  Э.Е.,  Иваницкий  Б.Я.  Дроссель-
но-регулирующая  арматура  в  энергетике.  М.:
Энергия,  1974.  248  с.
 9. 	Булкин  А.Е.  Автоматическое  регулиро¬
вание  энергоустановок:  Учебн.  пособие  для  ву¬
зов.  М.:  Изд.  дом  МЭИ,  2009.  508  с.
 10. 	Вакуленко  Б.Ф.  О  некоторых  новых
конструктивных  решениях  важных  узлов  ПНД
и  ПВД  /  Электрические  станции.  1999.  №  6.
С.  41-45.
 11. 	Вакуленко  Б.Ф.,  Белоусов  М.П.  О  раз¬
витии  конструкций  и  технологии  изготовления
крупногабаритных  поверхностных  подогрева¬
телей  низкого  давления  паротурбинных  уста¬
новок  ТЭС  и  АЭС  //Теплоэнергетика.  1993.
№  11.  С.  29-36.
 12. 	Варгафтик  Н.Б.  Справочник  по  тепло¬
техническим  свойствам  газов  и  жидкостей.  М.:
Наука,  1972.  720  с.
 13. 	Венедиктов  В.Д.  Газодинамика  охлаж¬
даемых  турбин.  М.:  Машиностроение,  1990,
240  с.
 14. 	Вибронадежность  теплообменных  аппа¬
ратов  турбоустановок  ТЭС  и  АЭС  /  Ю.М.  Бро¬
дов  и  др.  //Тр.  ЦКТИ.  1983.  Вып.  207.  С.  38-45.
 15. 	Вол  А.А.  Исследование  условий  само¬
возбуждения  роторных  токов  и  электроэнергии
в  паровых  турбинах  //  Тр.  ЦКТИ.  1988.
Вып.  245.  С.  128-132.
 16. 	Гурвич  Д.Ф.  Расчет  и  конструирование
трубопроводной  арматуры.  М.:  Машинострое¬
ние,  1960.  452  с.
 17. 	Гуторов  В.Ф.  Консервация  паротур¬
бинных  установок  //  Тяжелое  машинострое¬
ние.  1999.  N°  8.  С.  34-37.
 18. 	Деаэратор  с  малогабаритной  деаэраци-
онной  колонкой  для  энергоблоков  мощностью
300  МВт  /  А.С.  Гиммельберг  и  др.  //  Электри¬
ческие  станции.  2006.  №  4.  С.  34-36.
 19. 	Деаэраторы  атмосферного  давления
новой  конструкции  для  крупных  систем  тепло¬
снабжения  /  А.С.  Гиммельберг  и  др.  //  Тяже¬
лое  машиностроение.  2002.  №  10.  С.  67-69.
 20. 	Дейч  М.Е.  Техническая  газодинамика.
М.:  Энергоиздат,  1974.  592  с.
 21. 	Елизаров  Д.П.  Теплоэнергетические
установки  электростанций.  М.:  Энергия,  1967.
468  с.

СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ
 569
 22. 	Ермолаев  В.Ф.  Деаэрационная  способ¬
 ность  смешивающих  подогревателей  низкого
давления  // 	Тр. 	ЦКТИ. 	1977. 	Вып. 	140.
 С. 	134-140.
 23. 	Ермолов  В.Ф.  Деаэрационная  способ¬
 ность  смешивающих  подогревателей  низкого
давления  // 	Тр. 	ЦКТИ. 	1977. 	Вып. 	140.
 С. 	35-40.
 24. 	Ефимочкин  Г.Н.  Бездеаэраторные  теп¬
ловые  схемы  паротурбинных  установок.  М.:
Энергоатомиздат,  1989.  248  с.
 25. 	Ефимочкин  Г.Н.  Влияние  воздуха  в
греющем  паре  на  теплообмен  в  подогревателях
низкого  давления  турбоустановок  К-300-240  //
Электрические  станции.  1975.  №  9.  С.43-46.
 26. 	Ефимочкин  Г.И.,  Крашенинников  В.В.,
Вербицкий  В.Л.  Вскипание  воды  в  вакуумном
подогревателе  смешивающего  типа  //  Тепло¬
энергетика.  1979.  №  6.  С.  59-64.
 27. 	Жуковский  М.Е.,  Марченко  Ю.А.,  Те¬
рентьев  И.К.  Тепловые  расчеты  паровых  и  газо¬
вых  турбин  с  помощью  ЭВМ.  Л.:  Машино¬
строение,  1983.  255  с.
 28. 	Имбрицкий  М.И.  Справочник  по  арма¬
туре  тепловых  электростанций.  М.:  Энергия,
1981.  346  с.
 29. 	Казанский  В.Н.,  Пермяков  В.А.  Основ¬
ные  принципы  построения  экологически  на¬
дежных  систем  охлаждения  турбинного  мас¬
ла  //  Создание  замкнутых  систем  водопользо¬
вания,  очистка  и  переработка  сточных  вод
электростанций.  Челябинск:  Южно-Уральское
изд-во,  1984.  С.  148-157.
 30. 	К  вопросу  выбора  типа  водо-водяных
подогревателей  для  систем  теплоснабжения  /
 В.А.  Пермяков  и  др.  //  Промышленная  энерге¬
тика.  2000.  №  4.  С.  37-44.
 31. 	Кириллов  И.И.  Теория  турбомашин.
Л.:  Машиностроение.  1972,  536  с.
 32. 	Кириллов  И.И.,  Иванов  А.И.,  Кирил¬
лов  А.И.  Паровые  турбины  и  паротурбинные
установки.  Л.:  Машиностроение,  1978.  278  с.
 33. 	Кириллов  И.И.,  Яблоник  P.M.  Основы
теории  влажнопаровых  турбин.  Л.:  Машино¬
строение,  1969,  264  с.
 34. 	Комбинированная  система  регенерации
низкого  давления  со  смешивающими  ПНД  для
энергоблоков  1000  МВт  /  В.Ф.  Ермолов  и  др.  //
Тр.  ЦКТИ.  1980.  Вып.  180.  С.  121-140.
 35. 	Косяк  Ю.Ф.  Паротурбинные  установ¬
ки  атомных  электростанций.  М.:  Энергия,
1978.  560  с.
 36. 	Кругликов  П.А.  О  подходе  к  проекти¬
рованию  перспективных  энергоблоков  //  Тр.
ЦКТИ.  2002.  Вып.  285.  С.  67-71.
 37. 	Кругликов  П.А.  Технико-экономиче-
ские  основы  проектирования  ТЭС  и  АЭС.
СПб.:  Изд-во  СЗГТУ,  2004.  256  с.
 38. 	Малюшенко  В.В.,  Михайлов  А.К.  На¬
сосное  оборудование  тепловых  электростан¬
ций.  М.:  Энергия,  1975.  386  с.
 39. 	Марушкин  В.М.,  Иващенко  С.С.,  Ваку¬
ленко  Б.Ф.  Подогреватели  высокого  давления
турбоустановок  ТЭС  и  АЭС.  М.:  Энергоатом¬
издат,  1985,  136  с.
 40. 	Модернизация  оборудования  систем
промежуточного  перегрева  пара  и  регенерации
турбоустановок  с  реакторами  ВВЭР  /  В.Г.  Да-
ниленко  и  др.  //  Тяжелое  машиностроение.
2003.  №  4.  С.  2-6.
 41. 	Насосы  АЭС:  Справочное  пособие  /
Под  общ.  ред.  П.Н.  Пака.  М.:  Энергоатомиз¬
дат,  1989.  248  с.
 42. 	Новое  теплообменное  оборудование
для  промышленных  энергоустановок  и  систем
теплоснабжения  /  В.А.  Пермяков  и  др.  //  Тя¬
желое  машиностроение.  1997.  №  9.  С.  27-31.
 43. 	Новый  способ  противоэрозионной  за¬
щиты  рабочих  лопаток  турбинных  ступеней  /
И.И.  Кириллов  и  др.  //  Энергомашинострое¬
ние.  1977.  N°  3.  С.  32-34.
 44. 	Оликер  И.И.,  Пермяков  В.А.  Термиче¬
ская  деаэрация  воды  на  тепловых  электростан¬
циях.  Л.:  Энергия,  1971,  256  с.
 45. 	Оптимизация  конструкций  теплооб¬
менной  поверхности  сепараторов-паропере-
гревателей  /  П.А.  Кругликов  и  др.  //  Доклады
юбилейной  НТК.  Т.  2.  СПб.:  Изд-во  СЗТУ,
2006.  С.  99-108.
 46. 	Опыт  внедрения  бездеаэраторных  теп¬
ловых  схем  с  комплексом  необходимого  обору¬
дования  в  энергоблоках  мощностью
 200...800  МВт  /  Н.Н.  Трифонов  и  др.  //  Тяже¬
лое  машиностроение.  1997.  №  1.  С.  34-37.
 47. 	Опыт  реконструкции  системы  подог¬
рева  сетевой  воды  котельной  /  В.А.  Пермяков
и  др.  //  Промышленная  энергетика.  1999.  №  1.
 С. 	22-26.
 48. 	Орлик  В.Г.  Уточненная  теория  и  рас¬
чет  протечек  в  лабиринтовых  уплотнениях  тур¬
бомашин  //  Энергомашиностроение.  1977.
№  9.  С.  35-37.
 49. 	Отечественные  кожухотрубные  подог¬
реватели  нового  поколения  для  технического
перевооружения  систем  теплоснабжения  /
 В.А.  Пермяков  и  др.  //  Промышленная  энерге¬
тика.  2004.  №  11.  С.  22-30.
 50. 	О  структуре  влажно-парового  потока  в
перепускных  ресиверах  системы  ПСПП  /

570
 Глава  2.9.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  БЛОКОВ  ПТУ  СКП  И  ССКП
 Г.А.  Филиппов  и  др.  //  Энергомашинострое¬
ние.  1989.  №  6.  С.  24-27.
 51. 	Пермяков  В.А.,  Дивова  Г.В.,  Смирно¬
ва  Г.М.  Исследование  и  разработка  герметич¬
ных  охладителей  масла  для  крупных  паровых
турбин//Тр.  ЦКТИ.  1981.  Вып.  188.  С.  23-32.
 52. 	Пермяков  В.А.,  Дивова  Г.В.,  Смирно¬
ва  Г.М.  Результаты  испытаний  укрупненных
охладителей  масла  типа  МБРГ-320  в  системе
маслоснабжения  турбины  К-300-240  //  Тр.
ЦКТИ.  1994.  Вып.  277.  С.  91-100.
 53. 	Пермяков  В.А.,  Левин  Е.С.,  Дивова  Г.В.
Теплообменники  вязких  жидкостей,  применяе¬
мые  на  электростанциях.  Л.:  Энергоатомиздат,
1983.  176  с.
 54. 	Пермяков  В.А.,  Якименко  А.Н.  Выбор
типа  водо-водяных  подогревателей  для  систем
теплоснабжения  //  Тяжелое  машиностроение.
 2000. 	№  3.  С.  37-40.
 55. 	Перспективы  применения  смешиваю¬
щих  ПНД  в  системах  регенерации  паровых
турбин  ЛМЗ  /  В.Ф.  Ермолов  и  др.  //Тепло¬
энергетика.  1981.  №  12.  С.  56-59.
 56. 	Повышение  эффективности  и  надеж¬
ности  теплообменных  аппаратов  паротурбин¬
ных  установок  /  Ю.М.  Бродов  и  др.  Екатерин¬
бург:  УГТУ-УПИ,  1996.  148  с.
 57. 	Повышение  эффективности  эксплуата¬
ции  паротурбинных  установок  ТЭС  и  АЭС.
Т.  1  /  Л.А.  Хоменок  и  др.  СПб.:  Изд-во
ПЭИПК,  2001,  337  с.
 58. 	Развитие  систем  регулирования  паро¬
вых  турбин  ЛМЗ  /  А.И.  Бодров  и  др.  //  Элек¬
трические  станции.  2005.  №  5.  С.  29—35.
 59. 	Расчет  межлопаточного  канала  гидро¬
паровой  турбины  //  Изв.  вузов.  Энергетика.
1992.  №  4.  С.  69-74.
 60. 	Рыжкин  В.Я.  Тепловые  электрические
станции.  М.:  Энергоатомиздат,  1987.  486  с.
 61. 	Сафонов  Л.П.,  Коваленко  А.Н.,  Вол  А.А.
Физико-технические  проблемы  совершенство¬
вания  энергетических  паротурбинных  устано¬
вок.  М.:  ЦНИИТЭИТЛЖМАШ.  1988,  148  с.
 62. 	Седов  Л.И.  Механика  сплошной  сре¬
ды.  М.:  Наука,  1976.  536  с.
 63. 	Сидоров  М.М.,  Ермолов  В.Ф.,  Трифо¬
нов  Н.Н.  Моделирование  процесса  вскипания
воды  в  подогревателях  смешивающего  типа
при  сбросе  нагрузки  турбины  //  Тр.  ЦКТИ.
 1983. 	Вып.  207.  С.  240-247.
 64. 	Сироткин  Я.А.  Аэродинамический  рас¬
чет  лопаток  осевых  турбомашин.  М.:  Машино¬
строение,  1972.  448  с.
 65. 	Смешивающие  подогреватели  паровых
турбин  /  В.Ф.  Ермолов  и  др.  М.:  Энергоатом¬
издат,  1982.  256  с.
 66. 	Сорокин  Ю.Л.,  Демидова  Л.Н.,  Сидо¬
ров  В.Н.  Пленочные  сепараторы  в  ресиверах
турбоустановок  АЭС  //  Энергомашинострое¬
ние.  1989.  N°  6.  С.  28-31.
 67. 	Сорокин  Ю.Л.,  Демидова  Л.Н.,  Фила¬
това  Е.М.  Тенденции  в  развитии  сепарацион-
ных  устройств  промежуточных  турбинных  се¬
параторов-пароперегревателей  АЭС  за  рубе¬
жом  //  Энергомашиностроение.  1982.  №  1.
 С. 	43-45.
 68. 	Стерман  Л.С.,  Тевлин  С.А.,  Шарков  А.Т.
 Тепловые  и  атомные  электростанции.  М.:  Энер-
гоиздат,  1982,  396  с.
 69. 	Сурис  П.Л.  Предохранительные  и  об¬
ратные  клапаны  паротурбинных  установок.  М.:
Энергия,  1982.  246  с.
 70. 	Тепловые  схемы  ТЭС  и  АЭС  /  Под.
ред.  С.А.  Казарова.  СПб.:  Энергоатомиздат,
1995,  478  с.
 71. 	Теплообменники  энергетических  уста¬
новок  /  Ю.М.  Бродов  и  др.  Екатеринбург:  Со¬
крат,  2003,  968  с.
 72. 	Теплообменное  оборудование  отечест¬
венных  турбоустановок  АЭС  /В.Ф.  Ермолов  и
др.  //  Теплоэнергетика.  2003.  №  2.  С.  35-37.
 73. 	Теплообменные  аппараты  ОПТО  для
систем  снабжения  теплом  и  горячей  водой  /
 В.А.  Пермяков  и  др.  //  Тр.  НПО  ЦКТИ.  2002.
Вып.  288.  С.  147-162.
 74. 	Трошенькин  Б.А.  Циркуляционные  и
пленочные  испарители  и  водородные  реакто¬
ры.  Киев:  Наукова  думка.  1985,  173  с.
 75. 	Трояновский  Б.М.  Новые  конструкции
сепараторов  зарубежных  турбоустановок  //  Теп¬
лоэнергетика.  1986.  №  1.  С.  70-73.
 76. 	Трояновский  Б.М.  Энергетические  паро¬
вые  турбины  (новые  и  модернизируемые  агрега¬
ты)  //  Теплоэнергетика.  1991.  №  11.  С.  2-16.
 77. 	Трояновский  Б.М.,  Филиппов  Г.А.,
Булкин  А.Е.  Паровые  и  газовые  турбины  атом¬
ных  электростанций.  М.:  Энергоатомиздат,
1985.  256  с.
 78. 	Трухний  А.Д.  Стационарные  паровые
турбины.  М.:  Энергоатомиздат,  1990.  468  с.
 79. 	Тунаков  А.П.  Методы  оптимизации
при  доводке  и  проектировании  газотурбинных
двигателей.  М.:  Машиностроение,  1979.  184  с.
 80. 	Турбины  тепловых  и  атомных  электри¬
ческих  станций  /  А.Г.  Костюк  и  др.  М.:  МЭИ,
 2001. 	256  с.

СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ
 571
 81. 	Фаддеев  И.П.  Эрозия  влажнопаровых
турбин.  Л.:  Машиностроение,  1974,  206  с.
 82. 	Филиппов  Г.А.,  Поваров  О.А.  Сепара¬
ция  влаги  в  турбинах  АЭС.  М.:  Энергия,  1980,
320  с.
 83. 	Филиппов  Г.А.,  Поваров  О.А.,  Пря-
 хин  В.В.  Исследования  и  расчеты  турбин  влаж¬
ного  пара.  М.:  Энергия,  1973,  231  с.
 84. 	Фрагин  М.С.  Регулирование  и  масло-
снабжение  паровых  турбин:  Настоящее  и  бли¬
жайшая  перспектива  //  Энеготех.  Проблемы
энергетики.  2005.  Вып.  6.  С.  248.
 85. 	Щегляев  А.В.  Паровые  турбины.  М.:
Энергия,  1976.  568  с.
 86. 	Шубенко-Шубин  Л.А.,  Стоянов  Ф.А.
Автоматизированное  проектирование  лопаточ¬
ных  аппаратов  паровых  турбин.  Л.:  Машино¬
строение,  1984,  237  с.
 87. 	Эдель  Ю.У.  Ковшовые  гидротурбины.
Л.:  Машиностроение,  1980,  228  с.
 88. 	Экологически  надежная  система  сбора
и  переработки  аварийных  и  эксплуатационных
стоков  масло-нефтепродуктов  ГРЭС  /  Ю.А.  Ал¬
 феров  и  др.  //  Тяжелое  машиностроение.  2000.
№  3.  С.  32-35.
 89. 	Электроэрозия  турбоагрегатов  /  Л.П.  Са¬
фонов  и  др.  //  Теплоэнергетика.  1986.  №  6.
 С. 	56-63
 90. 	Bruckmann  W.,  Kienbock  М.  Wasser-
abscheider-Zwischenuberhitzer  //  Kraftwerkstech-
nik.  1984.  HI.  N64.  S.  165-175.
 91. 	Соепса  H.  Progress  achievet  in  steam
drying:  the  high  velocity  separator  //  Alstom
Review.  1986.  №  4.  P.  34-37.
 92. 	Mazlak.  Magnetically  induced  shaft  cur¬
rents:  causes  and  cures  //  Hydrocarbon  processing.
 1984. 	N8.  P.  34-37.
 93. 	Mutter  S.,  Combell  G.  Prevention  of
homopolar-generation  in  Steam  turbines  by  reduc¬
ing  residual  magnetism  //  New  Zealand  electrical
mechanical  chemical  engineering  society.  1987.
Vol.  14.  N2.  P.  25-34.
 94. 	Riollet  G.,  Bruner  H.  New  generation
Arabelle  1500  MWe  steam  turbine  use  major  design
advances  //  Modem  Power  Systems.  1983.  N10.
P.  32-38.

Раздел  3
 ГАЗОВЫЕ  ТУРБИНЫ
И  ГАЗОТУРБИННЫЕ  УСТАНОВКИ  (ГТУ)
 Глава  3.1
 РОЛЬ  ГТУ  В  ПРОМЫШЛЕННОСТИ
И  НА  ТРАНСПОРТЕ
 3.1.1. 	ПРИМЕНЕНИЕ  ГТУ
В  ПРОМЫШЛЕННОСТИ
 В  последние  десятилетия  ГТУ  и  ГТД  по¬
лучают  все  более  широкое  распространение  в
различных  отраслях  промышленности  и  видах
транспорта.  Обычно  к  ГТУ  относят  стационар¬
ные  установки,  а  к  ГТД  —  основные  транс¬
портные  силовые  установки.  Исключением  яв¬
ляется  силовая  установка  водного  транспорта,
которую  принято  называть  ГТУ.  Достоинства
ГТУ  и  ГТД  —  простота  тепловой  схемы,  не¬
сложность  кинематической  структуры,  относи¬
тельная  простота  конструктивного  устройства,
малая  удельная  (приходящаяся  на  единицу
мощности)  масса;  высокая  маневренность;  воз¬
можность  полной  автоматизации  при  эксплуа¬
тации  и  др.  При  этом  области  применения  ГТУ
определяются  их  сравнительными  характери¬
стиками  по  отношению  к  первичным  тепловым
установкам  других  типов  и  двигателям  анало¬
гичного  назначения  (ПТУ  и  ДВС).
 По  сравнению  с  паротурбинными  установ¬
ками  ГТУ  обладают  следующими  преимущест¬
вами:  более  низкой  стоимостью  на  единицу
мощности;  малой  массой  и  малыми  габаритны¬
ми  размерами  при  одинаковой  мощности;  быст¬
рым  пуском;  незначительной  потребностью  в
охлаждающей  воде;  простотой  автоматизации  в
управлении;  меньшей  численностью  обслужи¬
вающего  персонала.  При  этом  КПД  по  механи¬
ческой  мощности  современных  мощных  ГТУ
достиг  0,35...0,39,  т.е.  близок,  но  все-таки  ниже
КПД  ПТУ.  Это  же  относится  и  к  мощности  ГТУ
одного  агрегата:  уровень  в  250...400  МВт  уже  ос¬
воен  ведущими  энергомашиностроительными
фирмами.  Существенным  недостатком  ГТУ  в
сравнении  с  ПТУ  является  невозможность  пря¬
мого  использования  твердого  топлива.
 Газотурбинные  установки  обладают  оп¬
ределенными  преимуществами  и  перед  ДВС,
 главными  из  которых  являются  меньшие  мас¬
согабаритные  показатели  на  единицу  полезной
мощности  установки.  Кроме  того,  немаловаж¬
ное  значение  имеют  и  такие  преимущества
ГТУ  в  условиях  эксплуатации,  как  отсутствие
жидкостной  (водяной)  системы  охлаждения,
весьма  незначительный  расход  смазочных  ма¬
териалов  и  возможность  быстрого  выхода  на
полную  мощность  из  холодного  состояния.
 ГТУ  является  наиболее  универсальной
тепловой  машиной  на  современном  этапе  раз¬
вития  техники.  При  этом  в  двух  таких  важней¬
ших  в  современной  экономике  отраслях,  как
воздушный  транспорт  и  транспортировка  газа
по  магистральным  газопроводам,  большая
часть  основных  тепловых  двигателей  —  ГТУ.
 Применение  ГТУ  в  энергетике.  Современ¬
ные  энергетические  ГТУ  имеют  широкий  диа¬
пазон  номинальной  мощности  —  от  несколь¬
ких  десятков  до  400  тыс.  кВт.  Конструкции
энергетических  ГТУ  также  существенно  раз¬
личны.  ГТУ  малой  и  средней  мощности,  вы¬
полненные,  как  правило,  на  основе  авиацион¬
ных  ГТД,  имеют  минимальные  массогабарит¬
ные  показатели.  Энергетические  ГТУ  большой
мощности  (их  принято  называть  промышлен¬
ными  ГТУ)  имеют  большую  массу,  сложную
конструкцию  и  большой  ресурс.
 Для  выработки  электрической  мощно¬
сти  в  базовом  режиме  мощные  ГТУ  исполь¬
зуются,  как  правило,  в  составе  комбиниро¬
ванных  ПГУ.  В  этом  случае  КПД  по  электри¬
ческой  мощности  достигает  60%,  что  сущест¬
венно  выше  КПД  ГТУ  и  ПТУ,  работающих
раздельно.
 ГТУ  эффективно  работают  в  условиях  не¬
равномерного  графика  нагрузки.  Воздухоакку¬
мулирующие  электростанции  на  основе  ГТУ
(ВАГТУ)  и  пиковые  ГТУ  простейшего  цикла
имеют  высокие  экономические  и  маневрен¬
ные  качества,  малое  время  пуска  из  холодного
состояния  (до  5  мин)  и  автоматическое  управ¬
ление  пуском.
 Большой  спрос  имеют  ГТУ  в  качестве  ав¬
тономных  энергетических  установок  малой  и

3.1.1.  ПРИМЕНЕНИЕ  ГТУ  В  ПРОМЫШЛЕННОСТИ
 573
 средней  мощности,  что  обусловлено  высокой
стоимостью  электрической  и  тепловой  энер¬
гии.  Отсутствие  затрат  на  тепловые  и  электри¬
ческие  сети  и  потерь  в  них,  высокий  уровень
надежности  позволяют  использовать  автоном¬
ные  ГТУ  и  для  несения  базовой  нагрузки,  и
для  аварийного  резерва.
 Определенный  интерес  представляет  ис¬
пользование  ГТУ  в  качестве  базовой  установ¬
ки  на  АЭС  для  работы  в  замкнутом  цикле.
Применение  замкнутого  цикла  позволяет  ис¬
пользовать  оптимальное  рабочее  тело  при  оп¬
тимальных  термодинамических  параметрах.
Возможны  различные  схемные  решения  АЭС
с  ГТУ  (рис.  3.1.1).
 Применение  ГТУ  в  химическом  производ¬
стве.  Определенный  интерес  представляет
применение  ГТУ  в  тех  случаях,  когда  они  ор¬
ганически  включаются  в  схему  теплоиспользо-
вания  в  технологических  процессах  химиче¬
ского  производства.  ГТУ  в  технологической
схеме  производства  азотной  кислоты  (HN03)
дает  весьма  существенную  экономию  электро¬
энергии,  снижая  ее  расход  на  1  кг  HN03  от
1,26  до  0,45  МДж/кг  (рис.  3.1.2).
 ГТУ  находят  применение  и  в  технологи¬
ческих  процессах  производства  серной  кисло¬
ты  (H2S04),  одним  из  основных  узлов  техно¬
логических  схем  которых  является  печь  для
сжигания  серного  колчедана,  работающая  по
принципу  горения  в  кипящем  слое.  В  процес¬
се  сжигания  отводится  значительное  количе¬
ство  теплоты,  которое  может  быть  использова¬
 но  в  турбине,  рабочим  телом  которой  является
воздух,  подогретый  отводимым  из  печи  теп¬
лом.  При  использовании  ГТУ  заметно  снижа¬
ется  себестоимость  готовой  продукции.
 Для  предприятий  по  переработке  нефти  и
газа  характерна  очень  широкая  номенклатура
потребляемой  тепловой  энергии  водяного  пара
и  продуктов  сгорания  органического  топлива,
электроэнергии  для  привода  турбонасосов,
компрессоров  и  др.  Удачным  использованием
ГТУ  в  этой  области  являются  установки  ката¬
литического  крекинга  в  псевдоожиженном
слое  циркулирующего  микросферического  ка¬
тализатора.  Газовые  турбины  используются,
во-первых,  для  привода  компрессора,  подаю¬
щего  сжатый  воздух  в  регенератор,  в  котором
выжигается  кокс  с  поверхности  канализатора,
а  во-вторых,  для  привода  компрессора,  кото¬
рый  сжимает  неочищенный  газ,  поступающий
из  ректификационной  колонны  и  подает  его  в
газовой  блок  установки,  состоящий  из  секций
сероочистки  и  компримирования  газа,  абсорб¬
ции  и  стабилизации  легкой  фракции.  Выходя¬
щие  газы  обеих  ГТУ  поступают  в  котел-утили¬
затор,  предназначенный  для  генерирования
 Рис.  3.1.1.  Принципиальные  тепловые  схемы
атомных  электростанций  с  ГТУ:
 1  —  компрессор;  2  —  турбина;  3  —  регенератор;
4  —  атомный  реактор;  5  —  охладитель
 Рис.  3.1.2.  Тепловая  схема  установки  для  произ¬
водства  азотной  кислоты  фирмы  АВВ:
 1  —  воздухоподогреватель;  2  —  подогреватель
азота;  3  —  конвертер;  4  —  абсорбционная  ко¬
лонка;  5  и  6  —  охладители;  7  —  электродвига¬
тель;  8  —  компрессор;  9  —  быстродействующий
клапан;  10  —  газовая  турбина

574
 Глава  3.1.  РОЛЬ  ГТУ  В  ПРОМЫШЛЕННОСТИ  И  НА  ТРАНСПОРТЕ
 технологического  пара,  подаваемого  соответ¬
ственно  в  реактор  и  отпарную  колонну.
 Применение  ГТУ  в  металлургии.  В  черной
и  цветной  металлургии  максимально  возмож¬
ное  использование  вторичных  энергоресурсов
имеет  большое  значение.  Так,  большой  эконо¬
мический  эффект  можно  получить  при  приме¬
нении  колошникового  газа,  образующегося  в
доменном  производстве  чугуна.  Современные
доменное  печи  имеют  выход  доменного  газа  с
расходом  до  5-105  м3/ч,  избыточном  давлении
под  колошником  до  0,25  МПа  и  удельной  теп¬
лотой  сгорания  до  4,5  МДж/м3.  Наиболее  эф¬
фективно  газ  таких  параметров  можно  направ¬
лять  в  газовые  утилизационные  бескомпрес-
сорные  турбины  (ГУБТ),  установленные  на
выходе  газов  из  доменной  печи  и  служащие
для  привода  воздуходувок  доменного  техноло¬
гического  процесса  или  электрогенератора
(рис.  3.1.3).  Перед  турбиной  колошниковый
газ  сначала  подогревается  до  270...300  °С  в  ре¬
генеративном  теплообменнике  за  счет  исполь¬
зования  избыточной  теплоты  выпуска  из  тур¬
бины,  а  затем  до  температуры  порядка  450  °С
в  смешивающем  подогревателе  за  счет  сгора¬
ния  газа  в  сжатом  воздухе,  отбираемом  от  до¬
менной  воздуходувки.  На  выходе  из  регенера¬
тивного  теплообменника  газ  имеет  температу¬
ру  не  выше  100  °С,  что  позволяет  подавать  его
в  общезаводскую  магистраль  без  дополнитель¬
ного  охлаждения.
 Применение  ГТУ  в  газодобывающей  про¬
мышленности.  На  современных  магистральных
газопроводах  с  давлением  до  10  МПа  для  обес¬
печения  требуемой  пропускной  способности
газокомпрессорные  станции  должны  устанав-
 Рис.  3.1.3.  Тепловая  схема  ГУБТ-6  ОАО  «НЗЛ»
с  подогревом  доменного  газа  и  регенерацией  теп¬
лоты  уходящих  из  турбины  газов:
 1  —  доменная  печь;  2  —  мокрая  газоочистка;
3  —  регенеративный  теплообменник;  4  —  сме¬
шивающий  подогреватель;  5  —  электрогенера¬
тор;  6  —  газовая  турбина;  7  —  дроссельное
устройство
 ливаться  через  каждые  100...  150  км.  В  ком¬
прессорном  цехе  такой  станции  до  20-30  газо¬
перекачивающих  агрегатов  (ГПА),  их  суммар¬
ная  мощность  может  достигать  200...250  МВт.
ГТУ  являются  наиболее  экономичными  и  эф¬
фективными  двигателями  для  привода  нагне¬
тателей  природного  газа,  поскольку  могут  ра¬
ботать  прямо  на  транспортируемом  газе,  отли¬
чаются  большой  мощностью  в  одном  агрегате,
простотой  в  эксплуатации  и  возможностью
полной  автоматизации  их  работы  в  составе  га¬
зокомпрессорной  станции.  Для  ГПА  важной
характеристикой  является  высокая  топливная
экономичность  (высокий  КПД),  поскольку
при  транспортировке  газа  на  значительные
расстояния  на  его  перекачку  затрачивается
 5...25%  общего  его  расхода  через  трубопровод.
Современные  ГПА  на  базе  ГТУ  отличаются
высокой  степенью  заводской  готовности,  мак¬
симальной  компактностью  и  блочностью  ис¬
полнения,  причем  габаритные  размеры  всех
наиболее  крупных  блоков  удовлетворяют  тре¬
бованиям  транспортировки  их  железнодорож¬
ным  транспортом,  что  обеспечивает  снижение
стоимости  сооружений  газокомпрессорных
станций  и  сокращение  сроков  их  ввода  в  экс¬
плуатацию.
 3.1.2. 	ПРИМЕНЕНИЕ  ГТУ
НА  ТРАНСПОРТЕ
 ГТУ  используются  в  качестве  главного
двигателя  на  водном  транспорте.  Такие  пре¬
имущества  ГТУ  по  сравнению  с  другими  теп¬
ловыми  двигателями,  как  простота  устройст¬
ва,  небольшие  массогабаритные  показатели,
быстрый  пуск  и  останов,  а  также  невысокие
эксплуатационные  расходы,  позволяют  ис¬
пользовать  их  как  в  качестве  маршевых  (при
крейсерских  ходах),  так  и  форсажных  (уско¬
рительных,  для  кратковременного  повыше¬
ния  скорости)  двигателей  (рис.  3.1.4).  Во
многих  случаях  в  качестве  газогенератора  в
судовых  ГТУ  применяют  авиационные  ГТД,
продукты  сгорания  от  которых  подаются  с
достаточно  большим  давлением  и  температу¬
рой  в  силовую  турбину,  связанную  через  ре¬
дуктор  с  гребным  валом.
 Газотурбинному  двигателю,  используемо¬
му  в  качестве  тягового  в  локомотиве,  присущи
такие  преимущества  перед  другими  типами
двигателей,  как  большая  мощность  в  одном
агрегате,  благоприятная  тяговая  характеристи¬
ка  (при  трогании  с  места  частота  вращения  ва¬

РАЗВИТИЕ  КОНСТРУКЦИИ  ГТУ  ЗА  РУБЕЖОМ
 575
 Рис.  3.1.4.  Ускорительный  газотурбинный  агрегат  мощностью  3,3  МВт  (4500  л.с.):
 1  —  компрессор;  2  —  камера  сгорания;  3  —  газовая  турбина
 л  а  турбины  равна  нулю,  а  крутящий  момент  на
валу  максимальный),  отсутствие  частей,  участ¬
вующих  в  возвратно-поступательном  движе¬
нии  с  их  динамическим  воздействием  на  же¬
лезнодорожную  колею,  работа  на  различных
сортах  топлива  и  др.
 Вместе  с  тем  для  компактных  ГТУ  харак¬
терна  очень  большая  частота  вращения  ротора,
что  делает  необходимым  использование  меха¬
нической,  гидромеханический  или  электриче¬
ской  передачи  между  валом  турбины  и  ведущи¬
ми  осями  локомотива,  частота  вращения  кото¬
рых  даже  при  очень  большой  скорости  движе¬
ния  состава  не  превышают  1000  мин-1.
 Интерес  к  ГТД  как  силовым  установкам
транспортных  колесных  и  гусеничных  машин,
в  том  числе  и  военного  назначения,  появился
в  середине  XX  века.  Конструкторов  привлека¬
ли  преимущества  и  большие  потенциальные
возможности  ГТД  в  сравнении  с  ДВС,  а  имен¬
но:  весьма  малые  габаритные  размеры  и  удель¬
ная  (на  единицу  полезной  мощности)  масса,
лучшая  тяговая  характеристика,  высокая  на¬
дежность  пуска  в  условиях  низких  температур
воздуха,  возможность  работы  на  разных  сортах
топлива,  бездымность  работы  и  значительно
(на  порядок)  меньшая  токсичность  отработав¬
ших  газов,  простота  управления,  небольшой
объем  и  стоимость  технологического  обслужи¬
вания  и  др.
 В  результате  многолетней  работы  по  до¬
водке  и  опытной  эксплуатации  основные  по¬
казатели  ГТД  для  колесных  и  гусеничных  ма¬
шин  достигли  весьма  высоких  значений.  Так,
мощность  автомобильных  ГТД  составляет
 100... 	1500  кВт.  Наибольшие  достижения  полу¬
чены  в  области  создания  ГТД  мощностью
 250... 	1500  кВт  для  тяжелых  автотранспортных
средств  (карьерных  самосвалов  грузоподъем¬
 ностью  500...2000  кН  и  тягачей  автопоездов
массой  50...  100  т),  особенно  при  их  эксплуата¬
ции  в  районах  с  экстремальными  климатиче¬
скими  условиями  (в  холодных  северных  и  без¬
водных  южных).  Основные  преимущества  ГТД
также  реализуются  при  использовании  их  на
тяжелых  гусеничных  машинах  (в  том  числе  и
на  бронетанковой  технике).
 Глава  3.2
ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ
ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 3.2.1. 	РАЗВИТИЕ  КОНСТРУКЦИИ  ГТУ
ЗА  РУБЕЖОМ
 Первые  образцы  ГТУ.  Идея  использова¬
ния  энергии  горячего  газового  потока  для  по¬
лучения  механической  работы  зародилась  дос¬
таточно  давно.  Так,  великий  итальянский
мыслитель  Леонардо  да  Винчи  дал  описание
колеса  с  лопастями,  устанавливаемого  в  газо¬
ходе  над  горящим  очагом,  которое  можно  счи¬
тать  прообразом  газовой  турбины.
 Первый  в  мире  патент  на  конструкцию  и
принцип  работы  ГТУ  был  получен  англичани¬
ном  Дж.  Барбером  еще  в  1791  г.  (рис.  3.2.1).
При  этом  для  снижения  температуры  газов  до
уровня,  при  которой  могло  бы  работать  колесо
турбины,  уже  тогда  предусматривалось  впры¬
скивание  воды  после  камеры  сгорания.  Уста¬
новка  включала  воздушный  компрессор  2,  ка¬
меру  сгорания  1  с  системой  подачи  топлива  и
газовую  турбину  3.  Однако  ее  реализация  была
невозможна  при  существующем  в  то  время
уровне  развития  техники.
 Первая  реально  осуществленная  ГТУ  была
создана  немецким  ученым  Штольцем  в  1890  г.

576
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 Рис.  3.2.1.  Схема  первой  газотурбинной
установки
 Она  включала  многоступенчатые  осевые  ком¬
прессор  2  и  турбину  4,  расположенные  на  од¬
ном  двухопорном  валу  7,  с  рекуперативной  ка¬
мерой  сгорания  3  между  ними  (рис.  3.2.2)  Уста¬
новка  была  спроектирована  на  мощность  тур¬
бины  148  кВт  (200  л.с.)  при  частоте  вращения
ротора  2000  мин-1.  Однако  ее  испытания  не
показали  сколько-нибудь  заметных  положи¬
тельных  результатов:  вследствие  низких  КПД
компрессора  и  турбины  установка  не  могла  вы¬
давать  не  только  полезную  мощность,  но  и  ра¬
ботать  на  режиме  холостого  хода.  Вместе  с  тем
 в  основных  своих  чертах  она  предвосхитила
конструктивное  устройство  самых  современных
на  начало  XXI  века  ГТУ.
 Первой  ГТУ,  выдающей  незначительную
полезную  мощность,  оказалась  установка
французских  инженеров  М.  Арменго  и  Ш.  Ле-
маля,  построенная  к  1905  г.  В  этой  установке
использовалась  турбина  Лаваля,  работающая
на  газе.  В  качестве  топлива  применялась
нефть,  распыляемая  форсункой  7  в  поток  сжа¬
того  воздуха  (рис.  3.2.3).  Для  охлаждения  про¬
дуктов  сгорания  до  требуемой  начальной  тем¬
пературы  в  500...600  °С  осуществлялось  впры¬
скивание  воды,  которая  перед  этим  охлаждала
стенки  камеры  сгорания  2.  Ввиду  того,  что  за¬
траты  мощности  на  сжатие  воздуха  компенси¬
ровались  посторонним  источником  энергии
(из  технологической  магистрали  сжатого  воз¬
духа),  турбина  3  вырабатывала  некоторую
мощность,  отдаваемую  вовне.
 Впоследствии  была  изготовлена  уже  бо¬
лее  мощная  установка,  турбина  которой  раз¬
вивала  мощность  достаточную  лишь  для  при¬
вода  компрессора  и  покрытие  собственных
нужд  (рис.  3.2.4).  Низкий  КПД  установки
(0,03)  объяснялся  несовершенством  ее  ком¬
прессора  и  турбины,  внутренние  КПД  кото¬
рых  составляли  соответственно  0,50...0,60  и
0,70...0,75,  а  также  потерями  теплоты,  связан¬
ными  с  впрыскиванием  воды  на  охлаждение.
 Первые  попытки  создания  ГТУ  с  откры¬
тыми  камерами  сгорания  (работающими  по
термодинамическому  циклу  с  подводом  тепло¬
ты  при  постоянном  давлении,  р  =  const),  по¬
казали  чрезвычайно  низкие  коэффициенты
использования  энергии  топлива.  Большое  ко¬
личество  воздуха,  необходимого  для  требуемо¬
го  снижения  температуры  продуктов  сгорания,
и  сравнительно  большая  степень  повышения
 Рис.  3.2.2.  Первая  реально  осуществленная  ГТУ  с  многоступенчатыми  осевыми  компрессором
 и  турбиной  на  одном  валу

РАЗВИТИЕ  КОНСТРУКЦИИ  ГТУ  ЗА  РУБЕЖОМ
 577
 Рис.  3.2.4.  ГТУ,  развивающая  мощность,
достаточную  лишь  для  привода  компрессора
и  покрытие  собственных  нужд
 его  давления  требовали  весьма  значительных
затрат  мощности  на  привод  компрессора.
 Несовершенство  конструкций  проточной
части  компрессоров  (с  аэродинамической  точки
зрения)  вызывали  трудности,  которые  в  те  годы
оказались  непреодолимыми.  Это  обстоятельство
заставило  обратиться  к  идее  цикла  ГТУ  с  закры¬
тыми  камерами  сгорания  (работающими  по  тер¬
модинамическому  циклу  с  подводом  теплоты
при  постоянном  объеме,  V=  const).
 Наиболее  успешными  в  этом  направлении
оказались  работы  немецкого  инженера
X.  Хольцварта.  Его  первая  опытная  турбина,  из¬
готовленная  к  1908  г.,  мощностью  около  37  кВт
(50  л.с.)  была  снабжена  шестью  камерами  сгора¬
ния  с  запорными  клапанами  со  стороны  нагне¬
тания,  что  позволило  достичь  давления  в  конце
процесса  подвода  теплоты  в  500...700  кПа
(рис.  3.2.5).  Второй  более  мощный  агрегат  тако¬
го  же  типа  (с  десятью  камерами  сгорания),  как  и
первый  агрегат,  имел  вертикальное  исполнение.
В  этой  установке  зарядка  камеры  сгорания  про¬
исходила  при  начальном  избыточном  давлением
50  кПа,  а  максимальное  давление  в  ней  достига¬
ло  900  кПа.  Хотя  мощность  этого  агрегата  по
всем  расчетам  должна  была  составлять  около
740  кВт  (1000  л.с.),  но  более  14,8  кВт  (20  л.с.)
полезной  мощности  снять  с  него  так  и  не  уда¬
лось.
 Рис.  3.2.5.  Первая  опытная  газовая  турбина
мощностью  около  37  кВт
 В  последующем  X.  Хольцвартом  было  по¬
строено  еще  несколько  газовых  турбин  подоб¬
ного  типа,  но  уже  в  горизонтальном  исполне¬
нии  с  проектными  мощностями  500...5000  кВт
(рис.  3.2.6).  При  этом  давление  в  конце  про¬
цесса  сжатия  было  повышено  до  250...300  кПа,
а  давление  в  конце  процесса  сгорания  —  до
 1,2...  1,4  МПа.  Однако  экономичность  этих  аг¬
регатов  не  превышала  10...  15%.  В  1928  г.  он
спроектировал  агрегат  мощностью  2000  кВт,
работающий  по  более  сложной  тепловой  схеме
со  степенью  повышения  давления  7  и  началь¬
ной  температурой  газов  перед  турбиной
720  °С,  в  котором  по-прежнему  был  сохранен
принцип  сгорания  при  постоянном  объеме.
В  1933  г.  при  работе  на  доменном  газе  на  этой
установке  был  достигнут  КПД  в  18%.
 Усовершенствование  газодинамических
качеств  проточных  частей  газовых  турбин  и
компрессоров  и,  в  частности,  создание  высо¬
коэкономичных  осевых  компрессоров,  а  также
появление  высококачественных  легированных
сталей,  обладающих  высокими  показателями
жаропрочности  и  жаростойкости,  в  30-х  годах

578
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 3 	2
 Рис.  3.2.6.  Схема  первой  опытной  турбины
горизонтального  исполнения  с  проектной
мощностью  500...5000  кВт:
 1  —  камера  сгорания;  2  —  запорный  клапан;
 3  —  рабочее  колесо
 позволили  вернуться  к  разработке  конструк¬
ций  ГТУ  с  открытыми  камерами  сгорания
(с  подводом  теплоты  при  р  =  const).  Этот  но¬
вый  этап  в  развитии  мирового  газотурбострое-
ния  ознаменовался  созданием  фирмой  ВВС
(Швейцария)  ГТУ  мощностью  4  МВт  для  при¬
вода  резервного  генератора  на  электростанции
в  г.  Невшателе.  Установка  имела  достаточно
высокие  КПД  компрессора  (г|к  =  0,845...0,850)
и  турбины  (riT  =  0,885),  поэтому  даже  при
очень  невысокой  начальной  температуре  газов
в  турбине  (Тт  =  550  °С)  и  степени  повышения
давления  в  компрессоре  (лк  =  4,4)  при  про¬
мышленных  испытаниях  был  получен  вполне
приемлемый  КПД  (0,175).  Этот  агрегат  уже
имел  многие  признаки  современных  ГТУ,  но
был  полностью  выполнен  на  базе  паротурбин¬
ных  технологий:  использовании  массивного
сварного  ротора,  литых  цилиндров  без  обойм.
При  этом  валы  турбины  и  компрессора  были
соединены  жесткой  муфтой  и  имели  один  об¬
щий  упорный  подшипник.  При  расходе  возду¬
ха  через  компрессор  64  кг/с  агрегат  был  вы¬
полнен  относительно  тихоходным,  с  большим
числом  ступеней  в  компрессоре  (zK  =  20)  и
турбине  (^г  =  7).  Хотя  он  находился  в  весьма
длительной  эксплуатации,  к  1957  г.  имел  нара¬
ботку  всего  938  ч  при  502  пусках.
 На  базе  выполненных  элементов  этого
агрегата  открылась  перспектива  развития  теп¬
ловой  схемы  ГТУ  с  более  высоким  КПД.  Это¬
му  способствовали  работы  венгерского  инже¬
нера  Ендрасика,  который  при  испытании  ГТУ
мощностью  74  кВт  (100  л.с.)  впервые  исполь¬
 зовал  регенератор  для  подогрева  сжатого  после
компрессора  воздуха  уходящими  из  турбины
газами.  При  температуре  газа  перед  турбиной
на  уровне  в  475  °С  был  достигнут  очень  высо¬
кий  для  того  времени  КПД  установки  (0,212).
 Полученные  к  концу  30-х  годов  результаты
работ  по  ГТУ  позволили  рассматривать  их  как
весьма  перспективный  вид  теплового  двигателя,
что  привело  во  многих  странах  к  широкому
фронту  работ  по  созданию  ГТД  различного  на¬
значения.  Именно  в  этот  период  начали  закла¬
дываться  основы  отраслевого  газотурбострое-
ния:  в  теплоэнергетике,  авиации,  морском,  же¬
лезнодорожном  и  автомобильном  транспорте.
 Такое  разобщение  газотурбостроения  по
областям  применения  оказалось  неизбежным
ввиду  совершенно  различных  требований  по
эффективности  использования  теплоты  топ¬
лива,  по  массогабаритным  показателям,  по
виду  используемого  топлива  и  др.,  предъяв¬
ляемых  к  стационарным  ГТУ  и  транспортным
ГТД  различного  назначения.
 ГТУ  фирмы  ВВС.  В  период  1945-1955  гг.
этой  турбостроительной  фирмой  были  выпуще¬
ны  ГТУ  мощностного  ряда  5...25  МВт,  предна¬
значенные  для  работы  в  пиковом  или  полупи-
ковом  режимах  графика  суточной  нагрузки
энергосистемы.  Типичные  установки  мощно¬
стью  25  МВт  и  расходом  воздуха  165  кг/с  были
двухвальными  и  имели  промежуточное  охлаж¬
дение  воздуха  при  степени  повышения  давле¬
ния  в  компрессоре  17,5,  а  также  промежуточ¬
ный  подогрев  газов  в  камере  5  до  уровня  его
начальной  температуры  625  °С  (рис.  3.2.7).  От¬
сутствие  регенератора  позволило  снизить  тем¬
пературу  газов  за  турбиной  до  350  °С  и,  тем  са¬
мым,  достигнуть  КПД  на  уровне  0,255.
 Бблыиие  значения  КПД  были  достигну¬
ты  в  ГТУ,  работающих  по  более  сложным  теп¬
ловым  схемам.  Одна  из  таких  установок,  рас¬
считанная  на  выработку  электроэнергии  в  ба¬
зовой  части  графика  суточной  нагрузки  элек¬
тростанции,  с  полезной  мощностью  13  МВт,
имела  три  ступени  сжатия  воздуха  в  компрес¬
соре  с  использованием  его  промежуточного
охлаждения  между  ступенями  и  две  ступени
расширения  газа  в  турбине  с  его  промежуточ¬
ным  подогревом,  а  также  регенератор
(рис.  3.2.8).  В  этой  установке  при  степени  по¬
вышения  давления  в  компрессоре  тгк  =  8,  тем¬
пературе  газового  потока  перед  обеими  турби¬
нами  Тт  =  650  °С  и  степени  регенерации  0,8
был  получен  весьма  высокий  для  того  времени
КПД  установки  0,30...0,32.

РАЗВИТИЕ  КОНСТРУКЦИИ  ГТУ  ЗА  РУБЕЖОМ
 579
 Рис.  3.2.7.  Двухвальная  ГТУ,  производимая  фирмой  ВВС,  мощностью  25  МВт
и  типичная  тепловая  схема:
 1,  2  —  ступени  компрессора;  3,  5  —  камеры  сгорания;  4,6  —  ступени  турбины;  7  —  электрогенера¬
тор;  8  —  промежуточный  охладитель  воздуха
 Такие  неплохие  результаты  были  достиг¬
нуты  благодаря  умелому  использованию  опыта
производства  ПТУ.  Так,  корпусы  ГТУ  выпол¬
нены  литыми,  без  обойм,  выпуск  газов  осуще¬
ствлен  вниз  или  по  осевой  линии.  При  высо¬
кой  температуре  газов  во  впускном  патрубке
турбины  предусматривался  тонкостенный
внутренний  корпус,  выполненный  из  аусте-
нитной  стали.  Камеры  сгорания  устанавлива¬
лись  сбоку,  вертикально.  При  изготовлении
барабанных  роторов  широко  использовалась
сварка  (при  присоединении  концевых  частей).
Облопачивание  турбины  было  в  основном  ре¬
активным,  с  числом  ступеней  в  турбине
 семь  —  восемь.  Хотя  эти  конструкции  были
работоспособными,  но  они  не  выявили  до
конца  всех  преимуществ  ГТУ  и  не  были  пер¬
спективными.
 ГТУ  фирмы  АВВ  (табл.  3.2.1).  В  1993  г.
фирма  ABB  (Asea  Brown-Bovery)  совместно  с
фирмой  Кавасаки  Хэви  Индестриз  (Япония)
ввела  в  эксплуатацию  образец  ГТУ  GT13E2.
Эта  установка  была  разработана  на  основе  тех
же  технических  решений,  что  и  все  последние
установки  этой  фирмы:  одновальная  конст¬
рукция  с  использованием  двухопорного  ротора
турбогруппы  (рис.  3.2.9).  При  ее  создании  ис-
 Рис.  3.2.8.  Конструктивная  схема  двухвальной
ГТУ  с  промежуточным  подогревом  и  регенера¬
тором  мощностью  13  МВт:
 1—3  —  ступени  компрессора;  4,  5  —  ступени
турбины
 Рис.  3.2.9.  Турбогруппа  ГТУ  с  двухопорным
ротором:
 1  —  компрессор;  2  —  кольцевая  камера  сгора¬
ния;  3  —  газовая  турбина

580
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 3.2.1.  Техническая  характеристика  энергетических  ГТУ  фирмы  АВВ
 Модель
 Начало
выпус¬
ка  (год)
 Расход
 газа,
 кг/с
 Мощность,  МВт
 Температура  газа,
°С
 Частота  враще¬
ния,  тыс.  мин-1
 кпд
 ГТУ,  %
 базовая
 пико¬
 вая
 перед  СА
и  РК*
 за  тур¬
биной
 турби¬
 ны
 генера¬
 тора
 GT11B
 1971
 230
 40
 45
 870
 447
 3,6
 3
 28
 7,5
 GT13C
 1980
 351
 71
 80,5
 1000
 30
 9,3
 GT8
 1984
 183
 48
 52
 1050
 520
 6,3
 32,1
 15,9
 GT10
 78,3
 24,6
 —
 1112/1050
 517
 7,25
 32,1
 13,6
 GT11N
 1987
 316
 84
 90
 1050
 513
 3,6
 3,6
 32,1
 12,4
 GT13E
 1986
 501
 148
 161
 1070
 516
 3
 3
 34,6
 13,9
 Mars
 1987
 38
 10
 —
 1050
 405
 1,5
 31,1
 16
 GT8C
 1994
 179
 52,8
 56,8
 1100
 517
 6,21
 34
 15,7
 GT24
 1995
 39
 173
 -
 1300/1235
 610
 3
 38,3
 30
 GT26
 1996
 56,5
 251
 *  В  числителе  даны  значения  перед  сопловым  аппаратом  (СА)  первой  ступени,  а  в  знаменате¬
ле  —  перед  рабочим  колесом  (РК)  первой  ступени.
 пользован  богатый  опыт  проектирования  и
эксплуатации  предыдущей  установки  GT13E.
Так,  в  новой  разработке  использованы  много¬
ступенчатый  компрессор,  пятиступенчатая
турбина,  расположение  опор  ротора  и  др.
 Важнейшим  нововведением  в  установке
GT13E2  была  замена  выносной  цилиндриче¬
ской  камеры  сгорания  на  кольцевую.  Кроме
того,  увеличена  начальная  температура  газа
перед  турбиной  от  1070  до  1100  °С  и  поднята
степень  повышения  давления  компрессора  от
13,9  до  15,1.  Относительно  невысокая  темпе¬
ратура  газа  перед  турбиной  отвечает  основным
принципам  проектирования  ГТУ,  согласно  ко¬
торым  высокая  термическая  эффективность
установки  должна  достигаться  за  счет  не  толь¬
ко  экстремально  высокой  температуры  газа,
но  и  высоких  КПД  отдельных  агрегатов.
 Корпус  2  кольцевой  камеры  сгорания  со¬
вмещен  с  корпусом  компрессора,  с  торца  кото¬
рого  введены  эффузионные  горелки,  рассчи¬
танные  на  два  вида  топлива  (газ  и  жидкое  газо¬
турбинное).  Использование  кольцевой  камеры
сгорания  вместо  выносной  позволило  сущест¬
венно  понизить  неравномерность  температур  и,
тем  самым,  уменьшить  усталостные  термиче¬
ские  напряжения,  что  значительно  повлияло  на
 надежность  работы  установки.  Применение
эффузионных  горелок  двухзонного  сжигания
топлива  в  камере  сгорания  обеспечило  чрезвы¬
чайно  низкое  для  того  времени  содержание
вредных  веществ  в  уходящих  газах.
 Претворяя  в  жизнь  основные  принципы
проектирования,  фирма  АВВ  в  середине  90-х  го¬
дов  приступила  к  проектированию  ГТУ  нового
поколения  —  GT-24  и  GT-26,  в  которых  ис¬
пользован  промежуточный  подогрев  газа  в  про¬
цессе  его  расширения  в  газовой  турбине  за  счет
установки  дополнительной  камеры  сгорания.
Дополнительный  подвод  теплоты  в  компрессоре
среднего  и  низкого  давления  (КСНД)  позволил
обеспечить  повышение  КПД  установки  по  срав¬
нению  с  ГТУ,  работающими  по  простейшему
циклу.  Основные  технические  решения  по  но¬
вым  ГТУ  являются  традиционными:  ротор  тур-
богруппы  двухопорный,  сварной  из  штампован¬
ных  дисков  без  центрального  отверстия;  корпус
турбогруппы  имеет  горизонтальный  разъем;
привод  электрогенератора  осуществлен  со  сто¬
роны  компрессора.
 Проточная  часть  двадцатидвухступенча¬
того  осевого  компрессора  со  степенью  повы¬
шения  давления  30  проектировалась  на  базе
отработанных  конструкций  компрессоров  с

РАЗВИТИЕ  КОНСТРУКЦИИ  ГТУ  ЗА  РУБЕЖОМ
 581
 трансзвуковыми  ступенями.  Разделение  про¬
цесса  горения  на  две  стадии  и  использование  в
обеих  камерах  сгорания  горелок  предваритель¬
ного  смешения,  работающих  на  обедненной
топливовоздушной  смеси,  позволило  снизить
образование  оксидов  азота  (до  25  млн-1).
 В  КСВД  сжигается  до  2/3  расхода  топли¬
ва,  что  обеспечивает  получение  начальной
температуры  газа  перед  турбиной  высокого
давления  (ТВД)  1235  °С.  Одноступенчатая
ТВД  расположена  между  КСВД  и  КСНД  и
имеет  охлаждаемые  воздухом  лопатки  сопло¬
вого  аппарата,  изготовленные  методом  точно¬
го  литья  из  сплава  МАР-М247С,  и  рабочего
колеса,  изготовленные  из  сплава  IN738IC.  Для
турбины  низкого  давления  (ТНД)  принята  че¬
тырехступенчатая  конструкция  с  воздушным
охлаждением  трех  первых  ступеней.
 ГТУ  фирмы  Вестингауз  (табл.  3.2.2).
В  фирме  Вестингауз  (СИГА)  в  начале  50-х  го¬
дов  была  создана  блочная  ГТУ  типа  W101  по
простейшей  тепловой  схеме  мощностью
5  МВт.  Эта  установка  имела  конструктивное
устройство,  основные  черты  которого  сохра¬
нились  и  в  последующих  разработках  ГТУ
этой  фирмы  (рис.  3.2.10):  для  достижения  тре¬
буемой  степени  повышения  давления  исполь¬
зован  шестнадцатиступенчатый  осевой  ком¬
прессор  1,  который  приводится  во  вращение
пятиступенчатой  турбиной  3,  вырабатываю¬
щей  также  полезную  мощность;  ротор  турбо¬
компрессора  жесткий,  двухопорный  с  набор¬
ными  дисками,  которые  соединены  между  со¬
бой  и  с  концевыми  частями  роторов  хиртовы-
ми  соединениями  и  стяжными  болтами;  каме¬
ра  сгорания  2  —  секционная,  с  шестью  пла-
 3.2.2.  Техническая  характеристика  энергетических  ГТУ  фирмы  Вестингауз
 Модель
 Начало
 выпуска
 (год)
 Расход
газа,  кг/с
 Базовая
 мощность,
 МВт
 Темпера¬
тура  газа
перед  тур¬
биной*,  °С
 Частота
 вращения
 турбины,
 мин-1
 КПД  ГТУ,
 %
 Лк
 W101
 1953
 44.5
 52.5
 3,5
 5
 735
 6200
 5740
 22.5
 18.6
 4
 6
 W102
 1955
 136
 15
 3600
 26,5
 8
 W201
 325
 51,8
 28,6
 CW352
 1969
 129
 32,7
 900
 5000
 8,4
 112
 10
 9,3
 W251
 1985
 167
 36
 1130
 5400
 31,9
 14,2
 1991
 177
 45
 1150
 32,5
 15,3
 W501
 1987
 367
 104
 1100
 3600
 33,3
 14,1
 W501F
 1993
 422
 158
 1260
 34,8
 14,2
 W701  (MW701)
 449
 137
 1100
 32,2
 14
 MW701F
 1992
 380
 150
 1260
 3000
 34,7
 14,2
 W701F
 659
 240
 1349
 37,3
 15,6
 W501G
 1994
 531
 230
 1500
 3600
 38,5
 19
 W501G
 1998
 553
 235
 1500
 39,1
 19,2
 W701G1
 1998
 630
 271
 3000
 38,7
 19
 W701G2
 1999
 724
 308
 39,0
 19
 W501H
 2000
 602
 300
 1510
 39,0
 27
 *  Перед  сопловым  аппаратом  первой  ступени.

582
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 Рис.  3.2.10.  Блочная  ГТУ  мощностью  5  МВт,
выполненная  по  простейшей  тепловой  схеме
 менными  трубами,  установленными  под  углом
к  оси  ротора  и  имеющими  боковой  подвод
воздуха,  вследствие  чего  уменьшена  длина  ро¬
тора  и  всей  установки.  В  турбине  используется
охлаждение  отдельных  деталей,  работающих  в
области  высоких  температур.
 В  50-х  годах  фирма  выпускает  двухваль-
ную  установку  W102  мощностью  15  МВт,  ра¬
ботающую  по  сложной  тепловой  схеме  с  реге¬
нерацией  и  двухступенчатым  сжатием  2,  4
(рис.  3.2.11).  В  ней  также  применена  трубча-
 то-кольцевая  камера  сгорания  6  с  наклонными
осями  пламенных  труб.  Пластинчатый  регене¬
ратор  5  обеспечивает  степень  регенерации  на
уровне  0,7,  благодаря  чему  КПД  установки  со¬
ставил  0,265  при  сжигании  жидкого  топлива.
В  этой  ГТУ  полезная  мощная  отбиралась  с  ро¬
тора  /  ТВД  7,  частота  вращения  которого  с  из¬
менением  нагрузки  оставалась  постоянной,
тогда  как  частота  вращения  ротора  II  ТНД  8,
входящего  в  компрессор  агрегата,  соответство¬
вала  режимам  работы  установки.
 В  60-х  годах  мощность  установок,  выпус¬
каемых  фирмой,  достигла  50  МВт.  В  типичной
для  этого  периода  одновальной  конструкции
ГТУ  с  двухопорным  ротором  отсутствует  сред¬
ний  подшипник  и  уплотнения  между  ком¬
прессором  1  и  турбиной  3  (рис.  3.2.12).  Пре¬
имущества  такой  конструкции  обусловлены
жесткими  требованиями  не  только  к  ротору,
который  выполнен  гибким  с  невысокой  пер¬
вой  критической  частотой  вращения  (пкр  =
=  1500...2000  мин-1),  но  и  ко  всем  деталям  ста¬
тора  для  обеспечения  на  всех  режимах  работы
 Рис.  3.2.11.  Схемы  двухвальной  ГТУ  мощностью  15  МВт

РАЗВИТИЕ  КОНСТРУКЦИИ  ГТУ  ЗА  РУБЕЖОМ
 583
 наибольшей  стабильности  формы  и  мини¬
мального  изменения  взаимного  положения  не¬
подвижных  и  вращающихся  деталей  в  ради¬
альном  направлении.  Компрессорная  часть
ротора  составлена  из  отдельных  профилиро¬
ванных  дисков,  насаженных  на  гладкий
сплошной  или  пустотелый  вал  и  удерживае¬
мых  от  проворачивания  только  трением.  Дис¬
ки  турбины  изготовлены  без  центрального  от¬
верстия  и  скреплены  между  собой  стяжными
болтами  2.  Передача  вращающего  момента  от
диска  к  диску  осуществляется  за  счет  хиртово-
го  соединения,  которое  одновременно  центри¬
рует  их  при  всех  изменениях  силового  и  теп¬
лового  состояния  ГТУ.
 Корпус  агрегата  весьма  жесткий,  в  основ¬
ном  литой  или  сварно-литой,  его  продолжением
является  выпускной  массивный  литой  диффу¬
зор  4  турбины,  к  которому  на  тангенциальных
ребрах  подвешен  корпус  заднего  подшипника,
что  позволяет  избежать  передачи  нагрузки  от
ротора  на  фундамент  через  выпускную  часть.
 Фирма  Вестингауз  разрабатывала  не  толь¬
ко  стационарные  энергетические  ГТУ,  но  и
приводные  и  транспортные  установки.  Так,  од¬
на  из  приводных  установок  CW352  номиналь¬
ной  мощностью  40  МВт  выпускалась  как  в  ре¬
генеративном,  так  и  безрегенеративном  вари¬
антах  при  примерно  одинаковых  степенях  сжа¬
 тия  воздуха  в  компрессоре  (рис.  3.2.13).  Харак¬
терные  особенности  ее  конструкции  следую¬
щие:  исполнение  турбогруппы  в  виде  единого
блока,  перевозимого  как  в  полностью  собран¬
ном  виде  (со  снятой  выпускной  частью),  так  и
в  виде  двух  частей  (турбокомпрессорной  и  си¬
ловой);  боковой  подвод  воздуха  во  всасываю¬
щую  камеру  осевого  компрессора  1;  безобой-
мовая  конструкция  корпуса  компрессора  со
сварными  направляющими  аппаратами,  уста¬
новленными  в  кольцевые  пазы;  наличие  обще¬
го  горизонтального  фланцевого  разъема  и  не¬
скольких  вертикальных  технологических  разъе¬
мов.  На  боковой  стенке  корпуса  блока  камеры
сгорания  3  выполнены  два  патрубка  2  с  флан¬
цами,  через  один  из  которых  воздух  отводится
из  компрессора  в  регенератор,  а  через  другой  —
нагретый  в  регенераторе  воздух  подводится  к
камере  сгорания,  поэтому  при  работе  с  регене¬
ратором  в  корпусе  камеры  сгорания  устанавли¬
вали  поперечную  перегородку.
 Установка  W501G,  спроектированная  со¬
вместно  с  фирмами  Мицубиси  (Япония)  и  Фи¬
ат  Авио  (Италия),  рассчитана  на  работу  с  на¬
чальной  температурой  газа  на  входе  в  лопатки
рабочего  колеса  турбины  1427  °С.  Осевой  сем¬
надцатиступенчатый  компрессор  создан  на  ос¬
нове  компрессора  установки  MF221  мощно¬
стью  30  МВт  с  использованием  усовершенство¬
 Рис.  3.2.13.  Приводная  ГТУ  CW352
 Рис.  3.2.12.  ГТУ  мощностью  50  МВт

584
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 ванных  профилей  лопаток.  После  шестой  и
одиннадцатой  ступеней  предусмотрены  отборы
воздуха  на  охлаждение,  которые  используются
также  в  качестве  антипомпажных  сбросов.
 Топливо  (природный  газ  или  легкое  дис-
тиллятное)  сжигается  в  малотоксичной  камере
сгорания  трубчато-кольцевого  типа  с  16-ю  про-
тивоточными  пламенными  трубами.  Особенно¬
стью  ГТУ  является  применение  парового  охлаж¬
дения  газоподводящих  патрубков,  соединяющих
пламенные  трубы  камеры  сгорания  с  сопловым
аппаратом  первой  ступени  турбины.  Это  позво¬
лило  на  10...20%  уменьшить  количество  воздуха,
направляемого  после  компрессора  на  охлажде¬
ние  камеры  сгорания  и  газоподводящих  патруб¬
ков.  При  этом  большее  количество  воздуха  по¬
ступает  в  первичную  зону  камеры  сгорания,
снижая  тем  самым  температуру  пламени  до
 1500...  1600  °С.  Для  охлаждения  камеры  сгорания
используется  пар  низкого  давления.  При  работе
в  составе  ПГУ  пар  отбирается  из  котла-утилиза-
тора,  а  для  автономно  работающей  ГТУ  требует¬
ся  специальный  котел.
 Турбина  имеет  четыре  реактивных  ступе¬
ни  с  умеренной  аэродинамической  нагрузкой  и
повышенными  окружными  скоростями.  Лопат¬
ки  соплового  аппарата  установлены  в  индиви¬
дуальные  обоймы,  обладающие  свободой  тем¬
пературных  расширений.  Лопатки  трех  первых
ступеней  турбины  охлаждаются  воздухом,  кото¬
рый  проходит  по  пяти  контурам  охлаждения.
Лопатки  соплового  аппарата  и  рабочего  колеса
первой  и  второй  ступеней  изготовлены  мето¬
дом  литья  с  направленной  кристаллизацией  и
защищены  термобарьерными  покрытиями
(ТБП),  наносимыми  на  поверхности  с  помо¬
щью  электронно-лучевой  технологии.
 ГТУ  характеризуется  повышенными  экс¬
плуатационными  показателями.  Так,  наработ¬
ка  между  ревизиями  камеры  сгорания  состав¬
ляет  8  103  ч  при  400  пусках,  между  ревизиями
турбины  —  24  103  ч  при  1200  пусках,  а  между
капитальными  ремонтами  48  103  ч  при
2400  пусках.
 Консорциум  таких  ведущих  мировых
фирм,  как  Вестингауз,  Мицубиси  и  Фиат,  соз¬
давший  мощную  энергетическую  установку
701G1,  предполагает  разработку  ряда  ГТУ  сле¬
дующего  поколения,  рассчитанных  на  работу  с
начальной  температурой  газа  перед  турбиной
1500  °С.  Основные  конструктивные  концеп¬
ции  этой  установки  являются  традиционными
и  широко  использовались  в  ранее  выпущен¬
ных  ГТУ,  таких  как  501F,  701F  и  501G,  701G:
 простейшая  тепловая  схема  ГТУ;  использова¬
ние  в  одновальной  конструкции  двухопорного
ротора,  кольцевой  камеры  сгорания,  осевого
компрессора  и  четыреххступенчатой  турбины.
Основные  параметры  установки  выбраны  та¬
ким  образом,  чтобы  обеспечивался  макси¬
мальный  КПД  при  работе  ее  в  составе  ПГУ.
 Турбина  установки  701G1  имеет  средин¬
ную  часть,  аналогичную  турбине  установки
701G,  что  позволяет  для  лопаток  соплового
аппарата  и  рабочего  колеса  первой  и  второй
ступеней  использовать  ряд  деталей  прототипа.
Система  охлаждения  турбины  включает  кон¬
тур  охлаждения  ротора  и  четыре  контура  охла¬
ждения  деталей  статора.  Воздух,  подаваемый
на  охлаждение  ротора,  охлаждается  во  внеш¬
нем  холодильнике  и  очищается  от  пыли  перед
возвращением  в  ротор  турбины,  где  он  ис¬
пользуется  для  уплотнения  зазоров,  охлажде¬
ния  дисков  и  рабочих  лопаток  второй  —  чет¬
вертой  ступеней  турбины.  Воздух,  отбираемый
непосредственно  за  компрессором,  подается
на  охлаждение  лопаток  соплового  аппарата
первой  ступени,  а  воздух,  отбираемый  из  про¬
межуточных  ступеней  компрессора,  —  на  ох¬
лаждение  ограничивающих  поверхностей  над
рабочими  лопатками  второй  —  четвертой  сту¬
пеней  турбины.
 Трубчато-кольцевая  камера  сгорания  ус¬
тановки  включает  20  пламенных  труб  таких  же
размеров,  что  и  в  установке  501G.  Эта  камера
сгорания  гибридной  конструкции  с  низкой
эмиссией  NOx  получена  в  результате  дальней¬
шего  усовершенствования  весьма  удачной
конструкции  камеры  сгорания  установок  501F
и  701F.  Отличительной  особенностью  послед¬
ней  разработки  является  паровое  охлаждение
пламенной  трубы.  Пар,  используемый  для  ох¬
лаждения  газоподводящего  участка  камеры
сгорания,  обычно  получают  в  котле-утилиза-
торе,  и  после  его  конденсации  возвращают  в
котел.  Таким  образом,  схема  парового  охлаж¬
дения  является  полностью  закрытой.
 На  рубеже  XX  и  XXI  веков  фирма  Вес¬
тингауз  вошла  в  состав  корпорации  Сименс  и
продолжила  разработку  новых  перспективных
ГТУ  для  стационарной  энергетики.  В  голов¬
ном  образце  новой  установки  W501H  исполь¬
зован  весь  опыт  проектирования,  производст¬
ва  и  эксплуатации  всех  предыдущих  модифи¬
каций  ГТУ  этого  ряда  (W501).  При  расходе
воздуха  через  компрессор  602  кг/с  и  начальной
температуре  газа  в  турбине  1510  °С  достигнута
мощность  300  МВт.  В  компрессоре  использо¬

РАЗВИТИЕ  КОНСТРУКЦИИ  ГТУ  ЗА  РУБЕЖОМ
 585
 ваны  специально  спрофилированные  лопатки
уменьшенной  толщины,  а  для  снижения  пере-
течек  воздуха  применены  усовершенствован¬
ные  щеточные  уплотнения.  Конструкция  ста¬
тора  в  зоне  первых  двух  венцов  турбины  обес¬
печивает  автоматическую  регулировку  ради¬
альных  зазоров  на  режимах  работы  отличных
от  номинального  расчетного.
 В  лопатках  соплового  аппарата  первой  и
второй  ступеней  турбины  пришлось  отказать¬
ся  от  открытого  воздушного  охлаждения  и  пе¬
рейти  на  закрытое  паровое,  а  в  рабочих  лопат¬
ках  этих  ступеней  вместо  открытого  перейти  к
замкнутому  воздушному  охлаждению.  Воздуш¬
ное  охлаждение  рабочих  лопаток  удалось  со¬
хранить  благодаря  следующим  мерам:  специ¬
альному  газодинамическому  профилирова¬
нию,  обеспечившему  меньшие  уровни  коэф¬
фициентов  теплоотдачи  на  внешней  поверхно¬
сти  лопаток;  максимально  возможному  сниже¬
нию  температуры  охлаждающего  воздуха  в
специальном  водяном  охладителе;  нанесению
 ТБП  как  на  профильные  части  рабочих  лопа¬
ток,  так  и  на  их  бандажные  полки;  максималь¬
но  возможному  развитию  площади  внутрен¬
них  теплообменных  поверхностей  лопаток;  ус¬
тановке  различных  турбулизаторов  для  увели¬
чения  коэффициентов  теплоотдачи  в  каналах
трактов  охлаждения;  использованию  мини¬
мально  возможных  толщин  несущих  стенок
охлаждаемых  лопаток  в  целях  снижения  в  них
градиентов  температур.  Таким  образом,  только
за  счет  совершенствования  системы  охлажде¬
ния  турбины  КПД  в  этой  установке  удалось
повысить  на  0,2%  (абсолютное  значение).
 В  ГТУ  предусмотрены  шестнадцать  труб¬
чатых  камер  сгорания  с  охлаждаемыми  паром
пламенными  трубами  для  сжигания  обеднен¬
ной  смеси  в  присутствии  катализатора  при
предварительном  смешении  природного  газа  и
воздуха.
 ГТУ  фирмы  Дженерал  Электрик  (GE,
США,  табл.  3.2.3).  На  долю  фирмы  сегодня
приходится  до  40%  всего  объема  выпускаемых
 3.2.3.  Техническая  характеристика  ГТУ  фирмы  GE
 Модель,
 назначение
 Расход  газа,
кг/с
 Базовая
 мощность,
 МВт
 Температура
газа  перед
С  А  турбины,
°С
 Частота  вра¬
щения  тур¬
бины,  мин-1
 КПД  ГТУ,
 %
 ГПА*
 44
 3,675
 788
 6,900
 23,5
 5,7
 38
 4,5
 Судовая
 32,7
 5
 815
 7200
 28,0
 9,0
 122,5
 16
 20,5
 6,0
 G7551
 41
 955
 28,2
 10,5
 MS7001B
 239
 59
 980
 3600
 31,5
 9,7
 MS9001B
 345
 85,2
 1005
 3000
 31,1
 9,4
 MS9001E
(Fram9E,  PG)
 409
 117
 1104
 3000
 33,1
 12,1
 MS7001E
(Fram7E,  PG)
 425
 150
 1260
 -
 34,5
 13,5
 MS9001F
(Fram9F,  PG)
 613
 212
 -
 34,1
 -
 PG6101FA
 PG7161EC
 70,1
 116,0
 5247
 3600
 15
 14,2
 PG7321FA
 PG9231EC
 167,8
 169
 3000
 15.2
 14.2

586
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 Окончание  табл.  3.2.3
 Модель,
 назначение
 Расход  газа,
кг/с
 Базовая
 мощность,
 МВт
 Температура
газа  перед
С  А  турбины,
°С
 Частота  вра¬
щения  тур¬
бины,  мин-1
 КПД  ГТУ,
 %
 Лк
 PG9311FA
 226,5
 15
 MS935FA
 645
 250
 1350
 36,5
 15,4
 MS7001G
 (PG7321G)
 558
 240
 MS9001G
 (PG9391G)
 685
 282
 1500
 3000
 39,5
 23,0
 MS7001H
 558
 MS9001H
 685
 LMS100
 205,5
 98
 1380
 46
 42
 *  Газоперекачивающий  агрегат.
 в  мире  энергетических  ГТУ.  В  начале  50-х  го¬
дов  этой  фирмой  была  создана  установка
мощностью  3,675  МВт  для  привода  нагнетате¬
ля  магистрального  газопровода.  В  этой  ГТУ
было  много  заимствовано  от  конструкций
авиационных  ГТД.  При  явном  стремлении  к
упрощению,  быстроходности,  легкости  и  ком¬
пактности  была  сохранена  регенерация,  хотя
начальная  температура  газа  перед  турбиной
была  достаточно  высокой  для  того  времени.
КПД  установки  можно  считать  достаточно  вы¬
соким,  если  учесть,  что  он  получен  при  темпе¬
ратуре  атмосферного  воздуха  26,6  °С.
 Ротор  четырнадцатиступенчатого  ком¬
прессора  набран  из  отдельных  дисков  без  цен¬
тральных  отверстий,  стянутых  периферийными
болтами,  с  их  центрированием  по  буртам  на
ступицах.  Три  опоры  ротора  свидетельствуют  о
достаточной  его  жесткости,  поэтому  отсутству¬
ет  дополнительное  уплотнение  между  компрес¬
сором  и  турбиной.  Диски  турбины  выполнены
сварными  с  приваркой  ободов  из  жаропрочной
аустенитной  стали.  Большой  перепад  темпера¬
тур  в  первой  ступени  облегчил  задачу  охлажде¬
ния  дисков:  было  достаточно  расположения  ох¬
лаждаемых  водой  экранов  по  обеим  сторонам
диска.  Корпус  турбины  частично  охлаждается
водой,  а  сопловые  лопатки  —  воздухом.  При¬
менение  поворотных  лопаток  соплового  аппа¬
рата  для  силовой  турбины  обеспечило  более
экономичную  работу  ГТУ  на  частичных  нагруз¬
 ках  при  сниженных  частотах  вращения,  харак¬
терных  для  работы  ГПА.
 Шесть  секционных  камер  сгорания  не
встроены  в  корпус,  а  расположены  вокруг  не¬
го.  Они  объединены  по  три  секции  с  двумя
вертикальными  коллекторами,  к  которым  под¬
водится  нагретый  воздух  от  регенератора.
 Судовая  ГТУ,  созданная  в  качестве  глав¬
ного  двигателя  судов  типа  Либерти  и  установ¬
ленная  для  опытной  эксплуатации  на  судне
J.  Sergeant,  входила  в  состав  простейший  ПГУ,
обеспечивающей  как  плавание  судна,  так  и  его
собственные  потребности  в  электрической  и
тепловой  энергии  (рис.  3.2.14).  Газогенератор
этой  установки  состоял  из  одноступенчатой
ТВД  3,  вращающей  осевой  четырнадцатисту¬
пенчатый  компрессор  1.  Силовой  агрегат  обра¬
зован  одноступенчатой  ТНД  4,  вращающей
винт  через  двухступенчатый  редуктор  5  с  часто¬
той  вращения  на  расчетном  режиме  110  мин-1.
В  турбинах  ГТУ  использовано  воздушное  охла¬
ждение  лопаточных  аппаратов  и  других  высо¬
конагретых  деталей  и  водяное  охлаждение  кор¬
пуса.  Распиливание  дизельного  топлива  в  фор¬
сунках  камеры  сгорания  2  производилось  сжа¬
тым  воздухом,  отбираемым  от  основного  ком¬
прессора  10,  который  перед  поступлением  к
форсункам  проходил  через  воздухоохладители
и  дожимной  компрессор.
 Отработавший  газ  ТНД  4  перед  поступле¬
нием  в  регенератор  7  отдавал  часть  теплоты  на

РАЗВИТИЕ  КОНСТРУКЦИИ  ГТУ  ЗА  РУБЕЖОМ
 587
 Рис.  3.2.14.  Схема  судовой  ГТУ  для  привода
главного  винта
 перегрев  пара  в  специальном  теплообменни¬
ке  6.  Из  регенератора  газ  с  температурой  290  °С
направлялся  в  котел-утилизатор  8,  температура
газа  на  выходе  из  которого  снижалась  до
100  °С.  Пар,  производимый  в  котле-утилизато¬
ре,  направлялся  в  ПТУ  мощностью  0,3  МВт,
потребляющую  около  1,5  т/ч  перегретого  пара
при  давлении  порядка  1,5  МПа.
 С  середины  50-х  годов  фирма  начинает
выпускать  и  чисто  энергетические  ГТУ,  пред¬
назначенные  для  привода  электрогенераторов
на  ТЭС.  Одна  из  первых  установок  мощно¬
стью  5  МВт  выполнена  по  сложной  тепловой
схеме,  включающей  два  компрессора  с  проме¬
жуточным  охлаждением  воздуха  между  ними,
регенератор  и  две  турбины,  работающие  на
раздельных  валах  (см.  рис.  3.2.14).  Для  ГТУ
принята  бесподвальная  компоновка  с  установ¬
кой  с  каждой  стороны  агрегата  по  регенерато¬
ру  и  по  охладителю  воздуха.
 Основное  отличие  компрессоров  этой
ГТУ  состоит  в  применении  поворотных  вход¬
ных  направляющих  аппаратов,  приводимых  в
движение  электрическими  сервомоторами.
Обе  турбины  выполнены  в  первом  корпусе,  а
для  охлаждения  ободов  и  полотен  дисков  ис¬
 Рис.  3.2.15.  Фрагмент  ГТУ  с  поворотным  вход¬
ным  направляющим  аппаратом
 пользованы  экранные  поверхности,  по  кото¬
рым  прокачивалась  вода  (рис.  3.2.15).
 Мощность  в  одном  агрегате  ГТУ,  рабо¬
тающем  по  простой  тепловой  схеме,  к  началу
60-х  годов  доведена  до  15...20  МВт.  В  уста¬
новке  мощностью  16  МВт  использована  не
трубчатая,  а  трубчато-кольцевая  камера  сго¬
рания  с  16  пламенными  трубами,  направлен¬
ными  вдоль  оси  агрегата  (рис.  3.2.16).  Все
корпусные  части  установки  выполнены  литы¬
ми,  при  этом  корпус  турбины  имеет  внутрен¬
нюю  изоляцию  и  наружный  тонкостенный
корпус;  между  ним  и  стенкой  корпуса  проду¬
вается  воздух,  отобранный  за  четвертой  сту¬
пенью  компрессора.  Длинный  и  массивный
ротор  установки  выполнен  трехопорным
(с  подшипником,  расположенным  в  средней
части).  Ротор  компрессора  набран  из  сплош¬
ных  дисков,  стянутых  сквозными  стяжными
болтами,  а  ротор  турбины  образован  двумя
дисками  с  фланцевым  соединением  между  со¬
бой  и  другими  частями.  Охлаждение  дисков
турбины  осуществляется  только  за  счет  их
внешнего  обдува,  а  полых  лопаток  соплового
аппарата  первой  ступени  турбины  —  за  счет
внутренней  продувки  воздуха.
 Рис.  3.2.16.  ГТУ  с  трубчато-кольцевой  камерой  сгорания:
 1  —  компрессор;  2  —  камера  сгорания;  3  —  турбина

588
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 К  концу  60-х  годов  единичная  мощность
ГТУ  простой  тепловой  схемы  предназначен¬
ных  для  выработки  электроэнергии  на  элек¬
тростанции,  достигала  50  МВт.  Установка
G7551  могла  работать  как  в  базовом,  так  и  в
пиковом  режимах.  В  конструктивном  отноше¬
нии  эта  ГТУ  выполнена  в  традициях,  начав¬
шихся  складываться  к  тому  времени  для  фир¬
мы  GE.  Она  имела  блочное  исполнение:  в  тур¬
боблок  входили  семнадцатиступенчатый  осе¬
вой  компрессор  и  трехступенчатая  турбина.
Повышение  мощности  по  сравнению  с  преды¬
дущими  установками  достигнуто  главным  об¬
разом  за  счет  увеличения  степени  повышения
давления  в  компрессоре,  расхода  воздуха  и
температуры  газа  на  входе  в  турбину.  В  уста¬
новке  широко  использовано  воздушное  охла¬
ждение  деталей  проточной  части  турбины,  ра¬
ботающих  в  зоне  высоких  температур  газового
потока.
 В  70-х  годах  фирма  GE  выпускала  стацио¬
нарные  ГТУ  мощностью  50...  100  МВт,  предна¬
значенные  для  работы  на  электростанциях  как
в  пиковом,  так  и  в  базовом  режимах  графика
нагрузки.  Типичным  примером  является  уста¬
новка  MS7001  мощностью  60  МВт,  растиражи¬
рованная  в  сотнях  экземпляров  за  время  ее  вы¬
пуска,  на  протяжении  которого  она  не  переста¬
вала  совершенствоваться  и  все  более  укруп¬
няться,  последовательно  проходя  модификации
(серии)  «В»,  «Е»,  «G»,  «Н».  В  установке  приня¬
та  одновальная  кинематическая  схема  с  распо¬
ложением  турбоблока  агрегата  на  единой  фун¬
даментной  раме  (рис.  3.2.17).
 Воздушный  компрессор  1  выполнен  сем¬
надцатиступенчатым  с  осесимметричным
входным  патрубком,  направляющими  аппара¬
тами  на  входе  и  комбинированным  лопаточ¬
ным  и  коническим  диффузором  3  на  выходе.
В  нескольких  сечениях  проточной  части  ком¬
 прессора  предусмотрены  отборы  воздуха  на
уплотнения  и  охлаждение  элементов  турбины.
Ротор  компрессора  —  наборный,  состоит  из
отдельных  дисков,  стянутых  сквозными  болта¬
ми  между  собой  и  с  концевыми  участками  ва¬
ла  компрессора.  Газ  из  десяти  секционных  ка¬
мер  сгорания  2,  расположенных  по  окружно¬
сти  с  центром  на  оси  агрегата,  подается  в  газо-
сборник,  а  откуда  —  на  вход  соплового  аппа¬
рата  первой  ступени  турбины  4.  Турбина  спро¬
ектирована  трехступенчатой  с  внутренним
воздушным  охлаждением  лопаток  соплового
аппарата  и  рабочего  колеса  первой  ступени.
Предусмотрено  также  воздушное  охлаждение
дисков  турбины  и  ее  наружного  корпуса.
 Ротор  газовой  турбины  состоит  из  трех
дисков,  двух  концевых  частей  и  двух  промежу¬
точных  тел,  соединенных  между  собой  восемью
стяжными  болтами;  с  ротором  компрессора  он
соединен  фланцем  и  образует  единую  жесткую
трехопорную  конструкцию.  Средний  (проме¬
жуточный)  подшипник  ротора  ГТУ  расположен
в  воздушной  камере,  через  которую  проходит
охлаждающий  воздух  от  компрессора  к  диску
первой  ступени  турбины.  На  уплотнение  этого
подшипника  подается  охлажденный  во  внеш¬
нем  водяном  охладителе  воздух,  отбираемый  из
компрессора  установки.  На  отдельной  фунда¬
ментной  раме,  служащей  одновременно  масло¬
баком,  расположено  все  вспомогательное  обо¬
рудование  установки:  маслоохладитель,  масля¬
ной  насос,  пусковой  электродвигатель  с  редук¬
тором  и  расцепным  механизмом  и  др.
 Выпускаемая  в  эти  годы  другая  стацио¬
нарная  ГТУ  MS900  была  предназначена  для
выработки  электроэнергии  на  электростанци¬
ях  в  составе  как  автономного  агрегата,  так  и  в
составе  ПТУ.  В  результате  постоянного  совер¬
шенствования  единичная  мощность  агрегата
была  повышена  от  85,2  МВт  в  серии  «В»  в
 Рис.  3.2.17.  Установка  MS7001  мощностью  60  МВт

РАЗВИТИЕ  КОНСТРУКЦИИ  ГТУ  ЗА  РУБЕЖОМ
 589
 1976  г.  до  282  МВт  в  серии  «G»  в  1995  г.,  а
КПД  увеличен  соответственно  от  0,31  до  0,395.
Конструктивное  устройство  установки  полно¬
стью  соответствовало  традициям,  установив¬
шимся  в  фирме  GE,  рассмотренным  выше.
Электрогенератор  размещен  со  стороны  вы¬
ходной  части  газовой  турбины.
 В  90-х  годах  разработано  новое  поколе¬
ние  мощных  энергетических  установок
MS7001  и  MS9001,  предназначенных  для  несе¬
ния  базовой  нагрузки  в  составе  как  газотур¬
бинных  тепловых  электростанций  (серия  «G»),
так  и  в  составе  ПГУ  (серия  «Н»).  Аналогично
всем  предыдущим  мощным  энергетическим
ГТУ  установки  серий  «G»  и  «Н»  выполнены
по  простому  циклу,  одновальными,  оснащены
трубчато-кольцевыми  камерами  сгорания,
рассчитанными  на  сжигание  двух  видов  топ¬
лива.
 Осевой  компрессор  этих  ГТУ  имеет  во¬
семнадцать  ступеней,  из  которых  первые  че¬
тыре  выполнены  с  поворотными  направляю¬
щими  лопатками.  Новая  четырехступенчатая
турбина  отличается  от  традиционных  для  этой
фирмы  трехступенчатых  турбин  предыдущих
типов.
 В  ГТУ  серии  «Н»  водяным  паром  охлаж¬
даются  лопатки  соплового  аппарата  и  рабочих
колес  первой  и  второй  ступеней.  Пар  для  ох¬
лаждения  отбирается  после  ЦВД  паровой  тур¬
бины  из  холодной  нитки  промежуточного  по¬
догрева.  После  прокачки  через  систему  охлаж¬
дения  пар  возвращается  в  горячую  нитку  про¬
межуточного  подогрева,  т.е.  в  турбине  реали¬
зовано  закрытое  паровое  охлаждение.  Лопатки
третьей  ступени  турбины  в  установках  серии
«Н»  охлаждаются  воздухом,  а  лопатки  четвер¬
 той  ступени  в  ГТУ  обеих  серий  не  охлаждают¬
ся.  В  установках  серии  «G»  все  три  первые
ступени  турбины  охлаждаются  воздухом  по  от¬
крытой  схеме.  Таким  образом,  ГТУ  серии  «Н»
могут  эксплуатироваться  только  в  составе
ПГУ,  а  серии  «G»  могут  работать  и  автономно.
 Применение  закрытого  парового  охлаж¬
дения  косвенным  образом  повлияло  на  эмис¬
сию  вредных  веществ  в  камере  сгорания  уста¬
новки,  поскольку  в  результате  отсутствия  под¬
мешивания  охлаждающего  воздуха  к  горячему
газу  удалось  сохранить  его  бблыиую  темпера¬
туру  по  проточной  части  турбины,  что  повы¬
сило  удельную  полезную  работу  цикла.
 В  начале  XXI  века  фирмой  разработана
установка  LMS100  с  промежуточным  охлажде¬
нием  (рис.  3.2.18).  Эта  трехвальная  установка
имеет  КНД  7,  образованный  из  первых  шести
ступеней  установки  MS6001FA.  Четырнадца¬
тиступенчатый  КВД  4  создан  на  базе  конвер¬
тированного  авиационного  ГТД  CF680C2.  Ка¬
мера  сгорания  9  —  стандартная  кольцевая  или
развитая  в  низкоэмиссионную.  Две  ступени
турбины  5,  приводящие  КВД,  —  производные
от  авиационного  ГТД  CF680E1.  Две  ступени
ТСД  служат  приводом  КНД.
 Силовая  турбина  7  имеет  пять  ступеней.
Промежуточный  охладитель  —  воздух-воздух.
Межремонтный  период  составляет  25  тыс.  ч
для  элементов  горячего  тракта  и  50  тыс.  ч  для
остальных  элементов  ГТУ.  Установка  LMS100
пускается  за  10  мин  с  приемом  полной  нагруз¬
ки,  имеет  широкий  диапазон  регулирования,
при  этом  в  диапазоне  мощностей  50...  100%
КПД  снижается  максимально  на  15%.  При
температуре  окружающей  среды  —7...+27  °С
мощность  практически  постоянна  (около
 Рис.  3.2.18.  Трехвальная  ГТУ  LMS100  с  промежуточным  охлаждением  воздуха  для  пиковой
и  полупиковой  частей  электрической  нагрузки:
 7  —  КНД;  2  —  промежуточный  охладитель;  3  —  коллектор  высокого  давления  и  улитка  подвода
воздуха  промежуточного  охладителя  в  КВД;  4  —  КВД;  5  —  ТСД;  6  —  сердцевина  конвертированно¬
го  ГТД;  7  —  силовая  турбина;  8  —  ТВД;  9  —  кольцевая  камера  сгорания

590
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 100  МВт),  лишь  при  +27...  +49  °С  она  умень¬
шается  до  90  МВт.  Установка  при  простом
цикле  предназначена  для  работы  в  пиковом
режиме  эксплуатации.
 3.2.2. 	ОТЕЧЕСТВЕННЫЕ  СТАЦИОНАРНЫЕ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ  ГТУ
 Техническая  характеристика  отечествен¬
ных  стационарных  энергетических  ГТУ  приве¬
дена  в  табл.  3.2.4.
 3.2.4.  Техническая  характеристика  отечественных  стационарных  энергетических  ГТУ
 Показатели
 ГТЭ-6
 ГТЭР-12
 ГТЭ-16
 ГТЭ-25У
 ГТЭ-30
 Предприятие  -разработчик
(изготовитель)
 ОАО  «ТМЗ»
 ОАО  «НЗЛ»
 ОАО  «ТМЗ»
 ОАО  «НЗЛ»
 Номинальная  мощность,  МВт
 6,74/7,2*1
 12
 16,8/20*!
 29,7
 31,2
 КПД,  %
 24,4/26*1
 33
 31/33*1
 30,6
 27
 Расход  воздуха  на  входе  в
компрессор,  кг/с
 45
 86
 85
 -
 189,5
 Степень  повышения  давления
в  цикле
 6,2
 4,7
 11,5
 13,5
 13
 Температура  газа  перед  турби¬
ной,  К
 1053
 -
 1193
 1333
 1195
 Температура  газа  за  ГТУ,  К
 683
 589/за  реге¬
нератором
 693
 749
 706
 Расход  газа  за  ГТУ,  кг/с
 -46
 -88
 -86
 123,4
 191,7
 Частота  вращения  силовой
турбины,  мин-1
 6100
 4800
 5100
 5940
 3000
 Возможная  тепловая  нагрузка,
ГДж/ч
 -
 58,8
 -
 (при  -5  °С)
185
 -
 Габаритные  размеры  ГТУ,  м,
длинахширинахвысота
 8,4x3,4x3,6
 8,9x3,4x3,3
 11,2x3,2x3,6
 -
 15,3x3,75x3,4
 Масса  турбогруппы,  т
 90
 56
 90
 —
 90
 Ресурс  ГТУ,  тыс.  ч:
до  списания
 100
 100
 100
 100
 100
 до  капитального  ремонта
 25
 30
 25
 25
 25
 Тепловая  схема  ГТУ
 Простейшая
 Регенера¬
 тивная
 Простейшая
 Вид  топлива
 Газ,  дизель¬
ное  топливо
 Газ
 Газ,  дизельное  топливо
 Газ
 Конструктивные  особенности
 Двухвальная,  со  свободной  СТ  и  редуктором
 Трехваль-
ная,  со  сво¬
бодной  СТ
 Энергетические  ГТУ  ОАО  «НЗЛ».  Регене¬
ративная  установка  ГТЭР-12  мощностью
12  МВт  разработана  на  базе  серийного  ГПА
ГТК-10  (выпущено  1030  таких  ГПА,  их  общая
наработка  —  более  50  млн  ч).  Эта  установка
надежно  работала  с  проектными  показателями
в  Аргентине.  Ее  конструктивная  схема  показа¬
на  на  рис.  3.2.19.
 ГТУ  ГТЭ-30  мощностью  30  МВт  предна¬
значена  для  привода  электрогенератора  в  базо-

ОТЕЧЕСТВЕННЫЕ  СТАЦИОНАРНЫЕ  ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ  ГТУ
 591
 Окончание  табл.  3.2.4
 Показатели
 ГТЭ-65
 гт-юо-зм  г
 (ГТЭ-140М)
 ГТЭ-110
 ГТЭ-150*2
 ГТЭ-160
 Предприятие-разработчик
(изготовитель)
 ОАО  «ЛМЗ»
 ОАО  «ЛМЗ»
(ОАО  «НПО
ЦКТИ»)
 АОА  НПО
 «Сатурн»
 ОАО
 «ЛМЗ»
 СП  «Интер-
турбо»
 Номинальная  мощность,  МВт
 61,5
 105  (140К
 110
 128/157,6
 154
 КПД,  %
 35,2
 28  (35,5)
 36
 30,5/31
 33,8
 Расход  воздуха  на  входе  в
компрессор,  кг/с
 180,88
 460  (438)
 357
 633/630
 500
 Степень  повышения  давления
в  цикле
 15,61
 26,5
 14,7
 12,8/13
 10,9
 Температура  газа  перед  турби¬
ной,  К
 1368
 1023  (1373)
 1483
 1223/1373
 1398
 Температура  газа  за  ГТУ,  К
 555
 673  (654)
 793
 703/779
 818
 Расход  газа  за  ГТУ,  кг/с
 184,38
 465  (440)
 360
 621/621
 509
 Частота  вращения  силовой
турбины  (СТ),  мин-1
 5441
 3000
 ЗЙ00
 3000
 3000
 Возможная  тепловая  нагрузка,
ГДж/ч
 -
 -
 651
 903/1176
 -
 Габаритные  размеры  ГТУ,  м,
длинахширинахвысота
 12,885
 24,3x6,8x5,8
 15,7x7,2x6,7
 15,1x5,15x5
 18x11,5x7,5
 Масса  турбогруппы,  т
 37/370
 370
 50
 195
 275
 Ресурс  ГТУ,  тыс.  ч:
до  списания
 100
 100
 100
 100
 100
 до  капитального  ремонта
 25
 25
 25
 25
 25
 Тепловая  схема  ГТУ
 Простейшая
 Сложная
 Простейшая
 Вид  топлива
 Газ,  дизельное  (газотурбинное)  топливо
 Конструктивные  особенности
 Одноваль-
ная,  с  ре¬
дуктором
 Двухваль-
ная,  блоки¬
рованная
 Одноваль-
ная,  двух¬
опорный
ротор
 Одноваль-
ная  трех¬
опорный
ротор
 Одноваль-
ная  двух¬
опорный
ротор
 *1  Значения  даны  при  базовой  нагрузке.
 *2  В  числителе  даны  значения  для  первого  этапа  освоения,  а  в  знаменателе  —  для  второго.
 вом,  полупиковом  и,  при  необходимости,  в
пиковом  режиме,  как  автономно,  так  и  в  со¬
ставе  ПГУ  или  ГТУ-ТЭЦ.  Она  представляет
собой  трехвальный  ГТД  ГТН-25,  входивший  в
состав  ГПА-25/76,  но  с  замедленной  частотой
вращения  (до  3000  мин-1)  силовой  турбиной  и
установленным  за  ней  спрямляющим  аппара¬
том  (рис.  3.2.20).  Технический  проект  ГТЭ-30
 разработан  в  1987  г.,  а  головной  образец  изго¬
товлен  в  1991  г.  и  работает  на  Бакинской
ГРЭС.
 Энергетические  ГТУ  ОАО  «Турбомоторный
завод»  (ТМЗ).  Установка  ГТЭ-6  разработана  для
привода  электрогенератора.  В  основе  конструк¬
ции  заложены  отработанные  проточные  части  и
другие  элементы  ГТУ  для  привода  нагнетателей

592
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 Рис.  3.2.19.  ГТУ  ГТЭР-12:
 1  —  компрессор;  2  —  камера  сгорания;  3  —  газовая  турбина
 Рис.  3.2.20.  ГТУ  ГТЭ-30
 Рис.  3.2.21.  Установка  ГТЭ-6:
 1  —  пусковая  турбина;  2  —  компрессор;  3  —  камера  сгорания;  4  —  ТВД;  5  —  ТНД;  6  —  блок  регули¬
рования;  7  —  рама-маслобак;  8  —  редуктор;  9  —  электрогенератор
 природного  газа  типа  ГТЭ-6  (рис.  3.2.21).  Ком¬
поновка  установки  с  котлом-утилизатором  в
укрытии  (размером  15x21  м)  показана  на
рис.  3.2.22.
 Установка  аналогичного  назначения
ГТЭ-16  мощностью  16,8  МВт  также  базирует¬
ся  на  отработанных  элементах  ГТУ  для  приво¬
да  нагнетателей  природного  газа  ГТЭ-16  и
ГТЭ-16М.
 На  базе  моделирования  пятнадцатисту¬
пенчатого  компрессора  ГТЭ-16,  достроенного
сзади  первой  ступенью  и  новой  четырехступен¬
чатой  охлаждаемой  турбиной,  создана  установ¬
ка  ГТЭ-25У  мощностью  29,7  МВт  для  работы  с
котлом-утилизатором,  предназначенная  для
ГТУ-ТЭЦ.  Ее  дальнейшая  модернизация  по-
 Рис.  3.2.22.  Компоновка  ГТЭ-6
с  котлом-утилизатором  в  укрытии:
 1  —  котел-утилизатор;  2  —  электрогенератор;
3  —  редуктор;  4  —  масляный  фильтр;
 5 	—  турбогруппа

ОТЕЧЕСТВЕННЫЕ  СТАЦИОНАРНЫЕ  ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ  ГТУ
 593
 Рис.  3.2.23.  Турбогруппа  установки  ГТЭ-009
 зволит  увеличить  мощность  до  45...50  МВт  при
КПД  36...37%.
 Энергетические  ГТУ  ОАО  «Энергомашкор-
порация».  Энергетическая  регенеративная  ГТУ
ГТ-009  мощностью  9  МВт  и  КПД  35%  предна¬
значена  для  привода  электрогенератора
(рис.  3.2.23).  Температура  газа  перед  ротором
составляет  900  °С,  а  степень  повышения  дав¬
ления  в  компрессоре  —  около  6.  Эту  ГТУ  вы¬
пускает  ряд  предприятий  как  в  России,  так  и
за  рубежом.  Электрогенераторы  для  этой  ГТУ
мощностью  10  МВт  (10,5/6,3  кВ,  3000  мин-1)
производит  ОАО  «Электросила»  с  2002  г.
В  г.  Вельске  построена  ГТУ-ТЭЦ,  на  которой
испытывался  головной  образец  ГТЭ-009.  Эта
ГТУ  установлена  на  ряде  ГТУ-ТЭЦ  в  разных
городах.
 Энергетические  ГТУ  ОАО  «ЛМЗ».  Одно-
вальная  ГТУ  ГТЭ-150  простейшей  тепловой
схемы  предназначена  для  работы  в  пиковом  и
полупиковом  режимах  автономно  или  в  соста¬
ве  П  ГУ  с  котлом-утилизатором  или  с  тепло¬
фикационным  подогревателем  (рис.  3.2.24).
Технический  проект  установки  (как  уже  отме¬
чалось)  был  выполнен  в  1976  г.  Топливо  —
 жидкое  газотурбинное  или  природный  газ.
В  связи  с  предполагавшейся  сложностью  ос¬
воения  высокого  уровня  начальной  температу¬
ры  газа  перед  турбиной,  при  проектировании
ГТЭ-150  было  запланировано  ее  освоение  в
три  этапа:
 1) 	начальная  температура  газа  перед  тур¬
биной  950  °С,  мощность  128  МВт,  КПД  30,5%
(1981-1983  гг.);
 2) 	температура  перед  турбиной  1100  °С,
мощность  157,6  МВт  и  КПД  31%  (1984-1985  гг.);
 3) 	начальная  температура  газа  1250  °С,
мощность  184  МВт,  КПД  32,6%  (1986-1987  гг.).
 Головной  образец  ГТЭ-150  с  характери¬
стиками,  соответствующими  первому  этапу
освоения,  установлен  на  ГРЭС-3  Мосэнерго  в
1990  г.  (станционный  №  4).  В  конце  1996  г.
смонтирована  вторая  ГТЭ-150  (станционный
№  5).  Сведения  по  наработке,  количестве  пус¬
ков,  выработанной  электроэнергии  и  макси¬
мальной  мощности  этих  ГТУ  за  время  их  экс¬
плуатации  на  ГРЭС-3  по  состоянию  на  вторую
половину  1997  г.  приведены  в  табл.  3.2.5.  Мак¬
симальная  мощность  в  140  МВт  при  испыта¬
ниях  ГТЭ-150  была  достигнута  при  температу¬
ре  наружного  воздуха  —19  °С  (при  этом  расход
воздуха  в  цикле  составил  671  кг/с,  степень  по¬
вышения  давления  в  компрессоре  13,5,  ба¬
лансная  температура  газа  перед  турбиной
994  °С)  при  КПД  29,3%.
 Переход  к  параметрам  второго  этапа
(1100  °С)  осуществлен  после  замены  лопаточ¬
ных  аппаратов  турбины  и  модернизации  ком¬
прессора.  Эта  ГТУ  в  1998-1999  гг.  прошла  ис¬
пытания,  в  процессе  которых  достигнута  мощ¬
ность  около  160  МВт.  Затем  она  была  переда¬
на  в  опытную,  а  затем  и  в  промышленную  экс¬
плуатацию.  Проблема  достижения  надежной
работы  при  параметрах  второго  этапа  тем  не
менее  в  настоящее  время  остается  нерешен-
 Рис.  3.2.24.  Установка  ГТЭ-150

594
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 3.2.5.  Характеристика  ГТУ  ГТЭ-150  при  работе
на  ГРЭС-3  Мосэнерго
 Показатели
 №  4
 №  5
 Общее  число  пусков
 276
 71
 С  набором  нагрузки
 116
 11
 Общая  наработка,  ч
 382
 66,3
 Под  нагрузкой,  ч
 210
 29,8
 Суммарная  выработка  элек¬
троэнергии,  млн  кВт  ч
 15,116
 2,488
 Максимальная  нагрузка,
МВт
 121
 140
 ной.  По  своему  техническому  уровню  ГТЭ-150
отстает  от  мирового  уровня  развития  устано¬
вок  не  менее  чем  на  10—15  лет.
 Установка  ГТ-100-ЗМ  (ГТ-100-750)  мо¬
рально  устарела  и  снята  с  производства.  ОАО
«НПО  ЦКТИ»  и  АО  «ЛМЗ»  работали  над  ко¬
ренной  модернизацией  этих  ГТУ,  находящих¬
ся  в  эксплуатации  в  ГТЗ-140,  с  исключением
второго  подогрева  газа  при  расширении
(КСНД)  и  повышением  начальной  температу¬
ры  газа  перед  ТВД,  что  позволило  бы  повы¬
сить  мощность  до  120...  140  МВт  и  КПД  до
 33...36%.  Однако  РАО  «ЕЭС  России»  в  1995  г.
отказалось  от  такой  модернизации.
 Технический  проект  установки  ГТЭ-65
выполнен  ОАО  «ЛМЗ»  в  2004  г.  (рис.  3.2.25).
 ГТУ  —  одновальная,  с  приводом  электрогене¬
ратора  через  понижающий  редуктор  с  переда¬
точным  отношением  1,81:1.  Осевой  шестнадца¬
тиступенчатый  компрессор  создан  на  базе  мо¬
дели  четырнадцатиступенчатого  осевого  ком¬
прессора  ГТЭ-150  по  варианту  ЦКТИ-ЦИАМ  с
двумя  дополнительными  ступенями  на  выходе.
Камера  сгорания  на  двух  видах  топлива,  труб¬
чатого  типа  состоит  из  десяти  одинаковых  мо¬
дулей,  каждый  из  которых  имеет  одну  пилот¬
ную  горелку  и  шесть  гомогенных  модулей,
двухстенную  жаровую  трубу  и  систему  зажига¬
ния.  Камера  спроектирована  на  основе
ГТЭ-180.  Четырехступенчатая  турбина  установ¬
ки  имеет  охлаждаемые  сопловые  аппараты  пер¬
вой  —  четвертой  ступеней,  а  также  рабочие  ло¬
патки  первой  —  третьей  ступеней,  так  как  тем¬
пература  газа  перед  турбиной  составляет
1411  °С  в  пиковом  режиме.  Суммарный  расход
воздуха  на  охлаждение  составляет  23,9%.  Время
пуска  ГТУ  —  20  мин  до  принятия  номинальной
нагрузки  (в  аварийном  режиме  —  9,5  мин).  Так
как  установка  ГТЭ-65  имеет  высокую  темпера¬
туру  уходящих  газов,  наиболее  целесообразно
ее  применение  в  составе  ПГУ  различных  схем.
В  этом  случае  для  поддержания  температуры  на
выходе  из  турбины  при  низких  температурах
наружного  воздуха  предусмотрен  поворотный
направляющий  аппарат  компрессора.
 Установка  ГТЭ-160  выпускается  ОАО
«ЛМЗ»  по  лицензии  фирмы  Сименс  (ГТУ
У94.2).  Сначала  для  ее  производства  было  уч¬
реждено  совместное  предприятие  «Интертур-
 Рис.  3.2.25.  Установка  ГТЭ-65:
 1  —  компрессор;  2  —  камера  сгорания;  3  —  газовая  турбина

ОТЕЧЕСТВЕННЫЕ  СТАЦИОНАРНЫЕ  ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ  ГТУ
 595
 Рис.  3.2.26.  Установка  ГТЭ-160
 бо»,  которое  собирало  установки  из  узлов  и
деталей,  изготовляемых  как  фирмой  Сименс,
так  и  ОАО  «ЛМЗ».  Первые  четыре  агрегата
ГТЭ-160  были  собраны  в  1993—1995  гг.
В  2000  г.  ОАО  «ЛМЗ»  приобрел  лицензию  на
производство  ГТЭ-160.
 Конструктивно  эта  установка  (одноваль-
ная,  простейшей  тепловой  схемы)  близка  к
ГТУ  ГТЭ-150,  но  отличается  от  нее  двухопор¬
ным  ротором  турбогруппы  (семнадцатисту¬
пенчатый  компрессор  и  четырехступенчатая
турбина)  и  двумя  выносными  камерами  сгора¬
ния,  расположенными  вертикально,  симмет¬
рично  справа  и  слева  от  турбогруппы,  в  плос¬
кости,  проходящей  между  компрессором  и
турбиной  (рис.  3.2.26).  Установку  V94.2  в  оп¬
ределенной  мере  можно  считать  устаревшей
(по  своим  показателям  уже  не  соответствую¬
щей  среднему  мировому  уровню).  Однако  по
ресурсу,  надежности  и  отработанности  конст¬
рукции  она  существенно  опережает  установку
ГТЭ-150.
 Одновальная  энергетическая  установка
ГТГ-110  мощностью  110  МВт  на  начальную
 температуру  1210  °С  была  спроектирована  в
конце  80-х  годов  НПО  «Машпроект».  Голов¬
ная  ГТУ  изготовлена  в  ОАО  «НПО  Сатурн».
Эта  установка  создавалась  на  основе  опыта
разработки  судовых  ГТД,  и  по  техническим
характеристикам  (на  момент  проектирования)
не  уступала  лучшим  зарубежным  аналогам.  От
чисто  стационарных  ГТУ,  например  ГТЭ-150,
она  отличается  малыми  массогабаритными  по¬
казателями.  Установка  выполнена  одноваль-
ной  по  простейшей  тепловой  схеме
(рис.  3.2.27),  включает  пятнадцатиступенчатый
осевой  компрессор  7,  встроенную  противоточ-
ную  трубчато-кольцевую  камеру  сгорания  2  с
двадцатью  жаровыми  трубами  и  четырехсту¬
пенчатую  турбину  3  с  развитым  воздушным
охлаждением.  Ротор  турбогруппы  —  двухопор¬
ный  с  подшипниками  скольжения,  смазочная
система  —  циркуляционная,  под  давлением.
Масса  турбогруппы  в  1,5—2  раза  меньше,  чем  у
мировых  аналогов.
 Установка  транспортируется  единым  мо¬
дулем  в  сборе  на  раме  в  теплоизолирующем
контейнере.  Монтажные  работы  на  электро¬
станции  включают  только  установку  двигателя
на  фундаментную  раму,  центровку  и  подсое¬
динение  коммуникаций.  В  условиях  эксплуа¬
тации  возможна  замена  лопаток  всех  ступеней
компрессора  и  турбины,  балансировка  ротора,
замена  и  ремонт  подшипников.  Основное  топ¬
ливо  —  природный  газ  с  давлением  2,5  МПа,
резервное  —  жидкое  по  ГОСТ  305.  Расчетный
общий  ресурс  в  базовом  режиме  ГТУ  —
100  тыс.  ч,  ресурс  высокотемпературных  эле¬
ментов  меньше  (рабочих  лопаток  первой  и
второй  ступени  25  тыс.  ч,  сопловых  лопаток
первой  ступени  25  тыс.  ч,  рабочих  лопаток
третьей  ступени  50  тыс.  ч).
 В  России  в  настоящее  время  отсутствуют
серийно  выпускаемые  мощные  энергетиче¬
ские  стационарные  установки  собственных
разработок.  Филиал  ОАО  «Силовые  маши¬
ны»  —  «ЛМЗ»  (г.  Санкт-Петербург)  серийно
 Рис.  3.2.27.  Установка  ГТЭ-110

596
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 производит  ГТУ  ГТЭ-160  (см.  рис.  3.2.26).
Ближе  всего  к  серийному  выпуску  находится
ГТУ  ГТЭ-110  (см.  рис.  3.2.27)  разработки  и
производства  ГП  НПКГ  «Зоря  —  Машпроект»
(Украина)  и  ОАО  НПО  «Сатурн»,  второй  эк¬
земпляр  которой  находится  в  опытно-про¬
мышленной  эксплуатации.  Эта  установка
спроектирована  для  преимущественного  при¬
менения  в  составе  комбинированных  устано¬
вок  в  виде  дубль-блоков  мощностью  325  МВт
и  моноблоков  мощностью  170  МВт.  Первая
ПГУ-325  сооружена  на  Ивановской  ГРЭС.
 Совместным  предприятием  АВВ-«Нев-
ский»  (Альстом  Пауэр  —  «Невский»)  создано
несколько  ГТУ  GT  8С  мощностью  52,8  МВт.
Первая  ГТУ  ГТЭ-25У  выпущена  ЗАО  «Ураль¬
ский  турбинный  завод».  Из  стационарных  ГТУ
малой  мощности  серийно  производятся  реге¬
неративные  ГТУ  ГТЭ-009  собственной  разра¬
ботки  фирмы  «Энергомаш»  (ЮК)  Лимитед
(Великобритания).  Отличием  этого  произво¬
дителя  является  «ввод  под  ключ»  электростан¬
ции  на  базе  нескольких  ГТЭ-009  и  ГТЭ-009М
в  составе  ГТ-ТЭЦ  с  подключением  электро¬
станции  к  топливному  газу  и  с  системами  вы¬
дачи  электроэнергии  и  теплоты.
 Филиалом  ОАО  «Силовые  машины  —
ЛМЗ»  спроектированы  ГТУ  TJ-65  (см.
рис.  3.2.25)  и  ГТЭ-180.  Первая  из  них  находит¬
ся  в  стадии  изготовления  и  проведения  ком¬
плекса  исследований  по  ее  определяющим
элементам  на  моделях  (преимущественно  в
ОАО  «НПО  ЦКТИ»).  ГТЭ-65  по  своим  пара¬
метрам  приближается  к  зарубежным  ГТУ  (се¬
рии  «FA»),  широко  продаваемым  на  рынке  в
настоящее  время.  По  расчетным  данным  —
это  самая  современная  ГТУ  отечественной
разработки.  Установки  ГТЭ-65  и  ГТЭ-180
имеют  двухопорный  ротор.
 Конвертированные  ГТД  для  электро-  и
механического  привода  в  мощностном  ряду
 1,5...30  МВт  широко  предлагаются  на  отечест¬
венном  рынке,  и  некоторые  из  них  нашли
достаточно  широкое  применение,  в  первую
очередь,  в  качестве  привода  электрогенерато¬
ров  локальных  энергосистем  и  нагнетателей
природного  газа  магистральных  газопроводов,
а  также  для  закачки  газа  в  хранилища.  Их  кон¬
струкции  —  от  одновальных  (ОАО  «Пролетар¬
ский  завод»)  до  четырехвальных  (ГТЭ-25  на
базе  ГТД  НК-37  (ОАО  «СНТК  им.  Н.Д.  Куз¬
нецова»).  Характеристики  ряда  отечественных
ГТУ  и  конвертированных  ГТД  приведены  в
табл.  3.11.4.
 3.2.3. 	НОВЕЙШИЕ  СТАЦИОНАРНЫЕ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ  ГТУ
 За  последние  годы  резко  вырос  техниче¬
ский  уровень  зарубежных  ГТУ.  Если  в  1990  г.  на
мировом  рынке  лучшие  ГТУ  имели  КПД  в  авто¬
номном  цикле  34,5%,  а  в  цикле  комбинирован¬
ной  установки  50,8%  при  начальной  температу¬
ре  газа  1150  °С,  то  в  2001  г.  предложены  ГТУ  с
начальной  температурой  газа  1350...  1400  °С  и
КПД  39,5%  в  простом  автономном  цикле  и
 57...58%  в  цикле  бинарной  ПГУ  с  конденсаци¬
онной  паровой  турбиной.  Создаются  ГТУ  с  на¬
чальной  температурой  1500  °С  и  КПД  в  составе
ПГУ  58...60%.  Совершенствование  жаропроч¬
ных  никелевых  сплавов  и  литейных  технологий
позволяет  изготовлять  монокристаллические
крупногабаритные  лопатки  со  сложными  внут¬
ренними  трактами  для  охлаждения,  а  техноло¬
гия  нанесения  покрытий  —  защитить  поверхно¬
сти  лопаток  от  коррозии  и  создать  снаружи
ТБП.  Такие  лопатки  позволяют  при  примене¬
нии  замкнутого  парового  охлаждения  прораба¬
тывать  конструкции  с  более  высокой  начальной
температуры  газа  (до  1700  °С).
 Одновременно  с  повышением  экономич¬
ности  значительно  улучшены  и  экологические
показатели  установок.  Развитие  методов  сжи¬
гания  топлива  и  конструкций  камер  сгорания
обеспечило  снижение  выбросов  оксидов  азота
до  25  млн-1  при  работе  на  природном  газе,  ко¬
торый  в  основном  используется  в  ГТУ,  и  при¬
мерно  до  50  млн-1  на  жидком  топливе;  разра¬
ботаны  и  испытаны  высокотемпературные
ГТУ,  в  камерах  сгорания  которых  генерирует¬
ся  не  более  9  млн-1  NOx.  Небольшие  выбросы
получены  при  высокой  полноте  сгорания;
концентрации  СО  в  дымовых  газах  не  превы¬
шают  20...30  млн-1.
 Техническая  характеристика  новых  зару¬
бежных  ГТУ  приведена  в  табл.  3.2.6,  где  пред¬
ставлены  новые  стационарные  ГТУ  большой
мощности,  созданные  ведущими  зарубежными
газотурбостроительными  фирмами:  GG  —  Хи¬
тачи,  Сименс  —  Вестингауз,  АВВ  —  Алстом  и
Митцубиси.  В  этих  ГТУ  нашли  применение
новейшие  технологии:  монокристаллические
или  с  направленной  кристаллизацией  лопатки
наиболее  горячих  ступеней  турбин,  оптимиза¬
ция  профилей  лопаток  компрессоров  и  систем
охлаждения  турбин  на  основе  ЗО-проектиро-
вания,  а  также  сложная  схема  с  промежуточ¬
ным  подогревом  газа  при  расширении  в  тур¬
бине.  В  настоящее  время  они  определяют  тех¬
нический  уровень  в  своем  классе.

3.2.6.  Техническая  характеристика  ГТУ,  выпускаемых  ведущими  зарубежными  фирмами
 НОВЕЙШИЕ  СТАЦИОНАРНЫЕ  ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ  ГТУ
 597
 Фирма  Сименс—Вестингауз
 Фирма  АВ  В—Алстом
 GT13E2
 163,4/165,1
 35,3/35,7
 529,8/532,0
 15,0/14,6
 -/1190
 -/1160
 521/524
 3000
 330
 КА13Е2-2
 Показатели
 Мощность  ГТУ  (ба¬
зовая),  МВт
 КПД  (базовая),  %
 Расход  воздуха  на
входе  в  компрессор
ГТУ,  кг/с
 Степень  повыше¬
ния  давления  в  ГТУ
 Температура  газа
перед  турбиной  (пе¬
ред  сопловым  аппа¬
ратом  первой  ступе¬
ни),  °С
 Температура  газа
перед  турбиной  (пе¬
ред  рабочим  аппа¬
ратом  первой  ступе¬
ни),  °С
 Температура  газа  за
ГТУ,  °с
 Частота  вращения
ротора  турбины,
мин-1
 Масса,  т
 Тип  ПГУ
 КА24-2*2  КА24-1  КА26-2*2  КА26-1  GUD  1.94.2  GUD  GUD  GUD  GUD
 1S.94.2A  1S.64.3A  1S.84.3A  1S.943A
 	GT24* 	GT26* 	I  V94.2  V94.2A  V64.3A  V84.3A*2  V94.3A
 Редуктор
 (3600/3000)

Продолжение  табл.  3.2.6
 598
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 Фирма  Сименс—Вестингауз
 Фирма  АВВ—Алстом
 	.
 Показатели
 Мощность  ПГУ,
МВт
 КПД  ПГУ  (нетто),  %
 Показатели
 Мощность  ГТУ  (ба¬
зовая),  МВт
 КПД  ГТУ  (базовая),
 %
 Расход  воздуха  на
входе  в  компрессор
ГТУ,  кг/с
 Степень  повышения
давления  в  ГТУ
 Температура  газа
перед  турбиной  (пе¬
ред  сопловым  аппа¬
ратом  первой  ступе¬
ни),  °С
 Фирма  Мицубиси  Хэви  Индестриз
 M701F  M501G  M701G1/G2/
	 	G
 Фирма  GE—Хитачи
 MS9331(FA)  MS9351(FA)  MS7001G*2  MS9001G*2  MS7001H  MS9001H
 226,5/243,0 	250,4/255,6
 35,7/36,5  36,5/36,9/36,9
601,9/645,0 	645,0/623,7
 15,0/14,8 	15,4
 GT13E2  GT24*  GT26*
 		 I  			Г™
 V94.2  V94.2A  V64.3A  V84.3A*2  V94.3A

Окончание  табл.  3.2.6
 НОВЕЙШИЕ  СТАЦИОНАРНЫЕ  ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ  ГТУ
 599
 *  Две  ступени  подвода  теплоты  в  цикле  ГТУ.
 *2  Снята  с  производства.
 *3  ГТУ  не  предназначены  для  работы  в  автономном  режиме.
 *4  Вместе  с  электрогенератором.
 *5  На  жидком  топливе  с  впрыскиванием  воды  в  камеры  сгорания.
 Фирма  Мицубиси  Хэви  Индестриз
 Показатели
 Температура  газа
перед  турбиной  (пе¬
ред  рабочим  аппа¬
ратом  первой  ступе¬
ни),  °С
 Температура  газа  за
ГТУ,  °с
 Частота  вращения
ротора  турбины,
мин-1
 Масса,  т
 Выбросы  NOx
(не  более),  млн-1
 Тип  ПГУ
 Мощность  ПГУ,
МВт
 КПД  ПГУ  (нетто),  %
 MS9331(FA)  MS9351(FA)  MS7001G*2  MS9001G*2  MS7001H  MS9001H
 M701F  M501G  M701G1/G2/
	 	G
 25  (предва¬
рительно)
 S109H
 Фирма  GE-Хитачи

600
 Глава  3.2.  ЭТАПЫ  РАЗВИТИЯ  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИЯ
 Отмеченный  высокий  уровень  развития
ГТУ  обусловлен  конкуренцией  фирм-произво-
дителей,  ужесточением  законов  по  защите  ок¬
ружающей  среды,  а  также  активной  организа¬
ционной  и  финансовой  помощи  со  стороны
государства  и  корпоративных  средств  энерге¬
тических  фирм.
 Помимо  создания  новых  моделей  ГТУ
активно  модернизируются  производимые  аг¬
регаты  с  целью  повышения  их  технико-эконо¬
мических  и  эксплуатационных  характеристик.
 В  1994  г.  фирма  АВВ  представила  на
рынке  созданные  в  рамках  программы  ACS
(Advanced  Cycle  Systems)  новые  установки
GT24  и  GT26  мощностью  165  и  240  МВт  при
КПД  соответственно  37,5  и  37,8%  [92,  105].
В  составе  ПГУ  GT26  обеспечивает  общую
мощность  комбинированной  установки
365  МВт  при  КПД  58,5%  и  эмиссии  NOx  не
более  25  млн-1.  Установки  GT24  и  GT26  пол¬
ностью  газодинамически  подобны  (полное  мо¬
делирование)  и  отличаются  только  частотой
вращения  ротора: 	соответственно  3600  и
 3000  мин-1.  Первая  ГТУ  GT26  установлена
энергокомпанией  Баденверк  AG  (Германия)
на  угольной  ТЭС  для  конвертации  ее  в  ПГУ.
 Фирма  Сименс  существенно  модернизи¬
ровала  энергетические  ГТУ  V64-V94  и  пред¬
ставила  в  этом  же  году  новую  серию  «ЗА»  (из
трех  газодинамически  подобных  ГТУ):  V64.3A,
V84.3A  и  V94.3A.  На  испытаниях  ГТУ  V84.3A  в
Берлине  реально  получен  КПД  38%  при  рабо¬
те  на  газе  в  автономном  режиме.  В  это  же  вре¬
мя  принято  решение  о  поставке  трех  ГТУ
V94.3A  на  ТЭС  «Topado  do  Outeiro».  Эти  уста¬
новки  могут  обеспечить  КПД  комбинирован¬
ной  ПГУ,  равный  58%.  В  перспективе  предпо¬
лагается  дальнейшее  повышение  начальной
температуры  газа  в  ГТУ  этой  серии  до  1400  °С,
что  позволит  поднять  КПД  комбинированной
ПГУ  до  60%.
 Фирма  Вестингауз,  как  уже  отмечалось,
представила  разработанную  в  рамках  програм¬
мы  ATS  (Advanced  Turbine  Systems)  первую
ГТУ  новой  серии  «G»  —  W501G  на  частоту
60  Гц  с  паровым  охлаждением  элементов  ка¬
мер  сгорания  [93,  97].  Вторая  ГТУ  этой  серии
W701G2  имеет  такие  же  параметры,  но  при
частоте  50  Гц  (из-за  большего  расхода  газа)
развивает  мощность  более  300  МВт.  С  утили¬
зационным  паровым  контуром  трех  давлений
W501G  обеспечивает  КПД  58%.  Пар  для  охла¬
ждения  камер  сгорания  (менее  1%  расхода  че¬
рез  компрессор)  генерируется  в  котле-утили¬
 заторе  на  выходе  из  ГТУ.  Температура  уходя¬
щих  газов  за  ГТУ  достаточна  для  выработки  в
котле-утилизаторе  пара,  перегретого  до  макси¬
мальных  освоенных  в  паровых  энергоблоках
температур.
 Фирма  придерживается  эволюционной
концепции  внедрения  результатов  новых  раз¬
работок  в  свою  производственную  программу.
Многие  из  них  уже  использованы  в  ГТУ
W501G,  эксплуатация  которой  в  составе  ПГУ
начата  в  2001  г.
 Фирма  GE  на  Европейской  конференции
по  энергетике  в  1995  г.  представила  две  новые
серии  ГТУ  в  диапазоне  мощностей
 240...280  МВт  с  температурой  перед  рабочими
лопатками  турбины  около  1430  °С  при  базовой
нагрузке  по  условиям  ИСО  —  «G»  и  «Н»,  в  ка¬
ждую  из  которых  входят  по  две  ГТУ:  7001  на
частоту  60  Гц  и  9001  на  частоту  50  Гц.  В  этих
ГТУ  внедрены  разработки  фирмы,  выполнен¬
ные  в  рамках  программы  ATS.  ГТУ  серий  «G»
и  «Н»  конструктивно  аналогичны,  что  рассмот¬
рено  выше.  Осевой  восемнадцатиступенчатый
компрессор  смоделирован  в  масштабе  3:1  с
первого  каскада  компрессора  авиационного
ГТД  CF6-80C2  (этот  компрессор  используется
также  в  ГТУ  LM6000)  с  достройкой  четырьмя
ступенями  на  выходе  и  обеспечивает  высокую
степень  повышения  давления.  Лопатки  турби¬
ны  спроектированы  с  применением  трехмер¬
ных  методик  расчета  и  имеют  профиль  авиаци¬
онного  типа  и  керамические  ТБП.  Рабочие  ло¬
патки  первой  ступени  —  литые  монокристал-
лические,  а  второй,  третьей  и  четвертой  ступе¬
ней  —  литые  с  направленной  кристаллизацией.
Предварительный  уровень  NOx  для  ГТУ  9001Н
равен  25  млн-1  (на  газе  в  базовой  нагрузке),
предполагается  его  снижение,  а  для  ГТУ
7001Н  —  9  млн-1.  Сначала  была  выпущена  ГТУ
MS  9001Н  (полноразмерные  испытания  этой
ГТУ  по  программе  ATS  без  нагрузки  уже  про¬
ведены).  Затем  в  короткие  сроки  налажен  вы¬
пуск  установки  MS  7001Н.  Испытания  ее  го¬
ловного  образца  без  нагрузки  также  проведены
на  заводском  стенде.  Первые  две  ГТУ  предна¬
значены  для  эксплуатации  в  США  в  составе
ПГУ  по  схеме  2-1  мощностью  800  МВт.  Ранее
выпущенная  аналогичная  ГТУ  MS  9001Н,
предназначенная  для  систем  с  частотой  50  Гц,
введена  в  2002  г.  в  эксплуатацию  в  Великобри¬
тании  в  составе  ПГУ  мощностью  500  МВт  на
станции  Baglan  Enengi  Park  в  Уэльсе.  Лицен¬
зия  на  ГТУ  серии  «Н»  также  передана  фирме
Хитачи.

СХЕМЫ  СТАЦИОНАРНЫХ  ГТУ
 601
 Глава  3.3
 ТЕПЛОВЫЕ  И  КИНЕМАТИЧЕСКИЕ
СХЕМЫ  СТАЦИОНАРНЫХ  ГТУ
И  ИХ  ПОКАЗАТЕЛИ
 3.3.1. 	СХЕМЫ  СТАЦИОНАРНЫХ  ГТУ
 Тепловые  схемы  стационарных  ГТУ.  ГТУ
 представляет  собой  тепловой  двигатель,  в  ко¬
тором  происходит  преобразование  внутренней
энергии  газообразного  рабочего  тела  в  меха¬
ническую  работу  и  теплоту.  Величина  внут¬
ренней  энергии  газообразного  рабочего  тела
определяется  его  химическим  составом  и  фи¬
зическими  параметрами:  температурой  и  дав¬
лением.  Необходимый  уровень  внутренней
энергии  рабочего  тела  в  ГТУ  создают  компрес¬
сор,  повышающий  его  давление,  и  камера  сго¬
рания  (или  иной  нагреватель),  увеличивающая
его  температуру.  Преобразование  созданной
компрессором  и  камерой  сгорания  внутренней
энергии  рабочего  тела  в  полезную  механиче¬
скую  энергию  происходит  при  его  расшире¬
нии  в  турбине.
 В  ГТУ  простейшей  схемы  воздух  из  атмо¬
сферы  сжимается  компрессором  К,  подается  им
в  камеру  сгорания  КС,  в  которой  происходит
непрерывный  процесс  горения  топлива,  обра¬
зующиеся  продукты  сгорания  вместе  с  возду¬
хом  поступают  в  газовую  турбину  ГГ,  а  затем
выбрасываются  в  атмосферу  (рис.  3.3.1,  а).  Ме¬
ханическая  работа,  генерируемая  турбиной,
обеспечивает  привод  компрессора  и  внешнего
потребителя  П.  ГТУ,  выполненная  по  такой
схеме,  является  открытой  установкой  непре¬
рывного  горения  [76].
 Идеальный  (без  потерь)  термодинамиче¬
ский  цикл  ГТУ  непрерывного  горения,  назы¬
ваемый  циклом  Брайтона,  включает  изоэнтро-
пийный  процесс  сжатия  по  линии  12,  изобар¬
ный  процесс  нагрева  рабочего  тела  по  ли¬
нии  23  в  камере  сгорания,  изоэнтропийный
процесс  расширения  в  турбине  по  линии  34  и
изобарный  процесс  охлаждения  рабочего  тела
в  окружающей  среде  по  линии  41.
 В  ГТУ  прерывистого  горения  подвод  теп¬
лоты  осуществляется  при  постоянном  объеме
(изохорный  процесс,  рис.  3.3.1,  б).  Компрес¬
сор  К  заполняет  камеру  сгорания  воздухом  че¬
рез  клапан  1.  Затем  впрыскивается  топливо
через  клапан  2,  и  при  закрытых  клапанах  в  по¬
стоянном  объеме  происходят  его  воспламене¬
ние  и  сжигание,  повышаются  давление  рабо¬
чего  тела  и  его  температура.  Затем  открывает¬
 ся  газовый  клапан  3,  через  который  рабочее
тело  поступает  к  газовой  турбине  ГГ.  После
выпуска  газа  из  камеры  сгорания  клапан  за¬
крывается  и  цикл  повторяется.
 Идеальный  цикл  ГТУ  прерывистого  горе¬
ния  по  сравнению  с  установкой  непрерывного
горения  имеет  более  высокий  термический
КПД  и  большую  удельную  работу  при  одинако¬
вых  параметрах  рабочего  тела  перед  турбиной.
Однако  в  реальных  условиях  эти  достоинства,
как  правило,  не  реализуются  ввиду  низкого
КПД  газовой  турбины,  работающей  в  условиях
переменных  во  времени  параметров  газа.  Кро¬
ме  того,  такие  установки  имеют  более  сложную
конструкцию  камеры  сгорания  с  системой  кла¬
панов.  По  этим  причинам  ГТУ  со  сгоранием
при  постоянном  объеме  не  нашли  применения
в  качестве  промышленных  установок.
 В  ГТУ  с  регенерацией,  в  которой  теплота
отработавших  в  турбине  газов  используется
для  подогрева  воздуха,  поступающего  в  камеру
сгорания,  может  быть  сокращен  расход  топли¬
ва  и  повышена  экономичность.  Такую  уста¬
новку  снабжают  специальным  теплообменни¬
ком  Р  поверхностного  типа  (рис.  3.3.1,  в).
Площадь  его  теплопередающей  поверхности
определяет  степень  нагрева  воздуха,  и  при  ее
увеличении  температура  воздуха  приближается
к  температуре  газа  после  турбины.  Регенера¬
ция  является  эффективным  средством  повы¬
шения  КПД  установки  и  нашла  применение  в
современном  газотурбостроении.
 В  ГТУ  с  изотермическим  сжатием  и  рас¬
ширением  рабочего  тела  полезная  работа  опре¬
деляется  разностью  работы  расширения  газа  и
работы  сжатия  воздуха.  Для  повышения  удель¬
ной  полезной  работы  установки  необходимо
уменьшение  работы  сжатия  воздуха  или  повы¬
шение  работы  расширения  газа  либо  совмест¬
ное  применение  этих  мер,  что  достигается  за
счет  охлаждения  воздуха  при  его  сжатии  и  по¬
догрева  газа  при  его  расширении.
 Максимальный  эффект  обеспечивается
при  изотермическом  сжатии  и  расширении  ра¬
бочего  тела  ГТУ  (рис.  3.3.1,  г).  Полезная  рабо¬
та  установки  эквивалентна  площади  123'4'  и
существенно  больше  полезной  работы  ГТУ
простой  тепловой  схемы  (123'4).  Использова¬
ние  наряду  с  изотермическими  процессами
сжатия  и  расширения  изоэнтропийных  про¬
цессов  позволяет  приблизить  идеальный  цикл
ГТУ  к  циклу  Карно.  В  этом  случае  после  изо¬
термического  сжатия  по  линии  12'  осуществ¬
ляется  изоэнтропийное  сжатие  по  линии  22'

602
 Глава  3.3.  ТЕПЛОВЫЕ  И  КИНЕМАТИЧЕСКИЕ  СХЕМЫ  СТАЦИОНАРНЫХ  ГТУ
 Рис.  3.3.1.  Схемы  ГТУ  и  их  циклы  в  р  V-  и  7s-диаграммах:
 а  —  открытая  непрерывного  горения;  б  —  прерывистого  горения;  в  —  с  регенерацией;  г  —  с  изотер¬
мическим  сжатием  и  расширением  рабочего  тела;  д  —  с  двухступенчатым  и  промежуточным  охлаж¬
дением  при  сжатии  и  подогревом  при  расширении
 до  давления  р2,  при  котором  температура  ра¬
бочего  тела  повышается  в  камере  сгорания  до
значения  Г3.  Изотермический  процесс  расши¬
рения  заканчивается  при  изобаре  р'2,  а  затем
следует  изоэнтропийное  расширение  до  изоба¬
ры  pv  Рассмотренный  цикл  называют  карно-
тизированным  циклом  ГТУ  [84].
 В  реальных  установках  осуществить  изо¬
термический  процесс  сжатия  и  расширения
весьма  сложно,  поэтому  на  практике  находят
применение  ступенчатое  охлаждение  при  сжа¬
тии  и  подогрев  при  расширении  (рис.  3.3.1,  д).
В  таких  ГТУ  для  повышения  давления  преду¬
сматривается  несколько  компрессоров  КНД,

СХЕМЫ  СТАЦИОНАРНЫХ  ГТУ
 603
 КСД,  КВД  (соответственно  низкого,  среднего  и
высокого  давления),  между  которыми  распола¬
гаются  охладители  воздуха,  а  расширение  рабо¬
чего  тела  происходит  в  нескольких  турбинах
ТВД  и  ТНД,  перед  которыми  устанавливаются
камеры  сгорания:  соответственно  КС  В  и  КСН.
 Различные  циклы  ГТУ,  методы  их  расче¬
та  и  условия  эффективного  применения  под¬
робно  изложены  в  литературных  источни¬
ках  [53,  76].
 Кинематические  схемы  стационарных  ГТУ.
В  табл.  3.3.1  приведена  удобная  классифика¬
ция  и  обозначения  конструктивных  схем  ГТУ
[57].  Установки  отличаются:
 числом  валов  —  одновальные  1,  двухваль-
ные  2  и  трехвальные  3\
 механическим  соединением  узлов  —  бло¬
кированные  Б  (с  турбиной  нагрузки,  соеди¬
ненной  с  компрессором)  и  со  свободной  тур¬
биной  нагрузки;
 присоединением  нагрузки  в  многоваль-
ных  установках  —  с  валом  турбины  низкого
давления  Н,  турбины  среднего  давления  С  или
турбины  высокого  давления  В;
 соединением  компрессоров  и  турбин
многовальных  ГТУ  —  по  прямой  схеме,  когда
на  одном  валу  работают  агрегаты  низкого  дав¬
ления,  а  на  другом  —  высокого  давления,  и  по
перекрестной  X,  когда  компрессор  низкого
давления  объединен  валом  с  ТВД,  а  компрес¬
сор  высокого  давления  —  с  валом  ТНД;
 наличем  дополнительных  агрегатов
ГТУ  —  регенератора  Р,  промежуточного  холо¬
дильника  О,  промежуточного  подогревателя  П
(камеры  сгорания)  с  индексами  внизу,  указы¬
вающими  число  агрегатов.
 По  международным  стандартам  И  СО
классификация  типовых  конструктивных  схем
ГТУ  следующая:
 схема  1  —  одновальная  ГТУ  простого
цикла  с  возможной  разбивкой  компрессорной
группы  на  две-три  ступени  сжатия;
 схема  2  —  одновальная  ГТУ  с  регенераци¬
ей  теплоты  уходящих  газов  и  возможной  раз¬
бивкой  компрессорной  группы  с  включением
одного-двух  промежуточных  охладителей;
 схема  3  —  двухвальная  ГТУ  с  разрезным
валом,  свободной  силовой  турбиной  (для  при¬
вода  полезной  нагрузки)  и  устройством  для
подготовки  рабочего  тела  (газогенератором).
Газогенератор  может  состоять  из  одного  или
нескольких  компрессоров  для  сжатия  рабочего
тела,  устройства  для  его  подогрева  (камеры
сгорания  или  «горячего»  теплообменника)  и
 одной  или  нескольких  турбин,  используемых
для  привода  компрессоров.
 В  зависимости  от  конструктивной  схемы
газогенератора  возможны  варианты  этой  схемы:
схемы  За  —  газогенератор  выполнен  по
простой  конструктивной  схеме;
 схема  36  —  рабочее  тело  подогревается  в
специальном  («горячем»)  теплообменнике  за
счет  передачи  теплоты  от  внешнего  источни¬
ка;
 схемаЗв  —  газогенератор  кроме  перечис¬
ленных  элементов  включает  регенератор;
 схема  Зг  —  газогенератор  выполнен  в  ви¬
де  двухвального  турбокомпрессорного  блока,  в
котором  каждый  из  компрессоров  приводится
во  вращение  самостоятельной  турбиной,  а
внешний  потребитель  является  силовой  турби¬
ной;
 схема  4  —  двухвальная  ГТУ  с  блокиро¬
ванной  силовой  турбиной  и  свободным  турбо¬
компрессорным  валом;
 схема  5  —  одновальный  или  двухвальный
(с  разрезным  валом  и  отдельной  силовой  тур¬
биной)  газотурбокомпрессорный  агрегат  с  ис¬
пользованием  энергетического  потенциала,  от¬
бираемого  для  производственных  нужд  рабоче¬
го  тела  (сжатого  воздуха  или  горячего  газа).
 Наибольшее  распространение  в  стацио¬
нарных  ГТУ  (как  эксплуатируемых,  так  и  про¬
ектируемых)  получили  типовые  конструктив¬
ные  схемы  1  и  3.
 Максимальная  единичная  (полезная)
мощность  энергетических  ГТУ  составляет
375  МВт  при  работе  в  базовом  режиме.  Воз¬
можно  ее  увеличение  в  перспективе  свыше
380  МВт  за  счет  соответствующего  повышения
начальной  температуры  газа  и  расхода  воздуха.
Для  приводных  ГТУ  единичные  мощности  аг¬
регатов  меньше:  6...25  МВт.  Наибольшие  зна¬
чения  КПД  эксплуатируемых  стационарных
ГТУ  достигают  38...40%.
 В  перспективе  следует  ожидать  дальнейшего
увеличения  экономичности.
 Экономичность  ГТУ  на  расчетном  режи¬
ме  зависит  от  сложности  термодинамического
цикла,  параметров  рабочего  тела  и  КПД  узлов.
Число  валов  и  расположение  по  газовому
тракту  свободной  турбины  нагрузки  практиче¬
ски  не  влияют  на  экономичность  ГТУ  на  рас¬
четном  режиме.  Это  влияние  проявляется  че¬
рез  зависимость  КПД  узлов  от  их  быстроход¬
ности  и  размеров  проточных  частей,  которые  в
свою  очередь  связаны  с  частотой  вращения  и
местом  компоновки  узлов  в  ГТУ.

3.3.1.  Классификация  конструктивных  схем  стационарных  газотурбинных  установок  [57]
 604
 Глава  3.3.  ТЕПЛОВЫЕ  И  КИНЕМАТИЧЕСКИЕ  СХЕМЫ  СТАЦИОНАРНЫХ  ГТУ
 Трехвальные
 Двухвальные
 со  свободной
турбиной
 блокированные
 перекрестные
 прямые
 со  свободной
турбиной
 перекрестные
 блокированные
 Одновальные
 (блокированные)
 прямые

КАРНОТИЗАЦИЯ  ЦИКЛА  ГТУ
 605
 В  отличие  от  расчетного  режима  эконо¬
мичность  ГТУ  на  переменных  режимах  в  зна¬
чительной  степени  определяется  компоновкой
и  характеристикой  узлов,  включая  нагрузку,  и
зависит  от  программы  регулирования.
 3.3.2. 	КАРНОТИЗАЦИЯ  ЦИКЛА  ГТУ
 Проблема  повышения  начальной  темпе¬
ратуры  газа  перед  турбиной  для  простейшей
схемы  наряду  с  достижением  высоких  КПД
турбомашин  является  одной  из  основных,  по¬
скольку  эта  температура  определяет  и  удельную
мощность,  и  экономичность  двигателя.  Расчет¬
ные  оценки  экономичности  ГТУ  простейшей
схемы  показывают,  что  при  степени  повыше¬
ния  давления  в  компрессоре  л:к  =  6,3...  10  и  со¬
временных  уровнях  КПД  турбомашин  требует¬
ся  начальная  температура  цикла  не  менее
 400...480  °С  для  получения  положительной  ра¬
боты  и  не  менее  580...630  °С  для  достижения
экономичности  установки  на  уровне  20%.
 Развитию  ГТУ  простейшей  схемы  спо¬
собствовало  развитие  авиационных  ГТД.  На
повышение  начальной  температуры  газа  перед
турбиной  ГТД  были  направлены  максималь¬
ные  усилия,  поскольку  ее  значение  определя¬
ло  не  только  экономичность  двигателя,  но  и
его  удельную  мощность  (на  единицу  расхода
рабочего  тела,  а  следовательно,  на  единицу
массы  ГТД).
 В  стационарной  энергетике  повышение  те¬
пловой  экономичности  ГТУ,  конкурирующих  с
более  экономичными  ДВС  и  ПТУ,  в  условиях
отсутствия  жестких  требований  к  удельной
мощности  имело  принципиальное  значение.  Ре¬
шение  этой  проблемы  повышением  температу¬
ры  газов  перед  турбиной  в  рамках  простейшей
схемы  в  ГТУ  для  стационарной  энергетики  ос¬
ложнялось  требованием  обеспечения  большого
ресурса  (не  менее  50...  100  тыс.  ч),  что  радикаль¬
но  меняло  требования  к  материалам  и  допускае¬
мым  напряжениям  теплонапряженных  деталей
ГТУ.  В  результате,  до  70-х  годов  начальная  тем¬
пература  газа  в  ГТУ  не  превышала  750...800  °С.
В  этих  условиях  для  достижения  требуемой  эко¬
номичности  по  необходимости  выбирался  дру¬
гой  путь  —  усложнение  тепловой  схемы,  при
реализации  которого  установка  стала  многоагре¬
гатной,  с  большим  количеством  теплообменных
аппаратов  и  в  значительной  мере  потеряла  свое
главное  преимущество  —  простоту.
 Сложные  схемы  применяли  для  судовых
и  стационарных  установок  многие  зарубеж¬
 ные  газотурбостроительные  фирмы.  В  то  же
время  ряд  зарубежных  фирм,  в  первую  оче¬
редь  Дженерал  Электрик,  создавали  ГТУ  ис¬
ключительно  по  простейшей  схеме,  постепен¬
но,  по  мере  накопления  реального  опыта,  по¬
вышая  в  них  параметры  цикла  и,  следователь¬
но,  показатели  мощности  и  тепловой  эконо¬
мичности.  По  мере  роста  освоенной  началь¬
ной  температуры  газа  за  счет  совершенство¬
вания  систем  охлаждения  газовых  турбин  и
достижений  в  создании  жаростойких  и  жаро¬
прочных  сплавов  выше  850...900  °С  практиче¬
ски  все  зарубежные  фирмы  вернулись  к  при¬
менению  простейшей  схемы  и  для  стационар¬
ных  энергетических  ГТУ.  Этому  способство¬
вала  также  переориентация  с  автономного
применения  энергетических  ГТУ  на  их  ис¬
пользование  в  составе  ПГУ.  Автономные  ГТУ
стали  предназначаться  только  для  покрытия
пиковых  нагрузок  с  малым  числом  часов  ра¬
боты.  Таким  образом,  с  начала  70-х  годов  до
настоящего  времени  простейшая  схема  стала
доминирующей  в  энергетическом  газотурбо-
строении.  Исключение  составляет  крайне  ог¬
раниченное  количество  моделей  регенератив¬
ных  ГТУ,  в  основном  в  классе  малых  мощно¬
стей  (до  20  МВт),  предназначенных  для  рабо¬
ты  в  качестве  механического  привода,  а  также
ГТУ  типа  MS  100  с  промежуточным  охлажде¬
нием  воздуха  и  новые  серийные  ГТУ  фирмы
ABB  GT24  и  GT26  с  промежуточным  подог¬
ревом  при  расширении.
 На  первом  этапе  развития  отечественного
стационарного  газотурбостроения  (до  1970  г.)
был  создан  ряд  энергетических  ГТУ  сложных
тепловых  схем  и  оригинальных  конструкций,
включая  самую  мощную  для  того  времени  ус¬
тановку  ГТ-100  ЛМЗ.  В  связи  с  общим  изме¬
нением  взглядов  на  использование  ГТУ  в
энергетике  и  ориентацией  на  освоение  эффек¬
тивных  систем  охлаждения  и  высоких  началь¬
ных  температур  газа  в  отечественном  газотур-
бостроении  также  произошел  переход  к  разра¬
ботке  ГТУ  простейшей  тепловой  схемы.  Целе¬
сообразность  этого  перехода  была  поддержана
и  обоснована  рядом  выполненных  в  то  время
научно-исследовательских  и  технико-эконо-
мических  работ.  В  частности,  до  сих  пор  опре¬
деленный  интерес  представляют  исследования
ОАО  «НПО  ЦКТИ»,  проведенные  в  1976  г.,  по
выбору  оптимальных,  с  точки  зрения  макси¬
мального  экономического  эффекта  по  энерго¬
системе  в  целом,  параметров  цикла  ГТУ  про¬
стейшей  тепловой  схемы  [15].  ОАО  «НПО

606
 Глава  3.3.  ТЕПЛОВЫЕ  И  КИНЕМАТИЧЕСКИЕ  СХЕМЫ  СТАЦИОНАРНЫХ  ГТУ
 ЛМЗ»  приступил  к  созданию  установки
ГТЭ-150,  в  которой  планировалось  поэтапное
повышение  начальной  температуры  газа  от  950
до  1250  °С,  освоение  которой  (с  температурой
1100  °С)  затянулось  до  конца  90-х  годов.
 Ведущие  зарубежные  газотурбостроитель¬
ные  фирмы  к  середине  90-х  годов  освоили  вы¬
сокие  начальные  температуры  газа  в  стацио¬
нарных  энергетических  ГТУ  простейшей  схе¬
мы:  1400  °С  перед  сопловым  аппаратом  пер¬
вой  ступени  турбины  в  серийных  ГТУ  мощно¬
стью  240  МВт  (п  =  3000  мин-1)  с  КПД  в  авто¬
номном  режиме  38%,  а  в  составе  ПГУ  пример¬
но  57%;  1500  °С  в  подготавливаемых  к  произ¬
водству  мощностью  280...300  МВт,  соответст¬
венно  39  и  58%.  При  переходе  от  воздушного  к
паровому  охлаждению  лопаточных  аппаратов
турбин  КПД  установки  в  составе  ПГУ  увели¬
чивается  до  60%.  Аналогичный  уровень  КПД
достигают  ПГУ  с  усовершенствованным  воз¬
душным  охлаждением  газовой  турбины  (фир¬
мы  Сименс).
 Однако  эффективность  дальнейшего  по¬
вышения  начальной  температуры  газа  для  рос¬
та  КПД  становится  более  проблематичной.
При  температурах  более  1250...  1350  °С  тепло¬
вая  эффективность  ГТУ  простейшего  цикла
зависит  от  степени  повышения  давления  в
цикле  и  эффективности  системы  охлаждения.
Реально  достижимая  степень  повышения  дав¬
ления  ограничена  для  однокорпусных  ком¬
прессоров  значениями  пк  =  18...20  (для  ГТУ
большой  мощности  7iK  =  30),  а  для  многокор¬
пусных  (и  многовальных)  компрессоров  без
промежуточного  охлаждения  пк  =  30...35.  Эти
значения  пк  уже  практически  достигнуты  в  су¬
ществующих  конструкциях  авиационных  ГТД
и  стационарных  ГТУ.  Дальнейший  подъем
экономичности  ГТУ  простейшей  схемы  при
начальной  температуре  больше  1300...  1500  °С
возможен  за  счет  существенного  повышения
эффективности  систем  охлаждения.  Приме¬
няемые  в  настоящее  время  открытые  системы
воздушного  охлаждения  являются  весьма  эф¬
фективными.  Дальнейшее  совершенствование
охлаждения  может  быть  связано  с  переходом
на  паровое  охлаждение,  которое  значительно
эффективнее  воздушного,  особенно  в  случае
полезного  использования  отведенной  от  охла¬
ждаемых  элементов  ГТУ  теплоты,  например  в
паротурбинном  цикле.
 Усложнение  тепловой  схемы  всегда  на¬
правлено  на  улучшение  цикла,  т.е.  на  его  кар-
нотизацию.  При  этом  можно  выделить  два  на¬
 правления  карнотизации  в  зависимости  от  то¬
го,  какой  цикл  Карно  используется  в  качестве
образцового:
 1) 	обобщенный  цикл  Карно  (изотермиче¬
ское  сжатие/расширение,  эквидистантный
подвод/отвод  теплоты  с  полной  его  регенера¬
цией);
 2) 	классический  цикл  Карно  (изоэнтро-
пийное  сжатие/расширение,  изотермический
подвод/отвод  теплоты).
 На  первом  направлении  карнотизации
традиционно  использовались  регенерация  и
промежуточное  охлаждение  циклового  воздуха
при  сжатии,  а  также  промежуточный  подогрев
газа  при  расширении.
 Регенеративные  ГТУ  создавались  многи¬
ми  фирмами  и  продемонстрировали  при  отно¬
сительно  невысоких  начальных  температурах
(примерно  до  950  °С)  КПД  до  36%,  т.е.  при
том  же  температурном  уровне  обеспечили  по
сравнению  с  простейшими  ГТУ  экономию  то¬
плива  до  20%.  Однако  регенерация  в  ГТУ  не
нашла  широкого  применения  в  первую  оче¬
редь  потому,  что  использование  теплообмен-
ника-регенератора  в  составе  установки  ухуд¬
шает  ее  надежность  и  массогабаритные  пока¬
затели.  При  более  высоких  начальных  темпе¬
ратурах  газа  в  цикле  эффект  от  применения
регенератора  снижается  из-за  ограничений  его
рабочей  температуры  (по  условиям  жаростой¬
кости,  прочности  и  термоэластичности).
 Применение  многократного  промежуточ¬
ного  охлаждения  циклового  воздуха  в  процес¬
се  сжатия  и  промежуточного  подогрева  газа  в
процессе  его  расширения  приближает  процес¬
сы  сжатия  и  расширения  к  изотермическим.
При  одновременном  использовании  регенера¬
ции  можно  получить  цикл,  очень  близкий  к
обобщенному  циклу  Карно.  Установки  подоб¬
ного  типа  не  были  реализованы  вследствие
потери  преимуществ  ГТУ  (в  первую  очередь
простоты  и  надежности)  при  чрезмерном  ус¬
ложнении  тепловой  схемы.  Однако  схема  с  ре¬
генерацией  и  промежуточным  охлаждением
оказалась  эффективной  для  судовых  и  газопе¬
рекачивающих  ГТУ,  благодаря,  в  основном,
хорошим  характеристикам  работы  на  частич¬
ных  нагрузках.  КПД  установки  такой  схемы,
например  WR21  ICR,  достигает  43%.
 Второе  направление  карнотизации  нашло
свое  воплощение  в  создании  разнообразных
установок  комбинированного  цикла.  Комби¬
нирование  газотурбинного  цикла  1  с  имею¬
щим  близкую  к  треугольной  форму  паровым

ПОКАЗАТЕЛИ  ГТУ  РАЗЛИЧНЫХ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 607
 циклом  Ренкина  2  приводит  к  более  полному
заполнению  правого  нижнего  угла  (рис.  3.3.2).
Комбинированные  ПГУ  в  настоящее  время
рассматриваются  в  качестве  основного  на¬
правления  применения  газотурбинных  техно¬
логий  в  стационарной  энергетике.  При  на¬
чальной  температуре  в  газовом  цикле  на  уров¬
не  1400  °С  комбинированные  установки  типа
STAG  (генерируемый  в  паровом  котле  пар
расширяется  в  отдельной  паровой  турбине)
имеют  КПД  до  58%,  а  типа  STIG  (генерируе¬
мый  в  котле  пар  расширяется  вместе  с  газом  в
газовой  турбине)  —  КПД  42%  [44].
 Дальнейшее  развитие  ПГУ  возможно  в
основном  за  счет  совершенствования  входя¬
щих  в  их  состав  ГТУ,  так  как  паровая  часть  с
точки  зрения  термодинамики  уже  достигла
своей  максимальной  экономичности.  Из
75-диаграммы  цикла  типа  STAG  следует,  что
дальнейшая  карнотизация  циклов  1  и  2  может
заключаться  в  заполнении  левого  верхнего  уг¬
ла,  что  может  быть  достигнуто  повышением
верхнего  давления  в  газотурбинном  цикле.
Однако  происходящие  при  этом  увеличение
потерь  от  необратимости  процессов  сжа¬
тия-расширения  в  ГТУ  и  ухудшение  КПД  па¬
рового  цикла  ввиду  снижения  температуры  за
ГТУ  ограничивают  эффективность  этого  спо¬
соба.  Сочетая  увеличение  степени  повыше¬
ния  давления  в  ГТУ  с  введением  в  ее  схему
промежуточного  подогрева  газа  при  расшире¬
нии,  основной  цикл  1  и  2  можно  надстроить
дополнительным  циклом  3  с  КПД  примерно
100%,  поскольку  вся  отводимая  в  цикле  теп¬
лота  полностью  используется  в  основном
цикле.
 Применение  промежуточного  охлажде¬
ния  в  схеме  ГТУ  также  может  быть  эффектив¬
но  с  позиции  совершенствования  ПГУ.  В  этом
 Рис.  3.3.2.  Ts-диаграмма  карнотизации  цикла
Брайтона  (типа  STAG)
 случае  основной  цикл  надстраивается  допол¬
нительным  циклом  4,  КПД  которого  достаточ¬
но  высок  и  может  превышать  60%  при  степени
повышения  давления  после  промежуточного
охлаждения  воздуха  пк  >  12...  14,  что  вполне
реально  обеспечить  при  общей  степени  повы¬
шения  давления  в  цикле  ГТУ  кк  >  18...20.
 Глава  3.4
 ПОКАЗАТЕЛИ  СТАЦИОНАРНЫХ
УСТАНОВОК  РАЗЛИЧНЫХ
ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 3.4.1. 	ПОКАЗАТЕЛИ  ГТУ  РАЗЛИЧНЫХ
ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 В  ОАО  «НПО  ЦКТИ»  были  выполнены
расчетные  исследования  показателей  различ¬
ных  тепловых  схем  стационарных  ГТУ  при  из¬
менении  температуры  газа  за  камерой  сгора¬
ния  от  1100  до  1700  °С  [45].  В  качестве  базо¬
вых  приняты  характеристики  одной  из  наибо¬
лее  совершенных  в  настоящее  время  ГТУ  типа
V94.3A  фирмы  Сименс  —  Вестингауз  с  откры¬
той  воздушной  системой  охлаждения  газовой
турбины.  Суммарные  относительные  расходы
охлаждающего  воздуха  в  ГТУ  для  различных
температур  газа  приняты  по  аналогии  с  суще¬
ствующими  зарубежными  установками  с  тем¬
пературой  газа  за  камерами  сгорания  до
1500  °С  и  линейной  экстраполяцией  для  более
высоких  температур.  При  изменении  степени
повышения  давления  расходы  охладителя  кор¬
ректировались  в  соответствии  с  изменением
температуры  воздуха  за  компрессором  (так  как
кондиционирование  охлаждающего  воздуха  не
предполагалось),  числа  ступеней  турбины  и
теплоперепадов  на  них  (числа  охлаждаемых
венцов).  Количество  ступеней  турбины  опре¬
делялось  исходя  их  условия  поддержания  мак¬
симального  числа  М  =  0,8...1,1  в  ее  лопаточ¬
ных  венцах.  Для  всех  расчетных  точек  приня¬
ты  следующие  общие  исходные  данные:
 параметры  атмосферы  —  по  условиям
ИСО  (т.е.  0,1013  МПа  и  +15  °С);
 топливо  —  природный  газ  (чистый  ме¬
тан)  с  температурой  +35  °С;
 потери  полного  давления  на  входе  в  ком¬
прессор  (в  КВОУ)  1  кПа;
 потери  полного  давления  в  выходном
тракте  за  ГТУ  0,5  кПа;
 затраты  мощности  на  привод  вспомога¬
тельных  устройств  0,006  мощности  ГТУ;

608  Глава  3.4.  ПОКАЗАТЕЛИ  СТАЦИОНАРНЫХ  УСТАНОВОК  РАЗЛИЧНЫХ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 потери  теплоты  во  внешнюю  среду  0,005
подвода  теплоты  в  камере  сгорания;
 механические  КПД  компрессора  и  турби¬
ны  0,997;
 политропный  КПД  компрессора  0,915;
КПД  ступени  турбины  (без  учета  потерь
от  охлаждения)  0,921;
 относительные  потери  полного  давления
в  камере  сгорания  0,025;
 химический  КПД  камеры  сгорания  1;
КПД  диффузора  турбины  0,7;
удельная  работа  и  КПД  ГТУ  (рис.  3.4.1).
ГТУ  простой  тепловой  схемы.  В  ГТУ  про¬
стого  цикла  с  открытой  воздушной  системой
охлаждения  турбины  повышение  начальной
температуры  газа  с  1100  до  1500  °С  при  степе¬
нях  повышения  давления  в  цикле  7с  <  22  при¬
водит  к  увеличению  ее  КПД  (рис.  3.4.1,  а).
Рост  КПД  происходит  также  при  степенях
повышения  давления,  близких  к  оптимуму  по
КПД.  При  этом  существенно  возрастает
удельная  работа  ГТУ.  Дальнейшее  повыше¬
ние  начальной  температуры  от  1500  до
1700  °С  при  всех  степенях  повышения  давле¬
ния  приводит  к  незначительному  росту  удель¬
ной  работы.
 Максимально  достижимый  уровень  КПД
в  установке  простого  типа  незначительно  пре¬
вышает  41%  при  начальной  температуре  газа
 1300...  1500  °С  и  л  >  28...30  даже  при  весьма
эффективных  проточных  частях  компрессора
и  турбины  (ГТУ  V94.3A).
 Очевидно,  что  повышение  начальной
температуры  свыше  1300...  1500  °С  требует  су¬
щественного  совершенствования  открытой
системы  воздушного  охлаждения  турбины  с
целью  сокращения  расходов  охлаждающего
воздуха  либо  перехода  к  замкнутому  паровому
охлаждению  с  работой  ГТУ  в  составе  ПГУ  ути¬
лизирующей  теплоту  отводимую  паром  из  сис¬
темы  охлаждения.
 ГТУ  простого  цикла  с  регенерацией.  В  та¬
кой  ГТУ  характеристики  получены  при  тех  же
исходных  данных,  что  и  для  ГТУ  простейшей
схемы.  Кроме  того,  приняты  следующие  до¬
полнения:
 коэффициент  регенерации  (по  воздуху)
 0,85;
 относительное  сопротивление  регенера¬
тора  по  воздуху  0,05;
 относительное  сопротивление  регенера¬
тора  по  газу  0,04;
 КПД  регенератора  0,99;
 относительные  потери  теплоты  во  внеш¬
нюю  среду  увеличены  до  0,015.
 При  введении  регенератора  для  ГТУ  про¬
стого  цикла  с  открытой  воздушной  системой
охлаждения  турбины  нецелесообразно  повы¬
шение  начальной  температуры  газа  в  ней  свы¬
ше  1500  °С  (рис.  3.4.1,  б).  Регенерация  повы¬
шает  наибольший  КПД  ГТУ  простого  цикла  (в
зоне  оптимумов  по  КПД)  не  очень  значитель¬
но  (приблизительно  до  1,5%  при  1700  °С).
Кроме  того,  она  снижает  удельную  работу  ус¬
тановки  примерно  на  7%  (в  зоне  оптимумов
по  удельной  работе).
 Реализация  регенерации  в  ГТУ  простого
цикла  при  рассмотренном  уровне  начальных
температур  представляет  собой  технически  не¬
простую  задачу,  так  как  температура  горячих
газов  перед  регенератором  составляет  (в  зоне
оптимумов  по  КПД)  около  600  °С  при  началь¬
ной  температуре  газов  1100  °С  и  около  670  °С
при  температуре  1500  °С.  Кроме  того,  регене¬
ратор  увеличивает  стоимость  установки,  ус¬
ложняет  компоновку  и  повышает  стоимость
машинного  зала  станции  и,  главное,  теорети¬
чески  снижает  надежность  ГТУ.
 Очевидно,  что  регенерация  в  рассмотрен¬
ном  диапазоне  параметров  ГТУ  не  является
перспективным  путем  повышения  ее  эконо¬
мичности.
 ГТУ  с  промежуточным  охлаждением  возду¬
ха.  Существенное  влияние  на  ее  показатели
оказывает  разбивка  степеней  повышения  дав¬
ления  по  отсекам  компрессоров  до  воздухоох¬
ладителя  (КНД)  и  после  него  (КВД).  Макси¬
муму  полезной  работы  ГТУ  соответствует  сте¬
пень  повышения  давления  в  КВД  [20]:
 ^КВД  =  Лк^^охл/^а  Лквд/Лкнд  )1^2т),  (3.4.1)
 где  7iK  —  общая  степень  повышения  давления
в  цикле  ГТУ;  Т2  охл  —  температура  воздуха  за
воздухоохладителем;  Га  —  температура  атмо¬
сферного  воздуха;  г^д  и  Лкнд  —  адиабатиче¬
ские  КПД  соответственно  КВД  и  КНД;
m  =  (к  —  1  )/к,  к  —  показатель  адиабаты  для
воздуха.
 Максимуму  КПД  установки  соответству¬
ет  степень  повышения  давления  в  КВД:
 "квд  =  Яквд^г,’ 	<3-4-2)
 где  Кц  =  (1  -  ЛвГ1/(2т);  Лв  =  HJQKC-  Нв  -  внуг-
ренняя  полезная  работа  ГТУ;  QKC  —  количест¬
во  теплоты,  подведенной  в  камере  сгорания.

ПОКАЗАТЕЛИ  ГТУ  РАЗЛИЧНЫХ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 609
 Рис.  3.4.1.  Зависимости  КПД  ГТУ  различных  тепловых  схем  от  удельной  работы  Н  при  разных  темпе¬
ратурах  Т  за  камерой  сгорания  и  изменении  степени  повышения  давления  я  с  шагом  Ал  в  цикле  [45]:
 а  —  простейшей  схемы;  б  —  то  же,  с  регенерацией;  в  —  с  промежуточным  охлаждением  воздуха;
г  —  то  же,  с  регенерацией;  д  —  с  промежуточным  подогревом  при  расширении;  е,  ж  —  то  же,  с  ре¬
генерацией  между  ТВД  и  ТНД  по  оптимальным  значениям  соответственно  удельной  работы  и
КПД;  з  —  с  промежуточными  охлаждением  воздуха  и  подогревом  газа;  и  —  то  же,  с  регенерацией;
 1 	-  Т=  1100  °С;  2-  Т=  1300  °С;  3-  Т=  1500  °С;  4-  Т=  1700  °С

610  Глава  3.4.  ПОКАЗАТЕЛИ  СТАЦИОНАРНЫХ  УСТАНОВОК  РАЗЛИЧНЫХ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 В  первом  приближении  можно  считать,
что  для  получения  максимума  полезной  рабо¬
ты  требуется  примерно  равномерная  разбивка
степеней  повышения  давления  между  КНД  и
КВД,  а  для  получения  максимума  КПД  сте¬
пень  повышения  давления  в  КВД  должна  быть
примерно  в  1,9—2,5  раза  больше,  чем  в  КНД,
причем  чем  выше  rjB,  тем  больше  71^вд,  напри¬
мер:  для  кк  =  30  величина 	~ 	5,5,  а
 <вд  -  10,5...13,5.
 В  ГТУ  простого  цикла  с  промежуточным
охлаждением  воздуха  показатели  определены
при  тех  же  исходных  данных,  что  и  для  ГТУ
простейшей  схемы  (рис.  3.4.1,  в).  Кроме  того,
введены  следующие  дополнения:
 разбивка  степеней  повышения  давления
по  компрессорам  принята  для  получения  мак¬
симума  КПД;
 сопротивление  воздухоохладителя  по  воз¬
духу  0,03;
 температура  воздуха  за  воздухоохладите¬
лем  +35  °С;
 затраты  энергии  на  подачу  охлаждающего
агента  через  воздухоохладитель  приняты  рав¬
ными  0,5%  мощности  ГТУ,  поэтому  затраты
мощности  на  привод  вспомогательных  меха¬
низмов  увеличены  до  0,011;
 теплота  отведенная  от  воздуха  в  воздухо¬
охладителе  считается  потерянной.
 Такая  ГТУ  имеет  более  высокие  показа¬
тели  по  сравнению  с  ГТУ  простейшей  схемы:
удельную  работу  на  30...70  кДж/кг  и  макси¬
мально  достижимый  КПД  на  3,5...4%.  Однако
оптимальные  и  по  удельной  работе,  и  по
КПД  степени  повышения  давления  в  цикле
для  этой  схемы  также  значительно  больше
(оптимум  по  удельной  работе  к  =  30...40  вме¬
сто  л  =  13...  16,  а  оптимум  по  КПД  л  ~  60  вме¬
сто  к  =  28...34).
 Видимо,  повышение  начальной  темпера¬
туры  выше  1500  °С  нецелесообразно  и  для
ГТУ  с  промежуточным  охлаждением.
 Таким  образом,  с  учетом  ограничения  по
степени  повышения  давления  (к  =  30...35)  та¬
кая  схема  может  обеспечить  КПД  на  уровне
 42,5...43%  и  удельную  работу  345...420  кДж/кг,
что  в  определенных  условиях  все-таки  может
оказаться  выгодным,  учитывая  относительно
несложную  с  технической  точки  зрения  реа¬
лизацию  промежуточного  охладителя.  Кро¬
ме  того,  промежуточное  охлаждение  при
сжатии  в  некоторой  мере  упрощает  решение
задачи  снижения  выбросов  NOx,  так  как
умеьшается  температура  воздуха  на  входе  в
 камеру  сгорания  и,  следовательно,  в  зоне  горе¬
ния  [59,  62].
 ГТУ  с  промежуточным  охлаждением  возду¬
ха  и  регенерацией.  Для  этой  ГТУ  при  тех  же
исходных  данных,  что  и  для  предыдущей  ГТУ
(рис.  3.4.1,  г),  дополнительные  потери,  вноси¬
мые  регенерацией,  учтены  так  же,  как  для  ГТУ
простого  цикла  с  регенерацией.  Введение  ре¬
генерации  практически  не  повышает  макси¬
мально  достижимый  при  каждой  начальной
температуре  КПД  установки,  но  существенно
снижает  оптимальную  по  КПД  степень  повы¬
шения  давления  в  цикле  (например,  для
Т=  1300  °С  от  70  до  40).  При  этом  максималь¬
но  достижимая  при  каждой  начальной  темпе¬
ратуре  удельная  работа  также  не  изменяется,
но  оптимальная  по  удельной  работе  степень
повышения  давления  при  этом  снижается  (для
Т=  1300  °С  от  35...40  до  15...20).  Оптимальная
с  точки  зрения  КПД  начальная  температура
газа  в  цикле  с  промежуточным  охлаждением
воздуха  и  регенерацией,  как  и  цикле  без  реге¬
нерации,  Т=  1500  °С.
 Применение  регенерации  при  разбивке
степеней  повышения  давления  между  ком¬
прессорами  соответствующей  оптимуму  по
КПД  нерационально,  так  как  в  этом  случае
снижаются  максимально  достижимые  значе¬
ния  и  КПД  и  удельной  работы.
 Целесообразность  применения  регенера¬
ции  в  цикле  с  промежуточным  охлаждением
при  сжатии  зависит  от  того,  что  в  конкретных
условиях  производства  и  эксплуатации  (с  уче¬
том  стоимости,  надежности  и  др.)  проще  и
удобнее  реализовать  компрессорную  группу  с
высокой  степенью  повышения  давления  или
собственно  регенератор.
 ГТУ  с  промежуточным  подогревом  газа.
Аналогично  промежуточному  охлаждению
воздуха  существенное  влияние  на  показатели
установки  оказывает  разбивка  степеней  рас¬
ширения  по  отсекам  турбины:  до  промежуточ¬
ного  подогрева  —  ТВД  и  после  него  —  ТНД.
Максимуму  полезной  работы  ГТУ  соответст¬
вует  степень  расширения  в  ТНД  [11]:
 Лтнд  ~  лУ2[тт  (£тндЛтнд  )/(£твдЛтвд)]/( 	\
 (3.4.3)
 где  7iT  —  общая  степень  расширения  в  турби¬
нах  ГТУ;  тт  =  7отнд/Тотвд>  ^отнд  и  ^отвд  —
температура  перед  сопловыми  лопатками  пер¬
вых  ступеней  соответственно  ТНД  и  ТВД;
£тнд  =  ^тнд/^к  —  расход  газа  перед  ТНД,  от¬

ПОКАЗАТЕЛИ  ГТУ  РАЗЛИЧНЫХ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 611
 несенный  к  расходу  воздуха  перед  компрессо¬
ром;  £ТВД  =  GTBJS/GK  —  то  же,  для  ТВД;  г|Тнд  и
г|твд  —  адиабатические  КПД  соответственно
ТНД  и  ТВД;  тт  =  (кт  —  1  )/кт,  кт  —  средний  по¬
казатель  адиабаты  для  рабочего  тела  в  турби¬
нах.
 Максимуму  КПД  ГТУ  соответствует  сте¬
пень  расширения  в  ТНД:
 <нд  - 	(З-4-4)
 где 	=  (1  —  г\в  )У<2/И).
 В  первом  приближении  при  условии  ра¬
венства  температур  Го-щц  и  2П0ТВД  можно  счи¬
тать,  что  для  получения  максимума  полезной
работы  требуется  примерно  равномерная  раз¬
бивка  степеней  расширения  между  ТНД  и
ТВД,  а  для  получения  максимума  КПД  степень
расширения  ТНД  должна  быть  прмерно  в
2,5—3  раза  больше,  чем  в  ТВД,  причем  чем  вы¬
ше  rjB,  тем  больше  л^нд»  напРимеР:  Для  лт  =  30
величина  вд  *  5,5,  а  ~  10,5...  13,5.
 Показатели  ГТУ  с  промежуточным  по¬
догревом  газа  при  разбивке  степеней  расшире¬
ния,  соответствующей  максимуму  КПД,  полу¬
чены  при  тех  же  исходных  данных,  что  и  для
ГТУ  простейшей  схемы  (рис.  3.4.1,  д).  Допол¬
нительно  учтено  сопротивление  камеры  сгора¬
ния  низкого  давления  по  газу,  равное  0,02,  и
расход  охлаждающего  воздуха  на  ТВД  (5%  при
Т=  1100  °С,  6,5%  при  Т=  1300  °С,  8,5%  при
Т=  1500  °С,  10,5%  при  Т=  1700  °С).
 Применение  промежуточного  подогрева
газа  при  начальных  температурах  выше
1100  °С  для  автономной  ГТУ  нецелесообразно,
так  как  практически  не  приводит  к  увеличе¬
нию  ни  КПД,  ни  удельной  работы  ГТУ.
 Комбинированная  установка,  например
бинарная  ПГУ,  с  ГТУ  с  промежуточным  по¬
догревом  газа  может  иметь  более  высокий  об¬
щий  КПД  по  сравнению  с  такой  же  установ¬
кой  на  базе  ГТУ  простейшей  схемы.  Это  объ¬
ясняется  тем,  что  при  одинаковом  КПД  ГТУ  с
промежуточным  перегревом  будет  иметь  более
высокую  температуру  уходящих  газов  и,  следо¬
вательно,  позволит  увеличить  КПД  утилизаци¬
онного  парового  контура.
 ГТУ  с  промежуточным  подогревом  газа  и
регенерацией.  Для  этой  ГТУ  характеристики
получены  при  разбивке  степеней  расширения
между  ТВД  и  ТНД  по  оптимуму  по  удельной
работе  и  по  КПД  (рис.  3.4.1,  е,  ж).  Они  опре¬
делены  при  тех  же  исходных  данных  и  допу¬
щениях,  что  и  для  ГТУ  с  промежуточным  по¬
 догревом,  с  учетом  потерь,  вносимых  регене¬
ратором,  аналогично  ГТУ  простого  цикла  с  ре¬
генерацией.
 Очевидно,  что  регенерация  не  обеспечи¬
вает  улучшения  экономичности  цикла  с  про¬
межуточным  подогревом  при  расширении.
Этот  несколько  парадоксальный  результат
объясняется  тем,  что,  во-первых,  регенератор
и  его  тракты  вносят  дополнительные  потери  в
цикл  и,  во-вторых,  эффективность  регенера¬
ции  в  такой  ГТУ  ограничивается  большими
расходами  циклового  воздуха  на  охлаждение
турбин,  в  результате  чего  расход  воздуха  перед
камерой  сгорания  высокого  давления,  сни¬
мающий  теплоту  в  регенераторе,  значительно
(на  30...50%)  меньше  расхода  газа  за  ТНД,  от¬
дающего  теплоту.
 Если  дополнительно  к  указанному  при¬
нять  во  внимание  ограничения  на  возмож¬
ность  реализации  и  работоспособности  ГТУ  и
регенератора  по  температурам  газа  за  газовой
турбиной  и  воздуха  (газа)  на  входе  в  камеры
сгорания  высокого  и  низкого  давлений,  а  так¬
же  технические  сложности  создания  ГТУ  и  ре¬
генератора,  то  нецелесообразность  цикла  с
промежуточным  подогревом  при  расширении
и  регенерацией  при  высоких  начальных  тем¬
пературах  перед  ТВД  и  ТНД  (выше  1300  °С)
становится  очевидной.
 ГТУ  с  промежуточным  охлаждением  воз¬
духа  и  подогревом  газа.  Цикл  такой  ГТУ  по  су¬
ществу  является  суперпозицией  рассмотрен¬
ных  выше  циклов.  Поэтому  для  него  остаются
справедливыми  формулы  (3.4.1)—(3.4.4),  оп¬
ределяющие  оптимальные  по  КПД  и  удель¬
ной  работе  соотношения  степеней  повыше¬
ния  давления  в  отсеках  компрессора  перед
промежуточным  охладителем  и  после  него  и
степеней  расширения  в  отсеках  перед  проме¬
жуточным  подогревом  газа  турбины  и  после
него.
 Общая  степень  повышения  давления  в
компрессорах,  при  которой  КПД  и  удельная
работа  цикла  достигает  максимальных  значе¬
ний  [20],
 к  кН  ~  [71  ТНД  Лквд^твд  /^квд  х
 х£твд/утвд  (ЛквдЛтвд  )/(ттк  )1  ^  ТВД>  (3.4.5)
 где  71тнд  —  степень  расширения  в  ТНД;
71КВд  —  степень  повышения  давления  в  КВД;
Ятвд  и  ЛКвд  —  универсальные  газовые  посто¬
янные  рабочего  тела  соответственно  в  ТВД

612  Глава  3.4.  ПОКАЗАТЕЛИ  СТАЦИОНАРНЫХ  УСТАНОВОК  РАЗЛИЧНЫХ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 и  КВД;  v  —  (т1твд71тнд)/(71кнд71квд)  —  ко_
эффициент  сохранения  давления  в  цикле;  т  =
=  ^окнд/^отвД’  ?окнд  и  То  твд  —  температу¬
ра  соответственно  перед  КНД  и  ТВД;  тк  =
=  ^оквд/^окнд’  ^оквд  и  ^окнд  —  температура
соответственно  перед  КВД  и  КНД;
™твд  =  (^твд  -  !)Атвд;  ^твд  -  средний  пока¬
затель  адиабаты  для  рабочего  тела  в  ТВД;
™квд  =  (£Квд  -  !)Дквд;  ^квд  -  средний  пока¬
затель  адиабаты  для  рабочего  тела  в  КВД.
 Формула  (3.4.5)  позволяет  определить
71^я  при  любых  значениях  71тнд  и  71квд.  Если
принять  71ТНд  =  71уНд,  а  71КВД  =  71^вд,  то  по
формуле  (3.4.5)  получим 	при  котором
 может  быть  обеспечена  максимально  возмож¬
ная  при  прочих  равных  условиях  удельная  ра¬
бота  цикла.  Аналогично,  если  71тнд  =  лхнд,  а
 71КВД  =  Л  квд,  ТО  получим  яЦЯ,  При  КОТОРОМ
 может  быть  достигнут  максимально  возмож¬
ный  при  прочих  равных  условиях  КПД  цикла.
 Цикл  с  промежуточным  охлаждением  при
сжатии  и  промежуточным  подогревом  при  рас¬
ширении  для  достижения  высоких  значений
КПД  и  удельной  работы  требует  применения
больших  степеней  повышения  давления  пк,
причем  тем  больших,  чем  выше  уровень  темпе¬
ратур  перед  турбинами.  Даже  при  температуре
перед  ТВД  и  ТНД  7^Хвд  =  ^отнд  =  1050  °с
достижения  максимальной  удельной  работы
(при  оптимальной  по  удельной  работе  разбив¬
ке  71тнд  =  71Янд  и  ^квд  =  71  квд)  и  максималь¬
ного  КПД  (при  оптимальной  по  КПД  разбив-
ке  71-гнд  =  ЯуНД  и  %вд  =  7г£вд)  необходима
общая  степень  повышения  давления  в  цикле
кк  =  130  [20].  Такие  значения  кк  весьма  трудно
обеспечить  в  ГТУ  одновального  исполнения
даже  при  наличии  промежуточного  охлажде¬
ния  в  компрессорной  группе.  Это  объясняется
следующим:
 высокой,  даже  при  наличии  промежуточ¬
ного  охлаждения,  температурой  за  компрессо¬
рами  и,  следовательно,  большой  удельной  ра¬
ботой  сжатия,  что  требует  повышения  окруж¬
ных  скоростей  (при  постоянной  частоте  вра¬
щения  ротора)  и  средних  диаметров  лопаточ¬
ных  аппаратов,  особенно  последних  ступеней
КВД;
 низкими  значениями  КПД  ступеней  от¬
секов  высокого  давления  (КВД  и  ТВД),  так
как  в  них  из-за  высоких  плотностей  рабочего
тела  объемный  расход  мал  и,  следовательно,
малы  проходная  площадь  лопаточных  аппара¬
 тов  и  высоты  лопаток,  особенно  при  высоких
средних  диаметрах;
 низкими  значениями  быстроходности
частей  высокого  давления  турбомашин  (КВД
и  ТВД),  что  ухудшает  массогабаритные  и  стои¬
мостные  характеристики  установки.
 Определенным  выходом  из  этой  ситуа¬
ции  является  выделение  КВД  и  ТВД  на  от¬
дельный  свободный  высокооборотный  вал,
полезная  мощность  с  которого  не  снимается.
КНД,  ТНД  и  приводимый  агрегат  (электроге¬
нератор)  при  этом  находятся  на  другом  низко¬
оборотном  валу.  Такая  механическая  схема
имеет  следующий  ряд  преимуществ  по  сравне¬
нию  с  одновальной  (причем,  даже  независимо
от  тепловой  схемы):
 повышается  КПД  компрессорной  группы
за  счет  разбиения  общей  степени  повышения
давления  по  отсекам  и  проектирования  КВД
на  оптимальную  частоту  вращения;
 практически  снимается  ограничение  на
минимальную  мощность  ГТУ  вследствие  ухода
от  характерной  для  одновальных  установок  за¬
висимости  достижимой  степени  повышения
давления  от  расхода  циклового  воздуха;
 сохраняются  динамические  качества,
присущие  одновальным  установкам  и  позво¬
ляющие  использовать  ГТУ  для  регулирования
частоты  тока  в  электрической  сети;
 снижаются  затраты  энергии  на  пуск  уста¬
новки  в  связи  с  возможностью  раскручивать  за
счет  внешнего  источника  только  малоинерци¬
онный  вал  высокого  давления  вместо  необхо¬
димости  разворачивать  общий  валопровод  в
одновальной  установке;
 возможность  улучшения  массогабарит¬
ных  и  стоимостных  показателей  ГТУ  при  про¬
чих  равных  условиях  за  счет  большей  быстро¬
ходности  и  компактности  турбомашин  блока
высокого  давления.
 По  такой  тепловой  и  механической  схе¬
ме,  в  частности,  выполнена  ГТУ  типа  ГТ-100
ЛМЗ.
 Для  установки  с  выделенным  свободным
валом  высокого  давления  соотношения  между
71Тнд  и  ^квд  Должны  устанавливаться  из  балан¬
са  мощностей  на  этом  валу:
 71ТНД  =  пт  [1~срКВд/срТВД  х
 Х(71КВД  “  1)/(с(т)г1мех  )1  ^  ТВД>  (3.4.6)
 где  с(т)  =  £твдг1твдг1квд/(ттк);  Ср  квд  и  ср  твд  —
удельная  теплоемкость  рабочего  тела  соответ¬

ПОКАЗАТЕЛИ  ГТУ  РАЗЛИЧНЫХ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 613
 ственно  перед  КВД  и  ТВД;  rjMex  —  механиче¬
ский  КПД  вала  высокого  давления.
 Совместное  решение  уравнений  (3.4.5)  и
 (3.4.6) 	дает  следующую  формулу  для  степени
повышения  давления  в  КВД,  оптимальной  по
КПД  и  удельной  работе  цикла  [59]:
 ^КВД  =[<:(т)(г1мех  С/>ТВД/С/>КВД  +
 +  1/с(т)/(г|мехтквд/ттвд  +  1)1  ^  КВД  •  (3.4.7)
 Оптимальное  значение  пк,  при  котором  и
КПД,  и  удельная  работа  ГТУ  с  промежуточны¬
ми  охлаждением  воздуха  и  подогревом  газа,
выполненной  по  механической  схеме  с  выде¬
ленным  свободным  валом  высокого  давления,
при  прочих  равных  условиях  определяется  по
формуле
 71  к  ~  [71  квд  ткнл  ^твд  ттнд  ^тнд  /^кнд  х
 х£тнд/уттнд  (ЛкндЛтнд  )Д1  ^  ™  КНд)>
 (3.4.8)
 где  71твд  =  71т/71ТНд  вычисляется  по  формуле
 (3.4.6).
 Сравнительный  анализ  таких  ГТУ  в  од-
новальном  варианте  и  в  варианте  с  выделен¬
ным  валом  показывает,  что  второй  вариант  не
позволяет  получить  такие  большие  значения
максимальных  КПД  и  удельной  работы  как
первый.  Так,  при  температуре  перед  турбина¬
ми  1050  °С  и  кк  =  КПД  варианта  с  выде¬
ленным  валом  ниже  максимального  для  одно-
вального  варианта  (при  оптимальной  по  КПД
разбивке  лТНд  =  ^нд  и  %вд  =  я£вд)  на  3%,  а
его  удельная  работа  меньше  максимально  дос¬
тижимой  для  одновального  варианта  (при  оп¬
тимальной  по  удельной  работе  разбивке
^тнд  =  ^тнд  и  ^квд  =  ^квд)  на  13%.  При  этом
следует  иметь  в  виду,  что  7с^  для  варианта
ГТУ  с  выделенным  валом  значительно  ниже,
чем  для  одновального  варианта  (для  темпера¬
туры  1050  °С  —  58  вместо  130).  Это,  совместно
с  другими  достоинствами  варианта  с  выделен¬
ным  валом,  может  существенно  упростить  соз¬
дание  такой  ГТУ.  Кроме  того,  этот  вариант
обеспечивает  компромиссное  сочетание  наи¬
больших  значений  КПД  и  удельной  работы.
Так,  при  пк  =  к  его  КПД  ниже  максимально
достижимого  для  одновального  варианта  при
оптимальной  по  КПД  разбивке  71тнд  =  7с^нд  и
^квд  =  ^квд  ’  но  выше  его  ПРИ  оптимальной
по  удельной  работе  разбивке  71тнд  =  л^нд  и
 71  квд  =  71  квд-  Аналогично,  наибольшая  удель¬
ная  работа  варианта  с  выделенным  валом,
максимальная  при  кк  = 	,  ниже  максималь¬
 но  достижимой  для  одновального  варианта
при  оптимальной  по  удельной  работе  разбивке
Ятнд  =  птнд  и  ^квд  =  71  квд  >  но  выше  нее  при
оптимальной  по  КПД  разбивке  71тнд  =  ЛуНД  и
71Квд  =  71  од-  Поэтому  рассмотрим  вариант
ГТУ  с  выделенным  валом  высокого  давления.
Показатели  цикла  такой  установки,  получен¬
ные  при  тех  же  исходных  данных,  что  и  для
цикла  только  с  промежуточным  подогревом
газа  и  для  цикла  только  с  промежуточным  ох¬
лаждением  воздуха,  приведены  на  рис.  3.4.1,  з.
Следует  отметить,  что  теоретически  данные
зависимости  должны  иметь  вид  близкий  к  ли¬
нейному,  а  полученный  излом  кривых  между
степенями  повышения  давления  30  и  35  объ¬
ясняется  ступенчатым  изменением  количества
ступеней  ТВД  от  одной  до  двух  и  ТНД  от  трех
до  четырех.
 ГТУ  этой  схемы  (из  всех  рассмотренных
выше)  имеет  наибольшую  удельную  работу.
По  уровню  тепловой  экономичности  она  не¬
сколько  лучше  простейшей  ГТУ  и  ГТУ  с  про¬
межуточным  подогревом  газа,  но  существенно
хуже  ГТУ  с  промежуточным  охлаждением  воз¬
духа.  Кроме  того,  оптимальная  начальная  тем¬
пература  газа  в  ней  и  по  КПД  и  по  удельной
работе  ниже,  чем  в  ГТУ  других  схем.  Так,  по¬
вышение  температуры  газа  даже  от  1100  до
1300  °С  практически  не  приводит  к  росту  КПД
(при  малых  степенях  повышения  давления  в
цикле  он  на  0,45%  уменьшается,  а  при  боль¬
ших  на  0,35%  увеличивается),  но  существенно
повышает  удельную  работу  (на  15...  17%).  По¬
вышение  температуры  до  1500  °С  приводит  к
уменьшению  КПД  во  всем  диапазоне  степеней
повышения  давления,  но  дает  увеличение
удельной  работы  (однако  только  на  5...6%).
Дальнейшее  повышение  температуры  до
1700  °С  снижает  и  КПД,  и  удельную  работу
ГТУ.  Это  связано  с  большей  зависимостью  по¬
казателей  этой  схемы  от  эффективности  сис¬
темы  охлаждения  турбины.  Для  получения  бо¬
лее  высоких  показателей  в  ГТУ  этой  схемы  не¬
обходимо  применять  более  эффективные  сис¬
темы  воздушного  охлаждения,  позволяющие
обходиться  меньшими  расходами  охлаждаю¬
щего  воздуха  или  переходить  на  паровое  охла¬
ждение.
 Следует  отметить,  что  блокированная
схема  с  промежуточными  охлаждением  возду¬
ха  и  подогревом  газа  оказывается  достаточно

614  Глава  3.4.  ПОКАЗАТЕЛИ  СТАЦИОНАРНЫХ  УСТАНОВОК  РАЗЛИЧНЫХ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 некритичной  к  выбору  разделительного  дав¬
ления  между  КНД  и  КВД.  Например,  при
температуре  газа  перед  турбинами  1300  °С
варьирование  отношения  степеней  повыше¬
ния  давления  между  КНД  и  КВД  от  6:5  до  5:6
изменяет  КПД  ГТУ  в  пределах  0,08%  (абсо¬
лютные  значения),  а  удельную  работу  —  в
пределах  0,5%  (относительные  значения).
Теоретически  такая  схема  должна  быть  весь¬
ма  эффективной  при  ее  применении  в  составе
бинарной  ПГУ.
 ГТУ  с  промежуточным  охлаждением  воз¬
духа,  подогревом  газа  и  регенерацией.  Для  та¬
кой  ГТУ  характеристики  получены  при  тех  же
исходных  данных,  что  и  ГТУ  блокированной
механической  схемы  с  промежуточными  ох¬
лаждением  и  подогревом  (рис.  3.4.1,  и).  Поте¬
ри,  вносимые  регенерацией,  учтены  здесь
также  как  для  ГТУ  простого  цикла  с  регене¬
рацией.
 Оптимум  разбивки  степеней  расширения
между  КНД  и  КВД  по  максимумам  КПД  и
удельной  работы  имеет  достаточно  пологий
характер  и  ее  варьирование  в  широком  диапа¬
зоне  мало  влияет  на  их  значения.  Максимумам
КПД  и  удельной  работы  в  этой  схеме  с  доста¬
точной  степенью  точности  соответствует  рав¬
номерная  разбивка  степеней  повышения  дав¬
ления  между  КНД  и  КВД.
 Излом  кривых  в  зоне  степеней  повыше¬
ния  давления  30...35  так  же,  как  и  выше,  объ¬
ясняется  скачкообразным  изменением  количе¬
ства  ступеней  турбин.
 Очевидно,  что  регенерация  в  такой  ГТУ
позволяет  во  всем  диапазоне  начальных  тем¬
ператур  газа  (1100...  1700  °С)  примерно  на  1%
повысить  максимально  достижимый  КПД  при
снижении  максимально  достижимой  удельной
работы  примерно  на  5...6%.  В  такой  схеме  на¬
чальная  температура  газа  очень  существенно
влияет  на  оптимальную  по  КПД  общую  сте¬
пень  повышения  давления  (от  25...30  для
Т=  1100  °С  до  70...80  для  Т=  1500  °С  и  свыше
80  для  Т  =  1700  °С).  Удельная  работа  при  всех
исследованных  значениях  начальных  темпера¬
тур  газа  и  общих  степеней  повышения  давле¬
ния  тем  больше,  чем  выше  степень  повыше¬
ния  давления  в  цикле.
 Сравнение  показателей  ГТУ  различных  те¬
пловых  схем.  На  рис.  3.4.2  для  сопоставления
потенциальных  возможностей  рассмотренных
тепловых  схем  автономных  ГТУ  показаны
максимально  достижимые  в  них  (без  учета
конструктивных  ограничений)  КПД  и  удель¬
 ные  работы  Н  в  зависимости  от  начальных
температур  газа  Т  за  камерой  (камерами)  сго¬
рания.  Практически  во  всем  рассмотренном
диапазоне  начальных  температур  газа  и,  осо¬
бенно,  при  температурах  выше  1300  °С  наибо¬
лее  предпочтительной  с  точки  зрения  тепло¬
вой  экономичности  для  автономного  исполь¬
зования  является  схема  с  промежуточным  ох¬
лаждением  воздуха  при  сжатии.  В  зоне  мень¬
ших  температур  газа  (1100  °С)  к  ней  по  КПД
приближается  схема  с  промежуточными  охла¬
ждением  воздуха  и  подогревом  газа,  которая  к
тому  же  при  всех  температурах  имеет  значи¬
тельно  более  высокую  удельную  работу  и  по-
 Рис.  3.4.2.  Зависимости  максимальных  КПД  и
удельной  работы  Н  ГТУ  различных  тепловых
схем  от  температур  газа  Т  за  камерой  сгорания:
 1  —  простейшая;  2  —  простейшая  с  регенера¬
цией;  3  —  с  однократным  промежуточным  ох¬
лаждением  при  сжатии;  4  —  с  однократным
промежуточным  охлаждением  при  сжатии  и  с
регенерацией;  5  —  с  однократным  промежу¬
точным  подогревом  при  расширении;  6—  с  од¬
нократным  промежуточным  подогревом  при
расширении  и  с  регенерацией;  7  —  с  однократ¬
ными  промежуточными  охлаждением  при  сжа¬
тии  и  подогревом  при  расширении  (блокиро¬
ванная);  8  —  с  однократными  промежуточны¬
ми  охлаждением  при  сжатии  и  подогревом  при
расширении  (блокированная)  и  с  регенерацией

ВОЗДУХОАККУМУЛИРУЮЩИЕ  ГТУ  (ВАТТУ)
 615
 этому  наиболее  оптимальна  для  работы  в  со¬
ставе  ПГУ.
 Закупка  лицензий  на  самые  современные
зарубежные  ГТУ  с  технологиями  изготовления
их  элементов  и  сборки  с  последующим
100%-ным  производством  этих  ГТУ  отечест¬
венными  предприятиями  позволит  существен¬
но  сократить  отставание  в  техническом  уровне
отечественных  ГТУ  от  зарубежных.  Целесооб¬
разными  для  приобретения  являются  мощная
ГТУ  стационарного  типа  для  создания  элек¬
тростанции  с  комбинированными  установка¬
ми  на  их  базе  и  мощностью  16...25  МВт  с  реге¬
нератором  со  степенью  регенерации  не  менее
0,9  для  компрессорных  станций  магистраль¬
ных  газопроводов.  При  этом  отставание  от
развитых  стран  уменьшится  до  одного  поколе¬
ния  ГТУ.
 3.4.2.  ВОЗДУХОАККУМУЛИРУЮЩИЕ  ГТУ
(ВАТТУ)
 Перспективным  типом  энергоустановок
для  покрытия  пиковых  и  полупиковых  элек¬
трических  нагрузок  являются  воздухоаккуму¬
лирующие  ГТУ  (ВАТТУ).  Их  особенностью
является  то,  что  процесс  сжатия  воздуха  в
компрессоре  и  процесс  нагрева  его  в  камере
сгорания  с  последующим  расширением  в  газо¬
вой  турбине  разнесены  во  времени,  причем
компрессор  приводится  во  вращение  электро¬
двигателем,  а  сжатый  воздух  некоторое  время
хранится  в  воздухоаккумуляторе  (ВА).  ВАТТУ
имеет  два  режима  работы:  зарядки  В  А  и  выра¬
ботки  мощности.  Процесс  заполнения  ВА  мо¬
жет  осуществляться  в  период  провала  нагрузки
в  энергосистеме  за  счет  энергии,  вырабатывае¬
мой  высокоэкономичными  базовыми  установ¬
ками,  использующими  твердое  или  ядерное
топливо.  В  период  дефицита  мощности  в
энергосистеме  накопленный  в  ВА  воздух  мо¬
жет  использоваться  в  газовой  турбине  для  вы¬
работки  пиковой  мощности.  В  результате  это¬
го  ВАТТУ  приобретает  способность  не  только
генерировать  пиковые  мощности,  но  и  облег¬
чать  базовым  установкам  прохождение  мини¬
мума  нагрузки.
 ВАТТУ  в  отличие  от  гидроаккумулирую¬
щих  электростанций  (ГАЭС)  имеют  ряд  суще¬
ственных  преимуществ.  Они  не  требуют  боль¬
ших  земельных  площадей  и  капитальных  за¬
трат  при  сооружении  в  равнинных  местностях,
а  также  обеспечивают  существенное  превыше¬
 ние  получаемой  пиковой  мощности  при  под¬
воде  дополнительного  количества  теплоты
(сжигание  топлива  перед  газовыми  турбина¬
ми).  При  этом  они  обеспечивают  повышение
технико-экономических  показателей  энерго¬
систем  за  счет  эксплуатации  базовых  электро¬
станций  на  режимах,  близких  к  номинальным
(рис.  3.4.3)  [4].
 Воздухоаккумуляторы  ВАТТУ  с  точки
зрения  тепловой  схемы  могут  быть  двух  типов:
постоянного  объема  (V  =  const)  или  постоян¬
ного  давления  (р  =  const).  Работа  ВАТТУ  при
р  =  const  более  эффективна,  так  как  при  оди¬
наковом  объеме  ВА  мощность  газовой  турбины
на  6...  10%  больше,  чем  при  V  =  const  [32,  33].
 Особенности  ВАТТУ  определяют  следую¬
щие  их  достоинства  по  сравнению  с  обычны¬
ми  ГТУ:
 большую  в  2,5—3  раза  выработку  полез¬
ной  мощности,  чем  обычная  ГТУ  при  одина¬
ковых  параметрах  и  расходах  рабочего  тела  и
топлива,  вследствие  отсутствия  затрат  энергии
на  привод  циклового  компрессора;
 способность  выравнивать  график  элек¬
трической  нагрузки,  загружая  базовые  энерго¬
установки  в  период  минимальной  нагрузки
энергосистемы.
 Тепловые  схемы  ВАТТУ.  ВАТТУ  является
вариантом  развития  схемы  ГТУ  со  ступенча¬
тым  промежуточным  охлаждением  при  сжатии
и  ступенчатым  подогревом  при  расширении.
Тепловые  схемы  ВАГТУ  некоторых  типов
приведены  на  рис.  3.4.4.
 Рис.  3.4.3.  Место  аккумулирующего  оборудова¬
ния  в  условиях  суточного  графика  покрытия  на¬
грузок  энергосистемы:
 	для  генерирующего  оборудова¬
ния  системы  без  аккумулирующей  станции;
	 	выровнены  включением  аккуму¬
лирующей  станции

616  Глава  3.4.  ПОКАЗАТЕЛИ  СТАЦИОНАРНЫХ  УСТАНОВОК  РАЗЛИЧНЫХ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 Показатели  ВАТТУ.  Тепловая  эффектив¬
ность  ВАТТУ  определяется  внутренним  КПД
[53],  отличающимся  от  КПД  обычной  ГТУ
ввиду  ее  особенностей,  связанных  с  электро¬
приводом  компрессора  и  различным  временем
работы  компрессора  (т3)  и  турбины  (тр):
 где  NTj  —  средняя  интегральная  за  время  тр
мощность  /-й  турбины;  QKC  j  —  затраты  тепло¬
ты  топлива  в  камере  сгорания;  —  средняя
интегральная  за  время  т3  мощность  у'-го  ком-
прессора;  т|пр  =  т|6г|двт|л  —  КПД  преобразова-
ния  энергии  на  привод  компрессора;  г|б,  г|дв,
г|л  —  КПД  соответственно  базового  энергобло¬
ка,  электродвигателя  привода  компрессора
(электрогенератора  в  режиме  двигателя),  ли¬
ний  электропередач;  п,  z,  т  —  число  соответ¬
ственно  газовых  турбин,  камер  сгорания  и
компрессоров.
 Обычным  «турбинным»  КПД  в  ВАТТУ
можно  оценить  только  эффективность  исполь¬
зования  подводимого  в  камерах  сгорания  газо¬
турбинного  топлива  (причем  из-за  неучета  ко¬
личества  теплоты  затраченной  на  привод  ком¬
прессоров,  этот  КПД  в  ВАТТУ  может  быть
больше  1):
 Эффективность  работы  ВАТТУ  характе¬
ризует  коэффициент  разрядки,  представляю¬
щий  собой  отношение  выработанной  энергии
при  разрядке  к  затраченной  энергии  при  за¬
рядке:
 (3.4.11)
 Коэффициент  кр  для  ВАТТУ  оказывается
довольно  высоким:  кр  =  1,5...  1,6  и  более  [57].
 Хотя  тепловая  экономичность,  опреде¬
ляемая  внутренним  КПД,  у  ВАТТУ  ниже,  чем
у  обычной  ГТУ  с  аналогичной  тепловой  схе¬
мой  (вследствие  дополнительных  потерь  энер¬
гии  в  процессе  аккумулирования  воздуха),  она
может  быть  экономически  целесообразна  вви¬
ду  своих  достоинств  не  термодинамического
свойства.
 Рис.  3.4.4.  Принципиальные  тепловые  схемы
ВАГТУ:
 а  —  с  воздухоаккумулятором  при  р  =  const;  б  —
с  воздухоаккумулятором  при  V  =  const;  в  —
бестопливной  с  воздухоаккумулятором  при
р  =  const:  1  —  верхний  водоем;  2  —  обратимый
двигатель-генератор;  3  —  регениратор;  4  —  воз-
духоаккумулятор;  5  —  редуктор;  6  и  7  —  акку¬
муляторы  холодного  и  горячего  теплоносителя;
8  и  9  —  промежуточные  теплообменники;
ВО  —  воздухоохладитель;  КСВД  и  КСНД  —  ка¬
мера  сгорания  соответственно  низкого  и  высо¬
кого  давления
 ВАГТУ  могут  быть  созданы  в  бестоплив-
ном  варианте  (рис.  3.4.4,  в),  при  котором  в  ре¬
жиме  выработки  пиковой  мощности  воздух
подогревается  за  счет  теплоты  процесса  сжа¬
тия,  накопленной  в  специальных  тепловых  ак¬
кумуляторах  [15].  В  условиях  дефицита  газо¬
турбинного  топлива  такие  установки  представ¬
ляют  практический  интерес.  Однако  общий
КПД  такой  установки  оказывается  довольно
низким  (г|в  <  21%).  Коэффициент  разрядки
также  невысок,  кр  <  0,7.  Показатели  бестоп¬
ливной  ВАГТУ  в  зависимости  от  давления  р2к

ВОЗДУХОАККУМУЛИРУЮЩИЕ  ГТУ  (ВАТТУ)
 617
 Рис.  3.4.5.  Показатели  бестопливной  ВАТТУ  в  зависимости  от  давления  р2к  в  ВА  и  температурного
напора  АТ  (при  Gr0  =  450  кг/с,  т3/тр  =  4,  тпр  =  0,3,  Лтеп  =  °^8  и  Т2х  =  323  К)
 в  ВА  и  температурного  напора  по  А  Г  приведе¬
ны  на  рис.  3.4.5.
 Воздухоаккумуляторы  ВАТТУ.  Первый
проект,  в  котором  предлагалось  использовать
газотурбинное  оборудование  с  ВА,  был  опуб¬
ликован  в  1951  г.  в  США,  реальное  воплоще¬
ние  которого  было  осуществлено  в  1978  г.:
в  г.  Хунторф  (Германия)  была  введена  в  экс¬
плуатацию  первая  в  мире  ВАТТУ  мощностью
290  МВт.  ВА  выполнен  по  типу  V  =  const  и
представляет  собой  две  подземные  полости
(ВА1  и  ВА2)  общим  объемом  300  тыс.  м3
(рис.  3.4.6),  образованные  путем  гидроразмыва
в  солевом  пласте.  Рабочее  давление  в  ВА
 7...  10  МПа.  Воздухоаккумулятор  ВАГТЭ  не
обязательно  должен  быть  подземным.  Напри¬
мер,  можно  создать  наземный  В  А  из  труб,  ис-
 Рис.  3.4.6.  Форма  полостей  воздухоаккумулятора
в  пределах  горно-механических  границ
 пользуемых  при  создании  магистральных  газо¬
проводов.  Однако  стоимость  такого  В  А  почти
на  порядок  выше,  чем  подземного.  Поэтому
как  зарубежные,  так  и  отечественные  проекты
ВАТТУ  ориентированы  на  подземные  ВА.
 Подземные  ВА  могут  быть  созданы  на
базе  различных  геологических  проектов:  по¬
ристо-водоносных  пластов,  пластов  каменной
соли,  как  в  г.  Хунторф,  скальных  массивов.
Однако  результаты  предварительных  прора¬
боток,  выполненных  в  нашей  стране  и  за  ру¬
бежом,  показывают,  что  наиболее  рациональ¬
ным  является  создание  ВА  только  в  первых
двух  типах  геологических  объектов  и  в  от¬
дельных  случаях  в  скальных  массивах.  Схема
ВА  в  пористо-водоносных  пластах  показана
на  рис.  3.4.7.  Для  создания  ВА  подходят  гори¬
зонтальные,  слабонаклонные  (до  10°)  или
представляющие  собой  пологие  сводовые
структуры,  проницаемые  пористо-водонос¬
ные  пласты  (состоящие  из  песков,  пористо¬
стью  до  30%,  песчаников  с  пористостью
 15...20%,  пористых,  но  не  трещиноватых  из¬
вестняков),  перекрытые  водонепроницаемы¬
ми,  например  глинистыми  породами.
 Выбранные  пласты  должны  удовлетво¬
рять  следующим  условиям:  пластовое  давле¬
ние  воды,  зависящее  от  глубины  залегания
пласта,  должно  соответствовать  давлению  за¬
качиваемого  воздуха;  пласт  не  должен  исполь¬
зоваться  для  водоснабжения  городов  и  других
народнохозяйственных  объектов,  так  как  по¬
сле  закачки  воздуха  водоснабжение  может
быть  нарушено.  Перекрывающие  пласт  непро¬
ницаемые  породы  не  должны  быть  трещино¬
ватыми,  так  как  в  противном  случае  возможны
неконтролируемые  утечки  воздуха.
 Наиболее  близким  аналогом  ВА  в  порис¬
то-водоносном  пласте  являются  подземные

618  Глава  3.4.  ПОКАЗАТЕЛИ  СТАЦИОНАРНЫХ  УСТАНОВОК  РАЗЛИЧНЫХ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 1  2
 Рис.  3.4.7.  Схема  воздухоаккумулятора  в  по¬
ристо-водоносном  пласте:
 1  —  скважина;  2  —  поверхность;  3  —  покры¬
вающие  породы;  4  —  верхний  водоплотный
пласт;  5  —  воздух;  6  —  вода  —  воздух;  7  —  ниж¬
ний  водоплотный  пласт;  8  —  скала
 хранилища  природного  газа  (ПХГ),  по  созда¬
нию  которых  к  настоящему  времени  накоплен
большой  опыт.  Режим  работы  ВА  отличается
от  режима  работы  ПХГ,  во-первых,  суточным
(вместо  сезонного)  циклом  закачки  —  отбора
 и, 	во-вторых,  почти  на  порядок  большими  су¬
точными  расходами  при  отборе  воздуха.  Это
предъявляет  более  жесткие,  чем  в  ПХГ,  требо¬
вания  к  динамической  усталости  во  избежание
его  расслоения  и  неконтролируемых  утечек
воздуха,  а  также  приводит  к  необходимости
использования  пропорционально  увеличенно¬
му  расходу  большего  числа  эксплуатационных
скважин  (так  как  дебит  одной  скважины  огра¬
ничен)  и,  следовательно,  к  значительному  удо¬
рожанию  ВА  по  сравнению  с  ПХГ  из-за  высо¬
кой  стоимости  скважин  (около  30%  стоимости
ПХГ).  Хранение  воздуха  в  ВА,  а  не  топлива  —
природного  газа,  энергия  которого  заключена
в  его  теплоте  сгорания,  с  одной  стороны,  уде¬
шевляет  ВА,  так  как  при  этом  исключается  не¬
восполнимая  потеря  буферного  газа  (около
30%  стоимости  ПХГ),  с  другой  стороны,  в  свя¬
зи  с  тем,  что  в  ВА  большое  внимание  должно
уделяться  снижению  потерь  энергии  воздуха
при  хранении,  т.е.  потерь  массы,  теплоты  и
давления,  приводит  к  снижению  скоростей
движения  в  трубах  и  уменьшению  депрессии
на  пласт,  а  следовательно,  к  дальнейшему  уве¬
личению  числа  эксплуатационных  скважин  и
удорожанию  ВА.
 Существующий  опыт  создания  и  экс¬
плуатации  ПХГ  в  пористо-водоносных  пла¬
стах  может  служить  хорошей  базой  для  разра¬
 ботки  ВА  в  аналогичных  геологических  объ¬
ектах,  так  как  для  создания  ВА  могут  быть  ис¬
пользованы  уже  исследованные  объекты,  по
своим  параметрам  (в  основном  по  объему)  не
подходящие  для  строительства  ПХГ.  Тем  не
менее  существенно  более  высокая  интенсив¬
ность  использования  пласта  в  условиях  ВА  по
сравнению  с  ПХГ,  а  также  более  высокие  тре¬
бования  к  снижению  потерь  давления  воздуха
при  хранении  и  к  его  чистоте  на  выходе  из
аккумулятора  вызывают  необходимость  в  до¬
полнительных  исследованиях  этих  проблем
вплоть  до  проведения  в  полевых  условиях  на¬
турного  эксперимента  на  одной-двух  скважи¬
нах  в  выбранном  для  сооружения  ВА  порис¬
то-водоносном  пласте.  При  этих  исследова¬
ниях  должны  быть  получены  необходимые
данные  для  проведения  теплофизических,  га¬
зодинамических  и  экономических  расчетов,
позволяющих  определить  технико-экономи¬
ческие  и  эксплуатационные  показатели  буду¬
щего  ВА.
 Пласты  каменной  соли  достаточно  широ¬
ко  используются  (в  основном  за  рубежом)  для
создания  хранилищ  легких  углеводородов  и
сжиженных  газов.  Срок  создания  ВА  в  соля¬
ном  пласте  (типа  ВАГТУ  в  г.  Хунторфа)  может
составить  от  1  до  5  лет  и  связан  с  утилизацией
или  экологически  безопасного  сброса  больших
количеств  рассола.  В  хранилищах,  выполнен¬
ных  в  каменной  соли,  могут  быть  созданы  ВА
как  с  V=  const,  так  и  ср  =  const-Однако  созда¬
ние  В  А  с  р  =  const  сложнее,  так  как  при  этом
требуется  система  гидростатического  подпора,
включающая  специальное  рассолохранилище.
Основная  проблема  в  этом  случае  заключается
в  создании  эффективной  системы  управления
концентрацией  рассола,  который  в  результате
противоположного  действия  осадков  и  испа¬
рения  в  открытом  рассолохранилище  будет  из¬
меняться.  Это  может  привести  к  выпадению
соли  в  полостях  ВА  или  к  их  неуправляемому
размыву.  ВА  в  каменной  соли  имеет  некото¬
рые  преимущества  по  сравнению  с  В  А  в  по¬
ристо-водоносных  пластах:  возможность  соз¬
дания  ВА  с  р  =  const  и  меньшие  потери  массы
хранимого  воздуха  (10-3...10-5%)  за  сутки;
меньшие  потери  давления  воздуха  при  закачке
и  отборе  (0,3...0,5  МПа);  отсутствие  выноса
твердых  частиц  и  капельной  влаги  из  ВА.
 ВА  в  скальных  массивах,  сооружаемые
обычными  горно-проходческими  методами,
наиболее  целесообразны  при  работе  с  р  =  const.
В  этом  случае  их  большая  удельная  стоимость

ВОЗДУХОАККУМУЛИРУЮЩИЕ  ГТУ  (ВАТТУ)
 619
 компенсируется  меньшим  потребным  объемом
ВА  и  более  высокой  тепловой  экономичностью
установки.
 Развитие  ВАТТУ.  В  первой  демонстраци¬
онной  установке  ВАТТУ  «Соиланд»  (США)
ВА,  рассчитанный  на  работу  с  р  =  const,  вы¬
полнен  в  известняково-доломитовых  породах
на  глубине  600...800  м  и  соединен  с  наземным
водохранилищем  (прудом)  объемом  примерно
на  10%  больше,  чем  объем  воздухохранилища.
Вода  из  пруда  заполняет  ВА,  изменяя  его  объ¬
ем  по  мере  отбора  воздуха,  и  вытесняется  об¬
ратно  в  пруд  при  нагнетании  воздуха  в  ВА.
 ВАТТУ  в  г.  Хунторф  при  14-часовой  за¬
рядке  работает  в  турбинном  (генераторном)
режиме  3,5  ч,  вырабатывая  мощность
290  МВт,  КПД  использования  топлива  62%,
мощность,  потребляемая  при  зарядке  ВА,
60  МВт.  Установка  «Соиланд»  при  11-часовой
зарядке  должна  вырабатывать  электроэнергию
в  течение  также  11  ч,  мощность  ВАТТУ
220  МВт,  КПД  использования  топлива  83,2%,
мощность,  потребляемая  при  зарядке,
162  МВт  [49].  Однако  этот  проект  не  был  реа¬
лизован.  Вначале  была  сооружена  установка
меньшей  мощности  с  ВА  в  соляном  пласте
при  V  =  const.  Первый  пуск  ВАТТУ  генератор¬
ный  мощностью  110  МВт  был  осуществлен  в
1991  г.  Установка  работает  по  циклу:  41  ч  за¬
 качки  воздуха  в  ВА  (суббота,  воскресенье),
26  ч  работы  в  генераторном  режиме  с  КПД  ис¬
пользования  топлива  85,3%.  Мощность,  по¬
требляемая  при  закачке,  50  МВт.  Постоянного
присутствия  обслуживающего  персонала  при
эксплуатации  установки  не  требуется,  ее  рабо¬
та  полностью  автоматизирована  и  управляется
с  диспетчерского  пульта,  расположенного  в
 30...40  км  от  станции.
 В  нашей  стране  с  70-х  годов  проведены
многочисленные  проработки  ВАТТУ  различ¬
ных  схем  и  мощностей  (350...500  МВт).  Часть
из  них  была  доведена  до  технических  проектов.
Ряд  возможных  тепловых  схем  ВАТТУ  показан
на  рис.  3.4.8.  Компоновка  одного  из  вариантов
установки  разработки  НПО  ЦКТИ  и  ЛМЗ  по¬
казана  на  рис.  3.4.9.  Она  включает  компрессор¬
ную  группу  мощностью  236  МВт  и  турбогруппу
с  одним  подводом  теплоты  мощностью
350  МВт,  в  которых  применены  высокорасход¬
ные  и  экономичные  турбомашины  ТНД  и  КНД
ГТ-100-750-2  ЛМЗ.  Коэффициент  воспроиз¬
водства  энергии  в  этой  ВАТТУ  равен  1,3,  КПД
(коэффициент  эффективности  использования
топлива)  75%.  Время  работы  в  компрессорном
режиме  7  ч,  в  турбинном  6,2  ч.  Такая  компо¬
новка  с  мотор-генератором  требует  двух  рас-
цепных  (обгонных)  муфт,  широкий  положи¬
тельный  опыт  применения  которых  имеется  за
 Рис.  3.4.8.  Тепловые  схемы  ВАТТУ:
 а  —  вариант  2  (НПО  ЦКТИ);  б  —  ВАТТУ  «Хунторф»;  в  —  вариант  1  (ЛМЗ);  г  —  вариант  3
 (НПО  ЦКТИ)

620  Глава  3.4.  ПОКАЗАТЕЛИ  СТАЦИОНАРНЫХ  УСТАНОВОК  РАЗЛИЧНЫХ  ТЕПЛОВЫХ  СХЕМ
 Рис.  3.4.9.  Компоновки  ВАТТУ  (вариант  2)  с  мотор-генератором:
 1  —  турбина;  2  —  мотор-генератор;  3  —  КНД;  4  —  КСД;  5  —  КВД
 рубежом.  Для  этой  отечественной  установки,
намечаемой  к  сооружению  в  качестве  демонст¬
рационной,  было  подобрано  12  площадок,  на
которых  возможно  ее  строительство  с  аккуму¬
ляторами  в  каменной  соли,  пористо-водонос¬
ных  пластах  и  в  горных  породах.  Однако  этот
проект  не  был  осуществлен.
 ВАТТУ  мощностью  около  220  МВт,  дей¬
ствующая  в  США  по  тепловой  схеме,  пред¬
ставленной  на  рис.  3.4.4,  а,  имеет  подземный
ВА  типа  р  =  const  объемом  около  210  тыс.  м3  с
гидравлическим  подпором.  Металлическая  об¬
лицовка  воздушной  шахты  выполнена  из  кор-
 розионно-стойкой  стали,  а  водяная  шахта  об¬
лицована  бетоном.  Эта  ВАТТУ  обладает  более
высокой  по  сравнению  с  ВАТТУ  в  г.  Хунторф
термической  эффективностью,  что  обусловле¬
но  прежде  всего  использованием  ВА  типа
р  =  const  и  применением  регенерации,  которая
обеспечивает  подогрев  воздуха  перед  камерой
сгорания  почти  на  300  К.
 Техническая  характеристика  некоторых
ВАТТУ  приведена  в  табл.  3.4.1.
 Положительный  многолетний  опыт  экс¬
плуатации  двух  ВАТТУ  (в  г.  Хунторфе  и  АЕС)
обусловил  появление  рада  новых  проектов:  пи¬
 3.4.1.  Техническая  характеристика  ВАТТУ
 Электростанция
 Техническая  характеристика
 «Хунторф»
 (Германия)
 «Сойланд»
 (США)
 ВАГТУ-500*
 (Россия)
 Время,  ч/сут.:
 зарядки
 8
 11
 —
 разрядки
 2
 11
 -
 Мощность,  МВт
 290
 220
 500
 Удельный  расход  теплоты,
кДж/(кВтч)
 5865
 4325
 5410
 Расход,  кг/с:
 воздуха  через  компрессор
 108
 300
 200
 газа  через  турбины
 417
 306
 630
 Давление  воздуха  после  КВД,  МПа
 6
 5,7
 6,6
 Температура  газа,  К:
 перед  ТВД
 823
 823
 923
 перед  ТНД
 1098
 1173
 1223

ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 621
 Окончание  табл.  3.4.1
 Техническая  характеристика
 Электростанция
 «Хунторф»
 (Германия)
 «Сойланд»
 (США)
 ВАГТУ-500*
 (Россия)
 Давление  газа  перед  ТНД,  МПа
 1,1
 1,1
 1,27
 Число  камер  сгорания
 2
 2
 2
 Число  охладителей
 4
 4
 3
 Степень  регенерации
 Нет
 0,77
 Нет
 Мощность  зарядки,  МПа
 60
 162,3
 110
 Продолжительность  пуска,  мин
 11
 12
 —
 *  Неосуществленный  проект  ВАТТУ,  разработанный  ЛМЗ  в  80-х  годах  на  базе  турбогруппы  ГТУ
типа  ГТЭ-150.
 лотной  установки  мощностью  35  МВт,  а  затем
ВАТТУ  мощностью  300...400  МВт  в  Японии;
первой  ВАТТУ  300  МВт  в  Израиле,  Люксем¬
бурге;  ВАТТУ  мощностью  до  2500  МВт  на  базе
модуля  150  МВт  в  США.  При  этом  некоторые
фирмы  рассматривают  ВАТТУ  в  сочетании  с
циклом  влажно-воздушной  газовой  турбиной
(Humid  Air  Cycles)  —  комбинированный  цикл
CASH  и  его  модификации,  например,  с  допол¬
нительным  впрыскиванием  пара  в  камеру  сго¬
рания  из  котла-утилизатора  [51].  Есть  предло¬
жения  и  по  другим  вариантам  усложнения  схе¬
мы  ВАТТУ  (комбинации  с  внутрицикловой  га¬
зификацией  твердого  топлива  и  др.)
 Глава  3.5
 ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА
ОСНОВНЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ
ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 Улучшение  технико-экономических  по¬
казателей  ГТУ,  как  уже  рассматривалось,  свя¬
зано  с  повышением  начальных  параметров  га¬
за  перед  турбиной.  Так,  начальные  температу¬
ры  газа  в  современных  установках,  особенно  с
учетом  окружной  и  радиальной  неравномер¬
ности,  могут  превышать  1600  °С,  а  температу¬
ры  плавления  жаростойких  и  жаропрочных
сплавов  на  никелевой  и  кобальтовой  основах,
из  которых  изготовляются  основные  элементы
проточных  частей  газовых  турбин,  не  превы¬
шают  1340...  1400  °С.  Кроме  того,  эти  элементы
 работают  в  условиях  действия  высоких  напря¬
жений  (от  давления  газа,  центробежных  сил,
термических),  что  приводит  к  снижению  до¬
пускаемого  уровня  температур  материала  до
 850...930  °С  в  стационарных  газовых  турби¬
нах  [72].  В  транспортных  ГТУ  вследствие
меньшего  их  ресурса  уровень  допустимых  тем¬
ператур  материала  может  быть  на  50  °С  выше.
 Так  как  опыт  применения  керамических
материалов,  допускающих  возможность  рабо¬
ты  при  более  высоких  температурах,  невелик,
очевидна  необходимость  разработки  и  внедре¬
ния  мероприятий,  позволяющих  снизить  тем¬
пературу  деталей  до  приемлемого  уровня.
Наиболее  сложные  из  них  связаны  с  обеспече¬
нием  работоспособности  сопловых  и  рабочих
лопаток  турбин,  переходных  патрубков  и  эле¬
ментов  камер  горения.  По  физическим  осно¬
вам  эти  мероприятия  могут  быть  разделены  на
два  основных  класса:  системы  охлаждения  и
системы  защиты.
 В  системах  охлаждения  эффект  уменьше¬
ния  температуры  деталей  достигается  за  счет
реализации  различных  способов  отвода  тепло¬
ты  (теплопередачи)  от  наружной,  граничащей
с  газовым  потоком  поверхности  в  зону  с  низ¬
кими  температурами.  Эффективность  охлаж¬
дения  тем  выше,  чем  выше  уровень  тепловых
потоков  в  элементах  и,  таким  образом,  больше
разность  (градиент)  температур  в  них.
 Второй  класс  мероприятий  основан  на
применении  различных  способов  защиты  по¬
верхностей  элементов  турбины,  омываемых
газом,  от  непосредственного  контакта  с  ним,

622  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 т.е.  на  снижении  теплоподвода  (теплового  по¬
тока)  от  газа  к  защищаемому  элементу.  Чем
выше  эффективность  защиты  элемента,  тем
меньше  не  только  уровень  температуры  в  нем,
но  и  перепад  (градиент)  температур.  Следует
отметить,  что  большинство  вариантов  тепло¬
вой  защиты  может  использоваться  только  в
комбинации  с  системами  охлаждения.
 3.5.1. 	КЛАССИФИКАЦИЯ  СИСТЕМ
ОХЛАЖДЕНИЯ  ТУРБИН
 Различают  следующие  виды  систем  охлаж¬
дения:
 1) 	охлаждение  теплоотводом  в  сопряжен¬
ные  детали  [19].  В  этом  случае  используется
теплопроводность  либо  собственно  элемента
турбины,  либо  встроенных  в  эти  элементы
устройств,  например,  тепловых  труб;
 2) 	конвективные  системы  охлаждения.
В  этом  случае  отвод  теплоты  от  охлаждаемой
детали  происходит  при  вынужденном  конвек¬
тивном  теплообмене  теплоносителя  с  внутрен¬
ней  поверхностью  этой  детали.  В  большинстве
случаев  конвективного  охлаждения  охладитель
протекает  по  специальным  каналам,  выполнен¬
ным  в  охлаждаемом  элементе.  При  этом  с  од¬
ной  стороны  стенка  охлаждаемой  детали  омы¬
вается  горячим  газом,  а  с  другой  —  холодным
теплоносителем.  В  упрощенной  одномерной
постановке  максимальная  температура  элемен¬
та  плоской  стенки  со  стороны,  омываемой  га¬
зом,  может  быть  определена  из  обычных  урав¬
нений  теплопередачи  при  граничных  условиях
третьего  рода  (использовании  значений  темпе¬
ратур  греющей  Тт  и  охлаждающей  Гохл  сред  и
их  коэффициентов  теплоотдачи  о^,  аохл):
 где  q  —  удельный  тепловой  поток  через  стенку
охлаждаемого  элемента;  5  —  толщина  стенки;
X  —  коэффициент  теплопроводности  стенки.
 К  конвективным  системам  охлаждения
следует  отнести  также  все  способы  охлажде¬
ния  роторов.  В  этом  случае  не  всегда  греющая
и  охлаждающая  среды  в  явном  виде  разделены
стенкой;
 3)  двухконтурные  системы  охлаждения.
В  этом  случае  каналы,  выполненные  в  охлаж¬
 даемой  детали,  заполняются  промежуточным
теплоносителем,  переносящим  теплоту  от  де¬
тали  к  специальному  теплообменнику.  Извест¬
ны  примеры  использования  в  качестве  проме¬
жуточных  теплоносителей  в  первом  контуре
жидких  металлов  (натрия),  его  сплава  с  кали¬
ем  и  воды  [52].  Отвод  теплоты  осуществляется
в  теплообменнике  (вторичном  контуре)  водой,
паром  и  воздухом.  Варианты  лопаток  с  приме¬
нением  в  качестве  вторичного  охладителя  во¬
ды  и  пара  разработаны  и  испытаны  в  ОАО
«НПО  ЦКТИ».
 Теплообменник  оптимизированной  рабо¬
чей  лопатки,  выполненный  отдельно  от  несу¬
щей  части  хвостовика  лопатки,  впаян  в  удли¬
ненную  ножку  лопатки  высокотемпературным
твердым  припоем  (рис.  3.5.1).  Следует  отме¬
тить  оригинальную,  апробированную  в  стен¬
довых  условиях  разборную  конструкцию  под¬
вода  воды  в  лопатки  манжетного  типа,  само¬
уплотняющуюся  при  высоком  давлении  в
тракте.  Она  состоит  из  круглых  резиновых
манжет  из  термостойкой  резины,  профильных
манжет  из  фторопласта,  конических  шайб  и
металлического  штуцера.  В  заключительной
серии  опытов  в  части  лопаток  такой  конструк¬
ции  натрий  в  каналах  первого  контура  был  за¬
менен  водой.  Глубина  охлаждения  лопаток  в
опытах  на  установках  Э-1  и  Э-2  составила
 550...600  °С.
 Рис.  3.5.1.  Рабочая  лопатка  с  теплообменником,
выполненным  отдельно  от  несущей  хвостовой
части:
 1  —  корпус  лопатки;  2  —  теплообменник;  3  —
бобышка  подвода  (отвода)  охлаждающей  воды

ИССЛЕДОВАНИЕ  ВОЗМОЖНОСТЕЙ  ВОДЯНОГО  ОХЛАЖДЕНИЯ
 623
 В  рабочей  лопатке  с  паровым  вторым
контуром  каналы  первичного  контура  запол¬
нены  натрием  (рис.  3.5.2).  Теплообменник  ло¬
патки  расположен  в  зоне  удлиненной  раздво¬
енной  ножки  и  припаян  к  лопатке  высокотем¬
пературным  припоем.  Каналы  в  теплообмен¬
нике  объединены  общим  коллектором  для  вы¬
равнивания  температур  натрия.  Со  стороны
пара  теплообменник  оребрен.  Такие  лопатки
испытаны  на  установке  Э1-П  при  температу¬
рах  газа  1000...  1100  °С  в  течение  примерно  45  ч
и  80  пусков  из  холодного  состояния.  Средняя
эффективность  охлаждения  профильной  части
составила  около  0,5.
 Вариант  рабочей  лопатки  с  отводом  теп¬
лоты  с  помощью  воздуха  исследован  в  МГТУ
им.  Н.Э.  Баумана  в  1960—1970  гг.  [18].  Несмот¬
ря  на  положительные  результаты,  полученные
на  полупромышленных  ГТУ,  из-за  больших
трудностей  в  освоении  производства  подобных
лопаток  исследования  двухконтурных  систем
охлаждения  остановлены.
 Системы  охлаждения  могут  быть  откры¬
тыми  и  замкнутыми.  Открытые  системы  охла¬
ждения  характеризуются  сбросом  охладителя  в
прочную  часть  турбомашины  после  отбора  те¬
плоты  от  защищаемого  элемента.  В  замкнутых
системах  охладитель  используется  многократ¬
но  [19].  В  этом  случае  он  является  промежу¬
точным  теплоносителем,  передающим  теплоту
от  охлаждаемого  элемента  в  устройство,  в  ко¬
тором  этот  теплоноситель  может  использо¬
ваться  в  качестве  рабочего  тела,  но  при  более
 низкой,  чем  в  проточной  части  турбины,  тем¬
пературе.  Так,  замкнутая  система  охлаждения
применяется  в  мощных  судовых  и  авиацион¬
ных  двигателях  в  качестве  охладителя  топлива,
которое  затем  сжигается  в  камере  горения.
 Системы  охлаждения  также  классифици¬
руют  по  виду  основного  используемого  охла¬
дителя:
 воздушные;
 паровые;
 жидкостные,  в  основном  водяные.
 3.5.2. 	ИССЛЕДОВАНИЕ  ВОЗМОЖНОСТЕЙ
ВОДЯНОГО  ОХЛАЖДЕНИЯ
 По  теплофизическим  свойствам  вода  яв¬
ляется  наиболее  оптимальным  охладителем.
Исследования  по  водяного  охлаждения  начаты
в  1934  г.  в  ВТИ  на  экспериментальной  односту¬
пенчатой  турбине,  рабочие  лопатки  которой
выполнены  с  водоиспарительным  охлаждением
[18].  Значительно  позднее  (1960—1970  гг.)  здесь
же  разработан  рад  вариантов  рабочих  лопаток  с
водяным  охлаждением  (рис.  3.5.3).  В  последней
разработке  ВТИ  совместно  с  ЦИАМом  охлаж¬
дение  сопловых  лопаток  выполнено  по  замкну¬
той  схеме  с  принудительной  циркуляцией  во¬
ды,  а  в  рабочих  лопатках  использована  схема  с
естественно-конвективной  (термосифонной)
циркуляцией  воды.  В  процессе  исследований
на  экспериментальной  турбине  удалось  под¬
твердить  эффективность  оригинального  конст¬
руктивного  решения  охлаждения  кромок  лопа¬
ток  с  помощью  петлевых  схем.
 Следует  отметить  также  работы  фирмы  GE
по  разработке  рабочих  лопаток  с  системой  водя¬
ного  охлаждения  на  «выброс».  В  технической
 Рис.  3.5.2.  Рабочая  лопатка  с  натрий-паровым
охлаждением
 Рис.  3.5.3.  Схемы  внутреннего  жидкостного  ох¬
лаждения  рабочих  лопаток:
 а  —  водоиспарительного;  б  —  по  принципу  от¬
крытого  термосифона;  в  —  с  вынужденной
конвекцией  охладителя;  г  —  двухконтурного
(жидкость  —  жидкость,  показан  вход  жидкости
второго  контура  и  ее  выход)

624  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 литературе  приведены  результаты  эксперимен¬
тальных  исследований  водяного  струйного  на¬
ружного  охлаждения  на  статических  установках,
а  также  в  условиях  вращения  [64,  66].
 С  термодинамической  точки  зрения  все
системы  водяного  охлаждения  делятся  на  две
группы:  охлаждение  при  давлении,  превы¬
шающем  критическое  значение  (21,8  МПа  и
выше),  и  охлаждение  водой,  недогретой  до
точки  кипения  при  высоком,  но  докритиче-
ском  значении  давления.  В  этом  случае  вода
поступает  в  ротор  при  низком  давлении,  но  в
лопатках  под  действием  центробежных  сил  ее
давление  повышается  до  сверхкритического.
Вода  в  этих  условиях  —  всегда  однофазная
среда,  что  определяет  очень  высокий  уровень
теплообмена  с  охлаждаемой  деталью,  а  ее
плотность  зависит  от  температуры.  Это  обус¬
лавливает  циркуляцию  воды  в  термосифонных
системах  охлаждения  рабочих  лопаток.
 Охлаждение  водой  при  докритическом
давлении  может  использоваться  для  защиты
статорных  элементов  турбины  с  принудитель¬
ной  циркуляцией  воды.  Особенностью  такого
типа  охлаждения  является  возможность  воз¬
никновения  зон  с  пузырьковым  кипением  и,
следовательно,  с  возможными  критическими
тепловыми  потоками,  приводящими  к  явле¬
нию  кризиса  кипения.
 Несмотря  на  очевидные  преимущества
водяное  охлаждение  в  настоящее  время  не  вы¬
шло  из  стадии  проектных  проработок  и  экспе¬
риментальных  исследований.  Однако  прове¬
денное  подробное  исследование,  в  том  числе  и
циклической  прочности  направляющей  лопат¬
ки  с  полками,  с  32  цилиндрическими  канала¬
ми,  расположенными  в  профильной  части
 Рис.  3.5.4.  Схема  сопловой  лопатки  с  водяным
охлаждением
 (рис.  3.5.4),  фирмы  «Сименс»  открывает  пер¬
спективы  продолжения  работ  по  водяному  ох¬
лаждению.
 3.5.3. 	ИССЛЕДОВАНИЕ  ВОЗМОЖНОСТЕЙ
ПАРОВОГО  ОХЛАЖДЕНИЯ
 В  последние  годы  при  разработке  ГТУ  с
начальной  температурой  газа  примерно  1500  °С,
особенно  с  учетом  значительного  развития  ПГУ,
передовыми  зарубежными  газотурбостроитель¬
ными  фирмами  в  ГТУ  серий  «G»  и  «Н»  стало
применяться  паровое  охлаждение  их  элементов.
Как  уже  отмечалось,  в  ГТУ  M701G2  по  замкну¬
той  схеме  паром  охлаждаются  переходные  пат¬
рубки  трубчато-кольцевой  камеры  сгорания  и
элементы  статора  над  рабочими  лопатками  газо¬
вой  турбины  для  стабилизации  радиальных  за¬
зоров.  В  ГТУ  9001  Н  паром  по  замкнутой  схеме
охлаждаются  лопатки,  в  том  числе  и  рабочие.
Переходные  патрубки  трубчато-кольцевой  каме¬
ры  сгорания,  сопловые  лопатки  двух  первых
ступеней  турбины  в  ГТУ  W501  программы  ATS
имеют  замкнутое  паровое  охлаждение,  два  пер¬
вых  венца  рабочих  лопаток  —  замкнутое  воз¬
душное  охлаждение.
 Пар  как  охлаждающий  агент  по  своим  те¬
плофизическим  свойствам  значительно  усту¬
пает  воде,  но  превосходит  воздух.  По  сравне¬
нию  с  воздухом  пар  имеет:
 более  высокую  теплоемкость  и  теплопро¬
водность,  что  повышает  интенсивность  тепло¬
обмена  в  охлаждающих  каналах  и  удельный
теплосъем;
 значительно  меньшие  затраты  энергии  на
сжатие  и  проход  пара  через  систему  охлажде¬
ния,  что  обусловлено  повышением  его  давле¬
ния  в  жидкой  фазе;
 возможность  более  эффективного  полез¬
ного  использования  теплоты,  переданной  пару
в  системе  охлаждения  газовой  турбины  в  паро¬
вом  контуре  в  случае  применения  закрытой
системы  охлаждения  и  при  работе  ГТУ  в  со¬
ставе  ПГУ;
 возможность  генерации  охлаждающего
пара  за  счет  теплоты  уходящих  газов  ГТУ.
 Предложения  по  использованию  водяно¬
го  пара  для  наружного  охлаждения  деталей  га¬
зовой  турбины  встречаются  уже  в  первых  па¬
тентах  на  ГТД:  температура  основного  газово¬
го  потока  перед  турбиной  снижалась  за  счет
подмешивания  в  него  пара.  Такой  способ  ох¬
лаждения  не  нашел  применения  вследствие
весьма  низкой  эффективности.

ИССЛЕДОВАНИЕ  ВОЗМОЖНОСТЕЙ  ПАРОВОГО  ОХЛАЖДЕНИЯ
 625
 Отечественные  исследования  парового  ох¬
лаждения.  Первое  известное  предложение  ис¬
пользования  водяного  пара  в  качестве  хлада¬
гента  для  внутренней  системы  охлаждения  га¬
зовой  турбины,  работающей  в  составе  ПГУ,
относится  к  середине  50-х  годов,  когда  в  про¬
веденном  в  ЦКТИ  комплексе  расчетных  и
экспериментальных  исследований  по  исполь¬
зованию  испарительного  парового  охлаждения
в  лопаточном  аппарате  газовой  турбины  была
рассмотрена  лопатка  с  замкнутой  системой,
которая  охлаждалась  паром,  образующимся  в
результате  впрыскивания  воды  в  ее  внутрен¬
ние  полости.  Предполагалось,  что  вода  для  ох¬
лаждения  подается  из  парового  контура  после
питательного  насоса,  а  образовавшийся  пар
поступает  в  пароперегреватель  котла-утилиза¬
тора  (т.е.  система  охлаждения  замещает  испа¬
рительные  поверхности  котла-утилизатора).
Теоретически  тепловой  КПД  ПГУ  с  ГТУ  с  та¬
кой  системой  охлаждения  может  составлять  до
 45...50%  при  температуре  газа  перед  газовой
турбиной  1300  °С,  температурой  пара  перед
паровой  турбиной  500  °С  и  относительном
расходе  пара  не  более  5%.  Были  выполнены
детальные  проработки  конструкции  охлаждае¬
мой  ступени  газовой  турбины  с  охлаждением
как  сопловых,  так  и  рабочих  лопаток,  которые
были  выполнены  полыми  из  листового  мате¬
риала  с  толщиной  стенок  около  2  мм.  Вода  в
сопловых  и  рабочих  лопатках  распылялась
форсунками.  Пар  из  лопаток  отводился  через
полости  в  диафрагме  над  ними.  Давление  пара
во  внутренних  полостях  лопаток  должно  было
несколько  превышать  давление  газа  в  проточ¬
ной  части  турбины.  Естественно,  что  такое  ох¬
лаждение  нельзя  отнести  к  чисто  паровому,
так  как  основной  съем  теплоты  происходил  в
процессе  испарения  капель  воды  на  теплооб¬
менной  поверхности.
 Исследования  теплообмена  в  потоке  пе¬
регретого  и  насыщенного  пара  показали  воз¬
можность  существенной  интенсификации  теп¬
лообмена  в  проточной  части  газовой  турбины
при  использовании  пара  в  качестве  охлаждаю¬
щего  агента  вместо  воздуха,  а  также  позволили
сформулировать  основные  принципы  построе¬
ния  рациональной  комбинированной  установ¬
ки  на  базе  газовой  турбины  с  паровым  охлаж¬
дением  [27].
 В  результате  теоретических  и  экспери¬
ментальных  исследований  парового  охлажде¬
ния,  проведенных  в  ЦКТИ  и  на  кафедре  тур¬
бостроения  ЛПИ  им.  М.И.  Калинина,  в  1962  г.
 была  предложена  конструкция  проточной  час¬
ти  газовой  турбины  с  использованием  пара
для  охлаждения  рабочих  лопаток.  Система  ох¬
лаждения  реализована  по  двухконтурной  схе¬
ме.  Первичный  охлаждающий  агент  (калий  и
натрий)  циркулирует  в  глухих  каналах  систе¬
мы  охлаждения  рабочей  лопатки.  Теплота,  по¬
лучаемая  этими  агентами  через  поверхность
радиатора,  расположенного  в  корневой  части
лопатки,  передается  вторичному  охлаждающе¬
му  агенту  —  пару.  Охлаждающая  система  по
пару  —  замкнутая.  Пар  для  охлаждения  гене¬
рируется  в  котле-утилизаторе  за  счет  теплоты
уходящих  из  газовой  турбины  газов  и  после
охлаждения  ее  проточной  части  подается  в
специальную  паровую  турбину,  где  расширя¬
ется  до  давления  в  конденсаторе.  Расчетный
КПД  комбинированной  установки  на  основе
такой  газовой  турбины  может  достигать  50%
при  температуре  газа  1200  °С  и  мощности  кон¬
денсационной  паровой  турбины  до  20%  мощ¬
ности  ГТУ.  Очень  похожая  тепловая  схема
ПГУ  примерно  в  это  же  время  была  предложе¬
на  в  Германии.
 В  ЦКТИ  в  начале  70-х  годов  на  экспери¬
ментальной  установке  Э1-П  исследовались  на¬
правляющая  и  рабочая  лопатки  при  паровом
охлаждении.  Установка  Э1-П  —  опытная  од¬
ноступенчатая  с  консольным  двухопорным  ро¬
тором  газовая  турбина,  укомплектованная  не¬
обходимыми  системами  обеспечения  ее  рабо¬
ты,  управления  и  измерения  технологических
параметров.  Сжатый  воздух  в  камеру  сгорания
и  охлаждающий  пар  в  систему  охлаждения  по¬
даются  из  автономных  источников.  Статор
турбины  не  имеет  горизонтального  разъема.
Сопловые  лопатки  статора  оболочковой  кон¬
струкции,  с  замкнутой  системой  охлаждения,
с  петлевой  схемой  течения  пара  по  продоль¬
ным  каналам,  причем  сначала  охладитель  про¬
ходит  по  щелевым  каналам  входной  кромки  и
спинки,  а  затем  —  по  каналам  в  зоне  вогнутой
части  и  выходной  кромки  (рис.  3.5.5)  [43].
Контур  профиля  лопатки  —  типовой  профиль
ТН7А,  но  с  утолщенной  за  счет  изменения
конфигурации  вогнутой  стороны  выходной
кромкой.  Оболочка  лопатки  толщиной  2  мм
изготовлена  из  сплава  ВЖ98  методом  горячей
штамповки  с  последующей  сваркой  по  кром¬
кам  и  приваркой  донышка.  Внутренний  стер¬
жень  лопатки  выполнен  из  стали  12Х18Н10Т  с
продольными  ребрами,  фиксирующими  его  в
оболочке  и  образующими  каналы  для  прохода
охладителя.

626  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 Рис.  3.5.5.  Схема  соплового  сегмента
с  паровым  охлаждением  установки  Э1-П
 Сопловой  аппарат  турбины  из  30  лопаток
высотой  46  мм  установлен  на  среднем  диамет¬
ре  625  мм  с  относительным  шагом  0,805.  Ло¬
патки  объединены  в  сегменты  (по  три  в  каж¬
дом).  Для  исследования  температурного  со¬
стояния  лопаток  использовались  два  сегмента,
расположенные  диаметрально  противополож¬
но  на  статоре  турбины:  в  один  подавался  пар,
а  во  второй  —  воздух.  Режимные  параметры
при  испытаниях  изменялась  в  следующих  пре¬
делах:  начальная  температура  550...  1300  °С,
давление  газа  0,12...0,19  МПа,  относительный
расход  охладителя  1...7%,  его  давление
0,12...0,2  МПа,  а  температура  20...50  °С  для
воздуха  и  140...200  °С  для  пара.  Результаты
экспериментальных  исследований  направляю¬
щей  лопатки  при  паровом  и  воздушном  охла¬
ждении  показали,  что  при  одинаковом  расходе
охладителя,  минимальная  эффективность  ох¬
лаждения,  рассчитанная  по  максимальной
температуре  выходной  кромки,  на  35...40%  вы¬
ше  при  паровом  охлаждении  (при  G0XJl  =4%).
При  паровом  охлаждении  получено  также
снижение  неравномерности  распределения
температур  по  профилю.
 На  этой  же  установке  испытана  и  охлаж¬
даемая  паром  рабочая  лопатка,  разработанная
в  ЦКТИ  (рис.  3.5.6).  Несущий  стержень  ло¬
патки  выполнен  вместе  с  хвостовой  частью.
Сварная  оболочка  толщиной  2  мм  приварена  к
стержню  в  зоне  полки.  Оболочка  вместе  со
стержнем  образует  систему  продольных  кана¬
лов.  Охладитель  подводится  и  отводится  в
корневой  части  лопатки.  На  рабочем  колесе  на
 Рис.  3.5.6.  Экспериментальная  пароохлаждае¬
мая  рабочая  лопатка  ЦКТИ
 среднем  диаметре  625  мм  установлены  61  ло¬
патка.  Начальная  температура  газов  перед  тур¬
биной  при  испытаниях  достигала  1200  °С.  Ис¬
следования  проводились  в  широких  диапазо¬
нах  изменения  параметров:  расхода  охлаждаю¬
щего  агента  (при  паровом  охлаждении  4...24%,
при  воздушном  охлаждении  4...  14%)  и  чисел
Re,  вычисленных  по  параметрам  потока  на
выходе  из  лопатки  [по  газу  (0,4...  1,7)  105,  по
охладителю  (0,4...2)  104].  Обработка  экспери¬
ментальных  данных  охватывала  50  режимов
работы.  Результаты  испытаний  также  подтвер¬
дили  существенно  большую  эффективность
парового  охлаждения  для  рассмотренной  ло¬
патки.  Так,  при  одинаковых  расходах  охлади¬
теля,  а  также  температурах  газа  и  охладителя
температура  металла  лопатки  при  паровом  ох¬
лаждении  на  100...  120  °С  ниже,  чем  при  воз¬
душном.  Кроме  того,  в  этом  эксперименте  при
паровом  охлаждении  получена  меньшая  не¬
равномерность  температурного  поля  лопатки.
 При  исследованиях  парового  и  воздушного
охлаждения  рабочих  лопаток  с  целью  совершен¬
ствования  их  конструкции,  проводимых  в  ЛПИ
в  1970—1975  гг.  [7],  испытаны  лопатки  с  систе¬
мами  охлаждения  трех  вариантов  (рис.  3.5.7):
 а) 	простое  продольное  течение  охлаж¬
дающего  агента;
 б) 	продольно-возвратное  (петлевое)  тече¬
ние  охлаждающего  агента;

ИССЛЕДОВАНИЕ  ВОЗМОЖНОСТЕЙ  ПАРОВОГО  ОХЛАЖДЕНИЯ
 627
 а) 	б) 	в)
 Рис.  3.5.7.  Экспериментальные  охлаждаемые
рабочие  лопатки  ЛПИ
 в) 	продольно-возвратное  (петлевое)  тече¬
ние  охлаждающего  агента  в  средней  части
профиля  и  струйный  обдув  кромок.
 На  рабочем  колесе  опытной  одноступен¬
чатой  турбины  со  средним  диаметром  510  мм
устанавливались  две  одинаковые  опытные  ло¬
патки.  Лопатка  а  исследовалась  в  двух  моди¬
фикациях:  с  нерегулируемым  расходом  охлаж¬
дающего  агента  по  каналам  и  с  дозируемыми
расходами  охладителя  по  каналам.  Все  иссле¬
дуемые  лопатки  имели  одинаковую  внешнюю
геометрию:  высоту  114  мм,  хорду  44  мм  и  углы
решетки  профилей  на  входе  и  выходе  соответ¬
ственно  57  и  42°.  Оболочки  лопаток  изготов¬
лены  из  стали  12Х18Н10Т.  Глубина  охлаждаю¬
щих  каналов  0,5...  1  мм.  Для  измерения  темпе¬
ратур  оболочки  использовались  проволочные
термопары  ХА  с  диаметром  термоэлектродов
0,2  мм.  Опыты  проводились  при  температуре
газа  перед  лопатками  750...  1300  К,  начальной
температуре  охладителя  380...520  К,  его  отно¬
сительном  расходе  0,5...5%,  числах  Re  по  газу
на  входе  в  лопатки  (0,2...  1,2)  105  и  частотах
вращения  рабочего  колеса  960...2160  мин-1.
 Результаты  испытаний  показали,  что  ис¬
следованные  оболочковые  лопатки  имеют
умеренную  эффективность  охлаждения.  Из
них  лучшая  эффективность  —  у  лопатки  а,
худшая  —  у  лопатки  б.  Лопатка  в  занимает  по
эффективности  охлаждения  промежуточное
положение.  При  одинаковых  температурах  га¬
за  и  охладителя  одинаковая  температура  стен¬
ки  достигается  при  расходе  пара  значительно
меньшем,  чем  при  охлаждении  воздухом.  Эф¬
фективность  охлаждения  оболочковой  лопат¬
ки  ЛПИ  оказалась  несколько  выше,  чем  кон¬
струкции,  испытанной  в  ЦКТИ.  Однако  соот¬
ношение  между  паровым  и  воздушным  охлаж¬
дением  в  них  получено  аналогичное.
 Экспериментальные  исследования  паро¬
вого  и  воздушного  охлаждения  сопловых  ло¬
паток  дефлекторного  типа  со  струйной  интен¬
сификацией  теплообмена  выполнены  в  ЛПИ  в
середине  80-х  годов  на  статическом  высоко¬
температурном  газодинамическом  стенде.
Особенность  конструкции  исследованной  ло¬
патки  с  открытой  системой  охлаждения  —  раз¬
витая  система  отверстий  дефлектора  в  зоне
спинки  профиля  для  снятия  за  счет  выдува  че¬
рез  них  местного  перегрева  этой  зоны
(рис.  3.5.8).  Лопатка  состоит  из  профильной
части  толщиной  стенки  3  мм  и  вставленного
внутрь  нее  тонкостенного  (толщиной  0,3  мм)
дефлектора.  В  зоне  78  отверстий  зазор  между
дефлектором  и  стенкой  лопатки  составляет
3,2  мм.  Суммарная  площадь  отверстий  состав¬
ляет  40%  общей  площади  отверстий  в  дефлек¬
торе  для  прохода  охладителя.  Охладитель  под¬
водится  по  трубке  диаметром  12  мм.  Лопатки
испытывали  в  составе  пакета  из  двух  исследуе¬
мых  охлаждаемых  лопаток,  установленных  в
середине,  и  двух  неохлаждаемых  —  по  краям,
так,  что  образовывалась  плоская  решетка  про¬
филей  (шаг  63,5  мм,  хорда  98  мм  и  высота
 Рис.  3.5.8.  Экспериментальная  пароохлаждаемая
разборная  направляющая  лопатка  дефлекторного
типа  со  струйной  интенсификацией  теплообмена:
 1 	—  крышка  лопатки;  2  —  донышко  дефлекто¬
ра;  3  —  оболочка  дефлектора;  4  —  стенка  ло¬
патки;  5  —  асбестовая  прокладка;  6  —  донышко
лопатки

628  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 профиля  100  мм).  Испытания  проводились
при  температуре  газового  потока  550...850  °С,
его  расходе  1,7...  1,8  кг/с,  относительном  рас¬
ходе  охладителей  (воздуха  и  пара)  0,5...2,5%  и
их  начальной  температуре  100...270  °С.  Числа
Re  и  Ма  на  выходе  газового  потока  из  пакета
лопаток  составляли  соответственно
(3,5...4,6)105  и  0,65...0,72.
 Качественный  характер  распределения
температур  по  обводу  профиля  и  при  воздуш¬
ном  и  паровом  охлаждении  был  получен  оди¬
наковый,  типичный  для  сопловой  лопатки  с
дефлектором  и  с  выпуском  охладителя  из  нее
через  щелевые  каналы  в  выходной  кромке.
Паровое  охлаждение  обусловило  снижение
средней  температуры  стенки  лопатки  на  75  °С
по  сравнению  с  воздушным  (при  температуре
газа  825  °С  и  расходе  охладителя  1%  и  при
1120  °С  и  1,6%).  Применение  пара  вместо  воз¬
духа  в  сопловой  лопатке  с  дефлектором  суще¬
ственно  повышает  эффективность  системы  ох¬
лаждения.  При  равных  расходах  охладителя
средняя  безразмерная  глубина  охлаждения
увеличивается  на  10...  15%,  одинаковая  глубина
охлаждения  обеспечивается  при  расходе  пара  в
1,5  раза  меньше  расхода  воздуха.
 Экспериментальные  исследования  паро¬
вого  и  воздушного  охлаждения  плоской  ре¬
шетки  рабочих  лопаток  с  системой  охлажде¬
ния  канального  типа  были  выполнены  в  ЛПИ
в  середине  80-х  годов  на  газодинамическом
стенде  [34].  Лопатка  моделировала  в  натураль¬
ную  величину  среднее  сечение  рабочей  лопат¬
ки  первой  ступени  турбины  мощной  ГТУ
(ГТЭ-150).  Система  охлаждения  представляла
собой  восемь  прямолинейных  каналов  кругло¬
го  сечения  (один  канал  —  диаметром  7  мм,  че¬
тыре  канала  —  4,2  мм  и  три  канала  —  2,5  мм),
размещенных  по  скелетной  линии  профиля,
причем  диаметры  каналов  уменьшались  от
входной  к  выходной  кромке,  с  выводом  охла¬
дителя  в  зазор  между  торцом  лопатки  и  стен¬
кой  рабочего  участка.  Профили  в  решетке
имели  хорду  115  мм,  шаг  установки  87  мм,
угол  установки  63°.  Высота  лопаток  —  100  мм.
Испытания  проводились  при  низких  началь¬
ных  параметрах  газа:  температуре  500...800  °С
и  давлении  103...  123  кПа.  Результаты  испыта¬
ний  свидетельствуют  о  заметных  преимущест¬
вах  парового  охлаждения.
 Сопловая  лопатка  дефлекторной  конст¬
рукции,  состоящей  из  толстостенной  несущей
оболочки  и  тонкостенного  вставного  дефлек¬
тора  с  ребрами,  обеспечивающего  продольное
 вдоль  пера  лопатки  течение  охладителя,  в
составе  сегмента  соплового  аппарата  первой
ступени  газовой  турбины  газотурбинного  дви¬
гателя  типа  М-8Е  исследована  в  НПО  «Маш-
проект»  на  газодинамическом  стенде  с  исполь¬
зованием  в  качестве  охладителя  воздуха,  пара
и  паровоздушной  (с  содержанием  воздуха
 45...55%)  смеси.  Температура  газа  перед  лопат¬
кой  составляла  900,  1000  и  1100  °С.  Результаты
опытов,  обработанные  в  виде  зависимости
средней  по  обводу  профиля  лопатки  безраз¬
мерной  глубины  охлаждения  от  относительно¬
го  расхода  охладителя,  показали,  что  эффек¬
тивность  охлаждения  паром  на  25...30%  выше,
чем  воздухом.  При  подмешивании  к  пару  воз¬
духа  эффективность  охлаждения  снижается  по
сравнению  с  чисто  паровым  охлаждением
примерно  пропорционально  количеству  под¬
мешиваемого  воздуха.  В  такой  конструкции
лопатки  переход  к  паровому  охлаждению  по¬
зволяет  при  прочих  равных  условиях  умень¬
шить  относительный  расход  охладителя.
 Следует  отметить,  что  при  использовании
пара  в  качестве  охладителя  возможно  образова¬
ние  отложения  солей  и  примесей,  содержащих¬
ся  в  паре  на  стенках  охлаждающих  каналов.
Это  приводит  к  снижению  отвода  теплоты  в
каналах  и  одновременному  уменьшению  про¬
ходных  сечений  каналов  [5,  6].  Наибольшую
опасность  для  каналов  системы  охлаждения  га¬
зовой  турбины  представляют  оксиды  железа
(Fe203,  Fe304),  имеющие  отрицательный  коэф¬
фициент  растворимости  в  паре,  у  которых  с
увеличением  температуры  растворимость  в  па¬
ре  снижается.  Эти  оксиды  могут  выпадать  из
пара  в  процессе  его  нагрева  в  каналах  системы
охлаждения.  Опасность  заноса  охлаждающих
каналов  другими  солями  с  отрицательными  ко¬
эффициентами  растворимости  (например,
сульфатом  натрия  Na2S04  и  сульфатом  кальция
CaS04)  меньше.  Так,  натриевые  соли  все  рас¬
творимы  в  воде  и  даже  незначительная  влаж¬
ность  пара  вызывает  вымывание  этих  солей  со
стенок  охлаждающих  каналов.
 Экспериментальные  исследования  про¬
водились  в  ЛПИ  на  специально  изготовлен¬
ном  рабочем  участке,  который  включал  кана¬
лы  различной  конфигурации,  встречающиеся
в  системах  охлаждения  лопаточных  аппаратов,
а  также  охлаждаемую  лопатку  оболочковой
конструкции  со  струйным  обдувом  кромок  че¬
рез  отверстия  [5].  Экспериментальный  участок
устанавливался  в  топку  работающего  котла  в
зону  с  температурой  газа  около  1100  °С.  В  ка¬

ИССЛЕДОВАНИЕ  ВОЗМОЖНОСТЕЙ  ПАРОВОГО  ОХЛАЖДЕНИЯ
 629
 налы  экспериментального  участка  подавался
пар  с  давлением  300  кПа  и  температурой
100  °С.  На  выходе  из  каналов  рабочего  участка
давление  пара  снижалось  до  атмосферного,  а
его  температура  повышалась  до  350...450  °С,
что  обеспечивало  температуру  стенок  канала
около  600  °С.  Продолжительность  испытаний
составляла  5100  ч,  в  том  числе  3350  ч  при  пре¬
дельных  нагрузках  по  теплонапряженности.
Вскрытие  экспериментального  участка  после
испытаний  показало  отсутствие  отложений  со¬
лей  и  в  каналах  рабочего  участка,  и  в  охлаж¬
даемой  лопатке,  в  том  числе  в  отверстиях  диа¬
метром  0,5...  1  мм.
 Большие  проблемы  могут  возникнуть  при
работе  системы  охлаждения  на  паре,  генерируе¬
мом  в  котле  с  низким  давлением  (до  3  МПа),  на¬
пример,  в  котле-угилизаторе,  работающем  на  вы¬
пускных  газах  ГТУ.  Такие  котлы  имеют,  как  пра¬
вило,  упрощенную  систему  водоочистки  и,  следо¬
вательно,  худшую  чистоту  пара,  чем  котел  с  высо¬
кими  параметрами  пара.  Для  моделирования  ра¬
боты  системы  охлаждения  на  таком  паре  в  ЛПИ
проведены  дополнительные  исследования  второго
экспериментального  участка  установленного  в
котле  ДВК-10  [6].  Для  опытов  использовался  пар
давлением  200...300  кПа  и  температурой  180  °С  и
пониженными  показателями  чистоты,  в  частности
водородный  показатель  pH  =  7...9.
 Разработка  и  экспериментальные  иссле¬
дования  направляющих  лопаток  разных  ти¬
пов  с  элементами  замкнутого  парового  охла¬
ждения  проводились  в  1992—1995  гг.  в  ЦКТИ
и  ЛПИ.  Первый  тип  —  струйное  охлаждение
входной  и  выходной  кромок  и  отвод  пара  из
лопатки  из  центральной  полости  дефлектора.
Проработано  несколько  вариантов  таких  лопа¬
ток,  в  том  числе  со  вставным  дефлектором  и
перемычками  в  лопатке  для  обеспечения  устой¬
чивости  ее  формы.  Результаты  расчетов  лопат¬
ки  для  газовой  турбины  со  среднемассовой
температурой  Тт  =  1300  °С  (максимальная  тем¬
пература  газа  1480  °С,  температура  охлаждаю¬
щего  пара  240  °С)  показали,  что  при  относи¬
тельном  расхода  пара  Gn  =  3%  (по  отноше¬
нию  к  GK)  получено  удовлетворительное  тем¬
пературное  (термонапряженное)  состояние.
Вариантные  расчеты  показали,  что  рассмот¬
ренная  конструкция  лопатки  обеспечивает
необходимое  снижение  температуры  лопатки,
вплоть  до  максимальной  температуры  газа
1530  °С  при  Gn  «  4%.
 Выполнены  проработки  варианта  лопат¬
ки  с  замкнутым  паровым  охлаждением  основ¬
 ной  части  лопатки  и  открытым  воздушным  ох¬
лаждением  выходной  кромки^При  расходе  па¬
ра  Gn  «  2%,  расходе  воздуха  GB  =  2%  и  темпе¬
ратуре  газа  1630  °С  обеспечивается  снижение
расчетной  температуры  металла  до  850  °С.  Эф¬
фективность  охлаждения  (в  среднем)  0ср  =  0,59
для  первого  варианта  лопатки  при  Тг=  1530  °С;
0ср  =  0,61  для  лопатки  с  полузамкнутой  схемой
охлаждения.
 Второй  вариант  замкнутого  парового  охла¬
ждения  (исследования  ЛПИ)  —  пар  движется  по
каналам,  образованным  между  оболочкой  и
стержнем  вдоль  высоты  лопатки,  причем  по
части  каналов  (в  зоне  входной  и  выходной  кро¬
мок)  по  направлению  от  периферийной  полки  к
корневой,  а  по  остальным  каналам  —  в  обрат¬
ном  направлении  после  охлаждения  корневой
полки.  В  расчетах  для  лопатки  подобного  типа
при  Gn  =  2,8%  и  Тттах  =  1480  °С  получено  зна¬
чение  0ср  =  0,548,  для  лопатки  с  мелкоканаль¬
ным  внутристеночным  охлаждением  0ср  =  0,59
при  Gn  =  3%,  Тт  =  1700  °С  и  Тп  =  260  °С.
 Эффективность  охлаждения  лопаток  с
паровым  и  воздушным  охлаждением  в  среднем
(0ср)  при  использовании  пара  выше  на  0,05
(при  расходах  2,8...4%).  Следует  отметить,  что
по  опытным  данным  эффективность  парового
охлаждения  экспериментальной  лопатки  ЛПИ
больше,  чем  воздушного  (А0  =  0,1),  но  при
расходах  до  2%.
 В  последних  работах  ОАО  «НПО  ЦКТИ»
(1998-1999  гг.)  по  замкнутому  паровому  охла¬
ждению  разработаны  системы  охлаждения  для
двух  вариантов  сопловых  лопаток  первой  сту¬
пени  мощной  ГТУ  (варианты  с  традиционным
и  трехмерным  профилированием  внешних  об¬
водов  ступени).  В  этих  вариантах  паром  после¬
довательно-параллельно  с  профильной  частью
охлаждаются  периферийная  и  корневая  полки.
Предложен  ряд  оригинальных  конструкций
особенно  для  лопаток  саблевидной  формы.
Выполнен  полный  комплекс  расчетов,  позво¬
ливших  обеспечить  ресурс  работы  50  тыс.  ч  и
допустимое  число  циклов  теплосмен  2000.
При  максимальной  температуре  газового  по¬
тока  примерно  1600  °С  и  расходе  пара  около
4%  в  профильных  частях  удалось  получить
глубину  охлаждения  до  580  °С  (с  учетом  уста¬
новки  термобарьерного  покрытия  толщиной
0,3  мм  на  профиле  и  0,5  мм  на  полках).
 Исследования  парового  охлаждения  за  ру¬
бежом.  В  конце  80-х  годов  энергетический  ис¬
следовательский  институт  EPRI  (США)  разра¬
ботал  ГТУ  мощностью  200  МВт  с  начальной

630  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 температурой  газа  1340  °С  при  степени  повы¬
шения  давления  в  компрессоре  16.  В  ней  в  ка¬
честве  окончательного  варианта  была  принята
трехступенчатая  газовая  турбина,  в  которой  со¬
пловой  аппарат  первой  ступени  имел  воздуш¬
ное  охлаждение,  а  все  остальные  лопаточные
аппараты,  кроме  неохлаждаемой  последней
ступени,  охлаждались  паром.  Была  применена
замкнутая  система  парового  охлаждения.  ПГУ
с  такой  установкой  по  расчету  EPRI  должна
иметь  мощность  261  МВт  и  КПД  53,8%.
 Как  уже  рассматривалось,  реализацией
парового  охлаждения  занимаются  фирмы  GE
и  Вестингауз.  Фирма  Вестингауз  рассчитывает
использовать  паровое  охлаждение  как  способ
реализации  поставленных  программой  ATS  за¬
дач  и  намерена  достичь  КПД  62%.  Как  уже  от¬
мечалось,  в  газотурбинной  установке  501G
применена  замкнутая  паровая  система  охлаж¬
дения  жаровых  труб  [97].  Фирма  GE  примени¬
ла  замкнутую  систему  парового  охлаждения
при  разработке  ГТУ  типов  7Н  и  9Н  [98],  что
позволило  повысить  температуру  газа  перед
первыми  рабочими  лопатками  без  повышения
температуры  сгорания  топлива  (разность  тем¬
ператур  составляет  111  °С).  Замкнутый  контур
парового  охлаждения  первого  сопла  —  это
своеобразный  ключ  к  проблеме  снижения
уровня  NOx  при  повышенных  температурах  га¬
за,  необходимых  для  достижения  КПД  в  ком¬
бинированной  установке  свыше  60%.  Голов¬
ная  установка  9Н  испытана  в  1998  г.  Разработ¬
ка  проектов  установок  серий  «G»  и  «Н»  фир¬
мы  GE  включала  в  себя  экспериментальную
оптимизацию  конфигурации  каналов  системы
охлаждения  в  рабочих  и  направляющих  лопат¬
ках  путем  испытания  моделей.  Предваритель¬
ный  уровень  NOx  для  ГТУ  9001Н  равен
25  млн-1  (на  газе  при  базовой  нагрузке),  а  для
ГТУ  7001Н  —  9  млн-1.  В  сентябре  2003  г.  агре¬
гат  9001  Н  прошел  демонстрационный  период
коммерческой  эксплуатации  в  Великобрита¬
нии  [98].
 С  начала  90-х  годов  проблемами  парово¬
го  охлаждения  занимается  факультет  энергети¬
ческого  машиностроения  университета  в
г.  Флоренции  (Италия)  [34].  Исследовались
три  типа  системы  охлаждения:  открытая  паро¬
вая,  закрытая  паровая  и  полуоткрытая  сме¬
шанная  паровоздушная  (пар  —  в  закрытой
системе,  воздух  для  охлаждения  выходной
кромки  —  в  открытой).  Были  рассчитаны  рас¬
пределения  температур  по  профилю  лопатки  и
эффективности  охлаждения  для  всех  рассмот¬
 ренных  типов  систем  при  использовании  в  ка¬
честве  охладителя  воздуха,  пара  и  комбинации
воздуха  и  пара.  Результаты  исследований  по¬
казали:  в  открытой  системе  охлаждения  ис¬
пользование  пара  вместо  воздуха  не  требует
существенного  переконструирования  лопатки
и  приводит  к  50%  экономии  расхода  охладите¬
ля;  сложность  реализации  закрытой  системы
охлаждения  из-за  проблемности  охлаждения
области  выходной  кромки.  В  качестве  реше¬
ния  предложена  полуоткрытая  система  охлаж¬
дения  с  комбинированным  охладителем:  па¬
ром  —  для  замкнутого  охлаждения  основного
массива  лопатки  и  воздухом  —  для  открытого
охлаждения  области  выходной  кромки.
 Интересные  экспериментальные  и  про¬
ектные  исследования,  выполненные  фирмой
Тошиба  Корпорейшен  совместно  с  энергоком¬
панией  Тохоку  (Япония),  в  которых  рассмот¬
рены  два  типа  охлаждаемых  паром  направляю¬
щих  лопаток  газовой  турбины:  высокого  и
среднего  давления.  Направляющая  лопатка
первого  типа  разработана  для  первой  ступени
газовой  турбины,  работающей  при  начальных
температуре  1450  °С  и  давлении  1,8  МПа
(рис.  3.5.9).  Охлаждение  производится  паром
высокого  давления  (10,3  МПа,  435  °С).  Про¬
фильная  часть  лопатки  имеет  хорду  117  мм  и
высоту  92  мм.  Система  охлаждения  профиль¬
ной  части  имеет  более  30  прямолинейных  ка¬
налов  круглого  сечения  диаметром  около
 Рис.  3.5.9.  Охлаждаемая  паром  направляющая
лопатка  газовой  турбины  с  использованием
в  качестве  охладителя  пара  высокого  давления

ИССЛЕДОВАНИЕ  ВОЗМОЖНОСТЕЙ  ПАРОВОГО  ОХЛАЖДЕНИЯ
 631
 2 	мм.  В  связи  с  высоким  коэффициентом  теп¬
лоотдачи  со  стороны  пара  высокого  давления
дополнительная  интенсификация  теплообмена
в  каналах  не  предусмотрена.  Полки  лопатки
также  имеют  систему  круглых  охлаждающих
каналов.
 Охлаждающий  пар  сначала  подается  че¬
рез  подводящую  трубу  со  стороны  периферий¬
ной  полки  к  охлаждающим  каналам,  располо¬
женным  в  выпуклой  стороне  профильной  час¬
ти  лопатки,  где  отвод  теплоты  от  газа  к  метал¬
лу  более  интенсивный.  По  этим  каналам  пар
движется  от  периферии  к  корню  лопатки.
В  корневой  полке  пар  собирается  в  коллектор
и  направляется  по  двум  путям.  Одна  часть  па¬
ра  проходит  по  охлаждающим  каналам  корне¬
вой  полки,  охлаждая  ее,  и  затем  подается  к  ох¬
лаждающим  каналам,  расположенным  на  во¬
гнутой  стороне  профиля,  и  входной  кромке
лопатки.  По  этим  каналам  пар  поднимается  к
периферийной  полке,  охлаждая  эти  зоны  про¬
фильной  части.  Другая  часть  пара  сразу  пода¬
ется  к  охлаждающим  каналам,  расположен¬
ным  в  зоне  выходной  кромки  лопатки,  и  так¬
же  поднимается  по  ним  к  периферийной  пол¬
ке.  В  периферийной  полке  эти  обе  части  пара
собираются  вместе  и,  двигаясь  по  ее  специаль¬
ным  каналам,  охлаждают  ее.  После  этого  пар
отводится  из  лопатки  через  отводящую  трубу.
Относительный  расход  пара  для  охлаждения
лопатки  составляет  6,3%.  Поскольку  зона  вы¬
пуклой  стороны  профильной  части  лопатки
около  входной  кромки  требует  дополнитель¬
ных  мер  защиты  от  нагрева,  для  нее  организо¬
вано  дополнительное  пленочное  воздушное
охлаждение  с  относительным  расходом  возду¬
ха  в  1,9%.
 Лопатка  полностью  изготовлена  точным
литьем  из  суперсплава  на  основе  кобальта.
Круглые  охлаждающие  каналы  выполнены
прожигом.  Покрывные  пластины  и  трубы  под¬
вода  и  отвода  пара  приварены  к  лопатке  после
выполнения  охлаждающих  каналов.  Исследо¬
вания  распределения  потоков  пара  по  охлаж¬
дающим  каналам  лопатки  выполнены  на  спе¬
циальной  визуализационной  модели.  Для  ви¬
зуализации  потоков  охладителя  использована
вода  с  мелкими  пузырьками.  Результаты  экс¬
перимента  показали,  что  охладитель  равно¬
мерно  протекает  по  всем  каналам  системы  ох¬
лаждения  без  застойных  зон  и  обратных  тече¬
ний.  Примененное  для  входной  кромки  пле¬
ночное  воздушное  охлаждение  было  экспери¬
ментально  исследовано  и  оптимизировано  на
 специальной  двухмерной  модели.  В  результате
были  выбраны  оптимальные  форма,  размеры,
количество  и  расположение  отверстий  для
создания  пленки  на  этой  конкретной  лопатке.
Разработанная  пароохлаждаемая  лопатка  была
экспериментально  исследована  на  горячем
статическом  стенде.  Параметры  эксперимента
и  проектные  данные  приведены  в  следующей
табл.  3.5.1.
 При  экспериментах  исследовалось  влия¬
ние  на  эффективность  охлаждения  лопатки
относительного  расхода  пара  на  конвективное
охлаждение,  относительного  расхода  воздуха
на  пленочное  охлаждение  и  числа  Re  для  горя¬
чего  газа.  Результаты  эксперимента  хорошо
коррелировались  с  предварительным  расчет¬
ным  анализом.
 Эффективность  системы  охлаждения  на¬
правляющей  лопатки,  спроектированной  на
основании  проведенных  исследований  при  ус¬
ловии  использования  охлаждающего  пара
среднего  давления,  исследована  на  горячем
статическом  стенде  в  двухмерной  постановке
(рис.  3.5.10).  Испытания  показали,  что  эффек-
 3.5.1.  Результаты  тестирования
пароохлаждаемой  направляющей  лопатки
 турбины
 Параметры
 Диапазон
 тестирова¬
 ния*
 Расчетные
 точки
 Температура  го¬
 750
 1450
 рячего  газа  Гг,  °С
 1450
 Неконтрол  ируе  -
 3,4
 6,3
 мый  относитель¬
ный  массовый
расход  пара,  %
 7
 Неконтрол  ируе  -
 1
 1,9
 мый  массовый
расход  воздуха
пленки,  %
 3
 Число  Rer  горяче¬
 0,63-106
 3,5-106
 го  газа
 2,6Ы06
 Число  Мг  по  го¬
рячему  газу
 0,94
 0,95
 * 	В  числителе  даны  минимальные  значе¬
ния,  в  знаменателе  —  максимальные.

632  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 Рис.  3.5.10.  Охлаждаемая  паром  направляющая
лопатка  газовой  турбины  с  использованием
в  качестве  охладителя  пара  среднего  давления
 тивность  охлаждения  этой  лопатки  несколько
выше,  чем  при  воздушном  охлаждении.
 В  концептуальной  разработке  систем  ох¬
лаждения  для  газовой  турбины  с  начальной
температурой  газа  1700  °С  рассмотрены  три  ти¬
па  систем  охлаждения:  1)  закрытое  охлажде¬
ние  —  водяное  для  направляющих  лопаток  и
паровое  для  рабочих  лопаток;  2)  закрытое  па¬
ровое  охлаждение  для  всех  лопаток;  3)  откры¬
тое  паровое  охлаждение  для  всех  лопаток.
С  позиции  термодинамической  эффективности
цикла  признаны  более  целесообразными  систе¬
мы  охлаждения  первого  и  второго  типов  (КПД
установки  с  ними  достигает  71%).  С  учетом
конструкторского  фактора  предпочтение  отда¬
но  системе  охлаждения  первого  типа.  Предла¬
гаемая  система  водяного  охлаждения  направ¬
ляющей  лопатки  представляет  собой  ряд  парал¬
лельных  прямолинейных  каналов  круглого  се¬
 чения,  расположенных  по  обводу  ее  профиль¬
ной  части.  Большое  внимание  уделено  термо¬
барьерному  покрытию  этой  лопатки,  в  частно¬
сти,  выбору  его  типа  и  обеспечению  его  рабо¬
тоспособности  и  надежности  в  условиях  терми¬
ческих  напряжений  возникающих  из-за  охлаж¬
дения.  Рабочие  лопатки  охлаждаются  паром  и
имеют  петлевую  систему  охлаждения  с  интен¬
сификацией  теплообмена  со  стороны  пара  за
счет  применения  оребрения  и  турбулизирую-
щих  столбиков,  а  также  дополнительного  пле¬
ночного  охлаждения  входной  кромки.  Испыта¬
ния  охлаждаемых  лопаток  предполагается  про¬
водить  на  уменьшенных  на  50%  моделях.
 3.5.4. 	ВОЗДУШНОЕ  КОНВЕКТИВНОЕ
ОХЛАЖДЕНИЕ  ЭЛЕМЕНТОВ
 Охлаждение  роторов.  С  использованием
воздуха  охлаждаются  практически  все  ротор¬
ные  элементы  турбомашин,  как  первых  ГТУ,
так  и  самых  современных.  Различают  несколь¬
ко  типов  охлаждения  роторов:
 радиальный  обдув  (рис.  3.5.11,  а).  В  этом
случае  воздух  подается  к  центральной  части
диска  и  течет  в  радиальном  направлении  вдоль
боковой  его  поверхности,  затем  сбрасывается
в  проточную  часть,  в  осевой  зазор  перед  рабо¬
чей  лопаткой  и  образует  над  ее  полкой  очень
короткую  завесу  (не  более  1/3  длины  полки).
Течение  и  теплообмен  в  приторцовой  полости
достаточно  сложны.  Для  предотвращения  под¬
соса  газа  из  проточной  части  по  неподвижной
стенке  в  приторцовую  полость  в  периферий¬
ной  зоне  диска  целесообразно  организовать
уплотнения  различного  типа.  В  зависимости
от  конструкции  ротора  может  быть  осуществ¬
лен  двусторонний  радиальный  обдув;
 радиальный  обдув  при  течении  воздуха
между  основным  и  покрывным  (дефлектор-
 Рис.  3.5.11.  Схемы  воздушного  охлаждения  роторов

ВОЗДУШНОЕ  КОНВЕКТИВНОЕ  ОХЛАЖДЕНИЕ  ЭЛЕМЕНТОВ
 633
 ным)  дисками  (рис.  3.5.11,  б).  В  авиационных
ГТД  в  зоне  осевого  подвода  воздуха  к  дефлек-
торному  диску  предусмотрены  лопаточные  ап¬
параты  для  снижения  статической  температу¬
ры  охлаждающего  воздуха  и  гидравлических
потерь,  аналогичное  устройство  выполнено  в
роторе  ГТУ  ГТЭ-150;
 струйный  обдув  (рис.  3.5.11,  в).  Воздух  из
системы  отверстий  обдувает  периферийную
зону  диска.  В  этом  случае  достигается  интен¬
сивное  охлаждение,  но  между  струями  подме¬
шивается  газ  из  проточной  части,  что  было  об¬
наружено  при  испытании  одного  из  первых
отечественных  ГТ-700-5  [28].  Поэтому  целесо¬
образно  совмещать  струйный  и  радиальный
обдув  диска,  что  и  было  выполнено  в  одном  из
самых  распространенных  отечественных  ГПА
ГТК-10  НЗЛ  [21];
 щелевая  продувка  (рис.  3.5.11,  г).  Этот
способ  как  основной  используется  в  роторах
многоступенчатых  турбин.  При  этом  охлаж¬
дающий  воздух  продувается  через  монтажные
зазоры  хвостовых  соединений  рабочих  лопаток
с  гребнями  дисков.  Возможна  продувка  в  зоне
удлиненных  ножек.  Такой  способ  охлаждения
применен  в  роторах  турбин  высокого  и  низкого
давления  отечественного  энергетического  агре¬
гата  ГТ-100-750  и  других  ГТУ  этого  завода.
 Следует  отметить,  что  эффект  щелевой
продувки  возникает  практически  при  любой
системе  охлаждения  ротора  и  оказывает  доста¬
точно  заметное  влияние  на  температурное  со¬
стояние  хвостовиков  лопаток  и  гребней  дисков.
 В  современных  газовых  турбинах  в  связи
с  введением  охлаждения  лопаток  охлаждение
роторов  всегда  является  комбинацией  приве¬
денных  выше  способов.  Струйный  обдув  дис¬
 ков  в  чистом  виде  применяется  очень  редко
(рис.  3.5.12).
 Охлаждение  статорных  элементов.  Воздух
используется  для  охлаждения  статорных  эле¬
ментов  газовых  турбин  всех  установок,  в  том
числе  и  самых  современных.  Охлаждение  ста¬
торных  элементов  должно  обеспечить  сниже¬
ние  их  температуры  до  уровня,  обеспечиваю¬
щего  заданные  прочностные  характеристики,  а
следовательно,  ресурс  и  допустимое  число  цик¬
лов  теплосмен.  Кроме  того,  необходимо  доби¬
ваться  оптимального  распределения  температур
в  элементах  статора,  как  на  стационарных,  так
и  на  пусковых  и  остановочных  режимах  для
обеспечения  осевых  и  радиальных  зазоров  меж¬
ду  статорными  и  роторными  деталями.  Темпе¬
ратура  наружного  корпуса  должна  обеспечивать
безопасную  эксплуатацию  агрегата.
 Следует  отметить,  что  системы  охлажде¬
ния  статоров  не  могут  быть  легко  классифици¬
рованы,  они  жестко  привязаны  к  каждой  кон¬
кретной  конструкции.  Можно  лишь  выделить
наиболее  часто  встречающиеся  решения  [82].
 Наиболее  простой  схемой  является  обдув
наружной  поверхности  корпуса  (рис  3.5.13,  а).
В  этом  случае  охлаждающий  воздух  1,  пода¬
ваемый  вентилятором  и  отбираемый  от  одной
из  первых  ступеней  компрессора,  или  посту¬
пающий  под  действием  скоростного  напора
при  полете  самолета,  поступает  в  кольцевой
зазор  2  между  силовым  корпусом  3  (или  дета¬
лями,  образующими  проточную  часть)  и  тон¬
костенным  экраном  4.  При  этом  затраты  мощ¬
ности  малы,  однако  интенсивность  отвода  те¬
плоты  от  внутренних  поверхностей  корпуса
низкая.  Такое  охлаждение  применяют  для
низкотемпературных  двигателей,  например,
 Рис.  3.5.12.  Схема  охлаждения  ротора  современной  ГТУ

634  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 Рис.  3.5.13.  Схемы  охлаждения  корпусов  газовых  турбин
 для  охлаждения  авиационных  двигателеи
ВК-1,  АИ-20,  АИ-20К  и  стационарных  устано¬
вок  ГТУ-50-800.  Оно  обеспечивает  понижение
температуры  поверхностей  деталей  проточной
части  по  отношению  к  температуре  газа  в  тур¬
бине  на  200...300  °С  в  двигателе  ВК-1  и  на
 450...550  °С  в  двигателе  АИ-20.
 Рассмотренная  схема  охлаждения  допол¬
няется  установкой  внутренней  тепловой  изоля¬
ции  между  двумя  стенками  силового  корпуса
(рис.  3.5.13,  б).  Если  температура  газа  в  турбине
невысокая,  то  для  уменьшения  теплоотвода  от
него  охлаждающий  воздух  подают  в  зазор  меж¬
ду  тепловой  изоляцией  6,  покрывающей  на¬
ружные  поверхности  деталей  5,  и  внутренней
поверхностью  силового  корпуса,  покрытой
внешней  теплоизоляцией  7.  Такая  схема  охлаж¬
дения  применяется  в  стационарных  установках
ГТ-700-5,  ГТ-750-6  и  ГТК-10-3.  В  установке
ГТ-700-5  температура  обоймы,  на  которой  за¬
креплены  детали  проточной  части,  снижается
на  175...200  °С.  Во  всех  установках  была  полу¬
чена  достаточная  равномерность  распределения
температуры  охлаждаемых  деталей  и  в  окруж¬
ном,  и  в  радиальном  направлениях.
 Для  более  интенсивного  отвода  теплоты
от  деталей  проточной  части  тепловую  изоля¬
цию  6  можно  не  использовать,  а  корпус  по¬
крывать  изоляцией  не  только  снаружи,  но  и
внутри.  По  такой  схеме  было  выполнено  охла¬
ждение  корпуса  установки  ГТУ-4-750.  Оно
обеспечило  аналогично  большее  снижение
температуры  наружных  поверхностей  полуко¬
лец,  образующих  проточную  часть  первой  сту¬
пени  турбины.
 На  практике  применяют  комбинирован¬
ные  схемы  охлаждения.  Например,  осуществля¬
ют  продувку  воздуха  через  зазор  (рис.  3.5.13,  в)
между  силовым  корпусом  и  тонкостенным  экра¬
ном,  как  и  в  рассмотренной  схеме  (см.
рис.  3.5.13,  а),  и,  кроме  того,  воздух  подают  в
полость  между  внутренней  поверхностью  сило¬
 вого  корпуса  или  покрывающей  ее  тепловой
изоляцией  и  наружными  поверхностями  деталей
проточной  части.
 Подробный  сопоставительный  анализ  раз¬
личных  систем  охлаждения  статорных  элемен¬
тов  выполнен  для  реальных  агрегатов  в  [85].  На
рис.  3.5.14  показаны  результаты  расчетов  ста¬
ционарных  температурных  полей,  причем  срав¬
ниваются  такие  варианты  охлаждения,  в  кото¬
рых  температура  внешнего  корпуса  не  превы¬
шает  450...500  °С.
 Конструкция  ЦКТИ  применена  в  проек¬
тах  серии  ГТУ  [17]  (рис.  3.5.14,  а).  Охлаждение
элементов  статора  осуществляется  путем  пода¬
чи  воздуха  по  радиальным  отверстиям  в  ребрах
корпуса  к  зазорам  в  замковом  соединении
стойки  и  сегментов  обоймы.  Воздух  в  зазорах
растекается  по  окружности  и  через  щели  меж¬
ду  сегментами  сбрасывается  в  заднюю  по  ходу
газа  кольцевую  камеру  между  стойками  корпу¬
са.  От  передней  полости  тракт  охлаждающего
воздуха  уплотнен  тонкой  кольцевой  пласти¬
ной,  покрывающей  стойку  и  сегменты  обой¬
мы.
 В  турбине  низкого  давления  установки
ГТ-100-750  охлаждающий  воздух  подается  в
приторцовые  камеры  первых  двух  стоек  внеш¬
него  цилиндра,  откуда  он  продувается  через
зазоры  в  замковых  соединениях  ножек  аусте-
нитных  обойм  (рис.  3.5.14,  б).  Равномерный
подвод  по  окружности  и  тангенциальная  рас-
течка  воздуха  в  этих  зазорах  обеспечиваются
угловым  смещением  радиальных  щелей  и  осе¬
вых  отверстиий  в  стойках  корпуса  и  обоймах.
 В  газовых  турбинах  ГТУ-4  и  ГТУ-9  [51],  а
также  в  ряде  турбин  фирмы  Вестингауз  охлаж¬
дение  статора  осуществляется  последователь¬
ной  продувкой  воздуха  через  прорези  в  аусте-
нитных  стойках,  состоящих  из  двух  половин,
установленных  во  внешнем  корпусе
(рис.  3.5.14,  в).  Отличительной  особенностью
этой  конструкции  является  применение  свар-

ВОЗДУШНОЕ  КОНВЕКТИВНОЕ  ОХЛАЖДЕНИЕ  ЭЛЕМЕНТОВ
 635
 Рис.  3.5.14.  Стационарные  температуры  в  элементах  статора  различных  конструкций:
 а  -  ЦКТИ;  б  -  ЛМЗ;  в  -  КТЗ;  г  -  ТМЗ:
 	 —  средняя  температура  в  деталях  конструкций  ЦКТИ  и  КТЗ; 	то  же,  ЛМЗ  и
 ТМЗ;  1  и  2  —  крайние  точки  в  радиальном  направлении  в  корпусе;  3  и  4  —  в  промежуточном  эле¬
менте  (сегменте  обоймы);  5  и  6  —  в  хвостовике  сопловой  лопатки
 ных  диафрагм  с  тонким  ободом  вместо  отдель¬
ных  наборных  лопаток.
 Конструкция  ТМЗ  разработана  на  основе
опыта  создания  турбины  ГТ-6-750  (рис.  3.5.14,  г)
[52].  Охлаждающий  воздух  в  статоре  последова¬
тельно  проходит  через  отверстия  на  периферии
аустенитных  стоек,  которые  разделены  на  отдель¬
ные  сегменты.  Направляющие  лопатки  имеют  ох¬
ватывающую  посадку,  а  между  ними  установлены
жаропрочные  кольцевые  вставки,  состоящие  из
двух  половин.  Кольцевые  полости  между  соседни¬
ми  стойками  разделены  тонкими  обечайками.
 Результаты  сравнительного  анализа  ста¬
ционарных  температурных  полей  в  этих  кон¬
струкциях  показали  следующее.
 Максимальная  температура  хвостовиков
направляющих  лопаток  на  20...40  °С  ниже
температуры  газа  на  входе  в  сопловую  решет¬
ку.  Наиболее  низкую  температуру  хвостовиков
имеют  конструкции  ЦКТИ  и  ЛМЗ,  так  как  ох¬
лаждающие  каналы  находятся  вблизи  лопаток.
Значительные  перепады  температур  по  высоте
хвостовиков  достигают  100...200  °С.  В  конст¬
рукциях  КТЗ  и  ТМЗ  влияние  охлаждения  на
корневую  зону  лопаток  мало,  поэтому  перепа¬
ды  температур  в  хвостах  незначительные.
 Максимальная  температура  обоймы  (или
стойки),  к  которой  крепятся  лопатки,  зависит  от
того,  находится  ли  эта  деталь  в  непосредствен¬
ном  контакте  с  газом.  Так,  в  конструкциях  ЛМЗ
она  всего  на  60...70  °С  ниже  температуры  газа.
В  обоймах,  защищенных  от  соприкосновения  с
газом  (конструкция  ЦКТИ),  максимальная  тем¬
пература  может  быть  на  200...250  °С  ниже.  Од¬
нако  такое  снижение  температуры  достигается,
если  экранирование  обоймы  сочетается  с  ее  ин¬
тенсивным  охлаждением,  как  в  конструкции
ЦКТИ.  В  статоре  ТМЗ  без  интенсивного  охлаж¬
дения  аустенитная  стойка  имеет  температуру
ниже  температуры  газа  на  100...  120  °С.
 Установка  аустенитных  обойм  (стоек)  во
внешний  корпус  ограничивает  допустимую
температуру  этих  деталей  в  месте  их  посадки
(500  °С),  так  как  в  противном  случае  ввиду  ма¬
лых  контактных  тепловых  сопротивлений  кор¬
пус  турбины  будет  перегрет.  В  конструкциях
КТЗ  и  ТМЗ  необходимое  снижение  темпера¬
тур  достигается  в  стойках  путем  повышения
радиальных  термических  сопротивлений  стоек
путем  увеличения  их  радиальных  размеров  или
охлаждением  с  торцов  и  продувкой  воздуха  че¬
рез  короткие  осевые  каналы.

636  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 Так  как  в  конструкциях  ЛМЗ  и  ЦКТИ  ра¬
диальные  размеры  обойм  невелики,  снижение
температуры  в  месте  контакта  с  внешним  ци¬
линдром  достигается  в  основном  более  интен¬
сивным  воздушным  охлаждением.  Более  рацио¬
нальное  размещение  охлаждающих  каналов  и
контактных  поверхностей  в  замковых  соедине¬
ниях  между  стойками  и  обоймами  направляю¬
щих  лопаток  позволяет  в  конструкции  ЦКТИ
эффективнее  охладить  обойму  и  более  надежно
экранировать  корпус,  чем  в  конструкции  ЛМЗ.
 При  пусковых  режимах  в  стойках  (в  кон¬
струкциях  КТЗ  и  ТМЗ)  возникают  большие  в
2-3  раза  радиальные  перепады  температур,
чем  перепады  температур  в  обоймах  (в  конст¬
рукциях  ЦКТИ  и  ЛМЗ).  Перепады  температур
меньше  в  конструкциях  с  охватывающей  по¬
садкой  сопловых  лопаток.
 Отметим,  что  все  описанные  конструк¬
ции  применялись  в  многоступенчатых  агрега¬
тах,  причем  в  статорах  ТМЗ,  КТЗ  и  ЛМЗ  пре¬
дусматривалась  последовательная  продувка  от
первой  до  последней  ступени.  Система  охлаж¬
дения  статора  ЦКТИ  параллельная  (для  каж¬
дой  ступени  отдельная  подача  охладителя).
 Недостатками  последовательных  систем
охлаждения  являются:
 увеличенный  расход  в  зону  первой  ступе¬
ни  из-за  утечек  охладителя;
 возможные  прорывы  газа  в  полости  ста¬
тора  в  зонах  второй  —  четвертой  ступеней  (по
этой  же  причине);
 имеется  много  каналов  с  неопределен¬
ной,  изменяющейся  геометрией  при  эксплуа¬
тационных  режимах  (система  ЛМЗ).
 Несмотря  на  определенное  преимущество
конструкции  ЦКТИ  (практическая  неизмен¬
ность  геометрии  каналов  и  отсутствие  утечек
охладителя,  легкая  настройка,  что  особенно
важно  при  использовании  охлаждаемых  со¬
пловых  лопаток),  она  несколько  сложнее,  так
как  необходим  подвод  воздуха  к  каждой  ступе¬
ни  через  систему  независимых  наружных  тру¬
бопроводов.
 В  современных  агрегатах  используются
параллельные  системы  охлаждения  статорных
элементов  с  охватывающими  элементами  из
никелевых  сплавов  (рис.  3.5.15).
 Охлаждение  рабочих  и  сопловых  лопаток.
Среди  всех  деталей  газовых  турбин,  требующих
охлаждения,  наиболее  нагретыми  и  нагруженны¬
ми  являются  лопатки.  Наибольшим  многообра¬
зием  схем  охлаждения  отличаются  сопловые  и
рабочие  лопатки  с  воздушным  открытым  охлаж¬
дением.  Это  объясняется  стремлением  создать
эффективную  конструкцию  лопатки,  на  охлажде¬
ние  которой  требуется  минимальное  количество
воздуха,  обеспечить  минимальные  потери  при
 Рис.  3.5.15.  Схема  охлаждения  статора  современной  ГТУ

ВОЗДУШНОЕ  КОНВЕКТИВНОЕ  ОХЛАЖДЕНИЕ  ЭЛЕМЕНТОВ
 637
 охлаждении  и  гидравлические  потери  при  тече¬
нии  охлаждающего  воздуха,  а  также  обеспечить
требуемый  запас  прочности.  Поскольку  одно¬
значное  решение  этой  задачи  отсутствует,  воз¬
можны  многочисленные  варианты  конструкций,
чем  и  объясняется  многообразие  разработанных
схем  охлаждения  лопаток.  Важнейшим  аспектом
создания  охлаждаемых  лопаток  является  техно¬
логические  возможности  их  производства.  Толь¬
ко  постоянное  развитие  технологии  изготовления
охлаждаемых  лопаток  расширяет  возможности
совершенствования  схем  охлаждения.
 Простейшими  схемами  внешнего  охлаж¬
дения  рабочих  лопаток  являются  воздушное
парциальное  и  теплоотводом  в  замковую
часть.  В  настоящее  время  в  энергетическом  и
транспортном  машиностроении  первое  не
применяется,  а  отвод  теплоты  теплопроводно¬
стью  от  прикорневой  части  реализуется  во
всех  неохлаждаемых  лопатках,  а  также  осуще¬
ствляется  при  охлаждении  полок  сопловых  ло¬
паток  и  щелевой  продувке  через  монтажные
зазоры  рабочих  лопаток  и  гребней  дисков.
 Наиболее  простыми  вариантами  охлаж¬
даемых  лопаток  являются  лопатки  с  продоль¬
 ными  каналами  (перпендикулярно  к  направле¬
нию  течения  газового  потока,  но  параллельно
входным  или  выходным  кромкам).  Примерами
таких  лопаток  могут  быть  рабочие  лопатки  го¬
ловного  образца  агрегата  ГТЭ-150  для  началь¬
ной  температуры  газа  950  °С  и  вариант  лопатки
фирмы  Пратт-Уитни.  В  этих  лопатках  отвер¬
стия  разного  диаметра  расположены  по  скелет¬
ной  линии  профиля  (рис.  3.5.16,  а).  Имеются
несколько  вариантов  сопловых  лопаток  с  про¬
дольным  течением  воздуха  (рис.  3.5.16,  з)  [87].
Известны  варианты  интенсификации  охлажде¬
ния  рабочих  лопаток  с  расположением  круглых
отверстий  вблизи  поверхности  лопатки  (рис.
3.5.16,  е),  хотя  при  этом  практически  не  повы¬
шается  эффективность  защиты  выходной
кромки  по  сравнению  с  вариантом  расположе¬
ния  отверстий  по  скелетной  линии.
 Рабочие  лопатки  с  продольным  течением
охладителя,  изготовленные  литьем,  применя¬
лись  в  двигателях  фирмы  Аллисон.  Так,  в  дви¬
гателе  Т56,  имеющем  начальную  температуру
газа  1175  °С  и  степень  сжатия  около  9,5,  воздух
подается  в  лопатку  через  полость  в  хвостовике,
протекает  вдоль  пера  и  подмешивается  к  рабо¬
 Рис.  3.5.16.  Схемы  охлаждения  сопловых  и  рабочих  лопаток  продольной  продувкой  воздуха:
 а—д  —  рабочих  лопаток  ГТД  фирмы  Пратт—Уитни;  е,  ж  —  рабочих  лопаток  фирмы  Роллс-Ройс;
 з  —  сопловых  лопаток  [28]

638  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 Рис.  3.5.17.  Схемы  охлаждения  рабочих  лопаток
с  ребрами-турбулизаторами  продольной  продув¬
кой  воздуха
 чему  газу  в  радиальном  зазоре.  Единый  охлаж¬
дающий  канал  имеет  развитую  теплоотдающую
поверхность,  образованную  большим  числом
продольных  перегородок  (рис.  3.5.17,  а).
 В  других  двигателях  этой  же  фирмы  увели¬
чение  интенсивности  охлаждения  литых  рабо¬
чих  лопаток  обеспечивается  установкой  в  еди¬
ном  внутреннем  продольном  канале  большого
числа  поперечных  круглых  перемычек,  являю¬
щихся  одновременно  турбулизаторами  потока
охлаждающего  воздуха  и  ребрами  на  внутренней
поверхности  стенки  лопатки  (рис.  3.5.17,  б).
 В  рабочей  лопатке  с  параллельно-после¬
довательной  продувкой  воздуха  агрегата  TF-39
фирмы  GE  из  общей  раздаточной  полости
(в  удлиненной  ножке)  воздух  параллельно  по¬
ступает  на  охлаждение  входной  и  выходной
кромок,  причем  из  канала  выходной  кромки
воздух  выходит  через  осевые  отверстия  в  ней
(рис.  3.5.18).  Через  два  центральных  канала
осуществляется  подача  воздуха  в  две  петлевые
системы  в  центре  лопатки  при  сбросе  воздуха
в  радиальный  зазор.
 Следующий  этап  в  создании  охлаждае¬
мых  лопаток  —  применение  сопловых  и  рабо¬
чих  лопаток  дефлекторной  конструкции.  Вве¬
дение  дефлекторов  одновременно  сопровож¬
дается  изменением  основного  направления  те¬
чения  воздуха.  В  этих  лопатках  применена  по¬
перечная  схема  течения  воздуха  перпендику¬
лярно  к  радиальному  направлению,  но  парал¬
лельно  течению  газового  потока.
 Рис.  3.5.18.  Схема  охлаждения  рабочей  лопатки
с  параллельно-последовательной  продувкой
воздуха  (вторая  ступень)
 Рабочие  лопатки  с  дефлекторами  исполь¬
зованы  в  ряде  транспортных  ГТУ  (рис.  3.5.19).
В  этих  лопатках  воздух  из  хвостовика  подво¬
дится  в  дефлектор  и  через  отверстия  в  его
входной  кромке  струйно  охлаждает  входную
кромку  лопатки,  разворачивается  и  охлаждает
стенки  лопатки  при  течении  в  зазоре  между
дефлектором  и  лопаткой.  Сброс  в  проточную
часть  происходит  через  отверстия  в  выходной
кромке.  Интенсификация  охлаждения  дости¬
гается  за  счет  установки  цилиндрических  тур-
булизаторов  в  зоне  за  дефлектором
(рис.  3.5.19,  б).  Дефлектор  в  таких  конструк¬
циях  закреплен  в  нижней  части  хвостовика  ло¬
патки  и  выставлен  в  определенном  положении
относительно  внутренней  ее  поверхности  с  по¬
мощью  радиальных  поясков  или  сферических
выступов.  С  точки  зрения  эффективности  ох¬
лаждения  такие  лопатки  предпочтительнее  ло¬
паток  с  продольной  схемой  течения.  Вместе  с
тем  рабочие  лопатки  такой  конструкции  отли¬
чаются  рядом  недостатков:
 трудностью  установки  дефлекторов  опти¬
мальной  геометрии,  так  как  форма  хвостовика
лопатки  совершенно  отличается  от  формы
профильной  ее  части,  а  размеры  хвостовика,
через  который  обычно  вставляют  дефлектор,
ограничены;

ВОЗДУШНОЕ  КОНВЕКТИВНОЕ  ОХЛАЖДЕНИЕ  ЭЛЕМЕНТОВ
 639
 Рис.  3.5.19.  Схемы  охлаждения  рабочих  лопаток
дефлекторного  типа  поперечной  продувкой
воздуха
 дефлектор  может  изнашиваться  по  опор¬
ным  пояскам  до  полного  истирания  ввиду  коле¬
баний  лопатки  при  длительной  эксплуатации.
 Отечественная  оригинальная  конструкция
лопатки  (рис.  3.5.20),  не  имеющая  перечислен¬
ных  недостатков,  выполнена  из  двух  частей,
соединенных  высокотемпературной  пайкой  и
сваркой.  Дефлектор  к  лопатке  крепится  в  двух
местах:  к  верхнему  торцу  и  хвостовику.  Для
компенсации  разных  тепловых  расширений  ло¬
патки  и  дефлектора  последний  имеет  компен¬
саторы  в  виде  выштамповок,  которые  одновре¬
менно  служат  опорными  участками  для  фикса¬
ции  дефлектора.  Лопатки  составной  конструк¬
ции  отличаются  малой  толщиной  профиля,  а
следовательно,  обеспечивают  малые  газодина¬
мические  потери.  Кроме  того,  в  этих  лопатках
использована  новая  идея  интенсификации  теп¬
лообмена  в  щелях  выходных  кромок  с  помо¬
щью  зигзагообразных  перемычек.  Толщину  пе¬
ремычек  принимают  примерно  равной  толщи¬
не  стенки  лопатки,  что  позволяет  уменьшить
концентрацию  напряжений  в  месте  сопряже¬
ния  перемычки  и  стенки.  Распрямленные  уча¬
стки  перемычек  на  выходе  обеспечивают  сни¬
жение  гидравлических  потерь  при  смешении
потока  газа  с  воздухом  за  лопатками.  Перемыч¬
ки  в  рабочих  лопатках  изгибают  так,  чтобы  по¬
ток  воздуха  направлялся  к  внутреннему  обводу
проточной  части.  Благодаря  этому  создается
вынужденное  течение  воздуха  в  направлении,
противоположном  действию  инерционных  сил,
возникающих  при  вращении  лопатки.  Такое
 Рис.  3.5.20.  Лопатка  с  дефлектором,
изготовленная  из  двух  частей
 течение  воздуха  способствует  увеличению  сте¬
пени  турбулентности  потока  в  узких  длинных
щелях  выходной  кромки.
 В  настоящее  время  отсутствуют  сведения
 о 	применении  дефлекгорных  рабочих  лопаток
в  современных  газовых  турбинах.
 Сопловые  лопатки  дефлекгорной  конструк¬
ции  составляют  большую  часть  охлаждаемых  ло¬
паток  турбин.  Виды  дефлекторов,  применяемых
в  сопловых  лопатках,  различны.  Так,  в  лопатках
ГТД  «Конуэй»  фирмы  Роллс-Ройс  установлен
очень  маленький  дефлектор  (рис.  3.5.21,  а).  Уко¬
роченный  дефлектор  установлен  в  сопловой  ло¬
патке  второй  ступени  агрегата  V92.2a  фирмы  Си¬
менс.  На  рис.  3.5.21,  б  и  рис.  3.5.21,  в  приведены
самые  распространенные  простые  (в  какой-то
степени  типовые)  варианты  сопловых  лопаток  с
дефлекторами  [43].  Общим  признаком  всех  де-
флекторных  лопаток  (простых  и  более  сложных)
является  струйное  охлаждение  входных  кромок
лопаток  [37].
 Охлаждающий  воздух  может  вводиться  в
дефлектор  как  с  периферийного,  так  и  с  кор¬
невого  торцов  лопатки.  В  некоторых  случаях
подача  воздуха  в  дефлектор  осуществляется  с
обоих  его  торцов.  Дефлектор  в  сечении  ввода
охлаждающего  воздуха  развальцовывают,  а
иногда  и  приваривают  к  телу  лопатки  точеч¬
ной  или  роликовой  сваркой.  Противополож¬
ный  торец  дефлектора  либо  закрывают  прива¬
риваемой  к  нему  заглушкой,  либо  он  образует¬
ся  за  счет  сварки  между  собой  обеих  его  сте¬
нок.  Фиксированная  величина  зазоров  между

640  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 Рис.  3.5.21.  Схемы  охлаждения  сопловых  лопаток
 дефлектором  и  телом  лопатки  по  высоте  и  об¬
воду  профиля  обеспечивается  с  помощью  цен¬
трирующих  поясков  или  сферических  вы-
штамповок  на  дефлекторе,  приваренных  к  не¬
му  продольных  планок  (с  отверстиями  или
прорезями),  выступов  или  продольных  ребер
на  внутренней  поверхности  лопатки  и  других
подобных  конструктивных  мероприятий.
 В  сопловых  лопатках  серийных  ГТД  за¬
зор  между  дефлектором  и  внутренней  стенкой
лопатки  обычно  составляет  0,4...  1,6  мм,  тол¬
щина  сплошной  выходной  кромки  лопатки
0,8...  1,2  мм,  выходной  кромки  с  каналами  для
выпуска  охлаждающего  воздуха  2...2,8  мм,  ши¬
рина  каналов  для  выпуска  охлаждающего  воз¬
духа  0,6...0,8  мм,  диаметр  отверстий  или  про¬
резей  в  носике  дефлектора  0,8...  1,8  мм,  толщи¬
на  стенки  лопатки  1,2...2,5  мм,  толщина  стен¬
ки  дефлектора  0,5...  1  мм.
 Характерными  особенностями  сопловых
лопаток  являются  (см.  рис.  3.5.21):
 выдув  воздуха  в  проточную  часть  из  сис¬
темы  охлаждения  может  выполняться  либо  че¬
рез  цилиндрические  отверстия,  либо  через  ще¬
ли  в  выходной  кромке;
 отверстия  (щели)  могут  располагаться
как  по  скелетной  линии  профиля,  так  и  на  во¬
гнутой  поверхности  лопатки.  Иногда  длину
щели  искусственно  укорачивают,  изготавливая
на  вогнутой  стороне  профиля  «карманы»;
 выдув  воздуха  из  «носика»  дефлектора
может  быть  осуществлен  через  ряд  (несколько
рядов)  круглых  отверстий  или  через  щели;
 в  некоторых  лопатках  входную  кромку  де¬
флектора  выполняют  удлиненной,  с  рядом  сопел.
 Интенсификация  теплообмена  во  внут¬
ренних  каналах  лопаток  достигнута  различны¬
ми  способами:
 в  сопловых  лопатках  первой  ступени  аг¬
регата  ГТН-25  в  зоне  выходной  кромки  уста¬
новлено  несколько  рядов  цилиндрических  пе¬
ремычек  (турбулизаторов)  [42];
 в  лопатках  агрегатов  ГТН-16  и  ГТН-25
применена  развитая  многорядная  система  от¬
верстий  дефлекторов,  и  в  щелевых  каналах  по¬
лучен  эффект  струйного  охлаждения  в  снося¬
щем  потоке  [71].  Отверстия  в  дефлекторе  вы¬
полнены  в  лопатках  агрегата  ГТЭ-150  для  тем¬
пературы  газа  950  °С  [69];
 в  лопатках  агрегата  ГТЭ-45  использована
комбинация  цилиндрических  турбулизаторов
в  зоне  над  дефлектором  (полустолбики)  со
струйным  обдувом  [69];
 введением  различного  рода  оребрения
стенок  лопаток;
 введением  «вихревых»  матриц  при  ис¬
пользовании  укороченных  дефлекторов,  напри¬
мер,  в  одном  из  вариантов  сопловой  лопатки
первой  ступени  турбины  агрегата  ГТЭ-150  [69];
 изготовлением  на  стенках  лопаток  сфе¬
рических  лунок.
 Фирма  Сименс  применяет  бездефлекгор-
ные  лопатки  с  многоходовым  течением  возду¬
ха.  В  практике  современного  газотурбострое-
ния  широко  применяют  рабочие  лопатки  с
многоходовым  течением  охладителя  в  лопат¬

ВОЗДУШНОЕ  КОНВЕКТИВНОЕ  ОХЛАЖДЕНИЕ  ЭЛЕМЕНТОВ
 641
 ки  —  «петлевыми»  схемами  охлаждения.  В  ра¬
бочей  лопатке  с  полупетлевой  схемой  охлаж¬
дения  воздух  подводится  в  полость  лопатки  в
зоне  входной  кромки,  затем,  разворачиваясь
на  90°,  двигается  к  щелям  в  выходной  кромке
(рис.  3.5.22,  а).  В  рабочей  лопатке  с  «петле¬
вой»  системой  воздух  движется  радиально  в
зоне  входной  кромки  (часть  воздуха  может
сбрасываться  в  радиальный  зазор  на  перифе¬
рии  лопатки),  а  затем,  разворачиваясь  на  180°,
продолжает  движение  к  каналам  в  выходной
кромке  (рис.  3.5.22,  б).  На  рис.  3.5.22,  в  пока¬
зана  «полуторапетлевая»  схема  течения.
 Недостатком  таких  схем  охлаждения  яв¬
ляется  относительно  низкий  уровень  теплооб¬
мена  воздуха  со  стенками  лопаток,  так  как
проходные  сечения  каналов  для  течения  воз¬
духа  достаточно  большие.  Уменьшать  проход¬
ные  сечения  за  счет  увеличения  толщины  пе¬
ремычек  нельзя  вследствие  резкого  ухудшения
отвода  теплоты  от  наружной  поверхности  ло¬
патки  в  зоне  толстой  перемычки.  Этот  недос¬
таток  компенсируется  изготовлением  различ¬
ного  рода  интенсификаторов  (цилиндрических
перемычек,  рис.  3.5.22,  а—в).  В  двигателях
 Рис.  3.5.22.  Рабочие  лопатки  с  «петлевыми»
схемами  охлаждения
 США  большое  распространение  получили
ребра  малой  высоты,  расположенные  под  уг¬
лом  к  направлению  потока  воздуха.  Следует
отметить,  что  эти  интенсификаторы  увеличи¬
вают  нагрузку  на  стенки  лопатки.  В  рабочих
лопатках  применяют  «вихревые»  матрицы
(рис.  3.5.22,  г).  В  этом  случае  полуребра,  изго¬
товленные  под  разными  углами  на  разных  сто¬
ронах  профиля,  в  некоторой  степени  прини¬
мают  нагрузку  от  собственного  веса  на  себя  и
одновременно  являются  интенсификаторами
теплообмена  (сужение  проходного  сечения,
повороты  потока,  турбулизация  из-за  взаим¬
ного  трения  и  смешения).
 Повышение  уровня  теплообмена  в  охлаж¬
дающих  каналах  достигается  в  лопатках  «петле¬
вых»  схем  за  счет  значительного  увеличения
числа  каналов  для  движения  воздуха  и,  соответ¬
ственно,  некоторого  увеличения  числа  его  под¬
водов  и  сбросов  в  проточную  часть.  На
рис.  3.5.22,  д  показана  лопатка,  система  охлаж¬
дения  которой  состоит  из  двух  раздельных  кон¬
туров.  Один  контур  служит  для  охлаждения
входной  кромки  и  передней  части  лопатки  и  со¬
стоит  из  подводящего  канала  1,  в  котором  рас¬
ход  воздуха  разделяется  и  одна  его  часть  подает¬
ся  через  отверстия  2  на  охлаждение  входной
кромки  3,  а  другая  часть  идет  по  охлаждающим
каналам  и  поступает  в  последний  из  них  (по  хо¬
ду  этого  воздуха)  канал  4,  после  чего  через  от¬
верстие  5  в  торце  лопатки  вытекает  в  радиаль¬
ный  зазор.  Другой  контур  служит  для  охлажде¬
ния  части  лопатки,  примыкающей  к  выходной
кромке,  и  включает  в  себя  охлаждающие  каналы
б  и  7  и  полость  8.  Часть  этого  расхода  воздуха
выходит  через  калиброванное  отверстие  9  в  ра¬
диальный  зазор,  а  основная  масса  вытекает  че¬
рез  отверстия  10  в  осевой  зазор.
 Следует  отметить,  что  подобные  и  более
сложные  многоходовые  лопатки  используются
в  настоящее  время  в  агрегатах  фирмы  GE.
 Еще  одним  типом  лопаток  (сопловых  и
рабочих)  являются  гильзовые  лопатки  [18].
Это  рабочие  лопатки  с  несущим  стержнем,
выполненным  как  одно  целое  с  хвостовиком.
На  стержне  имеются  ребра,  к  которым  при¬
паяна  тонкостенная  оболочка,  образующая
внешний  контур.  Сопловые  лопатки  подобно¬
го  типа  с  дозированием  расхода  по  отдельным
каналам  испытаны  в  ЛПИ.  Гильзовые  рабочие
лопатки  с  продольным  течением  воздуха  при¬
менены  в  экспериментальной  турбине,  на  ко¬
торой  отрабатывались  элементы  конструкций
турбовинтового  двигателя  «Дарт».

642  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 Большой  комплекс  работ  выполнен  по
мелкоканальному  охлаждению  применительно
к  лопаткам  газовых  турбин.  Такая  схема  охла¬
ждения  представляет  собой  систему  малых  ка¬
налов  с  диаметром  (гидравлическим)  менее
1  мм,  расположенных  в  стенке,  на  спинке  и
корытце  лопатки  на  расстоянии  менее  0,5  мм
от  ее  наружной  поверхности.  В  лопатках  пре¬
дусмотрено  течение  охладителя  параллельно
течению  газового  потока.  В  этом  случае  наи¬
меньшая  эффективность  охлаждения  соответ¬
ствует  зоне  выходной  кромки  лопатки.  Для
получения  необходимого  охлаждения  этой  зо¬
ны  приходится  переохлаждать  лопатку  на
входных  участках.  Более  целесообразен  спо¬
соб,  связанный  с  подмешиванием  холодного
воздуха  в  выходные  участки  канала.
 Расчеты  показали,  что  для  сопловой  ло¬
патки  одного  из  авиационных  ГТД  примене¬
ние  мелкоканального  охлаждения  позволяет
получить  приемлемое  температурное  состоя¬
ние  при  относительном  расходе  воздуха  3%  и
температуре  газа  до  1600  °С.
 3.5.5. 	ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ
 В  современных  ГТУ  при  температуре  газа
перед  венцом  выше  1100  °С  используются  раз¬
личные  виды  тепловой  защиты.
 Практически  все  сопловые  и  рабочие  ло¬
патки  имеют  в  этих  условиях  антикоррозион¬
ные  и  термобарьерные  покрытия.  Следует  от¬
метить,  что  антикоррозионные  покрытия  на¬
носятся  на  все  поверхности  лопатки,  в  том
числе  и  при  отсутствии  охлаждения,  в  зависи¬
мости  от  условий  в  проточной  части  и  харак¬
теристик  сплавов.  Термобарьерные  покрытия
(толщиной  0,15...0,25  мм,  коэффициенте  теп¬
лопроводности  около  2,4  Вт/(м  °С)  работают
тем  эффективнее,  чем  выше  интенсивность
отвода  тепла.  При  отсутствии  охлаждения  тер¬
мобарьерное  покрытие  оказывает  влияние
лишь  на  временные  характеристики  облопачи¬
вания,  т.е.  увеличивает  время  нагрева  и  охлаж¬
дения  лопаток.  Эффективность  покрытия
(снижение  температуры  на  нем)  повышается
при  увеличении  тепловых  потоков  в  условиях
роста  параметров  газа  в  проточной  части.
 Определяющим  видом  тепловой  защиты
является  защита,  связанная  с  выпуском  охла¬
дителя  на  поверхность  защищаемого  элемента.
Очевидно,  что  для  реализации  подобного  вы¬
пуска  охладитель  должен  пройти  по  специаль¬
ным  каналам  в  теле  детали.  Эти  каналы  в  за¬
 висимости  от  места  выпуска  охладителя  могут
образовывать  разветвленную  сеть  системы
конвективного  охлаждения.  Даже  в  зоне  вход¬
ных  кромок  сопловых  лопаток  первой  ступени
турбины  при  подводе  хладагента  в  раздающую
полость  и  течения  его  в  стенке  детали  имеется
конвективный  отвод  теплоты.  Поэтому  все  га¬
зодинамические  тепловые  защиты  эфективны
вместе  с  конвективными  системами  охлажде¬
ния.  Практически  всегда  при  высоких  пара¬
метрах  газа  реализуются  также  комбинирован¬
ные  системы  охлаждения,  которые  использу¬
ются  во  всех  современных  установках.
 Комбинированное  конвективно-пленочное
охлаждение  (пленочное).  Первая  известная  в
нашей  стране  разработка  лопатки  авиацион¬
ного  ГТД  с  пленочным  охлаждением  относит¬
ся  к  1946  г.  (рис.  3.5.23,  а),  а  более  поздний
патент  США  —  к  1957  г.  (рис.  3.5.23,  б).  При
пленочном  охлаждении  воздух  (охладитель)
вдувается  в  пограничный  слой  из  охлаждаемой
детали  либо  через  систему  круглых  отверстий,
либо  через  систему  дискретных  щелей  или  че¬
рез  сплошную  щель  (только  в  статорных  или
роторных  элементах).  Выдув  производится  под
углом  к  защищаемой  поверхности  20...60°,
причем  эффективность  завесы  увеличивается
при  уменьшении  угла  выдува.  Известна  лопат¬
ка,  в  которой  за  счет  установки  входного  уст¬
ройства  воздух  вдувается  в  пограничный  слой
газа  почти  параллельно  поверхности  через
сплошную  щель.
 Отверстия,  через  которые  воздух  выдува¬
ется  на  поверхность  лопатки,  расположены
обычно  рядами;  их  размеры,  шаги  и  углы  на¬
клона  определяют  по  результатам  расчета  теп¬
лообмена.  Обычно  применяют  несколько  ря¬
дов  отверстий,  расположенных  в  шахматном
порядке,  поскольку  вследствие  размывания  га¬
зом  защитного  пристеночного  слоя  его  необ¬
ходимо  «подпитывать»  воздухом,  подводимым
через  дополнительные  ряды  отверстий.
 Так  как  давление  газа,  обтекающего  ло¬
патку,  различное  по  обводу  профиля,  для  тре¬
буемого  по  условиям  охлаждения  распределе¬
ния  расхода  воздуха  по  поверхности  лопатки  и
его  экономии  выполняют  отделенные  друг  от
друга  полости,  в  каждую  из  которых  в  идеаль¬
ном  случае  подают  воздух  определенного  дав¬
ления.  В  реальных  конструкциях  полостей  мо¬
жет  быть  не  более  пяти  (обычно  две  или  три),
а  охлаждающий  воздух  подводят  обязательно
из  полости  за  компрессором,  а  иногда  из  про¬
межуточной  ступени  компрессора.  Воздух  с

ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ
 643
 давлением  за  компрессором  охлаждает  вход¬
ную  кромку  лопатки,  а  с  давлением  в  проме¬
жуточной  ступени  компрессора  —  часть  лопат¬
ки,  примыкающую  к  выходной  кромке.
 На  рис.  3.5.23,  в  показана  охлаждаемая
пленочным  способом  сопловая  лопатка  пер¬
вой  ступени  турбины  авиационного  ГТД
TF-39  [37],  изготовленная  литьем  из  кобальто¬
вого  жаропрочного  сплава.  Эта  лопатка  имеет
две  внутренние  полости,  в  которых  установле¬
ны  два  независимых  в  гидравлическом  отно¬
шении  дефлектора.  Охлаждающий  воздух,  от¬
бираемый  после  последней  (шестнадцатой)
ступени  компрессора,  поступает  в  первый  де¬
флектор,  имеющий  отверстия  не  только  на  но¬
сике,  т.е.  в  зоне  входной  кромки,  но  и  на  бо¬
ковых  поверхностях.  Через  эти  отверстия  осу¬
ществляется  струйный  обдув  всей  внутренней
поверхности  передней  части  лопатки.  Стенка
лопатки  имеет  несколько  рядов  отверстий
диаметром  0,15...0,5  мм,  через  которые  охлаж¬
дающий  воздух  выдувается  на  наружную  по¬
верхность  профиля,  создавая  на  ней  газовоз¬
душную  пленку,  существенно  снижающую  те¬
пловой  поток  в  стенке  лопатки.  Второй  де¬
флектор  имеет  отверстия  на  боковых  поверх¬
ностях,  через  которые  происходит  струйный
обдув  внутренней  поверхности  задней  части
профиля.  Воздух,  подаваемый  в  дефлектор  от
тринадцатой  ступени  компрессора,  подмеши¬
вается  к  рабочему  газу  через  отверстия  (щеле¬
вые  каналы)  в  выходной  кромке.
 Отверстия  в  стенке  лопатки,  а  также  кана¬
лы  в  выходной  кромке  выполняются  одним  из
методов  электрохимической  обработки  метал¬
лов  (в  настоящее  время  каналы  в  выходных
кромках  изготовляют  в  основном  литьем),  а  от¬
верстия  —  в  основном  эрозионным  способом.
 Описанная  система  охлаждения  при  от¬
носительном  расходе  воздуха  4%  обеспечивает
снижение  средней  температуры  лопатки  до
985  °С,  т.е.  на  415  °С  по  сравнению  с  темпера¬
турой  омывающего  ее  газа.  Максимальная
температура  сопловой  лопатки  рассмотренно¬
го  двигателя  не  превышает  990  °С,  а  ее  расчет¬
ный  ресурс  достигает  15  тыс.  ч.
 Охлаждаемая  комбинированным  спосо¬
бом  рабочая  лопатка  первой  ступени  ГТД  с  на¬
чальной  температурой  газа  до  1350  °С  фирмы
Пратт-Уитни  имеет  три  продольных  канала  с
весьма  развитой  поверхностью  (рис.  3.5.23,  г)
[37].  Воздух  из  первого  канала  через  отверстия
в  стенке  лопатки  выдувается  на  наружную  по¬
верхность  профиля,  создавая  на  ней  защитную
охлаждающую  пленку.  Из  третьего  канала  воз¬
дух  выдувается  на  поверхность  корытца  профи¬
ля  несколько  выше  выходной  кромки,  защи¬
щая  последнюю  от  перегрева.
 Рабочая  лопатка  с  конвективно-пленочным
охлаждением,  показанная  на  рис.  3.5.23,  д,  имеет
интенсивное  комбинированное  охлаждение
входной  кромки  и  верхнего  торца.  Наклон  охла¬
ждающих  отверстий  под  углом  к  оси  вращения
способствует  повышению  эффективности  охлаж¬
дения.  В  лопатке  имеются  две  системы  охлаж¬
дающих  продольных  каналов,  в  которые  подво¬
дится  воздух,  отбираемый  за  компрессором.
 У  сопловой  лопатки  первой  ступени  дви¬
гателя  RB.211-524  с  конвективно-пленочным
охлаждением  (рис.  3.5.23,  ё)  имеются  пять  от¬
дельных  полостей  для  подвода  воздуха  к  раз¬
личным  участкам  поверхности.  В  переднюю  1  и
заднюю  2  полости  вставлены  дефлекторы  6  и  4,
которые  приварены  к  верхней  и  нижней  пол¬
кам  лопатки.  Как  и  в  конструкциях,  описанных
выше,  дефлекторы  опираются  на  поперечные
 Рис.  3.5.23.  Схемы  лопаток  с  комбинированным  конвективно-пленочным  охлаждением

644  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 ребра,  выполненные  на  внутренней  поверхно¬
сти  лопатки  в  обеих  полостях.  Кроме  того,  про¬
странство  между  дефлектором  и  внутренней
поверхностью  лопатки  разделено  на  пять  про¬
дольных  изолированных  друг  от  друга  полостей
выступами  8  и  трубками  5,  которые  на  участ¬
ках,  где  имеются  ребра,  расположены  в  специ¬
ально  выполненных  продольных  пазах.  Трубки
обжаты  при  установке  для  создания  герметич¬
ного  уплотнения  между  полостями.  Полость  2
переходит  в  продольную  щель  3,  в  которой  вы¬
полнены  штырьки  различного  диаметра.
 Воздух,  выходящий  через  отверстия  в  де¬
флекторах,  охлаждает  внутреннюю  поверх¬
ность  лопатки  струйным  натеканием,  а  затем
через  отверстия  7  попадает  на  наружную  по¬
верхность  лопатки,  осуществляя  пленочное
охлаждение.  Поскольку  полости  изолированы
друг  от  друга,  размеры  отверстий  в  дефлекто¬
рах  выбраны  таким  образом,  чтобы  создавать
различное  давление  на  входе  в  каждый  ряд  от¬
верстий  7.  Это  давление  устанавливается  в  со¬
ответствии  с  внешним  давлением  газа  на  уча¬
стке  соответствующего  ряда  отверстий  7,  при
котором  подводится  необходимое  для  охлаж¬
дения  данного  участка  количество  воздуха.
Пленочным  способом  в  лопатке  охлаждается
не  только  профильная  часть,  но  и  полки.  У  та¬
кой  лопатки  температура  стенки  не  превышает
937  °С  при  температуре  газа  на  входе  1270  °С.
 В  установке  ГТЭ-150  сопловые  лопатки
имеют  развитое  пленочное  охлаждение,  кото¬
рое  может  обеспечить  условия  эксплуатации
при  температуре  газа  выше  1300  °С.
 Пористое  охлаждение  является  идеаль¬
ным  примером  комбинации  конвективного
охлаждения  (движения  охладителя  внутри  ло¬
патки  и  в  самой  стенке  лопатки)  и  загради¬
тельного  (выдува  на  поверхность  детали  через
систему  малых  отверстий).  Поры  расположены
близко  к  друг  другу,  и  отдельные  струйки  ох¬
ладителя,  сливаясь  вблизи  поверхности,  оттес¬
няют  пристенный  слой  газа  и  уменьшают  та¬
ким  образом,  а  при  интенсивном  вдуве  полно¬
стью  предотвращают  конвективный  теплооб¬
мен  между  газом  и  поверхностью.
 Пористое  охлаждение  (защита).  Такое  ох¬
лаждение  обладает  более  высокой  эффектив¬
ностью,  чем  все  рассмотренные  способы  охла¬
ждения  и  защиты.  Расход  воздуха  при  таком
охлаждении  меньше  в  1,5—2  раза,  чем  при
конвективном  охлаждении  [19].
 Лопатки  с  пористым  охлаждением  срав¬
нительно  просты  [82]:  они  имеют  оболочку  2
 Рис.  3.5.24.  Схемы  лопаток
с  пористым  охлаждением
 из  пористого  материала,  закрепленную  либо
на  массивном  стержне  1,  либо  на  несущей
оболочке  3  из  листового  материала  с  системой
дозирующих  отверстий  (рис.  3.5.24).
 Наиболее  часто  используемые  технологи¬
ческие  процессы  получения  пористых  оболо¬
чек  следующие  [18]:
 намотка  проволоки  в  несколько  слоев  на
оправку,  обжимка  намотанных  слоев  проволо¬
ки  до  получения  определенной  пористости,  со¬
единение  слоев  проволоки  путем  спекания  при
температуре,  составляющей  90%  температуры
плавления,  до  получения  связанной  структуры;
 плетение  проволоки  в  плоские  пластины
отдельными  слоями  (сетки),  горячая  прокатка
нескольких  наложенных  друг  на  друга  слоев  до
получения  определенной  пористости,  соеди¬
нение  слоев  путем  спекания  для  получения
связанной  структуры.
 Применение  пористого  охлаждения  сдер¬
живается  отсутствием  достаточно  прочных
проницаемых  материалов,  удовлетворяющих
условиям  работы  лопаток  в  турбинах,  а  также
нестабильной  проницаемостью  и  высокой
стоимостью  материалов  оболочек.
 Опытные  лопатки  фирмы  Картис-Райт  с
пористым  охлаждением  для  двигателей  с  расхо¬
дом  воздуха  G0  =  0,9...272  кг/с  испытаны  при
температуре  газа  1257...  1657  °С  на  жидких  топ¬
ливах  [12,  64].  В  стационарном  двигателе,  пре¬
образованном  из  авиационного  CW6515,  лопат¬
ки  с  пористым  охлаждением  были  испытаны  на
малоцикловую  усталость  и  статическую  нагруз¬
ку  при  температуре  газа  1647...  1657  °С.  Решетки
лопаток  были  успешно  испытаны  при  темпера¬
туре  1657...  1982  °С.  Следует  отметить,  что  в  те¬
чение  15  лет  развития  пористого  охлаждения  не
было  отмечено  ни  одного  случая  серьезного
повреждения  лопаток  [4].
 Опытный  ГТД  с  такими  лопатками  имеет
начальную  температуру  газа  более  1227  °С  [19].
Несущие  стержни  сопловых  и  рабочих  лопаток
в  этой  турбине  выполнены  точным  литьем  из
жаропрочного  сплава,  пористая  оболочка  об¬
разована  механическим  способом  (многократ¬
ной  штамповкой)  из  трубки,  изготовленной  из

ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ
 645
 навитой  проволоки  (первый  вариант)  и  спле¬
тенных  сеток  (второй  вариант).  Материал  про¬
волоки  и  сеток  —  жаропрочный  сплав  (типа
нихрома)  на  никелевой  основе  с  предельной
по  окисляемости  и  охрупчиванию  рабочей
температурой  730  °С  [28,  317].
 Охлаждающий  воздух  равномерно  рас¬
пределялся  по  отдельным  каналам;  при  подбо¬
ре  диаметров  отверстий  жиклеров  учитывалась
эпюра  распределения  давления  газа  по  обводу
профиля  лопатки.  Подвод  охлаждающего  воз¬
духа,  подаваемого  из  внешнего  коллектора,  к
сопловым  лопаткам  осуществлялся  с  перифе¬
рийного  торца;  к  рабочим  (отбираемый  из
корпуса  камеры  сгорания  с  температурой  око¬
ло  350  °С)  —  через  елочный  хвостовик,  к  кото¬
рому  воздух  подавался  вращающимся  дефлек¬
тором  с  прямыми  (радиальными)  лопатками
на  поверхности,  обращенной  к  диску  турбины.
 В  нашей  стране  экспериментальными  ис¬
следованиями  лопаток  с  пористым  охлаждени¬
ем  занимались  в  1975—1985  гг.  в  МВТУ,  ЛПИ,
ЦКТИ  [4,  25,  32].  Опытная  рабочая  лопатка
состояла  из  несущего  стержня  1  с  пазами  для
прохода  охладителя  и  пористой  оболочки  3,
которая  огибала  стержень  и  была  приварена  к
нему  по  входной  и  выходной  кромкам  и  пери-
 Рис.  3.5.25.  Экспериментальная  пароохлаждаемая
рабочая  лопатка  с  проникающим  охлаждением:
 1  —  несущий  стержень;  2  —  ребра;  3  —  порис¬
тая  проницаемая  оболочка;  4  —  канал  для  про¬
хода  охладителя;  5  —  дозирующее  отверстие;
6  —  подводящий  канал
 ферийному  сечению  (рис.  3.5.25)  [25].  Иссле¬
дуемые  две  модификации  лопатки  отличались
числом  пазов  для  прохода  охладителя  к  обо¬
лочке.  Оболочки  опытных  лопаток  изготовле¬
ны  из  пористосетчатого  материала  (стали
12Х18Н10Т)  толщиной  1  мм  со  степенью  по¬
ристости  0,25...0,30  и  средним  диаметром  пор
около  0,1  мм.  Исследования  проводились  при
температуре  газа  перед  лопатками  в  относи¬
тельном  движении  525...725  °С,  температурах
охлаждающего  воздуха  и  пара  соответственно
 100...220  и  220...350  °С  и  относительных  расхо¬
дах  воздуха  соответственно  0,4...  1,75  и
0,35...0,8%.  Частота  вращения  рабочего  колеса
изменялась  от  100  до  360  с-1.  Это  обеспечива¬
ло  на  выходе  из  опытных  рабочих  лопаток  из¬
менение  критерия  Re  в  диапазоне  (Ю...50)103
и  числа  М  =  0,25...0,5.
 Эффективность  охлаждения  0  при  ис¬
пользовании  в  качестве  охладителя  воздуха
при  относительном  расходе  G0  =  1,25%  соста¬
вила  0,6  (рис.  3.5.26),  что  значительно  выше,
чем  при  любом  другом  способе  охлаждения  и
защиты.  При  использовании  пара  эффектив¬
ность  охлаждения  еще  выше.  Низкая  эффек¬
тивность  характерна  для  входной  кромки,  где
находился  сварной  шов.
 В  совместном  экспериментальной  иссле¬
довании  ЦКТИ  и  МВТУ  сопловая  турбинная
решетка  с  воздушным  пористым  охлаждением
состояла  из  пяти  лопаток  [85].  Геометрические
параметры  решетки  —  хорда  98  мм,  высота
130  мм,  угол  входа  газового  потока  90°,  угол
выхода  20°.  Параметры  газового  потока  сле¬
дующие:  температура  газа  около  700  °С,  число
Маха  на  выходе  из  решетки  М  =  0,8...0,9.  Обо¬
лочка  центральной  лопатки  эксперименталь¬
ной  решетки  толщиной  1  мм  изготовлена  из
 Рис  3.5.26.  Эффективность  охлаждения  0
экспериментальной  рабочей  лопатки
с  приникающим  охлаждением:
 О 	—  воздушное  охлаждение;  #  —  охлаждение
паром

646  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 пористого  сетчатого  материала  (ПСМ)  на  осно¬
ве  нихромовой  проволоки  диаметром  90  мкм  и
приварена  к  выступам  (ребрам)  несущего  эле¬
мента  (силового  стержня).  Использованный
ПСМ  имел  степень  пористости  П  =  20...30%
при  среднем  диаметре  пор  100...  120  мкм.  Осо¬
бенности  конструкции  опытной  лопатки  —  ин¬
дивидуальный  подвод  охладителя  в  каждый  из
ее  20  внутренних  каналов,  образованных  обо¬
лочкой  и  ребрами  стержня,  а  также  возмож¬
ность  измерения  и  регулирования  расхода  ох¬
ладителя  в  каждом  из  них.  Это  достигается
применением  специально  сконструированного
и  изготовленного  блока.  Измерения  температу¬
ры  оболочки  производились  20-ю  хро-
мель-алюмелевыми  кабельными  микротермо¬
парами,  установленными  на  наружной  поверх¬
ности  пористой  оболочки  по  специально  разра¬
ботанной  технологии,  позволяющей  устранить
существенное  искажение  внешних  обводов
профиля  и  минимизировать  локальное  наруше¬
ние  внутренней  структуры  ПСМ.  Эксперимент
проводился  на  статическом  стенде  ЦКТИ
им.  И.И.  Ползунова:  была  исследована  эффек¬
тивность  охлаждения  на  25  рабочих  режимах
(при  различных  значениях  Тт,  Тп  и  G0)  пример¬
но  в  течение  30  ч.
 Основные  результаты  исследования  под¬
твердили  наивысшую  по  сравнению  с  другими
способами  открытого  воздушного  охлаждения
тепловую  эффективность  и  защиты  лопаток
при  использовании  пористых  оболочек.
 В  конце  60-х  —  начале  70-х  годов  фирмы
Алисон  и  Ролс-Ройс  начали  разрабатывать  со¬
пловые  и  рабочие  лопатки  турбины  с  примене¬
нием  многослойных  (двух-,  трех-  и  четырехслой¬
ных)  оболочек.  В  отличие  от  пористых  сеточных
такие  оболочки  из  материала,  названного  «лэ-
миллой»,  характеризуются  заданным  расположе¬
нием  отверстий  и  каналов,  возможностью  зара¬
нее  подобрать  местную  проницаемость.  Вместе  с
тем,  применение  таких  оболочек  представляет
собой  некоторый  отход  от  «идеального»  пористо¬
го  охлаждения  и  приводит  к  снижению  его  эф¬
фективности;  лопатки  с  оболочками  из  «лэмил-
лоя»  по  эффективности  охлаждения  ближе  к  ло¬
паткам  с  пленочным  охлаждением  при  крупно¬
масштабной  системе  отверстий,  чем  к  лопаткам  с
пористым  охлаждением.  Однако  совершенство¬
вание  таких  конструкций  продолжается.  Так,
фирмой  Дженерал  Моторе  предложен  материал
типа  «лэмиллоя»,  пригодный  для  изготовления
сопловых  и  рабочих  лопаток  турбин,  а  также  жа¬
ровых  труб  камер  сгорания.
 Особенностью  этого  материала  является
применение  двух  слоев:  верхнего  с  цилиндриче¬
скими  отверстиями,  которые  могут  быть  изго¬
товлены  даже  под  углом  к  поверхности;  нижне¬
го  с  отверстиями,  смещенными  относительно
отверстий  верхнего  слоя.  Перепуск  воздуха  от
одного  ряда  отверстий  к  другому  производится
по  канавкам,  изготовленным  в  нижнем  слое.
Соединение  слоев  —  диффузионная  пайка.
 В  МГТУ  им.  Н.Э.  Баумана  разработан
слоистый  проницаемый  материал  (СПМ).  По¬
лучить  оболочки  можно  из  нескольких  металли¬
ческих  пластин,  каждая  из  которых  имеет  сквоз¬
ные  отверстия  и  разветвленную  систему  кана¬
лов.  При  сборке  отверстия  отдельных  пластин
смещают  между  собой,  в  результате  чего  охлаж¬
дающий  воздух  движется  внутри  СПМ  зигзаго¬
образно.  При  этом  возможно  существенное  уве¬
личение  площади  поверхностей  внутренних  ка¬
налов  (что  свойственно  пористым  материалам).
Отверстия  и  каналы  обеспечивают  стабильную
пропускную  способность  СПМ.  В  СПМ  исклю¬
чается  уменьшение  проницаемости,  вызванное
окислением  при  нагреве.  Листы  СПМ  изготав-
ляли  с  помощью  фототравления.  Высокие  зна¬
чения  эффективности  охлаждения  получены
при  совместных  испытаниях  МГТУ  и  ЦКТИ  со¬
пловой  лопатки  типоразмера  ГТЭ-150  (хордой
245  мм)  [88].  В  этих  лопатках  оболочка  лопатки
состояла  полностью  из  СПМ  и  приваривалась  к
несущему  стрежню.
 В  настоящее  время  в  России  работы  по
исследованию  возможности  использования
пористых  оболочек  и  оболочек  из  СПМ  при¬
остановлены.
 3.5.6. 	ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ОХЛАЖДЕНИЯ
 В  научной  и  технической  литературе  раз¬
личные  способы  охлаждения  и  защиты  эле¬
ментов  газовых  турбин,  особенно  лопаточных
аппаратов,  сопоставляются  по  эффективности
охлаждения.  Эффективность  охлаждения
представляет  собой  отношение  глубины  охла¬
ждения,  реально  полученной  в  элементе,  к
теоретически  возможной  глубине  охлаждения
этой  детали.  Последняя  величина  точно  соот¬
ветствует  разности  температур  греющей  и  ох¬
лаждающей  сред,  т.е.  разности  температур  газа
и  охладителя.  Достигнутая  глубина  охлажде¬
ния  —  разность  температур  газа  и  металла  эле¬
мента.  Различают  среднюю  и  минимальную
эффективность  охлаждения,  рассчитываемую
соответственно  по  средней  температуре  метал¬

ЭФФЕКТИВНОСТЬ  ОХЛАЖДЕНИЯ
 647
 ла  и  по  максимальной  температуре  охлаждае¬
мого  элемента.
 Эффективность  охлаждения
 где  Тг,  Тохл,  Ти  —  температура  соответственно
газа,  воздуха  и  металла.
 При  расчете  практически  всегда  исполь¬
зуют  температуру  торможения  газового  пото¬
ка,  а  температура  воздуха  может  быть  выбрана
либо  на  входе  в  систему  охлаждения,  либо  ис¬
пользовано  его  среднее  значение  с  учетом  по¬
догрева.
 Одними  из  первых  работ,  в  которых  были
проведены  сопоставления  эффективности  сис¬
тем  охлаждения  лопаток  различного  вида  в  ко¬
ординатах  0  и  G0XJl  (G0XJl  —  относительный  рас¬
ход  охладителя  G0XJl/Gr,  GT  —  расход  газа  через
венец)  [18],  выполнены  исключительно  по
конвективным  способам  охлаждения  с
0ср  <  0,3.  Имеются  данные  по  комбинирован¬
ному,  конвективно-пленочному  охлаждению
лопаток  [25].
 На  рис.  3.5.27  приведены  зависимости
средних  эффективностей  0ср  для  различных
лопаток  и  систем  их  охлаждения.  Исходными
данными  для  сопоставления  результатов  ис¬
следований  различных  систем  охлаждения
приняты  эффективности  охлаждения  рабочих
и  сопловых  лопаток  1—13  [12].
 Эти  данные  расположены  в  области  двух
экспонент  со  значениями  постоянного  коэф¬
фициента  С  =  2  и  С  =  4,  причем  возле  кри¬
вой  16  (С  =  2)  группируются  данные  по  отно¬
сительно  толстостенным  рабочим  лопаткам
канального  и  петлевого  типа  с  конвективной
системой  охлаждения,  а  возле  кривой  17
(С  =  4)  —  данные  по  тонкостенным  дефлек-
торным  направляющим  лопаткам  с  конвектив¬
ным  охлаждением  и  рабочим  лопаткам  с  эле¬
ментами  пленочного  охлаждения.
 Кривые  18  и  19  соответствуют  экспери¬
ментальным  данным,  полученным  при  испы¬
таниях  охлаждаемых  рабочих  лопаток  на  од¬
ном  из  авиационных  двигателей  фирмы  «Мо¬
торы  и  турбины»  (Германия)  [12].  Кривая  18
обобщает  эффективности  охлаждения  штырь¬
ковых  лопаток  с  радиальной  схемой  течения
охладителя,  а  кривая  19  —  для  лопаток  де-
флекторного  типа.
 Зависимость  20  соответствует  результатам
испытаний  направляющих  и  рабочих  лопаток
петлевого  типа  с  развитым  внутренним  ореб-
 рением  агрегатов  фирмы  АББ  с  начальной
температурой  до  1027  °С  [82].  Кривая  26  отно¬
сится  к  лопаткам  из  многослойного  проницае¬
мого  материала  [25],  кривая  27  —  к  лопаткам  с
пористым  охлаждением  [25],  а  кривая  21  —  к
направляющим  и  рабочим  лопаткам  с  разви¬
тым  конвективным  охлаждением  при  исполь¬
зовании  струйного  эффекта  и  различного
оребрения.  Данные  для  лопаток  с  развитым
комбинированным  охлаждением  обобщены
зависимостью  24,  а  для  лопаток  с  пористым
охлаждением  —  кривой  25.  Заметны  значи¬
тельные  отличия  эффективности  охлаждения
для  лопаток  с  пористым  охлаждением  (кри¬
вые  25  и  27),  а  также  очень  близкое  располо¬
жение  кривых,  обобщающих  данные  по  лопат¬
кам  комбинированного  охлаждения  и  лопат¬
кам  из  слоистого  материала.
 Исследования  ЦКТИ,  проводимые  в
стендовых  условиях  и  на  головных  агрегатах
охлаждаемых  направляющих  и  рабочих  лопа¬
ток  ГТЭ-150,  ГТЭ-115  и  ГТН-25,  направляю¬
щих  лопаток  ГТЭ-45  и  ГТН-25,  показали  сле¬
дующее.  При  расходе  около  2%  больше  эф¬
фективность  охлаждения  лопатки  с  дефлекто¬
ром  с  отверстиями  (0ср  ~  0,42,  что  на  0,04  вы¬
ше  эффективности  охлаждения  лопатки  с  де¬
флектором  без  отверстий).  Эффективность  ох¬
лаждения  направляющей  лопатки  ГТЭ-150  с
оребрением  30  получена  на  горячем  статиче¬
ском  стенде.  Проектная  эффективность  охла¬
ждения  направляющей  лопатки  31  первой  сту¬
пени  установки  ГТЭ-45  хорошо  согласуется  с
результатами  испытаний  на  головном  образце
на  Якутской  ГРЭС.
 Из  всего  многообразия  приведенных  дан¬
ных  можно  выделить  три  кривые  (рис.  3.5.28),
по  которым  можно  оценивать  эффективность
охлаждения  разработанных  лопаток.  В  стацио¬
нарном  турбостроении  принято  определять
значение  минимальной  эффективности  0^  ох¬
лаждения,  в  которую  входит  значение  макси¬
мальной  температуры  лопатки.  Так,  для  вари¬
антов  многопетлевой  рабочей  лопатки  35  (см.
рис.  3.5.27)  0ср  =  0,51,  a  0mn  =  0,46,  для  вари¬
антов  направляющих  лопаток  с  комбиниро¬
ванным  охлаждением  О^50  =  0,61,  О^50  =  0,64,
С  =  0,66,  а  0,™  соответственно  0,56,  0,59  и
 0,61;  для  «вихревой»  рабочей  лопатки  32
(ГТН-25)  0ср  =  0,38,  a  0mn  ~  0,3  (для  входной
кромки).  Значения  средней  и  минимальной
эффективности  охлаждения  для  натурной  на¬
правляющей  лопатки  установки  ГТЭ-150  от¬
личаются  еще  большее:  0ср  «  0,40  и  0^  <  0,3;

648  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 Рис.  3.5.27  Зависимости  6ср  =  /(G0XJI)  для  различных  систем  охлаждения  и  типов  охлаждаемых  лопаток:
 лопатки:  1  —  с  поперечным  цилиндрическим  оребрением;  2,  8  —  с  мелкими  радиальными  каналами;  3  —  трехканальная  с  петлевым  течением  охладителя;
4  —  усовершенствованная  с  выдувом  охладителя  через  кромки;  5  —  трехканальная  с  выпуском  охладителя  в  радиальный  зазор  выходной  кромки;  6,9  —
бездефлекторная  с  комбинированным  охлаждением;  7,  10  —  дефлекторная  без  отверстий;  11—13  —  многоканальная  ЦКТИ;  14  —  с  комбинированным  ох¬
лаждением;  15  —  с  пористым  охлаждением;  обобщающие  кривые  для  лопаток:  16,  17,  21  —  с  конвективным  охлаждением;  18  —  с  радиальным  течением;
19  —  дефлекторных;  20  —  петлевых  с  внутренним  оребрением;  22,  23  —  с  развитым  конвективным  охлаждением;  24  —  с  комбинированным  охлаждением;
25,  27  —  с  пористым  охлаждением;  26  —  из  многослойного  материала;  значки  для  лопаток:  28  —  с  дефлектором  с  отверстиями;  29  —  то  же,  без  отверстий;
30  —  с  оребрением;  31  —  ГТЭ-45;  32  —  вихревые  ГТН-25  ТМЗ;  33  —  двухпетлевые  ГТЭ-115;  34  —  многопетлевые;  35  —  двухпетлевые  ГТЭ-150;  36—38  —
 с  комбинированным  охлаждением  (типоразмер  ГТЭ-150)

РАСЧЕТ  ТЕПЛОВОГО  СОСТОЯНИЯ  ОХЛАЖДАЕМЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ
 649
 Рис.  3.5.28.  Зависимости  эффективности  охла¬
ждения  лопаток  0  от  относительного  расхода
охлаждающего  воздуха  G0XJl:
 1, 	2  —  лопатки  конвективного  охлаждения;
 3 	—  лопатка  комбинированного  охлаждения;
■  (■)>  □  ©  —  сопловые  лопатки  комбиниро¬
ванного  охлаждения  (проект  ЦКТИ);
 X  ®—  многопетлевая  рабочая  лопатка  (проект
ЦКТИ);
 Д  @  —  рабочая  лопатка  «вихревая»  ГТН-25;
©<§)  —  сопловая  лопатка  ГТЭ-45;
 • 	(#)  —  сопловая  лопатка  ГТЭ-115;
 ■  и  т.д.  -  0ср;  (и)  и  т.д.  -  етш
 для  направляющей  лопатки  установки  ГТЭ-45
0ср  =  0,35,  a  0min  «0,31  [69];  для  двухпетлевой
рабочей  лопатки  установки  ГТЭ-115  0ср  =
=  0,43,  а  =  0,37;  для  направляющей  лопат¬
ки  первой  ступени  того  же  агрегата  0ср  =  0,53,
a  ©mm  =  0,47;  для  направляющей  лопатки  вто¬
рой  ступени  0ср  =  0,31,  а  0^  =  0,27;  для  на¬
турной  направляющей  лопатки  установки
ГТН-16  0ср  =  0,33,  a  0min  =  0,25  [31].
 При  проектировании  лопаток  кроме  уве¬
личения  0mn  необходимо  стремиться,  чтобы
отличие  0mn  и  0ср  не  превышало  0,05.
 Для  приближенных  оценок  расходов  в
охлаждаемых  лопатках  целесообразно  исполь¬
зовать  результаты  многочисленных  расчет¬
но-экспериментальных  исследований  ЦКТИ,
в  которых  также  определены  значения  эквива¬
лентных  гидравлических  сопротивлений  охла¬
ждаемых  лопаток:
 Сэкв  ®  5,5...8,5  для  сопловых  лопаток  кон¬
вективного  охлаждения.  Значение  £экв  тем  вы¬
ше,  чем  больше  интенсификация  теплообмена
в  охлаждаемых  каналах.  При  расчетах  расхода
необходимо  использовать  площадь  отверстий
для  сброса  воздуха  в  проточную  часть;
 Сэкв  =  10...  12  для  сопловых  лопаток  ком¬
бинированного  охлаждения.  При  расчетах  не¬
 обходимо  использовать  полный  располагае¬
мый  перепад  давлений  в  системе  охлаждения
и  суммарную  площадь  в  оболочке  лопатки.
 Формула  для  приближенного  расчета
расхода  через  лопатку  имеет  вид:
 G0M=W-2F^Ap,
 где  F  —  площадь  определяющих  каналов  сис¬
темы  охлаждения,  см2;  у  —  плотность  по  на¬
чальным  параметрам,  кг/м3;  Ар  —  располагае¬
мый  перепад  давлений  в  системе  охлаждения,
10  кПа;  £  —  коэффициент  гидравлического  со¬
противления.
 3.5.7. 	РАСЧЕТ  ТЕПЛОВОГО  СОСТОЯНИЯ
ОХЛАЖДАЕМЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ
 Расчет  теплового  (температурного)  состоя¬
ния  охлаждаемых  элементов  представляет  собой
сложную  комплексную  задачу,  основными  час¬
тями  которой  являются  определение  граничных
условий  теплообмена  со  стороны  нагрева  (газо¬
вого  потока)  и  охладителя,  а  также  решение
собственно  задачи  теплопроводности.  В  общем
случае  необходимо  решить  нестационарную
пространственную  нелинейную  задачу  тепло¬
проводности,  которая  описывается  системой
уравнений,  подобных  приведенной:
 4^  V  4^-V  4^-1=-мг)>
 dx\  dx  J  dyy  dy  J  dz{  dz)  di
 где  T  —  температура;  x,  y,  z  —  координаты;  т  —
время;  X,  cp,  p  —  соответственно  теплопровод¬
ность,  удельная  теплоемкость  и  плотность  ма¬
териала  детали  [18].
 При  решении  конкретных  задач  уравне¬
ние  дополняют  условиями  однозначности,
включающими  геометрические  и  физические
параметры,  а  также  начальные  и  граничные
условия.  В  случае  расчета  температурного  со¬
стояния  деталей  ГТД  наиболее  часто  исполь¬
зуют  граничные  условия  третьего  рода.  При
этом  предполагают,  что  заданными  являются
температура  газа  и  охлаждающего  воздуха,  а
также  коэффициенты  теплоотдачи  как  функ¬
ции  координат  и  времени.
 Кроме  того,  при  решении  задач  тепло¬
проводности  применительно  к  деталям  ГТД  в
некоторых  случаях  используют  следующие  ти¬
пы  граничных  условий:
 первого  рода,  заключающиеся  в  задании
распределения  температуры  поверхности  дета¬
ли,  как  функции  координат  и  времени;

650  Глава  3.5.  ОХЛАЖДЕНИЕ  И  ТЕПЛОВАЯ  ЗАЩИТА  ЭЛЕМЕНТОВ  ГАЗОВОЙ  ТУРБИНЫ
 второго  рода,  при  которых  задают  рас¬
пределение  плотностей  теплового  потока  на
поверхности  детали:
 четвертого  рода,  которые  в  предположе¬
нии  идеального  контакта  между  поверхностя¬
ми  двух  (индексы  «1»  и  «2»)  стыкующихся  де¬
талей  (или  слоев  из  различных  материалов)  за¬
ключаются  в  равенствах
 Т\  =  Т2  =  Tw
 и
 на  поверхности  соприкосновения  деталей
(слоев).
 Различают  аналитические  и  численные
методы  решения  задачи  теплопроводности.
Все  численные  методы  являются  приближен¬
ными,  а  аналитические  —  как  точными,  так  и
приближенными.
 В  практике  газотурбостроения  аналити¬
ческие  методы  применяют  редко,  в  основном
при  решении  задач  теплопроводности  в  упро¬
щенной  (например,  в  одномерной)  постановке
и  при  стационарных  условиях.
 При  решении  двух-  и  трехмерных  задач
теплопроводности,  особенно  при  нестацио¬
нарных  условиях,  используют  численные  ме¬
тоды  расчета,  при  этом  результаты  получают
с  точностью,  приемлемой  для  практики  кон¬
струирования.  Вместе  с  тем  решение  задач  в
общей  постановке,  т.е.  с  учетом  сложной
конфигурации  деталей,  переменности  тепло¬
физических  свойств  и  граничных  условий  те¬
плообмена,  представляет  значительные  труд¬
ности  даже  при  применении  численных  мето¬
дов  расчета.
 Существует  два  основных  метода  упро¬
щенного  решения  задачи  теплопроводности.
 Сущность  конечно-разностного  метода
заключается  в  замене  дифференциальных
уравнений  их  конечно-разностными  аппрок¬
симациями  (аналогами),  основанной  на  рас¬
смотрении  конечного  числа  значений  искомой
функции  в  узлах  сетки.  Такая  замена  соответ¬
ствует  замене  непрерывной  кривой,  характе¬
ризующей  изменение  искомой  функции,  ло¬
маной  линией.  Входящие  в  уравнение  произ¬
водные  заменяют  отношением  разности  значе¬
 ний  функций  в  соседних  узлах  к  шагу  сетки  в
соответствующем  направлении.  В  результате
таких  замен  дифференциальные  уравнения
сводятся  к  системам  алгебраических  уравне¬
ний,  неизвестными  в  которых  являются  значе¬
ния  температур  в  узлах  сеточной  области.  Пе¬
реход  от  дифференциального  уравнения  к  раз¬
ностному  можно  осуществить  заменой  в  ис¬
ходном  дифференциальном  уравнении  произ¬
водных  функций  конечными  разностями.
 В  зависимости  от  вида  преобразования
различают  явный  и  неявный  конечно-разност¬
ный  методы.
 Одним  из  способов  перехода  от  диффе¬
ренциального  уравнения  теплопроводности  к
конечно-разностному  является  метод  тепло¬
вых  балансов.  При  этом  исследуемый  объект
разбивается  на  элементарные  объемы  с  посто¬
янными  свойствами  внутри  каждого  объема.
С  использованием  элементарных  объемов  со¬
ставляется  система  алгебраических  уравнений,
представляющих  уравнения  тепловых  балан¬
сов  элементарных  объемов.  При  этом  во  вре¬
мени  можно  учесть  изменение  физических
констант  материалов  и  граничных  условий
(температур  и  коэффициентов  теплоотдачи).
На  основании  метода  тепловых  балансов  рабо¬
тали  в  1960-1980  гг.  электроинтеграторы  с  ак¬
тивными  сопротивлениями,  так  называемые
R-сети.  С  их  помощью  был  реализован  метод
электротепловой  аналогии.  В  ЦКТИ  решение
нестационарной  задачи  теплопроводности  бы¬
ло  реализовано  на  RC-сетях  (также  с  помо¬
щью  метода  электротепловой  аналогии).  С  по¬
мощью  ЭВМ  метод  тепловых  балансов  был
реализован,  и  в  течение  более  20  лет  использо¬
вался  на  турбостроительных  заводах  страны.
 В  настоящее  время  в  расчетной  практике
наиболее  часто  применяется  метод  конечных
элементов  (МКЭ).  В  общем  случае  решение
задач  теплопроводности  с  помощью  МКЭ  сво¬
дится  к  следующему  [82]:
 в  рассматриваемой  области  фиксирует¬
ся  конечное  число  точек  (узловых),  в  каждой
из  которых  должны  быть  определены  темпе¬
ратуры;
 область  определения  температуры  разби¬
вается  на  конечное  число  подобластей  (конеч¬
ных  элементов).  Эти  элементы  имеют  общие
узловые  точки  и  в  совокупности  аппроксими¬
руют  истинную  область;
 искомую  непрерывную  зависимость  тем¬
пературы  Т  от  координат  аппроксимируют  в
каждом  элементе  полиномом,  который  опре¬

РАСЧЕТ  ТЕПЛОВОГО  СОСТОЯНИЯ  ОХЛАЖДАЕМЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ
 651
 деляют  по  температуре  Тг  Для  каждого  конеч¬
ного  элемента  определяют  свой  полином,  но
так,  чтобы  сохранилась  непрерывность  темпе¬
ратурного  поля  вдоль  границ  элемента;
 в  пределах  каждого  конечного  элемента
приближенное  значение  температуры  Т  в  об¬
щем  случае  трехмерного  температурного  поля
определяется  зависимостью
 Te(x,y,z)=  ZNf(x,y,z)Th
/=i
 где  m  —  число  узлов  в  конечном  элементе;
Nf  —  функция  формы,  зависящая  от  вида  вы¬
бранного  полинома  и  формы  конечного  эле¬
мента;  7}  —  значение  температуры  в  узле;
 уравнения  приведенного  выше  типа  сум¬
мируют  по  всем  элементам:
 _  М  _  Mm
 T=ZTe=ZlNf(w)T',
j=1 	j=lf=l
 что  и  дает  выражение  для  приближенного
определения  температурного  поля  в  данной
области  через  неизвестные  значения  темпе¬
ратур  Г,  (в  этом  уравнении  М  —  число  эле¬
ментов);
 искомые  температуры  7}  в  узлах  опреде¬
ляют  либо  из  условия  минимизации  функцио¬
нала,  связанного  с  данной  краевой  задачей,
либо  из  условия  ортогональности  невязки  к
функциям  формы,  если  вместо  вариационного
метода  применять  метод  взвешенных  невязок
Галеркина.
 Одним  из  наиболее  распространенных  в
настоящее  время  программных  коммерческих
продуктов,  основных  на  МКЭ,  является  ком¬
плекс  ANSYS.  Особенностью  ANSYS  является
чрезвычайно  широкий  спектр  решаемых  задач:
теплопроводности,  прочности,  гидродинамики
и  смешанных  задач.
 Программный  комплекс  ANSYS  позволя¬
ет  выполнять  расчет  (численное  моделирова¬
ние)  стационарных  и  динамических  темпера¬
турных  полей  и  соответствующих  тепловых
потоков  в  деталях  произвольной  геометриче¬
ской  формы,  изготовленных  из  различных  ма¬
териалов  или  набора  материалов,  а  также  рас¬
сматривать  задачу  теплопроводности  в  услови¬
ях  конвективного  теплообмена  и  излучения  и
моделировать  особенности  теплообмена  при
контактном  взаимодействии  деталей.
 Тепловые  расчеты  в  комплексе  ANSYS
основаны  на  законе  сохранения  энергии
(уравнении  баланса  теплоты)  в  форме  систе¬
 мы  уравнений  в  частных  производных.  Метод
численного  решения  задач  —  МКЭ.  ANSYS
допускает  задание  граничных  условий  перво¬
го  —  третьего  родов  и  их  комбинации.  Он  по¬
зволяет  строить  модели  разной  степени  слож¬
ности,  а  также  обеспечивает  получение  тем¬
пературных  полей  как  для  всей  детали  (сбор¬
ки),  так  и  подробные  распределения  темпера¬
тур  и  тепловых  потоков  в  интересующих  зо¬
нах  детали.
 В  расчетной  практике  до  последнего  вре¬
мени  использовали  в  основном  граничные  ус¬
ловия  третьего  рода.  Температуры  греющей
среды  определялись  из  газодинамических  и  те¬
пловых  расчетов  элементов  ГТУ.  Коэффици¬
енты  теплоотдачи  от  газового  потока  к  лопат¬
кам  определялась  по  предварительно  выпол¬
ненным  расчетам  обтекания  решетки  газовым
потоком,  т.е.  по  распределению  скоростей.
Впоследствии  были  объединены  в  единый
комплекс  расчет  обтекания  и  теплообмена  га¬
зового  потока  с  лопаточными  аппаратами.  Оп¬
ределение  теплообмена  с  другими  поверхно¬
стями,  ограничивающими  проточную  часть,
возможно  по  известным  зависимостям.  При
пленочной  и  пористой  защите  граничные  ус¬
ловия  могут  быть  в  первом  приближении  оп¬
ределены  по  имеющимся  рекомендациям  [12,
82].  Большой  объем  теоретических  и  экспери¬
ментальных  исследований  может  быть  исполь¬
зован  для  расчетов  характеристик  при  пленоч¬
ном  охлаждении.
 Для  определения  граничных  условий
третьего  рода  со  стороны  охладителя  прежде
всего  необходимо  определить  расходы  и  пара¬
метры  охладителя  в  каналах  системы  охлажде¬
ния.  Этот  процесс  итерационный,  так  как  по¬
следовательными  приближениями  необходимо
одновременно  определять  и  подогрев  охлади¬
теля.  Для  расчетов  гидравлики  систем  охлаж¬
дения  имеются  соответствующие  программы.
Весь  объем  расчетов  для  двухмерных  задач
удачно  объединен  в  единое  целое  в  [73].
 Первые  оценочные  расчеты  теплообмена
в  охлаждаемых  каналах  целесообразно  выпол¬
нять  с  использованием  классических  источни¬
ков  по  теплопередаче  [83].  Затем  следует  ис¬
пользовать  рекомендации  по  определению  ко¬
эффициентов  теплоотдачи  в  каналах  систем
охлаждения  [19,  82].  При  проведении  конкрет¬
ных  расчетов  целесообразно  обращаться  к
первоисточникам,  посвященным  определению
интенсификации  теплообмена  в  каналах  и  по¬
лостях  агрегатов.

652
 Глава  3.6.  ВОЗДУХОПОДГОТОВИТЕЛЬНЫЕ  УСТРОЙСТВА
 В  XXI  веке  в  расчетной  практике  широко
используются  коммерческие  расчетные  ком¬
плексы,  которые  позволяют  решать  задачи
температурного  состояния  в  сопряженной  по¬
становке  без  определения  коэффициентов  те¬
плоотдачи  со  стороны  нагрева.
 Программный  продукт  ANSIS  включает
большое  число  программных  комплектов
(Fluid  Flow,  Steady  State  Thermal,  Transient
Thermal  и  т.д.).  Обмен  данных  между  ком¬
плексами  выполняется  в  рамках  программной
оболочки  Workbench.
 Программный  комплекс  Fluent  позволяет
выполнять  численное  моделирование  течения
в  различных  каналах  и  полостях,  рассчитывать
обтекание  тел  произвольной  формы  различ¬
ными  средами.  Он  решает  трехмерные  уравне¬
ния  динамики  жидкости  и  газа,  которые
включают  законы  сохранения  массы,  импуль¬
са  (уравнения  Навье-Стокса),  уравнения  со¬
стояния.  Для  расчета  сложных  движений  жид¬
кости  и  газа,  сопровождаемых  дополнитель¬
ными  физическими  явлениями,  такими  как
турбулентность  и  горение,  в  Fluent  включают¬
ся  дополнительные  уравнения,  описывающие
эти  явления.  Метод  численного  решения,  при¬
меняемый  в  программном  комплексе
Fluent-метод  контрольных  объемов.
 В  рамках  решения  задач  вычислительной
газодинамики  этот  комплекс  позволяет  моде¬
лировать  тепловое  взаимодействие  потока  с
твердым  телом,  в  процессе  расчета  которого  ре¬
шаются  не  только  уравнения  неразрывности,
движения  и  переноса  энергии  для  потока,  но  и
уравнения  теплопроводности  в  твердом  теле,
т.е.  сопряженная  задача  теплообмена.  Результа¬
том  решения  сопряженной  задачи  теплообмена
является  распределение  температур,  как  в  жид¬
кости,  так  и  в  твердом  теле  и  граничные  усло¬
вия  теплообмена  на  поверхности  твердого  тела
первого  —  третьего  родов,  которые  могут  быть
использованы  в  прочностных  пакетах  для  вос¬
становления  температурного  поля  при  решении
задач  термопрочностного  анализа.
 Следует  отметить,  что  в  настоящее  время
при  решении  задач  теплопроводности  в  рам¬
ках  сопряженной  задачи  условия  теплоотвода
к  охладителю  обычно  задаются  в  граничных
условиях  третьего  рода.  Коэффициент  тепло¬
отдачи  и  температура  (как  и  ранее)  могут  быть
определены  при  решении  задач  гидравлики.
В  дальнейшем  целесообразно  выполнять  ре¬
шение  полной  сопряженной  задачи  с  учетом
подвода  и  отвода  теплоты.
 Глава  3.6
 ВОЗДУХОПОДГОТОВИТЕЛЬНЫЕ
УСТРОЙСТВА.  СИСТЕМЫ
ШУМОГЛУШЕНИЯ
 Воздухоподготовительные 	устройства
 (ВПУ)  предназначены  для  очистки  технологи¬
ческого  воздуха  от  пылевых  частиц,  капельной
влаги  и  других  посторонних  примесей.  Воздух
очищают  на  накопительных,  самоочищающих¬
ся  или  инерционных  устройствах.  В  большин¬
стве  случаев,  блок  очистки  совмещают  с  бло¬
ком  шумоглушения  и  подогрева  воздуха.  Во
всем  мире  ВПУ  широко  применяются  для  под¬
готовки  циклового  воздуха  ГТУ  и  воздуха  при¬
точной  вентиляции  кожуха,  очистки  воздуха
нагнетаемого  компрессорами  в  металлургиче¬
ском  производстве,  в  системах  воздушного  ох¬
лаждения  электрогенераторов  и  различного
электротехнического  оборудования.
 В  состав  ВПУ  кроме  упомянутых  выше
блоков  могут  входить:
 козырьки,  которые  уменьшают  количест¬
во  воды  и  снега  попадающего  в  блок  очистки
воздуха;
 закрывающее  устройство  (жалюзи),  пере¬
крывающее  проход  воздуха  после  остановки
ГТУ  во  избежание  неравномерного  остывания
турбины;
 байпасные  блоки,  обеспечивающие  пере¬
пуск  воздуха  помимо  фильтров  и  предотвра¬
щающие  помпаж  турбины  в  случае  превыше¬
ния  перепада  давлений  на  блоке  фильтров  при
обмерзании  или  несвоевременной  замене
фильтров;
 бункеры  для  уловленной  пыли;
блок  охлаждения  воздуха,  позволяющий
повысить  КПД  ГТД  при  температуре  атмо¬
сферного  воздуха  выше  20  °С;
 блоки  или  площадки  обслуживания.
Мощная  ГТУ  требует  большого  расхода
воздуха  и  в  то  же  время  она  чрезвычайно  чув¬
ствительна  к  потерям  давления  во  входном  и
выходном  трактах.  Известно,  что  потери  дав¬
ления  в  100  мм  вод.  ст.  (980  Па)  во  входном
тракте  снижают  до  4%  мощность  компрессора
и  до  2%  мощность  ГТУ.
 Анализ  эксплуатационных  показателей
отечественных  и  зарубежных  энергетических
установок  показывает  значительное  снижение
эксплуатационных  характеристик  и  термодина¬
мической  эффективности  из-за  загрязнения,
эрозионного  износа  и  коррозии  проточной  час¬
ти  в  основном  компрессора.  ГТД,  используе¬

ВОЗДУХОПОДГОТОВИТЕЛЬНЫЕ  УСТРОЙСТВА
 653
 мые  в  качестве  привода  промышленных  энер¬
гетических  и  силовых  установок,  требуют  вы¬
сокой  степени  очистки  циклового  воздуха.  Не¬
достаточно  эффективная  очистка  атмосферного
воздуха  приводит  к  существенному  эрозионно¬
му  износу  проточной  части  двигателя,  изменяет
треугольники  скоростей  рабочего  тела  по  про¬
точной  части  компрессора  и  турбины,  ухудшает
процесс  сгорания  топлива,  а  в  современных
двигателях  с  высоким  КПД  может  вызвать  за¬
сорение  каналов  системы  охлаждения  лопаток
турбины.  Все  эти  факторы  приводят  к  искаже¬
нию  термогазодинамических  параметров  по  га¬
зовоздушному  тракту,  а  следовательно,  к  сни¬
жению  КПД,  мощности,  запаса  по  помпажу,
ухудшению  эксплуатационных  показателей  и  к
снижению  ресурса  двигателя.
 Для  решения  проблемы  очистки  цикло¬
вого  воздуха  определяют  следующие  физи¬
ко-химические  характеристики  атмосферной
пыли:  фракционный  и  минералогический  со¬
став,  плотность  и  адгезионные  свойства,  кон¬
центрацию,  периодичность  ее  появления  в
воздухе  и  длительность  действия.  Разные
включения  по-разному  действуют  на  работу
ГТУ.  Одни  включения  приводят  к  газоабра¬
зивному  изнашиванию  и  коррозии  оборудова¬
ния,  что  снижает  его  механические  и  аэроди¬
намические  характеристики,  а  следовательно,
надежность,  другие  —  к  образованию  отложе¬
ний  в  проточной  части,  ухудшающих  отвод  те¬
плоты  от  деталей  двигателя,  что  снижает  его
мощность.  Современные  ГТУ  имеют  элемен¬
ты,  движущиеся  с  большими  скоростями,  по¬
этому  они  очень  чувствительны  даже  к  незна¬
чительным  включениям  в  цикловом  воздухе.
Опасными  в  отношении  эрозии  являются  час¬
тицы  пыли  размером  больше  10  мкм.
 К  наиболее  серьезной  проблеме,  связан¬
ной,  в  том  числе,  с  недостаточной  фильтраци¬
ей  воздуха,  относится  высокотемпературная
сульфидно-оксидная  коррозия  лопаток  турбин
ГТУ,  которая  существенно  снижает  срок  служ¬
бы  лопаток  ТВД,  камеры  сгорания,  переход¬
ных  патрубков  и  др.  Разрушение  защитного
слоя  на  металлических  деталях  газового  тракта
ГТУ  приводит  к  ускорению  процессов  корро¬
зии.  Для  выбора  той  или  иной  системы  очист¬
ки  необходимо  установить  присутствие  в  ат¬
мосферной  пыли  таких  агрессивных  веществ,
как  сера,  натрий,  калий,  ванадий,  хлор,  сви¬
нец.  Однако  на  процесс  высокотемпературной
коррозии  в  большой  степени  влияет  и  химиче¬
ский  состав  примесей  в  топливе.
 В  общем  случае  остаточная  запыленность
циклового  воздуха  должна  быть  такой,  чтобы
при  длительной  работе  оборудования  обеспе¬
чивались  расчетная  мощность,  КПД  и  надеж¬
ность  работы  установки  при  допускаемом  гид¬
равлическом  сопротивлении  в  воздушном
тракте  в  соответствии  с  действующими  норма¬
тивными  документами  на  поставку  двигателя.
Для  проведения  мероприятий  по  защите  ГТУ
от  пыли  можно  ориентироваться  на  отрасле¬
вой  стандарт.
 В  условиях  холодного  климата  важным  яв¬
ляется  вопрос  защиты  ВПУ  от  обледенения.
В  некоторых  российских  регионах  число  дней  с
температурой  +3...-6  °С  и  влажностью  выше
90%  достигает  22  в  год,  а  с  моросью  и  снегом  до
180  дней.  Это  представляет  серьезную  опасность
для  ГТУ,  так  как  обмерзание  элементов  тракта
всасывания  может  привести  к  аварийному  оста¬
нову  установки,  помпажу,  поломкам  лопаток  и
даже  к  выходу  из  строя  всех  лопаток  осевого
компрессора.  Наряду  с  температурой  и  влажно¬
стью  определяющим  фактором  льдообразования
является  водность  воздуха,  которая  характеризу¬
ется  количеством  воды  в  жидком  или  твердом
состоянии  (снег)  на  единицу  объема.  При  вса¬
сывании  воздуха  с  высокой  влажностью  вслед¬
ствие  понижения  его  температуры  при  ускоре¬
нии  потока  в  узких  местах  могут  происходить
фазовые  изменения  (конденсация  влаги  и  кри¬
сталлизация  воды).  При  низких  температурах  в
сочетании  с  высокой  водностью  воздуха  особен¬
но  опасной  является  конденсация  влаги  и  по¬
следующее  ее  замерзание  в  слое  фильтрующего
материала.  В  отличие  от  процесса  засорения
фильтра  пылью,  замерзание  жидкости  приводит
к  резкому  росту  сопротивления.  В  процессе  об¬
леденения  поверхность  элементов  воздухозабор¬
ного  тракта  покрывается  отложениями  льда,  ко¬
торые  перекрывают  проходные  сечения.  Отдель¬
ные  куски  могут  оторваться  и  попасть  в  проточ¬
ную  часть  компрессора  и  послужить  причиной
поломки  лопаток.
 В  целях  предотвращения  обледенения
элементов  воздухозаборного  тракта  в  состав
ВПУ  включают  противообледенительные  сис¬
темы  (ПОС).  Чаще  всего  это  ПОС  общего  на¬
грева,  в  которых  поступающий  воздух  смеши¬
вается  с  отходящими  газами  или  с  воздухом,
отбираемым  за  компрессором  или  регенерато¬
ром.  Основные  преимущества  ПОС  общего
нагрева  заключаются  в  возможности  защиты
от  льдообразования  всех  элементов  входного
тракта.  Повышение  температуры  воздуха  про¬

654
 Глава  3.6.  ВОЗДУХОПОДГОТОВИТЕЛЬНЫЕ  УСТРОЙСТВА
 исходит  за  счет  смешения,  поэтому  благодаря
эффективному  теплообмену  обеспечивается
надежность  работы  ПОС.  Это  позволяет  упро¬
стить  конструкцию,  снизить  массогабаритные
характеристики  ВПУ,  а  следовательно,  стои¬
мость  всей  установки.  Основной  проблемой
при  разработке  ПО  С  общего  нагрева  является
выбор  теплоносителя  и  место  его  отбора,  так
как  это  определяет  методику  расчета  и  конст¬
руирования  ПОС,  а  также  имеет  принципи¬
альное  значение  при  рассмотрении  ее  техни¬
ко-экономической  эффективности.
 Системы,  в  которых  для  подогрева  посту¬
пающего  воздуха  используются  отработавшие
газы,  условно  относят  к  системам  низкого  дав¬
ления,  так  как  перемещение  газов  происходит
под  действием  незначительного  перепада  дав¬
лений  между  дымовой  (выпускной)  трубой  и
ВПУ.  Очень  редко  встречается  подвод  нагре¬
того  воздуха  от  системы  вентиляции  кожуха
ГТУ  (Т<  80  °С).  Положительные  качества  сис¬
темы  низкого  давления  сводятся  к  тому,  что
утилизируется  часть  выбрасываемой  (бросо¬
вой)  теплоты.  Это  повышает  термодинамиче¬
скую  эффективность  всей  ГТУ.
 Отрицательными  сторонами  систем  низ¬
кого  давления  следует  считать:
 наличие  водяных  паров  в  отходящих  га¬
зах,  что  повышает  влажность  подогреваемого
воздуха  и  вызывает  необходимость  увеличивать
степень  подогрева  до  температуры  Т  >  5  °С
(в  противном  случае  вероятно  выпадение  влаги
и  ее  замерзание);
 загрязнение  лопаточного  аппарата  ком¬
прессора,  особенно  существенное  при  работе
на  топливе  с  высоким  содержанием  серы;
 пониженную  надежность  работы  систем  ав¬
томатики,  как  следствие  работы  на  незначитель¬
ном  перепаде  давлений,  а  также  применение  тру¬
бопроводной  арматуры  большого  диаметра;
 повышенную  металлоемкость  как  резуль¬
тат  увеличения  диаметра  труб  до  1000  мм  для
подвода  теплоносителя  (отходящего  газа  или
нагретого  воздуха).
 Система  с  использованием  в  качестве  те¬
плоносителя  воздуха  от  компрессора  относит¬
ся  к  системам  высокого  давления.  Достоинст¬
вом  данного  способа  подогрева  являются:
 подача  греющего  воздуха  под  давлением  в
несколько  атмосфер,  что  положительно  сказы¬
вается  на  работе  автоматики;
 экономия  металла  по  сравнению  с  систе¬
мами  низкого  давления,  что  объясняется  при¬
менением  труб  и  арматуры  меньшего  диаметра;
 отсутствует  загрязнение  лопаточного  ап¬
парата,  так  как  теплоносителем  является  чис¬
тый  воздух.
 Вместе  с  тем,  система  высокого  давления
имеет  недостатки,  обусловленные  отбором
воздуха  от  компрессора:
 количество  отбираемого  воздуха  ограни¬
чено  влиянием  отбора  на  потерю  мощности;
 снижение  КПД  компрессора  и  увеличе¬
ние  расхода  топлива;
 отбор  воздуха  за  последней  ступенью
компрессора  ведет  к  неравномерности  расхода
воздуха  по  ступеням  и  служит  одной  из  при¬
чин  смещения  рабочей  линии  к  границе  ус¬
тойчивой  работы  компрессора.
 Вопросами  создания  и  совершенствова¬
ния  ВПУ  занимались  и  занимаются  многие
организации.  Главными  вопросами,  решаемы¬
ми  при  этом,  являются:
 очистка  циклового  воздуха;
снижение  гидравлических  потерь  во
входном  тракте;
 защита  от  возможного  обледенения;
шумоглушение;
 оптимизация  расходов  при  строительстве
и  эксплуатации  ВПУ.
 Выбор  типа  фильтрующих  модулей  зави¬
сит  как  от  климатических  условий,  так  и  от
допустимых  массогабаритных  показателей
ВПУ.  Количество  ступеней  очистки,  как  пра¬
вило,  определяется  типом  ГТУ  и  технико-эко¬
номическим  расчетом  стоимости  жизненного
цикла  турбины.
 По  способу  очистки  модули  можно  раз¬
делить  на  три  большие  группы:
 1) 	накопительного  типа  (двух-  или  трех¬
ступенчатая  очистка  воздуха)  в  фильтрах  из
синтетических  нетканых  материалов);
 2) 	инерционного  типа  (циклонные  и  жа-
люзийные);
 3) 	комбинированные  модули,  в  состав
которых  входят  инерционная  ступень  и  кас¬
сетные  фильтры  из  нетканых  материалов.
 Очистка  воздуха.  Фильтрацией  называют
процесс  очистки  от  твердых  и  жидких  частиц  с
помощью  пористых  или  волокнистых  материа¬
лов.  Фильтры  из  нетканых  материалов  по  эф¬
фективности  делят  на  три  группы  в  соответст¬
вии  с  классификацией  по  ГОСТ  Р  51251-99  и
EN  779:  фильтры  грубой  очистки  (Gl—G4);
фильтры  среднего  класса  (F5—F10)  и  высоко¬
эффективные,  или  НЕРА-фильтры  (Н11-Н14).
К  высокоэффективным  фильтрам  (бактерицид¬
ным)  кроме  класса  НЕРА  относятся  и

ВОЗДУХОПОДГОТОВИТЕЛЬНЫЕ  УСТРОЙСТВА
 655
 ULPA-фильтры,  однако  последние  не  приме¬
няются  в  энергетических  отраслях.  Каждая
группа  разделена  на  две  подгруппы:  с  исполь¬
зованием  электростатического  эффекта  (волок¬
на  на  основе  полиэстера)  и  без  него  (стеклово¬
локно,  целлюлоза  и  материалы  на  основе  хлоп¬
ка).  Разделение  на  подгруппы  проводится  так¬
же  в  зависимости  от  возможности  самоочист-
ки.  В  первую  подгруппу  включены  фильтры,  в
которых  предусмотрена  самоочистка  обратным
импульсным  движением  воздуха  (импульсные
самоочищающиеся  фильтры),  во  вторую  —
фильтры,  которые  при  критическом  повыше¬
нии  давления  на  ступени  просто  заменяются.
 Для  четкого  понимания  факторов,  влияю¬
щих  на  эффективность  улавливания  пыли,  не¬
обходимо  коснуться  теории  фильтрации  запы¬
ленного  воздуха.  Имеет  место  общее  заблужде¬
ние,  что  в  фильтрующем  материале  работают
волокна  и  ячейки  между  ними,  т.е.  все  частицы,
размер  которых  больше  ячеек  материала,  удер¬
живаются  им,  а  те,  которые  меньше,  не  задер¬
живаются.  На  самом  деле,  такой  процесс  обес¬
печивает  только  грубую  фильтрацию  крупных
частиц  и  составляет  лишь  малую  часть  возмож¬
ностей  фильтрующего  материала.  В  дополнение
к  процессу  отсева,  четыре  основных  принципа
оказьюают  влияние  на  частицы,  размер  которых
меньше  ячеек,  и  определяют  эффективность  ис¬
пользования  фильтрующих  материалов.  Данны¬
ми  принципами  являются:  столкновение,  пере¬
хватывание,  диффузия  и  электростатическое
притяжение.  Первые  три  составляют  группу  ме¬
ханических  методов  захвата  частиц,  послед¬
ний  —  электростатический  метод.
 Столкновение  является  процессом
фильтрации,  при  котором  относительно  боль¬
шие  частицы  пыли  при  прохождении  через
фильтр  не  могут  следовать  в  направлении  по¬
тока  воздуха  вокруг  волокон  материала  из-за
их  сравнительно  большой  инерции.  В  резуль¬
тате  эти  частицы  сталкиваются  с  волокнами.
Интенсивность  оседания  частиц  на  волокнах
повышается  при  увеличении  их  размера,  ско¬
рости  движения  и  плотности  материала
фильтра.  Влияние  данного  механизма  важно
при  размере  частиц  более  1  мкм  и  зависит  от
плотности  частиц  в  потоке.
 Перехватывание  является  процессом,  ко¬
торый  происходит,  когда  частицы  двигаются  в
воздушном  потоке  и  последовательно  сталки¬
ваются  с  волокнами  материала.  Они  теряют
скорость  движения  и  в  результате  столкнове¬
ния  задерживаются  на  волокнах.  В  основном
 данный  процесс  характерен  для  частиц,  диа¬
метр  которых  больше  1  мкм.  Эффективность
перехватывания  повышается  с  увеличением
размера  частиц  и  плотности  материала  фильт¬
ра.  Однако  эффективность  процесса  перехва¬
тывания  не  зависит  от  скорости  движения  час¬
тиц  и  их  плотности  в  потоке.
 Процесс  диффузии  связан  с  броуновским
движением  легких  и  малых  частиц  (пыльца,
частицы  дыма  и  сажи,  масляный  туман).  Дви¬
жение  очень  малых  частиц  (менее  1  мкм)  име¬
ет  непоследовательный  «дрожащий»  характер.
Такое  поведение  объясняется  взаимным  влия¬
нием  и  столкновением  самих  взвешенных  час¬
тиц.  Закон  Грэхэма  описывает  прямую  про¬
порциональную  зависимость  диффузии  от
корня  квадратного  плотности  газа  (при  посто¬
янной  температуре).  Отсюда  понятно,  что
именно  влияет  на  эффективность  фильтрации
частиц  малого  размера.  Диффузионная  фильт¬
рация  в  основном  зависит  от  скорости  движе¬
ния  частиц  и  типа  пыли  в  атмосфере,  а  также
от  ее  плотности.  Рассеиваясь  по  несущему  по¬
току,  малые  частицы  рано  или  поздно  оседают
на  волокнах  материала,  проходя  через  фильтр,
если  скорость  их  движения  не  слишком  вели¬
ка  для  этого.
 Отсюда  следует,  что  эффективность  диф¬
фузии  (рассеяния)  зависит  от  скорости  движе¬
ния  частиц  пыли,  их  размера  и  плотности  в
потоке.  Необходимо  отметить,  что  часто  труд¬
но  понять  тот  факт,  что  эффективность
фильтрации  повышается  с  уменьшением  раз¬
мера  частиц  пыли  и  их  плотности  в  потоке.
Эффективность  процесса  фильтрации  также
повышается  с  увеличением  плотности  мате¬
риала  фильтра  и  с  уменьшением  диаметра  во¬
локон  материала.  Низкая  плотность  фильт¬
рующего  материала  и  малый  диаметр  волокон
уменьшают  слой  фильтра,  через  который  про¬
ходят  частицы  пыли.  Это  важно  для  понима¬
ния  того,  что  только  плотные,  состоящие  из
волокон  малого  диаметра  фильтры  могут  обес¬
печить  эффективную  диффузную  фильтрацию.
 Следует  отметить,  что  процесс  просачи¬
вания  происходит  на  поверхности  фильтра
или  около  нее.  Процессы  столкновения,  пере¬
хватывания  и  рассеяния  происходят  внутри
фильтрующего  слоя  самого  материала,  слоя
осевшей  пыли  или  их  комбинации.
 Фильтры  импульсного  типа  являются
наиболее  сложными  для  понимания  процес¬
сов,  которые  происходят  в  них  при  фильтра¬
ции.  Фильтры  такого  типа  были  разработаны

656
 Глава  3.6.  ВОЗДУХОПОДГОТОВИТЕЛЬНЫЕ  УСТРОЙСТВА
 после  случаев  остановки  газовых  турбин  в
районах  Ближнего  Востока,  которые  происхо¬
дили  вследствие  резкого  повышения  давления
из-за  полного  засорения  фильтрующих  ступе¬
ней  пылью  во  время  песчаных  бурь.  Для  очи¬
стки  фильтра  от  пыли  путем  обратного  им¬
пульсного  движения  воздуха  необходимо,  что¬
бы  пыль  осела  на  поверхности  фильтра.  Одна¬
ко  частицы  малого  размера  не  могут  быть
удержаны  на  поверхности  материала  в  резуль¬
тате  процесса  просачивания.  Такие  частицы
могут  быть  удержаны  только  после  их  проник¬
новения  внутрь  материала  с  помощью  межмо-
лекулярного  притяжения,  действие  которого
не  проявляется  на  поверхности  материала.
Фильтры  импульсного  типа  удерживают  на
поверхности  крупные  частицы.  Мелкие  части¬
цы  удерживаются  на  поверхности  фильтра  по¬
сле  образования  достаточного  пылевого  слоя.
Во  время  пыльной  бури  или  лабораторного
теста,  когда  в  воздухе  присутствует  достаточ¬
ное  количество  крупных  частиц,  пылевой  слой
на  поверхности  фильтра  образуется  достаточ¬
но  быстро  и  система  фильтрации  импульсного
типа  начинает  работать  эффективно.  Однако  в
реальных  условиях  эксплуатации  (в  других  ре¬
гионах)  частицы  пыли  в  воздухе  очень  малы,  и
поэтому  использование  импульсных  фильтров
неэффективно.
 Вследствие  особенностей  конструкции
новые  и  очищенные  импульсные  фильтры
лишь  при  наличии  малого  количества  крупных
частиц  пыли  в  воздухе  работают  эффективно.
Когда  в  воздухе  присутствуют  несгоревшие  уг¬
леводороды,  удерживаемая  пыль  становится
липкой,  и  частицы  прикрепляются  к  материа¬
лу  настолько  крепко,  что  их  невозможно
стряхнуть  при  очистке  фильтра.  В  большинст¬
ве  случаев  применения,  когда  в  воздухе  при¬
сутствует  лишь  небольшое  количество  круп¬
ных  частиц,  малые  частицы  проникают  внутрь
материала,  и  их  невозможно  стряхнуть.  Это
приводит  к  тому,  что  перепад  давлений  на
фильтрах  не  уменьшается,  а  продолжает  расти
до  критического  значения,  при  котором  про¬
исходит  аварийный  останов  двигателя.  Опти¬
мальные  эксплутационные  показатели  —  это
перепад  давлений  1,5...2,0  кПа  в  период  шес¬
ти—девяти  месяцев,  после  которого  фильтр
необходимо  заменить  или  очистить  сжатым
воздухом,  в  то  время  как  в  блок  очистки  будет
установлен  резервный  комплект  фильтров.  Все
это  делает  использование  импульсных  фильт¬
ров  крайне  неэкономичным.  Нужно  учитывать
 и  тот  факт,  что  капитальные  затраты  на  уста¬
новку  фильтров  и  пневматической  системы  их
очистки  примерно  на  50%  выше,  чем  у  стати¬
ческих  фильтров.
 Кроме  экономического  аспекта,  сущест¬
венными  недостатками  импульсных  фильтров
являются:
 малая  эффективность  очистки  воздуха  в
обычных  условиях  эксплуатации;
 они  не  работают,  если  в  атмосфере  при¬
сутствуют  несгоревшие  углеводороды;
 невозможно  применять  материалы  из  стек¬
ловолокна,  поскольку  от  воздействия  воздуш¬
ных  импульсов  стекловолокно  разрушается;
 целлюлозные  волокна,  использующиеся  в
импульсных  фильтрах,  разбухают  от  воздейст¬
вия  влажного  воздуха.  Вследствие  этого
уменьшаются  зазоры  между  волокнами,  что
приводит  к  значительному  повышению  сопро¬
тивления  фильтров;
 полиэстер,  также  широко  применяющий¬
ся,  устойчив  к  воде,  но  имеет  большую  стои¬
мость  и  поэтому  часто  используется  в  сочета¬
нии  с  целлюлозными  волокнами  для  создания
менее  дорогого,  но  стабильного  материала  для
влажного  климата.  Ни  целлюлоза,  ни  полиэс¬
тер  не  препятствуют  прохождению  воды
сквозь  фильтр.  Это  приводит  к  попаданию  в
двигатель  растворенных  в  воде  агрессивных
примесей  (в  частности,  солей  морской  воды).
Поэтому  данный  материал  не  должен  приме¬
няться  в  фильтрах,  работающих  в  приморских
регионах.
 Одним  из  преимуществ  фильтров  с  ис¬
пользованием  электростатических  материалов
является  высокая  эффективность  фильтрации
при  низком  перепаде  давлений.  Электростати¬
чески  заряженные  материалы  приобретают
свой  заряд  естественным  путем  или  в  процессе
производства.  Материалы,  имеющие  электро¬
статические  свойства,  часто  называют  синтети¬
ческими.  Наиболее  распространенный  из
них  —  полиэстер.  При  сравнении  материалов
из  стекловолокна  и  синтетических  волокон  ста¬
новится  понятным,  почему  у  фильтров  с  при¬
менением  последних  перепад  давлений  значи¬
тельно  ниже.  Толщина  стекловолокна  состав¬
ляет  1...3  мкм,  полиэстера  —  в  несколько  раз
больше,  величины  зазоров  между  волокнами
соотносятся  прямо  пропорционально.  Основы¬
ваясь  на  геометрических  характеристиках  воло¬
кон,  можно  отметить,  что  эффективность
фильтрации  у  стекловолокна  в  процессе  стал¬
кивания  и  перехватывания  будет  значительно

ВОЗДУХОПОДГОТОВИТЕЛЬНЫЕ  УСТРОЙСТВА
 657
 выше,  чем  у  синтетического  материала.  Кроме
того,  толщина  стекловолокна  меньше,  следова¬
тельно,  эффективность  фильтрации  путем  диф¬
фузии  также  значительно  выше.
 Фильтры  с  синтетическими  волокнами
(полиэстером)  показывают  высокие  результа¬
ты  по  эффективности  во  время  лабораторных
испытаний,  однако  в  реальных  условиях  все
оказывается  иначе.  В  обычных  условиях  экс¬
плуатации  синтетические  фильтры  со  време¬
нем  теряют  свой  электростатический  заряд,  и
эффективность  фильтрации  резко  снижается.
Учитывая  накопленный  зарубежный  опыт  ис¬
пользования  фильтров  с  электростатически¬
ми  материалами,  можно  сделать  следующие
выводы:
 они  обладают  невысоким  сопротивлени¬
ем  и  работают  достаточно  эффективно  в  чис¬
той  атмосфере,  которая  наиболее  характерна
для  сельской  местности;
 не  подходят  для  систем  воздухоподготов¬
ки  установок,  работающих  в  больших  городах
и  других  местностях  с  загрязненной  атмосфе¬
рой,  по  причине  резкого  падения  эффектив¬
ности.  В  таких  условиях  синтетические  фильт¬
ры  имеют  продолжительный  срок  службы,  но
они  не  очищают  воздух  и  задерживают  лишь
небольшое  количество  пыли;
 не  подходят  для  оснащения  ГТУ,  так  как
при  их  эксплуатации  в  атмосфере  присутству¬
ет  большое  количество  несгоревших  углеводо¬
родов.  Использование  таких  фильтров  приво¬
дит  только  к  избыточному  загрязнению  про¬
точных  частей  двигателя,  резкому  увеличению
затрат  на  топливо  и  снижению  мощности;
 не  задерживают  воду  и  растворенные  в
ней  примеси,  которые  находятся  в  атмосфере.
Вследствие  воздействия  примесей  (особенно
морской  соли)  ускоряются  процесс  коррозии
элементов  оборудования.
 К  устройствам  инерционной  очистки  от¬
носятся  батарейные  циклоны  (мультицикло¬
ны)  и  жалюзийные  сепараторы.  Основным
достоинством  инерционных  устройств  являет¬
ся  большой,  по  сравнению  с  неткаными
фильтрами,  срок  службы.  В  конструкции  та¬
ких  устройств  отсутствуют  движущиеся  эле¬
менты  (исключая  отсосные  вентиляторы  жа-
люзийных  устройств).  Пыль  накапливается  не
в  самих  элементах,  а  в  бункерах.  В  зависимо¬
сти  от  объема  бункеры  очищают  один  раз  в
год  или  реже.  Общим  недостатком,  свойствен¬
ным  для  инерционных  сепараторов,  является
ограниченная  возможность  пылеулавливания
 во  фракционном  аспекте.  В  соответствии  с
принципом  сепарации  по  инерционному  зако¬
ну,  лучше  всего  улавливаются  крупные  и  плот¬
ные  частицы.  Например,  для  так  называемой
«эрозионноопасной»  пыли  (мельче  10  мкм)
эффективность  или  коэффициент  очистки
достигает  98%.  Для  очистки  воздуха  от  более
мелкой  пыли  инерционные  сепараторы  мало¬
пригодны.  Часто  такие  устройства  применяют
в  качестве  первой  ступени  для  грубой  очистки
и  влагоотделения.  Иногда  для  ГТУ  с  невысо¬
кими  параметрами  применяют  только  инерци¬
онные  сепараторы,  так  как  загрязнение  про¬
точной  части  турбины  и  снижение  теплоотво¬
да  незначительно  влияют  на  надежность  и
экономические  показатели.
 Широкое  применение  на  отечественных
газокомпрессорных  станциях  получили  проти-
воточные  мультициклонные  элементы.  Проти-
воточные  циклоны  относят  к  сепараторам  без-
отсосного  типа,  поток  воздуха  в  них  развора¬
чивается  на  180°.
 Сепараторы  жалюзийного  типа  предна¬
значены  для  условий  повышенной  запыленно¬
сти  (рис.  3.6.1).  Такие  пылеуловители  работа¬
ют  с  непрерывным  удалением  отсепарирован-
ной  пыли.  В  зависимости  от  формы  направ¬
ляющих  элементов  решетки,  сепараторы  делят
на  ИЖС  и  ИЖСП  (с  профилированными  ло¬
патками).  ИЖСП  отличаются  более  сложной
конструкцией  и  большей  стоимостью  изготов¬
ления.  Достоинством  жалюзийных  пылеулови¬
телей  является  постоянно  низкое  сопротивле¬
ние  на  всасывании  (Ар  <  200  Па).  Количество
воздуха,  требующееся  для  удаления  пыли,  со¬
ставляет  10%  общего  расхода.  Требуемый  на¬
пор  вентилятора  равен  сопротивлению  в  отсо¬
сной  щели  с  учетом  потерь  в  сборных  коллек¬
торах  и  трубопроводах,  предназначенных  для
отвода  пылевоздушной  смеси.  Расход  воздуха,
транспортирующего  удаленную  пыль  и  сопро¬
тивление  отсосного  тракта,  определяют  произ¬
водительность  и  напор  вентилятора,  мощность
его  электропривода.  Необходимость  затрачи¬
вать  энергию  на  отсасывание  запыленного
воздуха  вентилятором  и  вероятный  выход  из
строя  электродвигателя  снижают  привлека¬
тельность  жалюзийных  сепараторов  по  сравне¬
нию  с  батарейными  циклонами.
 В  течение  многих  лет  хорошо  зарекомен¬
довали  себя  мультициклоны  конструкции
ВНИИГаз,  нашедшие  применение  в  ВПУ  спро¬
ектированных  ЗАО  «Невмаш  ВТ»,  ООО  «Сама-
ра-Авиагаз»,  НПО  «Искра»  и  др.  Воздухоочи-

658
 Глава  3.6.  ВОЗДУХОПОДГОТОВИТЕЛЬНЫЕ  УСТРОЙСТВА
 Рис.  3.6.1.  Эффективность  очистки  сепараторов  ИЖС  и  ИЖСП:
 а  =  45°;  t  =  2  мм;  2  —  а  =  60°;  t  =  2,  4,  5  мм;  3  —  а  =  62°;  t  =  2  мм
 стительное  устройство  циклонно-накопительно-
го  типа  ВОУ-ЦН40  включает  (рис.  3.6.2):
блоки  циклонных  фильтров;
компакт-кассеты  второй  ступени;
систему  подогрева  циклового  воздуха;
байпасный  клапан.
 Основными  факторами  экономического
анализа,  принимаемыми  в  расчет  при  выборе
оптимального  состава  блоков  ВПУ  энергети¬
ческих  установок,  являются:
 первоначальная  стоимость  с  учетом
транспортировки  и  монтажа  применительно  к
конкретным  условиям  эксплуатации;
 эксплутационные  расходы  на  обслужива¬
ние  блоков,  в  том  числе  стоимость  замены
фильтров  и  подвижных  деталей,  трудоемкость
работ  по  обслуживанию  оборудования;
 экономические  потери  из-за  ухудшения
параметров  энергетической  установки.
 В  ОАО  «НПО  ЦКТИ»  с  учетом  накоп¬
ленного  опыта  и  современных  требований  раз¬
работали  унифицированный  модуль  КВОУ
(комплексного  воздухоподготовительного  уст¬
 ройства)  (рис.  3.6.3),  который  позволяет  ком¬
поновать  ВПУ  для  ГТУ  любой  мощности  (рас¬
ход  воздуха  30...600  м3/с).  Он  включает  сле¬
дующие  элементы:
 погодные  козырьки  с  защитными  жалюзи  7;
роллеты  для  перекрытия  воздуховода  при
неработающей  ГТУ  2;
 воздухораспределители  противообледе-
нительной  системы  3;
 фильтрующие  элементы  4;
сигнализатор  обледенения;
датчики  перепада  давлений  на  фильтрах
грубой  и  тонкой  очистки.
 Шумоглушение.  Энергетическую  установ¬
ку  нельзя  полностью  локализовать  в  закрытом
помещении  из-за  необходимости  вывода  за
пределы  машинного  зала  всасывания  воздуха
и  выпуска  отработанных  газов.  В  связи  с  этим
аэродинамический  шум  компрессора  и  газо¬
вой  турбины  распространяется  по  каналам,
которыми  установка  сообщается  с  атмосфе¬
рой,  и  излучается  в  окружающую  среду.  В  свя¬
зи  с  этим  возникает  необходимость  снижения
уровня  шума  всасывания.
 Рис.  3.6.2.  Устройство  воздухоочистительное
циклонно-накопительное  типа  ВОУ-ЦН40
 Рис.  3.6.3.  Унифицированный  модуль  КВОУ

ВОЗДУХОПОДГОТОВИТЕЛЬНЫЕ  УСТРОЙСТВА
 659
 Через  открытые  каналы  шум  тракта  вса¬
сывания  может  распространяться  на  значи¬
тельные  расстояния.  Общий  уровень  этого  шу¬
ма  достигает  140  дБА  и  более.  Подробный
спектральный  анализ  показал,  что  шум  тракта
всасывания  состоит  из  широкого  спектра  час¬
тот,  на  который  наложен  ряд  дискретных  пи¬
ков  сиренного  шума.  Величина  максимумов
шума  в  диапазоне  частоты  1...4  кГц  определя¬
ется  дискретными  составляющими,  которые
соответствуют  лопаточной  частоте:
 fni  =  «г/60,
 где  п  —  число  оборотов  ротора,  мин-1;  z  —
число  лопаток  первой  ступени  ротора;
 В  спектре  имеются  также  гармоники  этой
частоты:  2nfnv  3nfnz  и  т.д.  Главную  роль  играет
первая  гармоника.
 Проектирование  глушителя  шума  вклю¬
чает  следующие  этапы:
 определение  допустимого  уровня  шума;
расчет  шума  в  точке  наблюдения  без  глу¬
шителя  по  известной  акустической  характери¬
стике  источника,  уровень  шума  которого  не¬
обходимо  снизить;
 определение  необходимой  акустической
эффективности  глушителя;
 выбор  схемы  глушителя  и  конструкции
шумоглушащих  элементов;
 акустический  и  гидравлический  расчеты
глушителя.
 Допустимый  уровень  шума  выбирают  ис¬
ходя  из  общего  шумового  фона  местности  рас¬
положения  установки,  условий  ее  работы  и
норм  шума.
 Глушители  разделяют  на  активные  и  реак¬
тивные.  В  активных  глушителях  основную  роль
играет  звукопоглощающий  материал,  в  качест¬
ве  которого  применяют  пористые  и  волокни¬
стые  материалы.  В  реактивных  глушителях  по¬
глощение  звуковых  волн  обеспечивается  обра¬
зованием  «волновой  пробки»,  затрудняющей  их
прохождение  на  некоторых  частотах  вследствие
влияния  массы  и  упругости  воздуха  в  ячейках
глушителя.  Глушители  активного  типа  эффек¬
тивно  снижают  уровень  шума  в  широкой  поло¬
се  частот.  Их  применяют,  например,  для  сни¬
жения  уровня  аэродинамического  шума  вихре¬
вого  происхождения  в  области  средних  и  высо¬
ких  звуковых  частот.  Реактивные  глушители
имеют  неравномерные  характеристики  сниже¬
ния  уровня  шума.  Их  применяют  для  снижения
тональных  составляющих,  преимущественно  в
низкочастотной  области.
 При  проектировании  глушителя  ищется
компромиссное  решение  между  следующими
противоречивыми  требованиями:  увеличением
затухания,  снижением  габаритных  размеров,
гидравлическим  сопротивлением  и  стоимо¬
стью.  Анализ  глушителей  разных  типов,  изуче¬
ние  зарубежного  и  отечественного  опыта
борьбы  с  шумом  ГТУ  свидетельствуют  о  том,
что  пластинчатый  глушитель  активного  типа  в
большей  степени  удовлетворяет  перечислен¬
ным  выше  требованиям.
 Величина  ослабления  уровня  шума  глу¬
шителем  определяется  акустическими  характе¬
ристиками  звукопоглощающего  материала
(ЗПМ)  и  геометрическими  размерами  шумо¬
глушителя.  Акустическая  эффективность  ак¬
тивных,  в  том  числе  пластинчатых  глушителей,
определяется  в  основном  затуханием  звуковых
волн  вследствие  активного  поглощения  в  кана¬
лах  глушителя.  Поэтому  расчет  пластинчатого
глушителя  шума  сводится  фактически  к  расчету
распространения  звуковых  волн  в  щелееобраз-
ных  каналах,  т.е.  к  теории  акустических  волно¬
водов.  Существуют  различные  подходы  к  реше¬
нию  этой  проблемы.  Основной  вопрос,  кото¬
рый  нужно  решить,  —  это  вопрос  о  затухании
звуковых  волн  при  скольжении  вдоль  погло¬
щающих  стенок  акустического  волновода.  Ос¬
лабление  уровня  шума  глушителем  определяет¬
ся  акустическими  характеристиками  ЗПМ  и
геометрическими  размерами  шумоглушителя
(толщиной  пластин,  расстоянием  между  пла¬
стинами  и  длиной).  Геометрические  размеры
глушителя  и  ЗПМ  выбирают  исходя  из  диапа¬
зона  частот,  в  котором  необходимо  обеспечить
затухание  звуковых  волн.  В  случае  применения
ЗПМ  в  виде  изолированной  пластины  макси¬
мум  поглощения  будет  наблюдаться  на  частоте,
удовлетворяющей  равенству
 d  =  с„  /2/тах,
 где  d  —  толщина  пластины,  м;  сп  —  скорость
звука  в  материале,  м/с;  /тах  —  частота,  на  ко¬
торой  наблюдается  максимум  поглощения  зву¬
ка,  Гц.
 Опыт  исследований  пластинчатых  глу¬
шителей  показывает,  что  наилучшее  сочетание
высокой  акустической  эффективности  и  наи¬
меньших  гидравлических  потерь  будет  при
50%-ном  загромождении  потока,  т.е.  в  том
случае,  когда  толщина  пластины  равна  воз¬
душному  зазору  между  пластинами.
 Конструктивно  пластина  глушителя
представляет  собой  жесткий  каркас,  заполнен¬

660
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 ный  волокнистым  или  пористым  материалом
плотностью  0,15...0,30  кг/м3.  Для  лучшего  зву¬
копоглощения  предусмотрено  разделение  пла¬
стины  на  секции  (ячейки)  для  образования
импедансной  структуры.  Для  снижения  завих¬
рений  потоков  предусматриваются  обтекатели
пластины.  Чтобы  избежать  выдувания  мате¬
риала  и  попадания  его  в  проточную  часть  ком¬
прессора,  ЗПМ  покрывают  стеклотканью.  Для
защиты  стеклоткани  от  механических  повреж¬
дений  пластину  покрывают  перфорированным
листом  толщиной  1...2  мм  или  металлической
сеткой.  Применение  перфорированного  листа
предпочтительнее,  так  как  ему  легко  придать
любую  форму,  он  хорошо  сваривается,  облада¬
ет  конструктивной  жесткостью.  Расчетное  зна¬
чение  гидравлических  потерь  в  глушителе  со¬
ставляет  порядка  100  Па.
 В  качестве  ЗПМ  в  глушителях  на  всасы¬
вании  ГТУ  наибольшее  распространение  по¬
лучили  рыхловолокнистые  звукопоглотители
типа  супертонкого  стеклянного  или  базальто¬
вого  волокна.  Для  защиты  от  выдувания  рых¬
ловолокнистые  материалы  помещают  в  обо¬
лочку  из  тонкой  стеклоткани.  В  некоторых
случаях  в  качестве  ЗПМ  для  глушителей  на
всасе  ГТУ  используют  полиуретановый  эла¬
стичный  поропласт  (поролон),  который  не
требует  защитной  оболочки,  но  является  более
пожароопасным  по  сравнению  с  супертонким
базальтовым  или  стеклянным  волокном.
 Материалы  на  основе  супертонкого  стек¬
ловолокна  являются  весьма  эффективными  по
своим  звукопоглощающим  свойствам,  не  го¬
рючи  и  не  выделяют  стеклянной  пыли,  но  об¬
ладают  высокой  гигроскопичностью  (около
50%)  и  имеют  в  своем  составе  щелочи,  кото¬
рые  при  высокой  влажности  воздуха  реагиру¬
ют  с  прилегающими  металлоконструкциями.
Поэтому  супертонкое  стекловолокно  не  следу¬
ет  применять  в  глушителях  для  влажных  воз¬
душных  потоков.  В  этом  случае  целесообразно
использовать  звукопоглотитель  из  капроново¬
го  волокна,  обращая  внимание  на  недопусти¬
мость  воздействия  на  материал  повышенных
температур  окружающей  среды.  Базальтовое
стекловолокно  обладает  термостойкостью  и
малой  гигроскопичностью.
 Для  защиты  от  выдувания  ЗПМ  должны
заключаться  в  «акустически  прозрачные»  обо¬
лочки.  Иногда  волокнистые  материалы  выпус¬
каются  уже  зашитыми  в  такие  оболочки.
 Снижение  широкочастотного  диапазона
шумов  всаса  ГТУ  осуществляют  в  две  ступени:
 на  низкой  и  на  высокой  частотах.  Для  разных
частотных  диапазонов  используют  следующие
материалы:  поропласт,  минеральная  вата,  су¬
пертонкое  стекловолокно,  плиты  из  фиброли¬
та  лучше  подходят  для  глушения  низких  час¬
тот;  пенополиуретан  (поролон),  капроновые
маты  из  штапельного  волокна,  винипор  —  для
высоких  частот.
 К  ЗПМ,  применяемым  в  глушителях,
предъявляется  целый  ряд  требований,  главны¬
ми  из  которых  являются:
 малая  гигроскопичность;
долговечность,  в  частности  важны  такие
характеристики,  как  биостойкость  и  отсутст¬
вие  усадки  со  временем;
 обеспечение  достаточно  высокого  звуко¬
поглощения  в  требуемом  диапазоне  частот.
Высокие  акустическая  эффективность  позво¬
ляет  резко  сократить  габаритные  размеры  и,
тем  самым,  улучшить  технические  характери¬
стики  всего  ВПУ;
 материалы  не  должны  выделять  пылевых
частиц,  т.е.  волокна  материала  не  должны
быть  ломкими;
 не  должно  быть  выдувания  волокон  зву¬
копоглощающего  материала.  Для  этого  волок¬
на  должны  быть  достаточно  длинными  и  хоро¬
шо  переплетаться  между  собой  или  должны
быть  склеены  связующим  веществом.
 В  конструкции  глушителя  должен  соблю¬
даться  принцип  блочности,  технологичности,
транспортабельности.  Желательно  не  приме¬
нять  такие  крепежные  элементы,  как  болты,
гайки,  заклепки,  которые  в  процессе  работы
по  той  или  иной  причине  могут  попасть  в  про¬
точную  часть  ГТУ.  Помимо  критерия  акусти¬
ческой  и  аэродинамической  эффективности
глушители  должны  быть  конструктивно  на¬
дежными.  Рациональные  в  плане  экономики
глушители  должны  соответствовать  срокам
амортизации  и  срокам  морального  старения
агрегата.
 Глава  3.7
ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ
КОМПРЕССОРЫ
 Компрессоры  ГТУ  стационарного  типа
должны  удовлетворять  следующим  требовани¬
ям:  иметь  высокий  КПД  и  большую  произво¬
дительность,  повышенную  степень  повыше¬
ния  давления,  длительный  срок  службы,  высо¬
кую  надежность.  Конструкция  компрессора

ПРОТОЧНАЯ  ЧАСТЬ  И  СТУПЕНЬ  ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА
 661
 должна  быть  технологичной,  в  которой  преду¬
смотрена  возможность  модернизации.
 В  наибольшей  степени  удовлетворяют  этим
требованиям  осевые  и  центробежные  компрессо¬
ры.  Осевые  компрессоры  применяются  в  ГТУ
средней  и  большой  мощности.  Центробежные
компрессоры  применяются  в  ГТУ  малой  мощно¬
сти,  а  центробежные  ступени  —  в  качестве  кон¬
цевых  ступеней  высоконапорных  компрессоров
или  в  осецентробежных  компрессорах  [6].
 3.7.1. 	ПРОТОЧНАЯ  ЧАСТЬ  И  СТУПЕНЬ
ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА
 Проточная  часть  осевого  компрессора.
 В  общем  случае  она  состоит  из  входного  пат¬
рубка  1,  конфузора  2,  входного  направляюще¬
го  аппарата  8,  ступеней  /,  //,  ///,  ...,  п,  спрям¬
ляющего  аппарата  3,  диффузора  7  и  выходного
патрубка  6  (рис.  3.7.1).  Рабочие  лопатки  вме¬
сте  с  валом  и  дисками  или  барабаном,  на  ко¬
тором  они  расположены,  образуют  ротор.
 Корпус  (цилиндр)  с  закрепленными  в  нем  на¬
правляющими  лопатками  является  статором.
 Ротор  компрессора  опирается  на  под¬
шипники  5  скольжения  или  качения.  Для  пре¬
дотвращения  подсоса  воздуха  из  атмосферы  во
входную  часть  и  утечек  на  выходе  из  проточ¬
ной  части  служат  уплотнения  4.  Сжатие  и  по¬
вышение  кинетической  энергии  газа  происхо¬
дят  в  рабочих  колесах.
 В  зависимости  от  схемы  ГТУ  осевые  ком¬
прессоры  могут  выполняться  с  входным  и  вы¬
ходным  патрубками,  с  осевым  входом  и  осе¬
вым  выходным  диффузором,  с  промежуточ¬
ным  охлаждением  между  КНД  и  КВД
(рис.  3.7.2).  При  схеме  «вал  в  валу»  КНД  и
КВД  имеют  отдельные  валы,  причем  КВД  вра¬
щается  с  более  высокой  частотой  вращения
(рис.  3.7.3),  чем  КНД.
 Методы  расчета  осевых  компрессоров.  Ис¬
пользуются  следующие  методы  расчета:
 по  данным  продувок  плоских  компрес¬
сорных  решеток;
 Рис.  3.7.1.  Схема  многоступенчатого  осевого  компрессора:
 сечения:  н-н  —  на  входе  в  компрессор;  к—к  —  на  выходе  из  компрессора;  1-1  и  2-2  -
венно  на  входе  в  проточную  часть  компрессора  и  на  выходе  из  нее
 соответст-
 Рис.  3.7.2.  Схема  осевого  (одновального)  ком¬
прессора  с  промежуточным  охлаждением:
 /  —  воздух;  II  —  вода;  ОХ  —  промежуточный
охладитель
 Рис.  3.7.3.  Схема  осевого  компрессора  по  схеме
«вал  в  валу»:
 /  —  воздух;  III  —  топливо;  КС  —  камера  сгора¬
ния

662
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 с  использованием  экспериментально¬
отработанных  изолированных  модельных  сту¬
пеней  с  различными  параметрами;
 полного  моделирования,  в  котором  ис¬
пользуются  данные  исходного  компрессора  с
высоким  КПД  и  высокой  надежностью  в  работе.
 Метод  расчета  осевого  компрессора  на  ос¬
нове  использования  характеристик  модельных
ступеней.  В  ЦКТИ  в  течение  ряда  лет  под  ру¬
ководством  А.П.Гофлина  созданы  и  экспери¬
ментально  отработаны  так  называемые  мо¬
дельные  ступени  с  различной  степенью  реак¬
тивности:  0  =  50,  70,  100.  Получены  характе¬
ристики  модельных  ступеней  при  исходных
геометрических  параметрах.  Исследованы
влияния  различных  факторов  на  характери¬
стику  ступени:  периферийной  и  втулочной
подрезки,  радиальных  зазоров  над  РК,  осевых
зазоров  между  венцами,  удлинения  лопаток,
взаимного  влияния  при  работе  ступеней  в
группе  и  др.
 Использование  характеристик  модельных
ступеней  и  поправочных  коэффициентов  на
напор,  расход  и  КПД  исходной  ступени  позво¬
ляет  с  высокой  надежностью  проектировать
проточные  части  компрессоров  со  степенью
повышения  давления  лк  =  4...4,5  и  расходом
G  <  300  кг/с.  Сопоставление  опытных  и  рас¬
четных  характеристик  осевых  компрессоров,
спроектированных  по  этому  методу,  показало,
что  в  точках  максимума  КПД  расхождение  ме¬
жду  опытными  и  расчетными  значениями  Г1ад
и  7СК  не  превышает  1...2.
 Метод  проектирования  компрессоров  на
основе  полного  моделирования  используется
 для  создания  компрессоров  и  получения  их  ха¬
рактеристик.  При  полном  моделировании  но¬
вый  натурный  компрессор  создается  по  дан¬
ным  испытаний  геометрически  подобного  мо¬
дельного  компрессора.  Пересчет  числовых
значений  расходного  параметра  и  частоты  вра¬
щения  на  изодромах  производится  по  извест¬
ному  коэффициенту  моделирования  /м  =  /н  //м,
или  /н  =  /м/м,  где  /м  и  /н  —  характерные  линей¬
ные  размеры  натуры  и  модели,  по  следующим
формулам:
 Линейные  размеры  натурного  компрес¬
сора  определяются  по  формуле
 —  *м^м*
 При  этом  полученный  натурный  компрес¬
сор  будет  иметь  те  же  приведенные  характери¬
стики,  что  и  модельный,  в  том  числе  и  КПД.
 Ступень  осевого  компрессора.  Для  обеспе¬
чения  требуемой  по  заданию  степени  повыше¬
ния  давления  проточная  часть  многоступенча¬
того  компрессора  формируется  из  отдельных
ступеней.
 Ступень  осевого  компрессора  состоит  из
рабочего  колеса  (РК)  с  рабочими  лопатками  и
следующего  за  ним  неподвижного  направляю¬
щего  аппарата  (НА)  (рис.  3.7.4).  В  РК  подво-
 Рис.  3.7.4.  Схема  ступени  осевого  компрессора  и  кинематика  потока  в  ступени:
 1Х  —  высота  входного  сечения  в  ступень;  гвт,  гср,  гн  —  корневой,  средний  и  наружный  радиусы  ступе¬
ни;  Sr  —  радиальный  зазор;  1—3  —  сечения  проточной  части;  Szh  Sz2  —  передний  и  задний  осевые
 зазоры

ЭЛЕМЕНТАРНАЯ  СТУПЕНЬ  ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА  И  ЕЕ  РАСЧЕТ
 663
 димая  к  ротору  механическая  энергия  преоб¬
разуется  в  энергию  газа,  а  в  НА  происходит
изменение  направления  потока  для  входа  на
следующее  рабочее  колесо,  а  также  преобразо¬
вание  кинетической  энергии  в  потенциальную
(в  ступенях  со  100%-ной  реактивностью  этого
не  происходит).  Перед  первой  по  ходу  воздуха
ступенью  устанавливается  входной  направ¬
ляющий  аппарат  (ВНА),  создающий  закрутку
потока  перед  первым  РК.  В  некоторых  ком¬
прессорах  ВНА  отсутствует.
 3.7.2. 	ЭЛЕМЕНТАРНАЯ  СТУПЕНЬ
ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА  И  ЕЕ  РАСЧЕТ
 Выделим  элементарную  ступень  осевого
компрессора:  рассечем  ступень  осевого  ком¬
прессора  двумя  цилиндрическими  сечениями  г
и  г  +  dr  при  dr  —>  0.  В  правой  части  рис.  3.7.4
показаны  цилиндрическое  сечение  ступени,
развернутое  на  плоскость,  и  две  плоские  ре¬
шетки,  а  также  треугольники  скоростей  на
входе  и  выходе  потока,  проходящего  через  ре¬
шетку  рабочего  колеса  (где  —  окружная
скорость  лопаток  рабочего  колеса  на  входе  на
заданном  радиусе;  сх  —  абсолютная  скорость
входа  газа  в  рабочее  колесо;  wx  —  относитель¬
ная  скорость  входа  газа  в  межлопаточные  ка¬
налы  рабочего  колеса,  равная  геометрической
разности  скоростей  с  и  их).
 В  каналах  рабочего  колеса  газ  перемеща¬
ется  в  двух  направлениях:  вращается  вместе  с
рабочим  колесом  с  окружной  (переносной)
скоростью  и  и  движется  относительно  лопаток
от  сечения  1  к  сечению  2  с  относительной  ско¬
ростью  w.  Удобно  совместить  треугольники
скоростей  в  элементарной  ступени  на  одном
рис.  3.7.5,  где  индекс  z  соответствует  осевому
направлению,  индекс  и  окружному.
 Осевые  и  окружные  составляющие  czl,
cz2’  си\  и  си2  обычно  известны  из  уравнений  не-
 Рис.  3.7.5.  Треугольники  скоростей
в  элементарной  ступени  осевого  компрессора
 Углы  поворота  потока  Да0,  Ар,  Доц  долж¬
ны  обеспечиваться  соответствующими  пло¬
скими  решетками.  Углы  поворота  потока  в  ре¬
шетках  ВНА,  РК  и  НА  соответственно  Да0  =
=  а0  -  oq;  Др  =  р2  -  Pi;  Да  =  а3  -  а2,  где  а0  —
угол  натекания  потока  на  ВНА.  Во  многих
случаях  предполагается,  что  а3  *  щ.
 Уравнения  движения  газа  в  элементарной
ступени.  Работа  Нт  элементарной  ступени,
кДж/кг,  сообщаемая  1  кг  воздуха,  называется
внутренней  работой,  или  теоретическим  напо¬
ром,  и  выражается  уравнением  Эйлера:
 разрывности,  теоретического  напора  и  степе¬
ни  реактивности.  Из  треугольников  скоростей
определяются  абсолютные  и  относительные
скорости,  углы  потока,  углы  его  поворота  в  РК
и  НА:
 Предполагая  малое  изменение  осевой  со¬
ставляющей  скорости  в  ступени,  имеем  выра¬
жения  Нт  через  углы  потока:
 Из  треугольников  скоростей  имеем

664
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Из  уравнения  (3.7.7)  и  (3.7.9)  можно  по¬
лучить
 Ят  =j±+ci~cJ  +hw.  (3.7.10)
 i 	Р  2
 Уравнение  сохранения  энергии  в  термо¬
динамической  форме  для  элементарной  ступе¬
ни  осевого  компрессора
 где  знаком  «*»  отмечены  параметры  торможе¬
ния;  /3,  /j*  —  полная  энтальпия  потока  соответ¬
ственно  на  выходе  из  РК  и  входе  в  него;  пред¬
полагается,  что  ср  не  зависит  от  температуры.
 Теоретический  напор  ступени,  как  следу¬
ет  из  (3.7.11),  можно  определить  по  измене¬
нию  полных  энтальпий  в  ступени.  Как  пока¬
зывает  практика,  теоретический  напор  дозву¬
ковых  ступеней  не  превышает  25...38  кДж/кг.
 Из  уравнения  (3.7.10)  следует,  что  энер¬
гия,  затрачиваемая  на  совершение  работы
сжатия  и  изменение  кинетической  энергии  га¬
 за,  —  действительный  (полезный)  напор  сту¬
пени,
 Полезный  напор  для  политропной  рабо¬
ты  сжатия
 (3.7.13)
 Показатель  политропы  для  процесса  сжа¬
тия  в  компрессоре  п  =  1,45...  1,52.
 Отношение  яст  =  рг/р]  и  пст  =р\/р\  -
степь  повышения  давления  ступени  соответст¬
венно  по  статическим  и  полным  параметрам.
 Аналогично  уравнению  (3.7.13),  полез¬
ный  изоэнтропный  напор  по  статическим  па¬
раметрам
 (3.7.15)
 где  R  —  газовая  постоянная  кДж/(кг-К);  к  —
показатель  изоэнтропы;  к  =  ср  /cv;  ср,  cv  —  теп¬
лоемкость  при  постоянном  соответственно
давлении  и  объеме.
 КПД  элементарной  ступени.  Политроп-
ный  (внутренний)  КПД  ступени
 (3-7.16)
 /зх
 в  решетке  НА
 Отсюда  получаем  известное  выражение
для  теоретического  напора:
 Уравнение  энергии  (уравнение  Бернулли)
для  элементарной  трубки  тока  в  рабочем  колесе
 где  [—  —  политропная  работа  сжатия  в  РК;
 1 	Р
 /zVVpK  —  работа,  связанная  с  потерями  на  тре¬
ние  в  РК.
 Изменение  давления  в  решетке  РК

ЭЛЕМЕНТАРНАЯ  СТУПЕНЬ  ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА  И  ЕЕ  РАСЧЕТ
 665
 (3.7.18)
 (3.7.19)
 Отсюда
 В  случае,  когда  ср  не  зависит  от  темпера¬
туры,  формулу  (3.7.19)  можно  записать  в  виде:
 (3.7.20)
 Степень  реактивности  ступени  0.  По  вели¬
чине  0  можно  оценить  распределение  работы
сжатия  между  решетками  РК  и  НА.
 Степенью  реактивности  0  ступени  ком¬
прессора  на  среднем  радиусе  называют  отноше¬
ние  статического  напора  в  решетке  РК  к  пол¬
ному  напору  ступени  при  отсутствии  потерь
 (К  =  0):
 ■
 В  случае  их  =  и2  и  cz2  =  czl  имеем  кинема-
 гическои  степенью  реактивности
 (3.7.23)
 Формула  (3.7.23)  обычно  используется
при  проектировании  решеток.  Различные  зна¬
чения  степени  реактивности  характеризуют
соотношения  между  элементами  треугольни¬
ков  скоростей  (рис.  3.7.6).
 В  практике  компрессоростроения  нашли
применение  ступени  с  0,5  <  0  <  1.
 Степень  реактивности  является  безраз¬
мерным  параметром.  К  другим  безразмерным
параметрам,  определяющим  ступень  компрес¬
сора,  относятся:
 коэффициент  расхода
 Ф  =  Cz/u\ 	(3.7.24)
 коэффициент  политропного  напора
 С  2  CcJi
 Рис.  3.7.6.  Треугольники  скоростей  ступени  с  различной  степенью  реактивности  0
 Адиабатный  КПД  ступени
 Соотношение
скоростей
 Степень
 реактивности

666
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 коэффициент  адиабатного  напора
 (3.7.25)
 коэффициент  теоретического  напора
 VT=4r>  <3-7-26>
 «72
 где  cz  —  осевая  скорость,  отнесенная  к  окруж¬
ной  скорости  решетки  или  к  окружной  скоро¬
сти  на  наружном  диаметре.
 Политропный  и  адиабатный  КПД  опре¬
деляются  по  формулам  (3.7.16),  (3.7.19)  или
(3.7.20)
 Все  величины  в  приведенных  формулах
относятся  к  элементарной  ступени,  располо¬
женной  на  радиусе  гг  Параметры  на  выходе  из
решетки  получают  из  уравнений  неразрывно¬
сти,  энергии  и  состояния.
 Тип  ступени  определяется  тремя  пара¬
метрами:  ср,  \|/т  и  0.  Все  элементы  треугольника
скоростей  могут  быть  выражены  через  эти  па¬
раметры.
 3.7.3. 	ПЛОСКИЕ  РЕШЕТКИ  СТУПЕНИ
ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА
 Определение  параметоров  профиля  решет¬
ки.  Обеспечение  расчетных  треугольников
скоростей  элементарной  ступени  производит¬
ся  при  использовании  профилей  плоских  ре¬
шеток.  Ввиду  диффузорного  течения  в  ком¬
прессорных  решетках  и  значительного  влия¬
ния  вязкости  в  пограничных  слоях  на  величи¬
ну  потерь  и  углов  выхода  потока  из  решетки,
параметры  профилей  плоской  решетки  опре¬
 деляются  на  основе  данных  их  продувок  в  аэ¬
родинамической  трубе  вначале  при  дозвуко¬
вых  скоростях,  а  затем  при  околозвуковых  и
сверхзвуковых.
 Форма  профиля  решетки  может  быть  по¬
лучена  с  помощью  теоретических  методов,  од¬
нако  практика  компрессоростроения  показала,
что  наиболее  надежными  методами  построе¬
ния  решеток  профилей  являются  эмпириче¬
ские  методы,  основанные  на  данных  продувок
плоских  решеток.  Основным  элементом  для
построения  профиля  принимается  средняя  ли¬
ния  (скелетная)  профиля.  Наиболее  исполь¬
зуемыми  формами  средней  линии  являются
дужка  параболы  и  дуга  окружности
(рис.  3.7.7),  но  в  ряде  случаев  используются
композитные  средние  линии.  Средняя  линия
«надевается»  симметричным,  отработанным  в
аэродинамической  трубе,  профилем.  Парамет¬
ры  дужек  средней  линии  (угол  установки
хорда  профиля  Ь,  лопаточные  углы  на  входе  и
выходе,  кривизна  профиля)  определяются  по
номинальным  значениям  углов  атаки,  поворота
потока  А(3  =  |32  —  Рь  густоты  решетки,  угла  от¬
ставания  потока  6*ом  на  выходе.  На  рис.  3.7.8
показаны  геометрические  характеристики
профиля  лопатки  в  решетке,  а  на  рис.  3.7.9  —
плоская  решетка  профилей  осевого  компрес¬
сора.
 Форму  профиля  определяют  следующие
величины:  длина  хорды  b,  максимальная  тол¬
щина  стах,  угол  изогнутости  0,  положение
максимальной  толщины  Хешах  и  максималь-
ная  стрелка  прогиба  средней  линии  a(xj).
Внутренней  хордой  профиля  называют  линию,
соединяющую  входную  и  выходную  кромки
средней  линии,  внешней  —  проекцию  профи¬
ля  на  касательную  к  двум  точкам  его  вогнутой
стороны.  Толщина  профиля  —  расстояние  ме¬
жду  выпуклой  и  вогнутой  сторонами  профиля,
 Рис.  3.7.7.  Параметры  осевой  дуги  профиля:
 а  —  дуга  окружности;  б  —  дуга  параболы

ПЛОСКИЕ  РЕШЕТКИ  СТУПЕНИ  ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА
 667
 Рис.  3.7.8.  Геометрические  характеристики  профиля  лопатки  в  решетке:
 а  —  схема  профиля;  б  —  изгиб  линии  профиля  по  двум  сопряжениям  радиусами  R{  и  R2;
 в  —  профиль  С-4
 измеряемое  перпендикулярно  к  средней  ли¬
нии  профиля.  Максимальный  прогиб  средней
линии  /тах  —  расстояние  от  внутренней  хорды
до  вершины  средней  линии.  Направление
входной  кромки  относительно  внутренней
хорды  определяется  углом  %\  на  входе  и  углом
%2  на  выходе,  а  кривизна  профиля  —  углом
изогнутости  0  =  Х\  +  Х2-
 Координаты  у  =  y/b  =  f(x),  где  х  =  х/Ь,
симметричного  дозвукового  профиля  А-40  с
максимальной  относительной  толщиной  стах  =
=  стах  /Ь  =  10%  и  радиусами  входной  кромки
гх  =  0,12стах  и  выходной  г2  =  0,06стах  приведе¬
ны  ниже.
 Линию,  проведенную  через  сходственные
точки  профилей  в  решетке,  называют  фрон¬
том  решетки.  Линия,  перпендикулярная  фрон¬
ту  решетки,  называется  осью  решетки.  Проек¬
ция  решетки  на  ось  z  —  шириной  решетки  bv
или  В.  Расстояние  по  оси  и  между  соседними
профилями  называют  шагом  решетки,  а  вели¬
чины  t  =•  t/b  и  b/t  —  соответственно  относи¬
тельным  шагом  и  густотой  решетки.  Шаг  ре¬
шетки
 t  =  2тir/z,
 где  г  —  радиус  на  котором  расположена  ре¬
шетка;  z  —  число  лопаток.
 Рис.  3.7.9.  Плоская  решетка  профилей  осевого  компрессора

668
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Угол  установки  (36  профиля  в  решетке  —
угол  между  внутренней  хордой  и  осью  и.  Ре¬
шетка  профилей  должна  обеспечить  угол  по¬
ворота  потока  АР  =  |32  -  Pj  (или  угол  выхо¬
да  р2)  при  заданном  угле  входа  потока.
 Угол  атаки  /  —  угол  между  входным  лопа¬
точным  углом  Рл1  и  направлением  скорости  w  j
на  входе  (углом  pj),  т.е.  /  =  Рл1  -  Pj.  Лопаточ¬
ный  угол  профиля  на  входе  Рл1  =  pj  +  /,  а  угол
установки  профиля  в  решетке  Р*  =  РЛ1  +  %i-
 Основные  параметры  плоских  решеток  в
осевых  дозвуковых  компрессорах  следующие:
а/Кх/тах)  =  0,4...0,5;  0  <  45°;  стах/Ь  =
=  0,04...0,14  ;  Зсстах  =  0,3...0,5  \t  =  t/b>  0,4.
 По  результатам  продувок  плоских  ком¬
прессорных  решеток  при  различных  углах  на¬
текания  Р  j  (разных  углах  атаки  /)  определяют¬
ся  углы  выхода  из  решетки,  углы  поворота  по¬
тока  др  =  р2  —  рь  коэффициенты  профильно¬
го  сопротивления  сх  и  коэффициенты  подъ¬
емной  силы  су,  суt  (рис.  3.7.10),  где  cyt  —  теоре¬
тический  коэффициент  подъемной  силы;  ^  —
коэффициент  потерь  полного  давления.
 С  увеличением  угла  атаки  /  угол  поворота
потока  ДР  возрастает  до  определенного  значе¬
ния  угла  атаки  /кр  (критического),  а  затем
уменьшается.  Угол  ДРтах  на  режиме  является
максимально  достижимым,  и  при  /  >  /кр  проис¬
ходит  нарастание  срывных  явлений  и,  как
следствие  этого,  уменьшение  угла  поворота  по¬
тока  др  и  увеличение  коэффициента  профиль¬
ных  потерь  При  /  =  величина  коэффици¬
ента  профильного  сопротивления  превышает
примерно  в  2  раза  его  минимальную  величину.
 За  расчетный  или  номинальный  режим
работы  решетки  /ном  принято  принимать  ре-
 Рис.  3.7.10.  Характеристика  плоской  решетки
при  низких  скоростях  обдува
 жим,  на  котором  угол  поворота  потока  на  20%
меньше  максимального:  ДРН0М  =  0,8ДРтах.
 Угол  отставания  потока  для  диффузор-
ных  решеток  определяется  на  основе  обобще¬
ния  данных  продувок  решеток  по  формуле
А.  Хауэлла:
 Ьнои=тв4Гь, 	(3.7.27)
 где
 т  =  0,23(2a/b)2  -  0,002р2ном  +  0,18. 	(3.7.28)
 Учитывая,  что  р2ном  =  Рл2  -  5  ном  и  ис-
пользуя  формулы  (3.7.27)  и  (3.7.28),  получаем
следующие  формулы  для  определения  угла  от¬
ставания:
 задача  проектирования
 х  _(ЛР-/ном)-Ж
 UHOM 	Г-7- 	5
 1-  my]t/b
 прямая  задача  (поверочного  расчета)
х  _  0,23(2  alb)2  -  0,002рл2  +  0,18
 НОМ 	1 	I—7~
 d']4b/t-  0,002
 Угол  отставания  потока  практически  по¬
стоянен  при  углах  атаки  /  <  /кр.
 Анализ  результатов  продувок  плоских  ре¬
шеток  показывает,  что  при  —5°  <  /  <  +5°,  угол
поворота  потока  ДРН0М  слабо  зависит  от  кривиз¬
ны  профиля  0,  а  определяется  в  основном  углом
выхода  потока  р2ном  и  густотой  решетки  b/t.
В  таком  диапазоне  углов  атаки  форма  профиля
оказывает  незначительное  влияние  на  ДРН0М.
Ввиду  этого  зависимость  ДРН0М  =  A(b/t),  Р2НОм)
справедлива  для  различных  профилей  решетки,
что  позволяет  получить  так  называемую  главную
 Рис.  3.7.11.  Главная  характеристика  расчетных
режимов  работы  решеток

ПЛОСКИЕ  РЕШЕТКИ  СТУПЕНИ  ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА
 669
 характеристику  номинальных  режимов
(рис.  3.7.11).  Главная  характеристика  при  задан¬
ных  номинальных  углах  р2ном  и  ДРН0М  позволяет
определить  требуемую  густоту  решетки  b/t.
 Подъемная  сила  профиля  в  решетке  с
хордой  b  и  высотой  лопатки  Аг:
 Y  =  с  ЬАг.
 у  2
 Сила  лобового  сопротивления  этой  же
решетки
 Х=  СхрУ^-ЬАг,
 где  схр  —  коэффициент  лобового  сопротивле¬
ния  решетки;  wm=(wl+w1)/2  —  средневек¬
торная  скорость.
 Величины  качества  К  и  обратного  качест¬
ва  |и  решетки  определяются  по  формулам:
 Коэффициент  теоретической  подъемной
силы  может  быть  определен  через  углы  потока
и  относительный  шаг:
 cyl=  2-[(ctgp,  -ctgp2)sinp,„,
b
 где  (3^  —  угол  между  wm  и  осью  решетки.
 Для  нахождения  густоты  решетки  в  зави¬
симости  от  требующегося  номинального  угла
поворота  Д|3Н0М  главная  характеристика  номи¬
нальных  режимов  представляется  в  виде  двух
графиков  (рис.  3.7.12  и  рис.  3.7.13).  Рис.  3.7.12
позволяет  определить  по  углу  выхода  потока
из  решетки  a2l/(P2и)  номинальный  угол  пово¬
рота  потока  CLbft=  1  при  густоте  решетки  b/t  =  1.
 Да
 Затем  находится  величина  Е  = 	,  где
 (д°о*/,=1
 Да  —  требуемый  номинальный  угол  поворота
потока,  а  по  рис.  3.7.13  —  требуемая  густота
b/t  решетки.
 Определение  гидравлических  потерь  в  ре¬
шетке  и  ее  КПД.  Величина  профильных  и  кро¬
мочных  потерь  в  решетке
 h  =с 		1
 Г  ХР  1  2  sinpm  ’
 где  схр  —  коэффициент  лобового  сопротивле¬
ния  в  решетке;  схр  =  0,018  в  рабочем  диапазоне.
 При  wzl  =  wz2,  что  является  обязательным
условием  для  плоских  продувок,
 Рис.  3.7.12.  Зависимость  угла  поворота  потока
Да  от  угла  его  выхода  для  оптимальной  решет¬
ки  с  густотой  b/t  =  1
 Рис.  3.7.13.  Зависимость  отношения  углов  по¬
ворота  потока  Е  в  оптимальных  решетках
с  густотами  b/t  и  b/t  =  1  от  густоты
 Профильные  потери  совместно  с  кромоч¬
ными  потерями  решетки

670
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 где  рх  и  р2  —  давление  заторможенного  потока
соответственно  на  входе  в  решетку  и  выходе  из
нее;  pj  —  плотность  воздуха  на  входе  в  решетку.
 Коэффициент  потерь  полного  давления  в
решетке
 Из  формулы  (3.7.30)  можно  определить
заторможенное  давление  за  решеткой:
 а  затем  статическое  давление  р2.
Адиабатный  КПД  решетки
 (3.7.32)
 Если  из  опыта  известна  величина  то
 (3.7.33)
 Рис.  3.7.14.  Аэродинамические  силы,  действую¬
щие  на  профиль  решетки,  обтекаемой  вязкой
жидкостью
 Связь  между  основными  параметрами  эле¬
ментарной  ступени.  При  условии  czX  =  czl  теоре¬
тический  напор  получается  из  уравнения  (3.7.2).
Коэффициент  теоретического  напора
 ят  =  2Hju2  =2<p(ctgpI  -ctgp2).  (3.7.34)
Коэффициент  расхода  ступени
 Из  (3.7.34)  следует,  что  напор  в  ступени
увеличивается  с  ростом  ср,  угла  поворота,  раз¬
ности  ctgPj  -  ctgP2,  а  также  окружной  скоро¬
сти  и.
 Коэффициент  напора  можно  выразить
через  углы  скоростей:
 Нт  =2(ctgl3i  ~ctgfo)  (3.7.35)
(ctgp,  +  ctga,)
 Коэффициент  расхода  связан  со  степенью
реактивности  и  средним  значением  угла  Pw:
 или
 ctgpm  =  е/ф.
 Используя  коэффициенты  силового  воз¬
действия  на  профиль,  можно  получить  основ¬
ное  уравнение  осевых  компрессоров,  связы¬
вающее  коэффициент  напора  с  величинами  ср,
су,  b/t,  0/ф,  ц:
 При  малых  скоростях  потока  КПД  диф-
фузорной  решетки
 Лрд  —  Rz/^Z’
 где  R'z  и  Rz  —  проекции  подъемной  силы  ло¬
патки  на  ось  z  соответственно  в  идеальном  и
вязком  потоке  (рис.  3.7.14).
 Для  вязкого  потока
 для  идеального  потока
 КПД  диффузорной  решетки

ПЛОСКИЕ  РЕШЕТКИ  СТУПЕНИ  ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА
 671
 или
 ^  =  c,*fl+n®U+(e/(>)2-  (3.7.38)
<р  t{  v)
 Из  уравнений  (3.7.36)  и  (3.7.38)  следует,
что  существует  зависимость  Нт  /ср  от  b/t  и  0/ср.
Кроме  того,  выражение  для  су  имеет  вид:
 СУ  =2^(ctgP,  —  ctgP2)sinpm  -схрс1фт.  (3.7.39)
 О
 Главная  характеристика  (см.  рис.  3.7.11)
связывает  номинальные  значения  угла  пово¬
рота  потока  А(3,  b/t  и  углы  выхода  потока.  За¬
висимость  от  параметров  0,  ср  явно  не  пока¬
зана.
 Для  облегчения  выбора  всех  параметров
ступени  при  проектировании  главная  характе¬
ристика  перестраивается  в  виде  зависимости
(рис.  3.7.15)
 = 	(3.7.40)
 <р  ^<р  Ь)
 Задавшись  значениями  0,  ср  и  b/t,  можно
найти  НТ,  а  затем,  выбрав  и,  определить  Ят
или  по  заданным  ср  и  Нт  можно  подобрать  0
и  b/t.
 Влияние  сжимаемости  и  вязкости  на  эф¬
фективность  решетки.  Влияние  сжимаемости
проявляется  при  увеличении  скоростей  на
входе  в  решетку.  Основным  критерием  для  оп¬
ределения  эффекта  сжимаемости  является
число  Mwb  равное  отношению  скорости  на
 Рис.  3.7.15.  Зависимость  Нт  /ср  от  0/ф  и  b/t
 входе  в  решетку  к  скорости  звука  a  =  ^kRT:
Mw  j  =  w{/a.
 При  достижении  определенного  значе¬
ния  Mwl  на  входе  в  решетку  на  выпуклой  сто¬
роне  профиля  появляются  области  течения
со  скоростью  больше  скорости  звука  а.
В  этом  месте  возникают  скачки  уплотнения.
Такое  число  Mwl  на  входе  называется  крити¬
ческим  числом  Mwl  =  Мкр.  При  дальнейшем
увеличении  Mwl  >  Мкр  возрастают  профиль¬
ные  потери  на  профиле  и  уменьшается  угол
поворота  потока  в  решетке.  Число  Mwl  на
входе,  при  котором  в  сечении  решетки,  близ¬
ком  к  горловому,  профиль  скорости,  соот¬
ветствующий  М  =  1,  пересекает  всю  ширину
канала  решетки,  будет  Мтах.  По  достижении
этого  режима  дальнейшее  увеличение  расхода
воздуха  через  решетку  становится  невозмож¬
ным,  наступает  режим  ее  запирания.  Для  со¬
временных  дозвуковых  компрессорных  реше¬
ток  Мкр  ~  0,7...0,8,  а  Мтах  ~  0,85...0,95.
 Наиболее  характерная  зависимость  Мкр
и  Мтах  от  угла  атаки  /  представлена  на
рис.  3.7.16,  а.  Максимум  Мкр  ~  0,7  достигает¬
ся  при  расчетном  угле  атаки  /  =  0°.  На  макси¬
мальную  величину  Мкр  существенное  влия¬
ние  оказывает  форма  профиля  (чем  тоньше
профиль,  тем  Мкр  выше).  Смещение  положе¬
ния  максимальной  толщины  хСтах  к  выходной
кромке  также  способствует  увеличению  Мкр.
Для  повышения  Мкр  радиусы  входной  и  вы¬
ходной  кромок  следует  делать  минималь¬
ными.
 Как  видно  из  зависимостей  сх  и  су  от
числа  Mwl  (рис.  3.7.16,  б)  и  зависимостей  со¬
противления  сх  симметричных  профилей
от  числа  Mwl  и  относительной  толщины  про¬
филя  (рис.  3.7.16,  в),  влияние  числа  Mwl  на
профильное  сопротивление  весьма  сущест¬
венное.
 На  потери  в  решетке  большое  влияние
оказывает  число  Re  =  w{b/v,  характеризующее
влияние  вязкости.  Опытные  исследования  ре¬
шеток  показывают,  что  при  Re  <  ReKp  (ReKp  —
критическое  число  Re)  начинает  расти  коэф¬
фициент  потерь  энергии  в  решетке  и  умень¬
шается  угол  поворота  потока,  что  приводит  к
снижению  КПД  и  напора.  По  данным  много¬
численных  исследований  для  компрессорных
решеток  ReKp  =  (2...3)105.  При  Re  >  ReKp  имеет
место  автомодельность  по  Re,  т.е.  коэффици¬
ент  потерь  изменяется  незначительно.  Для  ре¬
шеток  осевого  компрессора  ReKp  следует  при¬
нимать  равным  2  105.

672
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Рис.  3.7.16.  Влияние  числа  Mwl  на  эффективность  решетки  профилей:
 а  —  типичные  зависимости  критических  Мкр  и  максимальных  Мтах;  б  —  результаты  продувок  пло¬
ской  решетки  при  различных  числах  MwX  \  в  —  зависимости  сопротивления  сх  профиля  от  его  отно¬
сительной  толщины  d  и  числа  Mwl
 3.7.4. 	ОЦЕНКА  СТУПЕНЕЙ
ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА
 Оценка  КПД  ступени  осевого  компрессора.
 Коэффициент  потерь  ступени  на  среднем  ра¬
диусе
 —  с  -Ь  с  ■  -Ь  с
 *~хр
 где  ^
тивления
 сгп  —  коэффициент  профильного  сопро-
с  учетом  кромочных  потерь;  схр  =
=  0,022  -  0,006  b/t;  cxi  —  коэффициент  вторич¬
ных  потерь  (потери  от  вторичных  течений  в
 канале);  cxi  =  0,035с?,
 1-Ць
 удлинение
 лопатки;  с^  —  коэффициент  потерь  на  коль¬
цевых  поверхностях  проточной  части  ступени;
 =0,02  ///  =  0,02  t/ЬЛ/1.
 Суммарный  коэффициент  сопротивления
 сх  =  схр  +  Cxi  +  схк  =
 =  0,018  +  0,035с2-1-  +  0,02  -I
у  1Ъ  Ы
 Коэффициент  подъемной  силы  в  потоке
вязкого  газа  определяется  по  формуле  (3.7.39).
Величины  схр,  cxh  сш  распределяются  равно¬
мерно  по  высоте  лопатки.
 Потери  энергии  в  венцах  РК  и  НА  ступе¬
ни
 где  wm  =  0,5(w1  +  w2);  $т  —  угол  между  скоро¬
стью  wu  и  осью  м,  sinp^  =  cz/wm.
 Связь  КПД  с  основными  параметрами
ступени  на  гср  можно  получить,  используя
формулу  для  политропного  КПД  (3.7.16):
 ^гРК  ^гНА
 где  hrPK,  hrliA  —  потери  на  трение  соответст¬
венно  в  РК  и  НА.
 Преобразуя  правую  часть  (3.7.41),  полу¬
чим
 где|хк  -  cxPK/cyPK;  |iH  -  cxliA/cyliA  —  коэффи¬
циент  обратного  качества  соответственно  для
РК  и  НА.  После  ряда  преобразований  (3.7.42)
получим  простую  формулу,  связывающую
КПД  ступени,  РК  и  НА  и  степень  реактивно¬
сти:
 Лет  =  бЛрк  +  (1  ~  6)Лна-
 0  1  —  0
Пренебрегая  членами  —  и  |ин 	и  по-
 Ф  Ф
 лагая,  что  |Ик  и  ^  слабо  меняются  при  измене¬
нии  0  и  ср,  при  дифференцировании  (3.7.42)  по  0
и  ф  получим,  что  КПД  элементарной  ступени
достигает  максимума  при  сропт  =  0,5  и  0  опт  =  0,5.
С  возрастанием  и  уменьшением  степени  реак¬
тивности  0  по  сравнению  с  0  =  0,5  КПД  ступе¬
ни  понижается  и  наибольшее  значение  КПД
достигается  при  повышенных  значениях  ср.

ОЦЕНКА  СТУПЕНЕЙ  ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА
 673
 Оптимальные  значения  углов  атаки  обу¬
словливают  распределение  скоростей  по  про¬
филю,  обеспечивающее  минимальные  потери
от  трения  и  достаточный  запас  до  срывного
режима.  Это  требует  трудоемких  расчетов  на
ЭВМ.  Ввиду  этого  для  определения  номиналь¬
ного  значения  /*  используются  эмпирические
формулы,  А.  Хауэлл  предложил  выбирать  /*  =
=  —  5°  <  /  <5°.  ЦИАМом  рекомендованы  сле¬
дующие  формулы  для  определения  номиналь¬
ных  значений  /*:
 zpk  =2,5(VOpk  ~  1*5°;  /'нд  =  2Д£/0на  “3,5°,
 где  (VOpk  и  (VOha  находят  по  рис.  3.7.12  и
рис.  3.7.13.
 В  литературных  источниках  предлагаются
и  другие  формулы  для  определения  /*  на  базе
исследований  решеток.
 Основные  параметры  целой  ступени  осево¬
го  компрессора  (см.  рис.  3.7.4).  Целая  ступень
включает  множество  элементарных  ступеней.
Элементарные  ступени  и  их  решетки  в  целой
ступени  подчинены  определенным  условиям.
Например,  в  ступени  задаются  изменения  тео¬
ретического  напора  и  степени  реактивности
по  радиусу,  на  периферии  рабочего  венца  по¬
является  радиальный  зазор,  оказывающий
влияние  на  близлежащие  элементарные  ступе¬
ни.  Целая  ступень  ограничена  кольцевыми  по¬
верхностями  на  периферии  и  на  втулке,  обра¬
зующими  вместе  с  РК  и  НА  проточную  часть.
Наружный  радиус  на  входе  в  РК  гн  обычно
принимают  за  характерный  (расчетный)  ради¬
ус  ступени,  все  остальные  радиусы  относятся  к
расчетному.  Относительный  радиус  втулки
'вт  =  гът  /гн  называют  втулочным  отношением.
Для  ступеней  осевого  компрессора  втулочное
отношение  гвт  =  0,4...0,9,  меньшие  значения
используются  для  первых  ступеней,
большие  —  для  последних.
 В  практике  расчетов  используют  также
среднеарифметический  радиус  гср  а  =  (гвт  +  гн)/2
и  средний  геометрический  радиус  rCD  г  =
 Меридиональное  сечение  проточной  час¬
ти  ступени  —  тип  проточной  части  обычно  об¬
разуется  следующими  способами:
 1) 	rH  =  const,  rBT  =  var;
 2) 	rH  =  var,  rBT  =  const;
 3) 	rcр  =  const,  rH  =  var,  rBT  =  var.
 Длина  лопатки  определяется  разностью
наружного  и  втулочного  радиусов  лопатки  РК
или  НА  по  входной  кромке:  /  =  гн  —  гвт.  Хорду
 профилей  решеток  ЬРК  и  bнд  обычно  принима¬
ют  постоянной  по  высоте  (b  =  const).  Удлине¬
ние  лопатки  /  =  1/Ь  =  Х.  В  случае  переменной
хорды  длину  лопатки  относят  к  хорде  на  сред¬
нем  радиусе:  X  =  1/Ьср.  Для  изолированной  сту¬
пени  или  первой  ступени  многоступенчатого
компрессора  удлинение  X  =  2...3.  Тогда  Ьср  =
=  1/Х  =  //(2...3).  Принимая  во  внимание  проч¬
ностные  свойства  лопаток,  толщину  профилей
РК  принимают  изменяющейся  по  радиусу  от
Стах  =  12...  15%  на  втулке  до  стах  =  3...4%  на
периферии  по  линейному  закону  или  исполь¬
зуют  другие  зависимости  с  учетом  вибрацион¬
ных  характеристик  лопатки.  Толщину  лопаток
НА  обычно  принимают  постоянной  по  радиу-
 су:  стах  =  8...  10%.
 Число  лопаток  z  определяется  по  значе¬
нию  густоты  b/t  решетки  на  среднем  радиусе:
 Густота  решеток  b/t  на  радиусе  гср  опре¬
деляется  из  рис.  3.7.12  и  3.7.13  после  выпол¬
нения  гидравлического  расчета  на  этом  ра¬
диусе.
 Передний  осевой  зазор  Slz  —  расстояние
на  среднем  радиусе  между  выходной  кромкой
НА  и  входной  кромкой  РК,  а  задний  S2z  —
расстояние  на  среднем  радиусе  между  выход¬
ной  кромкой  РК  и  входной  кромкой  НА.  Оп¬
тимальное  значение  суммарного  относитель¬
ного  осевого  зазора  на  гср  находится  в  преде¬
лах  z  =  S\z/b+  S2z/b  =  0,5...0,6.  Передний
осевой  зазор  принимают  несколько  больше
заднего:  Slz  =  0,6...0,7z.
 Расчет  газодинамических  характеристик
ступени  выполняют  на  среднем  радиусе.  Це¬
лую  ступень  заменяют  элементарной  ступе¬
нью,  расположенной  на  гср.  Получаемые  зна¬
чения  характеристик  близки  к  осредненным
по  всей  высоте  лопатки.
 В  современных  осевых  компрессорах  ста¬
ционарных  ГТУ  окружная  скорость  на  наруж¬
ном  диаметре  ступени  в  зависимости  от  степе¬
ни  реактивности  и  напора  принимает  значе¬
ния  мн  =  220...370  м/с,  а  для  околозвуковых
ин  <  350...400  м/с.  Значение  коэффициента
расхода  czcp  =  czcp/uH  на  среднем  радиусе  при¬
нимается  в  диапазоне  0,4...0,55.
 Расчет  и  проектирование  целой  ступени
осевого  компрессора.  При  проектировании  ло¬
паток  РК,  НА  и  канала  проточной  части  необ¬
ходимо  выполнить  расчет  течения  газа  (возду-

674
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Рис.  3.7.17.  Элементарный  объем
в  цилиндрической  системе  координат
 ха)  по  высоте  лопатки  и  определить  распреде¬
ление  давлений,  температур,  скоростей  и  по¬
точных  углов.
 Течение  вязкого  газа  в  компрессоре  име¬
ет  сложный  характер,  является  диффузорным
и  нестационарным  ввиду  вращения  РК  отно¬
сительно  неподвижных  ВНА  и  НА.  Вязкость
газа  оказывает  существенное  влияние  на  пара¬
метры  потока  вблизи  стенок  прочной  части  и
на  потери  энергии,  т.е.  на  КПД  РК  и  НА.
 Для  удобства  расчета  все  уравнения  дви¬
жения  газа  записываются  в  цилиндрической
системе  координат  (рис.  3.7.17).
 Расчет  параметров  течения  газа  в  ступени
производится  с  определенными  допущениями:
поток  считается  цилиндрическим  (сг  =  0)
или,  в  случае  большого  раскрытия  проточной
части  у  первых  ступеней,  коническим  (сг  =
=  c^ctgy,  где  у  —  угол  между  линией  тока  и
осью  z)\
 газ  считается  невязким,  эффекты  вязко¬
сти  учитываются  через  уравнение  состояния,
отсутствует  теплообмен  между  струйками  газа.
 Для  расчета  задаются  следующие  пара¬
метры:
 частота  вращения  ротора  п,  мин-1;
расход  воздуха  G,  кг/с;
коэффициент  расхода  cpj  =  clz  =  сх  z/ua
перед  РК;  0,40  <  cpj  <  0,55,  где  мн  —  окружная
скорость  на  наружном  (расчетном)  диаметре;
 форма  одной  из  стенок  канала  проточной
части;  значения  cz  на  среднем  радиусе  вдоль
прочной  части  или  размеры  второго  контура
стенки  канала  проточной  части;
 изменения  cz  на  ступень  (3...5  м/с);
заторможенные  давление  р*х  и  температу¬
ра  7]  на  входе  в  ступень,  заторможенное  дав¬
 ление  р*3  (Па)  на  выходе,  или  степень  повыше¬
ния  давления  в  ступени  п*ст  -р\/р\  по  полным
параметрам;
 коэффициент  адиабаты  к  и  газовая  по¬
стоянная  R  (кДжДкг-К));
 ориентировочное  значение  КПД  ступени
в  случае  дозвуковых  ступеней  г|ад.ст  -  0,93,  в
случае  околозвуковых  ступеней  г|ад.ст  -  0,89.
 Основными  расчетными  уравнениями
являются:
 1) 	уравнение  движения  газа  в  осевом  за¬
зоре  в  проекции  на  ось  г:
 = 	(3.7.44)
 у  dr  г
 а  остальные  уравнения  движения  обращаются
в  ноль;
 2) 	уравнения  энергии
 /*  =  /,*  +  Яст, 	(3.7.45)
 где 	/  * 	и  i[ 	—  полная  энергия  газа  соответствен¬
но 	за 	ступенью  и  на  входе  в  нее; 	Нст  —  удель¬
 ная  работа  в  данной  ступени;  Нст  =  ыАси  (тео¬
ретический  напор);
 3) 	уравнение  неразрывности  в  интеграль¬
ном  виде  между  радиусами  гвт  и  гн:
 G=2njyczrdr; 	(3.7.46)
 ГВ7
 4) 	уравнение  процесса
 р/уп  =  const,
 или
 =  const.
 У
 Для  компрессорных  решеток  коэффици¬
ент  отклонения  от  изоэнтропы  может  быть  оп¬
ределен  из  следующего  равенства:
 о=е-*/Л  =  1--А-Я?е(Х1&
к+  1
 где  —  коэффициент  скорости  на  входе  в  ве¬
нец;  As  —  изменение  энтропии;  £  —  коэффи¬
циент  потерь  в  решетке;
 $  =  2Дp\rh 	(3-7.47)
 Ар  —  потери  полного  давления  в  решетке;
 5) 	уравнение  состояния
 р/у  =  RT: 	(3.7.48)

ОЦЕНКА  СТУПЕНЕЙ  ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА
 675
 Полученная  система  из  пяти  уравнений  и
одного  дополнительного  задаваемого  соотно¬
шения  позволяет  при  заданных  граничных  ус¬
ловиях  определить  величины  cz,  сю  у,  р,  Т,  /  .
 Приведем  уравнение  радиального  равно¬
весия  к  несколько  иному  виду.  Из  первого  за¬
кона  термодинамики,  записанного  для  адиа¬
батного  течения  dq  =  0,  имеем
 di  =  dp/у.
 Дифференцируя  его  по  г  и  учитывая
 (3.7.44),  получаем
 (3.7.49)
 =  Я
 dr  г
 С  учетом  (3.7.45)  преобразуем  (3.7.49)  к
 виду:
 dc
 	z_  —  2  di\  +  2  dHCT
 dr  dr  dr
 1  d(curf
r2 	dr
 (3.7.50)
 В  большинстве  случаев  ступени  проекти¬
руют  на  постоянный  теоретический  напор  по
высоте  лопатки  Ят  =  Яст  =  const.  Кроме  того,
должна  быть  задана  закрутка  потока  перед  ра¬
бочим  колесом  в  виде:
 Cm  =т. 	(3.7.51)
 Задание  соотношений  (3.7.51)  и  Ят  =  fir)
позволяет  определить  окружную  составляю¬
щую  си2  абсолютной  скорости  за  рабочим  ко¬
лесом.  Действительно,  из  уравнения  Эйлера
можно  получить
 Cu2=^  +  Cui=^  +  A  (г)  =  Mr).  (3.7.52)
и 	и
 Таким  образом,  задание  НСТ  =J[r)  =  const
и  сиХ  =  f(r)  означает  задание  си  в  сечениях  пе¬
ред  рабочим  колесом  и  за  ним,  что  и  является
дополнительным  соотношением  при  решении
обратной  задачи  для  системы  уравнений
 (3.7.44)—(3.7.52),  позволяющих  получить  ре¬
шение  cz  =f[r).
 По  известным  сиХ  и  си2  может  быть  вы¬
числена  кинематическая  степень  реактивности
 0  =  1-
 +  с„
 2 	и
 (3.7.53)
 Очевидно,  что  вместо  (3.7.51)  может  быть
задано  распределение  кинематической  степе¬
ни  реактивности  по  высоте  лопатки  0К  =  f(r)
или  какой-либо  другой  параметр,  например,
«1  =Лг),  Mwl  =f(r)  и  др.
 Распределение  по  радиусу  осевой  состав¬
ляющей  скорости  определяется  путем  интег¬
рирования  уравнения  (3.7.50).  Если  на  входе  в
ступень  полная  энергия  ix  =  const  по  радиусу,
то
 \  1  d(curY
L  г2  dr
 dr,
 где  czcp  —  осевая  проекция  скорости  с  на  сред¬
нем  радиусе.
 Аналогичным  образом  определяются  осе¬
вые  составляющие  скорости  czX  и  cz2.
 Плотность  воздуха  перед  рабочим  коле¬
сом  и  за  ним  определяется  из  уравнений:
 1  1
Yi  =уГ(1-^12/2/Г)Л_1  и  y2=y'2(l-c22/2h)k-',
 1
 где  Y2=Yi*('2/'i*)*_I-
 Искомый  радиус  втулки  или  периферии
ступени  определяется  из  уравнения
 гн
 G  =2  тс  jyczrdr.
 гвт
 После  этого  рассчитывают  элементы  тре¬
угольников  скоростей  и  производят  профили¬
рование  лопаточного  аппарата.
 Определив  cz(r)  и  си(г)  в  сечениях  1,  2  и  3
ступени,  определяют  элементы  треугольников
скоростей,  находят  углы  выхода  потока  (32  и
угол  поворота  потока  АЭ  =  (32  —  Pi  в  РК  и,  ана¬
логично,  для  решеток  НА  —  а3  и  Да  =  а3  -  а2
по  всей  длине  лопатки.  По  данным  др  и  р2  и
Да  и  а3  на  среднем  радиусе  по  рис.  3.7.12  и
рис.  3.7.13  определяется  густота  решеток  на
среднем  радиусе.  Задаваясь  величиной  удлине¬
ния  лопаток  X  ступени  определяется  хорда  про¬
филей  Ьср  на  среднем  радиусе  и  число  лопаток
венцов  РК  и  НА:
 2 	пгср  (  Ь
гРК  —т—  -
 ^РК  \t
 Z-HA  -
 _  2  nrcp  (  b
 иЯА
 Обычно  принимают  хорду  лопаток  по¬
стоянной  по  их  высоте.  Однако  в  некоторых
случаях  для  оптимизации  обтекания  и  обеспе¬
чения  углов  поворота  потока,  близких  к  номи¬
нальным,  лопатки  РК  и  НА  делают  парусны¬
ми,  т.е.  с  переменной  хордой.

676
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Относительную  толщину  ст=ст/Ь  про¬
филей  лопаток  РК  назначают  изменяющейся
от  4...5%  на  периферии  до  12...  15%  на  втулке.
Относительную  толщину  лопаток  НА  выби¬
рают  постоянной  по  высоте  лопатки,  равной
8%.  После  определения  параметров  скелета
профиля  его  одевают  симметричным  про¬
филем.
 Приведенная  выше  последовательность
вычислений  дана  без  учета  потерь.  Потери
можно  учесть  с  помощью  (3.7.47),  определив  £
для  решеток  РК  и  НА  (см.  рис.  3.7.10).
 Принятие  упрощающих  допущений,  без¬
условно,  искажает  получаемый  результат.  Рас¬
четное  распределение  вдоль  радиуса  парамет¬
ров  почти  всегда  отличается  от  опытного.  По¬
этому  проектирование  лопаточного  аппарата
компрессоров  основывается  не  только  на  тео¬
ретических,  но  и  на  экспериментальных  дан¬
ных.  Даже  при  этих  условиях  создание  ком¬
прессора  осуществляется  в  несколько  этапов  с
первоначальной  отработкой  модели  и  после¬
дующей  тщательной  доводкой  натурного  ком¬
прессора.
 Прямую  задачу  или  задачу  поверочного
расчета  решают  в  том  случае,  когда  по  задан¬
ной  геометрии  лопаточного  аппарата  и  канала
проточной  части  при  данных  граничных  усло¬
виях  требуется  определить  параметры  потока,
а  также  характеристики  проточной  части.
В  этом  случае  углы  потока  и  коэффициенты
потерь  определяют  по  заданным  геометриче¬
ским  параметрам  решетки,  углу  атаки  и  числу
М  на  входе  в  решетку.  Для  определения  углов
выхода  и  коэффициентов  потерь  в  большинст¬
ве  случаев  используют  обобщенные  данные
продувок  плоских  решеток  в  аэродинамиче¬
ской  трубе.
 При  решении  прямой  задачи  задают:  рас¬
ход  рабочего  тела  через  компрессор;  полное
давление  и  полную  энергию  потока  на  входе  в
компрессор;  периферийный  и  втулочный  ра¬
диусы  проточной  части  rH  =f[z),  гъ  =  f(z)\  час¬
тоту  вращения  ротора  компрессора,  углы  вы¬
хода  потока  из  НА  а1(з}  и  рабочих  лопаток  Р2;
коэффициенты  потерь  в  рабочих  и  направ¬
ляющих  решетках.
 Для  определения  осевой  проекции  скоро¬
сти  за  РК  используется  уравнение  (3.7.50),  ко¬
торое  с  помощью  соотношения
 +  2  sin2  (32ctgp-
 dr
 ctg(32
 sin2  p2
 'z2  ■
 =  2  sin2  P2|  —  -
1  dr
 d(cu\r)
 dr
 -2coc,2ctgp2|.
 (3.7.55)
 Для  расчета  потока  за  НА  в  уравнении
 (3.7.55) 	необходимо  положить  со  =  0  и  р2  заме¬
нить  на  а3  (а^.
 Константа  интегрирования  определяется
из  уравнения  неразрывности.
 В  настоящее  время  разработаны  програм¬
мы  для  расчета  трехмерного  вязкого  сжимае¬
мого  потока  в  прочной  части  осевого  компрес¬
сора,  включая  обтекание  венцов.  К  таким  про¬
граммам  относятся  Fluent  и  Flower.  Эти  про¬
граммы  позволяют  получить  подробную  ин¬
формацию  об  обтекании  венца,  но  они  доста¬
точно  трудоемки.
 В  обратной  задаче  при  заданном  значе¬
нии  КПД  ступени  Г1ад  ст  значение  КПД  РК  оп¬
ределяется  по  эмпирической  формуле:
 ЛадРК  О  2'Пад>ст)/3.
 В  этом  случае  адиабатный  напор  РК:
 адРК  -
 к  -  1
 RT,  [(лрк)*-1  -1]  =
 (3.7.56)
 Си2  =  "  ~  C^2Ctgp2
 (3.7.54)
 где  кн  имеет  такую  же  величину,  как  и  для
всей  ступени.  Из  уравнения  (3.7.56)  определя¬
ется  /?2,  значение  Ладрк  принимается  постоян¬
ным  по  радиусу.
 Типы  ступеней,  отличающихся  структурой
потока.  При  проектировании  ступеней  широко
применяется  представление  момента  си1г  (за¬
крутки  потока  перед  РК)  в  виде  многочлена
второй  степени:
 сиХг  =  Аг2  +  Br  +  D,
 где  А,  В  и  D  —  постоянные  коэффициенты.
 Теоретический  напор  принимается  по¬
стоянным  по  радиусу:  HT(r)  =  иАси  =  const.
 Придавая  А,  В  и  D  различные  значения,
можно  получить  распространенные  типы  за¬
круток  лопаточного  аппарата.  Например,  по¬
лагая  А  =  В  =  0,  имеем  закрутку  по  закону  сво¬
бодного  вихря:
 преобразуется  к  виду
 cuXr  =  D  =  const  =  (с„,/-)Ср.

ОЦЕНКА  СТУПЕНЕЙ  ОСЕВОГО  КОМПРЕССОРА
 677
 Закрутка  cuXr=j{r)  при  В  =  О,  АфО,  ВфО
относится  к  типу  ступеней  с  постоянной  сте¬
пенью  реактивности  по  радиусу.
 При  В  =  D  =  0  имеем  закрутку  по  закону
«твердого  тела»:  си1  =  А.  Коэффициент  А  =
=  си1ср/гср.  Каждая  из  ступеней  с  перечислен¬
ными  типами  закруток  обладает  своими  осо¬
бенностями  в  части  распределения  параметров
потока  по  радиусу.
 Ступень  с  закруткой  по  закону  свободно¬
го  вихря  при  Нт  =  const  имеет  постоянную  по
радиусу  осевую  составляющую  скорости  перед
рабочим  колесом  и  за  ним.  Величина  Mwl  при¬
нимает  наименьшее  значение  на  периферии.
Ввиду  этого  ступень  с  закруткой  по  закону
свободного  вихря  предназначена  для  работы
при  средних  окружных  скоростях  ин  <  240  м/с.
 Для  ступеней,  предназначенных  для  ра¬
боты  при  повышенных  окружных  скоростях,
используются  закрутки  с  постоянной  по  ра¬
диусу  степенью  реактивности  до  ин  <  320  м/с,
с  закруткой  по  закону  твердого  тела  при  ок¬
ружных  скоростях  ин  >  350  м/с.  В  ступенях  с
постоянной  по  радиусу  степенью  реактивно¬
сти  и  с  закруткой  по  закону  твердого  тела
эпюры  czi  и  cz2  являются  переменными,  с  уве¬
личением  czl  и  cz2  от  периферии  к  втулке.  Сту¬
пень  по  закону  твердого  тела  несмотря  на  вы¬
сокий  уровень  ин  позволяет  сохранять  на  пе¬
риферии  число  Mwl  <  Мкр.
 После  выбора  определенного  вида  за¬
крутки  cuXr  =f(r)  перед  РК  и  за  НА  и  определе¬
ния  окружной  составляющей  скорости  из  вы-
Нт
 ражения  си2  =—-  +  сиХ  путем  решения  систе-
и
 мы  уравнений  находятся  осевые  проекции  czl
и  cz2  и  элементы  треугольников  скоростей  в
сечениях:
 перед  РК  -  аи  pl9  w„  Mwl,  czl,  cul,  cu  TwU
T\,  Ph
 за  PK  —  a2,  P2,  w2>  Mv2>  Cz2>  cu2>  c2>  Tw2,  Г2,
 Ръ
 за  HA  -  oc3,  p„  w3,  Mwl,  cz3,  cu3,c3,  T3,p3.
 Величины  полного  давления  p3  и  полной
температуры  Т3  являются  заданными.
 Определяются  углы  поворота  решеток
венцов:
 для  ВНА
 Да  =  а0  -  а};
 для  РК
 Ар  =  р2  -  Р,;
 для  НА
 Да  =  а2  -  а3.
 По  значениям  углов  поворота  потока  и
углов  выхода  потока  на  среднем  радиусе  по
рис.  3.7.12  и  3.7.13  определяются  густоты
(VOpk  и  (^/0на>  а  затем  —  число  лопаток.  Гус¬
тота  на  среднем  радиусе  ВНА  задается  в  пре¬
делах  0,8  <  b/t  <  1,1.
 Профилирование  лопаток  по  высоте  осу¬
ществляют  с  использованием  симметричных
профилей  или  путем  решения  гидродинамиче¬
ских  задач.  После  профилирования  лопатки,
распределения  относительных  толщин  по  ее
длине  выполняют  расчеты  на  прочность  РК  и
НА,  проектирование  ротора  и  других  элемен¬
тов  ступени.
 В  случае  самостоятельного  использова¬
ния  спроектированной  ступени  после  НА  ус¬
танавливается  спрямляющий  аппарат,  обеспе¬
чивающий  на  выходе  осевое  направление  по¬
тока.
 Многоступенчатый  компрессор.  Степень
повышения  давления  одной  ступени  осевого
компрессора  составляет  1,2...  1,30  для  дозвуко¬
вой  и  1,4...  1,55  для  трансзвуковой.
 Для  современных  ГТУ  требуется  обеспе¬
чить  степень  повышения  давления  от  пк  =
=  8...9  до  л*  =  25  и  выше.  Ввиду  этого  цикло¬
вые  компрессоры  выполняют  многоступенча¬
тыми.  Число  ступеней  z  в  зависимости  от  на-
порности  ступеней  и  общей  степени  повыше¬
ния  давления  в  компрессоре  может  быть  дос¬
таточно  большим,  иногда  z  =  20...30.
 Степенью  повышения  давления  много¬
ступенчатого  компрессора  называют  отноше¬
ние  давления  на  выходе  из  компрессора  к  дав¬
лению  на  входе  в  него:
 по  статическим  давлениям
 Лк  —  Рк/Рн>
по  полным  давлениям
 Лк  =Рк/Рн‘
 Адиабатный  напор  компрессора
 k-1
 Нп=Л-ЯТИ(кКк  -1);
к  -1
 адиабатный  КПД  компрессора
 Лад  к  —  ^ад/^к’
где  НК  —  теоретический  напор  или  полная  ра¬
бота,  затрачиваемая  на  сжатие.

678
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Аналогично  могут  быть  записаны  выраже¬
ния  для  напора  и  КПД  в  полных  параметрах.
 Для  нахождения  формы  проточной  части
задают  наружный  или  внутренний  диаметр  и
распределение  осевой  составляющей  скорости
на  среднем  радиусе  вдоль  проточной  части.
Обычно  закон  cz  =  f(z)  близок  к  линейному,  с
уменьшением  cz  от  входа  к  выходу.  Для  сниже¬
ния  потерь  давления  в  диффузоре,  скорость  cz
за  последним  НА  принимается  на  уровне
 120... 	130  м/с.  Снижение  cz  на  ступень  не  долж¬
но  превышать  5...  10  м/с.
 На  входе  в  первую  ступень  осевая  состав¬
ляющая  скорости  czi  при  Mwl  <  0,7...0,75  в  вы¬
соконапорных  и  высокорасходных  компрессо¬
рах  составляет  140...  170  м/с,  в  низконапорных
czl  =  100...  130  м/с.  Кроме  числа  Mwl  на  выбор
czi  влияют  подача  и  относительный  диаметр
втулки  первой  ступени.
 Теоретический  напор  ступеней  распреде¬
ляется  неравномерно  вдоль  проточной  части.
Среднее  значение  Нт  может  колебаться  в  пре¬
делах  18...38  кДж/кг.  Средний  напор  в  ступе¬
нях
 Яср  HJz,
 где  г  —  число  ступеней  компрессора.
 Средний  теоретический  напор  ступени
относительно  высоконапорных  осевых  ком¬
прессоров  стационарных  установок  составляет
 20...32 	кДж/кг,  теоретический  напор  в  первой
ступени  —  50...60%  Нср  по  компрессору.
В  средних  ступенях  напор  достигает  макси¬
мального  значения,  равного  (1,15...1,2)Яср.
В  последней  ступени  #ст  =  0,95Яср.  Сумма  на¬
поров  по  всем  ступеням  должна  равняться
требуемому  напору  проточной  части.
 Задаваемые  значения  Г1ад  ступени  для
первых  ступеней  принимают  на  2...3%  меньше
среднего,  для  средних  ступеней  на  2%  выше
среднего  и  для  последней  ступени  на  3...4%
ниже  среднего.
 Закрутка  culr  =  j(r)  изменяется  вдоль  про¬
точной  части.  В  первых  пяти  ступенях  осуще¬
ствляется  плавный  переход  от  закруток  по  за¬
кону  твердого  тела  или  постоянной  по  радиусу
степени  реактивности  до  закрутки  по  закону
свободного  вихря,  так  как  при  этом  возрастает
температура  воздуха  перед  ступенью  и  число
Mwj  понижается  до  Mwl  =  0,65...0,7  на  перифе¬
рии  РК.
 Затем  находят  элементы  треугольников
скоростей  и  выполняют  профилирование  и
проектирование  лопаток  всех  ступеней.  Про¬
 точная  часть  должна  обеспечить  заданные  рас¬
ход  G,  степень  повышения  давления  л*  и  зна¬
чение  КПД  Лад  к»  близкое  к  заданному.
 Расходно-напорные  характеристики  одно¬
ступенчатых  и  многоступенчатых  осевых  ком¬
прессоров.  Основное  назначение  компрессо¬
ра  —  получить  заданные  значения  расхода  ра¬
бочего  тела  и  давления  сжимаемой  среды  на
выходе  из  проточной  части  для  подачи  потре¬
бителю.  При  этом  необходимо  обеспечить  воз¬
можно  высокий  КПД  компрессора.
 В  составе  ГТУ  компрессор  работает  в  ши¬
роком  диапазоне  режимов.  Для  удобства  поль¬
зования  зависимость  выходного  давления  и
КПД  от  расхода  воздуха,  частоты  вращения
ротора  представляют  в  виде  характеристики
компрессора.
 Показатели  одиночной  ступени  или  мно¬
гоступенчатого  компрессора  представляют  в
виде  критериев  подобия:
 коэффициента  расхода  ф  =  czl/uH\
 Рис.  3.7.18.  Аэродинамические  характеристики
модельной  ступени  К-50-1  при  исходных  углах
установки  лопаток  (Jlp  =  295  К,  гът  =  0,6;
ин  приведено  к  Jlp  =  22  °С)

НЕУСТОЙЧИВЫЕ  РЕЖИМЫ  РАБОТЫ  КОМПРЕССОРОВ
 679
 Рис.  3.7.19.  Универсальная  характеристика
компрессора  ПГУ-200
 параметр  расхода  —JLJ-;
 Р\
 степень  повышения  давления  л*  =рк/р*',
 КПД  лад  =Лф);
 коэффициент  адиабатного  напора  \|/  =  \|/ад
(см.  уравнение  (3.7.25));
 приведенной  скорости 	пр  =  «н  д/^i  р/^1*
 или  приведенной  частоты  вращения  ппр  =
= 	где 	ин 	— 	окружная 	скорость  на  на¬
 ружном  (расчетном)  диаметре;  7]*р,  р*Хр  —  рас¬
четная  начальная  полная  соответственно  тем¬
пература  и  давление  воздуха;  индекс  «р»  —
расчетное  значение;  индекс  «пр»  —  приведен¬
ный  к  расчетным.
 На  рис.  3.7.18  показаны  аэродинамиче¬
ские  характеристики  модельной  ступени
К-50-1  ЦКТИ  при  исходных  углах  установки
(режимы  работы  ступени  слева  ограничены
границей  устойчивой  ее  работы,  справа  —
максимальным  расходом),  а  на  рис.  3.7.19  —
универсальная  характеристика  компрессора
ГТУ  типа  ГТ-35  ХТЗ  в  составе  ПГУ-200.  (На
характеристике  нанесены  изолинии,  соответ¬
ствующие  определенным  значениям  КПД.)
 3.7.5. 	НЕУСТОЙЧИВЫЕ  РЕЖИМЫ
РАБОТЫ  КОМПРЕССОРОВ
 Неустойчивые  режимы  ступени.  При
 уменьшении  расхода  ступени,  которая  работа¬
 ет  при  постоянных  оборотах,  углы  атаки  на
лопатки  РК  и  НА  возрастают,  /  >  /р.  При  этом
на  выпуклой  стороне  лопаток  образуются  раз¬
витые  срывные  явления.  При  дальнейшем
снижении  расхода  в  межлопаточном  канале
срыв  вызывает  уменьшении  скорости  потока,
а  в  сильно  развитых  областях  срыва  скорость
cz  может  стать  даже  отрицательной.
 Основные  неустойчивые  режимы  работы
ступени  компрессора  можно  разделить  на  три
вида:
 1) 	потеря  статической  устойчивости;
 2) 	помпаж  или  потеря  динамической  ус¬
тойчивости;
 3) 	вращающийся  срыв.
 Режим  работы  компрессора  с  сетью  на¬
зывается  неустойчивым,  если  после  прекраще¬
ния  действия  возмущения  в  системе  не  восста¬
навливается  исходный  режим.  Если  режим  ра¬
боты  ступени  возвращается  в  исходное  состоя¬
ние,  то  режим  устойчив.
 Статическая  устойчивость  и  неустойчи¬
вость  режимов  работы  ступени.  На  правой  вет¬
ви  характеристики  компрессора  режимы  рабо¬
ты  системы  компрессор  —  сеть  являются  ста¬
тически  устойчивыми  (рис.  3.7.20).  Случайное
увеличение  расхода  5G  >  0  или  его  уменьше¬
ние  не  приводит  к  потере  устойчивости  и  ре¬
жим  работы  компрессора  возвращается  в  ис¬
ходную  точку  А.
 При  работе  на  левой  ветви  характеристи¬
ки  компрессора  могут  быть  устойчивые  и  не¬
устойчивые  режимы  работы  системы.  Если  в
точке  совместной  работы  компрессора  с  сетью
тангенс  угла  ас  наклона  касательной  к  харак¬
теристике  сети  будет  больше  тангенса  угла  на¬
клона  ак  касательной  к  характеристике  ком¬
прессора  в  точке  В,  т.е.  когда  bHJbG  >  bHJbG,
режим  работы  системы  будет  статически  ус¬
тойчивым.  Здесь  Нс  —  сопротивление  сети,
Нк  —  напор  компрессора.
 В  этом  случае  при  малом  возмущении,
обусловленном  увеличением  расхода  bG  >  0,
Нс>  Нк.  Поток  затормозится  и  режим  системы
возвратится  в  точку  В.  При  bG  <  0  поток  будет
ускоряться  и  режим  системы  также  будет  воз¬
вращаться  в  точку  В.
 При  tgac  <  tgaK  в  точке  совместной  рабо¬
ты  Г  bHJbG  <  bHJbG,  и  режим  работы  систе¬
мы  будет  статически  неустойчивым.  В  этом
случае  при  малом  возмущении  bG  >  0  поток
будет  непрерывно  ускоряться,  поскольку  при
каждом  последующем  увеличении  расхода  на¬
пор  компрессора  будет  расти  быстрее,  чем  уве-

680
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Рис.  3.7.20.  К  анализу  устойчивости  режима
работы  системы  компрессор—сеть
 личиваться  сопротивление  сети.  Режим  совме¬
стной  работы  компрессора  с  сетью  не  возвра¬
щается  в  точку  Г.  Такая  же  картина  будет  и
при  bG  <  0,  поскольку  при  этом  Нс  >  Нк.
 Таким  образом,  статическая  устойчи¬
вость  режима  работы  системы  определяется
крутизной  характеристик  компрессора  и  сети
в  точке  их  совместной  работы.
 Следует  отметить,  что  точки  работы  со
статической  неустойчивостью  могут  реализо¬
ваться  при  работе  компрессора  непродолжи¬
тельный  период  времени,  эти  режимы  в  зави¬
симости  от  возмущений  переходят  в  другие  —
помпаж,  вращающийся  срыв.
 Динамическая  неустойчивость  или  пом¬
паж  ступени  компрессора.  На  предсрывном
режиме  работы  ступени  давление  за  ступе¬
нью  несколько  выше  давления  сети.  При
дальнейшем  развитии  срыва  давление  за  сту¬
пенью  резко  снижается,  а  в  сети  остается
близким  к  давлению  на  предсрывном  режи¬
ме.  При  этом  газ  начинает  двигаться  из  сети
в  ступень.  После  снижения  давление  в  сети
ступень  вновь  начинает  подавать  газ  в  сеть  и
при  определенном  расходе  опять  возникает
срыв  в  ступени  и  опять  произойдет  выбрасы¬
вание  газа  из  сети  в  ступень.  Процесс  будет
повторяться  с  определенной  частотой  коле¬
баний,  т.е.  возникает  помпаж.  Для  каждой
компрессорной  ступени  существует  опреде¬
ленное  значение  коэффициента  расхода  срп,
при  достижении  которого  ступень  входит  в
помпаж.
 Вращающийся  срыв.  В  реальных  условиях
во  входных  устройствах  компрессоров  не  все¬
гда  удается  обеспечить  равномерное  поле  по¬
тока  на  входе  в  лопаточный  аппарат.  При  на-
 Рис.  3.7.21.  Распространение  срыва  в  решетке  (а)
и  вращающийся  срыв  (б)
 рушении  осевой  симметрии  расходные  состав¬
ляющие  скорости  в  различных  точках  окруж¬
ности  будут  неодинаковыми,  и  поэтому  за
один  оборот  у  каждого  профиля  углы  атаки
будут  отклоняться  от  среднего  значения  /ср  на
±Д/.  Кроме  того,  в  решетках  ступеней  всегда
наблюдаются  местные  отклонения  формы
профилей,  углов  установки,  шага  между  ло¬
патками.  В  результате  поток  на  входе  в  сту¬
пень  становится  асимметричным,  что  может
привести  к  потере  симметричности  течения  и
появлению  вращающего  срыва.  Срывная  зона
перемещается  относительно  колеса  в  направ¬
лении,  противоположном  направлению  вра¬
щению  РК,  с  угловой  скоростью  созон  =
=  (0,2...0,6)сок,  где  созон  и  сок  —  угловая  ско¬
рость  соответственно  срывной  зоны  и  РК.
В  абсолютном  движении  направление  враще¬
ния  срывной  зоны  совпадает  с  направлением
вращения  колеса,  но  движется  с  более  низкой
скоростью:  созон  =  (0,8...0,4)сок.  Вращающейся
срыв  приводит  к  периодическом  изменениям
сил,  действующих  на  лопатки  и  к  вынужден¬
ным  их  колебаниям.
 Схема  распространения  срыва  и  появле¬
ния  вращающего  срыва  с  разным  количеством
зон  показана  на  рис.  3.7.21.
 Неустойчивые  режимы  многоступенчатого
компрессора.  Граница  устойчивой  работы  мно¬
гоступенчатого  компрессора,  как  правило,  со¬
стоит  из  трех  характерных  участков  (рис.  3.7.22),
в  каждом  из  которых  помпаж  системы  будет
обусловлен  сильным  срывом  потока  в  послед¬
ней  или  первой  ступени,  а  также  срывами  в  пер¬
вых  ступенях  и  емкостными  и  инерционными
свойствами  системы.

ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 681
 Рис.  3.7.22.  Три  участка  границы  помпажа  на
расходной  характеристике  осевого  компрессора
 На  участке  границы  устойчивой  работы
АВ  помпаж  в  системе  возникнет  из-за  срыва
потока  в  последней  ступени  ф^  =  Ф^  min,  на
участке  ВС  —  из-за  срыва  потока  в  первой
ступени  Ф1  =  Ф1  min,  на  участке  СО  —  вследст¬
вие  срывов  в  первых  ступенях,  а  также  опре¬
деленного  сочетания  инерционных  и  емкост¬
ных  свойств  системы.  Заштрихованная  об¬
ласть  между  линиями  СО  и  (ф,  =  ф,  ш)  соот¬
ветствует  области  вращающихся  срывов.  Если
при  низкой  частоте  вращения  (п  «  пр)
уменьшать  расход  по  изодроме,  начиная  с
точки  d,  то  в  точке  е  возникнет  вращающийся
срыв  в  первой  ступени,  но  компрессор  будет
работать  устойчиво  на  сеть,  несмотря  на  то,
что  (ф,  =  ф,  min).  При  дальнейшем  уменьше¬
нии  расхода  фх  <  ф1тщ  в  точке  к  наступит
помпаж  системы.
 Устранение  помпажа  и  снижение  зоны
вращающего  срыва  при  эксплуатации  компрес¬
соров.  Основными  способами  устранения
помпажа  в  осевых  компрессорах  на  пусковых
режимах  является  использование  сбросных
клапанов,  обеспечивающих  перепуск  воздуха
в  атмосферу  или  на  вход  компрессора  при
приближении  к  помпажу.  Перепуск  воздуха
существенно  увеличивает  расход  воздуха  че¬
рез  первые  ступени  и  позволяет  их  вывести
из  зоны  неустойчивой  работы.  При  этом,  как
правило,  пК  и  КПД  компрессора  повышает¬
ся.  Другими  способами  противосрывного  ре¬
гулирования  являются  использование  пово¬
ротных  НА  первых  трех-четырех  ступеней  и
применение  конструкции  компрессора  типа
«вал  в  валу».
 3.7.6. 	ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Применение  центробежных  ступеней  в  ком¬
прессорах  ГТУ.  Центробежные  ступени  находят
применение  в  качестве  концевых  ступеней
компрессоров  ГТУ  средней  и  малой  мощности.
При  пК~  10...  12  в  осевых  компрессорах  средняя
степень  повышения  давления  последних  ступе¬
ней  7сср  =  1,10...  1,08.  Для  получения  более  вы¬
сокого  значения  пК,  например  пК  =  15...20,  не¬
обходимо  в  конце  проточной  части  добавить
четыре-пять  ступеней  осевого  типа  с  7СК  =
=  1,50...  1,6.  При  этом  высоты  лопаток  этих  сту¬
пеней  становятся  очень  малыми  (/  «  15...20  мм),
а  КПД  составляет  0,84...0,85,  что  приводит  к
снижению  КПД  осевого  компрессора.  В  одной
центробежной  ступени  при  и2  =  350...370  м/с
достигается  степень  повышения  давления  л;цст  =
=  2,5...3  с  КПД  =  0,82...0,83.  Более  высокий
КПД  на  уровне  0,86  может  быть  получен  при
понижении  7СЦСТ  до  7СЦСТ  =  1,5...2.  В  этом  случае
одна  центробежная  ступень  заменит  три  —  пять
осевых  ступеней  и  осерадиальный  диффузор.
 В  компрессорах  ГТУ  в  качестве  концевых
применяют  только  одноступенчатые  центро¬
бежные  ступени.  Двухступенчатые  центробеж¬
ные  компрессоры  используются  в  ГТУ  малой
мощности  (N  <  0,5  МВт).
 Основные  конструктивные  элементы  и  уз¬
лы  одноступенчатого  центробежного  компрессо¬
ра  (рис.  3.7.23).  Корпус  компрессора  1  предна¬
значен  для  отделения  рабочей  полости  ком¬
прессора  от  окружающей  среды,  он  выполняет
также  функцию  несущей  конструкции  маши¬
ны.  В  соответствии  со  своим  назначением
корпус  должен  отвечать  определенным  требо¬
ваниям  плотности,  прочности  и  жесткости.  Он
имеет  сложную  пространственную  конфигура¬
цию,  и  поэтому  чаще  всего  выполняется  ли¬
тым  с  технологическими  и  монтажными  разъ¬
емами.  Первые  необходимы  для  простоты  по¬
лучения  отливок,  вторые  служат  для  удобства
сборки  и  разборки  компрессора.  Разъемы  мо¬
гут  быть  в  плоскостях,  как  проходящих  через
ось  машины  (например,  в  горизонтальной),
так  и  перпендикулярных  к  оси.  При  больших
размерах  отдельные  части  корпуса  могут  быть
изготовлены  штампованными  и  сварными,  что
позволяет  уменьшить  массу  конструкции.
 Рабочее  колесо  2  вместе  с  предвключен-
ным  направляющим  аппаратом  3  образует  вра¬
щающуюся  лопаточную  систему,  в  которой
осуществляется  преобразование  энергии  дви¬
гателя  в  кинетическую  энергию  направленно¬

682
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Рис.  3.7.23.  Схема  одноступенчатого  центробежного  компрессора  с  входным  направляющим  аппаратом
 го  движения  газа,  а  также  происходит  частич¬
ное  преобразование  последней  в  потенциаль¬
ную  энергию.
 Вращающийся  направляющий  аппарат
(ВрНА)  3  представляет  собой  своеобразный
осевой  венец,  предвключенный  к  рабочему
колесу,  предназначенный  для  обеспечения
безударного  входа  потока  на  лопатки  рабочего
колеса;  иногда  выполняется  как  одно  целое  с
колесом.
 Неподвижный  входной  направляющий
аппарат  (ВНА)  4,  представляющий  собой
кольцевой  венец  неподвижных  или  поворот¬
ных  лопаток,  предназначен  для  придания  по¬
току  предварительной  закрутки  перед  рабочим
колесом  и  отсутствует,  если  необходимости  в
такой  закрутке  нет.  Вместе  с  наружной  и  внут¬
ренней  обечайками  (воронками)  корпуса,  об¬
разующими  криволинейный  конфузорный
кольцевой  канал  для  подвода  рабочей  среды  к
колесу,  ВНА  образует  входное  устройство
компрессора.  Назначение  входного  устройства
состоит  в  обеспечении  равномерного  подвода
газа  и  заданного  поля  скоростей  на  входе  в
РК.  Неравномерность  потока  на  входе  в  РК
отрицательно  сказывается  на  характере  обте¬
кания  его  входных  кромок,  что  приводит  к
снижению  эффективности  работы  лопаток  и
повышению  уровня  динамических  напряже¬
ний  в  них.
 Во  входное  устройство  кроме  указанных
могут  входить  и  другие  элементы.  В  конкрет¬
ных  случаях  конструктивное  оформление
входного  устройства  может  отличаться  от  по¬
казанного  на  рис.  3.7.23.  В  частности,  если
центробежная  ступень  используется  в  качестве
последней  ступени  осецентробежного  ком¬
 прессора,  то  входной  патрубок  выполняют
осевым  с  ВНА  или  без  него  (рис.  3.7.24).
 Безлопаточный  (щелевой)  диффузор  5
(см.  рис.  3.7.23)  представляет  собой  кольцевое
пространство  за  рабочим  колесом,  образован¬
ное  боковыми  стенками  корпуса.  Он  служит
для  частичного  преобразования  кинетической
энергии  газа  за  РК  в  потенциальную  и  для  вы¬
равнивания  поля  скоростей  потока  перед  сле¬
дующим  элементом.
 Рис.  3.7.24.  Схема  центробежного  компрессора
с  осевым  входом:
 7  —  входной  осевой  патрубок  с  ВНА;  2  —  РК  с
вращающимся  предкрылком;  3  —  безлопаточ¬
ный  диффузор;  4  —  лопаточный  диффузор;
5  —  выходное  устройство

ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 683
 Лопаточный  диффузор  6  представляет  со¬
бой  радиальный  лопаточный  венец,  располо¬
женный  между  боковыми  стенками  корпуса  за
безлопаточным  диффузором.  В  нем  заканчива¬
ется  в  основном  преобразование  кинетической
энергии  газа  в  потенциальную,  происходящее  с
большей  эффективностью,  чем  в  безлопаточ-
ном  диффузоре.  Поэтому  при  использовании
лопаточного  диффузора  на  него  возлагается  в
основном  преобразование  энергии  газа.
 Выходное  устройство  7  состоит  из  сбор¬
ной  камеры  (улитки)  и  концевого  диффузора.
Улитка  является  наиболее  распространенным
выходным  устройством  центробежных  ком¬
прессоров  общего  назначения.  В  центробеж¬
ных  компрессорах  ГТУ  в  качестве  выходного
устройства  применяют  также  коленообразные
патрубки  1  (рис.  3.7.25).  Часть  лопаток  диф¬
фузора  2  выполняет  функцию  разделителей
потока  между  отдельными  патрубками.  Число
лопаток  диффузора  выбирают  из  условия,
чтобы  количество  каналов,  ограниченных  ос¬
новными  лопатками,  было  равно  числу  камер
сгорания.
 Уплотнения  8  (см.  рис.  3.7.23)  уменьша¬
ют  протечки  через  зазоры  между  вращающи¬
мися  и  неподвижными  элементами  или  разоб¬
щают  полости  компрессора  с  окружающей
средой.  Центробежные  компрессоры  являются
высокооборотными  машинами.  При  высоких
окружных  скоростях  уплотняемых  элементов  в
газообразной  среде  практически  невозможно
обеспечить  длительную  надежную  работу
обычных  контактных  уплотнений  сальниково¬
го  и  манжетного  типов.  Поэтому  в  центробеж¬
ных  компрессорах  обычно  используют  бескон¬
тактные  лабиринтные  уплотнения.  В  настоя¬
щее  время  распространены  контактные  уплот¬
нения  с  графитовыми  кольцами.
 В  центробежных  компрессорах  ГТУ  при¬
меняются  те  же  подшипники  9,  что  и  в  основ¬
ном  осевом  компрессоре.
 Выбор  скорости  са  на  входе  в  РК  и  окруж¬
ной  скорости  н2.  В  современных  центробежных
компрессорах  скорость  са  >  100...  150  м/с.  Од¬
нако  при  высокой  скорости  са  растут  гидрав¬
лические  потери  во  входном  устройстве  и  чис¬
ло  Mwl  в  относительном  движении  на  входе  в
колесо.  При  выборе  скорости  са  на  входе  в  РК
следует  иметь  в  виду,  что  увеличенное  значе¬
ние  са  при  заданном  расходе  G  ведет  к  сокра¬
щению  габаритных  размеров.
 Предельное  значение  окружной  скорости
и2  на  диаметре  колеса  d2  определяется  прочно¬
стью  материала  диска  колеса:
 500  м/с  для  стальных  колес;
 550...600  м/с  для  колес  из  сплавов  на  ос¬
нове  алюминия;
 680  м/с  для  колес  из  титана.
 При  таких  значениях  и2  относительная
скорость  Wj  на  диаметре  dx  при  нормальных
условиях  на  всасе  может  превысить  скорость
звука,  Mwl  >  1.  При  этом  в  каналах  рабочего
колеса  возникают  скачки  уплотнения,  что
приводит  к  ухудшению  обтекания  профилей.
В  связи  с  этим  должно  выполняться  условие
Mwl  <  1.  Обычно  принимают  MwX  <  0,85...0,9.
Если  расчетное  значение  больше  указанного,
то  принимаются  меры  для  снижения  vv1  введе¬
нием  предварительной  закрутки  сиХ  потока  по
направлению  вращения  рабочего  колеса.  Это
обеспечивается  установкой  во  входном  уст¬
ройстве  ВНА,  расположенного  радиально.
 Треугольники  скоростей  без  предвари¬
тельной  закрутки  и  с  предварительной  закрут¬
кой  показаны  на  рис.  3.7.26.  Наиболее  широко
применяется  закрутка  ВНА  по  закону  свобод¬
ного  вихря,  cur  =  const,  которая  позволяет  со-
 Рис.  3.7.25.  Лопаточный  диффузор  и  выходные  патрубки  центробежного  компрессора  ГТУ

684
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Рис.  3.7.26.  Треугольники  скоростей  газа
на  входе  в  РК  центробежного  компрессора:
 а  —  без  предварительной  закрутки  (и0  —  ско¬
рость  на  диаметре  d0;  их  —  скорость  на  диамет¬
ре  dx);  б  —  с  предварительной  закруткой  потока
 хранить  постоянной  по  радиусу  скорость  са.
Однако  при  этом  чрезмерно  возрастает  сиХ  на
втулке,  поэтому  приходится  ограничивать  за¬
крутку  потока  (си1)  на  периферии.  При  закрут¬
ке  по  закону  твердого  тела  си1  =  const/r  ско¬
рость  са  изменяется  по  радиусу:  уменьшается  к
периферии  и  увеличивается  к  втулке.  Тип  за¬
крутки  В  НА  определяется  в  процессе  проекти¬
рования  для  обеспечения  умеренных  чисел
Mwl  на  периферии  при  заданных  значениях
расхода  и  частоты  вращения.
 Потери  энергии  оцениваются  с  использо¬
ванием  коэффициента  потерь  входного  уст¬
ройства
 (3.7.57)
 где  Ар  —  потери  полного  давления  от  входа  00
до  сечения  11  (см.  рис.  3.7.23).
 В  зависимости  от  конструкции  входного
устройства  для  центробежных  компрессоров
ГТУ  рекомендуются  следующие  коэффициен¬
ты  потерь  £вх:
 0,008...0,03  для  осевых  патрубков  про¬
стейшего  типа  и  радиальных  осесимметрич¬
ных  патрубков  без  предварительной  закрутки;
 0,02...0,07  для  усложненной  конструкции
осесимметричного  патрубка  с  ВНА;
 0,1...0,2  для  коленообразных  патрубков.
Показатель  политропы  для  входного  уст¬
ройства  находится  из  выражения:
 п
п-1
 Площадь  проходного  сечения  на  выходе
из  входного  устройства  определяется  из  урав¬
нения  расхода:
 (3.7.59)
 где  Yj  определяется  из  уравнения  состояния;
са1  —  заданная  средняя  скорость.
 Диаметры  d{  и  d0  получают  только  после
расчета  рабочего  колеса.
 Задавая  значения  средней  са  вдоль  задан¬
ной  средней  линии  входного  устройства,  вы¬
полняют  профилирование  меридионального
сечения  входного  патрубка.
 Рабочее  колесо.  Вращающийся  направляю¬
щий  аппарат  является  входной  частью  РК.  Для
уменьшения  потерь,  связаных  с  ударом  потока  в
лопатки  ВрНА,  его  входную  часть  изгибают  та¬
ким  образом  (см.  рис.  3.7.26),  чтобы  обеспечить
углы  атаки  /  =  2...4°,  где  /  =  р1л  —  Р^
 Этот  аппарат  выполняет  также  функцию
повышения  давления  вследствие  уменьшения
скорости  относительного  движения  от  входа  к
выходу.  Для  обеспечения  сравнительно  боль¬
ших  углов  поворота  потока  Ар  =  (90  -  р,)  не¬
обходимо  выбрать  оптимальную  густоту  рас¬
положения  лопаток,  для  чего  привлекаются
данные  по  решеткам  осевых  компрессоров.
 Типы  рабочих  колес.  В  зависимости  от
формы  меридионального  сечения  РК  могут
быть  закрытыми,  полуоткрытыми  и  открыты¬
ми  с  односторонним  или  двусторонним  всасы¬
ванием  (рис.  3.7.27)  [1,  2].  По  типу  лопаток
различаются  колеса  РК  (рис.  3.7.28):  с  лопат¬
ками,  загнутыми  назад  против  вращения,  с  ра¬
диальными  лопатками  и  с  лопатками,  загну¬
тыми  вперед  по  вращению  рабочего  колеса.
 Наличие  переднего  покрывающего  диска
в  РК  закрытого  типа  позволяет  изолировать
течение  в  канале  от  газа,  находящегося  в  зазо¬
ре  между  корпусом  и  колесом,  и,  тем  самым,
получить  более  высокий  КПД.  Однако  закры-

ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 685
 Рис.  3.7.27.  Меридиональные  сечения  РК
центробежного  компрессора  одностороннего
всасывания:
 а  —  закрытое;  б  —  полуоткрытое;  в  —  открытое
(без  входного  вращающегося  аппарата)
 тые  РК  сложны  в  изготовлении  и  по  условиям
прочности  могут  применяться  до  и2  ~  300  м/с.
Весьма  просты  в  изготовлении  колеса  откры¬
того  типа,  у  которых  отсутствуют  покрываю¬
щий  и  рабочий  диски.  Однако  низкая  эконо¬
мичность  и  недостаточная  прочность  крепле¬
ния  лопаток  открытых  колес  ограничивают  их
применение.
 Колеса  полуоткрытого  типа  по  этим  при¬
знакам  занимают  промежуточное  положение.
Наличие  рабочего  диска  обеспечивает  большую
прочность  лопаток,  а  отсутствие  покрывающе¬
го  диска  у  колеса  с  загнутыми  назад  лопатками
позволяет  иметь  более  высокий  КПД,  но  низ¬
кую  напорность  в  сравнении  с  колесами  других
типов.
 Колеса  с  загнутыми  вперед  лопатками
являются  наиболее  высоконапорными,  но  на¬
личие  развитых  срывных  зон  обусловливает
низкие  значения  КПД.  Кроме  того,  в  таких
колесах  возникают  центробежные  силы,  стре¬
мящиеся  распрямить  лопатку.  При  этом  в  за¬
делке  лопатки  возникают  дополнительные  на¬
пряжения,  что  ограничивает  окружную  ско¬
рость  этих  колес.
 В  центробежных  компрессорах  ГТУ  наи¬
большее  применение  получили  колеса  полуот¬
 крытого  типа  с  радиальными  лопатками  [20,
86].  Они  позволяют  получить  высокие  напоры
вследствие  высоких  и2  при  достаточно  высо¬
ком  КПД.  Момент  внешних  сил,  приложен¬
ных  к  рабочему  колесу,
 U  1ср  Ср/:
 где  си2  и  си1ср  —  окружная  проекция  скорости  в
сечениях  соответственно  на  выходе  и  средняя
на  входе;  G  —  секундный  массовый  расход  газа
через  колесо;  гср  —  средний  геометрический
радиус.
 Внутренний  момент  сил
 G(cu2r  ^wlcp^cp)  -^тр  в>  (3.7.61)
 где  Mjp  в  —  момент  сил  трения  и  вентиляции.
 Внутренняя  работа,  отнесенная  к  1  кг  га¬
за  и  затраченная  на  вращение  рабочего  колеса,
 h  ~  (си2^2  ~  Cwlcpwlcp) 	^тр.в>  (3.7.62)
 Первое  слагаемое  представляет  собою  тео¬
ретический  напор  Нт.  Как  известно,  коэффици¬
ент  теоретического  напора  равен  \j/T  =  Нт
Удельная  работа  трения  и  вентиляции
 Jul
 Vb  “  ^Tp.B°V  G  -  ^трв/<Я  (3.7.63)
где  TVjpg  определяется  с  помощью  формулы
А.  Стодолы,  кВт;  =  10_6ру2^|г/з;  р  —  ко¬
эффициент,  зависящий  от  типа  колеса,  коэф¬
фициента  трения  и  числа  .  Для  колес  полуот¬
крытого  типа  р  =  2...4.
 Выразив  G  из  уравнения  неравномерно¬
сти  (3.7.63),  получим
 где  а  тр  в  —  коэффициент  потерь  на  трение  и
вентиляцию.
 Учитывая,  что  обычно  сг2  «  са1,
 1
 Рис.  3.7.28.  Типы  лопаток  РК  центробежного  компрессора:
 а  —  загнутые  назад;  б  —  радиальные;  в  —  загнутые  вперед  по  вращению

686
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Величина  саХ/и2  —  критерий  устойчиво¬
сти  потока.
 Для  приводных  центробежных  нагнетате¬
лей  а^и  =  0,04...0,08,  для  компрессоров  ГТУ
а1рв  =  0,ОЗ...0.05.
 Для  РК  с  радиальными  лопатками  без
предварительной  закрутки  внутренняя  затра¬
ченная  работа
 /,-=(М.  +  атрв)«22, 	(3.7.65)
 где  [i  =  си2/и2  —  коэффициент  уменьшения
циркуляции
 В  центробежных  компрессорах  понятие  о
степени  реактивности  [86]  подобно  понятию
степени  реактивности  для  осевых  компрессо¬
ров:
 рк=^1 	(3.7.66)
 нт
 где  f  —  —  работа  сжатия  в  колесе  без  учета  по-
 1 	Y
терь.
 Величина  Нг  выражается  также  по  фор¬
муле  (3.7.6).  Тогда  степень  реактивности
 а  при  отсутствии  закрутки  на  входе  (си{  =  0)
 При  сг2  =  сг1  получим  выражение  для  ки¬
нематической  степени  реактивности:
 Рк=1-С-Т+С-1, 	<3-7-68)
 2 	и2
 (3.7.109)
 где  Нт  =  Нт  Iи\.
 В  колесе  с  радиальными  лопатками  и  с
бесконечно  большим  числом  лопаток  р2  =  90°
и  рк  =  0,5,  так  как  си2  =  и2  и  НГоо  =  1.
 Влияние  конечного  числа  лопаток.  Абсо¬
лютное  движение  частицы  в  канале  колес  рас¬
сматривается  как  переносное  движение  со
скоростью  и  =  cor  и  относительное  в  канале
РК.  Относительное  движение  состоит  из  двух
компонентов:
 1) 	относительного  движения  массы  газа,
связанного  с  расходной  составляющей  wr2  в
канале  без  вращения  (рис.  3.7.29,  а);
 2) 	относительного  движения,  вызванного
наличием  кориолисовой  силы  при  вращении
колеса  при  условии  G  =  0  и  со  Ф  0  (рис.  3.7.29,  б).
 Результирующая  эпюра  скоростей  полу¬
чается  наложением  эпюр  относительных  ско¬
ростей  (рис.  3.7.29,  в).  Распределение  относи¬
тельных  скоростей  получается  неравномер¬
ным,  скорости  увеличиваются  от  рабочей  сто¬
роны  лопатки  к  нерабочей.  Перекос  эпюр  w
распространяется  и  на  выходное  сечение  с  ра¬
диусом  гъ  вызывая  отклонение  потока  на  вы¬
ходе  канала  в  сторону,  противоположную  вра¬
щению  колеса.  В  выходном  сечении  скорость
w2  =  wr2  +  н’ц2  отклоняется  от  радиального  на¬
правления  на  угол  угол  отставания  62.
 На  рис.  3.7.30  показаны  эпюры  давлений
и  скоростей  в  канале  РК  с  радиальными  ло-
 Рис.  3.7.29.  Относительное  движение  газа  в  канале  РК  центробежного  компрессора:
 а  —  расходная  составляющая;  б  —  циркуляционная  составляющая;  в  —  результирующая  эпюра
 скоростей

ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 687
 Рис.  3.7.30.  Распределение  относительных  ско¬
ростей  и  давлений  в  канале  центробежного  РК
 патками.  Большие  значения  давления  отмече¬
ны  знаком  «+»,  меньшие  —  знаком  «—».
 Треугольники  скоростей  на  выходе  из  РК
для  бесконечно  большого  (штриховые  линии)
и  конечного  числа  лопаток  (сплошные)  пока¬
заны  на  рис.  3.7.31.
 При  отсутствии  обратной  циркуляции
поток  не  отклоняется  от  радиального  направ¬
ления,  абсолютная  скорость  достигает  значе¬
ния  с2оо,  а  ее  окружная  составляющая  си2оо  =  и2.
Обратная  циркуляция  в  канале  уменьшает  ок¬
ружную  составляющую  абсолютной  скорости
на  выходе  из  РК  от  си2оо  до  си2.  Это  уменьше¬
ние  принято  характеризовать  коэффициентом
мощности,  или  коэффициентом  уменьшения
циркуляции  [i  =  си2/си2оо,  а  для  РК  с  радиаль¬
ными  лопатками  =  си2/и2.
 Коэффициент  мощности  является  важ¬
ной  энергетической  характеристикой  колеса.
Для  колес  с  радиальными  лопатками  хорошая
сходимость  с  опытными  данными  получается
по  формуле  П.Н.  Казанджана:
 Рис.  3.7.31.  Треугольники  скоростей  на  выходе
из  РК  центробежного  компрессора
 где  Zpk.  —  число  лопаток  РК;  г1ср  —  средний
геометрический  радиус  входа.
 Для  существующих  конструкций  колес
компрессоров  ГТУ  число  лопаток  РК  обычно
£рк  =  16...30,  причем  желательное  максималь¬
ное  значение  гРК  ограничено  допустимым  за¬
громождением  площади  проходного  сечения
на  входе  в  колесо  и  технологическими  трудно¬
стями,  связанными  с  изготовлением  чрезмер¬
но  узких  межлопаточных  каналов  в  области
втулочных  сечений  [22].  Чаще  всего  £ркшах  вы¬
бирают  так,  чтобы  на  втулке  шаг  лопаток
удовлетворял  условию
 t0  =  nd/zpK  ^  8...9  мм.
 Часто  окружность  радиуса  dXcp  характери¬
зуют  относительным  диаметром,  принимая  в
качестве  характерного  размера  наружный  диа¬
метр  РК:
 4 	Ср  _  \(dl/d1)1  +  (d0/dj'
d2  v  2
 (3.7.68)
 Установленные  опытом  оптимальные
диапазоны  изменения  относительных  диамет¬
ров  в  этой  формуле  следующие:  dx  =  dx/d2  =
=  0,45...0,65;  d0  =  d0/d2  =  0,15...0,25.
 Конкретные  значения  относительных
диаметров  зависят  от  требуемых  характери¬
стик  колеса:  для  высоконапорных  и  малорас¬
ходных  РКцелесообразно  принимать  меньшие
значения  dx,  т.е.  получать  более  вытянутую
вдоль  радиуса  в  меридиональном  сечении
форму  канала,  для  низконапорных  РК  боль¬
шой  производительности  —  большие  значения
dx.  Обычно  для  колес  с  радиальными  лопатка¬
ми  [i  =  0,88...0,93.
 По  опытным  данным  для  колес  с  радиаль¬
ными  лопатками  наиболее  благоприятные  зна¬
чения  коэффициента  расхода  по  скорости  с2г:
 Ф2г  =  с2г/«2  =  о,  16...0,22, 	(3.7.69)
 а  для  коэффициента  сХа/и2  (критерия  устойчи¬
вости  потока)
 сХа/и2  =  0,25...0,35. 	(3.7.70)
 Определяющим  размером  РК  считается
его  наружный  диаметр,  который  определяется
из  выражения  (3.7.59):

688
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 а  на  выходе  без  учета  загромождения
 ^2  =  G/(nd2p2c2r). 	(3.7.73)
 По  опытным  данным  величина  b2/d2  =
=  0,04...0,08.
 Профилирование  меридионального  сече¬
ния  колеса  производится  одним  из  известных
способов.
 Выбор  параметров  диффузоров  [22,  86].
Безлопаточный  и  лопаточный  диффузоры  слу¬
жат  для  преобразования  кинетической  энер¬
гии  газа  на  выходе  из  колеса  в  потенциальную.
В  современных  компрессорах  абсолютная  ско¬
рость  газа  на  выходе  из  РК  может  достигать
500  м/с,  поэтому  скорость  за  колесом  должна
быть  снижена  в  диффузорах  до  скорости  на
выходе  из  компрессора  ск.
 Безлопаточный  диффузор.  Обозначим  ин¬
дексом  «2»  величины  на  выходе  из  РК,  а  ин¬
дексом  «3»  —  на  выходе  из  безлопаточного
диффузора.  Изменения  площадей  безлопаточ¬
ного  диффузора  (F  —  2nrb3)  осуществляется  за
счет  увеличения  радиуса  от  входного  сечения
до  выходного,  а  также  изменением  Ьъ  =  Ьъ(г).
Течение  в  безлопаточном  диффузоре  показано
на  рис.  3.7.32.  Если  пренебречь  трением,  то  в
диффузоре
 cuR  =  const. 	(3.7.74)
 Средняя  радиальная  скорость  из  уравне¬
ния  расхода
 G
 Cr  2nRby’
 где  b  —  ширина  диффузора;  G  —  расход  возду¬
ха  через  компрессор.
 Если  принять  bp  =  const,  что  соответствует
сходящимся  стенкам  или  b  =  const  и  р  =  const
для  параллельных  стенок,  то
 c,R  =  const. 	(3.7.75)
 Из  уравнений  (3.7.74)  и  (3.7.75)  следует
 cr/cu  =  tga  =  const.
 Следовательно,  без  учета  трения  и  изме¬
нения  плотности  (при  b  =  const)  траектория
движения  будет  логарифмической  спиралью:
 где  0  —  текущая  угловая  координата  движу¬
щейся  точки;  a  —  угол  подъема  спирали.
 В  действительности  вследствие  влияния
трения  окружная  составляющая  скорости  бу¬
дет  уменьшаться  быстрее,  чем  по  уравнению
(3.7.74).  Условие  Ьр  =  const,  соответствующее
сходящимся  стенкам,  требует  увеличения  диа¬
метра  диффузора  и  редко  применяется.  В  слу¬
чае  b  —  const  радиальная  скорость  не  будет
подчиняться  уравнению  (3.7.75)  из-за  измене¬
ния  плотности.  Поэтому  траектория  действи¬
тельного  потока  будет  отклоняться  от  лога¬
рифмической  спирали,  особенно  в  области
вне  ядра  потока,  где  влияние  трения  проявля¬
ется  сильнее.
 Траектория  движения  частицы  газа  при
малых  углах  а2  =  14...  16°  имеет  значительную
длину  в  заданном  изменении  г  от  г2  до  г3.  При
таком  а2  длина  траектории
 s  =]dS  =]—  =  ^~-И  =  4д.  (3.7.76)
 2 	2  si1106  sina
 Рис.  3.7.32.  Схема  безлопаточного  диффузора  центробежного  компрессора  и  траектория  частиц  газа
 при  течении  без  трения

ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ 	689
 При  5  =  12...30  мм  протяженность  линии
тока  S  =  45  =  4(12...30)  =  48...120  мм.
 Движение  газа  по  длинной  траектории  в
безлопаточном  диффузоре  в  потоке  с  трением
сопряжено  с  большими  гидравлическими  по¬
терями,  что  является  одной  из  главных  причин
его  невысокой  эффективности.
 Применение  безлопаточного  диффузора
расширяет  диапазон  устойчивой  работы  всего
компрессора,  так  как  при  значительном  изме¬
нении  расхода  не  происходит  существенного
увеличения  потерь  энергии  и  изменения  ха¬
рактеристики.
 Угол  ос2  обычно  невелик,  и  на  расчетном
режиме  а2  =  14...  16°  минимальное  значение
а2  =  12...  14°.  При  этом  длина  траектории  при¬
близительно  в  4  раза  превышает  радиальную
протяженность  диффузора.  Поэтому  относи¬
тельную  радиальную  протяженность  безлопа¬
точного  диффузора  ограничивают  значениями
R3/R2  =  1,05...  1,15,  возлагая  на  него  функции
снижения  чисел  Мъ  и  некоторого  выравнива¬
ния  потока  на  входе  в  лопаточный  диффузор,
от  чего  существенно  зависит  эффективность
последнего.
 С  ростом  подачи  компрессора  на  расчет¬
ном  режиме  угол  а2  увеличивается  и  может
достигать  а2  =  18...20°.  В  этом  случае  эффек¬
тивность  безлопаточного  диффузора  возрастет,
но  все  же  нельзя  считать  целесообразным  уве¬
личение  относительной  радиальной  протяжен¬
ности  безлопаточного  диффузора  R3  /R2  >  1,15,
так  как  его  степень  расширения  при  этом  воз¬
растает  медленней,  чем  габаритные  размеры,  и
в  этом  случае  становится  выгоднее  использо¬
вать  лопаточный  диффузор.  Если  применяется
лопаточный  диффузор  и  на  выходе  из  колеса
 течение  газа  дозвуковое,  т.е.  Мс2  <  0,85,  то  ра¬
диальную  протяженность  щелевого  диффузора
выбирают  в  пределах  5  =  12...30  мм.
 Лопаточный  диффузор.  Небольшой  щеле¬
вой  диффузор  между  РК  и  лопаточным  диффу¬
зором  служит  для  выравнивания  потока  на  его
входе  и  должен  обеспечивать  условие  Мс2  <  0,85.
 Обозначим  индексом  «3»  величины  на
входе  в  лопаточный  диффузор,  а  индексом  «4»
на  выходе  из  него.  В  лопаточном  диффузоре
из-за  воздействия  лопаток  поток  не  подчиняет¬
ся  закону  cur  =  const  и  окружная  составляющая
снижается  более  интенсивно,  чем  в  безлопа¬
точном  диффузоре  (рис.  3.7.33).  На  входе  в  ло¬
паточный  диффузор  угол  потока  а3=  12...18°,  a
на  выходе  из  него  ос4  =  25...30°.  Отношение
диаметра  выхода  к  диаметру  входа  составляет
D4/D3  =  1,25...  1,35.  Если  принять  ширину  диф¬
фузора  b  =  const,  то  отношение  проходных  се¬
чений  в  диффузоре
 Fa  _  D4  sina4
F3  D3  sina3
 Если  принять  D4/D3  =  1,25,  a4  =  30°  и
a3  =  15°,  to  F4/F3  -  2,5.  В  безлопаточном  диф¬
фузоре  такой  же  радиальной  протяженностью
при  а3  ~  а4  отношение  проходных  сечений  со¬
ставляет  всего  1,25  и,  следовательно,  уменьше¬
ние  скоростей  и  повышение  давления  значи¬
тельно  меньше.
 В  центробежных  компрессорах  обычно
число  лопаток  диффузора  zR  =  9...30.  При  увели¬
чении  zR  возрастают  потери  на  трение,  но
уменьшается  угол  расширения.  Уменьшение
числа  лопаток  при  данном  D4/D3  лимитируется
углом  расширения,  который  в  основном  опреде-
 Рис.  3.7.33.  Безлопаточный  и  лопаточный  диффузоры  центробежного  компрессора

690
 Глава  3.7.  ОСЕВЫЕ  И  ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 Рис.  3.7.34.  Углы  расширения  лопаточного
диффузора  с  криволинейной  осью
 ляет  значение  zR.  В  лопаточном  диффузоре  с
криволинейной  осью  под  углом  расширения  в
данном  сечении  понимают  угол  между  касатель¬
ными  к  стенкам  лопаток,  проведенными  в  точ¬
ках  пересечения  со  стенками  нормалей  к  лини¬
ям  токов  (рис.  3.7.34).  С  достаточным  прибли¬
жением  указанные  точки  определяются  путем
проведения  окружностей,  вписанных  в  канал.
 Поскольку  угол  расширения  переменный
вдоль  диффузора,  принято  рассматривать
средний  угол  0ср  =  (03  +  04)/2,  который  жела¬
тельно  иметь  0ср  <  8...  10°.
 При  испытании  диффузоров  установлено,
что  на  некоторых  режимах  происходит  «запи¬
рание»  диффузора  вследствие  того,  что  сужение
потока  лопатками,  а  также  кривизна  линий  то¬
ка  приводят  к  увеличению  скорости  у  передней
кромки  лопатки  и  образованию  местной  сверх¬
звуковой  зоны,  которая,  расширяясь,  заполняет
все  сечение.  Для  устранения  этого  явления  це¬
лесообразно  укорочение  части  лопаток,  а  также
их  утонение,  что  позволяет  увеличить  мини¬
мальное  сечение  диффузора.
 Углы  потока  на  входе  в  диффузор  и  углы
атаки  существенно  влияют  на  работу  диффу¬
зора.  Угол  атаки  (см.  рис.  3.7.33)  /  =  а3-а3.
При  малых  расходах  а3  <  а3  и  углы  атаки  по¬
ложительные.  С  увеличением  расхода  угол
возрастает  и  угол  атаки,  переходя  через  нуле¬
вое  значение,  становится  отрицательным.
 Угол  изгиба  профиля  равен  разности  ло¬
паточных  углов  на  выходе  и  входе  диффузора:
Аа  =  а4-а3.  Оптимальные  значения  Аа  =
=  13...  18°.
 Лопатки  диффузора  выполняют  со  сред¬
ней  линией  в  виде  дуги  окружности  одного  ра¬
диуса  или  нескольких  радиусов.  Полученную
среднюю  линию  одевают  профилем  постоян¬
ной  толщины  с  закругленной  входной  кромкой
или  аэродинамическими  профилями.  Число
лопаток  диффузора  не  должно  совпадать  с  чис¬
лом  лопаток  колес  во  избежание  резонансов.
 Диффузор  может  быть  выполнен  в  виде
нескольких  малоканальных  диффузоров.  По¬
ток  после  колеса  разделяется  на  небольшое
число  (четыре  —  семь)  прямоосных  диффузо¬
ров  круглого  или  прямоугольного  сечения.
 Показатель  политропы  сжатия  для  лопа¬
точного  диффузора  можно  применять  в  диапа¬
зоне  пт  =  1,6...1,7,  коэффициент  трения  кана¬
ла  ^  =  0,ОЗ...0,04.
 Расчет  выходного  устройства  [22,  71,  86].
Классическим  выходным  устройством,  в  кото¬
ром  происходит  достаточно  заметное  повыше¬
ние  давления,  является  сборная  улитка,  кото¬
рая  охватывает  по  спирали  диффузор  (лопа¬
точный  или  безлопаточый)  по  всему  перимет¬
ру  (рис.  3.7.35).
 Можно  выполнить  две  или  п  улиток,  каж¬
дая  из  которых  будет  охватывать  2я/2  или  2п/п
 Рис.  3.7.35.  Сборные  улитки  и  формы  их  поперечных  сечений:
 а  —  одинарная;  б  —  двойная;  в  —  спиральная  с  грушевидным  сечением;  г  —  спиральная  с  круглым
 сечением;  д  —  несимметричная

ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ  КОМПРЕССОРЫ
 691
 частей  периметра  диффузора.  Поперечные  се¬
чения  улитки  могут  иметь  различную  форму:
симметричную  или  несимметричную  относительно
оси  диффузора.
 При  построении  улитки  принимается  ряд
условий:
 1) 	окружные  составляющие  скорости  в
улитке  следуют  закону  постоянства  циркуляции:
 cuR  =  К  =  const, 	(3.7.77)
 где  К  определяется  по  циркуляции  на  выходе
из  лопаточногоили  безлопаточного  диффузора
(К  =  cuARA  или  К  =  cu3R3);
 2) 	колесо  и  диффузор  выдают  поток  газа
равномерно  по  окружности,  следовательно,
через  каждое  поперечное  сечение  улитки  про¬
ходит  количество  воздуха,  пропорциональное
углу  ф,  отсчитываемому  от  теоретического  на¬
чала  улитки.  Из  этого  условия  следует,  что
 ^  Gn
 2к
 Ф>
 (3.7.78)
 где  GB  —  расход  на  выходе  из  улитки.
 На  расчетном  режиме  средняя  по  попереч¬
ному  сечению  улитки  скорость  сср  постоянна
вдоль  улитки.  Ввиду  этого  распределение  давле¬
ний  и  величина  циркуляции  постоянны  вдоль
средней  линии  улитки.  При  отклонении  режима
от  расчетного  возникает  окружная  неравномер¬
ность  давлений,  которая  вызывает  снижение
КПД,  появление  вибрации  РК  и  поперечной
силы,  воздействующей  на  ротор  компрессора.
 Для  улитки  с  круглым  поперечным  сечени¬
ем  (рис.  3.7.35,  г),  расход  воздуха  через  попереч¬
ное  сечение  с  учетом  постоянства  циркуляции
 где  р3  —  плотность  воздуха  на  выходе  из  без¬
лопаточного  диффузора.
 Для  случая,  когда  улитка  поставлена  по¬
сле  безлопаточного  диффузора,  радиус:
 Выходную  скорость  обычно  принимают
ск  =  40...60  м/с.
 Давление  на  выходе  находят  из  уравне¬
ния  политропы:
 где  величины  ръ  и  Т3  известны  из  расчета  пре¬
дыдущего  диффузора;  индекс  «у»  означает,  что
величина  относится  к  улитке.
 Показатель  политропы
 п
 ту
 /у  k-1  R(TK-T3)
 Потери  в  улитке
 2л: 	^,2
 4у=НтРУ^’
 о 	4г
 где  dS  —  длина  средней  линии  улитки;  ^  у  —
коэффициент  трения;  5трУ  =  0,01...0,025.
 Плотность  газа  на  выходе  из  компрессора
 рк  =Pk/RTk.
 Площадь  проходного  сечения  на  срезе
выходного  диффузора
 FK  =  <7./(РА)-
 Построение  наружной  образующей  спи¬
ральной  камеры  выполняется  обычно  по  лога-
 П/По
 Рис.  3.7.36.  Влияние  типа  улитки  на  показатели
работы  центробежного  компрессора:
 а  —  симметричной;  б  —  свернутой
 Задаваясь  значением  ф,  можно  найти  ра¬
диус  поперечного  сечения  улитки.
 Температура  на  выходе  из  компрессора
(улитки)

692
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 рифмической  спирали  или  каким-либо  другим
способом  (метод  «квадрата»  и  др.).
 Тип  улитки  оказывает  существенное
влияние  на  показатели  работы  компрессора.
В  последнее  время  несимметричные  или  свер¬
нутые  на  бок  улитки,  а  также  сборные  камеры
находят  все  большее  применение.  В  симмет¬
ричной  улитке  возникают  два  вихревых  шну¬
ра,  а  в  несимметричной  —  один  центральный
вихрь,  что  обусловливает  меньшие  потери  в
последней  (рис.  3.7.36).
 Глава  3.8
КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 Привлекательные  стороны  ГТД  (простота
устройства,  компактность,  отсутствие  возврат¬
но-поступательных  движений,  приемлемые
экономические  и  экологические  показатели)  и
перспектива  их  совершенствования  невозмож¬
ны  без  целесообразно  организованного  про¬
цесса  сжигания  топлива.  Камера  сгорания  в
ГТУ  (рис.  3.8.1)  —  это  устройство  для  рацио¬
нального  превращения  химической  энергии
топлива  в  тепловую  энергию  рабочего  тела.
Наряду  с  компрессором  и  газовой  турбиной
камера  сгорания  составляет  триединую  основу
любого  ГТД.
 3.8.1. 	КОНСТРУКТИВНЫЕ  СХЕМЫ,  ТИПЫ
И  ХАРАКТЕРИСТИКИ  КАМЕР  СГОРАНИЯ
 Эволюция  схем  камеры  сгорания.  Про¬
стейшая  камера  сгорания  (рис.  3.8.2,  а)  —  пря¬
мой  цилиндрический  канал,  соединяющий
компрессор  с  турбиной,  непригодна  для  ГТУ
ввиду  недопустимо  больших  потерь  давления,
которые  обусловлены  подводом  теплоты  (го¬
рением)  и  в  общем  пропорциональны  скоро¬
сти  воздушного  потока  в  квадрате.  Поскольку
скорость  воздуха  на  выходе  из  компрессора
составляет  100  м/с  или  более,  потери  давления
при  этом  могут  достигать  1/4  общего  повыше¬
ния  давления  в  компрессоре.
 Для  снижения  потерь  давления  до  прием¬
лемого  уровня  используют  диффузор  —  уча¬
сток  трубопровода  с  постепенно  увеличиваю¬
щимся  поперечным  сечением,  на  котором
скорость  воздуха  снижается  приблизительно  в
5  раз  (рис.  3.8.2,  б).  Для  предотвращения  сры¬
ва  пламени  и  поддержания  устойчивого  горе¬
ния  необходим  постоянный  источник  воспла-
 Рис.  3.8.1.  Камера  сгорания  ГТУ:
 а  —  секция  с  одногорелочным  фронтовым  уст¬
ройством;  б  —  многогорелочное  фронтовое  уст¬
ройство
 менения  топлива.  Такого  эффекта  можно  дос¬
тичь,  если  организовать  обратное  течение  горя¬
щих  газообразных  продуктов  химических  реак¬
ций  к  месту  подачи  топлива.  На  рис.  3.8.2,  в
показано,  как  можно  достичь  такого  результа¬
та  посредством  установки  пластины  поперек
потока.  Здесь  стабилизатором  пламени  являет¬
ся  поперечная  пластина,  которая  является
плохо  обтекаемым  телом.  Стабилизация  пла¬
мени  может  быть  достигнута  и  усилена  другим
путем,  например,  с  помощью  поперечной  пла¬
стины  и  перфорированной  пламенной  трубы
(рис.  3.8.2,  г).  Название  «пламенная  труба»  за¬
ключает  в  себе  зону,  в  которой  в  пламени  сго¬
рает  топливо  и  формируется  поток  рабочего
тела  перед  входом  его  в  турбину.  В  пламенной
трубе  создается  зона  малых  скоростей,  в  кото¬
рой  процесс  горения  поддерживается  цирку¬
ляционным  течением  продуктов  сгорания,  не¬
прерывно  поджигающим  поступающую  в  ка¬
меру  свежую  топливовоздушную  смесь.  Избы¬

КОНСТРУКТИВНЫЕ  СХЕМЫ,  ТИПЫ  И  ХАРАКТЕРИСТИКИ  КАМЕР  СГОРАНИЯ  693
 точная  часть  воздуха  вводится  в  пламенную
трубу  за  зоной  горения  и  перемешивается  с  го¬
рячими  продуктами  сгорания,  понижая,  таким
образом,  их  температуру  до  приемлемого  для
газовой  турбины  уровня.
 Эффективным  и  широко  применяемым
приемом  стабилизации  пламени  в  камерах  сго¬
рания  ГТУ  является  использование  заверите¬
лей  воздуха  4  (рис.  3.8.2,  д),  который  создает
развитую  устойчивую  зону  обратного  течения
высокотемпературных  продуктов  горения,  что
обеспечивает  надежное  зажигание  и  поддержку
горения  в  широком  диапазоне  нагрузок  ГТУ.
 Приведенные  на  рис.  3.8.2  схемы  показы¬
вают  логическое  развитие  принципа  организа¬
ции  рабочего  процесса  в  камере  сгорания.  Су¬
ществует  множество  вариантов  основных
схем  3.8.2,  г  и  3.8.2,  д,  однако  в  общем  случае
камера  сгорания  содержит  корпус,  пламенную
 трубу,  стабилизатор  пламени,  форсунку  (го¬
релку).  Выбор  схемы  и  конкретного  типа  ка¬
меры  сгорания  определяется  в  основном  тре¬
бованиями  к  ГТУ,  однако  в  немалой  степени
зависит  также  от  размеров  отведенного  для  ка¬
меры  пространства,  которое  необходимо  ис¬
пользовать  в  максимальной  степени.
 Камеры  сгорания  бывают  прямоточные
(направление  движения  воздуха  в  кольцевом
пространстве  между  корпусом  и  пламенной
трубой  совпадает  с  направлением  движения  га¬
зов  в  пламенной  трубе)  и  противоточные  (на¬
правления  движения  воздуха  в  кольцевом  кана¬
ле  и  газов  в  пламенной  трубе  противополож¬
ные).  Распыливание  жидкого  топлива  произво¬
дится  либо  при  подаче  его  в  форсунку  с  малым
проходным  сечением  под  большим  давлением,
либо  с  помощью  мощной  струи  воздуха,  кото¬
рая  дробит  топливо  на  очень  мелкие  капли.  Га¬
 Рис.  3.8.2.  Эволюция  схем  камеры  сгорания:
 а  —  прямой  цилиндрический  канал;  б  —  использование  диффузора;  в  —  установка  поперечной
пластины  для  стабилизации  пламени;  г  —  применение  перфорированной  пламенной  трубы;
д  —  использование  завихрителя  воздуха;  1  —  прочный  корпус;  2  —  пламенная  труба;  3  —  топливная
форсунка;  4  —  завихритель  воздуха;  GB  —  воздух  от  компрессора;  Т  —  топливо;  Gx  —  первичный
воздух;  G0XJl  —  охлаждающий  воздух;  G2  —  воздух  в  смесительные  отверстия;  GT  —  продукты  сгора¬
ния;  L0r  —  зона  горения;  LCM  —  зона  смешения;  рф  —  угол  раскрытия  топливного  факела;  ЗОТ  —
 зона  обратных  токов

694
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 зообразное  топливо  подается  в  отверстия  го¬
релки  с  некоторым  избыточным  давлением.
 Требования,  предъявляемые  к  камерам  сго¬
рания.  Общие  для  всех  требования  к  камерам
сгорания  следующие:
 высокая  полнота  сгорания  топлива  (топ¬
ливо  должно  сгорать  так,  чтобы  вся  его  хими¬
ческая  энергия  превращалась  в  теплоту);
 надежный  и  плавный  пуск  (особенно  при
низких  температурах  окружающей  среды);
 широкие  пределы  устойчивого  горения
(пламя  не  должно  гаснуть  в  широком  диапазо¬
не  изменения  давления,  скорости  и  коэффи¬
циента  избытка  воздуха);
 отсутствие  пульсаций  давления  и  других
проявлений  нестабильности,  вызванных  про¬
цессом  горения;
 низкие  потери  полного  давления;
выходное  поле  температуры  газа  (т.е.  сте¬
пень  неравномерности  температуры  в  попе¬
речном  сечении  потока  газа  перед  входом  в
турбину)  должно  удовлетворять  условию  мак¬
симальной  долговечности  рабочих  и  сопловых
лопаток  турбины;
 низкий  уровень  выбросов  частиц  несго¬
ревшего  топлива  и  вредных  газообразных  ве¬
ществ  NOx,  СО,  С„Нт;
 минимальная  стоимость  и  простота  об¬
служивания;
 достаточный  моторесурс;
способность  работы  на  различных  топ¬
ливах.
 Для  транспортных  двигателей  важным
дополнительным  требованием  являются  малые
массогабаритные  показатели  камеры  сгорания.
 Типы  камер  сгорания.  С  точки  зрения
компоновки  камеры  сгорания  бывают  вынос¬
ные  (состоящие  из  корпуса  и  трубчатой  пла¬
менной  трубы)  и  встроенные.  Встроенные  ка¬
меры  могут  быть  трубчатые  и  кольцевые.
В  выносной  камере  сгорания  корпус  камеры
не  объединен  с  корпусами  турбины.  Встроен¬
ная  камера  находится  внутри  корпуса  турби¬
ны.  Применяются  также  трубчато-кольцевые
камеры,  в  которых  пламенные  трубы  трубча¬
той  конструкции  расположены  вокруг  вала
ГТУ  равномерно  по  окружности,  внутри  коль¬
цевого  корпуса,  и  кольцевые  камеры  сгора¬
ния,  окружающие  вал  ГТУ.
 Различные  типы  прямоточных  камер  сгора¬
ния  показаны  на  рис.  3.8.3.  Трубчатая  камера
сгорания  состоит  из  цилиндрической  пламенной
трубы  2,  расположенной  концентрично  внутри
цилиндрического  корпуса  1.  Трубчатые  камеры
 характерны  для  транспортных  ГТД  и  ГТУ  не¬
большой  мощности  (порядка  десятков  кВт).
 В  трубчато-кольцевых  камерах  сгорания
идентичные  цилиндрические  пламенные  тру¬
бы  2  устанавливаются  внутри  общего  кольце¬
вого  корпуса  1  (рис.  3.8.3,  в).  В  такой  схеме  со¬
четается  компактность  кольцевой  камеры  с
достоинствами  трубчатой  камеры.  По  сравне¬
нию  с  кольцевой  трубчато-кольцевая  камера
имеет  важное  преимущество:  при  эксперимен¬
тальной  доводке  достаточно  использовать  сег¬
менты  (отсеки),  содержащие  только  одну  или
несколько  пламенных  труб,  а  следовательно,
обходиться  относительно  небольшим  расходом
воздуха.  Однако  возможны  проблемы  с  пере¬
бросом  пламени  между  отдельными  секциями.
 В  кольцевых  камерах  сгорания  пламен¬
ная  труба  2  в  виде  кольца,  в  центре  которого
находится  ось  вала  турбины,  располагается
концентрично  внутри  кольцевого  корпуса  1
(рис.  3.8.3,  г).  Такая  «гладкая»  в  аэродинами¬
ческом  отношении  конфигурация  позволяет
создавать  компактные  конструкции  с  меньши¬
ми  потерями  давления,  чем  в  камерах  других
типов.  Вместе  с  тем  отличные  аэродинамиче¬
ские  характеристики  этой  схемы  приводят  к
одному  нежелательному  последствию:  даже
 Рис.  3.8.3.  Схемы  прямоточных  камер  сгорания:
 а  —  трубчатая  одиночная;  б  —  трубчатая  с
большим  числом  труб;  в  —  трубчато-кольце-
вая;  г  —  кольцевая

топливо
 695
 небольшая  неравномерность  поля  скорости  во
входном  сечении  камеры  может  вызвать  суще¬
ственные  возмущения  в  поле  температуры  газа
за  камерой  сгорания.  Другая  проблема,  важная
для  кольцевых  камер  больших  размеров,  свя¬
зана  с  большими  изгибными  нагрузками,  дей¬
ствующими  на  внешнюю  обечайку  пламенной
трубы.  Деформация  пламенной  трубы  приво¬
дит  к  нарушению  течения  охлаждающего  воз¬
духа  и  искажению  поля  температуры  газа  за
камерой  сгорания.  Стендовые  испытания  тре¬
буют  больших  расходов  воздуха.  Кроме  того,
следует  отметить,  что  в  ГТУ  с  кольцевыми  ка¬
мерами  сгорания  входные  направляющие  ло¬
патки  турбины  «видят»  пламя  зоны  горения
топлива  под  значительным  телесным  углом,
что  повышает  их  температуру.
 Характеристики  камеры  сгорания.  Полно¬
та  сгорания  топлива,  %,
 Лсг  =  Ювыд/саЧтоо,
 где  £)вьщ  —  тепловая  энергия,  выделенная  при
сгорании  топлива,  Дж/с;  £?выд  Ф  £?т,  так  как  QT
включает  физическое  количество  теплоты,
вносимой  топливом;  —  удельная  низшая
теплота  сгорания  топлива  Дж/кг;  Вг  —  расход
топлива,  кг/с.
 Относительная  потеря  полного  давления
в  камере  сгорания,  %,
 sР  =  1(Рвх  -/wVaJIOO.
где  ръх  —  полное  абсолютное  давление  воздуха
перед  входом  его  в  камеру  сгорания  (во  вход¬
ном  сечении),  Па;  /?ВЬ1Х  —  полное  абсолютное
давление  продуктов  сгорания  на  выходе  из  ка¬
меры  (в  выходном  сечении),  Па.
 Относительная  неравномерность  темпе¬
ратурного  поля  перед  входным  направляющим
аппаратом  турбины,  %,
 5  =  [(Гтах  -  Гср)/(Гср  -  Гв)]100,
 где  Гтах  —  максимальная  температура  продук¬
тов  сгорания  на  выходе  из  камеры,  К;  Гср  —
среднемассовая  температура  продуктов  сгора¬
ния  на  выходе  из  камеры,  К;  Гв  —  температура
воздуха  перед  входом  его  в  камеру  сгорания
(во  входном  сечении),  К.
 Тепловое  напряжение  в  объеме  пламен¬
ной  трубы  (отнесенное  к  единице  давления),
Вт/(м2  Па),
 Uv=  (Q*Br4CT)/(mVpm),
где  V  —  объем  пламенной  трубы,  м3.
 Форсировка  (тепловое  напряжение  в  по¬
перечном  сечении  пламенной  трубы,  отнесен¬
ное  к  единице  давления),  Вт/(м3  Па),
 ^=(^тЛсг)/(Ю0^вх),
 где  F  —  площадь  поперечного  сечения  пла¬
менной  трубы  в  зоне  горения,  м2.
 3.8.2. 	ТОПЛИВО
 В  камерах  сгорания  ГТУ  сжигают  газооб¬
разное  и  жидкое  топливо.  Использование
твердого  топлива  в  опытных  установках  в  на¬
стоящее  время  весьма  ограничено.  Качество
работы  ГТУ,  включающее  его  экологические
характеристики,  зависит  от  вида  сжигаемого
топлива.  Используемые  в  ГТУ  газообразные  и
жидкие  топлива  в  той  или  иной  мере  отвечают
предъявляемым  к  ним  требованиям:
 обладают  достаточной  удельной  теплотой
сгорания;
 имеют  стабильные  свойства,  и  при  изме¬
няющихся  условиях  сжигания  обеспечивают
достаточный  диапазон  устойчивого  горения
без  чрезмерных  пульсаций  давления;
 жидкие  топлива  обладают  удовлетвори¬
тельной  вязкостью,  текучестью  и  поверхност¬
ным  натяжением,  что  обеспечивает  их  надеж¬
ное  транспортирование  по  трубопроводам  к
распыливающим  устройствам,  регулирование
расхода  и  удовлетворительное  качество  распы-
ливания;
 при  рациональном  сжигании  не  происхо¬
дит  коксования  его  ни  в  топливном  тракте,  ни
в  объеме  горения;
 содержат  ограниченное  количество  ино¬
родных  включений  и  вредных  для  внешней
среды  веществ,  остающихся  в  продуктах  сгора¬
ния  или  вступающих  в  химические  реакции  с
образованием  вредных  веществ.
 Важнейшими  и  наиболее  общими  харак¬
теристиками  топлива,  определяющими  харак¬
тер  и  результаты  процесса  его  сжигания,  явля¬
ются  химический  состав,  теплота  сгорания  и
отношение  топлива  к  нагреванию.
 Состав  топлива.  Эта  характеристика  во
многом  определяет  свойства  топлива.  Состав
топлива  определяет,  какие  вещества  и  в  каком
количестве  входят  в  рассматриваемое  топливо.
Горючих  элементов  в  органическом  топливе
три:  углерод  С,  водород  Н  и  сера  S.  Эти  эле¬
менты,  как  и  другие,  находятся  в  топливе  в
виде  различных  соединений.

696
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 Состав  на  рабочую  массу  (на  рабочий  объ¬
ем)  топлива  /р.  Для  твердых  и  жидких  топлив
характеристика  /р  показывает  процентное
массовое  содержание  элемента  /  в  реальном
(рабочем  —  индекс  «р»)  топливе  (без  удаления
воды  и  золы):  Ср,  Нр,  Ор,  Np,  Sp,  золы  Ар  и
влаги  Жр.  Для  газообразных  топлив  величина
/р  характеризует  процентное  объемное  содер¬
жание  этих  веществ  в  реальном  (рабочем)  топ¬
ливе  (без  удаления  воды  и  золы),  хотя  удобнее
оперировать  с  составом  топлива,  пересчитан¬
ным  на  процентное  массовое  содержание  его
составных  частей.  Безусловно,  сведения  о  ра¬
бочем  составе  топлива  важны,  однако  фор¬
мальны,  поскольку  не  способны  отразить  фак¬
торы,  зависящие  от  свойств  конкретных  со¬
единений.
 Состав  на  сухую  массу  /с  и  на  сухую  без-
зольную  массу  топлива  /сб.  При  этом  использу¬
ют  соотношения:
 /с  =  /р  [100/(100  -  Жр)];
 /с6  =  /р  [100/(100  -  Wp  -  Ар)].
 Теплота  сгорания  топлива.  Удельной  теп¬
лотой  сгорания  называется  количество  тепло¬
ты,  которое  выделяется  при  полном  сгорании
 1 	кг  твердого  или  жидкого  топлива  (Дж/кг)
или  1  м3  газообразного  топлива  (Дж/м3).  При
определении  теплоты  сгорания  следует  огова¬
ривать  условия  ее  получения.  В  качестве  стан¬
дартных  условий  приняты:  температура  288  К,
давление  0,1  МПа.
 Полное  возможное  тепловыделение  при
сгорании  топлива  определяется  его  высшей
удельной  теплотой  сгорания  £?р  при  доведении
водяных  паров  в  продуктах  сгорания  до  жид¬
кого  состояния  при  температуре  273  К.  В  тех¬
нических  расчетах  используют  низшую  удель¬
ную  теплоту  сгорания  £?р,  определяемую  при
условии  испарения  всей  влаги,  содержащейся
в  топливе  и  образовавшейся  при  сгорании  во¬
дорода.  Можно  показать,  что
 Ql-QН  =  25,1  (Wp  +  9НР).
 Удельную  теплоту  сгорания  топлива  из¬
меряют  при  его  сжигании  в  калориметре  или
вычисляют  по  теплотам  сгорания  горючих  ве¬
ществ,  входящих  в  его  состав.  Для  сухого  газо¬
образного  топлива,  состоящего  из  механиче¬
ской  смеси  газов  с  известными  теплотами  сго¬
рания,  низшая  удельная  теплота  сгорания,
кДж/м3,
 Ql  =  4,19(25,8Н2  +  30,2СО  +  85,6СН4  +
 +  152,ЗС2Н6  +  218,0С3Н8  +  283,4С4Н10  +
 +  348,9С5Н12  +  133,8С2Н2  +  141,1С2Н4  +
 +  205,4С3Н6  +  271,1С4Н8  +  330,6С5Н10  +
 +  335,3C6H6  +  55,9H2S),
 где  Н2,  СО,  СН4  и  т.д.  —  объемные  доли  ком¬
понентов,  %;  численные  значения  в  правой
части  характеризуют  вклад,  вносимый  соот¬
ветствующим  компонентом  топлива.
 Для  жидкого  и  твердого  топлива  строго
аналитически  рассчитать  низшую  удельную
теплоту  сгорания  невозможно,  но  используют¬
ся  различные  эмпирические  зависимости,
наиболее  завершенной  и  распространенной  из
которых  является  формула  Д.И.  Менделеева:
 Qi  =  4,19[81СР  +  246НР  -  26(Ор  -  Sp)  -  6ЖР].
 Влияние  нагрева.  Поведение  топлива  при
нагревании  зависит  от  его  химического  состава.
Теплоустойчивые  топлива  при  значительном  их
нагревании  или  даже  изменении  их  агрегатного
состояния  не  меняют  структуры  молекул  своих
соединений.  К  ним  следует  отнести  водород  и
вещества  по  составу  близкие  к  чистому  углеро¬
ду,  а  также  оксид  углерода.  Нагревание  тепло¬
неустойчивых  топлив  вызывает  разрушение  мо¬
лекул,  взамен  которых  образуются  новые,  более
устойчивые  при  повышенных  температурах.
Теплонеустойчивые  топлива  —  топлива  из
нефти,  битуминозные  каменные  угли  и  др.
 Газообразное  топливо.  В  камерах  сгорания
ГТУ  наиболее  просто  использовать  газообраз¬
ное  топливо.  Эти  топлива  не  имеют  золы,  лег¬
ко  транспортируются  и  смешиваются  с  газооб¬
разным  окислителем;  автоматика  и  обслужи¬
вание  проще,  чем  на  жидком  топливе.
 Природные  горючие  газы  разных  место¬
рождений  —  это  обычно  смеси  различных  уг¬
леводородов  (с  превалированием  метана)  и  не¬
значительного  количества  С02,  СО,  N2.  Их
низшая  удельная  теплота  сгорания  составляет
 30...48  МДж/м3.
 Характеристика  газообразного  топлива
 приведена  ниже.
 Температура  застывания, 	°С,  не  выше 		5
 Вязкость  при  20 	°С,  мм2/с, 	не 	более 		45
 Массовая  доля,%,  не  более:
 серы 		3,5
 золы 	 0,08
 ванадия 	 0,001
 натрия 	 0,001
 воды 		0,5

топливо
 697
 В  ГТУ  может  использоваться  искусствен¬
ное  газообразное  топливо,  например  генера¬
торный  газ.  Его  получают  в  газогенераторах  из
угля,  сланцев,  торфа,  тяжелых  нефтяных  ос¬
татков.  Теплота  сгорания  такого  топлива  су¬
щественно  ниже,  чем  у  природного  газа.
 Жидкое  топливо.  Природным  жидким  то¬
пливом  является  только  нефть,  которую  непо¬
средственно  в  камерах  сгорания  не  сжигают.
Искусственное  жидкое  топливо  получают  пу¬
тем  переработки  нефти.  Нефти  различных  ме¬
сторождений  отличаются  по  составу,  однако
главным  элементом  нефти  является  углерод,
массовая  доля  которого  превышает  85%.  Ос¬
тальную  часть  составляют  водород  (14%),  ки¬
слород  (порядка  1%),  сера  (иногда  до  5%)  и
некоторые  другие  компоненты.  В  нефти  со¬
держатся  углеводороды  метанового  ряда
СпЩп+ъ  нафтенового  ряда  С„Н2/7  и  ароматиче¬
ского  ряда  СпЩп_ь.  Точно  определить  вид  и
количество  отдельных  соединений  химиче¬
ским  анализом  очень  сложно.  Жидкое  топливо
из  нефти  получают  ее  перегонкой,  т.е.  испаре¬
нием  фракций  при  нагревании  до  определен¬
ной  температуры  с  последующей  конденсаци¬
ей  паров.
 При  подогреве  сырой  нефти  примерно  до
 420...450  К  выделяются  фракции  различных
сортов  бензина  плотностью  0,72...0,76  кг/м3.
Бензин  состоит  из  85%  Ср  и  15%  Нр.  Среднее
значение  его  низшей  удельной  теплоты  сгора¬
ния  составляет  42...46  МДж/кг.  При  нагреве
нефти  до  470...490  К  получают  лигроин  плот¬
ностью  0,77...0.79  кг/м3.  Керосин  получают
при  перегонке  нефти  от  температуры  пример¬
но  от  490  до  590  К.  Он  состоит  в  среднем  из
86%  Ср  и  14%  Нр.  Плотность  керосина
0,79...0,87  кг/м3,  низшая  удельная  теплота  сго¬
рания  42  МДж/кг.
 При  нагревании  остатка  нефти  примерно
от  550  до  640  К  получают  дизельное  и  мотор¬
ное  топливо  плотностью  0,87...0,9  кг/м3.
 Общий  выход  легких  фракций  из  нефти
большинства  месторождений  25...35%.  Оставшая¬
ся  смесь  более  тяжелых  фракций  —  мазуг.  В  нем
сконцентрирована  основная  часть  золы.  Мазуг
имеет  примерно  следующий  состав: 	Ср  =
 =  85...87%;  Нр  =  11...13%;  Ор  =  0,3%;  Np  =
=  0...0,4%;  Sp  =  ОД...0,5%  (иногда  и  до  6%);  W9  =
=  ОД...  10%.  Величина  Qp  =  39,8...42,6  МДж/кг.
 Мазут  можно  использовать  как  топливо  и
как  сырье  для  получения  масел  и  легкого  жид¬
кого  топлива.  Применяя,  например,  метод
крекинга,  из  мазута  можно  дополнительно  по¬
 лучать  (более  40%  массы  мазута)  легкие  кре-
кинг-продукты:  бензин,  керосин  и  др.  Про¬
цесс  крекинга  заключается  в  термическом  раз¬
ложении  тяжелых  углеводородов  при  темпера¬
туре  500...  1000  К,  атмосферном  или  повышен¬
ном  давлении  (5...  10  МПа  и  более).  Некоторое
количество  жидкого  топлива  получают  мето¬
дом  сжижения  газов  или  специальной  перера¬
боткой  твердых  топлив,  например,  гидрогени¬
зацией  каменного  угля.
 Жидкое  топливо  характеризуется  следую¬
щими  основными  физико-химическими  свой¬
ствами:  кинематической  вязкостью,  плотно¬
стью,  теплоемкостью,  поверхностным  натяже¬
нием,  фракционным  составом,  температурой
застывания  (кристаллизации),  температурой
вспышки,  зольностью.
 Кинематическая  вязкость  v  (м2/с)  —  свой¬
ство  жидкости  оказывать  сопротивление  взаим¬
ному  перемещению  частиц  (слоев),  движущих¬
ся  с  различными  скоростями,  обусловливаю¬
щее  появление  сил  внутреннего  трения  между
ними.
 При  рассмотрении  движения  жидкостей
оперируют  динамической  и  кинематической  вяз¬
костью.  Динамическая  вязкость  ц  =  vp  (Па  •  с).
 От  вязкости  топлива  зависят  условия  его
транспортирования  (перекачивания)  и  качест¬
во  распыливания.  С  повышением  температуры
вязкость  жидкого  топлива  уменьшается  снача¬
ла  резко,  а  затем  медленно  и  плавно
(рис.  3.8.4,  а).  Бензин  и  керосин  имеют  не¬
большую  вязкость  (8...  12  мм2/с)  даже  при  тем¬
пературе  250  К,  что  позволяет  применять  эти
топлива  без  предварительного  подогрева  и  по¬
лучать  хорошее  распыливание  в  форсунках.
Более  тяжелое  топливо  (мазут)  даже  при  тем¬
пературе  293...303  К  может  иметь  вязкость  бо¬
лее  80...  140  мм2/с,  что  затрудняет  перекачива¬
ние  его  по  трубопроводам.  Достаточно  качест¬
венное  распыливание  такого  топлива  невоз¬
можно  без  предварительного  подогрева  его  до
температуры  350...420  К.  Особенно  вязкие  ма¬
зуты  перед  подачей  в  форсунку  подогревают
до  500  К.
 Плотность  р  жидкого  топлива  обычно
определяют  (в  кг/м3)  при  температуре  293  К.
От  этого  показателя  зависит  количество  топ¬
лива,  которое  можно  разместить  в  баке  и  обес¬
печить  ту  или  иную  продолжительность  рабо¬
ты  двигателя.
 Удельная  теплоемкость  жидкого  топлива
ср  —  это  количество  теплоты  для  повышения
температуры  1  кг  топлива  на  1  К.  Она  растет  при

698
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 Рис.  3.8.4.  Зависимость  свойств  топлив  от  температуры  Т.
 а  —  кинематической  вязкости  v  для  жидких  топлив:  1  —  дизельное  топливо;  2  —  Avcat  (JP5);
 3 	—  Avtur;  4  —  Avcat  (JP4);  5  —  Avgas;  б  —  поверхностного  натяжения  а  для  углеводородных  топлив
различной  плотности  р;  в  —  фракционного  состава;  1  —  авиационное  Т-2;  2  —  авиационное  ТС-1;
 3 	—  авиационное  ТС-1;  4  —  дизельное  ДС;  5  —  нефтяное  для  ГТУ
 повышении  температуры  топлива.  В  расчетах
обычно  принимают  ср  =  1,65...2,1  кДжДкг-К)  в
зависимости  от  плотности  топлива  (топлива  с
меньшей  плотностью  имеют  большую  теплоем¬
кость).
 Поверхностное  натяжение  жидких  топлив
а  (Н/м)  оказывает  некоторое  влияние  на  каче¬
ство  их  распыливания:  с  ростом  а  несколько
возрастает  диаметр  капель.  Чем  больше  плот¬
ность  топлива,  тем  выше  поверхностное  натя¬
жение.  Для  газотурбинных  топлив,  плотность
которых  р  =  0,85...0,75  кг/м3,  при  температуре
300  К  поверхностное  натяжение  составляет
а  =  0,024...0,  020  Н/м  (рис.  3.8.4,  б).
 Фракционный  состав  топлива  определяет
закономерность  выкипания  различных  фрак¬
ций  при  нагревании  топлива.  Легкий  фракци¬
онный  состав  топлива  позволяет  ему  быстрее
испаряться,  что  способствует  уменьшению
времени  образования  топливовоздушной  (па¬
 ровоздушной)  смеси  и  ее  выгорания.  Быстрое
и  обильное  испарение  в  начальной  стадии  ра¬
зогрева  (горения)  топлива  облегчает  его  зажи¬
гание  и,  следовательно,  пуск  двигателя.  Ре¬
зультаты  определения  фракционного  состава
представляют  или  в  табличной  форме  в  виде
данных  о  температурах  начала  и  конца  испаре¬
ния  определенной  доли  навески  топлива,  или
в  виде  зависимости  фракционного  состава  Д(7Т
от  температуры  Т  (рис.  3.8.4,  в).  В  отдельных
случаях  (позиция  А)  еще  до  полного  выкипа¬
ния  может  начаться  его  разложение  (штрихо¬
вая  кривая),  которое  заканчивается  образова¬
нием  твердого  коксового  остатка  —  нагара  в
количестве  AG.  Выделение  нагара  практически
всегда  имеет  место  при  сжигании  жидких  топ¬
лив.  Вопрос  в  его  количестве,  а  оно  разное  в
зависимости  от  соединений,  входящих  в  со¬
став  топлива.  Мало  склонны  к  нагарообразо-
ванию  парафинонафтеновые  углеводороды.

топливо
 699
 Наличие  ароматических  углеводородов  так  же,
как  и  серы,  смол  (особенно  при  повышении
плотности  и  отношения  С/Н  в  топливе),  спо¬
собствует  нагарообразованию.
 Температура  застывания  (кристаллиза¬
ции)  —  температура,  при  которой  топливо  те¬
ряет  свою  подвижность  и,  в  частности,  не  мо¬
жет  перекачиваться  по  трубопроводам.  Для
дизельного  топлива  температура  застывания
составляет  от  -60...—10  °С.
 Температура  вспышки  —  минимальная
температура,  при  которой  смесь  воздуха  с  па¬
рами  топлива,  образовавшимися  у  его  поверх¬
ности  в  данных  условиях,  способна  воспламе¬
ниться  от  постороннего  пламени.  Дизельное
топливо  имеет  температуру  вспышки  в  закры¬
том  тигле  95  °С.
 Зольность  —  содержание  золы  в  топливе.
Массовая  доля  золы  редко  превышает
0,10...0,15%.  Содержание  золы  в  топливе  зави¬
сит  от  месторождения  и  метода  переработки
нефти.  В  состав  золы  обычно  входят  различные
металлоорганические  соединения,  растворенные
в  топливе  и  влаге,  а  также  нерастворимые  со¬
единения,  присутствующие  во  взвешенном  кол¬
лоидном  состоянии.  Жидкие  топлива  с  повы¬
шенным  содержанием  золы  содержат  соедине¬
ния  кремния,  алюминия,  натрия,  магния,  каль¬
ция,  железа,  цинка,  никеля  и  др.  При  сгорании
таких  топлив  образуются  оксиды  различных  ме¬
таллов,  кремния,  серы,  а  также  сульфаты  и  дру¬
гие  соединения,  которые  могут  отлагаться  на
элементах  проточной  части  ГТУ  и  вызывать  их
интенсивную  коррозию.  Твердые  частицы  обу¬
словливают  эрозию  элементов  проточной  части
турбины  и,  прежде  всего,  лопаток.
 Зольные  отложения  в  проточной  части
газовой  турбины  интенсивны,  если  в  золе  топ¬
лива  присутствуют  органические  и  неоргани¬
ческие  соединения,  в  основном  оксиды  серы  и
металлов.  При  температуре  выше  1773  К  обра¬
зуются  оксиды  серы  S02  и  S03;  ниже  —  V205,
а  при  температуре  2073...2473  К  появляются
оксиды  металлов  CaO,  Fe203,  А1203,  Na20,
NiO  и  ZnO.
 В  высокозольном  топливе  нередко  содер¬
жится  соль  натрия  NaCl  в  виде  кристаллов  или
водного  раствора.  В  присутствии  оксидов  серы
она  через  ряд  промежуточных  соединений  об¬
разует  сульфат  натрия  Na2S04.  Отложения  зо¬
лы  ухудшают  аэродинамические  качества  ло¬
паток,  изменяют  и  уменьшают  проходные  се¬
чения  каналов  и,  следовательно,  увеличивают
сопротивление  и  снижают  мощность  ГТУ.
 Коррозия  лопаток  и  других  элементов
турбины  резко  возрастает  с  ростом  температу¬
ры.  Сильнейшую  коррозию  деталей  вызывает
оксид  ванадия  V205,  а  также  сульфат  натрия
Na2S04.  При  температуре  выше  1073  К  суль¬
фат  натрия  способен  растворить  защитный
слой  металла  лопаток  и  вызвать  коррозию.
Наиболее  опасна  ванадиевая  коррозия,  резко
возрастающая  в  присутствии  сернистых  соеди¬
нений,  при  температуре  920...970  К  и  выше.
Опытами  установлено,  что  оксид  ванадия,
температура  плавления  которого  948  К,  в  жид¬
ком  состоянии  имеет  исключительную  спо¬
собность  растворять  металлические  оксиды  на
поверхности  деталей,  вызывая  сильнейшую
коррозию.
 Массовая  доля  ванадия  и  натрия  в  золе
топлива  не  должна  превышать  0,0001...0,0005%
(максимально  допустимое  содержание
0,001%).  Массовая  доля  серы  в  топливе  обыч¬
но  не  более  2...3%,  а  массовые  доли  воды  и  ме¬
ханических  примесей  составляют  0,4...0,5%.
 Отечественное  жидкое  топливо,  согласно
ГОСТ  21199,  делят  на  три  группы:  легкое  дис-
тиллятное,  тяжелое  дистиллятное,  остаточное:
 1) 	легкие  дистиллятные  —  топлива  для
реактивных  двигателей,  дизельное,  жидкие
продукты  переработки  горючих  сланцев  и  га¬
зов;
 2) 	тяжелые  дистиллятные  —  высококипя-
щие  фракции  нефти,  сланцевых  и  крекинг  ос¬
татков,  а  также  продуктов  процесса  замедлен¬
ного  коксования  пека,  гудрона,  и  различные
смеси  дистиллятов  вторичных  процессов  и
прямой  перегонки;
 3) 	остаточные  —  тяжелые  вязкие  остатки
прямой  перегонки  и  крекинга  нефти,  иногда  в
смеси  с  более  легкими  фракциями.  В  эту  груп¬
пу  входят  моторные  топлива  ДТ  и  ДМ,  флот¬
ские  мазуты  Ф5  и  Ф12,  топочные  мазуты  раз¬
ной  вязкости  М40,  М100.
 Топлива  первой  группы  пригодны  для
использования  в  ГТУ  и  ПГУ  без  ограничений.
Их  применяют  также  в  качестве  пускового  при
работе  ГТД  на  более  тяжелом  топливе  второй
группы.  Топлива  второй  группы  применяют
при  минимальной  обработке,  поскольку  они
содержат  небольшое  количество  вредных  при¬
месей.  Использование  в  ГТУ  остаточных  топ¬
лив  требует  глубокой  обработки,  при  этом  по¬
являются  трудности  в  связи  с  их  повышенной
вязкостью,  наличием  асфальтосмолистых  со¬
единений,  а  также  золы  с  большим  содержа¬
нием  натрия,  кальция  и  ванадия.  Горение  тя-

700
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 желых  дистиллятных  и  остаточных  топлив  со¬
провождается  образованием  твердого  коксово¬
го  остатка,  приводящего  к  отложению  нагара
на  поверхностях  камеры  сгорания  и  проточ¬
ной  части  турбины.  Во  избежание  образования
отложений  на  поверхностях  и  их  коррозии  со¬
держание  в  топливе  натрия,  калия  и  ванадия
не  должно  превышать  0,5  мг/кг  (каждого  из
перечисленных  элементов).
 Система  топливоснабжения.  Для  обеспе¬
чения  эффективной  работы  ГТУ  топливо  до
поступления  его  непосредственно  в  камеру
сгорания  проходит  через  систему  топливопо-
дачи,  включающую  обычно  склад  жидкого  то¬
плива,  оборудование  для  его  обработки,  пода¬
чи,  регулирования  расхода,  распыливания.
В  стационарных  установках  жидкое  топливо
хранят  в  приемных  танках  —  металлических
наружных  баках  или  подземных  бетонных,  об¬
лицованных  изнутри  металлом  емкостях.  Пре¬
дусматривается  удаление  отстоя  топлива.  При
необходимости  устраивается  подогрев  топли¬
ва.  В  линии  наполнения  приемных  танков  ус¬
танавливают  фильтры  грубой  очистки  с  ячей¬
ками  100...200  мкм.  Каждый  сорт  топлива  со¬
держится  в  своем  танке.
 В  настоящее  время  еще  не  решены  про¬
блемы  широкого  использования  в  ГТУ  низко¬
сортных  тяжелых  сортов.  Для  обеспечения  на¬
дежной  работы  топливоподающей  аппаратуры
и  двигателя  в  целом  топливо  газотурбинных
двигателей  должно  иметь  (по  предварительным
соображениям)  показатели,  приведенные  ниже.
 Температура  застывания,  °С, 	не  выше 		5
 Вязкость  при  20  °С, 	мм2/с,  не  более 		45
 Массовая  доля,%,  не  более:
 серы 		3,5
 золы 		0,08
 ванадия 	 0,001
 натрия 	 0,001
 воды 		0,5
 Что  касается  использования  твердого  то¬
плива  —  это  комплексная,  весьма  сложная  и
еще  не  решенная  проблема,  включающая  по¬
лучение  из  твердого  топлива  горючих  газов,  их
очистку  и  сжигание.
 3.8.3. 	ГОРЕНИЕ  ТОПЛИВА
 Чтобы  в  камере  сгорания  топливо  горело
и  сгорело,  надо  создать  там  определенные  ус¬
ловия.  Надо  образовать  топливовоздушную
 смесь,  подвести  достаточное  количество  тепла,
организовать  отвод  продуктов  сгорания.  При
достаточно  высокой  температуре  кислород
воздуха  соединяется  с  углеродом,  водородом  и
серой  топлива,  образуя  продукты  полного
окисления  С02,  Н20,  S02.  Поскольку  в  возду¬
хе  содержится  азот  (объемные  доли  02  и  N2  в
сухом  чистом  воздухе  составляют  примерно  21
и  79%),  очевидно,  что  в  продуктах  сгорания
будет  присутствовать  азот.  Если  горение  про¬
исходит  при  избытке  воздуха,  то  в  продуктах
сгорания  содержится  и  некоторое  количество
кислорода.  Кроме  того,  в  продуктах  сгорания
могут  присутствовать  продукты  неполного
окисления  горючих  элементов:  СО,  СН  и  др.
 Изменяя  концентрацию  кислорода  в
воздухе,  можно  влиять  на  скорость  процесса
горения.  В  чистом  кислороде  достигаются
наибольшие  скорости  реагирования;  при
объемной  доле  кислорода  в  воздухе  меньше
15%  сжигание  топлива  становится  невозмож¬
ным.
 Определение  количества  требуемого  возду¬
ха.  Количество  воздуха,  теоретически  необхо¬
димого  для  полного  окисления  всех  горючих
веществ  единицы  массы  топлива,  можно  опре¬
делить  следующим  образом.  Пусть  в  топливе
содержатся  все  три  горючих  элемента.  Реак¬
ции  их  полного  окисления  следующие:
 С  +  02  =  С02;  2Н2  +  02  =  2Н20;
 S 	+  02  =  S02. 	(3.8.1)
 Для  полного  окисления  12  кг  С  нужно
32  кг  02,  а  следовательно,  для  горения  0,01  кг  С
(1%  по  массе)  потребуется  0,01  •  32/12  кг  02.
Аналогично  для  горения  0,01  кг  Н2  и  S  необхо¬
димо  соответственно  0,01  •  8  и  0,01  кг  02.  Если
кислород  содержится  в  самом  топливе,  то  для
его  горения  нужно  меньшее  количество  кисло¬
рода  из  воздуха  ровно  на  то  количество,  которое
содержится  в  самом  топливе.  В  этом  случае  для
горения  1  кг  топлива  потребуется  кислорода,  кг,
 Z02  =  0,01  -2,67СР  +  0,01  -8НР  +
 +  0,01SP  -  0,0ЮР.
 Так  как  в  воздухе  кроме  кислорода  содер¬
жится  азот,  то  масса  сухого  и  чистого  воздуха,
кг,  необходимого  для  полного  окисления  (сго¬
рания)  1  кг  топлива  —  стехиометрическое  ко¬
личество  воздуха
 1ос  =  (1  +  76,8/23,2)-  Lq2,

ГОРЕНИЕ  ТОПЛИВА
 701
 или
 Ьос  =  0,1149СР  +  0,342НР  +
 +  0,0431  (Sp  -  Ор). 	(3.8.2)
 Разделив  это  выражение  на  плотность
воздуха  рв  =  1,293  кг/м3  (при  давлении  ОД  МПа
и  температуре  0  °С),  получим  стехиометриче¬
ское  количество  сухого  чистого  воздуха,  выра¬
женное  в  единицах  объема,  м3/кг:
 Кос  =  0,0889СР  +  0,265НР  +
 +  0,0333(SP  -  Ор). 	(3.8.3)
 В  реальных  условиях  работы  ГТУ  в  каме¬
ру  сгорания  поступает  влажный  воздух,  содер¬
жание  воды  в  котором  характеризуется  массо¬
вым  количеством  в  1  кг  реального  воздуха  WL
(кг/кг),  или  объемным  количеством  в  1  м3  ре¬
ального  воздуха  Wv  (м3/м3).  (Объемы  газов
при  давлении  ОД  МПа  и  температуре  0  °С.)  Из
выражений  (3.8.2)  и  (3.8.3)  получим  стехио¬
метрическое  количество  реального  (влажного)
воздуха:
 L0  =  [1/(1  -  WL)\  [ОД  15(СР  +  0,375SP)  +
 +  0,342НР  -  0,04310р]
 и
 V0  =  [1/(1  -  Wv)\  [0,0889(СР  +  0,375SP)  +
 +  0,265НР  -  0,0330р].
 Обычно  для  сжигания  1  кг  топлива  пода¬
ют  количество  воздуха  L  (кг),  превышающее
теоретически  необходимое  L0.  Отношение
L/Lq  =  а  называют  коэффициентом  избытка
воздуха.  Очевидно,  что
 «  =  GJBr/L0,
 где  GB  —  расход  воздуха,  кг/с;  ВТ  —  расход  топ-
л  ива,  кг/с.
 Полученный  таким  образом  коэффици¬
ент  избытка  воздуха  соответствует  поданному
топливу.  Поскольку  топливо  сгорает  не  полно¬
стью,  а  частично  (rjcr5T),  используют  коэффи¬
циент  избытка  воздуха,  соответствующий  сго¬
ревшему  топливу:
 ос 	GB/(т\сг  BjLq)  .
 Расчет  состава  продуктов  горения  в  пламен¬
ной  трубе.  Он  проводится,  если  известен  рабо¬
чий  состав  топлива  (Ср,  Нр,  Np  и  т.д.),  количе¬
ство  подаваемого  воздуха  и  топлива  и  достиг¬
 нутый  результат  по  полноте  сгорания,  т.е.  вели¬
чина  т|сг.  Состав  продуктов  сгорания  необходим
для  расчета  проточной  части  газовой  турбины.
Определение  компонентов  газа  в  потоке  про¬
дуктов  горения  базируется  на  реакциях  полного
окисления  горючих  компонентов  (3.8.1).  Коли¬
чество  того  или  иного  газового  компонента,
образовавшегося  при  сжигании  1  кг  топлива,
выражается  в  кг/кг  или  в  м3/кг.  Объемное  со¬
держание  компонентов  необходимо  для  опре¬
деления  степени  черноты  (излучательной  спо¬
собности)  пламени,  которая  в  свою  очередь
нужна  для  расчета  температурного  состояния
металла  пламенной  трубы.  Имея  в  виду  весьма
малое  количество  S02  в  продуктах  сгорания,
принято  оперировать  суммарным  количеством
С02  и  S02:  R02  =  С02  +  S02.
 Состав  продуктов  полного  горения,  обра¬
зовавшихся  при  стехиометрическом  соотно¬
шении  воздух/топливо  (rjcr  =  1;  а  =  1)»
 <?ro2  =  0,037(СР  +  0,375SP);
 *ro2  =  0,0186(СР  +  0,375SP);
 Gh2o  =  0,09НР  +  0,01  Wp  +  WlL0;
 Fh2o  =  0,111HP  +  0,0124ЖР  +  WvV0;
 gS2  =  0,768(1  -  Wl)L0  +  0,01NP;
 F,52  =  0,79(1  -  Wv)Vo  +  0,008NP;
 Суммарное  стехиометрическое  количест¬
во  газообразных  продуктов  полного  сгорания
топлива:
 =  ^R02  +^н20  +^N2’
 r°  =  v£o2  +  v°2o  +  v°2.
 Есть  некоторая  неопределенность  в  рас¬
чете  состава  продуктов  горения  топлива  при
неполном  его  сгорании.  Неизвестно,  в  каком
виде  существует  несгоревшее  топливо.  Эта  не¬
определенность  тем  больше  проявляется,  чем
больше  г|сг  отличается  от  единицы,  т.е.  в  на¬
чальный  период  горения  в  головной  части  ка¬
меры.  На  выходе  из  камеры  полнота  сгорания
обычно  г|сг  =  97...99%,  и  отмеченная  неопреде¬
ленность  проявляется  незначительно.  При¬
мем,  что  вся  доля  несгоревшего  топлива
(1  -  г|сг)  еще  не  вступила  ни  в  какие  химиче¬
ские  реакции.  Тогда  для  расчета  состава  про¬

702
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 дуктов  горения,  организованного  с  возмож¬
ным  избытком  воздуха  и  возможной  неполно¬
той  сгорания  (а  >  1;  rjcr  <  1),  могут  быть  ис¬
пользованы  следующие  соотношения:
 ^R02  =Tlcr^R02’  ^R02  =rlcr^R02’
 Gh20  =  Лсг(0,09Нр  +  0,01  Wp)  +  WlLq  a;
*н2о  =  Лсг(0Д11Нр  +  0,0124ЖР)  +  WvV0  a;
 GN2  =  0,768(1  -  WL)L0a  +  лсг0,0Шр;
 VN2  =  0,79(1  -  Wv)V0a  +  Лег  0,008NP;
 G02  =  0,231(1  -  Wj)Lo(a  -  лсг);
 v02  =  0,21(1  -Wv)V0(a-  Лег)-
 Суммарное  количество  продуктов  сгора¬
ния:
 ^  =  ^R02  +  <?Н20  +  ^N2  +  Со2  +  (1  _  Лсг);
 V  ~  ^R02  +  ^H20  +  ^2  +  *Ъ2  +  (1  _  Лег)/Рт>
 где  рт  —  плотность  несгоревшего  топлива.
 Каждая  из  величин  (1  -  лсг)  и  (1  _  Лсг)/Рт
весьма  мала  и  может  быть  принята  равной  ну¬
лю.  Если  влажность  воздуха  не  оговорена,
можно  принять  WL  =  0,007  кг/кг,  Wv  =
=  0,0112  м3/м3.
 Объемные  доли  трехатомных  газов  и  во¬
дяных  паров  в  продуктах  сгорания,  необходи¬
мые  для  расчета  лучистого  теплопереноса  в
пламенной  трубе,
 гког=Уког/У\  гН2о  =  Гн2о/Г.
 Определение  адиабатической  температуры
продуктов  сгорания.  Если  в  пламенной  трубе
сжигают  топливо  с  известным  составом  и  па¬
раметрами,  известной  низшей  удельной  тепло¬
той  сгорания  £?р,  если  известны  характеристи¬
ки  а,  л  сг  и  параметры  подаваемого  в  камеру
воздуха,  то  адиабатическая  температура  обра¬
зовавшихся  продуктов  сгорания  Га  может  быть
определена  из  теплового  баланса,  составлен¬
ного  для  сжигания  1  кг  топлива:
 Л  сг  Qh  0^0  h  ~
 — 	L0(a  —  Лег  )*ва  Щ  1)Лсг*'а 	—  Лег  )*Уа>
 (3.8.4)
 где  /в  —  энтальпия  воздуха,  поступающего  в
камеру;  /т  —  энтальпия  топлива  на  входе  в  ка¬
меру  сгорания;  /ва  —  энтальпия  воздуха  при
искомой  температуре  Га;  /“-1  —  энтальпия
продуктов  сгорания,  подсчитанная  при  сте¬
хиометрическом  соотношении  воздух/топливо
(а  =  1)  и  при  их  температуре  Га;  /Га  —  энталь¬
пия  топлива  при  температуре  Та.
 При  составлении  уравнения  теплового
баланса  (3.8.4)  продукты  сгорания  разделены
на  три  части:  1)  воздух,  который  не  участвовал
в  горении,  Z0(a  -  лСг);  2)  стехиометрические
продукты  сгорания  (Z0  +  1)лСп  3)  несгоревшее
топливо  (и  не  вступившее  ни  в  какие  химиче¬
ские  реакции)  (1  —  лСг)-  Все  эти  компоненты
находятся  при  одной  и  той  же  температуре  Га.
 Определение  адиабатической  температу¬
ры  продуктов  сгорания  Та  согласно  уравнению
 (3.8.4) 	производят  с  использованием  извест¬
ных  зависимостей  /в  и  /a_1  от  температуры.  Ве¬
личины  /т  и  (1  —  Лсг)*7а  обычно  сравнительно
малы,  и  при  инженерном  расчете  Та  их  можно
принять  равными  нулю.
 Элементы  теории  горения.  Химическое  рав¬
новесие  реакций  горения.  Химические  реакции
идут  в  обе  стороны:  одновременно  происходит
образование  продуктов  по  прямой  реакции  и
исходных  веществ  по  обратной  реакции.  Если
компоненты  реагирующей  смеси  находятся  в
контакте  достаточное  время,  то  устанавливает¬
ся  динамическое  равновесие.  В  зависимости
от  условий  (температуры,  давления)  равнове¬
сие  может  быть  смещено  в  ту  или  другую  сто¬
рону.
 Принцип  Jle  Шателье  —  Брауна.  Согласно
этому  принципу  при  изменении  внешних  ус¬
ловий  равновесие  в  химических  реакциях  сме¬
щается  так,  чтобы  противодействовать  изме¬
нению  внешних  условий.  Если  прямая  реак¬
ция  экзотермична  (протекает  с  выделением  те¬
плоты),  как  это  имеет  место  для  реакций  горе¬
ния,  а  обратная  реакция  эндотермична  (идет  с
поглощением  теплоты),  то  при  повышении
температуры  равновесие  смещается  в  сторону
образования  исходных  веществ,  тепловыделе¬
ние  уменьшается,  а  при  понижении  темпера¬
туры  —  смещается  в  сторону  образования  про¬
дуктов  реакции.  При  не  слишком  высоких
температурах  эти  смещения  для  реакций  горе¬
ния  мало  заметны.
 Давление  воздействует  на  положение
равновесия  в  том  случае,  если  реакция  проте¬
кает  с  изменением  объема  газов.  Давление  не
влияет  на  равновесие  реакций,  не  сопровож¬

ГОРЕНИЕ  ТОПЛИВА
 703
 дающихся  изменением  объема.  Для  реакций  с
изменением  объема  при  повышении  давления
равновесие  смещается  в  сторону  уменьшения
объема,  а  при  понижении  давления  —  в  сторо¬
ну  увеличения  объема.
 Закон  действующих  масс.  Принцип  Ле
Шателье  —  Брауна  позволяет  определить  на¬
правление  смещения  равновесия,  но  не  дает
возможности  выполнить  количественные  рас¬
четы,  которые  можно  выполнить,  используя
термодинамические  методы.  Известно,  что
при  стремлении  термодинамической  системы
к  равновесию  при  постоянном  давлении  и
температуре  изобарно-изотермический  потен¬
циал  Z  =  Н  —  TS  стремится  к  минимальному
при  данных  условиях  значению  (здесь  величи¬
на  Н  —  энтальпия  системы;  S  —  ее  энтропия;
Т  —  абсолютная  температура).
 Рассмотрим  химическую  реакцию  типа
 v/lHl  +  442^2 	•••  ^  VB\B\  v52^2 	•••  »  (3.8.5)
 где  Аь  Аъ  ...  —  химические  символы  исходных
веществ;  Въ  В2,  ...  —  химические  символы  про¬
дуктов  реакции;  v^,  vA2,  ...,  v51,  v^,  ...  —  сте¬
хиометрические  коэффициенты.  Например,
для  реакции  2Н2  +  02  <=>  2Н20  имеем  vH2  =2,
Vq2  =  1  и  т.д.
 Из  условия  минимума  изобарно-изотер-
мического  потенциала  для  этой  реакции  (если
участвующие  в  ней  вещества  считать  идеаль¬
ными  газами)  получаются  следующие  соотно¬
шения:
 p7:№~I^p£~)=kp=
 =  e~AZlRT  =e-bS/RTe-AH/RT  (3  g  6)
 где  Кр  —  константа  равновесия;  AZ  =  АН  —
 — 	TAS  —  изменение  изобарно-изотермическо-
го  потенциала  в  реакции  при  стандартном  дав¬
лении  (1  атм  =  1,01  105  Па)  и  температуре  Г;
РвъРкь  '--’РаъРаъ  •••  —  парциальные  давления
продуктов  реакции  и  исходных  веществ.  Из¬
менение  величин  AZ,  АН,  AS  при  стандартном
давлении  и  температуре  отнесены  к  одному
молю,  так  же  как  и  универсальная  газовая  по¬
стоянная  R;  АН  =  £VjAHj;  AS  = 	; 	АН, 	и
 /=1  /=1
Sj  —  соответственно  теплота  образования  и
энтропия  исходных  веществ  и  продуктов  реак¬
ции  при  стандартном  давлении  и  температуре;
п  —  число  компонентов  в  смеси.
 При  принятой  форме  записи  соотноше¬
ния  (3.8.6)  стехиометрические  коэффициен¬
 ты  V,-  берутся  при  расчетах  величин  АН  и  AS
положительными  для  продуктов  реакции  и  от¬
рицательными  для  исходных  веществ.
 Соотношение  (3.8.6)  выражает  закон  дей¬
ствующих  масс:  при  равновесии  связь  между
парциальными  давлениями,  а  следовательно,
массами  участвующих  в  прямой  и  обратной
реакциях  веществ  определяется  константой
равновесия  Кр.  Следует  отметить,  что  констан¬
та  равновесия  по  парциальным  давлениям  для
данной  реакции  зависит  только  от  температу¬
ры  и  не  зависит  от  давления.  Для  выяснения
зависимости  равновесия  от  давления  нужно  в
соотношении  (3.8.6)  перейти  от  парциальных
давлений  к  относительным  молярным  концен¬
трациям  (молярным  долям).  Для  идеального
газа  молярная  доля  компонента  х(=  pt/p,  где
р(  —  парциальное  давление  компонента;  р  =
 п
 =  £Pj  —  полное  давление  смеси.  Тогда
/=1
 xlTхт  ••■/<****  ~  >  =  К>/&  =  К(3-87)
 где  Кх  —  константа  равновесия  по  молярным
долям,  зависящая  как  от  температуры,  так  и  от
 п
 давления;  £= 	— 	алгебраическая  сумма
 /=1
 стехиометрических  коэффициентов,  положи¬
тельных  для  продуктов  реакции  и  отрицатель¬
ных  для  исходных  веществ.  Величины  Кх  и
Кр  =  e_AZ//?r  —  безразмерные.  Однако  если
 п
 £v,  Ф  0,  то  значения  Кр  для  той  или  иной  ре-
/=1
 акции  будут  зависеть  от  того,  в  каких  едини¬
цах  выражены  парциальные  давления  компо¬
нентов  в  соотношении  (3.8.5).
 Соотношения  (3.8.6)  и  (3.8.7)  удовлетво¬
ряют  принципу  Ле  Шателье  —  Брауна  в  отно¬
шении  влияния  как  температуры  на  равнове-
 п
 сие,  так  и  давления.  В  частном  случае  £v,-  =0
 i=1
 (реакция  без  изменения  объема),  давление  не
влияет  на  равновесие.
 Необходимо  отметить,  что  при  равнове¬
сии  скорости  прямой  и  обратной  реакций  оди¬
наковые.  Однако  при  термодинамическом  рас¬
чете  равновесия  (при  выводе  закона  действую¬
щих  масс)  не  требуется  детально  знать  меха¬
низм  реакций,  определяющих  ее  скорость.
Достаточно  иметь  итоговое  стехиометрическое
соотношение  для  реакций  типа  (3.8.5),  опреде¬
ляющее  только  баланс  масс  участвующих  в  ре¬
акции  веществ.  В  частности,  соотношение

704
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 (3.8.6) 	применимо  для  расчета  равновесия  ре¬
акций  горения  водорода  и  оксида  углерода  и
других  аналогичных  реакций,  хотя  механизм
этих  реакций  очень  сложен.  Реакции  горения
водорода  и  оксида  углерода  протекают  по  цеп¬
ному  механизму,  проходя  ряд  промежуточных
стадий.  Детали  этого  механизма  крайне  суще¬
ственны  при  вычислении  скоростей  реакций.
Однако  они  не  имеют  значения  при  расчете
равновесия.
 Кроме  температуры  и  давления  на  равно¬
весие  химической  реакции  влияет  избыток
(относительно  стехиометрии)  исходных  ве¬
ществ  или  продуктов  реакции,  а  также  присут¬
ствие  в  газовой  смеси  инертного  компонента
(не  принимающего  участия  в  данной  реак¬
ции).  Избыток  исходных  веществ  сдвигает
равновесие  в  сторону  продуктов  реакции,  а  из¬
быток  продуктов  реакции  —  в  сторону  исход¬
ных  веществ  (в  соответствии  с  принципом  Ле
Шателье  —  Брауна).  Для  количественных  рас¬
четов  можно  использовать  соотношение
 (3.8.7). 	При  введении  добавочного  количества
исходных  веществ  или  продуктов  реакции  со¬
ответственно  изменяются  молярные  доли  ком¬
понентов  в  смеси.  Введение  инертного  компо¬
нента  будет  влиять  на  положение  равновесия  в
том  случае,  если  реакция  протекает  с  измене¬
нием  объема.  Добавление  инертного  компо¬
нента  уменьшает  молярные  доли  участвующих
в  реакции  компонентов.  При  сохранения  об¬
щего  давления  равновесие  смещается  так  же,
как  если  бы  давление  уменьшалось.
 Тепловая  диссоциация.  Диссоциация  —  это
распад  сложных  молекул  на  более  простые,
атомы  и  ионы  под  действием  температуры.  Чем
выше  температура,  тем  больше  исходных  моле¬
кул  подвергается  распаду.  Под  равновесной
степенью  диссоциации  а  того  или  иного  ком¬
понента  понимают  долю  распавшихся  молекул
рассматриваемого  компонента.  Диссоциация
сопровождается  поглощением  теплоты.  В  об¬
ласти  горения  топлива  рассматривают  обычно
реакции  диссоциации:  Н2,  02,  N2,  Н20.  В  реак¬
циях  2Н2  +  02  <=>  2Н20,  2СО  +  02  <=>  2С02  об¬
ратные  реакции  (идущие  справа  налево)  явля¬
ются  обратными  реакциями  диссоциации.
Компоненты  Н20,  С02  могут  распадаться  не
только  на  компоненты  в  соответствии  с  левыми
частями  только  что  приведенных  обратимых
реакций.  Так,  имеет  место  реакция  диссоциа¬
ции  Н20  <=>  ОН  +  0,5Н2.
 Значения  констант  равновесия  К?  для  ре¬
акций  горения  и  диссоциации  при  различных
 температурах  и  давлении  р  =  1,01  105  Па  мож¬
но  найти  в  справочной  литературе.  Следует
отметить,  что  большие  значения  Kv  (сотни  и
тысячи)  при  сравнительно  низких  температу¬
рах  (ниже  2000  К)  свидетельствуют  о  том,  что
реакции  горения  Н2,  СО,  С  протекают  практи¬
чески  в  одну  сторону  (окисления).  В  пламен¬
ных  трубах  ГТУ  горение  происходит  при  тем¬
пературах  порядка  2000...2500  Кис  обратны¬
ми  реакциями  можно  не  считаться.
 При  более  высоких  температурах  обратные
реакции  усиливаются  (диссоциации  С02,  Н20  и
т.д.),  и  поэтому  полного  реагирования  горючего
и  окислителя  достичь  уже  невозможно.  Вследст¬
вие  этого  уменьшается  тепловыделение,  проис¬
ходит  частичная  диссоциация  Н2,  02,  N2,  на  что
также  затрачивается  энергия.  При  очень  высо¬
ких  температурах  реакции  горения  вообще  не
протекают,  что  не  позволяет  достичь  высоких
температур  (выше  4000...5000  К,  в  зависимости
от  условий).
 В  камерах  сгорания  реактивных  двигате¬
лей,  где  температуры  достигают  3000...3500  К,
даже  при  высоком  давлении  роль  обратных  ре¬
акций  и  реакций  диссоциаций  существенна.
При  расчете  таких  камер  сгорания  учитывают
обратные  реакции.  Температуру  и  состав  про¬
дуктов  сгорания  определяют  с  учетом  равнове¬
сия  реакций  горения  и  диссоциации.
 Общие  положения  химической  кинетики.
Простой  механизм  горения.  Акты  химического
превращения  происходят  при  соударениях  мо¬
лекул,  т.е.  при  достаточном  сближении,  когда
начинают  проявляться  силы  отталкивания.
При  этом  нормальная  составляющая  кинети¬
ческой  энергии  соударяющихся  молекул  пере¬
ходит  в  потенциальную  и  может  быть  затраче¬
на  на  разрушение  первоначальных  связей  в
молекулах.  Однако  эти  связи  будут  разрушены
только  в  том  случае,  если  возникающая  при
соударении  потенциальная  энергия  превышает
некоторое  предельное  значение  —  энергию  ак¬
тивации  Е.  Необходимое  условие  для  протека¬
ния  бимолекулярной  реакции  типа  А  +  В  =
продукты  реакции,  требующей  столкновения
двух  молекул,  можно  записать  в  следующем
виде:
 тиЦ1>Е, 	(3.8.8)
 где  т  =  тАтв  /(тл  +  тв)  —  приведенная  масса
молекул  (из  формул  для  упругого  соударения
частиц);  тА  и  тв  —  массы  молекул  А  и  В;  ин  —
нормальная  составляющая  относительной  ско¬
рости  молекул.

ГОРЕНИЕ  ТОПЛИВА
 705
 Если  принять,  что  распределение  моле¬
кул  по  скоростям  (или  энергиям)  отвечает  рав¬
новесному  закону  Максвелла,  то,  как  известно
из  молекулярной  физики,  полное  число  столк¬
новений  молекул  А  и  В  за  единицу  времени  в
единице  объема  газа
 Z  =  йопАпв,
 где  й  =  [8А;7У(7ш)]0’5  —  средняя  относительная
скорость  молекул  при  температуре  Т  (средняя
тепловая  скорость);  к  —  постоянная  Больцма¬
на;  а  —  площадь  сечения  соударений  молекул;
пА  и  пв  —  число  молекул  А  и  В  в  единице  объ¬
ема  (концентрация  молекул).
 Для  простейшей  модели,  в  которой  моле¬
кулы  рассматриваются  как  твердые  сферы  с
радиусами  гА  и  гв,  площадь  сечения  соударе¬
ния  а  =  п(гА  +  гв)2.  Этим  сечением  является
сечение  сферы  с  радиусом  гА  +  гв,  очерченной,
например,  вокруг  молекулы  А.  При  попадании
центра  молекулы  В  в  сечение  соударения  про¬
изойдет  соударение.
 Для  нахождения  скорости  рассматривае¬
мой  бимолекулярной  реакции  нужно  из  обще¬
го  числа  соударений  молекул  А  и  В  выделить
активные  соударения,  при  которых  выполня¬
ется  условие  (3.8.8).  При  температуре  газа  Т  по
закону  Максвелла  доля  молекул,  скорость  ко¬
торых  в  определенном  направлении  (напри¬
мер,  скорость  ин)  лежит  в  интервале  от  ин  до
+  du„,
 dQ.  -
 171  -mu,
 -e
 Ц{2кТ)
 2  ккТ
 duM.
 Доля  молекул,  скорость  которых  превы¬
шает  минимальную  скорость  ин  ^  =  (2Е/т)0,5
(их  энергия  больше  энергии  активации  Е),
 гию  активации,  приводят  к  химическому  пре¬
вращению.  Молекулы  являются  сложными
комплексами,  и  для  протекания  реакции  необ¬
ходимо,  чтобы  соударяющиеся  молекулы  были
должным  образом  сориентированы  между  со¬
бой:  удар  одной  молекулы  о  другую  должен
произойти  в  наиболее  «уязвимом»  месте.  Ве¬
роятность  Р  того,  что  молекулы  при  столкно¬
вении  будут  иметь  нужную  пространственную
ориентацию,  называют  стерическим  или  гео¬
метрическим  фактором,  который  может  ме¬
няться  в  широких  пределах  (от  1  до  10-7).
 Скорость  реакции,  выражаемая  числом
актов  химического  превращения  в  единице
объема  в  единицу  времени,
 ~  -EURT)
 w=pZt  пАпв>
 _  , 	-E/(RT)
 w  =  к0е
 пАпв.
 о  =  г 	=е-я/(И').
 J  "2ккТ
 Таким  образом,  число  активных  столкно¬
вений,  приводящих  к  реакции,  Za  =
=  йае~Е^кТ)пАпв  или,  если  Е  отнести  не  к  од¬
ной  молекуле,  как  рассматривалось  выше,  а  к
одному  молю,  то
 ~ 	-  -EJ(RT)
 Za  =  иое  п  ’пАпв,
 где  R  =  Nfjc  —  универсальная  газовая  постоян¬
ная;  Na  —  число  молекул  в  одном  моле  (число
Авогадро);  к  —  постоянная  Больцмана.
 Следует  иметь  в  виду,  что  не  все  столкно¬
вения,  при  которых  энергия  превышает  энер-
 (3.8.9)
 (3.8.10)
 Предэкспоненциальный  множитель  к0
должен  быть  пропорционален  4т  (поскольку
й~4т).  Следовательно,
 w  =  Ц  4Тъ~Е1{КТ)пАпв,
 где  Ц  —  постоянная  для  данной  реакции  ве¬
личина.
 Константа  скорости  реакции
 k  =  k0e~E/(RT)  =к'й4Тъ~Е1(т.  (3.8.11)
 Величина  к0  зависит  от  температуры  го¬
раздо  слабее,  чем  экспонента,  поэтому  часто
ее  считают  постоянной  величиной  (для  дан¬
ной  реакции).
 Формулы  (3.8.9)—(3.8.11)  выражают  закон
Аррениуса  изменения  скорости  химической
реакции  с  температурой.  Они  свидетельствуют
о  существенном  возрастании  скорости  хими¬
ческой  реакции  с  повышением  температуры.
 Хотя  рассмотренная  теория  является  чрез¬
вычайно  упрощенной,  зависимости  скорости
простейших  реакций  от  температуры  и  концен¬
трации  исходных  компонентов  в  общих  чертах
согласуются  с  опытными  данными.  Скорость
реакции  обычно  выражается  количеством  ве¬
щества  (например,  в  молях),  реагирующих  за
единицу  времени  в  единице  объема:
 w  =  k0e-E/(R7)CACB,  (3.8.12)
 где  СА  и  Св  —  концентрация  компонентов  А  и
В,  выражаемая  количеством  вещества  в  едини¬
це  объема.

706
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 Сложный  механизм  горения.  Реакцию  на¬
зывают  простой,  если  продукты  реакции  об¬
разуются  непосредственно  в  ходе  этой  реак¬
ции  и  согласно  стехиометрическому  соотно¬
шению  без  образования  промежуточных  ве¬
ществ.  Скорость  таких  реакций  зависит  от
концентрации  исходных  веществ.  Однако
простые  реакции  (не  входящие  в  цепь  слож¬
ной  реакции)  редки.  Установлено,  что  реаги¬
рование  даже  самых  простых  горючих  проис¬
ходит  по  сложным  схемам  и  сопровождается
образованием  промежуточных  продуктов  и
радикалов.  Для  реакции  горения  и  водорода,
и  углерода  характерным  является  ход  ее  через
промежуточные  реакции  —  цепной  механизм.
Стехиометрическое  соотношение  для  слож¬
ной  реакции,  например  тримолекулярной  ре¬
акции  2Н2  +  02  =  2Н20,  отражает  только  ма¬
териальный  баланс  совокупности  простых
промежуточных  реакций.  В  действительности
имеют  место  промежуточные  этапы,  в  кото¬
рых  обычно  принимают  участие  активные
центры:  отдельные  атомы  радикалы,  возбуж¬
денные  молекулы.  Для  реакций  с  активным
центром  энергия  активации  меньше.  Для
простых  реакций,  составляющих  сложную  ре¬
акцию,  применима  зависимость  (3.8.12).
 В  случае  сложной  реакции  можно  счи¬
тать,  что  скорость  реакции  пропорциональна
произведению  концентраций  исходных  ком¬
понентов  в  некоторых  степенях,  необязатель¬
но  совпадающих  со  стехиометрическими  ко¬
эффициентами.  Точные  значения  скорости
реакции  и  показателей  степени  при  концен¬
трациях  исходных  компонентов,  равно  как  и
уточненное  значение  предэкспоненциального
множителя  к0,  определяют  эксперименталь¬
ным  путем.  Сумма  показателей  степени  при
концентрациях  —  порядок  реакции.  Констан¬
ту  скорости  реакции  k0e~E/iRT)  для  такого  урав¬
нения  можно  назвать  кажущейся,  или  види¬
мой.  Обычно  она  с  той  или  иной  точностью
удовлетворяет  закону  Аррениуса.
 Свойства  функции  e~E^RT)  =  к/к0  опреде¬
ляют  зависимость  скорости  химической  реак¬
ции  от  температуры  (рис.  3.8.5).  При  Т  —  0
имеем  q~e^RT)  =  0.  С  повышением  Т  экспонен¬
та  резко  возрастает,  производная  по  темпера¬
туре  при  этом  положительная.  При  высоких
значениях  Т  производная  уменьшается,  и  экс¬
понента  асимптотически  приближается  к  еди¬
нице.  При  некоторой  промежуточной  темпе¬
ратуре  кривая  имеет  перегиб.  В  полулогариф¬
мических  координатах  экспонента  в  зависимо-
 Рис.  3.8.5.  Зависимость  отношения  к/к§
от  температуры  Т
 Рис.  3.8.6.  Зависимость  логарифма  константы  ско¬
рости  реакции  1п&о  от  обратной  температуры  1/Т
 сти  от  1/Т  дает  прямую  линию  (рис.  3.8.6):
Ink  =  lnk0  —  E/(RT).  Тангенс  угла  наклона  а
прямой  к  оси  1/Т  определяет  величину  E/R,
т.е.  Е  =  Riga.  Полулогарифмические  коорди¬
наты  удобно  использовать  при  обработке
опытных  данных  о  скоростях  химических  ре¬
акций.
 Температуру  Тю  отвечающую  перегибу
кривой  на  рис.  3.8.5,  можно  найти,  приравняв
нулю  вторую  производную  экспоненты  по
температуре:  Гп  =  E/2R.
 На  скорость  химической  реакции  влияет
общее  давление  в  системе  р.  С  ростом  р  кон¬
центрация  каждого  из  компонентов,  вступаю¬
щих  в  реакцию  (концентрация  выражается  ко¬
личеством  вещества  в  единице  объема),  воз¬
растает  пропорционально  общему  давлению
системы.  Поэтому  скорость  мономолекуляр-
ной  реакции  (А  =  М  +  N+  ...)  пропорциональ¬
на  р  в  первой  степени.  Скорость  бимолекуляр¬
ной  реакции  (А  +  В  =  М  +  N  +  ...)  пропорцио¬
нальна  р2  и  т.д.  Однако  отличие  от  идеализи¬
рованных  условий  протекания  реакций  (зара¬
нее  подготовленные  смеси  реагентов  с  равно¬
мерной  температурой,  давлением,  концентра¬
циями  со  своевременным  удалением  продук¬

ГОРЕНИЕ  ТОПЛИВА
 707
 тов  реакций  и  др.)  в  действительности  собы¬
тия  происходят  несколько  иначе.
 Цепной  механизм  горения.  Это  явление
изучается  более  60  лет.  Наиболее  существен¬
ный  вклад  в  теоретическое  и  эксперименталь¬
ное  исследование  этого  механизма  внесли  на¬
учные  коллективы  в  нашей  стране  (под  руко¬
водством  Н.Н.  Семенова)  и  в  Великобритании
(Хиншельвуд).
 При  горении  водорода  для  объединяю¬
щей  реакции  2Н2  +  02  =  2Н20  имеет  место
следующий  набор  промежуточных  реакций:
 1) 	Н2  +  02  -»  20Н  —  зарождение  актив¬
ного  центра  —  радикала  ОН;
 2) 	ОН  +  Н2  -»  Н20  +  Н  —  продолжение
цепи  с  образованием  конечного  продукта  Н20;
 3) 	Н  +  02  ->  ОН  +  О;  4)  О  +  Н2  ->  ОН  +
+  Н  —  разветвление  цепей,  когда  из  одного  ак¬
тивного  центра  образуются  два  активных  центра;
 5)  Н  +  стенка  -»  0,5Н2;  6)  ОН  +  стенка  -»
-»  0,5Н202;  7)  О  +  стенка  -»  0,502;  8)  Н202  +
+  стенка  -»  Н20  +  0,502  —  обрыв  цепей  на
стенках  реакционного  сосуда;
 9)  Н  +  02  +  М  -»  0,5Н202  +  0,502  +  М  -
обрыв  цепи  в  газовом  объеме  при  тройном  со¬
ударении  атома  Н,  молекулы  02  и  какой-либо
третьей  молекулы  М.
 Горение  других  составляющих  топлива
также  имеет  цепной  характер.  Об  этом  свиде¬
тельствуют  результаты  исследований,  получен¬
ные  даже  в  идеализированных  лабораторных
условиях,  когда  исходные  компоненты  идеаль¬
но  перемешаны,  а  давление  и  температура  по¬
стоянны  во  времени  и  пространстве.
 Такие  условия  в  промышленной  камере
сгорания  отсутствуют,  а  следовательно,  про¬
цесс  еще  сложнее.
 Реальный  процесс  выгорания  топлива  в
промышленной  диффузионной  камере  сгорания
(смешение  топлива  с  воздухом  происходит  не¬
посредственно  в  объеме  горения,  рис.  3.8.7).
Из  распределения  полноты  сгорания  топлива
Лег  по  Длине  пламенной  трубы  Ьпт  в  зависимо¬
сти  от  давления  р  следует,  что  в  головной  час¬
ти  камеры  рост  давления  приводит  к  некото¬
рой  затяжке  скорости  горения  из-за  ухудше¬
ния  смесеобразования.  Однако  по  ходу  движе¬
ния  газов  темп  выгорания  возрастает  и  ком¬
пенсирует  временное  его  отставание  в  начале
процесса.  Изменение  температуры  пламенной
трубы  Тп  т,  состоящей  из  отдельных  секций  —
обечаек,  свидетельствует  о  том,  что  на  каждой
обечайке  наибольшая  температура  металла
достигается  в  средней  ее  части,  что  обусловле¬
 но  повышенным  охлаждением  воздуха  пла¬
менной  трубы  в  местах  вдува  охлаждающего
воздуха.  Неравномерность  распределения  тем¬
пературы  продуктов  сгорания  на  выходе  из  ка¬
меры  всегда  имеет  место.
 Процесс  выгорания  топлива  по  длине
пламенной  трубы  Ьп  т  зависит  от  конструктив¬
ных  и  режимных  факторов  (размеров  пламен¬
ной  трубы,  устройства  воздушного  завихрите-
ля,  параметров  воздуха  и  др.),  от  дисперсности
распыленного  жидкого  топлива,  интенсивно¬
сти  смесеобразования  (скорости  воздуха  и  то¬
плива  на  входе  в  пламенную  трубу),  соотноше¬
ния  расходов  воздуха  и  топлива.  Значительное
влияние  оказывают  характеристики  Uv  и  UF.
 Сложность  явлений  в  камере  сгорания  за¬
ставляет  расчленить  процесс  выгорания  на  от¬
дельные  более  простые  стадии.  При  сжигании
жидкого  топлива  таких  стадий  может  быть  три:
 1) 	прогрев  и  испарение  капель  топлива  в
течение  времени  тисп;
 2) 	смешение  паров  топлива  с  воздухом  —
 ^см>
 3) 	химические  реакции  соединения  паров
топлива  с  кислородом  —  т^.
 Отмеченные  стадии  процесса  горения
протекают  не  последовательно  одна  за  другой,
а  с  некоторым  наложением  (испарение  и  сме¬
шение,  смешение  и  химические  реакции  и
т.д.),  частично  протекают  одновременно.  Сле¬
довательно,  суммарное  время  горения  тгор  не
равно  сумме  времен  протекания  отдельных
стадий  процесса,  а  всегда  меньше  :
 ^исп  ^см  ^хим  ^  ^гор-
 Простое  суммирование  времен  отдельных
стадий  для  определения  итогового  времени
сгорания  топлива  тгор  приведет  к  грубой  ошиб¬
ке.  Полнота  сгорания  топлива  определяется
самой  медленной  стадией  процесса.
 В  настоящее  время  не  существует  надеж¬
ного  расчета  полноты  сгорания  топлива  по
длине  камеры.  Размеры  пламенной  трубы  на¬
значают  так,  чтобы  удовлетворить  оправдан¬
ные  практикой  значения  Uv  и  UF,  а  также
среднерасходную  скорость  воздуха  в  отверсти¬
ях  пламенной  трубы  и>отв.  В  диффузионной  ка¬
мере  сгорания  отечественной  установки
ГТЭ-150  UF  =  191  Вт/(м2  •  Па),  такое  же  значе¬
ние  принято  и  для  Uv\  и>отв  =  65  м/с.  В  настоя¬
щее  время  с  целью  достижения  низкой  ток¬
сичности  используют  принцип  сжигания  зара¬
нее  подготовленной  бедной  топливовоздуш¬
ной  смеси.  В  таких  камерах  характеристика  Uv

708
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 Рис.  3.8.7.  Результаты  стендовых  испытаний  камеры  сгорания  установки  ГТЭ-150  (одногорелочное
фронтовое  устройство  Тв  =  370  °С,  1^  =  962  °С):
а  —  полнота  сгорания  топлива  т|сг;  б  —  температура  пламенной  трубы  Тпт;  в  —  распределение  тем¬
пературы  продуктов  сгорания  в  выходном  сечении  переходного  патрубка
 примерно  в  2  раза  меньше,  чем  в  диффузион¬
ных  камерах.
 3.8.4. 	МЕХАНИЗМЫ  ОБРАЗОВАНИЯ
ВРЕДНЫХ  ВЕЩЕСТВ
В  КАМЕРАХ  СГОРАНИЯ
 Общепризнанно,  что  загрязнение  окру¬
жающей  среды  выбросами  продуктов  сгорания
влечет  за  собой  тяжелые  последствия.  Дым  яв¬
 ляется  очевидным  загрязнителем,  свойствен¬
ным  ГТД,  поскольку  его  можно  видеть  невоо¬
руженным  глазом.  Черная  окраска  дыма  вы¬
звана  содержанием  в  нем  взвешенных  частиц
сажи  и  золы.  Присутствие  в  выпускных  газах
двуоксида  азота  N02  придает  им  бурый  цвет.
Частицы  сажи  могут  содержать  канцерогенные
вещества.  Сажа  и  зола,  выбрасываемые  из  ды¬
мовых  труб  в  атмосферу,  снижают  прозрач¬
ность  атмосферы.

МЕХАНИЗМЫ  ОБРАЗОВАНИЯ  ВРЕДНЫХ  ВЕЩЕСТВ  В  КАМЕРАХ  СГОРАНИЯ
 709
 Другими  загрязняющими  веществами,  с
которыми  следует  считаться,  являются  оксид
углерода  СО,  несгоревшие  углеводороды  UHC
(Unbumed  HydroCarbons),  оксиды  азота  NOx  и
серы  SOx.  Продукты  неполного  сгорания  топ¬
лива  (особенно  полициклические  и  аромати¬
ческие  углеводороды)  —  канцерогенны.  Осо¬
бенно  вреден  бензпирен  С20Н12.  Несгоревшие
углеводороды  являются  основным  источником
неприятного  запаха.
 Образование  оксида  углерода.  В  диффузи¬
онных  камерах  при  аг  <  1  (oCj.  —  коэффициент
избытка  воздуха  в  горелках)  СО  может  образо¬
вываться  в  большом  количестве  вследствие  не¬
хватки  кислорода  для  завершения  реакции
окисления  углерода  до  С02  и  нехватки  време¬
ни  пребывания  топлива  в  камере.  Появление  в
большом  количестве  СО  может  быть  вызвано
и  при  аг  >  1,  но  при  плохом  перемешивании
топлива  с  воздухом.  В  этом  случае  образуются
зоны,  в  которых  смесь  слишком  бедная,  чтобы
в  них  поддерживалось  горение;  образуются
также  зоны  с  излишне  богатой  смесью,  горе¬
ние  в  которых  приводит  к  высоким  местным
концентрациям  СО.  «Замораживание»  топлива
и  продуктов  горения  в  пристенных  низкотем¬
пературных  слоях  (менее  1200  °С)  камеры  вы¬
зывает  обильное  появление  СО,  который
окисляется  относительно  медленно.  Скорость
этого  окисления  является  определяющим  фак¬
тором  в  выборе  минимального  времени  пре¬
бывания  топлива  в  камере.  Выбросы  СО  выше
при  пуске  двигателя  и  на  частичных  нагрузках.
 Снижению  выбросов  СО  способствуют
следующие  мероприятия:
 1) 	улучшение  распыливания  топлива  для
ускорения  его  испарения  и  создания  гомоген¬
ной  горючей  среды;
 2) 	перераспределение  воздуха  в  отверсти¬
ях  пламенной  трубы  для  достижения  коэффи¬
циента  избытка  воздуха  в  диффузионных  го¬
релках  аг  =  1,2...  1,4;
 3) 	увеличение  объема  пламенной  трубы,
т.е.  времени  пребывания  продуктов  в  зоне  го¬
рения;
 4) 	уменьшение  расхода  воздуха  на  пле¬
ночное  охлаждение  стенок;
 5) 	перепуск  воздуха  из  компрессора  по¬
мимо  камеры  сгорания  на  малых  нагрузках
или  глубокое  регулирование  расхода  воздуха.
 Несгоревшие  углеводороды.  К  несгорев¬
шим  углеводородам  UHC  относят  как  топли¬
во,  выбрасываемое  из  камеры  в  виде  капель
или  пара,  так  и  продукты  разложения  исход¬
 ного  топлива  на  углеводороды  меньшей  моле¬
кулярной  массы,  такие,  как  метан  и  ацетилен.
Наличие  углеводородов  на  выходе  из  камеры
сгорания  связывают  с  плохим  распыливанием
топлива,  недостаточной  скоростью  горения  и
«замораживанием»  продуктов  неполного  сго¬
рания  в  охлаждающем  воздухе  вблизи  стенок
пламенной  трубы.  В  диффузионных  камерах
сгорания  количество  несгоревших  углеводоро¬
дов  с  ростом  давления  в  камере  не  сокращает¬
ся.  Выброс  UHC  определяют  те  же  факторы,
что  и  выброс  СО.  Поэтому,  принимая  меры
против  выбросов  СО,  подавляются  выбросы
несгоревших  углеводородов.
 Образование  оксидов  азота.  Основную  их
часть  составляют  обычно  оксид  азота  N0,  об¬
разованный  в  результате  окисления  азота,  на¬
ходящегося  в  атмосфере  воздуха,  в  высокотем¬
пературных  зонах  камеры  сгорания.  Этот  про¬
цесс  эндотермичен  и  идет  с  заметной  скоро¬
стью  только  при  температуре  выше  1800  К.
Поэтому  в  противоположность  СО  и  UHC  ок¬
сид  N0  образуется  только  в  горячих  централь¬
ных  зонах  камеры,  а  максимум  его  концентра¬
ции  достигается  на  режиме  полной  нагрузки.
 Оксид  азота  в  зависимости  от  механизма
его  образования  бывает  трех  видов:
 1) 	термический,  образующийся  при  окис¬
лении  атмосферного  азота  в  послепламенных
газах;
 2) 	сверхравновесный,  образующийся  в
быстрых  реакциях  во  фронте  пламени  (быст¬
рый  N0);
 3) 	топливный,  образующийся  в  результате
окисления  азота,  содержащегося  в  топливе.
 Оксид  азота  окисляется  до  двуоксида
N02,  как  только  достигается  требуемая  для
этого  низкая  температура  в  выпускных  газах
двигателя.
 Термический  N0.  Чем  выше  температура
горения,  тем  больше  образуется  N0.  Установ¬
лено,  что  образование  N0  в  процессе  горения
происходит  в  соответствии  с  цепным  механиз¬
мом  Зельдовича:
 02 	<=>  20;  О  +  N2  <=>  NO  +  N;
 N  +  02  <=>  N0  +  О.
 Основные  реакции  окисления  топлива  в
воздухе  протекают  при  избытке  воздуха  быст¬
ро  и  имеют  небольшое  значение  в  процессе
образования  N0,  просто  нагревая  смесь.  Цеп¬
ные  реакции  образования  N0  начинаются  с
высвобождения  атомов  кислорода  при  терми¬

710
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 Рис.  3.8.8.  Изменение  расчетной  равновесной  концентрации  NO  в  зависимости  от  времени  /,  коэф¬
фициента  избытка  топлива  ср  (смесь  СН2  —  воздух,  р  =  1  МПа,  Т  =  2400  К)  и  температуры  Т(К)
 ческой  диссоциации  молекул  кислорода.  Рав¬
новесная  термическая  диссоциация  молекул
азота  при  тех  температурах,  которые  имеют
место  в  камерах  ГТД,  еще  не  достигается,  и
единственным  источником  атомарного  азота
служит  вторая  реакция  (с  атомарным  кислоро¬
дом).  Расчетная  равновесная  концентрация
N0  возрастает  с  уменьшением  коэффициента
избытка  топлива  ф  (ф  =1/а)  при  фиксирован¬
ной  температуре  (рис.  3.8.8,  а)  и  с  повышени¬
ем  температуры  при  ф  =  const  (рис.  3.8.8,  б).
 В  реальной  камере  сгорания  характери¬
стика  ф  и  температура  горения  Т  взаимосвяза¬
ны.  После  достижения  некоторого  значения  ф
чуть  больше  1  (когда  имеет  место  максималь¬
ная  концентрация  N0)  дальнейшее  разбавле¬
ние  смеси  воздухом  приводит  к  снижению
концентрации  N0  в  продуктах  сгорания.
 Температура  воздуха  влияет  в  значитель¬
ной  степени  на  температуру  пламени  и  на  вы¬
бросы  NOx.  Выбросы  NOx  возрастают  с  увели¬
чением  времени  пребывания  топлива  в  камере
и  с  увеличением  давления.  В  диффузионных
камерах  сгорания  учет  давление  на  выбросы
NOx  может  быть  выполнен  с  использованием
соотношения  (NOx)(2)  =  (N0Х)(1)[(р(2)/Р(1))]0,5-
 Сверхравновесный  оксид  азота  (быстрый
N0).  При  определенных  условиях,  особенно  в
низкотемпературных  пламенах  богатой  топли¬
вовоздушной  смеси,  N0  обнаруживается  на
очень  ранних  стадиях  процесса  горения;  этот
факт  противоречит  идее  о  медленном  характе¬
ре  окисления  азота.  Механизм  этого  явления
пока  еще  не  понят,  но  установлено,  что  про¬
цесс  образования  N0  является  результатом
взаимодействия  большого  числа  промежуточ¬
 ных  веществ,  возникающих  в  ходе  основных
реакций  окисления  углеводородов  до  СО  и  за¬
тем  до  С02.  Доля  быстрых  N0  не  превышает
 10...15%.
 Термический  N0.  Если  в  топливе  содер¬
жится  химически  связанный  азот,  то  часть
этого  азота  неизбежно  перейдет  в  N0.  Доля
азота,  подвергающегося  такому  превращению,
зависит  от  особенностей  процесса  горения.
Легкие  дистиллятные  топлива  содержат  не¬
большие  количества  органического  азота  (ме¬
нее  0,06%),  но  тяжелые  продукты  перегонки
могут  содержать  уже  до  1,8%  азота.  Поэтому  в
зависимости  от  степени  окисления  этого  азота
N0  из  топлива  может  составлять  значитель¬
ную  долю  в  общем  выбросе.
 Имеющиеся  данные  о  механизме  образо¬
вания  N0  из  связанного  в  топливе  азота  по¬
зволяют  предположить  следующее:
 1) 	связанный  азот,  если  его  содержание  в
топливе  невелико  (менее  0,5%),  практически
полностью  превращается  в  N0  при  горении
бедных  смесей;
 2) 	степень  превращения  азота  в  N0
уменьшается  при  увеличении  содержания  азо¬
та  в  топливе,  особенно  при  горении  богатых
смесей;
 3) 	степень  превращения  азота  в  N0  мед¬
ленно  увеличивается  при  росте  температуры
пламени;
 4) 	состав  азотсодержащих  компонентов
топлива  не  влияет  на  степень  превращения
азота  в  N0.
 Главным  фактором,  определяющим  обра¬
зование  NOx,  является  температура.  Действи¬
тельно,  выброс  NOx  экспоненциально  возрас¬

МЕХАНИЗМЫ  ОБРАЗОВАНИЯ  ВРЕДНЫХ  ВЕЩЕСТВ  В  КАМЕРАХ  СГОРАНИЯ
 711
 тает  с  повышением  температуры  пламени  со¬
гласно  соотношению  NOx  ~  ехр  0,009  Т,  где
Т  —  температура  в  зоне  реакции,  К.  Для  боль¬
шинства  практических  целей  остальные  пара¬
метры  камеры  сгорания  можно  учитывать
лишь  в  той  мере,  в  какой  они  влияют  на  тем¬
пературу  пламени.  Для  уменьшения  выброса
NOx  необходимо  снизить  температуру  в  зоне
реакции.  Важно  исключить  локальные  горячие
области  в  зоне  реакции,  поскольку  недоста¬
точно  достигнуть  приемлемого  снижения
средней  температуры,  если  при  этом  останутся
локальные  области  с  высокой  температурой,  в
которых  скорость  образования  NOx  велика.
Время,  в  течение  которого  может  происходить
образование  NOx,  должно  быть  сведено  к  ми¬
нимуму.
 Снижение  температуры  пламени  легко
достигается  увеличением  расхода  воздуха  в  го¬
ловной  части  камеры.  Но  это  приводит  к  уве¬
личению  выбросов  СО  и  UHC.  Приходится
идти  на  компромисс  между  выбросами  СО  и
UHC,  с  одной  стороны,  и  выбросами  NOx  —
с  другой.
 Улучшение  перемешивания  топлива  и
воздуха  посредством  лучшего  распыливания  и
распределения  топлива  и  путем  увеличения
скорости  воздуха  в  горелках  и  отверстиях  пла¬
менной  трубы  приведет  к  сокращению  выбро¬
сов  NOx  при  «бедной»  топливовоздушной  сме¬
си  (а  >  1,5).  При  «богатой»  смеси,  тем  более
«стехиометрической»,  такое  мероприятие  при¬
ведет  к  обратному  результату.
 Выброс  NOx  может  быть  сокращен,  если
уменьшить  время,  в  течение  которого  реаген¬
ты  находятся  при  высокой  температуре  (время
пребывания  продуктов  горения  в  пламенной
трубе).
 Так  как  образование  NOx  сильно  зависит
от  температуры,  то  разбавление  топливовоз¬
душной  смеси  инертным  или  негорючим  веще¬
ством  должно  снизить  выход  NOx.  В  практике
борьбы  с  NOx  многие  газотурбинные  фирмы
используют  впрыскивание  воды  или  пара  в  зо¬
ну  горения  в  количестве,  равном  расходу  топ¬
лива,  что  сокращает  выбросы  NOx  более  чем  в
 3 	раза.  Чрезмерное  впрыскивание  воды  или  па¬
ра  провоцирует  возникновение  чрезмерных  по
амплитуде  пульсаций  давления.
 Образование  сажи.  Диспергированные
частицы  сажи  в  богатых  топливом  участках
пламени  могут  образовываться  в  любой  части
зоны  горения,  в  которой  скорость  смешения
недостаточна.  В  случае  применения  центро¬
 бежных  форсунок  основная  сажеобразующая
область  расположена  внутри  факела  распыли¬
вания  топлива,  в  центре  камеры.  В  этой  облас¬
ти  существует  возвратное  течение  продуктов
сгорания  к  факелу  распыливания  топлива,  в
котором  локальные  порции  паров  топлива
оказываются  окруженными  высокотемпера¬
турными  газами  с  дефицитом  кислорода.
Вследствие  избытка  топлива  сажа  в  этой  об¬
ласти  может  образовываться  в  значительных
количествах.
 Большая  часть  сажи,  образовавшейся  в
первичной  зоне  горения,  сгорает  затем  в  высо¬
котемпературных  областях  ниже  по  потоку.
Поэтому  с  точки  зрения  дымления  камеру
можно  рассматривать  как  двухзонное  устрой¬
ство,  первичная  зона  которого  определяет  ско¬
рость  образования  сажи,  а  промежуточная
(к  ней  следует  отнести  и  зону  разбавления)
определяет  скорость  расходования  сажи  (ее
сгорание).  Наблюдаемая  концентрация  сажи
на  выходе  из  камеры  сжигания  может  служить
индикатором,  какая  из  зон  доминирует.
 Химический  анализ  сажи  из  выпускных
газов  показывает,  что  она  состоит  в  основном
из  углерода  (96%)  и  смеси  соединений,  вклю¬
чающих  водород  и  кислород.  Сажа  не  является
равновесным  продуктом  сгорания  топлива.
Поэтому  определить  действительную  скорость
ее  образования  и  результирующий  уровень
концентрации  на  основе  кинетических  и  тер¬
модинамических  данных  невозможно.  Ско¬
рость  образования  сажи  определяется  не
столько  кинетикой,  сколько  физическими
факторами  такими,  как  распыливание  топлива
и  смешение  его  с  воздухом.  Механизм  образо¬
вания  сажи  до  сих  пор  полностью  не  изучен.
Полагают,  что  образование  частиц  углерода
происходит  за  счет  термического  разложения
углеводородов  при  нагреве  топлива.  Углеводо¬
роды  распадаются  на  твердый  углерод,  метан  и
водород.  Таким  образом,  присутствие  в  неко¬
торой  зоне  пламени  СН4  и  Н2  свидетельствует
 о 	том,  что  здесь  произошел  пиролиз  углеводо¬
родов  топлива.  Оксид  углерода  может  также
явиться  причиной  образования  сажи  в  соот¬
ветствии  с  равновесной  реакцией  Будуара:
2СО  =  С02  +  Стверд.  Чем  хуже  качество  распы¬
ливания  топлива  и  перемешивания  его  с  воз¬
духом,  тем  выше  углеводородное  число  в  топ¬
ливе  (С/Н),  чем  больше  давление  в  камере  —
тем  больше  сажи  и  дыма.
 Проблема  сокращения  вредных  выбросов
усугубляется  тем  обстоятельством,  что  борьба

712
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 с  одними  компонентами  приводит  к  обогаще¬
нию  других  столь  же  или  более  опасных  ве¬
ществ.  Так,  повышение  температуры  горения
с  ростом  нагрузки  ГТУ  благотворно  сказыва¬
ется  на  снижении  выбросов  СО  и  UHC,  но
приводит  к  интенсивному  росту  количества
NOx.
 Образование  сажи,  дымление  в  большей
степени  определяется  физическими  процесса¬
ми  распыливания  топлива  и  его  смешения  с
воздухом,  чем  кинетикой  химических  реак¬
ций.  Устранение  дымности  достигается  путем
предотвращения  в  пламени  отдельных  зон
обогащенных  и  переобагащенных  топливом.
Это  может  быть  достигнуто  путем  более  каче¬
ственного  распыливания  топлива,  увеличения
расхода  воздуха  в  горелки  и  скорости.  Однако
сжигание  чрезмерно  бедной  смеси  с  аг  >  1,5
чревато  неприемлемо  малой  полнотой  сгора¬
ния,  проблемами  с  воспламенением  и  устой¬
чивостью  горения.
 3.8.5. 	АЭРОДИНАМИКА  КАМЕР
СГОРАНИЯ.  ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ
 Каждая  камера  сгорания  содержит  обыч¬
но  прочный  корпус  и  пламенную  трубу,  в  ко¬
торой  имеется  одна  или  несколько  горелок  со
стабилизаторами  пламени  (как  правило,  это
завихрители  воздуха).  В  пламенной  трубе  мо¬
гут  быть  смесительные  отверстия,  дожигаю¬
щие  отверстия  и  отверстия  для  охлаждения
стенок.  Вход  воздуха  в  камеру  осуществляется
через  диффузор,  выход  продуктов  сгорания  в
турбину  —  через  газосборник  (переходный
патрубок).  Воздух  перед  камерой  сгорания
распределяется  по  потокам  (трактам):  1)  в  за¬
вихрители;  2)  в  смесительные  и  дожигающие
отверстия;  3)  в  охлаждающие  отверстия.  Все
потоки  соединяются  в  газосборнике.
 Создание  и  эксплуатация  совершенной
камеры  сгорания  требует  глубокого  понимания
аэродинамических  процессов,  происходящих  в
стабилизаторах  пламени  (завихрителях  возду¬
ха  —  регистрах),  внутри  пламенной  трубы  и  в
ее  отверстиях,  в  кольцевых  каналах,  на  подходе
к  камере  и  на  выходе  из  камеры.  Аэродинами¬
ческая  структура  потоков  непосредственно  за
стабилизаторами  пламени  должна  обеспечивать
непрерывный  приток  горящих  газов  к  месту
подачи  топлива,  что  необходимо  для  непрерыв¬
ного  и  стабильного  горения  поступающего  топ¬
лива.  Струи  воздуха,  поступающие  в  объем
пламенной  трубы  из  дожигающих  отверстий,
 призваны  обеспечить  надлежащее  перемешива¬
ние  поступающего  воздуха  с  продуктами  горе¬
ния.  Воздух,  направленный  в  охлаждающие  от¬
верстия,  движется  вдоль  внутренней  поверхно¬
сти  стенки,  как  можно  ближе  к  ней,  чтобы  изо¬
лировать  ее  от  контакта  с  пламенем  и  обеспе¬
чить  надежное  ее  охлаждение.
 Совершенно  ясно,  что  движение  воздуха
от  входа  его  в  камеру  до  выхода  из  газосборни-
ка  сопряжено  с  потерями  энергии  (потерей
давления).  Величина  этих  потерь  определяется
гидравлическим  расчетом  камеры  сгорания.
Гидравлический  расчет  включает  также  опре¬
деление  расходов  воздуха  по  трактам.  Эти  две
задачи  могут  быть  с  некоторым  приближением
решены,  если  известны  конструкция  камеры
(ее  устройство  и  все  геометрические  размеры  в
трактах  воздуха)  и  условия  ее  работы  (пара¬
метры  воздуха  и  топлива).
 Завихрители  воздуха.  Они  предназначены
для  подачи  воздуха  в  зону  горения  и  для  ста¬
билизации  пламени.  Поступающий  воздух,
пройдя  лопаточный  аппарат  завихрителя,  при¬
обретает  вращательно-поступательное  движе¬
ние,  обладая  значительными  осевыми,  танген¬
циальными  и  радиальными  скоростями.  В  ре¬
зультате  эжектирующего  действия  турбулент¬
ных  струй,  выходящих  из  лопаточных  каналов
завихрителя,  в  приосевой  зоне  пламенной  тру¬
бы  возникает  циркуляционное  движение
(рис.  3.8.9).  В  зоне  рециркуляции  располагает¬
ся  зона  обратных  токов,  за  границу  которой
принимается  поверхность  нулевых  скоростей
 Рис.  3.8.9.  Аэродинамическая  структура  пото¬
ков  в  пламенной  трубе  с  завихрителем
(измерения  проведены  на  модели  камеры  сгора¬
ния  при  холодной  продувке):
 а  —  плоским;  б  —  коническим

АЭРОДИНАМИКА  КАМЕР  СГОРАНИЯ.  ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ 	713
 осевых  составляющих.  Горячие  и  горящие
продукты  горения,  двигаясь  вспять,  непрерыв¬
но  поджигают  топливо,  поступающее  к  корню
факела.  Угол  рл  называют  углом  закрутки  за-
вихрителя  (рис.  3.8.10).  Чем  больше  (Зл,  тем
интенсивнее  крутка.  Обычно  (Зл  =  45...60°.
Скорость  воздуха  в  межлопаточных  каналах
завихрителя  w3  =  G3/(pBF3)  =  50...90  м/с  (G3  —
расход  воздуха  через  завихритель;  F3  —  его
проходная  площадь;  рв  —  плотность  воздуха  на
входе).  Коэффициент  гидравлического  сопро¬
тивления,  необходимый  для  гидравлического
расчета  камеры,  1)3=  1,5...2,5в  зависимости  от
угла  (Зл  и  втулочного  отношения  dBT/Dp.
 Отверстия  для  охлаждения  стенок  пламен¬
ной  трубы.  Эти  отверстия  называют  также  щеля¬
ми;  они  применяются  в  камерах  со  струйно-за-
градительным  охлаждением.  На  пламенной  тру¬
бе  устраивают  несколько  поясов  щелей.  Важно,
чтобы  в  каждом  поперечном  сечении  пламен¬
ной  трубы,  где  устроены  щели,  воздух  поступал
равномерно  по  окружности,  иначе  в  местах  де¬
фицита  воздуха  пламя,  касаясь  непосредственно
стенки,  создаст  местный  ее  перегрев.
 Рис.  3.8.10.  Завихрители  воздуха  камер  сгорания:
 а  —  плоский;  б  —  конический;  в  —  цилиндри¬
ческий
 Аэродинамическое  изучение  щелей  вы¬
полнено  в  ОАО  «НПО  ЦКТИ».  Имеются  эмпи¬
рические  формулы  для  определения  коэффи¬
циентов  гидравлического  сопротивления  щелей
в  зависимости  от  их  геометрии  и  соотношения
расходов  воздуха  и  продуктов  сгорания.  Для
часто  встречающихся  условий  =  0,7...  1.
 Смесительные  и  дожигающие  отверстия.
Их  выполняют  круглой  или  овальной  формы.
Скорость  воздуха  в  отверстиях  составляет
 50...90  м/с,  £отв  =  1,2...  1,8  в  зависимости  от
геометрических  размеров  пламенной  трубы,
отверстий  и  кольцевого  канала  между  корпу¬
сом  и  пламенной  трубой.
 Для  определения  глубины  проникновения
струи  Я,  истекающей  из  отверстия  в  пламен¬
ной  трубе  в  поток  продуктов  горения,  может
быть  использовано  эмпирическое  соотноше¬
ние,  рекомендованное  известным  специали¬
стом  в  области  камер  сгорания  А.  Лефевром:
 H/R  =  1,25(d0JR)[GJ(Gnc  +  (?отв)]  х
 х  [(Рв^отв  )/(Рпс^пс  )] 	5
 где  R  —  радиус  пламенной  трубы;  d01b  —  диа¬
метр  отверстия;  Gnc  —  расход  продуктов  сгора¬
ния  в  пламенной  трубе;  <70ТВ  —  расход  воздуха
через  отверстие;  рв  —  плотность  воздуха  на
входе  в  отверстие;  w0TB  —  скорость  воздуха  в
отверстии;  рпс  —  плотность  продуктов  сгора¬
ния;  wnc  —  скорость  продуктов  сгорания  в  пла¬
менной  трубе.
 Удовлетворительное  перемешивание  воз¬
духа  с  продуктами  горения  достигается  при
H/R  >  1.
 Гидравлический  расчет  камеры  сгорания.
 На  некотором  участке  произвольного  канала,
содержащем  препятствия  для  движения  по  не¬
му  газа,  потери  давления  Ар  складываются  из
потерь  на  трение  Apw  и  на  преодоление  мест¬
ного  сопротивления  (препятствия)  Арыст:  Ар  =
=  Apw  +  Армст.  В  условиях  камеры  сгорания
имеют  место  повышенные  скорости  движения
воздуха  и  газов  (40...70  м/с  или  более).  Имея  в
виду  компактное  устройство  камеры  сгорания,
сопротивление  трения  имеет  очень  малое  от¬
носительное  значение;  оно  учитывается  кос¬
венным  образом  путем  целесообразного  выбо¬
ра  коэффициентов  местного  сопротивления  в
элементах  камеры  сгорания.  Таким  образом,
 АР  ~  А^МСТ  —  Смстрмст^мст  /2>
 где  £мст,  рмст,  и>мст  -  соответственно  коэффи¬
циент  гидравлического  сопротивления  мест¬

714
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 ного  препятствия,  плотность  газа  на  входе  в
это  препятствие  и  скорость  газа  в  расчетном
проходном  сечении  этого  препятствия.
 Местными  сопротивлениями  в  камере
сгорания  являются  завихрители,  дожигающие
отверстия,  охлаждающие  отверстия,  смеси¬
тельные  отверстия,  диффузоры,  переходные
патрубки.  Кроме  того,  следует  учитывать  так¬
же  потери  давления,  вызванные  горением  топ¬
лива  (тепловые  потери).
 Если  известны  условия  работы  камеры
сгорания  (входные  параметры  воздуха  и  топ¬
лива,  выходная  температура  газов  и  их  состав)
и  ее  конструкция  (размеры,  включая  проход¬
ные  площади  в  воздушных  трактах),  то  гидрав¬
лический  расчет  называют  поверочным.  Его
задачи  —  определение  потери  давления  в  ка¬
мере  и  распределение  расходов  воздуха  по
трактам  воздуха.  Гарантией  качества  расчета
является  обоснованный  выбор  коэффициен¬
тов  гидравлического  сопротивления.  Рассмат¬
риваемый  метод  расчета  базируется  на  ком¬
плексе  экспериментальных  работ,  выполнен¬
ных  в  ОАО  «НПО  ЦКТИ».
 На  рис.  3.8.11  показаны  возможные  схе¬
мы  движения  воздуха  и  продуктов  сгорания  в
стандартных  конструкциях  камер  сгорания.
Разность  полных  давлений  среды  между  сече¬
нием  рассоединения  воздуха  (знаком  «-»)  и
сечением  соединения  газов  (знак  «+»)  состав¬
ляет  гидравлическое  сопротивление  камеры
Дркс.  Оно  одинаково  для  всех  трех  параллель¬
ных  трактов.  Сумма  расходов  воздуха  через  за-
вихритель  (73,  щели  (7Щ  и  отверстия  смесителя
G0Tв  составит  заданный  расход  воздуха  G.  Для
прямоточный  камеры  имеем  четыре  уравне¬
ния:
 АРкс  =  CoiPoi  Woi/2  +  С3Р01  ^3/2  +  Ci+P  +w+/2;
 (3.8.13)
 АРкс  =  CoiiPoii  woii/2  +  СщРон  wlx!2  +
 +  Си+Р+^/2; 	(3.8.14)
 АРКС  =  CoiIlPoiII  w0III/2  +  CotbPoIII  WOTB  /2  +
 +  C111+P+  w+/2; 	(3.8.15)
 63  +  6щ  +  Сотв  = 	(3.8.16)
 где  £з,  £щ,  Сотв  —  коэффициент  гидравлическо¬
го  сопротивления  соответственно  воздушного
завихрителя,  щелей  и  отверстий  смесителя;
 в)
 Рис.  3.8.11.  Расчетные  схемы  для  определения
гидравлического  сопротивления  камеры  сгорания:
 а  —  прямоточной;  б  —  противоточной;  в  —  рас¬
четная  схема  трех  параллельных  потоков  (трак¬
тов)  варианта  а
 Coi  —  коэффициент  гидравлического  сопро¬
тивления  участка  01  от  сечения  рассоединения
«-»  до  завихрителя  (например,  решетка,  кото¬
рая  может  быть  установлена  на  входе  в  завих-
ритель  для  выравнивания  скорости);  £0н  —  ко¬
эффициент  гидравлического  сопротивления
участка  ОН  от  сечения  рассоединения  «-»  до
щелей;  £0ш  —  коэффициент  гидравлического
сопротивления  участка  0III  от  сечения  рассо¬
единения  «-»  до  отверстий  смесителя;  р01,  р0ц,
рош  —  плотность  воздуха  соответственно  на
участках  01,  ОП,  0III;  w0i  —  скорость  воздуха  в
расчетном  проходном  сечении  участка  01;
и>0н  —  скорость  воздуха  в  расчетном  проход¬
ном  сечении  участка  ОН;  и>0ш  —  скорость  воз¬
духа  в  расчетном  проходном  сечении  участка
0III;  и>3,  и>щ,  и>отв  —  скорость  воздуха  в  расчет¬
ных  сечениях  соответственно  завихрителя,  ще¬

АЭРОДИНАМИКА  КАМЕР  СГОРАНИЯ.  ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ  РАСЧЕТ
 715
 лей  и  отверстиях;  £1+  —  учитывающий  тепло¬
вые  потери  коэффициент  гидравлического  со¬
противления  участка  между  завихрителем  и
сечением  «+»;  £п+  —  учитывающий  тепловые
потери  коэффициент  гидравлического  сопро¬
тивления  участка  между  поясом  щелей  и  сече¬
нием  «+»;  £ш+  —  учитывающий  тепловые  по¬
тери  коэффициент  гидравлического  сопротив¬
ления  участка  между  отверстиями  смесителя  и
сечением  «+»;  р+  —  плотность  продуктов  сго¬
рания  в  сечении  «+»;  w+  —  скорость  продуктов
сгорания  в  сечении  «+».
 Тепловое  сопротивление  учитывается
следующим  образом:
 ь+  =  (Si/S*)Q(Tnc/TB  -  Z);
 С„+  =  (Su/S*)®(Tnc/TB  -  Z);
 Сш+  =  (Sm/S)Q(Tnc/TB  —  Z),
 где  Sh  5ц, 	— 	расстояние 	соответственно 	от
 завихрителя,  пояса  щелей,  отверстий  смесите¬
ля  до  сечения  соединения  потоков;  S  —  рас¬
стояние  от  завихрителя  до  сечения  соединения
потоков  «+»,  Si  =  S*;  О  —  безразмерный  опыт¬
ный  коэффициент,  его  рекомендуемое  значе¬
ние  для  диффузионных  камер  0,62;  Тв  —  тем¬
пература  воздуха  на  входе  в  камеру  сгорания
(в  сечении  «-»);  Тпс  —  температура  продуктов
сгорания  за  камерой  (на  входе  в  турбину);  Z  —
безразмерный  опытный  коэффициент,  его  ре¬
комендуемое  значение  для  диффузионных  ка¬
мер  сгорания  0,80.
 Тепловые  потери  давления  в  каждом
тракте  Ар\,  Ар\х,  Др[п  обусловлены  расшире¬
нием  газов  согласно  повышению  их  темпера¬
туры  при  сгорании  топлива.  Например,  в
тракте  I
 Ддт  =(5,/5*)0,62(7пс/7’в-0)8)р+  w2Jl.
 Чем  выше  температур  продуктов  сгора¬
ния  Тпс  по  сравнению  с  температурой  посту¬
пившего  воздуха  Тв,  тем  больше  тепловые  по¬
тери.  Учет  тепловых  потерь  производится  вве¬
дением  в  расчет  отношения  температур  Тпс/Тв.
В  случае  (Тпс/Тв)  =  1  (в  изотермических  усло¬
виях),  сопротивление  в  каждом  из  трех  парал¬
лельных  потоков  сокращается  (но  не  в  одина¬
ковой  степени).
 Поперечное  сечение  потока  продуктов
сгорания  «+»  располагается  в  непосредствен¬
ной  близости  от  смесительных  отверстий.
Здесь  известны  температура  и  расход  продук¬
тов  сгорания,  их  давление  в  расчетах  может
 быть  принято  равным  давлению  воздуха  на
входе  в  камеру  (поскольку  потери  давления  в
пламенной  трубе  составляют  сравнительно  не¬
большую  величину).  Таким  образом,  в  сече¬
нии  «+»  могут  быть  определены  плотность  га¬
зов  р+  и  их  скорость  w+.  В  расчетах  принимает-
ся  —  d0TB.
 Таким  образом,  в  четырех  уравнениях
(3.8.12)—(3.8.16)  не  известны  четыре  величи¬
ны:  Дрко  <?3,  <7Щ,  G0TB.  Их  значения  получают
из  совместного  решения  этих  уравнений.
 При  движении  газов  по  газосборнику
(переходному  патрубку)  от  сечения  «+»  до  вхо¬
да  газов  в  турбину  имеется  некоторая  потеря
давления  Аргс6,  которая  должна  быть  добавле¬
на  к  рассчитанной  потере  давления  собствен¬
но  камеры  сгорания  ApKc:
 ДРгсб  —  Crc6P+W+/2>
 где  £гсб  —  коэффициент  гидравлического  со¬
противления  газосборника,  который  опреде¬
ляется  конкретной  конструкцией  и  размерами
газосборника.
 Потери  давления,  включающие  потери
давления  в  газосборнике,
 ДРкс  =  ДРкс  +  ДРгсб-
 Значения  Др  по  приведенным  формулам
получают  в  Па.
 Когда  рассматривают  аэродинамические
вопросы  в  камере  сгорания,  оперируют  отно¬
сительной  потерей  давления  5/?£о  §Ркс  (%),
относя  потерю  давления  к  давлению  воздуха
на  входе  воздуха  к  камере  рв\
 £>Ркс  =  100А/?кс  /Рв»  &Ркс  =  100Аркс  /рв
 Рис.  3.8.12.  Потери  давления  Ьр  воздуха  и  про¬
дуктов  сгорания  на  участке  от  выхода  воздуха
из  компрессора  до  входа  продуктов  сгорания  в
турбину  установки  ГТЭ-150

716
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 Потери  давления  воздуха  и  продуктов
сгорания  на  отдельных  участках  камеры  реаль¬
ной  ГТУ  показаны  на  рис.  3.8.12.
 3.8.6. 	ТЕПЛОВОЙ  РАСЧЕТ
КАМЕРЫ  СГОРАНИЯ
 Пламенная  труба  подвержена  действию
высоких  тепловых  потоков:  температура  горя¬
щих  продуктов  составляет  1500...2200  °С  (а  в  от¬
дельных  местах  и  выше),  скорость  газов  дости¬
гает  80  м/с.  Имея  в  виду  повышенное  давление
в  камере,  эти  обстоятельства  обусловливают  вы¬
сокие  (порядка  сотен  кВт/м2)  тепловые  потоки,
поступающие  к  поверхностям,  ограничиваю¬
щим  объем  горения.  При  анализе  температурно¬
го  состояния  пламенной  трубы  необходимо
принимать  во  внимание  тепловое  излучение
пламени.  В  диффузионных  камерах  сгорания
пламя  содержит  сажистые  частицы,  С02,  Н20,
СО,  что  обуславливает  его  высокую  оптическую
плотность,  а  следовательно,  светимость.  Излуча-
тельная  способность  (степень  черноты)  пламени
достигает  максимального  значения,  а  лучистые
тепловые  потоки,  падающие  на  стенки,  столь  же
высоки,  что  и  конвективные.  Некоторое  коли¬
чество  лучистой  энергии,  генерируемое  пламе¬
нем,  достигает  направляющих  лопаток  турбины.
Изложенные  обстоятельства  имеют  непосредст¬
венное  отношение  к  надежности  камеры  сгора¬
ния,  ресурс  работы  которой  в  стационарных  ус¬
тановках  должен  составлять  50...70  тыс.  ч.
 Тепловое  излучение  пламени.  По  аналогии
с  твердым  телом  излучение  пламени  и  продук¬
тов  сгорания  топлива  характеризуют  темпера¬
турой,  степенью  черноты,  поглощательной
способностью.
 Высокотемпературные  продукты  горения
(мельчайшие  частицы  сажи,  более  крупные
частицы  кокса,  горящие  пары  топлива,  СО,
водяные  пары,  С02)  генерируют  мощное  теп¬
ловое  излучение,  воспринимаемое  внутренней
поверхностью  пламенной  трубы  и  горелочным
устройством.  Тепловое  излучение,  генерируе¬
мое  пламенем,  достигает  внутренней  поверх¬
ности  соединительного  (с  турбиной)  патрубка,
а  в  случае  встроенной  компоновки  камеры
сгорания  —  даже  лопаточного  аппарата  газо¬
вой  турбины.
 Содержащиеся  в  пламени  мельчайшие
частицы  сажи  (диаметром  порядка  0,1  мкм)
излучают  энергию  (а  значит,  и  поглощают  ее)
почти  как  черное  тело  —  во  всем  спектре  в
диапазоне  длин  волн  от  нуля  до  бесконечно¬
 сти.  Это  светящееся  излучение.  Применитель¬
но  к  камерам  сгорания  ГТУ  важен  диапазон
излучения  от  нуля  до  примерно  10  мкм.  Вслед¬
ствие  малых  размеров  частиц  сажи  они  прак¬
тически  не  рассеивают  падающую  лучистую
энергию.  Это  обстоятельство  упрощает  обос¬
нование  расчетных  уравнений  для  поглощения
лучистой  энергии  скоплением  сажистых  час¬
тиц.  Содержащиеся  в  пламени  пары  Н20  и
С02  излучают  в  отдельных  узких  полосах
спектра,  расположенных  на  кривой  Планка
(зависимость  интенсивности  излучения  от
длины  волны)  —  правее  видимого  участка
спектра.  Это  несветящееся  или  газовое  излуче¬
ние.  При  достаточной  концентрации  частиц
сажи  их  излучение  намного  больше,  чем  излу¬
чение  Н20  и  С02.  При  прочих  равных  услови¬
ях  чем  выше  концентрация  сажи  в  пламени
(г/м3)  и  парциальное  давление  Н20  и  С02,  тем
больше  излучательная  способность  пламени,
которая,  кроме  того,  тем  больше,  чем  больше
объем  пламени.
 На  основании  известных  положений
теории  лучистого  теплопереноса  примени¬
тельно  к  углеводородному  пламени  в  камере
сгорания  ГТУ  и  комплекса  исследовательских
работ,  выполненных  в  ОАО  «НПО  ЦКТИ»,
получена  расчетная  формула  для  интеграль¬
ной  полусферической  степени  черноты  пла¬
мени  в  некотором  поперечном  сечении  пла¬
менной  трубы:
 8ф  =  1  -  ехр[-(*с  +  KT)0,9D],
 где  Кс  —  коэффициент  ослабления  луча  сажи¬
стыми  частицами;  Кг  —  коэффициент  ослабле¬
ния  луча  трехатомными  газами;  D  —  внутрен¬
ний  диаметр  пламенной  трубы.  Величина
 Кс  =  (/>*  1(Г3  /а)(С/Н)2  Т^т  х
х[1  +  355/°'05(/-/л)Д,0];
 Л  =  0,04/?7<Х>
 где  р  =  р/ра\  р  —  давление  в  камере  сгорания;
ра  —  атмосферное  давление;  а  —  коэффициент
избытка  воздуха  в  пламенной  трубе  в  рассмат¬
риваемом  поперечном  сечении;  С/Н  —  угле¬
водородное  число  топлива  (для  жидкого  топ¬
лива  С/Н  более  чем  в  2  раза  больше,  чем  для
природного  газа);  Та  —  адиабатическая  темпе¬
ратура  продуктов  сгорания  в  рассматриваемом
поперечном  сечении;  L0  —  теоретически  необ¬
ходимое  количество  воздуха  для  сжигания  1  кг
топлива;  /  =  L/S*  —  относительная  длина  вы-

ТЕПЛОВОЙ  РАСЧЕТ  КАМЕРЫ  СГОРАНИЯ
 717
 Рис.  3.8.13.  Схема  теплового  баланса  элемента
стенки  пламенной  трубы
 горания  в  рассматриваемом  сечении;  L  —  дли¬
на  от  форсунки  до  рассматриваемого  сечения;
S*  —  длина  выгорания  топлива,  принимаемая
как  расстояние  от  форсунки  до  отверстий  сме¬
сителя  (рис.  3.8.13).
 Коэффициент  ослабления  луча  трехатом¬
ными  газами  Аг  рекомендуется  определять  со¬
гласно  нормативному  методу  теплового  расче¬
та  котлов:
 Кг  =  0,1/>[(0,78  +  1,6гН2о)/(/)ртп)0-5  -
 - 	0,1](1  -  0,371(Г37>П,
 где  р  измеряется  в  МПа;  гН2о  —  объемная  до¬
ля  водяных  паров  в  продуктах  сгорания  в  рас¬
сматриваемом  сечении;  гп  =  rHl0  +  rCOl;
гсо2  —  объемная  доля  углекислого  газа  в  про¬
дуктах  сгорания  в  рассматриваемом  сечении.
 Характеристики  Ас  и  Аг  используются
для  расчета  степени  черноты  пламени,  кото¬
рую  надо  знать,  чтобы  определить  лучистый
поток,  поступающий  к  стенке,  ограждающей
пламя.  Температура  пламени  в  не  меньшей
степени,  чем  еф,  определяет  величину  лучи¬
стого  потока  в  рассматриваемом  поперечном
сечении.
 Температура  продуктов  горения  в  объеме
пламени  неравномерна,  что  является  следст¬
вием  процесса  горения  топлива,  когда  тепло¬
вое  равновесие  в  объеме  принципиально  не¬
достижимо,  а  также  следствием  неравномер¬
ной  раздачи  топлива  и  воздуха,  теплообмена
факела  со  сравнительно  холодными  стенками.
В  расчетах  теплового  излучения  используют
эффективную  температуру  излучения  Тэф,  за
основу  которой  принимают  адиабатическую
температуру  горения  Та  и  учитывают  попра¬
вочные  факторы.  В  каждом  поперечном  сече¬
 нии  пламенной  трубы  Тэф  определяют  следую¬
щим  образом:
 Тэф  =  КГа.
 Функции  £  и  £  отражают  влияние  нерав¬
номерности  температуры  пламени  на  эффект
излучения.  Функция  £  учитывает  макронерав¬
номерность  температуры  вдоль  диаметра  пла¬
менной  трубы  и  зависит  от  профиля  темпера¬
туры  и  оптической  плотности  излучающей
среды.  Для  диффузионных  камер  сгорания  с
воздушными  завихрителями  рекомендуется
соотношение
 %  =  Ю/(9  +
 где  %  =  (Ас  +  KT)0,9D  —  оптичеакая  плотность
излучающей  среды  в  рассматриваемом  сечении;
Тв  —  температура  воздуха  на  входе  в  камеру,  К.
 Функция  £  отражает  влияние  микронерав¬
номерности  на  эффективную  температуру  излу¬
чения.  В  объеме  горящего  факела  существуют
микрозоны,  в  которых  происходит  горение  при
стехиометрическом  соотношении  топливо/воз¬
дух  (а  =  1),  т.е.  при  повышенной  температуре.
Свойственные  процессу  горения  пульсации  дав¬
ления  и  температуры  также  влияют  на  уровень
излучения.  Согласно  методологии  ЦКТИ,
 с  =  1  +  0,25(1  -  г\сг)(ТГ[  -  TJ/TV
 где  Гаа=1  —  адиабатическая  температура  горе¬
ния  при  стехиометрическом  соотношении  то¬
пливо/воздух.
 Используемый  в  расчетах  теплового  со¬
стояния  пламенной  трубы  лучистый  тепловой
поток,  воспринятый  стенкой  в  данном  попе¬
речном  сечении  qlR,  может  быть  определен  по
уравнению
 QlR  ~  ^СТ^ф(^эф  —  -^ПТ  )’
 где  а  =  5,729*  10-8  Вт/(м2  К4)  —  постоянная
Стефана-Больцмана;  Тпт  —  температура  пла¬
менной  трубы  в  рассматриваемом  поперечном
сечении  камеры,  К.
 Схема  расчета  температурного  состояния
пламенной  трубы.  Схема  расчета  рассмотрена
на  примере  трубчатой  диффузионной  камеры
сгорания  со  струйно-заградительным  охлажде¬
нием.  Конструирование  камеры  сгорания
включает  поверочный  расчет  температуры
пламенной  трубы  в  потенциально  опасных  ее
местах.  Предполагается,  что  к  началу  выпол¬
нения  такого  расчета  известны  конструкция
камеры  сгорания  во  всех  деталях,  параметры

718
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 воздуха  на  входе  в  камеру  и  параметры  про¬
дуктов  сгорания  за  камерой.  Расчету  темпера¬
туры  металла  предшествует  гидравлический
расчет  камеры,  согласно  которому  определены
расходы  воздуха  по  трактам  (в  завихрители,  в
охлаждающие  щели,  в  дожигающие  и  смеси¬
тельные  отверстия).  Предполагается,  что  раз¬
меры  камеры  выполнены  рациональным  обра¬
зом,  так  что  полнота  сгорания  топлива  на  вы¬
ходе  из  камеры  близка  100%;  известна  полнота
сгорания  топлива  на  всем  протяжении  пла¬
менной  трубы.  В  исходные  данные  включены
сорт  и  характеристики  топлива,  его  расход,
метод  распыливания.  Выбор  расходов  воздуха
в  его  трактах,  согласно  данным  ОАО  «НПО
ЦКТИ»,  обоснован  исследованиями,  опытом
конструирования  и  отработки  камер  сгорания
в  стендовых  и  эксплуатационных  условиях.
 При  оценке  и  расчете  температурного  со¬
стояния  пламенной  трубы  важное  значение
имеет  максимальная  температура  металла
Гпттах  и  ее  местоположение.  Но  чтобы  распо¬
лагать  этими  сведениями,  приходится  выпол¬
нить  расчеты  Тпт  в  ряде  поперечных  сечений
камеры  сгорания  и,  таким  образом,  получить
распределение  температуры  по  длине  камеры.
Из  такого  распределения  Тпт  находится  Тпт  тах.
Максимальная  температура  металла  характе¬
ризует  надежность  работы  пламенной  трубы  с
точки  зрения  возможности  ее  прогорания.  На
вопрос  о  наличии  резкого  градиента  темпера¬
туры  по  длине  пламенной  трубы  и  участков  с
низкой  температурой,  где  возможны  отложе¬
ния  углерода,  может  дать  ответ  лишь  точное
распределение  температуры  металла  по  всей
длине  камеры.  Средняя  на  поверхности  пла¬
менной  трубы  температура  не  может  характе¬
ризовать  температурное  состояние  пламенной
трубы.  Поэтому  участвующие  в  расчете  Тпт  ве¬
личины  относятся  к  конкретному  поперечно¬
му  сечению  камеры  сгорания.
 Локальное  значение  температуры  пла¬
менной  трубы  (в  некотором  ее  поперечном  се¬
чении)  может  быть  найдено  решением  уравне¬
ния  теплового  баланса,  составленного  для  эле¬
мента  пламенной  трубы  на  установившемся
режиме  работы:
 QlR  +  QlK  =  Я2к  +  Q2R’
 или
 а£сх£ф(Гэф  -  ГП4Т)  +  а1к(Г6  Тпт)  =
 =  «2к(Гпт  -  Т2)  +  аепр(Гп4т  -  О  (3.8.17)
 где  ест  —  эффективная  степень  черноты  стенки
(внутренней  поверхности  пламенной  трубы);
ocjk  и  а2к  —  коэффициент  теплоотдачи  соответ¬
ственно  на  внутренней  и  наружной  поверхно¬
стям  пламенной  трубы;  Г5  —  температура  газов
на  границе  пристенного  теплового  погранично¬
го  слоя  (вблизи  внутренней  поверхности  пла¬
менной  трубы);  Т2  —  температура  воздуха  в
кольцевом  канале,  ограниченном  прочным
корпусом  и  пламенной  трубой;  —  приведен¬
ная  степень  черноты  наружной  поверхности
пламенной  трубы  и  внутренней  поверхности
корпуса;  Гкр  —  температура  корпуса.
 Приняты  упрощенные  условия  работы:
пренебрежимо  малые  тепловое  сопротивление
на  толщине  металлической  стенки  и  продоль¬
ные  перетечки  теплоты  в  стенке.  Предполагает¬
ся  осевая  симметрия  параметров  воздуха  и  про¬
дуктов  горения  в  трубчатой  камере  сгорания.
 Все  входящие  в  уравнение  (3.8.17)  удель¬
ные  тепловые  потоки  qlR,  qlK,  q2K,  q2R,  коэффи¬
циенты  теплоотдачи  а1к,  а2к  температуры  Гэф,
Тпт,  Гб,  Гкр  и  характеристики  ест,  еф,  епр  отно¬
сятся  к  рассматриваемому  поперечному  сече¬
нию  камеры  сгорания.
 Лучистый  тепловой  поток  факела,  вос¬
принятый  стенкой,
 Q.\R~  СГ£ст£ф(Тэф  —  Тпт  ).
 Адиабатическая  температура  продуктов
сгорания  Та  определяется  согласно  уравнению
 (3.8.4).  Далее  рассчитывают  характеристики
Кс,  Кг,  £,  £,  Гэф.  Согласно  положениям  лучи¬
стого  теплопереноса  эффективная  степень
черноты  стенки
 ест  =  (1  +  еост)/2,
 где  £0ст  —  степень  черноты  стенки,  обращен¬
ной  к  пламени;  для  жаропрочных  материалов
£0ст  =  0,4...0,8.
 Конвективный  тепловой  поток  с  внут¬
ренней  стороны  пламенной  трубы
 ?1к  =  aiK^s  -  Tm).
 Наибольшие  трудности  состоят  в  опреде¬
лении  температуры  газов  на  границе  пристен¬
ного  теплового  пограничного  слоя  (вблизи
внутренней  поверхности  пламенной  трубы)  Г5.
Применительно  к  рассматриваемому  струй-
но-заградительному  охлаждению  диффузион¬
ных  камер  сгорания  расчет  Г5  содержится  в
нормативных  материалах.  Температура  Г5  на¬
ходится  в  пределах  между  Та  и  Т2.

МАЛОТОКСИЧНЫЕ  КАМЕРЫ  СГОРАНИЯ
 719
 Коэффициент  теплоотдачи  с  внутренней
стороны  пламенной  трубы  а1к  вычисляется  по
известной  формуле  (охлаждение  пластины):
 а1к  =  0,035(A,/x)(vt'S  x/v)0,8,
 где  х  —  расстояние  рассматриваемого  сечения
от  щели,  откуда  поступает  воздух  для  охлажде¬
ния  секции  пламенной  трубы;  X  и  v  —  соот¬
ветственно  коэффициент  теплопроводности  и
кинематическая  вязкость  продуктов  сгорания
при  температуре  Г5;  и>5  —  скорость  газов  на
границе  пристенного  теплового  пограничного
слоя.  Скорость  и>5  находится  в  пределах  между
скоростью  воздуха  в  щели  и>щ  и  скоростью
продуктов  сгорания  в  данном  сечении  Сле¬
дует  отметить,  что  в  поперечном  сечении  пла¬
менной  трубы,  близко  расположенном  от  ще¬
ли,  тепловой  поток  q]K  может  быть  отрица¬
тельным:  Тпт  >  Г5,  тепловой  поток  qlK  направ¬
лен  от  стенки  к  продуктам  горения.
 Конвективный  тепловой  поток  с  наруж¬
ной  стороны  пламенной  трубы
 Я2к  =  а2к  (Гпт  ~  Т2).
 Коэффициент  теплоотдачи  с  наружной
стороны  а2к  определяется  сообразно  конст¬
рукции  пламенной  трубы  по  критериальной
зависимости  Nu  =  /(Re).  Для  гладких  пламен¬
ных  труб  из  нескольких  обечаек
 а2к  =  0,035(X/S)(w2  S/v)°’\
 где  S  —  расстояние  от  начала  обечайки  (где
начинает  формироваться  пограничный  слой)
до  рассматриваемого  сечения;  w2  —  скорость
воздуха  в  кольцевом  канале  (в  рассматривае¬
мом  сечении!);  X  и  v  —  величины  при  темпе¬
ратуре  Т2.
 Лучистый  тепловой  поток  от  пламенной
трубы  к  корпусу  камеры  сгорания
 ?2Д  =  ОеПр(7’т  -  О
 Приведенную  степень  черноты  поверхно¬
стей  пламенной  трубы  и  корпуса  рассчитыва¬
ют  по  формуле
 епР  =  (1/е„т  +  1/бкр  -  о-1,
 где  епт  —  степень  черноты  наружной  поверх¬
ности  пламенной  трубы;  екр  —  степень  черно¬
ты  внутренней  поверхности  корпуса.
 Решив  уравнение  (3.8.17)  относительно
Гпт,  находим  температуру  металла  пламенной
трубы  в  рассматриваемом  поперечном  сече¬
 нии.  Повторив  эту  процедуру  для  других  наме¬
ченных  сечений,  получаем  распределение  Тт
по  длине  камеры  сгорания.
 3.8.7. 	МАЛОТОКСИЧНЫЕ  КАМЕРЫ
СГОРАНИЯ
 Сжигание  бедной  предварительно  подго¬
товленной  топливовоздушной  смеси.  Техноло¬
гия  сжигания  бедной  топливовоздушной  сме¬
си  позволяет  существенно  снизить  эмиссию
NOx,  большая  часть  которых  образуется  в  зо¬
нах,  где  имеет  место  стехиометрическое  соот¬
ношение  топливо/воздух  (местное  значение
а  ~  1,  повышенная  температура).  Из  качест¬
венной  зависимости  температуры  горения  Т  от
соотношения  топливо/воздух  следует
(рис.  3.8.14),  что  максимальная  температура
горения  наблюдается  чуть  правее  вертикаль¬
ной  линии  (штриховой)  стехиометрического
соотношения  топливо/воздух  (q>  =  а  =  1).
В  системах  сжигания  бедной  смеси  подается
достаточное  количество  воздуха  в  зону  горе¬
ния  для  обеспечения  низкой  температуры  го¬
рения.  В  системах  сжигания  бедной  предвари¬
тельно  подготовленной  топливовоздушной
смеси  смесь  топлива  и  воздуха  производят  за¬
ранее,  до  подачи  ее  непосредственно  в  пла¬
менную  трубу  (точка  3).  В  этом  случае  имеет
место  стабильное  горение,  средний  коэффи¬
циент  избытка  воздуха  в  смеси  (это  же  значе¬
ние  и  в  горелках)  асм  =  1,6  ...  1,8,  а  температу¬
ра  горения  Т—  1600...1800  °С.  Поэтому  в  каме¬
рах  предварительного  смешения  достигается
низкий  уровень  эмиссии  NOx.  В  обычных
диффузионных  камерах  сгорания  (точка  4)
средний  коэффициент  избытка  воздуха  в  го-
 Рис.  3.8.14.  Температура  горения  Т  в  зависимости
от  соотношения  топливо/воздух

720
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 релках  аг  =  1,2  или  меньше,  а  средняя  темпе¬
ратура  горения  Т  >  2100  °С.  При  предвари¬
тельном  смешении  топлива  с  воздухом  следует
достичь  очень  хорошего  качества  их  переме¬
шивания.  Если  не  обеспечить  хорошей  гомо¬
генности  смеси,  то  возникнут  микрозоны  го¬
рения  с  а  ~  1  с  вытекающими  отсюда  послед¬
ствиями:  обильным  образованием  N0  в  этих
микрозонах  (карманах).  Если  в  зону  горения
бедной  предварительно  подготовленной  смеси
добавить  некоторое  количество  воздуха,  полу¬
чим  предельное  стабильное  горение  бедной
смеси  (точка  2).  Левее  этой  точки  стабильное
горение  невозможно.  Продукты  сгорания,  по¬
кидающие  зону  активного  горения,  обычно
разбавляются  воздухом,  и  температура  продук¬
тов  сгорания  соответствует  температуре  входа
в  турбину  (точка  1).
 Понижая  температуру  горения  путем
впрыскивания  воды  в  зону  горения  диффузи¬
онной  камеры  в  количестве,  равном  расходу
топлива  (поддерживая  температуру  газов  перед
турбиной  неизменной  путем  добавления  топ¬
лива),  удается  снизить  выбросы  NOx  в  4  раза.
При  этом  мощность  ГТУ  возрастает  приблизи¬
тельно  на  2%  благодаря  увеличенному  расходу
рабочего  тела.  Однако  термический  КПД  ГТУ
снижается  на  0,1...0,2%.  Впрыскивание  пара  в
количестве,  равном  расходу  топлива,  сокраща¬
ет  выбросы  NOx  в  3  раза.  В  ПГУ  впрыскива¬
ние  пара  не  снижает  термический  КПД  уста¬
новки.
 Метод  подавления  оксидов  азота  путем
впрыскивания  воды  или  пара  (разбавителями)
в  зону  горения  требует  дополнительных  затрат
на  приготовление  очищенных  разбавителей.
Камера  сгорания  усложняется  из-за  подачи
разбавителей  в  зону  повышенного  давления  и
температуры.  Впрыскиваемые  вода  и  пар  теря¬
ются  в  окружающей  среде.  Опыт  эксплуатации
таких  камер  сгорания  показал  дополнитель¬
ные  неприятные  особенности  этих  камер:
склонность  к  пульсационному  горению  и  сни¬
жение  диапазона  устойчивого  горения.  Тем  не
менее  на  ряде  энергетических  установок  из¬
вестных  зарубежных  фирм  (Сименс,  GE  и  др.)
до  сих  пор  используется  впрыскивание  воды
или  пара  в  период  работы  камер  сгорания  на
жидком  топливе.
 Метод  последовательного  сжигания  бога¬
той  и  бедной  топливовоздушной  смеси  для
достижения  пониженной  эмиссии  NOx  преду¬
сматривает  сжигание  топлива  сначала  с  недос¬
татком  воздуха  (а  <  1),  а  затем  с  очень  быстрым
 добавлением  воздуха,  получение  бедной  смеси
(а  >  1),  ее  сжигание  и  последующее  разбавле¬
ние  продуктов  сгорания  воздухом  до  требуемо¬
го  уровня  температуры  газов  на  входе  в  турби¬
ну.  Горение  с  недостатком  воздуха  предопреде¬
ляет  продукты  незавершенного  горения  с  по¬
ниженной  температурой.  После  добавления
воздуха  они  догорают,  но  температура  горения
остается  пониженной.  Таким  путем  можно  дос¬
тичь  снижения  выбросов  NOx.  В  реальных  ус¬
ловиях  такой  метод  сжигания  не  оправдал  воз¬
лагаемых  надежд:  продукты  горения,  покидая
зону  с  недостатком  воздуха  (а  <  1)  содержали
высокую  концентрацию  сажи.
 Следует  отметить,  что  во  всех  этих  спосо¬
бах  эффект  снижения  NOx  достигается  благо¬
даря  снижению  температуры  горения.
 Принципиальное  различие  между  обыч¬
ной  (диффузионной)  камерой  сгорания  и  ка¬
мерой  предварительного  смешения  следующее
(рис.  3.8.15).  В  обычной  камере  топливо  II
впрыскивается  непосредственно  в  объем  горе¬
ния,  куда  подается  и  воздух  I.  Некоторое  ко¬
личество  участвующего  в  горении  воздуха  по¬
ступает  в  завихритель  7,  окружающий  топлив¬
ную  форсунку.  Таким  путем  создается  цирку¬
ляционная  зона,  стабилизирующая  горение.
Другая  часть  участвующего  в  горении  воздуха
поступает  в  пламенную  трубу  через  дожигаю-
 Рис.  3.8.15.  Схемы  диффузионной  камеры  сго¬
рания  (а)  и  камеры  сгорания  предварительного
смешения  (б)

МАЛОТОКСИЧНЫЕ  КАМЕРЫ  СГОРАНИЯ
 721
 щие  отверстия  2  в  ее  стенках.  Оставшаяся
часть  воздуха  поступает  в  поток  продуктов
сгорания  через  систему  смесительных  отвер¬
стий  3,  формируя  температурное  поле  потока
на  выходе  из  камеры  сгорания.  Химические
реакции  в  объеме  пламенной  трубы  протекают
в  широком  диапазоне  местных  значений  соот¬
ношения  топливо/воздух,  генерируя  весьма
высокий  уровень  концентраций  NOx.
 В  камере  сгорания  с  предварительным
смешением  пространство  для  предварительного
перемешивания  топлива  и  воздуха  (камера
предварительного  смешения  4)  конструируется
таким  образом,  чтобы  не  допустить  в  ней  само¬
воспламенения,  проскока  пламени  из  зоны  го¬
рения.  Устройство  камеры  смешения  должно
обеспечить  аэродинамическую  структуру  пото¬
ка  смеси  без  локальных  обратных  течений,  ко¬
торые  могут  спровоцировать  и  поддержать
здесь  горение.  Дожигающие  отверстия  в  пла¬
менной  трубе  отсутствуют.  Воздух  для  горения
содержится  только  в  топливовоздушной  смеси.
Небольшое  количество  топлива  III  {3...5%  пол¬
ного  его  расхода)  подается  в  центральную  часть
топливной  горелки  и  сжигается  диффузионным
способом.  Таким  путем  достигается  устойчивое
горение.  Камера  сгорания  предварительного
смешения  может  содержать  в  своей  выходной
части  смесительные  отверстия  5.
 В  обеих  камерах  могут  быть  отверстия  для
охлаждения  стенок  пламенной  трубы  (не  пока¬
заны).  Воздух,  поступающий  в  эти  отверстия,
смешивается  в  периферийных  областях  с  про¬
дуктами  сгорания.  Поскольку  большая  часть
воздуха  (более  80%)  поступает  непосредственно
в  зону  предварительного  перемешивания,  рас¬
ход  его  на  охлаждение  стенок  ограничен.  Пред¬
почтение  отдается  конфигурации  камер  с  малым
отношением  площади  поверхности  пламенной
трубы  к  ее  объему.  Этому  в  наибольшей  степени
отвечает  кольцевая  камера  сгорания.  Горение
предварительно  перемешанной  топливовоздуш¬
ной  смеси  в  объеме  пламенной  трубы  происхо¬
дит  при  соотношении  топливо/воздух,  которое
обеспечивает  температуру  1600...  1800  К.  Микро¬
зоны  со  стехиометрическим  соотношением  топ¬
ливо/воздух  отсутствуют.  Поэтому  становится
возможным  достижение  весьма  низких  концен¬
траций  NOx,  порядка  десятков  или  даже  еди¬
ниц  млн-1.
 Горелки  предварительного  смешения.  Ус¬
пешная  эксплуатация  камер  сгорания  предва¬
рительного  смешения  стала  возможной  благо¬
даря  применению  горелок  предварительного
 смешения.  Первые  конструкции  таких  горелок
имели  размеры,  превышающие  размеры  обыч¬
ных  диффузионных  горелок,  и  существенно
удлиняли  камеру  предварительного  смешения,
что  не  отвечало  возросшим  требованиям  к  ка¬
мерам  сгорания,  связанным  с  ростом  темпера¬
туры  и  давления  рабочего  тела,  когда  увеличи¬
вается  вероятность  самовоспламенения  и  про¬
скока  пламени  в  камеру  предварительного
смешения.
 Широкое  распространение  получили  го¬
релки  предварительного  смешения  EV  второго
поколения,  разработанные  фирмой  ВВС.
Принцип  действия  этой  горелки  основан  на  за¬
кономерностях  образования  и  разрушения  вих¬
ря  в  газовом  потоке.  В  конусное  пространство
горелки,  образованное  двумя  коническими
«полускорлупами»,  тангенциально  в  две  про¬
дольные  щели  подается  воздух,  генерирующий
вихревое  движение  внутри  конуса,  газообраз¬
ное  топливо  мелкими  струйками  подмешивает¬
ся  в  воздух  на  входе  его  в  конусное  пространст¬
во,  образуя  гомогенную  смесь.  Следует  отме¬
тить,  что  внутри  конуса,  в  корне  вихря,  отсут¬
ствует  обратное  течение  газов,  что  исключает
проскок  пламени  в  камеру  предварительного
смешения.  Стабилизация  горения  достигается
образованием  зоны  рециркуляции  непосредст¬
венно  за  горелкой  при  внезапном  разрушении
вихря  за  счет  резкого  возрастания  поперечного
сечения  газового  потока  после  горелки.
 В  аэродинамике  горелки  типа  EV  следует
иметь  в  виду  три  главные  особенности:
 движение  топливовоздушной  смеси  в  ко¬
нусном  пространстве  (выше  места  разрушения
вихря)  ускоряется;
 ниже  места  разрушения  вихря  образуется
внутренняя  рециркуляционная  зона,  обеспе¬
чивающая  стабилизацию  пламени;
 аэродинамическая  фиксация  местополо¬
жения  разрушения  вихря  обеспечивает  надеж¬
ное  «укоренение»  рециркуляционной  зоны  в
выходном  сечении  горелки.
 При  использовании  жидкого  топлива  оно
впрыскивается  в  конусное  пространство  с  по¬
мощью  центральной  горелки.  Угол  раскрытия
топливного  факела  не  должен  превышать  угла
при  вершине  конусного  корпуса  горелки.  Кап¬
ли  топлива,  испаряясь  внутри  горелки,  не  по¬
падают  на  ее  стенки.  Форсунка  обеспечивает
тонкое  распыливание  топлива.
 В  кольцевых  камерах  сгорания  использу¬
ются  пусковые  (пилотные)  горелки,  обеспечи¬
вающие  стабильную  работу  всех  горелок,  ко¬

722
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 гда  среднее  соотношение  топливо/воздух  на¬
ходится  за  пределами  устойчивой  работы.
В  пилотной  горелке  топливо  подается  со  сто¬
роны  вершины  конуса,  обогащая  смесь.  Пла¬
мя  стабилизируется  внутренней  рециркуляци¬
онной  зоной.
 Первые  горелки  типа  EV  установлены  на
выносной  камере  сгорания  GT11  США  в
1993  г.  Комплект  горелок  включает  36  горелок
типа  EV  и  центральную  пусковую  горелку.
С  этого  времени  началось  широкое  их  приме¬
нение.  Горелками  типа  EV  оборудованы  коль¬
цевые  камеры  сгорания  GT13E2  и  GT10,  а
позднее  GT8C2,  GT24,  и  GT26  фирмы  АВВ.
Фирма  Алстон  оборудует  свои  камеры  сгора¬
ния  исключительно  горелками  типа  EV.
 3.8.8. 	ПУЛЬСАЦИОННОЕ  ГОРЕНИЕ
И  ЕГО  ПОДАВЛЕНИЕ
 Причины  возникновения  пульсационного
горения.  В  замкнутом  ограниченном  простран¬
стве  камеры  сгорания  имеет  место  изначаль¬
ный  пульсационный  характер  тепловыделе¬
ния.  Пульсационная  природа  тепловыделения
в  пространстве  и  времени  порождает  поле  аку¬
стических  волн  давления,  которые  в  свою  оче¬
редь  воздействуют  на  темп  тепловыделения  и
вызывают  новые  флуктуации  давления.  Если
фазы  давления  и  тепловыделения  находятся  в
некотором  определенном  соотношении,  то
возникают  самоусиливающиеся  пульсации
давления.  В  этом  случае  возникает  пульсаци-
онное  горение,  крайне  нежелательное  в  ГТУ.
 В  камерах  сгорания  газовых  турбин  с  вы¬
сокими  форсировками  [150  Вт/(м2-Па)  и  бо¬
лее]  пульсационное  горение  сопровождается
возникновением  значительных  амплитуд  дав¬
ления  (несколько  десятков  кПа  при  частоте
несколько  сот  Гц)  и  резким  увеличением  теп¬
лопередачи  к  стенкам  камеры.  В  пламени
пульсирует  не  только  давление,  но  и  темпера¬
тура,  и  линейная  скорость  продуктов  горения
и  ее  направление.  Нередким  следствием  пуль¬
сационного  горения  являются  серьезные  по¬
вреждения  камеры  сгорания  и  примыкающих
к  ней  элементов  установки.
 Камеры  сгорания,  работающие  на  газооб¬
разном  топливе,  и  камеры  сгорания  с  предва¬
рительно  подготовленной  бедной  топливовоз¬
душной  смесью  подвержены  пульсационному
горению  в  наибольшей  степени.  Но  именно
такие  камеры  сгорания  преобладают  в  дейст¬
вующих  и  во  вводимых  в  действие  ГТУ.
 Устойчивый  колебательный  процесс  с  по¬
вышенной  амплитудой  может  быть,  в  принци¬
пе,  обусловлен  в  камере  сгорания  двумя  неза¬
висимыми  причинами.  Первой  причиной  явля¬
ется  наличие  внешнего  источника  гармониче¬
ских  колебаний  среды.  При  соответствующих
фазовых  условиях  эти  колебания  вступают  в
резонанс  с  системой  горения  —  камерой  сгора¬
ния  вместе  с  потоками  воздуха  и  горящим  топ¬
ливом.  Вынужденные  таким  образом  значи¬
тельные  колебания  давления  в  пламени  назы¬
вают  резонансными  колебаниями.  В  качестве
внешнего  источника  гармонических  колебаний
может  служить  поток  воздуха  в  отдельной  го¬
релке,  звуковые  волны  которого  находятся  в
резонансе  с  системой  горения.  Такие  вынуж¬
денные  колебания  сравнительно  легко  устра¬
нить  путем  воздействия  на  внешний  источник
колебаний  и  далее  не  рассматриваются.
 Вторая  причина  колебательного  процесса,
называемого  самовозбуждающимся,  состоит  в
том,  что  колебания  возникают  вследствие  слу¬
чайного  первоначального,  даже  весьма  малого
возмущения  в  тепловыделении,  вследствие  ко¬
торого  нарушен  предел  стабильности  горения.
В  то  время  как  стабильное  горение  (термоаку¬
стическая  стабильность,  а  не  стабильность  вос¬
пламенения)  генерирует  более  или  менее  ров¬
ный  «белый  шум»,  возникшая  нестабильность
порождает  отдельные  отчетливые  тона  со  зна¬
чительными  амплитудами  давления.  Обратная
связь  между  акустическим  полем  и  тепловыде¬
лением  усиливает  и  поддерживает  колебания
давления,  температуры,  скорости.  Интенсив¬
ность  этих  колебаний  и  их  частота  зависят  от
акустических  свойств  системы  сжигания,  на
которые  влияет,  в  частности,  турбулентность,
перемешивание  потоков  полей  тепловыделе¬
ний.  Подавление  такого  крайне  нежелательно¬
го  колебательного  процесса  невозможно  без
глубокого  понимания  сущности  явления  и  ис¬
кусства  конструирования  камеры  сгорания.
 Как  было  установлено  Рэлеем,  вероят¬
ность  возникновения  пульсационного  горения
зависит  от  разницы  в  фазах  колебаний  давле¬
ния  p(t)  и  тепловыделения  q(t).  Когда  оба  про¬
цесса  находятся  в  фазе  (условие  Рэлея),  имеют
место  усиливающиеся  колебания.  Основыва¬
ясь  на  этом,  А.  Путнам  в  1971  г.  сформулиро¬
вал  интеграл  Рэлея.  Колебания  будут  усили¬
ваться,  если
 ]q(t)p(t)dt>0.
 0

ПУЛЬСАЦИОННОЕ  ГОРЕНИЕ  И  ЕГО  ПОДАВЛЕНИЕ
 723
 Для  колебаний,  каждое  из  которых  имеет
свою  частоту,  записанное  выражение  выполни¬
мо  для  разницы  в  фазах  меньше  1/4  периода
акустических  колебаний  Т.  Для  реальных  техни¬
ческих  систем  этот  интеграл  следует  проинтег¬
рировать  по  объему  горения  V,  поскольку  p(t)  и
q{t)  —  суть  функции  пространства  и  времени:
т
 ffq(t,V)p(t,V)dtdV>  0.
 V0
 В  дальнейших  логических  построениях
учитывалась  только  зависимость  колебаний  от
времени.
 Исследования  А  Путнама,  а  также  работы
Ричардса  позволяют  утверждать,  что  время  за¬
держки  между  акустическим  давлением  и  соот¬
ветствующим  тепловыделением  может  быть  ис¬
пользовано  в  объяснении  стабильности  процесса
в  камерах  с  предварительной  подготовкой  топли¬
вовоздушной  смеси.  Допуская,  что  флуктуации
тепловыделения  зарождаются  от  флуктуаций  сте¬
хиометрического  соотношения  топливо/воздух  в
месте  впрыскивания  топлива  в  камеру,  Ричардс
переформулировал  условие  Рэлея,  установив,  что
пламя  может  быть  стабильным,  если
 (время  задержки)  •  (частота)  =
 =  1  (±0,25),  2  (±0,25),  ...,
 т.е.  когда  произведение  времени  задержки  на
частоту  достигает  целого  значения.
 Однако  оперирование  этим  условием  не¬
обходимо,  но  недостаточно  для  описания  ста¬
бильности  пламени.  Исчерпывающие  условия
стабильности  должны,  по-видимому,  учитывать
в  обратной  связи  акустики  и  тепловыделения
турбулентность  потоков,  их  смешение,  химиче¬
ские  реакции  и  другие  возможные  факторы.  Тем
не  менее  полученное  простое  условие  стабиль¬
ности  полезно  при  разработке  мер  по  предот¬
вращению  вибрационного  горения.
 Опыт  подавления  пульсационного  горения  в
кольцевых  камерах  сгорания  ГТУ  фирмы  Сименс.
При  исследованиях  подавления  чрезмерных
пульсаций  давления  в  кольцевых  камерах  сгора¬
ния  стационарных  ГТУ  V84.3A  и  V94.3A  фирмы
Сименс  были  обнаружены  самовозбуждающие-
ся  колебания  давления  значительной  амплиту¬
ды,  которые  не  наблюдались  в  ГТУ  с  выносны¬
ми  камерами.  Кольцевая  камера  сгорания  со¬
держит  24  гибридные  горелки  (рис.  3.8.16).
 В  процессе  исследований  этого  явления
проводились  измерения  пульсации  давления  в
достаточном  количестве  точек,  определялись
скорости  тепловыделения  в  объеме  камеры  на
 Рис.  3.8.16.  Схема  установки  выходного  цилинд¬
рического  патрубка  в  гибридной  горелке  фирмы
Сименс  для  подавления  вибрационного  горения
(прием  СВО)
 базе  измерения  интенсивности  излучения  ра¬
дикалов  С2,  которые  излучают  при  длине  вол¬
ны  516,7  нм.  Радикалы  С2  являются  промежу¬
точным  продуктом  реакции,  их  интенсивность
излучения  отражает  темп  тепловыделения  в
камере.  Для  выделения  требуемого  участка
спектра  в  излучении  пламени  использовался
узкополосный  фильтр.  Сигнал  направлялся  в
фотоумножитель  и,  далее,  в  систему  его  пре¬
образования  в  скорость  тепловыделения.
Пульсации  давления  измерялись  с  помощью
пьезоэлектрических  датчиков  давления,  кото¬
рые  размещались  в  водоохлаждаемых  зондах.
 Анализ  выполненных  измерений  позво¬
лил  установить  наличие  отчетливо  доминирую¬
щих  частот  пульсаций  давления  /  =  217  и
433  Гц.  В  поперечном  сечении  кольцевой  каме¬
ры  сгорания  наблюдались  стоячие  волны  дав¬
ления  со  значительными  амплитудами  на  этих
частотах.  Средний  диаметр  кольцевой  камеры
сгорания  V84.3A  составляет  d  ~  2,5  м,  скорость
звука  в  условиях  эксперимента  а  =  844,0  м/с
(полагая,  что  в  камере  сгорания  средняя  темпе¬
ратура  пламени  равна  1500  °С).  Обозначим  че¬
рез  п  номер  гармоники  в  поперечном  сечении
камеры,  т.е.  число  волн,  умещающихся  на  дли¬
не  nd.  Из  условия  /  =  (na)/(nd)  следует,  что
/=  217  Гц  для  второй  гармоники  и  /=  430  Гц
для  четвертой  гармоники,  что  довольно  близко
совпадает  с  частотами,  полученными  в  опытах
(рис.  3.8.17).  Частоты  108  и  326  Гц,  соответст¬
вующие  первой  и  третьей  гармоникам,  в  опы¬
тах  прослеживались  слабо.
 Пути  предупреждения  вибрационного  горе¬
ния.  До  сих  пор  невозможно  заранее  предска¬
зать  наступление  самовозбуждающегося  виб¬
рационного  горения  и  предпринять  соответст¬
вующие  меры  еще  на  стадии  проектирования
ГТУ.  Если  на  изготовленной  установке  насту-

724
 Глава  3.8.  КАМЕРА  СГОРАНИЯ
 3
 Рис.  3.8.17.  Пульсации  давления  в  поперечном  сечении  кольцевой  камеры  сгорания  установки  У84.3А:
 а  —  вторая  гармоника;  б  —  четвертая  гармоника;  1  —  кольцевая  камера  сгорания;  2  —  горелка;
 3 	—  звуковое  давление;  4  —  окружная  координата
 пает  вибрационное  горение,  то  есть  два  пути
ограничения  этого  нежелательного  явления.
Пассивный  путь  предусматривает  изменение
параметров  воздуха  на  входе  в  камеру,  напри¬
мер,  перераспределение  коэффициентов  из¬
бытка  воздуха  в  горелках,  изменение  геомет¬
рии  системы  сжигания,  устройство  на  стенках
камеры  поглотителей  пульсаций.  В  кольцевых
камерах  сгорания  Сименс  использованы  сле¬
дующие  пассивные  приемы:
 изменение  расхода  газового  топлива;
нарушение  симметрии  в  снабжении  горе¬
лок  топливом  и  воздухом  (например,  различ¬
ным  редуцированием  пилотного  топлива  в  со¬
седних  горелках);
 изменение  режима  работы  в  одной  из  двух
диаметрально  противоположных  горелок  или
установкой  в  топливном  тракте  поглотителя
пульсаций.  В  этом  случае  прерывается  взаим¬
ное  возбуждение,  рождаемое  парой  горелок;
 реконструкция  горелок  путем  удлинения
их  выходных  патрубков  (см.  рис.  3.8.16)  для
увеличения  времени  запаздывания  воспламе¬
нения  топлива  при  выходе  из  горелки,  что  на¬
рушает  обратную  связь  между  акустикой  и
пульсационным  характером  тепловыделения  в
камере.  Реконструкция  20  горелок  из  24  по¬
зволила  избежать  склонности  камеры  к  пуль-
сационному  горению  на  полной  нагрузке  и
достичь  мощности  109%  номинальной.  Фронт
пламени  несколько  сместился  вниз  по  потоку;
создание  асимметрии  в  горелочных  потоках.
Наклон  пары  соседних  горелок  друг  к  другу
изменен  примерно  на  10°  таким  образом,  что¬
бы  продольные  оси  этих  горелок  пересекались
(рис.  3.8.18).  Реконструирование  восьми  пар
 горелок  позволило  избежать  склонности  каме¬
ры  к  пульсационному  горению  на  полной  на¬
грузке  и  достичь  мощности  107%  номиналь¬
ной.  Фронт  пламени  несколько  смещен  вниз
по  потоку.
 Активный  путь  AIC  включает  мероприя¬
тия,  направленные  на  разрушение  обратной
связи  между  акустическими  явлениями  и
пульсационным  характером  тепловыделения.
Попытки  реализации  этого  пути  направлены
на  построение  системы  (цикла)  регулирования
таким  образом,  чтобы  управляющий  сигнал,
характеризующий  уровень  пульсационных  яв¬
лений  в  камере,  преобразовывался  в  регулято¬
ре  в  команду  для  генерирования  противона¬
правленных  колебаний  тепловыделения,  при
 Рис.  3.8.18.  Расположение  парных  горелок  с
асимметричным  выходом  воздуха  с  целью  подав¬
ления  вибрационного  горения  (прием  АВО)

ПУЛЬСАЦИОННОЕ  ГОРЕНИЕ  И  ЕГО  ПОДАВЛЕНИЕ
 725
 которых  самовозбуждение  колебаний  прекра¬
щается.
 Поскольку  пульсации  тепловыделения  в
объеме  камеры  сгорания  зависят  как  от  подачи
топлива,  так  и  воздуха,  следует  различать  два
подхода  в  подавлении  рассмотренной  выше  об¬
ратной  связи:  путем  воздействия  на  пульсацион-
ные  характеристики  топливоснабжения  и  возду-
хоснабжения.  При  втором  подходе  («воздуш¬
ном»)  на  звуковое  поле,  созданное  колебатель¬
ным  характером  тепловыделения  в  камере,  на¬
кладывают  (гетеродинируют)  противоположные,
т.е.  противофазные  акустические  колебания
(принцип  антизвука).  При  этом  необходимо
воздействовать  на  значительное  количество  газа
(подводимого  воздуха  или  сбросного  газа).  По¬
этому  такой  подход  к  созданию  системы  (цикла)
регулирования  ограничен  сравнительно  малыми
расходами  воздуха  (порядка  10  кг/с),  и  на  уста¬
новке  V84.3A,  где  расход  воздуха  составляет
445  кг/с,  не  может  быть  применен.  При  первом
подходе  («топливном»)  путем  воздействия  на  то¬
пливную  систему  топливоснабжение  модулиру¬
ют  таким  образом,  чтобы  индуцированные  ко¬
лебания  тепловыделения  находились  в  противо-
фазе  с  самовозбужденными  колебаниями.  Пре¬
имущество  «топливного»  подхода  состоит  в  том,
что  воздействовать  можно  не  на  весь,  а  на  огра¬
ниченный  расход  топлива.  При  этом  не  требует¬
ся  значительной  реконструкции  камеры  сгора¬
ния.  Оба  подхода  предусматривают  оперирова¬
ние  AIC  с  частотой  самовозбуждаемых  колеба¬
ний.  Имея  в  виду,  что  уровень  таких  колебаний
достигает  1000  Гц,  становятся  оправданными
жесткие  требования  к  применяемым  в  комплек¬
се  AIC  исполнительным  органам  (актуаторам).
 Активный  контроль  нестабильности  коле¬
баний  на  установках  фирмы  Сименс.  До  настоя¬
щего  времени  метод  AIC  применялся  только
на  установках  мощностью  порядка  1  МВт.  Не
было  также  опыта  его  применения  в  кольце¬
вых  камерах  сгорания,  аналогичным  кольце¬
вым  камерам  фирмы  Сименс.  Поэтому  пред¬
стояло  решить  три  проблемы:
 1) 	в  ГТУ  V84.3A  имеет  место  сжигание
бедной  заранее  подготовленной  топливовоз¬
душной  смеси  (расход  газового  топлива  9  кг/с,
расход  воздуха  435  кг/с).  В  этих  условиях  при
«топливном»  подходе  к  созданию  AIC  при  ус¬
тановленных  частотах  217  и  433  Гц  нет  ясно¬
сти  в  определении  требуемых  актуаторов;
 2) 	в  кольцевых  камерах  сгорания  исполь¬
зование  AIC  имеет  свои  особенности.  Здесь  в
отличие  от  трубчатых  камер  с  отчетливо  выра¬
 женным  продольным  характером  колебаний
давления  регулирующие  клапаны  (актуаторы)
установлены  по  окружности  единого  камерно¬
го  объема.  Поскольку  воздействие  управляю¬
щего  сигнала  посредством  актуаторов,  распо¬
ложенных  на  различных  местах  возбужденного
звукового  поля  (по  окружности),  проявляется
именно  в  этих  местах,  то  в  этих  местах  могут
иметь  место  различия  в  амплитуде  и  фазе  ко¬
лебательного  процесса;
 3) 	улавливание  необходимого  входного
сигнала  (переменного  давления  в  камере  сгора¬
ния)  сопряжено  с  трудностями,  связанными  с
высокой  температурой  и  давлением  в  камере,  а
также  с  весьма  неудобными  условиями  монта¬
жа  зондов,  в  которых  размещены  датчики.
 Горелки  предварительного  смешения,  со¬
держащие  диффузионные  пилотные  горелки  те-
плопроизводительностью  10%,  служат  стабили¬
затором  пламени  при  горении  топливовоздуш¬
ной  смеси.  В  процессе  наблюдения  за  стабиль¬
ностью  горения  установлено  четкое  влияние
пламени  пилотных  горелок  на  горение  во  всем
объеме  камеры.  Теплопроизводительность  каж¬
дой  горелки  зависела  от  расхода  топлива  для  ма¬
ленького  пламени  пилотной  горелки.  Модуля¬
ция  теплопроизводительности  пилотной  горел¬
ки  путем  модуляции  расхода  топливного  газа  в
пилотной  горелке  приводила  к  соответствую¬
щим  колебаниям  теплопроизводительности  всех
горелок.  Таким  образом,  при  реализации  «топ¬
ливного»  AIC  открывается  замечательная  воз¬
можность  модулировать  только  пилотный  рас¬
ход  топлива,  а  не  полный  его  расход.  В  качестве
актуатора  для  модулирования  расхода  пилотного
топлива  используется  клапан  непосредственного
действия  DDV,  производимый  в  Германии.  Это
специально  разработанный  высокоскоростной
вентиль  с  рабочей  частотой  до  400  Гц;  потери  в
амплитуде  менее  4  дБ.
 В  итоге,  на  кольцевой  камере  сгорания
установки  V84.3A  путем  модулирования  толь¬
ко  пилотного  расхода  воздуха  на  режиме  пред¬
варительного  смешения  удалось  подавить  виб¬
рационное  горение.
 Глава  3.9
ТЕПЛООБМЕННЫЕ  АППАРАТЫ  ГТУ
 В  энергетических  ГТУ  получили  широкое
применение  воздухоподогреватели  для  подог¬
рева  воздуха  перед  входом  его  в  камеру  сгора¬

726
 Глава  3.9.  ТЕПЛООБМЕННЫЕ  АППАРАТЫ  ГТУ
 ния  газом,  выходящим  из  газовой  турбины.
Воздухоподогреватели  обеспечивают  заданную
степень  регенерации  теплоты  в  термодинами¬
ческом  цикле  и  значительную  экономию  топ¬
лива  в  энергетических  установках.
 Для  снижения  мощности,  затрачиваемой
на  привод  многоступенчатого  компрессора,
особенно  при  повышенных  степенях  повыше¬
ния  давления,  воздухоохладитель  включают
между  цилиндрами  компрессора.  Охлаждаю¬
щей  средой  является  вода,  с  температурой  ни¬
же  температуры  воздуха,  отбираемого  из  ком¬
прессора.
 Для  охлаждения  деталей  высокотемпера¬
турной  газовой  турбины,  перед  подачей  в  ее
систему  охлаждения,  воздух  охлаждают  в  воз¬
духоохладителе  после  компрессора.
 Охлаждение  нагретого  масла  после  прохо¬
ждения  его  через  подшипники  работающих
турбогенераторов  производится  в  маслоохлади¬
телях  до  требуемой  по  условиям  эксплуатации
начальной  температуры.  В  маслоохладителях
охлаждающей  средой  является  вода  или  поток
относительно  холодного  атмосферного  воздуха.
 Значительное  снижение  расходов  топлива
ГТУ  достигается  использованием  теплообмен¬
ников  для  подогрева  газа  после  турбины  или
сетевой  воды  для  целей  теплофикации  или  тех¬
нологических  нужд  ряда  производств.  С  такой
же  целью  может  использоваться  теплота  газа
при  выходе  его  из  воздухоподогревателя.
 3.9.1. 	ТЕПЛОПЕРЕДАЮЩИЕ
ПОВЕРХНОСТИ
ВОЗДУХОПОДОГРЕВАТЕЛЕЙ
И  ВЫБОР  СКОРОСТЕЙ  ДВИЖЕНИЯ
ТЕПЛОНОСИТЕЛЕЙ  В  НИХ
 В  ГТУ  используют  теплообменные  аппа¬
раты  преимущественно  рекуперативного  типа
с  трубчатами  и  пластинчато-пористыми  по¬
верхностями  теплообмена  (рис.  3.9.1).
 Потоки  газа  и  воздуха  при  рекуператив¬
ном  принципе  теплопередачи  в  процессе  теп¬
лообмена  разделены  стенкой  трубы  или  пла¬
стиной.  В  соответствии  с  формой  теплопере¬
дающей  поверхности  стенки,  различают  возду¬
хоподогреватели  трубчатой  и  пластичной  кон¬
струкции.
 В  трубчатых  конструкциях  трубы  состав¬
лены  в  пучок  (рис.  3.9.1,  а,  б).  Концы  труб  за¬
креплены  в  трубных  досках,  соединенных  с
корпусом  воздухоподогревателя.  Теплоноси¬
тель  с  повышенным  давлением  движется  пре-
 Рис.  3.9.1.  Поверхности  теплообмена  рекупера¬
тивных  воздухоподогревателей
 имущественно  внутри  труб,  а  с  пониженным
давлением  —  в  межтрубном  объеме  воздухопо¬
догревателя,  омывая  внешнюю  поверхность
трубного  пучка.  В  практике  эксплуатации  воз¬
духоподогревателей  (для  конкретных  топлив
ГТУ)  имеются  примеры,  когда  в  трубы  на¬
правляется  газ,  что  облегчает  чистку  воздухо¬
подогревателя  от  сажи.
 Пластинчатая  поверхность  теплообмена  со¬
стоит  из  отдельных  пластин  с  прокладками  или
выступами  на  их  поверхности  (рис.  3.9.1,  в,  г).
Системой  выступов  или  ребер  формируются  вол¬
нообразные  каналы,  через  которые,  по  разные
стороны  пластины,  движется  нагреваемый  воздух
и  охлаждаемый  газ.
 Движение  теплоносителей  через  каналы
воздухоподогревателя  сопровождается  появле¬
нием  гидродинамического  сопротивления  и
снижением  давления  теплоносителя  пропор¬
ционально  скорости  потока.  На  прокачку  теп¬
лоносителя  через  каналы  затрачивается  полез¬
ная  работа  газовой  турбины,  что  снижает  тер¬
модинамический  КПД  цикла  ГТУ.  Вместе  с
тем,  с  увеличением  скорости  теплоносителя
возрастает  теплообмен  в  каналах  и  степень  ре¬
генерации,  что  приводит  к  повышению  КПД
цикла.
 Для  каждой  конструкции  поверхности  те¬
плообмена  и  схемы  движения  теплоносителей
в  воздухоподогревателе  выбираются  скорости
потоков  теплоносителей  с  таким  расчетом,
чтобы  КПД  ГТУ,  возрастающий  за  счет  тепло¬
обмена  и  снижающийся  вследствие  затрат  ме¬
ханической  энергии  из-за  сопротивлений,  был
бы  оптимальным.
 Для  предварительно  выбранной  конст¬
рукции  теплообменного  аппарата  и  конструк¬

ОСНОВНЫЕ  УРАВНЕНИЯ  ПРОЦЕССА  ТЕПЛООБМЕНА
 727
 ции  теплопередающей  поверхности  назнача¬
ются  скорости  потоков  теплоносителей.  При
этом  конструкция  должна  удовлетворять  по¬
ставленным  требованиям  заданных  минималь¬
ных  потерь  давления  теплоносителей  и  задан¬
ному  нагреву  воздуха.  По  этой  причине  возни¬
кает  необходимость  в  вариантных  расчетах  те¬
плообменника  для  ряда  назначаемых  скоро¬
стей  потока  теплоносителей.  В  расчетах  возду¬
хонагревателей  скорости  воздуха  назначают  в
пределах  10...40  м/с.  Для  назначенного  ряда
скоростей  выполняют  тепловой  и  гидравличе¬
ский  расчеты  поверхностей  теплопередачи,  на
основе  которых  определяют  оптимальные  ско¬
рости  теплоносителей,  удовлетворяющие  тре¬
бованиям  технического  задания.
 При  наиболее  эффективных  схемах  дви¬
жения  потоков  теплоносителей  получены  пред¬
варительные  соотношения  их  скоростей  в  ка¬
налах  воздухоподогревателя.  В  частности,  для
воздухоподогревателей  с  шахматным  располо¬
жением  труб  в  пучке  для  перекрестной  схемы
движения  потоков  оптимальное  соотношение
скоростей  газа  и  воздуха  аопт  =  wT/wB  прибли¬
женно  определяются  соотношением  [10]:
 где  Zj  =  Sx/d  —  относительный  поперечный  шаг
пучка  гладких  труб.  Для  шахматных  пучков  при
поперечном  шаге  меньше  продольного  (Ьх  <  Ь2)
величина  с2  =  6,6,  а  при  Lx  >  Ь2  соответственно
с2  =  3,4.  Значение  с  =  1  +  0,11,!  <  1,3;  ср  —  отно¬
шение  средних  давлений  воздуха  и  газа;
 ср  = 	+ 	; 	0 	— 	отношение 	средних 	температур
 Р4+Р6
 Т  +  Т
 воздуха  и  газа;  0  =  — 	-;  Q  =  dx/d  —  соотно-
 Т2  +  Т5
 шение  диаметров  трубы  (внутреннего  к  наруж¬
ному).
 Формула  (3.9.1)  справедлива  при  значе¬
ниях  4500  <  Red  <  10  000  и  GT/GB  =  1,  внутрен¬
ний  диаметр  труб  dx  =  6...25  мм.
 В  практике  расчетов  и  проектирования
воздухоподогревателей  с  пластинчатой  поверх¬
ностью  теплообмена,  для  предварительной
оценки  значения  скоростей  потоков  пользуют¬
ся  соотношением:
 (3.9.3)
 где  Тст  —  предполагаемая  температура  тепло-
передающей  поверхности.  Согласно  опыту
проектирования  теплообменных  аппаратов,
для  ГТУ  можно  выбрать  коэффициенты  теп¬
лоотдачи  в  следующем  диапазоне:  для  воздуха
ав  =  (150...400)  Вт/(м2  оС),  для  газа  аг  =
=  (80...300)  Вт/(м2  оС).
 Коэффициенты  гидравлического  сопротив¬
ления  единицы  относительной  длины  межпла-
стинчатого  канала  для  воздуха  £в  ~  (0,02...0,04),
для  газа  ~  (0,05...0,06).
 В  дальнейшем  с  использованием  метода
последовательного  приближения  вычисляются
действительные  значения  коэффициентов  теп¬
лоотдачи  и  гидравлического  сопротивления
для  ряда  действительных  скоростей  по  крите¬
риальным  уравнениям  теплопередачи.  Влия¬
ние  погрешностей  при  начальном  выборе  зна¬
чений  а  и  £  на  конечные  результаты  расчета
остаются  незначительными.
 3.9.2. 	ОСНОВНЫЕ  УРАВНЕНИЯ
ПРОЦЕССА  ТЕПЛООБМЕНА
 Уравнение  теплового  баланса  определяет
количество  теплоты  Q  за  единицу  времени  в
процессе  теплообмена  между  теплоносителями.
Например,  для  воздухоподогревателя,  уравнение
теплового  баланса  при  отсутствии  потерь  в  ок¬
ружающую  среду  имеет  следующий  вид:
 Q  =  GBcpB(T5  -  Т2)  =  Gtcpt(T4  -  Т6),  (3.9.4)
 где  GB,  срв  —  соответственно  расход  воздуха  и
массовая  теплоемкость  воздуха  при  средней
температуре;  GT,  ср  г  —  то  же,  для  газа.
 Уравнение  теплопередачи  определяет
площадь  F  поверхности  теплообмена  при  за¬
данном  количестве  теплоты  Q  в  единицу  вре¬
мени,  коэффициенте  теплопередачи  к  и  сред¬
ней  разности  температур  At  между  теплоноси¬
телями:
 F  =  —.
 ш
 (3.9.5)
 Средняя  разность  температур  между  теплоно¬
сителями.  Средняя  разность  температур  At  (меж-
температурный  напор)  зависит  от  схемы  взаим¬
ного  направления  движения  потоков  теплоноси¬
телей.  Параллельное  движение  потоков  в  одном
направлении  соответствует  схеме  прямотока,  а
движение  потоков  в  противоположном  направле¬

728
 Глава  3.9.  ТЕПЛООБМЕННЫЕ  АППАРАТЫ  ГТУ
 Рис.  3.9.2.  Повышение  температуры  воздуха  (Т5  >  Т2)  и  снижение  температуры  газа  (Т6  <  Т4)
в  воздухоподогревателе  по  поверхности  теплопередачи  для  различных  схем  движения:
 а  —  противотока;  б  —  прямотока
 нии  —  схеме  противотока  (рис.  3.9.2,  а,  б).  В  пе¬
рекрестных  схемах  происходит  пересечение  на¬
правлений  потоков  одного  относительно  другого.
В  ряде  схем  движения  потоков  пересечение  про¬
исходит  многократно.
 Средняя  разность  температур  между  теп¬
лоносителями
 АТ.-АТЫ
 (3.9.6)
 где  гд,  —  поправочный  коэффициент,  который
зависит  от  схемы  движения  теплоносителей;
АТ6  и  АТи  —  соответственно  большая  и  мень¬
шая  разность  температур  потока  на  концах  те¬
плообменника.
 Для  различных  схем  движения  теплоноси¬
телей  получены  экспериментальные  значения
поправочного  коэффициента  еД/.  В  частности,  в
расчетах  воздухоподогревателей  для  ГТУ  ис¬
пользуются  значения  еД/  в  зависимости  от  соот¬
ношения  температур  воздуха  и  газа  (рис.  3.9.3).
 Поправка  еД/  =  ДР,  R)  зависит  от  соотно¬
шения  температур:
 В  вариантных  расчетах  воздухонагревате¬
лей  при  заданной  степени  регенерации  тепло¬
ты  г|  в  термодинамическом  цикле  ГТУ
 Коэффициент  теплоотдачи.  Аналитиче¬
ское  определение  коэффициентов  теплоотдачи
а  затруднено  вследствие  сложной  структуры
температурного  и  скоростного  полей  около
поверхностей  теплообмена  разнообразных  гео¬
метрических  форм.  В  практике  тепловых  рас¬
четов  используют  экспериментальные  значе¬
ния  коэффициентов  теплоотдачи,  определен¬
ных  в  процессе  теплового  моделирования  на¬
турной  конструкции  поверхности  и  ее  геомет¬
рических  подобий  модели.
 Гидродинамическое  подобие  модели  и
натуры  фиксируется  числом  Рейнольдса
 Re^  =  w-  теплофизические  параметры  теп-
 э 	Ц
 лоносителей  выражены  числом  Прандтля
 Рг  =  —интенсивность  явления  переноса  теп-
X
 лоты  оцениваются
ad.
 числами
а
 Нуссельта
 Nu  =  —-  и  Стантона  St  =
 X 	wp 	ср
 По  данным  эксперимента  критериальное
уравнение  имеет  вид
 или
 (3.9.10)
 (3.9.11)
 где  т,  п  —  показатели  степени,  свойственные
данной  конструкции  теплообменных  поверх¬
ностей;  С  —  коэффициент  для  исследованной
конструкции  поверхности.
 Уравнения  (3.9.10)  и  (3.9.11)  справедливы
при  выбранных  в  эксперименте  определяю¬
щих  геометрических  размерах  d3  (диаметра
трубы)  и  температуре  потока  (средней  темпе¬
ратуре  потока  или  температуре  стенки  тепло¬
передающей  поверхности).

ОСНОВНЫЕ  УРАВНЕНИЯ  ПРОЦЕССА  ТЕПЛООБМЕНА
 729
 Рис.  3.9.3.  Значения  поправки  ед,  к  величине  температурного  напора  в  различных  схемах  движения
 теплоносителей  в  воздухоподогревателе:
 а  —  противоток  с  двумя  ходами;  б  —  противоток  с  пятью  перекрестными  ходами;  в  —  перекрест¬
ный  ток;  г  —  прямоток  с  двумя  перекрестными  ходами
 Коэффициент  теплопередачи  определяет¬
ся  уравнением
 a  =  Nu— 	(3.9.12)
 d
 и  решением  уравнения  (3.9.11)  по  известному
и  экспериментальному  значению  StPr"  в  зави¬
симости  от  числа  Re:
 a  =  Stpwcy 	(3.9.13)
 Удельная  поверхность  теплообмена.  Кон¬
струкцию  теплообменного  аппарата  принято
оценивать  удельной  поверхностью  теплообме¬
на  NIU,  представляющей  число  единиц  пере¬
носа  теплоты  в  процессе  теплообмена  при  во¬
дяном  эквиваленте  W  =  Gcp:
 NIU  =  —-—. 	(3.9.14)
 W
 rr  mm
 Количество  теплоты  Q,  передаваемое  от¬
носительно  холодному  теплоносителю  в  еди¬
ницу  времени,  возрастает  с  увеличением  ко¬
эффициента  теплоотдачи  к  и  площади  по¬
верхности  F.  При  этом  существенное  влияние
на  процесс  теплообмена  оказывает  опреде¬
ленная  схема  организации  потоков  теплоно¬
сителей,  число  ходов  одного  из  них,  наличие
или  отсутствие  перегородок  в  потоках,  соот¬
ношение  водяных  эквивалентов  и  ряд  конст¬
руктивных  особенностей  каждой  теплопере¬
дающей  поверхности.  Характеристика  возду¬
хоподогревателя  с  перекрестной  схемой  дви¬
жения  потоков  при  различном  числе  ходов
одного  их  теплоносителей  и  соотношении  их

730
 Глава  3.9.  ТЕПЛООБМЕННЫЕ  АППАРАТЫ  ГТУ
 Рис.  3.9.4.  Характеристика  теплообменника
с  перекрестной  схемой  потоков  и  различным
 ЧИСЛОМ  ХОДОВ  При  ^min/^max  =  1
 водяных  эквивалентов  И^шп/И^тах  =  1  показа¬
на  на  рис.  3.9.4.
 Эффективность  теплообмена.  Эффектив¬
ность  теплообменника  характеризуется  отно¬
шением
 6=  ^x(rx2~rxi) 	(3.9.15)
 Wmn(Tn-Tx{)
 где  Wx,  —  водяной  эквивалент  соответст¬
венно  холодного  теплоносителя  и  минималь¬
ный  из  двух  теплоносителей;  Тх2  —  ТхХ  —  мак¬
симальный  нагрев  холодного  теплоносителя  в
идеальном  противоточном  теплообменнике  с
бесконечно  большой  поверхностью  теплопере¬
дачи,  соответствующий  разности  температур
Тт1  —  Гх1;  Тт1  —  наибольшая  температура  горя¬
чего  теплоносителя.
 Значение  8  для  воздухоподогревателя  в
предположении,  что  расходы  и  массовые  теп¬
лоемкости  для  воздуха  и  газа  одинаковые
(Wx  =  GBcpB  и  Wr  =  GTcpvX),  соответствует  степе¬
ни  регенерации  термодинамического  цикла
ГТУ:
 е=  Тъ~Т2  =г|р. 	(3.9.16)
 Т4-Т2
 Компактность  теплообменника.  Компакт¬
ность  характеризуется  отношением  суммарной
площади  поверхности  теплообменника  к  пол¬
ному  объему  теплообменного  аппарата.  Ком¬
пактность  трубчатых  и  пластинчатых  поверхно¬
стей  теплообмена  различная,  что  определяет,  в
известной  мере,  их  применение  в  ГТУ  разного
 назначения.  Компактность  трубчатых  поверх¬
ностей  находится  в  пределах  150...400  м2/м3,
пластинчатых  350...800  м2/м3.
 3.9.3. 	ТРУБЧАТЫЕ  ПОВЕРХНОСТИ
ТЕПЛООБМЕНА
 В  кожухотрубных  конструкциях  воздухо¬
подогревателей  основу  теплопередающей  по¬
верхности  представляет  пучок  труб,  располо¬
женный  между  трубными  досками.  Кожухот¬
рубные  воздухоподогреватели  располагаются
преимущественно  в  вертикальном  положении.
Трубные  доски  закреплены  в  стенке  корпуса
(кожуха),  но  с  условием  обязательного  обеспе¬
чения  теплового  расширения  труб  пучка  и
очистки  труб  от  сажи.  Ряд  конструкций  допус¬
кает  аварийную  замену  труб  в  пучке.
 Кожухотрубные  воздухоподогреватели
могут  быть  с  прямыми  гладкими  трубами  и  с
оребренными  (рис.  3.9.5).  В  схемах  с  трубами
используют  противоток  как  наиболее  эффек¬
тивный  в  процессе  теплообмена.  Теплообмен
происходит  главным  образом  при  попереч¬
ном  обтекании  пучка  труб.  Для  повышения
эффективности  теплообмена  увеличивают
число  ходов  одного  из  теплоносителей:  в
межтрубном  пространстве  устанавливают  пе¬
регородки,  которые  направляют  поток  в  по¬
перечном  направлении  относительно  пучка
несколько  раз.
 Сегментные  перегородки  (рис.  3.9.5,  а),
увеличивая  число  ходов  теплоносителя,  на¬
правляют  поток  через  окно  (промежуток  меж¬
ду  кожухом  и  отрезком  перегородки)  в  сле¬
дующий  поперечный  ход  относительно  пучка.
Встречаются  иные  типы  перегородок,  напри¬
мер  диск-кольцо,  которые  обеспечивают  более
равномерное  поле  температур  в  кожухе  возду¬
хоподогревателя  (рис.  3.9.5,  б).
 Трубные  пучки  отличаются  порядком  их
компоновки  в  пучке.  В  пучках  кожухотруб¬
ных  конструкций  трубы  располагаются  по
сторонам  или  шестиугольников,  или  равно¬
сторонних  треугольников  (как  частный  слу¬
чай  шахматного  порядка),  или  по  концентри¬
ческим  окружностям  (табл.  3.9.1),  а  в  пучках,
размещенных  в  коробчатом  корпусе,  располо¬
жение  труб  может  быть  коридорным,  шахмат¬
ным  или  по  граням  равностороннего  тре¬
угольника.
 Теплоотдача  в  потоке  гладкой  прямой  тру¬
бы.  В  расчете  местных  коэффициентов  тепло¬
отдачи  при  турбулентном  режиме  течения  в

ТРУБЧАТЫЕ  ПОВЕРХНОСТИ  ТЕПЛООБМЕНА
 731
 Рис.  3.9.5.  Схемы  кожухотрубных  (л,  б)  и  короб¬
чатых  (в)  воздухоподогревателей  различных  схем
течения  теплоносителей:
 а  —  однократная  по  воздуху,  многоходовая  и
перекрестная  по  газу  при  общем  противотоке;
 б 	—  однократная  по  газу  и  многократная  и  пе¬
рекрестная  по  воздуху  при  общем  противотоке;
в  —  однократная  по  воздуху  и  четырехходовая
по  газу  при  общем  противотоке;  1  —  трубная
доска;  2  —  перегородки;  3  —  корпус;  4  —  кол¬
лектор;  /  —  воздух;  II  —  газ
 прямой  гладкой  трубе  с  внутренним  диамет¬
ром  dx  используют  соотношение
 Поправка  8/  зависит  от  расстояния  рассмат¬
риваемого  сечения  х  от  входного  сечения  трубы.
При  x/dx  >  15  поправка  8/  =  1.  При  x/dx  <  15  и
турбулентном  течении  с  самого  начала  трубы  по¬
правочный  коэффициент  8/  =  1,380<M)-0,12.
 Если  ReJ]  >1104  и  отношение  длины  тру¬
бы  к  диаметру  lTp/dx  >  50,  считая,  что  для  воз¬
духа  и  газа  Рг  =  0,72,  критериальное  уравнение
теплообмена  определено  следующим  равенст¬
вом:
 За  определяющую  температуру  принимают
среднюю  температуру  потока,  а  за  определяю¬
щий  размер  —  внутренний  диаметр  трубы  dx.
 Теплоотдача  в  шахматном  пучке  гладких
труб  при  поперечном  обтекании  газовым  пото¬
ком.  Экспериментальные  данные  о  значении
коэффициента  теплоотдачи  шахматного  пучка
гладких  труб  соответствуют  следующему  соот¬
ношению  [89],  Вт/(м2  оС):
 ar=036bmCjRe°-6Pr°'3\ 	(3.9.19)
 где  ст  —  поправочный  коэффициент  для  пуч¬
ков  с  числом  рядов  т  <  4  (см.  табл.  3.9.1);  ст  =
=  0,707  +  0,123/и  -  0,0125/и2  npnRe^  =  12103;
 ст  =  0,565  +  0,209/и  —  0,025/и2  при  Red  =  5  •  104;
 3.9.1. 	Компоновка  труб  в  пучке  кожухотрубных  воздухоподогревателей
 Компоновка  труб  в  пучке

732
 Глава  3.9.  ТЕПЛООБМЕННЫЕ  АППАРАТЫ  ГТУ
 Рис.  3.9.6.  Схема  шахматной  компоновки
оребренных  труб  в  пучке
 =  1  при  т  >  4;  cs  —  коэффициент  формы
 пучка;  cs  =
 (Sx-d)
 o,i
 Определяющим  размером  принят  внеш¬
ний  диаметр  трубы  d,  скорость  потока  рассчи¬
тана  для  узкого  сечения  пучка  между  соседни¬
ми  трубами.  Физические  параметры  определе¬
ны  по  средней  температуре  потока.
 Теплоотдача  в  шахматном  пучке  оребренных
труб  при  поперечном  обтекании  газовым  потоком.
Применение  оребренных  трубных  пучков  позво¬
ляет  повысить  энергетические  показатели  глад¬
котрубных  пучков  главным  образом  за  счет  уве¬
личения  площади  теплообмена.  При  шахматной
компоновке  пучка  труб,  оребренных  круглыми
дисками  с  внешним  диаметром  D  и  толщиной
ребра  5р,  между  ребрами  находится  площадь  F
для  прохода  теплоносителя  (рис.  3.9.6).
 Поверхность  оребренного  пучка  характе¬
ризуется  следующими  параметрами:
 полной  площадью  поверхности  теплооб¬
мена  Fu  одной  стороны  теплообменника  (по¬
верхность  ребер  и  межреберного  пространства;
 Fn  =  FP  +  Fw);
 площадью  поверхности  ребер  Fp  без  уча¬
стка  торцов;
 площадью  поверхности  межреберных
участков  гладкой  трубы  FTp;
 коэффициентом  оребрения  ср,  представ¬
ляющим  отношение  площадей  оребренной  и
гладкой  трубы  по  длине,  равным  шагу  между
ребрами;
 условным  определяющим  размером
 I 	=  ^2-  d  +  ^  -Jo,785(D2  -  d2);
 эквивалентным  диаметром  d3,
d3  =  4F/n,
 где  F  —  площадь  сжатого  сечения;  П  —  смо¬
ченный  периметр  сечения.
 Коэффициент  теплоотдачи  шахматного
пучка  оребренных  труб  в  соответствии  с  урав¬
нением  (3.9.19)
 «к  =  0,36—  cmcs  Ф‘0’5  Re"  Рг0’33,  (3.9.20)
d
 где  Re/  =  w/p/jn;  n  =  0,6ф0,07.
 Критериальное  уравнение  теплообмена
(3.9.20)  ограничено  числом  Re,  =  (5...370)103.
Особенности  конструкции  оребрения  трубы
учитываются  поправочным  коэффициентом.
Приведенный  коэффициент  теплоотдачи
 (3.9.21)
 где  Е  —  коэффициент  эффективности  ребер
(рис.  3.9.7);  jli  —  коэффициент,  учитывающий
влияние  уширения  ребра  к  основанию;  \j/  —
поправочный  коэффициент  на  теоретическую
 эффективность  ребер;  \j/=
 2«к
 Коэффициенты  теплопередачи  трубчатой
поверхности  теплообмена.  Коэффициент  теп¬
лопередачи,  отнесенный  к  внутренней  поверх¬
ности  оребренной  трубы,
 ±+
а*  а
 Коэффициент  теплопередачи,  отнесен¬
ный  к  полной  наружной  поверхности  оребрен¬
ной  трубы,
 Коэффициент  теплопередачи  пучка  глад¬
ких  труб,  отнесенный  к  наружной  поверхно¬
сти  трубы,
 (3.9.22)

ТРУБЧАТЫЕ  ПОВЕРХНОСТИ  ТЕПЛООБМЕНА
 733
 Рис.  3.9.7.  Значения  коэффициента  эффективности  оребрения  Е  круглыми  (а)  и  квадратными  (б)  ребрами
 Погрешность  расчета  по  формуле  (3.9.22)
не  превышает  4%,  если  dx/d  >  0,5.
 Средняя  температура  стенки  трубы.  На
стороне  относительно  холодного  теплоносите¬
ля  температура  стенки
 к
 Тст  -Гср  +  ^-АГ,
 «в
 а  на  стороне  относительно  горячего  теплоно¬
сителя
 -At.
 Т  --
 2ср
 Потери  давления  теплоносителя  вследствие
гидравлического  сопротивления  каналов  трубча¬
того  теплообменника.  Потери  полного  давления
потока  при  движении  в  трубах  пучка  одного  хо¬
да.  Общее  понижение  давления  (в  Па)  в  трубах
пучка  состоит  из  следующих  потерь:
 —  АРтр  А^вх  А^вых  А^охл/нагр'
 (3.9.23)
 Перепад  давлений  в  потоке  гладкой  тру¬
бы  пучка
 АРтр  ^тр
 /  pw
 Тх  У’
 где  Хгр  —  коэффициент  трения;  /  —  длина  тру¬
бы;  р  —  средняя  плотность  потока;  w  —  ско¬
рость  потока.
 При  Re^  =  (4...10)103  величина
 ""  (1.8Rerf  -1,64)2
 Вход  потока  в  пучок  труб  сопровождается
перестройкой  его  структуры  скоростей.  Ин¬
тенсивность  перестройки  и,  следовательно,
потери  давления  зависят  от  соотношения  пло¬
щадей  входных  сечений  труб  и  потока  перед
пучком,  характеризуемого  коэффициентом  а.
При  выходе  потока  из  пучка  значительная  до¬
ля  потерь  вызвана  внезапным  расширением
площади  сечения  потока.
 Потери  давления  при  входе  в  пучок  [36]
 2
 Арвх=[(1-о')+Кс
 ipw
 2
 где  Кс  =  0,532  -  0,489а  +  0,691а2;  а  —  отноше¬
ние  площадей  сечений  потока  в  трубках  и  пе¬
ред  пучком.
 Потери  давления  при  выходе  потока  из
пучка
 дрВЫх=[а-°2)+^]^,
 где  Ке  =  1,0518  -  2,317о  +  1,211а2.
 Потери  давления  Арвх  и  Арвых  можно
снизить  организацией  плавного  входа  и  выхо¬
да  потока  из  трубы,  что  достигается  техноло¬
гией  соединения  концов  труб  с  трубной  дос¬
кой.
 Потери  давления  возникают  также  вслед¬
ствие  охлаждения  или  нагревания  потока  теп¬
лоносителя.  Так,  для  воздухоподогревателя
ГТУ  потери  давления  воздуха  при  его  нагрева¬
нии  (Н/м2)
 АРн
 Т5
 ■Т2 	2
 Рср^в  >

734
 Глава  3.9.  ТЕПЛООБМЕННЫЕ  АППАРАТЫ  ГТУ
 а  при  его  охлаждении  (Н/м  )
 (3.9.24)
 Потери  давления  гладкотрубных  и  оребрен-
ных  шахматных  пучков  при  поперечном  обтека¬
нии.  Критериальное  уравнение  гидравлическо¬
го  сопротивления  оребренного  пучка  труб  при
значениях  Re,  =  2-Ю3...1,8-105,  ограниченное
отношением  l/d3  =  0,15...6,5,  следующее  [89]:
 При  числе  рядов  т  <  5
ст  =  1,25  -  0,041/7?  -  0,0014/я2  при  Re,  =  1,2-103;
ст  =  1,642  -  0,210т  -  0,0171т2  при  Re,  =  5104.
 Если  т  >  5,  то  ст  =  1.
 При  числе  Re,  >  1,8-105  наблюдается  пе¬
реход  к  автомодельному  режиму,  независимо¬
му  от  этого  числа,  в  котором  l/d3  =  0,15...6,5  и
 \0,3
 Уравнения  подобия  (3.9.25)  и  (3.9.26)
удовлетворяют  гидравлическому  сопротивле¬
нию  оребренных  и  гладкостенных  пучков
(с  точностью  до  14%).  Для  гладкотрубных  пуч¬
ков  /  =  d\  d3  =  2(*S1  -  d).
 С  учетом  (3.9.25)  и  (3.9.26)  перепад  давле¬
ний  в  шахматном  пучке  труб  при  поперечном
обтекании
 Ар2  =  Eupw2. 	(3.9.27)
 Суммарное  снижение  давления  при  по¬
перечном  обтекании  пучка  для  одного  хода
 X  Af2  =  Д?2  +  ДРом/нагр- 	(3.9.28)
 При  использовании  схем  поверхностей
теплообмена  с  рядом  ходов  z  следует  учесть
дополнительные  потери  давления  в  отводах
для  перехода  теплоносителя  из  одного  хода  в
последующий  ход.
 Поправки  к  коэффициенту  отдачи  и  потерь
давления  в  кожухотрубных  воздухоподогревате¬
лях.  В  межтрубном  объеме  кожухотрубного
воздухоподогревателя  образуется  сложная
структура  потока  вследствие  многократного
его  поворота  перегородками  на  180°  и  протеч¬
ками  теплоносителя  в  зазорах  отверстий  меж¬
ду  внешней  поверхностью  трубы  и  стенкой  пе-
 Рис.  3.9.8.  Схема  движения  основного  потока
и  протечек:
 1 	—  кожух;  2  —  перегородка;  Б  —  байпасный
поток  между  кожухом  и  пучком  труб;  Д  —  ос¬
новной  поток;  О  —  окружной  поток  через  зазор
между  перегородкой  и  кожухом;  П  —  перепуск¬
ной  поток  через  зазоры  между  трубами  и  отвер¬
стиями  в  перегородке
 регородки.  Протечки  возникают  также  в  зазо¬
рах  между  внешней  окружностью  перегородки
и  внутренней  стенкой  кожуха  (рис.  3.9.8)  [9].
 В  связи  с  отклонением  реальной  схемы
течения  теплоносителя  от  принятой  в  экспе¬
риментальных  исследованиях  теплообмена  в
трубных  пучках  возникает  необходимость  вне¬
сения  поправок  в  расчет  коэффициента  тепло¬
передачи  с  учетом  особенностей  реальной  схе¬
мы  течения.  Для  этого  предварительно  рассчи¬
тывают  коэффициент  теплопередачи  Овд  в
идеальных  условиях  поперечного  обтекания
пучка  в  сечениях,  близких  к  фронтальному
воздухоподогревателя  по  величине  расходной
скорости  в  этом  сечении.  Расчетный  коэффи¬
циент  теплоотдачи  при  односторонних  сектор¬
ных  перегородках  определяют  методом  попра¬
вочных  коэффициентов:
 где  поправки  учитывают:  х0  —  влияние  утечек
между  перегородкой  и  внутренней  стенкой  ко¬
жуха,  хс  —  влияние  размера  выреза  окна  сег¬
ментной  перегородки  при  продольном  омыва-
нии  пучка  труб,  xz  —  отклонение  угла  атаки
поперечно  омываемых  труб  от  90°,  хбп  —  влия¬
ние  байпасного  и  перепускного  потоков.
 Потери  давления  в  межтрубном  про¬
странстве  с  учетом  поправочных  коэффициен¬
тов  [9]
 Д/>2  =  2ДрП0П(1  +  гс  /г„)  +  Дрм,
 где  Арпоп  —  потери  давления  при  поперечном
обтекании  трубного  пучка  одного  отсека  без
учета  протечек;  zc  —  число  рядов  пучка  в  окне

ПЛАСТИНЧАТЫЕ  ПОВЕРХНОСТИ  ТЕПЛООБМЕНА
 735
 сегментной  перегородки;  zn  —  число  попереч¬
но  омываемых  рядов  труб  пучка;  Арм  —  потери
давления  в  межтрубном  пространстве  с  учетом
влияния  байпасного  и  перепускных  зазоров.
 Потери  давления  в  коллекторе.  Подвод  и
отвод  теплоносителя  к  воздухоподогревателю
коробчатого  типа  часто  производят  через  пат¬
рубки  с  применением  разделительных  перего¬
родок  или  через  разделяющие  и  собирающие
коллекторы  переменного  сечения  с  профили¬
рующей  боковой  стенкой  (см.  рис.  3.9.5).  Про¬
филированием  боковой  стенки  создается  рав¬
номерное  поле  скоростей  перед  пучком  труб,
что  обеспечивает  расчетный  режим  обтекания
пучка  и  исключает  необходимость  в  поправоч¬
ных  коэффициентах.
 Потери  давления  в  коллекторе  характери¬
зуются  коэффициентом  сопротивления  £кол  =
=  ApK0JI/pw„.  Для  раздающего  коллектора  ско¬
рость  wH  рассчитывается  в  его  входном  сечении
площадью  Fu  (для  собирающего  коллектора,  со¬
ответственно,  для  его  выходного  сечения).
 При  расчете  принимают  [29]
 гид-
 где  L  —  общая  длина  коллектора;  Dn
равлический  радиус  в  сечении  FH.
 Потери  давления  в  коленах.  Колена  и  от¬
воды,  состоящие  из  двух  колен,  являются  со¬
ставной  частью  каналов  воздухоподогревателя
через  которые  направляется  поток  теплоноси¬
теля  из  одного  хода  в  последующий.  Для  сни¬
жения  потерь  давления  в  коленах  используют
решетки  лопаток  рис.  3.9.9).
 Коэффициент  потерь  давления  в  одном
колене  прямоугольного  сечения  с  учетом  по¬
ворота  потока  на  90°  зависит  от  числа  лопаток
и  соотношения  размеров  канала  r/h  [29]:
 W
 При  сокращенном  числе  лопаток  в  колене
лсокР  “  1,4(r/h)~\  числе  Re  =  w0A/v  =  2-105  и  ко¬
эффициенте  трения  =  0,02  коэффициенты
 =  0,321  -  1,222(r/h)  +  1,857(г/А)2;
 =  0,02  +  0,31(r/A)-‘.
 3.9.4. 	ПЛАСТИНЧАТЫЕ  ПОВЕРХНОСТИ
ТЕПЛООБМЕНА
 Теплопередающая  поверхность.  Теплопе¬
редающая  поверхность  пластин  имеет  слож¬
ную  форму,  допускающую  образование  кана¬
лов  между  смежными  пластинами  для  прохода
теплоносителей  [1].
 Поверхность  теплообмена  простейшей
конструкции  имеет  прямоугольные  выступы,
которые  со  смежной  пластиной  образуют  ка¬
налы  (рис.  3.9.10,  а).  Газ  движется  по  прямо¬
угольным  каналам,  а  воздух  омывает  поверх¬
ность,  что  снижает  эффективность  теплообме¬
на.  Пакет  пластин  с  выштампованными  оваль¬
ными  выступами  имеет  повышенный  уровень
теплообмена  (рис.  3.9.10,  б).
 Сваренные  попарно  и  собранные  в  паке¬
ты  пластины  образуют  два  изолированных  ка¬
нала  (рис.  3.9.11):  один  имеет  двуугольную
форму,  а  другой  канал  —  с  волнообразующими
стенками.  Конструкция  пакета  допускает  ис¬
пользование  перекрестной  или  параллельной
схем  движения  теплоносителей.Теплообмен  в
каналах  с  волнообразными  стенками  характе¬
ризуется  уравнением  [1]:
 0,67
 Рис.  3.9.9.  Схема  отвода,  состоящего  из  двух
прямоугольных  колен
 Эти  формулы  справедливы  при  следующих
ограничениях:  Sx/d  =  1,5...3,7  мм;  г  =  3...16  мм;
t/S2  =  0,85;  Si/Si  =  1,85...3,7;  Re  =  (4...25)103.
 В  качестве  определяющего  размера  в  фор¬
муле  (3.9.29)  принят  поперечный  размер  кана¬
ла  Ь,  а  в  формуле  (3.9.30)  —  эквивалентный
диаметр  d3r,  равный  отношению  площади  сече¬
ния  двуугольного  канала  FK  к  смоченному  пе¬
риметру  канала  Дав  качестве  определяющей
температуры  —  средняя  температура  потока.
 Потери  давления  в  пластинчатых  воздухо¬
подогревателях  с  овалообразными  выступами
различны  в  потоках  теплоносителя  по  каналам
волнообразной  и  двуугольной  формы.  Потери

736
 Глава  3.9.  ТЕПЛООБМЕННЫЕ  АППАРАТЫ  ГТУ
 Рис.  3.9.10.  Поверхности  теплообмена  пластинчатого  воздухоподогревателя  из  штампованных  листов:
 а  —  простой  конструкции;  б  —  конструкции  ОАО  «НЗЛ»;  I  —  воздух;  II  —  газ
 нообразных  выступов;  Гср  —  средняя  темпера¬
тура  теплоносителя  в  воздухоподогревателе.
 Формулы  (3.9.29)  и  (3.9.31)  справедливы
при  Sx/d  =  2,85  мм;  Sx/b  =  6...  133  мм  и  Re  =
=  (1...6)104.
 Потери  давления  в  двуугольных  каналах
складываются  из  местных  потерь  от  сужения
и  расширения  потока  при  обтекании  овало¬
образных  выступов  и  потерь  вследствие  тре¬
ния:
 Арг  =  0,064</э 	+ 	T4~T6pw2.
 2 	Тср
 Пластинчатая  поверхность  теплопередачи
отличается  повышенной  компактностью
(500...  1000  м2/м3).  Пакет  пластинчатого  возду¬
хоподогревателя  показан  на  рис.  3.9.12.
 Пластинчато-ребристые  поверхности  теп¬
лообмена.  В  пластинчато-ребристых  поверхно¬
стях  пространство  между  пластинами  2  запол¬
нено  ребрами  1  (рис.  3.9.13),  способствующи¬
ми  повышению  коэффициента  теплоотдачи  со
стороны  пластины.  Форму  ребер  выбирают  с
учетом  теплофизических  свойств  теплоносите¬
ля,  скорости  потока  теплоносителя  и  требуе¬
мого  уровня  коэффициента  теплоотдачи.
 Элементы  пакета  пластинчато-ребристых
поверхностей  отличаются  большим  разнообра¬
зием  и  многими  особенностями  конструкции
теплопередающих  поверхностей,  что  затрудняет
 Рис.  3.9.11.  Формы  каналов  пластинчатого
воздухонагревателя:
 1  —  волнообразного;  2  —  двуугольного  профиля;
/  —  воздух;  II  —  газ
 давления  по  волнообразному  каналу  складыва¬
ются  из  потерь  вследствие  трения  в  канале  и
вызванных  изменением  направления  движения
потока.  Так,  при  движении  воздуха  по  каналу
 где  z  —  число  ходов;  Sx  —  расстояние  между
волнообразными  выступами;  п  —  число  вол-

ПЛАСТИНЧАТЫЕ  ПОВЕРХНОСТИ  ТЕПЛООБМЕНА
 737
 Рис.  3.9.12.  Пакет  пластинчатого
воздухоподогревателя:
 /  —  воздух;  II  —  газ
 Рис.  3.9.13.  Схема  пакета  пластинчато-ребристых
пластин:
 /  —  воздух;  II  —  газ
 широкое  обобщение  их  экспериментальных
данных  для  расчета  теплообмена.  Эксперимен¬
тальные  данные  процессов  теплообмена  для
конкретной  конструкции  обрабатываются  в  ви¬
де  характеристик  теплообмена  St-Pr2^  и  гид¬
равлического  сопротивления/(рис.  3.9.14)  [36].
 В  характеристику  конструкции  пластин¬
чато-ребристой  поверхности  входят  следую¬
щие  величины  [136]:
 толщина  пластины  а,  мм;
расстояние  между  пластинами  b,  мм;
полная  площадь  поверхности  теплообме¬
на  одной  стороны  теплообменника  F;
 гидравлический  радиус  гт,  мм;  гидравли¬
ческий  диаметр  DT  =  4гг,  мм;
толщина  ребра  5,  мм;
 Рис.  3.9.14.  Экспериментальные  характеристи¬
ки  пластинчато-ребристой  поверхности  с  жалю-
зийными  ребрами  (ЖР-12)
 отношение  площади  поверхности  тепло¬
обмена  к  объему  между  пластинами  р;
 отношение  площади  поверхности  ребер  к
полной  площади  поверхности,  рр  =  Fp/F;
 отношение  минимальной  площади  сво¬
бодного  сечения  к  полной  площади  (фрон¬
тального)  сечения  теплообменника  а  =  /с//фР;
 длина  поверхности  теплообмена  на  одной
стороне  теплообменника  Z,  м
 На  разных  сторонах  пластины  в  пакете
могут  находиться  ребристые  поверхности  раз¬
личных  форм.  Схема  движения  теплоносите¬
лей  в  пакете  —  перекрестная.  Теплопередаю¬
щая  поверхность  воздухоподогревателя  харак¬
теризуется  коэффициентом  \|/,  определяющим
отношение  полной  площади  поверхности  те¬
плообмена  одной  стороны  к  его  объему:
для  газа
 и  для  воздуха
 Для  газа  имеем
 а  для  воздуха

738
 Глава  3.9.  ТЕПЛООБМЕННЫЕ  АППАРАТЫ  ГТУ
 Отношение  коэффициентов  \|/гД|/в  соот¬
ветствует  отношению  площадей  поверхности
каждой  стороны:  FT/FB  =  \|/г  /\|/в.
 Критериальное  уравнение  теплообмена
для  каждой  стороны  пластины  (см.  рис.  3.9.14)
 StPr2/3  =/(Re), 	(3.9.32)
 где  DT  =  4rT  —  определяющий  размер  для  опре¬
деления  числа  Re.
 Делением  ординаты  зависимости  на  зна¬
чение  Рг2/3  определяется  критерий  St.
 Коэффициент  теплоотдачи  рассчитывае¬
мой  стороны  теплообменника
 а  =  St  р  wcp.
 К  значению  а  следует  внести  поправку
на  теплообмен  в  условиях  ребристой  поверх¬
ности  в  зависимости  от  значения  параметра
 ребра  т  -  / 	-.
 Условный  КПД  ребра  пластинчато-реб¬
ристого  теплообменника
 th(mb/2)
 mb/l
 Поправка  к  коэффициенту  теплоотдачи
 Ло=1-^(1-Лр)-
 F
 Без  учета  термического  сопротивления
стенки  пластины  коэффициент  теплопередачи
воздухоподогревателя  на  стороне  воздуха
 ПОв«в  II.
 на  стороне  газа
 кТ
 ЛОг«г
 1
 -1
 Л0г«г
 FB
 ЛОв<*в
 Fr
 Количество  теплоты,  переданной  воздуху
в  единицу  времени,  определено  уравнением
 (3.9.4), 	площадь  поверхности  теплопередачи
со  стороны  газа  находится  по  уравнению
 (3.9.5), 	а  со  стороны  воздуха
 Fr  =  -
 (Fr/FB)
 (3.9.33)
 Потери  давления  в  пластинчато-ребристых
пакетах  теплообменника.  Расчет  потерь  давле¬
ния  (Па)  при  входе  теплоносителя  в  пакет  Арвх
и  при  выходе  из  него  Арвътх  производят  для  каж¬
дой  стороны  теплообменника:
 дрс
 &Рв
 _  Pw
 2
 а  )  +  кс]\  (3.9.34)
 =  Р^[(1  -о2)+ке],
 (3.9.35)
 где  р  —  средняя  плотность  потока;  со  —  ско¬
рость  потока  в  канале;  кс  —  коэффициент  по¬
терь  давления  при  входе  потока  в  канал;  кс  =
=  0,397  -  0,074а  -  0,473а2;  ке  —  коэффициент
потерь  давления  при  выходе  потока  из  канала;
ке=  1  -  1,702с  -  0,367а2  +  0,535а3.
 Потери  давления  в  пределах  ребристого
канала  между  пластинами  оцениваются  коэф¬
фициентом  /,  зависящим  от  числа  Re/  =  соDr  р/|х
для  одного  хода  z  по  данным  рис.  3.9.14:
 a  /-pw2  L
4^=/^ 	•
 Потери  давления  на  каждой  стороне  теп¬
лообменника  одного  хода  представляют  сумму
]ГДр  с  учетом  неизотермического  процесса
движения  теплоносителя  (3.9.23).  Суммарное
снижение  давления  на  каждой  стороне  тепло¬
обменника  учитывается  числом  ходов  z  на
этой  стороне,  наличием  потерь  в  отводах  и  в
промежуточных  каналах  между  отдельными
ходами.
 3.9.5. 	РЕГЕНЕРАТИВНЫЕ
ВОЗДУХОПОДОГРЕВАТЕЛИ
 Регенеративные  воздухоподогреватели  ис¬
пользуют  в  установках  ГТУ  ограниченной
мощности.  Схема  вращающегося  регенератора
показана  на  рис.  3.9.15.
 Теплоаккумулирующая  поверхность  1  в
виде  проволочной  сетки  или  гофрированной
ленты  расположена  на  вращающемся  с  часто¬
той  20...30  мин-1  роторе.  Ротор  разделен  на  от¬
дельные  секторы  перегородками,  отделяющи¬
ми  потоки  воздуха  и  газа,  протекающие  через
теплоаккумулирующие  поверхности.  Через  оп¬
ределенные  промежутки  времени  поверхность
сектора  омывается  или  воздухом,  или  газом,  в
результате  чего  осуществляется  процесс  тепло¬
обмена.

ЛОПАТКИ  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН
 739
 Рис.  3.9.15.  Схема  вращающегося  регенератив¬
ного  воздухоподогревателя  ГТУ:
 /  —  воздух;  II  —  газ
 Глава  3.10
 МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 3.10.1. 	ЛОПАТКИ  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН
 Условия  эксплуатации  лопаток.  Температу¬
ра  металла  сопловых  лопаток  определяется
температурой  рабочего  тела,  омывающего  ло¬
патки  данной  ступени,  и  системой  охлаждения.
Напряжения  изгиба,  возникающие  под  дейст¬
вием  газового  потока,  составляют  50...80  МПа,
а  в  перспективных  высокотемпературных  мощ¬
ных  ГТУ  достигают  130  МПа.
 Лопатки  подвергаются  статическому  и
динамическому  воздействию  газового  потока.
При  этом  возможны  температурные  перепады
(тепловые  удары)  до  400  °С,  а  в  перспектив¬
ных  ГТУ  до  600...700  °С.  Для  приводных  тур¬
бин  число  пусков  на  ресурс  достигает  200,  для
пиковых  —  5000.  Лопатки  подвергаются  также
эрозионному  и  коррозионному  воздействию
потока  продуктов  сгорания  при  его  скорости
до  700  м/с.  Запыленность  потока  твердыми
частицами  размером  до  100  мкм  может  дости¬
гать  концентрации  0,3  мг/м3.  При  неблагопри¬
ятных  атмосферных  условиях  эти  величины
могут  кратковременно  повышаться  соответст¬
венно  до  250  мкм  и  2,5  мг/м3.
 Рабочие  лопатки  эксплуатируются  в  ус¬
ловиях  значительной  разности  температур  ме¬
талла  хвостовой  и  профильной  частей  в  связи
с  отводом  теплоты  в  диски.  Радиальный  тем¬
 пературный  перепад  может  достигать  400  °С.
Неравномерность  распределения  температур
наблюдается  и  в  поперечном  сечении  (по  про¬
филю)  лопатки  при  нестационарных  режимах
и  в  связи  с  охлаждением.  Они  испытывают  од¬
новременно  воздействие  статических  растяги¬
вающих  центробежных  сил,  изгибающих  от
потока  газа,  динамических  вибрационных  на¬
грузок  и  термических  напряжений.  Динамиче¬
ские  знакопеременные  нагрузки  достигают
 50...80 	МПа.  На  лопатках  имеются  конструк¬
тивные  концентраторы  напряжения  (уступы,
пазы,  отверстия  под  демпферные  связи  и  др.).
Суммарные  (эквивалентные)  напряжения  в
рабочих  лопатках  составляют  обьино  160  МПа
для  приводных  турбин  мощностью  до  40  МВт
и  270  МПа  при  температере  лопаток
Тп  <  800...830  °С  для  пиковых  турбин  мощно¬
стью  100  МВт  и  более.  Для  лопаток  послед¬
них  ступеней  с  максимальной  рабочей  тем¬
пературой  профильной  части  примерно
650  °С  эти  напряжения  достигают
 300...320 	МПа.  В  перспективных  высокотемпе¬
ратурных  ГТУ  температура  металла  рабочих  ло¬
паток  может  составлять  870...900  °С.  Таким  тем¬
пературным  условиям  эксплуатации  способны
удовлетворять  лишь  принципиально  новые  ма¬
териалы  (композитные,  эвтектические  и  др.).
 Требования,  предъявляемые  к  материалам.
Материал  для  лопаток  должен  соответствовать
определенным  требованиям,  в  первую  очередь
по  жаропрочности  и  жаростойкости.
 Жаропрочность,  как  способность  мате¬
риала  сопротивляться  воздействию  нагрузки
при  высоких  температурах,  оценивается  пре¬
делами  длительной  прочности  и  ползучести,  а
в  некоторых  случаях  и  сопротивлением  релак¬
сации.
 Предел  длительной  прочности  ад  п  харак¬
теризуется  напряжением,  вызывающим  разру¬
шение  металла  (образца)  за  заданный  срок  при
заданной  температуре.  В  зависимости  от  про¬
должительности  воздействия  данного  постоян¬
ного  напряжения  различают  адп  для  100,  1000,
10  000  ч  и  т.д.  Это  основная  исходная  характе¬
ристика,  которой  руководствуются  в  ходе  проч¬
ностных  расчетов  деталей,  эксплуатируемых
при  высокой  температуре  (500  °С  и  выше).
 В  процессе  испытания  на  длительную
прочность  образцов  гладких  цилиндрических
и  с  кольцевым  надрезом  (радиус  скругления
г  =  0,15...0,2  мм)  материал  лопаток  не  должен
проявлять  чувствительности  к  концентратору
напряжения  такого  типа,  отношение  ад  п  н/ад  п

740
 Глава  3.10.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 должно  быть  не  меньше  1.  Пределы  длитель¬
ной  прочности  определяют  при  испытаниях
продолжительностью  не  менее  7000  ч  в  доста¬
точно  широком  температурном  интервале,
включающем  температуру,  соответствующую
пониженной  пластичности  оцениваемого  ме¬
талла.
 Предел  ползучести  ап  п  соответствует  на¬
пряжению,  при  котором  суммарная  деформа¬
ция  испытуемого  образца  за  определенный
промежуток  времени  (500...  105  ч)  достигает  не¬
которого  значения  (0,01,  0,1,  1%),  допустимо¬
го  для  данной  детали  при  заданной  температу¬
ре.  Наиболее  употребительной  расчетной  ве¬
личиной  является  предел  ползучести,  соответ¬
ствующий  деформации,  равной  1%  за  105  ч.
 Сопротивление  релаксации  характеризу¬
ется  остаточным  напряжением  сп  сохраняю¬
щимся  в  испытуемом  образце  специальной
формы  через  100,  1000,  10  000  ч  при  заданных
температуре  и  первоначальном  напряжении  а0
(напряжении  затяга),  приложенном  к  образцу.
 Материал  лопаток  должен  обладать  запа¬
сом  прочности  по  адп  не  менее  1,6  для  штам¬
пованных  и  2  для  литых  лопаток  (по  отноше¬
нию  к  максимальному  эквивалентному  напря¬
жению  при  данных  температуре  и  ресурсе).
При  эксплуатационной  температуре  менее
500  °С  для  сплавов  на  никелевой  основе  и  ни¬
же  450  °С  для  хромистых  коррозионно-стой-
ких  сталей  эти  коэффициенты  запаса  прочно¬
сти  рассчитывают  по  пределу  текучести  метал¬
ла  а0  2-  Для  лопаток  из  хромистых  сталей  дол¬
жен  быть  обеспечен  также  запас  по  отноше¬
нию  к  ап  п  не  менее  1,1  для  штампованных  и
 1,3 	для  литых  лопаток.
 Важнейшей  характеристикой  металла  ло¬
паток  наряду  с  жаропрочностью  является  уро¬
вень  длительной  высокотемпературной  пластич¬
ности,  непосредственно  связанный  с  работоспо¬
собностью  лопаток  в  стационарном  и,  особенно,
при  циклически  изменяющемся  режиме  экс¬
плуатации.  При  испытаниях  на  разрыв  длитель¬
ностью  7000...  10  000  ч  во  всем  диапазоне  рабо¬
чих  температур  рекомендуется  минимальное  от¬
носительное  удлинение  металла  5  >  2,5%.
 Для  жаропрочных  сплавов  на  никелевой
или  никель-кобальтовой  основе  характеристи¬
кой  работоспособности  металла  наряду  с  жа¬
ропрочностью  является  относительное  удли¬
нение  образцов  при  разрыве  в  условиях  их  де¬
формации  с  постоянной  скоростью  растяже¬
ния.  При  выборе  материала  на  этой  основе
желательно  проводить  испытание  со  скоро¬
 стью  растяжения  0,1%  в  1  ч  при  температуре,
соответствующей  пониженной  его  пластично¬
сти  [  1,  2].  Для  сплавов  рекомендуются  испыта¬
ния  при  температуре  Ти  =  650...700  °С.  Отно¬
сительное  удлинение  при  испытаниях  в  таких
условиях  не  должно  быть  не  менее  4,5%.
 Условный  предел  усталости  g_j  материала
лопаток  в  области  эксплуатационных  темпера¬
тур,  определенный  на  базе  108  циклов  при  соот¬
ветствующей  асимметрии  цикла  (статическом
напряжении  растяжения  аст  =  100...200  МПа),
должен  быть  не  менее  250  МПа  для  гладких  об¬
разцов  и  не  менее  150  МПа  для  образцов  с
кольцевым  надрезом,  имитирующим  концен¬
траторы  напряжения  в  хвостовой  части  лопаток.
 Жаропрочные  материалы  лопаток  долж¬
ны  быть  стойкими  к  химическому  воздейст¬
вию  газовой  среды.  Они  должны  обладать
удовлетворительным  сопротивлением  как  вы¬
сокотемпературному  окислению  (жаростойко¬
стью),  так  и  высокотемпературной  коррозии,
которая  развивается  в  присутствии  в  потоке
газа  солей  щелочных  металлов,  особенно  на¬
трия,  а  также  оксидов  ванадия.
 Необходимые  жаростойкость  материалов
и  сопротивление  высокотемпературной  корро¬
зии  могут  быть  обеспечены  регулированием  и
тщательным  контролем  состава  рабочего  тела,
оптимальным  химическим  составом  материала
лопаток  и  применением  защитных  жаростой¬
ких  покрытий.
 При  выборе  материалов  для  лопаток  долж¬
на  быть  проверена  склонность  их  к  образова¬
нию  при  эксплуатационных  температурах  неже¬
лательных  а-  и  ji-фаз.  Это  фазы  со  сложным  хи¬
мическим  составом  типа  (Сг,  Mo)x(Ni,  Co)F  где
х  и  у  изменяются  от  1  до  7.  В  a-фазе  домини¬
рующим  элементом  является  хром,  в  ji-фазе  —
молибден  и  кобальт.  Эти  фазы  образуются  при
длительном  тепловом  воздействии  в  интервале
температур  700...800  °С  и  при  определенном  со¬
четании  в  сплаве  легирующих  элементов  (хрома,
молибдена,  вольфрама,  кобальта).  Склонность
сплавов  к  образованию  охрупчивающих  фаз
проявляется  особенно  при  содержании  хрома
более  16%  [54].
 К  важным  показателям  относится  также
стабильность  свойств  материала  лопаток  при
длительных  тепловых  выдержках,  имитирую¬
щих  температурные  условия  эксплуатации.
Желательно,  чтобы  в  результате  таких  выдер¬
жек  (старения)  в  течение  104  ч  при  наименее
благоприятной  температуре  (для  сплавов  на
никелевой  и  никель-кобальтовой  основе

ЛОПАТКИ  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН
 741
 550...700 	°С)  относительное  удлинение  при
разрыве  образца  при  нормальной  температуре
было  бы  не  менее  10%,  а  ударная  вязкость  не
ниже  300  кДж/м2.
 Коррозионно-стойкие  стали.  В  турбо¬
строении  для  лопаточного  аппарата  с  рабочей
температурой  металла  до  580  °С  широко  при¬
меняют  хромистые  стали  с  содержанием
 12... 	14%  Сг,  прошедшие  закалку  и  отпуск.
Они  обладают  высокими  коррозионной  стой¬
костью,  декрементом  затухания  и  низким  ко¬
эффициентом  температурного  линейного  рас¬
ширения.  Высокая  чистота  металла  и  отсутст¬
вие  характерных  для  стали  этого  типа  дефек¬
тов  (волосовин)  обеспечиваются  при  изготов¬
лении  стали  способом  электрошлакового  пе¬
реплава.  К  обозначению  марки  стали,  вы¬
плавленной  таким  образом,  добавляется  бук¬
ва  Ш.
 Для  лопаток  с  рабочей  температурой  ме¬
талла  до  500  °С  и  рабочим  напряжением  при
ресурсе  105  ч  араб  <  100  МПа  следует  приме¬
 нять  хромистую  сталь  20X1ЗШ  с  КП45  —
КП60  (где  КП45  —  КП60  —  категории  проч¬
ности  стали  с  минимальным  значением  а0>2
 450...600 	МПа).  Для  лопаток  с  рабочей  темпе¬
ратурой  500  °С  и  араб  =  200...230  МПа  или
580  °С  и  араб  =  100...  120  МПа  рекомендуются
упрочненные  хромистые  стали  15X11МФШ,
20Х12ВНМФШ.
 При  рабочей  температуре  металла
 600...650 	°С  в  отдельных  случаях  сопловые  ло¬
патки  изготовляют  из  аустенитной  стали  с
карбидным  упрочнением  31Х19Н9МВБТ.  Эта
марка  представляет  обширный  класс  аустенит-
ных  сталей  с  различным  уровнем  прочности,  в
который  входят  модификации  широко  распро¬
страненной  стали  Х18НЮТ  с  а0  2  =  300  МПа
(при  20  °С)  и  более  прочные  стали  Х15Н25  и
Х15Н35,  дополнительно  легированные  Mo,  W,
Ti  и  некоторыми  другими  элементами  со02  =
=  600  МПа  (при  20  °С).
 Механические  свойства  сталей  приведе¬
ны  в  табл.  3.10.1,  3.10.2  и  на  рис.  3.10.1,  3.10.2.
 3.10.1.  Механические  свойства  стали  на  железной  основе  для  лопаток  газовых  турбин
в  зависимости  от  температуры  испытания
 Сталь
 ',2
 о
 в
 65
 ¥
 КСи,
 ги,  °с
 МПа
 %
 кДж/м2
 20
 550..
 .650
 750..
 .850
 13...16
 о
 ил
 о
 "3-
 550...650
 20X1  ЗШ
 400
 400..
 .500
 530..
 .620
 15...17
 55...62
 1800...2200
 500
 380..
 .450
 480..
 .520
 25...28
 62...66
 2000...2400
 550
 360..
 .400
 430..
 .470
 28...32
 70...75
 1900...2200
 20
 680..
 .800
 770..
 .920
 17...20
 56...66
 800...  1500
 15X11МФШ
 400
 500..
 .650
 600..
 .770
 13...17
 57...64
 1400...1800
 500
 430..
 .540
 520..
 .590
 18...20
 68...72
 1700...2000
 600
 410..
 .510
 450..
 .540
 17...20
 75...78
 1600...2000
 20
 700..
 .750
 850..
 .890
 15...18
 55...58
 900...  1200
 20Х12ВНМФШ
 400
 580..
 .600
 680..
 .700
 13...14
 55...62
 1400...  1500
 (ЭП428)
 500
 530..
 .580
 560..
 .580
 14...15
 59...78
 1200...1500
 600
 360..
 .380
 380..
 .410
 20...23
 79...88
 1300...1500
 20
 330..
 .400
 750..
 .840
 30...44
 о
 un
 о
 900...  1000
 31Х19Н9МВБТ
 560
 210..
 .260
 500..
 .600
 25...30
 40...47
 1000...1100
 (ЭИ572)
 600
 210..
 .260
 470..
 .500
 18...24
 42...46
 1050...1150
 650
 200..
 .240
 420..
 .460
 22...26
 53...56
 1050...1150
 Примечание.  а02  —  условный  предел  текучести;  ав  —  временное  сопротивление  разрыву;
65  —  относительное  удлинение,  определенное  на  образце  пятикратной  длины;  \|/  —  относительное
сужение  поперечного  сечения;  КСU  —  ударная  вязкость.

742
 Глава  3.10.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 3.10.2.  Условный  предел  усталости  хромистых
сталей  за  107  циклов
 Сталь
 20Х13Ш
 20Х12ВНМФШ
 20
 200
 300
 400
 500
 20
 450
 550
 580
 а_ь  МПа,
для  образца
 гладкого
 370
 350
 320
 310
 240
 400
 270
 270
 240
 с  надре¬
зом
г  =  0,5  мм
 240
 220
 200
 170
 130
 168
 Рис.  3.10.1.  Предел  ползучести  коррозионно-стой-
ких  сталей  при  деформации  1%  за  105  ч  при  раз¬
личных  температурах  Т.
 1  -  20Х13Ш;  2  -  15X11МФШ;
 3  -  20Х12ВНМФШ;  4  -  31Х19Н9МВБТ
 Жаропрочные  деформируемые  сплавы
 (табл.  3.10.3,  рис.  3.10.3).  В  тех  случаях,  когда
уровень  кратковременных  или  длительных
(жаропрочных)  механических  свойств  являет¬
ся  недостаточным,  следует  применять  сплавы
на  никелевой  или  никель-кобальтовой  основе.
Эти  сплавы  получили  широкое  распростране¬
ние  при  изготовлении  лопаток  газовых  турбин
благодаря  высоким  жаропрочным  свойствам
при  550...850  °С  [54].  Они  представляют  собой
сложные  многокомпонентные  системы,  обла¬
дающие  рядом  положительных  свойств,  что
позволяет  применять  их  при  температуре  ме¬
талла  до  (0,6...0,8)  7^  (7^  —  температура  плав¬
ления).  Количество  контролируемых  легирую¬
щих  элементов  достигает  13;  некоторые  из  них
(Ni,  Мо,  W,  Со,  Сг,  Fe)  входит  в  состав  глав¬
ным  образом  твердого  раствора,  образующего
основу  сплава,  другие  (Ti,  А1,  Та,  Nb)  прини¬
мают  активное  участие  в  образовании  упроч¬
няющих  интерметаллидных  фаз,  характерных
для  этих  сплавов,  а  элементы  В,  Zr,  Се,  С  об¬
разуют  карбиды  и  бориды,  концентрирующие¬
ся  по  границам  зерен  и  оказывающие,  несмот¬
ря  на  малое  содержание  каждого  из  них,  суще¬
ственное  влияние  на  свойства  сплавов.  Основ¬
ной  упрочняющей  фазой  является  у'-фаза  ти¬
па  Ni3Al,  в  которой  Ti  и  Nb  замещают  в  раз¬
личной  степени  А1.  В  этой  фазе  присутствуют,
замещая  часть  Ni,  Мо  nWfa  также  Со  в  спла¬
вах  на  никель-кобальтовой  основе).  Количест¬
во  у'-фазы  зависит  главным  образом  от  содер¬
жания  в  сплаве  Ti  и  А1.  Между  количеством
у'-фазы  и  длительной  прочностью  сплавов  су¬
ществует  непосредственная  зависимость.
 Следует  отметить,  что  при  выборе  жаро¬
прочных  сплавов  для  лопаток  газовых  турбин
ГТУ  приходится  учитывать  ряд  обстоятельств,
оказывающих  на  структуру  и  свойства  металла
 Рис.  3.10.2.  Предел  длительной  прочности  коррозионно-стойких  сталей  при  различных  температурах
 Г  за  104  ч  (а)  и  105  ч  (б):
 1  -  20Х13Ш;  2  -  15X11МФШ;  3  -  20Х12ВНМФШ;  4  -  31Х19Н9МВБТ

ЛОПАТКИ  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН
 743
 3.10.3.  Механические  свойства  жаропрочных  деформируемых  сплавов  на  никелевой
и  никель-кобальтовой  основе  для  лопаток  газовых  турбин
 Сплав
 и
 о
 а0,2
 65
 ¥
 KClJ,
 МПа
 %
 кДж/м2
 ХН80ТБЮА
 (ЭИ607А)
 20
 600
 500...630
 400...500
 900... 	1060
 730...790
 36...44
 43...45
 40...42
 48...50
 1100...1800
 700
 400...520
 630...750
 27...39
 27...39
 ХН80ТБЮ
 (ЭИ607)
 20
 600...700
 1000...1050
 24...30
 28...35
 600
 550...650
 780...850
 10...12
 16...19
 1000...  1200
 700
 480...520
 650...700
 6...8
 5...7
 20
 460...  500
 930...950
 36...38
 28...32
 ХН65В9М4ЮТР
 600
 380...420
 780...820
 28...30
 26...28
 730...760
 (ЭИ893ВД)
 700
 330...360
 610...640
 31...33
 37...39
 750
 380...400
 680...700
 18...20
 26...28
 20
 700...880
 1150...1300
 18...28
 18...30
 ХН65КМВЮБ
 700
 650...800
 1000...1100
 12...23
 14...25
 400...700
 (ЭП80ВД)
 800
 650...750
 800...950
 8...20
 12...22
 850
 600...700
 700...800
 10...20
 14...25
 20
 780...820
 1180...1250
 14...16
 18...22
 ХН70МТФКЮ
 700
 730...760
 920...960
 26...29
 28...32
 230...260
 (ЭП783ВД)
 800
 710...740
 910...940
 22...25
 28...32
 850
 680...720
 750...780
 18...20
 26...30
 20
 680...720
 1100...1230
 17...18
 17...27
 ХН55ВМТФКЮР
 700
 590...630
 950...1050
 20...22
 23...27
 300...450
 (ЭИ929ВД)
 800
 540...620
 810...910
 17...20
 20...30
 850
 540...600
 700...760
 17...26
 25...39
 20
 905...990
 1270...1340
 19...21
 20...23
 ЭП957
 700
 810...910
 1090...1230
 18...20
 28...30
 400...510
 800
 820...900
 1010...1030
 19...16
 16...18
 прямо  противоположное  влияние.  Необходи¬
мость  образования  в  сплавах  все  большего  ко¬
личества  у'-фазы  по  мере  роста  требуемой  жа¬
ропрочности  ограничивает  содержание  хрома
до  6...  10%,  так  как  он  повышает  растворимость
у'-фазы  в  матрице  сплава.  В  то  же  время  высо¬
кое  содержание  Сг  (18%  и  более)  является  ос¬
новным  фактором,  определяющим  сопротивле¬
ние  сплава  высокотемпературному  окислению
благодаря  образованию  защитных  поверхност¬
ных  пленок,  богатых  Сг203.  Однако  повышен¬
ное  содержание  Сг  при  неблагоприятном  соче¬
тании  с  такими  легирующими  элементами,  как
Mo,  W,  Al,  Ti,  способствует  возникновению
сложных  интерметаллидных  а-  и  |1-фаз.
 Особенность  жаропрочных  сплавов  за¬
ключается  в  том,  что  под  действием  высокой
температуры  они  становятся  нестабильными
системами.  Присутствующие  в  них  фазы  всту¬
пают  во  взаимодействие  между  собой  и  с  эле¬
ментами  основного  твердого  раствора,  что
приводит  к  изменению  исходной  структуры,  а
следовательно,  механических  свойств  сплава.
Торможение  этих  процессов,  имеющих  обыч¬
но  неблагоприятный  характер,  достигается  ра¬
циональной  технологией  изготовления  деталей
из  этих  сплавов.  Принципиальными  особен¬
ностями  таких  процессов  применительно  к
сплавам  на  никелевой  основе  являются  штам¬
повка  и  закалка  заготовок  лопаток  при  высо¬

744
 Глава  3.10.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 кой  температуре,  обеспечивающие  достаточно
полную  рекристаллизацию  металла,  а  также
ступенчатые  режимы  отпуска  (стабилизации).
Ступенчатые  режимы  отпуска  получили  широ¬
кое  распространение  в  отечественной  и  зару¬
бежной  практике,  так  как  при  этом  достигают¬
ся  оптимальные  выделение  и  распределение
фазы,  упрочняющей  сплав,  повышается  де¬
формационная  способность  сплава  и  резко
снижается  чувствительность  металла  к  кон¬
центраторам  напряжения  [20,  54].  Сплавы  на
никелевой  и  никель-кобальтовой  основе  вы¬
плавляют  в  индукционных  и  вакуумно-индук¬
ционных  или  дуговых  электрических  печах,  во
многих  случаях  с  последующим  вакуумно-ду-
говым  переплавом  (ВД).
 В  зависимости  от  условий  эксплуатации
рабочих  лопаток  (рабочих  напряжений,  темпе¬
ратуры  металла)  могут  быть  применены  де¬
формируемые  сплавы  ХН80ТБЮА,
ХН80ТБЮ,  ХН65В9М4ЮТР,  ХН65КМВЮБ,
 ХН70МТФКЮ,  ХН55ВТФКЮР,  ЭП957  (в  по¬
рядке  возрастания  уровня  жаропрочности).
Расчетный  ресурс  для  лопаток  из  сплавов  та¬
кого  типа  составляет  для  приводных  ГТУ  не
менее  2  •  104  ч,  для  ГТУ,  эксплуатируемых  в  пи¬
ковом  режиме,  не  ниже  104  ч.
 Жаропрочные  сплавы  на  никелевой  и  ни¬
кель-кобальтовой  основе  являются  высоколе¬
гированными  и  трудно  деформируемыми  ма¬
териалами.  В  связи  с  этим  лопатки  из  этих
сплавов  во  многих  случаях  изготовляют  путем
точной  отливки  по  выплавляемым  моделям.
 Литейные  сплавы  (табл.  3.10.4,  рис.  3.10.4)
[54].  Прогрессивное  направление  в  производ¬
стве  деталей  из  жаропрочных  сплавов  связано
с  применением  отливок  с  направленной  кри¬
сталлизацией  или  монокристаллической
структурой  затвердевающего  в  форме  металла.
Для  реализации  таких  технологий  необходимо
специальное  оборудование  и  хорошая  их  отра¬
ботка  применительно  к  каждому  виду  изделий.
 Рис.  3.10.3.  Предел  длительной  прочности  жаропрочных  деформируемых  сплавов  при  различных
температурах  Тза  104  ч  (а)  и  2-104  ч  (б):
 1  -  ХН80ТБЮА;  2  -  ХН80ТБЮ;  3  -  ХН65В9М4ЮТР;  4  -  ХН65КМВЮБ;  5  -  ХН70МТФКЮ;
 6  -  ЭП539ВД;  7  -  ХН55ВМТФКЮР
 Рис.  3.10.4.  Предел  длительной  прочности  литейных  жаропрочных  сплавов  при  различных
температурах  за  104  ч  (а)  и  2-104  ч  (б):
 1  -  ХН65В9М4ЮТ;  2  -  ХН65КВМБЮТ;  3  -  ХН66КВМЮТ;  4  -  ХН65КМВЮТ,  поликристалли-
ческие  отливки;  5  —  то  же,  отливки  с  направленной  кристаллизацией

ЛОПАТКИ  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН
 745
 3.10.4.  Механические  свойства  жаропрочных  деформируемых  сплавов  на  никелевой  и
никель-кобальтовой  основе  для  литых  лопаток
 Сплав
 о
 о
 а0,2
 65
 V
 KCU,
 МПа
 %
 кДж/м2
 20
 490...570
 680...730
 13...18
 16...21
 600
 500...550
 620...650
 15...18
 30...34
 ХН65В9М4ЮТ
 650
 530...580
 620...650
 8...12
 23...28
 400...600
 750
 500...530
 630...670
 7...13
 15...19
 800
 460...500
 530...570
 10...12
 21...24
 ХН65КМВЮТ
(ЖС6К)  -  поли¬
кристалл  ические
отливки
 20
 800
 850
 820...950
 800...920
 800...850
 950...1100
 950... 	1000
 900...950
 2.5...7
 1.5...1.7
 1.8...1.9
 3...13
 2...3
 3...4
 150...350
 900
 950
 720...780
 500...580
 800...820
630...670
 2...2.5
 1.5...2.1
 2...5
 2...4
 ХН65КМВЮТ  -
 20
 820...900
 1000...1100
 9...18
 13...25
 отливки  с  направ¬
ленной  кристалли¬
зацией
 900
 950
 800...830
 550...590
 900...970
 640...680
 5...8
 4...6
 14...18
 10...12
 300...350
 20
 780...920
 880...  1000
 2...7
 3...3,5
 650
 750...860
 850...  1000
 2...5
 3...10
 ХН66КВМЮТ
 (ЗМИ-З)
 700
 750
 800
 750...860
 750...860
 730...900
 920...1050
 900... 	1100
 830... 	1000
 2.5...7
 3.5...12
 4.5...15
 ЗД5
 4...20
 5...22
 80...110
 850
 620...860
 750...880
 5...20
 6...25
 900
 460...  560
 560...710
 7...20
 5...30
 20
 670...720
 770...870
 2,5...6,4
 2,7...14
 ХН65КВМБЮТ
 (ЭП539ЛМУ)
 600
 700
 800
 530...600
 520...620
 550...660
 700...780
 780...830
 780...850
 3...5
3..  .5,5
4,8...9,8
 6.5...7.8
 3.7...5.2
 6.5...15
 100...180
 850
 460...  520
 620...720
 7,5...8,5
 7,8...8,3
 20
 760...848
 893...944
 3,7...6,6
 13,3...17,5
 650
 679...759
 817...847
 2,8...6,4
 11,0...17,2
 ЦНК-7
 700
 750
 692...852
 671...717
 798...838
 700...820
 2.2...13.2
 5.2...6.3
 11.0...17.2
 17.2...21.7
 110...400
 800
 622...714
 780...810
 2,9...8,5
 15,7...19,0
 900
 618...682
 682...712
 7,1...9,1
 14,0...18,0
 20
 840...870
 940...980
 2,4...3,0
 8,0...10,0
 650
 820...850
 910...940
 5,0...7,0
 9,0...11,0
 ЧС-70
 800
 720...760
 840...880
 10,0...12,0
 20,0...24,0
 250...500
 850
 720...740
 810...840
 12,0...14,0
 16,0...20,0
 900
 550...590
 620...650
 10,0...16,0
 18,0...24,0
 20
 720...760
 870...910
 3,0...5,0
 7,0...10,0
 700
 670...700
 820...860
 4,0...7,0
 7,0...10,0
 ЧС-104
 800
 650...680
 740...790
 6,0...10,0
 17,0...21,0
 300...550
 850
 620...660
 770...720
 8,0...12,0
 17,0...22,0
 900
 440...480
 490...530
 13,0...17,0
 26,0...30,0

746
 Глава  ЗЛО.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 Такие  отливки  обеспечивают  высокую  плот¬
ность  и  повышенную  жаропрочность  металла.
Длительная  пластичность  при  этом  превышает
в  5-10  раз  пластичность  обычных  поликри-
сталлических  отливок.  Относительное  удлине¬
ние  при  разрыве  в  условиях  испытания  на
длительную  прочность,  например  сплава
ЖС6К  с  направленной  кристаллизацией,  со¬
ставляет  6...15%  (1,5...3,5%  для  металла  с
обычной  поликристаллической  структурой).
 Для  литых  высокотемпературных  лопаток
рекомендуются  сплавы  ХН65В9М4ЮТ,
ХН65КВМБЮТ,  ХН66КВМЮТ,  ХН65КМВЮТ,
ЦНК-7,  ЧС-70,ЧС-104  (в  порядке  возрастания
жаропрочности).
 Сплав  ХН65В9М4ЮТ  представляет  собой
литейную  модификацию  деформируемого
сплава  ЭИ893.  Сплав  ЖС6К  имеет  наиболее
высокие  жаропрочные  свойства  среди  широко
применяющихся  сплавов  на  никелевой  и  ни¬
кель-кобальтовой  основе.  В  связи  с  ликваци¬
ей,  неизбежно  присутствующей  в  литейных
сплавах  и  проявляющейся  в  обогащении  меж-
дендритных  участков  металла  примесями  лег¬
коплавких  элементов,  легирующими  элемен¬
тами,  карбидными  и  интерметаллидными  фа¬
зами,  при  их  термической  обработке  применя¬
ют  нагрев  для  последующей  закалки  до  более
высоких  температур,  чем  для  деформируемых
сплавов  аналогичного  состава.  Высокотемпе¬
ратурный  нагрев  оказывает  гомогенизирующее
действие,  благоприятствует  при  последующем
охлаждении  или  стабилизирующем  отпуске
более  равномерному  распределению  выделяю¬
щихся  фаз,  улучшает  механические  характери¬
стики  сплава.
 Литейные  сплавы  выплавляют  и  разлива¬
ют  в  вакууме.  Основную  часть  шихты  для  этих
сплавов  составляет  металлургическая  заготов¬
ка  такого  же  химического  состава,  что  и  сплав,
которую  также  следует  выплавлять  в  электри¬
ческих  вакуумно-индукционных  печах.
 Для  сопловых  лопаток  с  рабочей  темпе¬
ратурой  не  выше  580  °С  при  соблюдении  не¬
обходимого  запаса  прочности  можно  исполь¬
зовать  литейные  модификации  хромистых
коррозионно-стойких  сталей  (см.  табл.  3.10.1).
 При  изготовлении  рабочих  и  сопловых
лопаток  способами  точной  штамповки  или  от¬
ливки  поверхностный  обезлегированный
(обезуглероженный)  слой  удаляется  путем  по¬
лирования  и  шлифования.  Неудаляемый  обез¬
легированный  слой  на  необрабатываемых  по¬
верхностях  ограничивается  определенной  до¬
 пустимой  толщиной  в  каждом  конкретном
случае.
 При  выборе  легированного  сплава  следу¬
ет  учитывать,  что  усложнение  его  состава  мо¬
жет  вызвать  усложнение  производства  лопа¬
ток,  обусловить  особые  требования  к  их  кон¬
струкции  и  условиям  эксплуатации  лопаточ¬
ного  аппарата.
 Защитные  покрытия  лопаток.  Нанесение
поверхностных  покрытий  на  профильную
часть  лопаток  газовых  турбин  является  наибо¬
лее  эффективным  и  распространенным  спосо¬
бом  защиты  от  высокотемпературной  корро¬
зии.  Главное  требование,  предъявляемое  к  по¬
крытиям,  —  обеспечение  высокой  коррозион¬
ной  стойкости,  намного  превосходящей  стой¬
кость  материала  лопатки,  что  позволяет  суще¬
ственно  увеличить  долговечность  лопаток.  На¬
ряду  с  этим  к  свойствам  защитных  покрытий
предъявляется  целый  ряд  других  требований:
стабильность  химического  состава  при  высо¬
кой  температуре  в  течение  длительного  време¬
ни,  исключающая  интенсивный  диффузион¬
ный  обмен  с  компонентами  материала  лопа¬
ток;  стойкость  к  эрозионному  воздействию  га¬
зового  потока  в  турбине;  высокая  адгезия  к  за¬
щищаемому  сплаву;  необходимый  уровень
пластичности  и  прочности,  исключающий
растрескивание  покрытий  под  действием  ста¬
тических  и  циклических  нагрузок;  близость
коэффициентов  температурного  линейного
расширения  материалов  покрытия  и  лопатки;
возможность  восстановления  покрытий  после
их  коррозионного  разрушения  в  период  экс¬
плуатации  лопаток;  положительный  экономи¬
ческий  эффект  от  использования  покрытий.
 Не  существует  пока  покрытий,  удовле¬
творяющих  всем  требованиям,  предъявляемым
к  ним.  Поэтому  выбор  покрытий  может  быть
осуществлен  только  на  основе  компромиссно¬
го  решения,  которое  принимается  по  результа¬
там  рассмотрения  конкретных  данных  о  мате¬
риале  лопатки,  газотурбинном  агрегате  и  усло¬
вий  его  эксплуатации.
 Условия  необходимости  применения  за¬
щитных  покрытий  зависят,  в  частности,  от
уровня  коррозионных  свойств  материала  лопа¬
ток.  Температурная  область  применения  по¬
крытий  должна  находиться  выше  критической
температуры  Ткр  (индивидуальной  для  каждого
материала),  при  которой  процесс  высокотемпе¬
ратурной  сульфидно-оксидной  коррозии  (ос¬
новной  в  газовых  турбинах)  становится  «ката¬
строфическим».  Значения  этих  температур  для

ЛОПАТКИ  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН
 747
 наиболее  широко  применяемых  лопаточных
материалов  (сплавов)  приведены  ниже  [60].
 Сплав 	Ткр,  °С
 ХН65КМВЮТ 		640
 ХН65КМВЮТ 		650
 ХН55ВМТФКЮР 		650
 ЭП202 		670
 ХН80ТБЮ 		690
 ХН65КВМБЮТ 		725
 ЭП539ЛМУ 		750
 ХН65КМВЮБ 		670
 ЭИ827 				610
 ЭИ437Б 		700
 ЦЖ-20 		625
 ЦНК-7,  ЧС-70,  ЧС-104 		800
 Необходимость  применения  защитных
покрытий  обусловлена  также  присутствием
 коррозионно-активных  примесей  в  топливе  в
опасных  концентрациях.  Если  используется
жидкое  топливо,  то  покрытия  нужно  приме¬
нять  при  содержании  в  топливе  более  0,1  мг/кг
натрия  и  калия,  более  0,5  мг/кг  ванадия  или
более  0,5  мг/кг  свинца.  Если  используется  газо¬
образное  топливо,  то  покрытия  следует  приме¬
нять  при  содержании  в  газе  серы  более  0,5%.
При  сжигании  в  турбине  обоих  видов  топлива
интенсивная  сульфидно-оксидная  коррозия
возможна  также  в  результате  загрязнения  толь¬
ко  воздуха,  подаваемого  в  турбину,  если  содер¬
жание  натрия,  калия,  ванадия  или  свинца  в
нем  превышает  0,005  мг/кг.
 За  многолетний  период  применения  за¬
щитных  покрытий  лопаток  газовых  турбин  раз¬
работаны  многочисленные  их  составы  и  техно¬
логические  способы  нанесения.  Некоторые
наиболее  применяемые  в  газотурбостроении
защитные  покрытия  приведены  в  табл.  3.10.5.
 3.10.5.  Некоторые  защитные  покрытия,  применяемые  в  газотурбостроении
 Покрытие
 Состав  (компоненты)
 Метод  нанесения
 МДС-1
 А1
 МДС-15
 МДС-9
 А1  —  Сг
 Диффузионный
 МДС-7
 А1  -  Сг  -  Si
 Сермалой  J
 А1
 Элетрофорез
 Alpak
 А1
 Диффузионный
 Codep
 Al-Ti
 ПМС-182
 А1-  Si
 Диффузионный  (шликерный)
 LDC-2
 LDC-2B
 Pt-  А1
Pt  -  Сг  -  А1
 Гальванический  +  диффузионный
 Elcoat  37
RT-21
 Сг-А1
А1-  Сг
 Диффузионный
 RT-22
 Pt  -  А1  -  Сг
 Гальванический  +  диффузионный
 Elcoat  360
 Ti  —  Si
 Шликерный
 Хромирование
 Сг  -  Fe
 Диффузионный
 АТД-1
 Ni  -  38Сг-  11А1  —  0,3  Y
 АТД-2
 Со  -  23,5Cr  -  12,5A1  -  0,35Y
 АТД-5
 Co  -  18Cr  —  11A1  —  0,4Y
 АТД-7
 46Ni  -  23Co  -  18Cr  -  12,5A1  -  0,3Y
 Электронно-лучевой
 сдп-1
 Ni  -  20Co  -  20Cr  —  12A1  —  0,4Y
 СДП-ЗА
 Co  -  23Сг  -  12A1  -  0,4Y
 СДП-6
 Co  -  8Ni  -  23Сг  -  12A1  -  0,4Y

748
 Глава  ЗЛО.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 Окончание  табл.  3.10.5
 Покрытие
 Состав  (компоненты)
 Метод  нанесения
 СДП-11  (АТД-14)
СДП-13
КДП-1
КДП-2
 Со  -  ЗОСг  -  5А1  -  0,4Y
Ni  -  20Со  -  40Cr  -  5А1  -  0,35Y
Zr02  -  8Y203
Zr02  -  ioy2o3
 Электронно-лучевой
 GT-29
SS  14
S  57
S  67
 Co  -  29Cr  -  6A1  -  1Y
Ni  -  17Cr  -  4,5Si  -  4B
Co  -  25Cr  -  lONi  -  5Ta  -  3A1  -  0,5Y
Co  -  25Cr  -  lONi  -  ЮТа  -  10A1
 Вакуумно-плазменный
 М-1
 Ni  -  42Cr  -  6A1  -  2  Si  -  2B  -  0,3Y
 Катодного  распыления
 JRD-1
 JRD-2
 Co  -  26Cr  -  lONi  -  3A1  -  3Si  -  2B
Co  -  ЗОСг  -  lONi  -  3Si  -  2B
 Воздушно-плазменный
 Алюминидные  покрытия  лопаток.  На  пер¬
вом  этапе  применения  защитных  покрытий
наибольшее  распространение  имели  покрытия
на  основе  алюминия  —  алюминидные  (основ¬
ной  их  структурной  составляющей  являются
алюминиды),  разработка  которых  началась  с
простого  алитирования,  что  позволило  увели¬
чить  ресурс  газотурбинных  двигателей  при¬
мерно  в  2  раза.
 Алюминидные  покрытия,  легированные
хромом,  кремнием,  танталом,  ниобием,  бором
и  другими  элементами,  обладают  более  высо¬
кой  коррозионной  стойкостью,  чем  покрытия,
получаемые  алитированием  а  также  превосхо¬
дят  его  по  термической  стабильности,  пласти¬
ческим  свойствам  и  термоусталостной  проч¬
ности  [40,  80].  Их  наносят  на  лопатки  различ¬
ными  методами:  диффузионным  (в  порош¬
ках),  шликерным,  электрофорестическим,  ме¬
таллизацией  и  др.,  но  основным  является  диф¬
фузионный  метод.  Толщина  слоя  этих  покры¬
тий  обычно  40...  100  мкм.  Они  обеспечивают
хорошую  защиту  никелевых  сплавов  от  корро¬
зии  при  температуре  до  900...  1000  °С  в  течение
нескольких  тысяч  часов,  но  при  использова¬
нии  в  турбинах  высококачественного  топлива
и  отсутствии  морской  атмосферы.  В  условиях
протекания  сульфидно-оксидной  коррозии
алюминидные  покрытия  не  обладают  хорошей
стойкостью,  а  иногда  даже  ухудшают  стой¬
кость  лопаток.
 Свойства  алюминидных  покрытий  могут
быть  существенно  улучшены  после  предвари¬
тельного  (до  алитирования)  нанесения  на  по¬
верхность  защищаемого  материала  чистых  ме¬
 таллов  или  сплавов.  Особое  место  занимает
группа  алюминидных  покрытий  с  подслоем  из
драгоценных  металлов.  Некоторые  из  них
(LDC-2  и  RT-22)  характеризуются  высокой
стойкостью  против  сульфидно-оксидной  кор¬
розии  и  нашли  широкое  применение  в  газо-
турбостроении.  Покрытие  LDC-2  формирует¬
ся  путем  предварительного  нанесения  гальва¬
ническим  методом  тонкого  (6...8  мкм)  слоя
платины  и  последующего  алитирования  при
температуре  1050  °С  в  течение  нескольких  ча¬
сов.  Покрытие  RT-22  относится  к  системе
Pt  —  Сг  —  А1.  Сначала  гальваническим  мето¬
дом  осаждают  слой  платины  (6  мкм),  а  затем
осуществляют  диффузионное  хромоалитиро-
вание.  Коррозионная  стойкость  покрытия
RT-22  примерно  в  10  раз  выше,  чем  покрытия,
полученного  алитированием.  Модификацией
платиноалюминидного  покрытия  является  по¬
крытие,  в  состав  которого  введен  родий  (сна¬
чала  Rh,  затем  Pt  и  алитирование).
 Диффузионное  хромирование  лопаток.  По¬
крытия,  получаемые  диффузионным  хромиро¬
ванием,  применяют  для  защиты  лопаток  газо¬
вых  турбин  небольшой  мощности  (работаю¬
щих  на  доменном  газе  и  остаточных  нефте¬
продуктах)  и  большой  мощности  (типа
ГТЭ-100  и  ГТЭ-150).  Покрытия  этого  типа
имеют  высокую  коррозионную  стойкость  в
продуктах  сгорания  топлива,  содержащего  S,
Na  и  V,  при  температурах  до  750...800  °С.  Од¬
нако  вследствие  хрупкости  они  наносятся
только  на  направляющие  лопатки.
 Метод  электронно-лучевого  испарения  и
конденсации  в  вакууме  (электронно-лучевой)

ЛОПАТКИ  ГАЗОВЫХ  ТУРБИН
 749
 является  одним  из  наиболее  широко  промыш¬
ленно  освоенных  при  получении  коррозион¬
но-стойких  покрытий  (конденсационных)  не¬
зависимого  от  подложки  состава  (чистые  ме¬
таллы,  сплавы,  оксиды,  комбинированные  со¬
ставы)  [58].  Наибольшее  распространение  по¬
лучили  покрытия  типа  MCrAlY  (где  М  —  Со,
Ni  или  Fe).  Эти  покрытия  широко  применяют
для  защиты  от  коррозии  рабочих  и  направляю¬
щих  лопаток  авиационных,  судовых  и  энерге¬
тических  газовых  турбин.  Их  наносят  обычно
толщиной  80...  150  мкм,  и  получают  такие  свой¬
ства,  которые  не  могут  быть  обеспечены  диф¬
фузионным  методом.  Эти  покрытия  характери¬
зуются  большей  коррозионной  стойкостью,
термической  стабильностью,  пластичностью,
прочностью  при  механической  и  термической
усталости.  С  целью  совершенствования  свойств
покрытий,  в  первую  очередь  наносимых  элек-
тронно-лучевым  методом,  усложняется  их  хи¬
мический  состав.  Для  этого  в  покрытия
CoCrAlY  и  NiCoCrAlY  вводят  различные  леги¬
рующие  добавки  (Si,  Та,  Ti,  Hf  и  др.).
 Главным  недостатком  покрытий,  наноси¬
мых  электронно-лучевым  методом,  является
возможность  образования  межкристаллитной
пористости  (между  столбчатыми  кристалла¬
ми),  чешуек  и  брызг  расплавленного  металла.
Для  исправления  структуры  производится  об¬
дувка  покрытий  микрошариками,  расплавле¬
ние  тонкого  поверхностного  слоя  электрон¬
ным  или  лазерным  лучом,  алитирование  и  др.
 Вакуумно-плазменный  метод  нанесения  по¬
крытий.  Метод  плазменного  напыления  по¬
крытий  в  динамическом  вакууме  или  при  по¬
ниженном  давлении  инертного  газа  так  же,
как  и  электронно-лучевой,  позволяет  получать
покрытия  независимого  от  подложки  состава.
Преимущества  вакуумно-плазменного  метода
заключается  в  возможности  нанесения  покры¬
тий  на  лопатки  большего  размера,  образова¬
нии  меньших  остаточных  напряжений  в  по¬
крытиях  (вследствие  нагревания  лопаток  при
напылении),  исключения  в  ряде  случаев  спе¬
циальной  термической  обработки  для  повы¬
шения  адгезии  покрытий,  более  высокой  их
пластичности.  К  недостаткам  вакуумно-плаз-
менных  покрытий  относятся:  значительная
шероховатость  поверхности,  вследствие  чего
необходима  механическая  обработка;  слои¬
стость  структуры;  возможность  оксидных
включений.
 Составы  и  технологические  приемы  фор¬
мирования  покрытий  методом  вакуумно-плаз¬
 менного  напыления  постоянно  совершенству¬
ются.  Их  составы  практически  такие  же,  как  у
электронно-лучевых  покрытий.  Уровень  кор¬
розионной  стойкости  вакуумно-плазменных  и
электронно-лучевых  покрытий  приблизитель¬
но  одинаковый.
 Ограниченное  применение  в  газотурбо-
строении  получили  воздушно-плазменные  по¬
крытия,  напыляемые  в  воздушной  атмосфере.
Эти  покрытия  недостаточно  стойки  в  условиях
сульфидно-оксидной  коррозии,  что  связано  с
наличием  разнообразных  дефектов  (пор,
включений  оксидов  и  нитридов,  расслоений,
плохой  адгезии).
 Метод  катодного  распыления.  Использова¬
ние  этого  метода,  также  независимого  от  под¬
ложки  состава,  в  отличие  от  электронно-луче¬
вого  и  вакуумно-плазменного,  более  ограни¬
ченное.  Один  из  главных  его  недостатков  —
малая  скорость  нанесения  покрытий.  Поэтому
покрытия,  нанесенные  этим  методом,  обычно
более  тонкие  (40...60  мкм).  (Следует  отметить,
что  коррозионная  долговечность  покрытий
пропорциональна  их  толщине  [4].)  Вместе  с
тем  покрытия,  получаемые  катодным  распыле¬
нием,  имеют  существенные  достоинства:  обыч¬
но  после  их  нанесения  не  требуется  термиче¬
ской  обработки  лопаток,  они  отличаются  высо¬
кой  плотностью  и  адгезией  к  подложке,  боль¬
шей  экономичностью.
 Комбинированные  покрытия.  Они  сочетают
преимущества  покрытий  независимого  состава
(конденсационных)  и  диффузионных.  Комби¬
нации  таких  покрытий  весьма  разнообразны.
Например,  сначала  электронно-лучевым  мето¬
дом  наносят  одно  из  покрытий  CoCrAl,  NiCrAl
или  NiCr,  а  затем  диффузионным  методом
(в  порошках)  проводят  алитирование  с  введе¬
нием  гафния  [40].  Для  защиты  от  сульфид¬
но-оксидной  коррозии  рекомендуется  комби¬
нированное  покрытие,  которое  получают  элек¬
тронно-лучевым  нанесением  слоя  CoCrAl,  за¬
тем  методом  катодного  распыления  тонкого
слоя  Pt  с  последующим  алитированием.
 Термобарьерные  покрытия  (ТБП).  В  связи
с  повышением  температуры  газа  перед  турби¬
ной,  а  следовательно,  улучшением  ее  техниче¬
ских  характеристик  на  охлаждаемые  лопатки
наносят  термобарьерные  или  теплозащитные
покрытия  [1,  79].  Они  состоят  из  двух  слоев:
связующего  металлического  покрытия  (обыч¬
но  CoCrAlY  или  NiCrAlY),  наносимого  на  ло¬
патку,  и  наружного  керамического  слоя,  обла¬
дающего  плохой  теплопроводностью.  В  каче-

750
 Глава  ЗЛО.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 стве  керамического  слоя  наносят  обычно
Zr02.  Ввиду  возможности  его  структурной
трансформации  при  высокой  температуре  в
иную  модификацию, 	сопровождающейся
 уменьшением  объема,  для  стабилизации
структуры  в  Zr02  вводят  обычно  7...8%  Y202.
Возможно  также  использование  для  стабили¬
зации  MgO  или  СаО,  но  эффект  их  влияния
меньше.  Термобарьерные  покрытия  с  толщи¬
ной  слоя  керамики  300  мкм  могут  снизить
температуру  металла  лопатки  на  200  °С.
 Наряду  с  термозащитными  свойствами
ТБП  обладают  высокой  стойкостью  в  условиях
сульфидно-оксидной  коррозии,  поскольку  слой
керамики  практически  не  взаимодействует  с  кор¬
розионной  средой.  Разрушение  ТБП  происходит
вследствие  проникновения  кислорода  через  кера¬
мику  к  слою  MCrAlY  и  образования  промежу¬
точного  слоя  А1203  который,  достигнув  опреде¬
ленной  толщины,  вызывает  растрескивание  и  от¬
слаивание  керамики.  В  последующем  происходит
сульфидно-оксидная  коррозия  внутреннего  слоя
MCrAlY.  Тем  не  менее  термобарьерные  покры¬
тия  даже  при  небольшой  толщине  слоя  керамики
(до  100  мкм)  существенно  превосходят  по  корро¬
зионной  долговечности  другие  покрытия.  Об
этом  свидетельствуют  данные  стендовых  испыта¬
ний  на  коррозионную  долговечность  покрытий  в
интервале  температур  800...900  °С  (рис.  3.10.5),
полученные  с  использованием  в  качестве  корро¬
зионной  среды  золы  жидкого  газотурбинного  то¬
плива  и  с  доведением  покрытий  до  разрушения
(а  сплава  ЖС6К  без  покрытия  —  до  степени  кор¬
розии  глубиной  250  мкм)  [60].  О  высокой  корро¬
зионной  стойкости  ТБП  свидетельствуют  также
данные  об  относительной  коррозионной  долго¬
вечности  (по  отношению  к  коррозионной  долго¬
вечности  сплава  ХН65КМВЮТ)  защитных  по¬
крытий  при  800  °С,  приведенные  в  табл.  3.10.6.
 На  основании  результатов  стендовых  ис¬
пытаний  и  обобщения  эксплуатационного
опыта  получены  значения  коррозионной  дол¬
говечности  различных  защитных  покрытий  на
лопатках  газовых  турбин  (табл.  3.10.7).
 Наряду  с  вышеописанными  защитными
покрытиями  для  лопаток  газовых  турбин  разра¬
батываются  и  частично  уже  применяются  раз¬
личные  другие  виды  покрытий.  Среди  них  сле¬
дует  отметить  покрытия,  наносимые:  методом
плакирования  (в  виде  оболочек  из  фольги);
с  помощью  луча  лазера  путем  расплавления  по¬
верхностного  слоя  металлического  порошка;
в  виде  дисперсии  наноразмеров  керамических
частиц  в  металлическом  слое  покрытия.
 Рис.  3.10.5.  Коррозионная  долговечность  покры¬
тий  различных  типов  на  сплаве  ХН65КМВЮТ
в  зависимости  от  температуры  Т:
 1  и  2-  Co23Crl  1A10,3Y/Zr02
и  Co23CrllA10,3Y,  полученные  электрон¬
но-лучевым  методом;  J,  4  —  диффузионные
соответственно  FeCr  и  AlSi;  5  —  без  покрытия
 3.10.2. 	ЛОПАТКИ  ОСЕВЫХ
КОМПРЕССОРОВ
 Рабочая  температура  металла  первых  сту¬
пеней  компрессора  низкого  давления  зависит  от
температуры  засасываемого  атмосферного  воз¬
духа.  Рабочая  температура  металла  лопаток  его
последних  ступеней  составляет  140...250  °С.  Ра¬
бочая  температура  металла  лопаток  первых  сту¬
пеней  компрессора  высокого  давления  достига¬
ет  30...250  °С  (30...50  °С  при  наличии  воздухоох¬
ладителя),  а  лопаток  его  последних  ступеней  —
 320...450  °С.  Статические  изгибные  напряжения
в  направляющих  лопатках  КНД  обычно  дости¬
гают  80  МПа,  в  рабочих  —  90  МПа,  напряжения
от  центробежных  сил  —  120...220  МПа.  Напря¬
жения  изгиба  в  направляющих  лопатках  КВД
достигают  200  МПа,  в  рабочих  лопатках  —
210  МПа,  напряжения  от  центробежных  сил  в
рабочих  лопатках  —  200...250  МПа.  Кроме  ста¬
тических  напряжений  рабочие  лопатки  ком¬
прессоров  подвергаются  коррозионному  и  эро¬
зионному  воздействию  воздушного  потока.
 Антикоррозионные  свойства  и  эрозион¬
ная  стойкость  материала  должны  обеспечивать
возможность  эксплуатации  направляющих  и
рабочих  лопаток  компрессоров  ГТУ  в  течение
заданного  ресурса  без  образования  поврежде¬
ний,  понижающих  их  статическую  или  устало¬
стную  прочность  либо  аэродинамические  ха¬

ЛОПАТКИ  ОСЕВЫХ  КОМПРЕССОРОВ
 751
 3.10.6.  Значения  относительной  коррозионной  долговечности  а  защитных  покрытий  на  сплаве
ХН65КМВЮТ  (испытания  в  золе  газотурбинного  топлива  при  800  °С)
 Покрытие,  толщина  слоя
 Метод
 нанесения
 а
 Покрытие
 Метод
 нанесения
 а
 Co23Crl  1A10,3Y/Zr02,
100/100  мкм
 Электронно¬
 лучевой
 25,7
 AlSi
 Шликерный
 (суспензионный)
 2,9
 Co23CrllA10,3Y,
100  мкм
 7,4
 AlSi
 Диффузионный
 2,8
 Co30Cr5A10,3Y,
100  мкм
 14,2
 А1
 Диффузионный
 1—1,5
 Co23CrllA10,3Y,
120  мкм
 Воздушно¬
 плазменный
 5,4
 AlSiY
 Катодного
 распыления
 1...  1,2
 CrFe,  70  мкм
 Диффузионный
 4,7
 CrAlY
 Ионная
 имплантация
 1
 3.10.7.  Ориентировочные  расчетные  значения  коррозионной  долговечности  защитных  покрытий
на  лопатках  газовых  турбин  в  условиях  эксплуатации  при  температуре  750...800  °С
 Покрытие,
 Метод  нанесения
 Материал  лопатки
 Долговечность  (ресурс)  покрытия,
тыс.  ч  для  топлив
 толщина  слоя
 покрытия
 жидкого
 природного  газа
 Co23CrllA10,3Y,
 Электронно¬
 ХН65КМВЮТ
 15
 50
 100  мкм
 лучевой
 ХН65В9М4ЮТР
 20
 60
 CrFe,  70  мкм
 Диффузионный
 ХН65КМВЮТ
 10
 30
 Шликерный
 5
 30
 AlSi,  50  мкм
 ХН65В9М4ЮТР
 7
 30
 Диффузионный
 ХН65КМВЮТ
 5
 30
 ХН55ВТФКЮР
 —
 30
 А1,  50  мкм
 Диффузионный
 ХН65КМВЮТ
 2...3
 10...15
 рактеристики.  Материал  лопаток  должен  обла¬
дать  запасом  статической  прочности  при  рабо¬
чей  температуре  металла  по  отношению  к
уровню  предела  текучести  а0  2  не  менее  2,5.
При  работе  лопаток  в  условиях  ползучести  за¬
пас  прочности  по  отношению  к  пределу  пол¬
зучести  должен  быть  не  менее  1,5.
 Большинство  повреждений  и  разрушений
компрессорных  лопаток  связано  с  действием
динамических  циклических  напряжений.  Раз¬
рушения  либо  являются  часто  усталостными,
либо  начинаются  из  очагов  эрозионного  или
коррозионного  поражения  при  относительно
низких  рабочих  напряжениях.
 Динамические  напряжения  могут  способ¬
ствовать  возникновению  начальных  стадий
коррозионного  повреждения,  снижающего  со¬
противление  усталости  материала  лопаток.
В  связи  с  этим  важнейшим  требованием  явля¬
ется  значительное  превышение  уровня  вынос¬
ливости  материала  и  конструктивной  усталост¬
ной  прочности  лопаток  над  уровнем  динамиче¬
ских  напряжений,  возникающих  на  различных
этапах  их  эксплуатации.  Поэтому  материал  ра¬
бочих  компрессорных  лопаток  должен  обладать
высокой  демпфирующей  способностью,  кото¬
рая  даже  при  меньшем  пределе  усталости  обес¬
печивает  более  надежную  работу  конструкции.

752
 Глава  ЗЛО.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 Для  умеренно  напряженных  лопаток
можно  применять  хромистые  коррозион-
но-стойкие  стали  20X1ЗШ  категорий  прочно¬
сти  КП45  —  КП60.  Для  направляющих  лопа¬
ток  используют  литейные  модификации  обя¬
зательно  с  такой  степенью  освоенности  литей¬
ной  технологии,  при  которой  гарантируются
устойчивые  показатели,  удовлетворяющие  по¬
ставленным  требованиям.  Особое  внимание
следует  уделять  оценке  конструктивной  уста¬
лостной  прочности  лопаток.
 Направляющие  и  рабочие  лопатки,  для
которых  характеристики  стали  20X1  ЗШ  явля¬
ются  недостаточными,  рекомендуется  изготов¬
лять  из  хромистой  стали  повышенной  прочно¬
сти  13Х11Н2В2МФШ  (табл.  3.10.9).  Эта  сталь
обладает  высокими  демпфирующей  способно¬
стью  и  пределом  усталости,  относительно  низ¬
кой  чувствительностью  к  концентраторам  на¬
 пряжения  и  уровню  статических  напряжений,
накладывающихся  на  циклические  динамиче¬
ские  нагрузки.  Она  сохраняет  высокий  уровень
ударной  вязкости  при  отрицательной  темпера¬
туре,  при  —60  °С  значение  KC\J  >  700  кДЖ/м2.
 Для  эксплуатации  при  более  высоких
температурах  (до  550  °С)  н  напряжениях  мо¬
жет  быть  использована  сталь  ЭП517
(табл.  3.10.10).  Серийному  применению  стали
ЭП517  в  каждом  конкретном  случае  должны
предшествовать  испытания  лопаточного  аппа¬
рата  на  стенде  ГТУ  или  в  эксплуатационных
условиях  на  головном  агрегате  данной  серии.
 Сталь  ЭП517Ш  является  коррозион¬
но-стойкой  повышенной  прочности,  допуска¬
ет  использование  при  длительном  ресурсе,  об¬
ладает  сравнительно  низкой  чувствительно¬
стью  к  концентраторам  напряжений  и  малым
коэффициентом  температурного  линейного
 3.10.8.  Механические  свойства  материалов  лопаток  компрессоров
 Сталь,  сплав
 НВ
 а0,2
 65
 ACU,
 кДж/м2
 Катего¬
 рия
 прочно¬
 сти
 о
 о
 МПа
 %
 не  менее
 13X11Н2В2МФШ
 3,4...3,7
 800
 950
 15
 20
 700
 КП80
 530
 ЭП517Ш
 3,3...3,5
 1030
 1080
 14
 55
 850
 КП100
 550
 ВТ-5
 3,4...3,9
 650
 730
 8
 20
 500
 КП65
 300
 ТС-5
 3,3...3,7
 800
 860
 8
 20
 400
 КП80
 400
 ВТЗ-1
 3,2...3,7
 900
 1000
 10
 25
 300
 КП90
 400
 3.10.9.  Механические  свойства  стали  13Х11Н2В2МФШ  при  разной  температуре
(закалка  при  1000  °С  в  масле)
 о
 о
 а0,2
 65
 KCU,  кДж/м2
 МПа
 %
 20
 940...980
 780...820
 1070...1100
900...970
 15...18
 16...20
 58...62
 600
 1000
 300
 970...920
 700...750
 980...1050
 850...980
 12...16
13...16
 66...70
 58...62
 2200
 1900
 400
 860...900
 660...670
 940...980
 780...820
 12...16
12...14
 58...62
 61...64
 1900
 2000
 500
 730...760
 580...600
 780...820
 650...680
 18...20
 72...74
 72...75
 2190
 2000
 Примечание.  Значения  в  числителе  соответствуют  отпуску  в  течение  5  ч  при  580  °С,  в  знаме¬
нателе  —  то  же,  при  680  °С.

ЛОПАТКИ  ОСЕВЫХ  КОМПРЕССОРОВ
 753
 3.10.10.  Механические  свойства  стали  13Х11Н2В2МФШ  при  разной  температуре
 «ч
 о
 о
 а0,2
 V,  %
 ATCU,  кДж/м2
 МПа
 20
 900...1000
 1080...1120
 61...65
 780
 600
 520...580
 570...600
 72...76
 —
 650
 450...490
 480...520
 75...79
 —
 Примечание.  Значение  53  =  15...  19.
 3.10.11.  Сопротивление  усталости  сталей  13Х11Н2В2МФШ  и  ЭП517Ш
для  лопаток  компрессоров  за  107  циклов
 Уровень
 Сопротивление  усталости,  МПа,  при  температуре  испытания,  °С
 прочности,  МПа
 20
 450
 500
 550
 Сталь  13X11Н2В2МФШ
 520
 460
 330
 300
 1050...1200
 330
 280
 270
 250
 500
 430
 950...1000
 —

 310
 270
 Сталь  ЭП517Ш
 540
 340*
 310**
 1100



 360
 190*
 180**
 * 	Температура  испытаний  600  °С.
 **  То  же,  650  °С.
 Примечание.  Значения  в  числителе  даны  для  гладкого  образца,  в  знаменателе  —  для  образца
с  надрезом  г  =  0,75  мм.
 расширения.  Как  и  все  хромистые  стали,  ее
выплавляют  способом  электрошлакового  пе¬
реплава.
 В  табл.  3.10.11  приведены  результаты  ис¬
пытания  стали,  предназначенной  для  лопаток
компрессоров,  на  сопротивление  усталости  в
условиях  чистого  изгиба  при  частоте  нагруже¬
ния  100  Гц.
 В  целях  повышения  конструктивной  ус¬
талостной  прочности  стальных  компрессор¬
ных  лопаток  рекомендуют  виброгалтовку  хво¬
стовых  частей  и  ультразвуковой  способ  по¬
верхностного  механического  упрочнения  про¬
фильной  части  лопаток.  Для  повышения  кор-
розионно-эрозионной  стойкости  лопаток
можно  использовать  специальные  защитные
покрытия,  в  частности  гальваническое  ни-
кель-кадмиевое.
 Титановые  сплавы  отличаются  высокой
удельной  прочностью  и  повышенной  коррози¬
онной  стойкостью  (см.  табл.  3.10.8).  Сплав
ТС-5  является  однофазным  (a-фаза)  и  реко¬
мендуется  для  деталей  с  рабочей  температурой
 20...400  °С.  Сплав  ВТ-5  (также  однофазный,
а-структура)  предназначен  для  длительной  ра¬
боты  при  температуре,  не  превышающей
300  °С,  и  может  успешно  эксплуатироваться
при  отрицательной  температуре  (критическая
температура  хрупкости  —50 	°С).  Сплав
 ВТЗ-1  —  двухфазный  (а  +  (3-фазы),  рекомен¬
дуется  при  100...400  °С.  При  пониженных  тем¬
пературах  он  склонен  к  охрупчиванию.  К  чис¬
тоте  поверхности  деталей  из  сплавов  на  основе
титана  предъявляются  высокие  требова¬
ния  [11].  Физические  свойства  титановых
сплавов  приведены  ниже.

754
 Глава  ЗЛО.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 Плотность,  г/см3 		4,4...4,9
 Модуль  нормальной  упругости
Е  10-5,  МПа 	 1,05...1,25
 Коэффициент  линейного  расшире¬
ния  а-106 		8...10
 Теплопроводность,  Вт/(см  К) 	0,017...0,024
 Удельная  теплоемкость,  кДжДкг-К)....  0,1...0,13
 При  изготовлении  точно  штампованных
или  точнолитых  лопаток  (из  любых  сталей  или
сплавов)  без  механической  обработки  не  до¬
пускается,  чтобы  толщина  обезлегированного
(обезуглероженного)  слоя  превышала  толщину
слоя,  удаляемого  при  полировании  лопаток.
 3.10.3. 	РОТОРЫ  И  ДИСКИ
 В  зависимости  от  начальной  температуры
газа  и  конструктивного  выполнения  темпера¬
тура  центральной  части  дисков  или  вала  рото¬
ра  газовых  турбин  составляет  230...400  °С,  а
периферийной  части  дисков  (обода  с  пазами
для  хвостовой  части  лопаток)  для  различных
ступеней  лопаточного  аппарата  380...480  °С.
 Температура  металла  роторов  и  дисков
компрессоров  в  зоне  всасывания  наружного
воздуха  зависит  от  климатических  атмосфер¬
ных  условий  и  может  колебаться  в  пределах
±50  °С.  При  температуре  наружного  воздуха
менее  —30  °С  желательно  подогревать  горячим
воздухом  поверхность  ротора  для  поддержания
температурного  запаса  вязкости  металла.  Экс¬
плуатационная  температура  дисков  ротора  по
мере  удаления  их  от  места  забора  наружного
воздуха  постепенно  повышается,  при  этом
предельная  температура  поверхности  дисков
последних  ступеней  зависит  от  конструктив¬
ной  схемы  ГТУ  и  степени  сжатия  воздуха.  При
однокомпрессорной  схеме  ГТУ  температура
поверхности  диска  последней  ступени  может
достигать  400  °С,  при  двухкомпрессорной  схе¬
ме  температурный  перепад  для  деталей  КНД
находится  в  пределах  —50...  180  °С,  для  деталей
КВД  -  200...400  °С.
 Рабочие  напряжения  от  центробежных  сил
в  центральной  части  компрессорных  дисков  в
зависимости  от  конструктивных  особенностей  и
номера  ступени  составляют  200...600  МПа.
 Поковки  валов,  цельнокованых  роторов,
дисков  и  концевых  частей  роторов  изготовля¬
ются  из  легированных  сталей  и  сплавов  на  ни¬
келевой  основе,  их  относят  к  группе  заготовок
с  индивидуальными  испытаниями  механиче¬
ских  свойств.
 Технологические  свойства  металла  (де¬
формируемость  при  горячей  пластической  де¬
формации,  прокаливаемость,  возможность
применения  относительно  простых  приемов
термической  обработки)  должны  обеспечивать
получение  поковок,  удовлетворяющих  требо¬
ваниям  технических  условий,  из  слитков,  раз¬
мер  которых  определяется  чистовыми  разме¬
рами  деталей  и  особенностями  процесса  их
изготовления.
 Производству  валов,  роторов,  дисков
должны  предшествовать  изготовление,  разрез¬
ка,  исследование  опытных  заготовок  на  заво-
де-изготовителе.  Такое  же  исследование  про¬
изводят  в  случае  повышения  категории  проч¬
ности  стали  или  сплава,  существенного  изме¬
нения  размеров  и  конфигурации  деталей,
принципиального  изменения  методов  изготов¬
ления  поковок  (выплавки  и  разливки,  ковки,
термической  обработки).
 Внешний  вид  изготовленных  роторных
деталей  (валов,  роторов,  дисков),  их  макро¬
структура,  результаты  контроля  травлением
мест,  указанных  на  чертеже,  а  также  ультра¬
звукового  контроля,  результаты  механических
испытаний  должны  соответствовать  в  каждом
конкретном  случае  требованиям  технических
условий.  Определение  механических  свойств  и
остаточных  напряжений,  оценку  микрострук¬
туры  производят  на  образцах  для  испытаний  и
темплетах,  вырезанных  из  наиболее  напря¬
женных  и  наименее  качественных  зон,  кото¬
рые  указаны  на  чертеже  изделия.  При  отсутст¬
вии  такой  возможности  должно  быть  проведе¬
но  исследование  опытных  поковок.  Параметр
шероховатости  поверхности  заготовок,  под¬
вергаемых  ультразвуковой  дефектоскопии,
должен  быть  Rz  <  2,5.  Для  повышения  надеж¬
ности  и  выявления  дефектов  (типа  трещин)
заготовки  подвергают  ультразвуковому  кон¬
тролю  в  нескольких  направлениях.  Особое
внимание  должно  быть  уделено  плоскости,
перпендикулярной  действию  наибольших  рас¬
тягивающих  напряжений.
 Для  изготовления  валов,  роторов,  дисков
турбин  и  компрессоров,  эксплуатируемых  при
повышенной  температуре  в  условиях,  требую¬
щих  повышенного  сопротивления  коррозии  и
эрозии,  рекомендуются  стали  20Х12ВНФШ  и
20Х12ВНФВД  с  пределом  текучести  а0  2  =
=  600...730  МПа.  При  этом  следует  принять  ме¬
ры  по  обеспечению  надежной  работы  шеек  ва¬
лов  в  подшипниках  (насадные  втулки,  наплавка
поверхностного  слоя  и  др.).  Для  изготовления

РОТОРЫ  и  диски
 755
 роторных  деталей,  эксплуатируемых  при  темпе¬
ратуре  металла  не  выше  300  °С  (в  частности  для
валов  и  дисков  КНД  и  низкотемпературных  сту¬
пеней  газовых  турбин),  рекомендуются  легиро¬
ванные  конструкционные  стали  20Х12ВНМШ,
20Х12ВНМВД,  20ХНЗМФА,  27ХНЗМ2ФА
(табл.  3.10.12,  табл.  3.10.13,  рис.  3.10.6).
 Применяемые  для  роторных  деталей  ма¬
териалы  должны  обеспечивать  запас  прочно¬
сти  при  их  рабочей  температуре  в  наиболее
напряженных  элементах  не  менее  1,5  по  адп
или  по  а0  2  при  менее  высокой  температуре.
Для  хромистых  сталей  следует  учитывать  запас
прочности  по  отношению  к  апп  не  менее  1,1.
Для  деталей  с  осевым  отверстием  допускается
предельная  деформация  по  центральному  от¬
верстию  не  более  0,55%.
 В  целях  обеспечения  надежности  ротор¬
ных  деталей  следует  ограничивать  верхний
уровень  прочности  хромомолибденованадие¬
вых  и  высокохромистых  сталей,  так  как  повы¬
шение  прочности  сопровождается  ростом  чув¬
ствительности  стали  к  хрупким  разрушениям.
При  выборе  марки  стали  и  категории  ее  проч¬
ности  необходимо  учитывать  уровень  переход-
 Рис.  3.10.6.  Пределы  длительной  прочности  оДЛ1
и  ползучести  оп  п  стали  20Х12ВНМФШ
при  различных  температурах:
 i-ОдпЗа  104  ч;  2  —  то  же,  за  105  ч;  3  —  ап  п  при
деформации  1%  за  105  ч
 ной  температуры  хрупкости.  Критерием  явля¬
ется  наличие  50%-ного  волокна  в  изломе  удар¬
ных  образцов.  Переходная  температура  хруп¬
кости  должна  быть  примерно  на  20  °С  ниже
возможной  минимальной  температуры  метал¬
ла  данной  роторной  детали.  В  ряде  случаев  ре¬
комендуют  оценивать  малоцикловую  усталост¬
 3.10.12.  Механические  свойства  стали  для  дисков  газовых  турбин  и  компрессоров
(тангенциальные  образцы)
 Сталь
 а0,2
 S5
 KCU,  кДж/м2
 МПа
 %
 не  менее
 20Х12ВНМФШ,
 20Х12ВНМФВД
 600...730
 770
 15
 30
 400
 20ХНЗМФА
 600...750
 750
 12
 32
 500
 27ХНЗМ2ФА
 700...850
 850
 13
 37
 600
 3.10.13.  Механические  свойства  стали  20Х12ВНМФШ  при  разной  температуре  испытаний  Ти
(закалка  в  масле  при  1050  °С,  отпуск  при  700  °С)
 о
 о
 а0,2
 65
 KCU,  кДж/м2
 МПа
 %
 20
 600...730
 850...890
 15...18
 55...58
 950...1200
 300
 610...630
 700...760
 12...15
 59...63
 1300...1500
 400
 580...600
 660...690
 12...14
 55...62
 1400...1500
 500
 530...570
 560...580
 12...15
 59...78
 1200...1500
 580
 420...450
 450...460
 18...22
 79...86
 1300...1500
 600
 360...380
 380...400
 21...23
 79...88
 1350...1500

756
 Глава  ЗЛО.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 ную  прочность  на  основании  расчетов  темпе¬
ратурных  напряжений  и  экспериментальных
данных.
 Для  оценки  сопротивления  хрупкому  раз¬
рушению,  определения  допускаемых  размеров
дефектов  особенно  ответственных  роторных
деталей  (валов,  роторов,  дисков,  соединитель¬
ных  муфт  и  т.д.)  необходимо  проводить  расчет
критического  размера  дефектов  и  коэффициен¬
та  вязкости  разрушения  КХс  на  основе  результа¬
тов  испытаний  образцов  с  трещинами  с  ис¬
пользованием  аппарата  линейной  механики
разрушения  [26].  Перспективным  материалом
для  дисков  стационарных  газовых  турбин  сле¬
дует  считать  сплав  на  никелевой  основе
ХН73МБТЮ  (ЭИ698)  (табл.  3.10.14).  Этот
сплав  хорошо  поддается  горячей  пластической
деформации,  обладает  высокими  прочностны¬
ми  и  пластическими  свойствами  и  ударной  вяз¬
костью  при  нормальной  и  повышенных  темпе¬
ратурах,  высокой  жаропрочностью  (рис.  3.10.7).
Усталостная  прочность  за  107  циклов  на  глад¬
ких  образцах  при  650  и  750  °С  составляет  350  и
370  МПа,  на  образцах  с  кольцевым  надрезом
(г  =  0,75  мм)  —  соответственно  290  и  340  МПа.
 При  выборе  стали  для  сварных  роторных
деталей  и  разработке  технологии  следует  руко¬
водствоваться  имеющими  рекомендация¬
ми  [26].  Следует  иметь  в  виду,  что  легирован¬
ные  конструкционные,  коррозионно-стойкие  и
жаропрочные  стали  и  сплавы  имеют  повышен¬
ную  чувствительность  к  термическому  воздей¬
ствию  сварки  и  относятся  к  числу  материалов
ограниченно  свариваемых.  При  сварке  сталей
перлитного  и  мартенситного  классов  необходи¬
мо  вводить  подогрев  деталей  и  подвергать  свар¬
ное  соединение  последующей  термической  об¬
работке.  Сварные  соединения  аустенитных  ста-
 Рис.  3.10.7.  Предел  длительной  прочности  оДЛ1
сплава  ХН73МБТЮ  при  различных  температурах
 лей  и  сплавов  на  никелевой  основе  обладают
повышенной  склонностью  к  образованию  тре¬
щин  в  условиях  длительной  эксплуатации  при
температуре  550...600  °С.  Кроме  того,  в  ряде
случаев  сварные  соединения  уступают  по  проч¬
ности  основному  материалу,  поэтому  сварные
стыки  рекомендуется  располагать  вне  зоны
действия  повышенных  напряжений.
 3.10.4. 	КАМЕРЫ  СГОРАНИЯ  И  ОСНОВНЫЕ
ВЫСОКОТЕМПЕРАТУРНЫЕ  ДЕТАЛИ
ГАЗОПЛАМЕННОГО  ТРАКТА
 Рабочая  температура  металла  пламенных
(жаровых)  труб  камер  сгорания  и  высокотемпе¬
ратурных  деталей  газопламенного  тракта  зави¬
сит  от  начальной  температуры  продуктов  сго¬
рания  топлива,  наличия  и  конструктивного  вы¬
полнения  системы  охлаждения  этих  элементов.
В  большинстве  случаев  эти  детали  представля¬
ют  собой  сварные  листовые  конструкции  с  ра¬
бочей  температурой  металла  до  750  °С.  Нерав¬
номерность  распределения  температуры  метал¬
ла  в  деталях  камеры  сгорания  достигает  200  °С,
 3.10.14.  Механические  свойства  сплава  ХН73МБТЮ  при  разной  температуре  испытаний  Ти
 о
 о
 а0,2
 65
 МПа
 %
 20
 720...770
 1160...1200
 18...20
 19...22
 500
 710...760
 1120...1150
 29...32
 27...30
 550
 650...670
 1020...1080
 18...20
 25...28
 600
 630...650
 1030...1120
 18...22
 23...28
 650
 635...675
 1050...1090
 20...28
 24...30
 700
 610...670
 960...985
 29...32
 37...43
 750
 590...650
 850...890
 26...28
 40...52
 Примечание.  При  нормальной  температуре  КС\3  =  600...700  кДж/м2.

КАМЕРЫ  СГОРАНИЯ
 757
 а  перепады  ее  по  длине  газопламенного  трак¬
та  —  600  °С.  Число,  частота,  режимы  тепло-
смен  в  этих  узлах  ГТУ  определяются  назначе¬
нием,  конструкцией,  режимом  работы  агрегата.
 Материал  деталей  подвергается  коррози¬
онному  воздействию  продуктов  сгорания  топ¬
лива.  Детали  газопламенного  тракта  эксплуа¬
тируются  при  относительно  невысоких  стати¬
ческих  напряжениях  (араб  <  80  МПа).  При
этом  вибрационная  нагрузка,  обусловленная
пульсацией  процесса  горения,  находится  в
пределах  частот  10...  1000  Гц.
 Материалы  высокотемпературных  деталей
газопламенного  тракта  должны  обладать  жаро¬
прочностью,  высокими  жаростойкостью  в  про¬
дуктах  сгорания  топлива  и  коррозионной  стой¬
костью,  обеспечивающими  надежность  конст¬
рукции,  находящейся  под  воздействием  газово¬
го  потока  и  вторичного  воздуха.  Жаростойкость
таких  материалов  характеризуется  потерей  в
окалине  толщины  детали  0,005...0,01  мм/год.
При  температуре  деталей  900  °С  и  более  потери
в  окалине  составляют  0,05...0,1  мм/год.  Для  по¬
вышения  жаростойкости  можно  применять
эмали,  например  эмаль  ЭВ-55А.  Жаропроч¬
ность  материала  должна  обеспечивать  устойчи¬
вость  (сохранение  формы)  деталей  при  рабочей
температуре.  Запас  прочности  при  этом  по  от¬
ношению  к  пределу  длительной  прочности  для
заданного  ресурса  должен  быть  не  менее  1,25.
 Материалы  деталей  газопламенного  тракта
должны  обладать  удовлетворительной  техноло¬
 гичностью,  позволяющей  изготовлять  гнутые
или  штампованные  детали,  а  также  допускаю¬
щей  применение  автоматической  сварки  под
флюсом,  аргонодуговой  или  контактной  сварки.
 Для  изготовления  широкого  круга  дета¬
лей  с  рабочей  температурой  металла  до  700  °С
рекомендуется  сталь  12Х18НЮТ.  Для  этих  же
целей  могут  быть  применены  стали
08Х18НЮТ  и  20Х23Ш9.
 Колебания  в  химическом  составе  (в  преде¬
лах  марочного  состава)  содержания  углерода  и
карбидообразующих  элементов  вызывает  повы¬
шенную  склонность  сталей  этих  марок  к  образо¬
ванию  охрупчивающей  a-фазы,  особенно  при
рабочей  температуре  металла  750...820  °С.  Для
предотвращения  (замедления)  образования  а-фа-
зы  стали  следует  применять  в  полностью  рекри-
сталлизованном  состоянии.  Стали  12Х18НЮТ  и
08X18НЮТ  можно  использовать  также  для  обли¬
цовки  внутренней  поверхности  корпусных  дета¬
лей,  а  12Х18НЮТЛ  и  08Х18НЮТЛ  -  для  литых
деталей  топливной  аппаратуры  и  газопламенного
тракта.  Отсутствие  порога  хладноломкости  у  ста¬
ли  аустенитного  класса  позволяет  применять  их
для  деталей,  эксплуатируемых  при  отрицатель¬
ной  температуре,  например,  для  наружных  дета¬
лей  топливного  коллектора.  Детали  газопламен¬
ного  тракта,  эксплуатируемые  при  более  высоких
температурах,  можно  изготавливать  из  следую¬
щих  сплавов  на  никелевой  основе:  ЭИ435,
ЭИ602, 	ЭИ652, 	ЭИ868, 	ЭП199, 	ЭП202
 (табл.  3.10.15  —  табл.  3.10.17).
 3.10.15.  Химический  состав  (в  %)  окалиностойких  сплавов  (ресурс  104  ч)
 Сплав
 с,
 не  более
 Сг
 Мо
 W
 Ti
 Ai
 Прочие  эле¬
менты
 U
 о
 V,
 ХН75Т
 0,12
 19...22
 —
 —
 <0,15
 Ni-основа
 1000
 ХН75МБТЮ
 19...22
 1,8...2,3
 0,35...0,7
5
 0,35...0,75
 Ni-основа,
Nb  0,9...1,3
 950
 ХН70Ю
 26...29
 —
 —
 2,6...3,5
 Ni-основа,
 Fe<4,
 Се<0,03
 1200
 ХН60ВТ
 0,10
 23,5...26,5
 —
 13...16
 о
 о
 <0,5
 Ni-основа,
 Fe<4
 1000
 ХН56ВМТЮ
 19...22
 4...6
 9...11
 1,1...1,6
 2,1...2,6
 Ni-основа,
 В<0,008
 800
 ХН67МВТЮ
 17...20
 4...5
 4...5
 2,2...2,8
 1,0...1,4
 Ni-основа,
 Fe<4
 850
 *  Предельная  рабочая  температура.

758
 Глава  3.10.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 3.10.16.  Свойства  окалиностойких  сплавов  при  разной  температуре  (по  техническим  условиям)
 Температура,  °С
 Сплав
 закалки  (охлажде¬
ние  на  воздухе)
 испытания
 ав,  МПа
 65,  %
 ХН75Т
 980...1100
 20
 800
 700
 220
 30
 34
 ХН75МБТЮ
 1050...1080
 20
 800
 750
 250
 40
 40
 ХН700
 1100
 20
 900
 750
 110
 25
 25
 ХН60ВТ
 20
 900
 750
 200
 40
 30
 ХН56ВМТЮ
 1150
 20
 800
 900
 400
 25
 ХН67ВМТЮ
 20
 850
 900
 350
 3.10.17.  Глубина  высокотемпературного  окисления  (мм)  в  воздушной  среде  некоторых
жаростойких  сплавов  за  104  ч
 Сплав
 Температура,  с
 >С
 800
 850
 900
 950
 1000
 1100
 120
 ХН75Т
 ХН75МБТЮ
 0,004
 0,005
 0,007
 0,009
 0,014
 0,013
 0,026
 0,019
 0,046
 0,036
 0,127
 0,063
 0,288
 Выбор  конкретного  сплава  определяется
условиями  эксплуатации.  Так,  сплав  ХН75Т  при
умеренных  напряжениях  может  быть  использо¬
ван  до  рабочей  температуры  поверхности
1000  °С.  Сплав  хорошо  сваривается,  малочувст¬
вителен  к  циклическим  условиям  эксплуатации,
обладает  высокой  стабильностью  структуры
(свойств).  Из  сплава  ХН75МБТЮ  можно  изго¬
товлять  более  напряженные  детали,  но  при  пре¬
дельных  рабочих  температурах  (более
 1000...  1200  °С)  он  несколько  хуже  предыдущего
сплава  по  окалиностойкости.  Его  штампуют  в
холодном  состоянии  и  сваривают,  он  хорошо
сопротивляется  растрескиванию,  а  изготовлен¬
ные  из  него  детали  —  короблению.  Этот  сплав
рекомендуется  применять  также  для  внутренней
облицовки  корпусных  деталей  газовых  турбин  с
рабочей  температурой  до  900  °С.
 Сплав  ХН70Ю  благодаря  высокому  со¬
держанию  хрома  и  алюминия  отличается  весь¬
ма  высоким  сопротивлением  окислению  и  мо¬
 жет  применяться  для  деталей  с  предельно  вы¬
сокой  рабочей  температурой  (до  1200  °С).  Для
этого  сплава  требуется  подбирать  специальные
режимы  сварки  в  зависимости  от  конструкции
и  назначения  деталей.  Его  отличает  высокое
сопротивление  термической  усталости.
 Сплав  ХН60ВТ  обладает  наиболее  благо¬
приятным  сочетанием  физических  и  техноло¬
гических  свойств,  хорошей  штампуемостью,
свариваемостью,  высокой  окалиностойкостью
и  сопротивлением  термической  усталости.  Ре¬
комендуется  и  для  внутренней  облицовки  дета¬
лей  газовых  турбин  с  рабочей  температурой  до
1000  °С.  Сплавы  ХН56ВМТЮ  и  ХН67МВТЮ
относятся  к  более  прочным,  дисперсионно-уп¬
рочненным,  сложно  легированным  материа¬
лам,  применение  которых  целесообразно  для
тяжелонагруженных,  высокотемпературных  де¬
талей  (сварных  диафрагм,  фланцев  и  др.).  По
технологичности  (штампуемости,  свариваемо¬
сти)  они  уступают  сплаву  ХН60ВТ.

ДЕТАЛИ  КОРПУСОВ
 759
 3.10.5. 	ДЕТАЛИ  КОРПУСОВ
 Литые,  сварно-литые,  листовые  сварные
конструкции  корпусов  газовых  турбин  и  ком¬
прессоров  подвергаются  воздействию  умерен¬
ных  статических  напряжений  от  давления  га¬
зовой  или  воздушной  среды  (араб  <  60  МПа)  в
условиях  стационарного  режима  работы  и
значительным  циклическим  температурным
напряжениям,  возникающим  при  останове
или  пуске  ГТУ  вследствие  разницы  темпера¬
тур  между  отдельными  конструктивными  эле¬
ментами  корпуса.  В  результате  появляется
опасность  коробления  корпусных  деталей,
раскрытия  фланцевых  соединений  и  др.  Для
предотвращения  этих  нежелательных  явлений
следует  уделять  внимание  созданию  благо¬
приятного  температурного  режима  при  тща¬
тельном  учете  возможных  термических  на¬
пряжений.
 Рабочая  температура  деталей  внешнего
корпуса  ГТУ  находится  в  пределах  100...540  °С
(за  исключением  не  обогреваемых  деталей,
температура  которых  зависит  от  температуры
атмосферного  воздуха).  Материал  некоторых
деталей  (корпуса  топливного  коллектора,  вса¬
сывающего  патрубка  КНД  и  др.)  может  иметь
при  эксплуатации  температуру  —50  °С.  Рабочая
температура  внутренних  корпусных  деталей  за¬
висит  от  температуры  газового  и  воздушного
потоков,  конструктивного  исполнения  деталей,
наличия  охлаждения  или  подогрева.
 Детали  с  рабочей  температурой
—40...+350  °С  при  отсутствии  повышенных  тре¬
бований  к  коррозионной  стойкости  изготовля¬
ют  из  стали  20Л,  25Л.  В  тех  случаях,  когда  тре¬
буется  обеспечить  теплоустойчивость,  рекомен¬
дуется  применять  следующие  стали:  12МХЛ
при  рабочей  температуре  до  510  °С;  10Х13Л
или  08X1ЗЛ  до  540  °С,  15ХШ1ФЛ  до  560  °С.
При  повышенных  требованиях  к  теплоустойчи¬
вости  (до  580  °С)  целесообразно  использовать
сталь  15ХНМФБЛ.  Детали  с  повышенными
требованиями  к  жаростойкости  можно  изготов¬
лять  из  стали  Х25Н13АТЛ  (до  700  °С),  отли¬
чающейся  высокой  окалиностойкостью.
 Для  внутренних  корпусных  деталей  с  ра¬
бочей  температурой  металла  выше  600  °С  (сег¬
ментные  элементы  статора,  обоймы  разного
типа  и  др.)  рекомендуется  аустенитная  сталь
10Х18Н10ТЛ,  до  650  °С  -  ЭИ402МЛ.  В  сталях
10Х18Н9ТЛ,  10Х17Н10МБЛ  и  Х25Н13АТЛ
контролируют  содержание  ферритной  фазы,
присутствие  которой  в  пределах  2...5%  при
температуре  эксплуатации  отливок  выше
500  °С  и  в  пределах  2...  15%  при  меньшей  тем¬
пературе  обеспечивает  их  удовлетворительную
свариваемость  (табл.  3.10.18).
 При  более  высокой  температуре  металла
рекомендуется  сплав  ХН65В9М4ЮТ  [54].  Внеш¬
ние  корпусные  детали,  которые  должны  удовле¬
творять  требованию  надежной  эксплуатации
при  отрицательной  температуре  до  —50  °С,  сле¬
дует  изготовлять  из  стали  08ГДНФЛ.  Критиче¬
 3.10.18.  Механические  свойства  литой  легированной  стали  при  разной  температуре
 Сталь
 о
 о
 °0,2
 §5
 кси,
 кДж/м2
 МПа
 %
 20
 240...280
 430...460
 25...28
 50...54
 850...930
 12МХЛ
 400
 220...260
 410...440
 18...22
 48...52
 750...850
 550
 210...250
 360...380
 18...22
 50...54
 650...730
 20
 340...360
 560...590
 20...23
 63...66
 400...1600
 15Х1М1ФЛ
 500
 250...270
 340...360
 22...26
 72...75
 1000...1300
 600
 210...230
 220...260
 23...27
 87...90
 800...1000
 20
 410...500
 580...670
 22...26
 55...62
 800...1500
 10Х13Л
 400
 360...390
 500...540
 16...19
 56...59
 —
 500
 310...340
 410...440
 18...22
 61...64
 —
 20
 480...530
 630...720
 15...25
 27...64
 300...1000
 15Х11МФБЛ
 400
 380...420
 520...560
 13...18
 50...60
 800...1400
 600
 20...320
 320...400
 20...27
 55...84
 950...1600

760
 Глава  ЗЛО.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 Окончание  табл.  3.10.18
 Сталь
 о
 о
 °0,2
 §5
 КСи,
кДж/м2
 МПа
 %
 20
 290...330
 500...600
 28...45
 28...40
 500...  1600
 Х25Н13АТЛ
 550
 180...220
 370...420
 30...34
 40...45
 1500...1800
 650
 150...180
 360...400
 26...31
 43...47
 1300...1600
 08ГДНФЛ
 20
 >350
 >450
 >18
 >30
 >500
 20
 200...240
 500...670
 24...35
 30...35
 800...1100
 10Х18Н10ТЛ
 500
 170...190
 330...360
 15...18
 35...42
 700...900
 700
 160...180
 230...260
 15...17
 26...38
 800...1000
 20
 180...250
 380...480
 15...36
 17...40
 450...900
 10Х17Н10МБЛ
 500
 120...150
 300...330
 18...22
 26...29
 800...1000
 (ЭИ402МЛ)
 600
 110...140
 270...800
 17...20
 24...27
 900...1100
 750
 100...140
 180...220
 30...33
 55...58
 900...1100
 ская  температура  хладноломкости  этой  стали
составляет  —75  °С.  Из  этой  стали,  в  частности,
целесообразно  отливать  детали  всасывающего
патрубка  КНД  (табл.  3.10.19,  рис.  3.10.8).
 Листовой  материал,  сортовой  прокат  и
поковки  для  корпусных  деталей  выбирают  в
соответствии  с  требованиями  прочности,  тех¬
нологичности  при  сварке  (для  сварных  дета-
 3.10.19.  Механические  свойства  аустенитных  сталей  для  корпусных  деталей  при  разной  температуре
 Сталь
 5*
 О
 О
 °0,2
 5
 KCU,
 кДж/м2
 МПа
 %
 20
 250...290
 560...650
 30...48
 35...54
 1000...1200
 08Х16Н13М2Б
 400
 170...190
 480...530
 30...33
 27...48
 800...  1400
 500
 160...180
 470...520
 31...35
 28...50
 1000...2000
 650
 150...170
 410...450
 28...30
 34...46
 900...  1600
 20
 280...330
 610...670
 29...35
 47...54
 1400...  1900
 400
 210...250
 530...560
 24...32
 39...45
 1500...1700
 20Х23Н18
 600
 180...220
 430...470
 22...24
 43...46
 1700...1900
 700
 180...220
 310...350
 19...24
 32...36
 1600...1800
 800
 140...170
 180...220
 19...27
 32...36
 1700...1900
 20*
 390...480
 720...800
 24...34
 32...43
 600...900
 750*
 230...270
 330...430
 16...22
 42...58
 500...600
 ЗХ16Н22В6Б
 20**
 280...360
 430...640
 10...25
 15...30
 200...400
 700**
 180...260
 280...330
 18...29
 45965
 450...680
 800**
 140...200
 200...260
 22...33
 47...66
 600...900
 Кованая  сталь.
к  Литейная  сталь.

КРЕПЕЖНЫЕ  ДЕТАЛИ
 761
 Рис.  3.10.8.  Предел  длительной  прочности  адп
корпусных  сталей  при  различных  температурах
Г  за  104  ч  (а)  и  105  ч  (6):
 1  -  15Х1М1ФЛ;  2  -  15Х11МФБЛ;
 3 	-  Х25Н13АТЛ;  4  -  10Х18Н10ТЛ;
 5-  10Х17Н10МБГ4Л;  б  -  08Х16Н13М2Б;
 7-  20Х23Н18;  8-  ЗХ16Н22В6Б
 лей)  и  сопротивляемости  коррозии  в  воздуш¬
ной  или  газовой  среде.
 Корпусные  конструкции  с  рабочей  темпе¬
ратурой  металла  -20...450  °С,  к  коррозионной
стойкости  которых  не  предъявляются  специ¬
альные  требования,  могут  быть  выполнены  из
низкоуглеродистой  стали,  листового  или  фа¬
сонного  проката  или  поковок  15К  или  20К.  Де¬
тали  с  рабочей  температурой  металла  до  510  °С
изготовляют  из  листовой  стали  15ХМ  или
12МХ;  при  более  высокой  температуре  металла
(до  550  °С)  рекомендуются  стали  15Х1М1Ф,
09X13  и  12Х1МФ.
 Для  деталей  из  поковок  с  рабочей  темпе¬
ратурой  до  600  °С  можно  применять  сталь
08Х16Н13М2Б,  для  деталей  с  рабочей  темпе¬
ратурой  до  800  °С  (с  учетом  требований  к
прочности)  —  листовую  сталь  08X18НЮТ.
 Для  деталей,  к  жаростойкости  которых
предъявляются  высокие  требования,  рекомен¬
дуется  использовать  листовой  прокат  или  по¬
ковки  из  стали  20Х23Ш8.  Детали  из  поковок  с
рабочей  температурой  металла  750...800  °С
можно  изготовлять  из  стали  ЗХ16Н22В6Б  в  ко¬
ваном  и  литом  состоянии.
 3.10.6. 	КРЕПЕЖНЫЕ  ДЕТАЛИ
 Крепеж  должен  обеспечивать  высокую
плотность  прилегания  плоскостей  фланцевых
соединений  и  крепление  деталей  сборных  ро¬
 торов  на  протяжении  заданного  времени  их
эксплуатации.  Температура  крепежных  дета¬
лей  может  превышать  500  °С.  Отдельные  резь¬
бовые  крепежные  элементы  (болты,  шпильки,
гайки  внешнего  корпуса  компрессоров  и  др.)
должны  обеспечивать  надежную  эксплуатацию
соединения  в  условиях  отрицательных  темпе¬
ратур.
 Обязательным  требованием  при  выборе
материалов  крепежных  элементов  является
малая  разница  (не  более  10%)  между  коэффи¬
циентами  их  температурного  линейного  рас¬
ширения  и  соединяемых  деталей  фланцев.
Гайки  следует  изготовлять  из  материала  того
же  класса,  что  и  шпильки  (болты).  Твердость
материала  гаек  должна  быть  ниже  твердости
материала  шпилек  (болтов)  не  менее  чем  на
12  НВ.
 Материал  крепежных  деталей  должен  об¬
ладать  высокой  сопротивляемостью  хрупкому
разрушению  и  малой  чувствительностью  к
концентраторам  напряжений  в  заданных  тем¬
пературных  и  силовых  условиях  эксплуатации,
а  также  соответствующим  уровнем  сопротив¬
ления  релаксации,  коррозионной  стойкости  и
теплоустойчивости.  В  зависимости  от  дейст¬
вующих  рабочих  напряжений  и  температуры
металла  рекомендуются  следующие  стали:
20ХМ1,  15ХПМФ,  20ХМ1Ф/ТР,  2Х12ВМБФР,
10Х11Н22ТЗМР.
 При  выборе  материала  для  крепежных
изделий  необходимо  руководствоваться  требо¬
ваниями  стандартов.  Свойства  материалов,  ре¬
комендуемых  для  крепежных  деталей,  характе¬
ристики  которых  отсутствуют  в  приведенных
выше  таблицах,  приведены  в  табл.  3.10.20,
3.10.21  и  на  рис.  3.10.9.  Физические  свойства
сталей  и  сплавов,  применяемых  в  стационар¬
ном  газотурбостроении,  представлены  в
табл.  3.10.22.
 Рис.  3.10.9.  Предел  длительной  прочности  аДЛ1
крепежных  сталей  при  различных  температурах
Г  за  104  ч:
 1  -  20ХМ1Ф1ТТ;  2  -  2Х12ВМ6ФР;
 3 	—  10Х11Н22ТЗМР

762
 Глава  3.10.  МАТЕРИАЛЫ  В  ГАЗОТУРБОСТРОЕНИИ
 3.10.20.  Механические  свойства  стали  крепежных  элементов  при  разной  температуре
 Сталь
 о
 о
 а0,2
 5
 кси,
 нв
 МПа
 %
 кДж/м2
 20
 760...830
 850...940
 6...18
 4...69
 1500...1800
 255...289
 20ХМ1Ф1ТР
 500
 610...650
 680...710
 5...18
 3...74
 1400...  1800
 —
 600
 470...530
 480...550
 5...20
 6...79
 1500...1800
 —
 650
 450...500
 470...520
 5...24
 5...78
 2000...2200
 —
 20
 670...820
 900...  1000
 4...18
 6...60
 600...1100
 262...277
 2Х12ВМБФР
 500
 540...700
 630...820
 3...17
 3...65
 1300...1600
 —
 600
 410...620
 440...700
 4...25
 0...79
 1300...1800
 —
 650
 400...580
 450...640
 6...21
 5...78
 1600...2000
 —
 20
 850...1050
 1050...1200
 10...12
 10...14
 300...400
 302...350
 10Х11Н22ТЗМР
 500
 730...760
 950...980
 11...13
 14...16
 —
 —
 600
 720...750
 940...960
 9...11
 12...15
 —
 —
 700
 710...740
 930...950
 7...9
 10...13
 —
 —
 3.10.21.  Сопротивление  релаксации  сталей  крепежных  элементов
 5*
 О
 О
 МПа
 ог,  МПа,  за  время,  ч
 О
 О
 МПа
 оп  МПа,  за  время,  ч
 1000
 5000
 10000
 1000
 5000
 10000
 500
 250
 184
 175

 Сталь  20Х1М1Ф1ТР
 300
 215
 190
 —
 350
 250
 225
 —
 450
 250
 207
 200
 194
 580
 300
 140
 130
 100
 300
 250
 239
 232
 350
 145
 120
 100
 350
 288
 275
 270
 500
 250
 193
 182
 174
 300
 228
 220
 207
 Сталь  10X1H22T3MP
 350
 262
 250
 242
 565
 250
 150
 124
 110
 450
 250
 237
 232
 228
 300
 175
 143
 130
 300
 327
 315
 300
 350
 190
 165
 145
 450
 422
 415
 400
 580
 250
 140
 116
 87
 500
 250
 230
 228
 226
 300
 150
 130
 105
 350
 320
 315
 313
 350
 175
 133
 115
 450
 412
 407
 400
 650
 250
 110
 103
 78
 Сталь  2Х12ИМФР
 350
 186
 126
 88
 450
 230
 157
 115
 450
 250
 205
 200
 190
 300
 240
 240
 230
 350
 260
 250
 250

КРЕПЕЖНЫЕ  ДЕТАЛИ
 763
 3.10.22.  Физические  свойства  некоторых  сталей  и  сплавов
 Сталь,  сплав
 Коэффициент  температурного  линейного  расширения  а-103,  мм/(мм  °С)
 100
 200
 300
 400
 500
 600
 700
 800
 900
 25Л
 15Х1М1ФЛ
 10Х18Н10ТЛ
 20X13
 15Х11МФ
 20Х12ВНМФШ
 2Х12ВМБФР
 31Х19Н9МВБТ
 15Х1М1Ф
 20Х1М1Ф1ТР
 Х18Н10Т
 ХН78Т
 ХН80ТБЮА,
 ХН80ТБЮ
 ХН65В9М4ЮТР
 ХН55ВМТФКЮР
 38ХНЗМФА
 11,5
 12.4
 14.8
10,1
 10
 11.5
 11,2
 12
 16.6
12,2
 11,3
 10,2
 11.8
 12.9
12,8
 15.9
 10.4
11,1
 10.5
 11.3
 11,7
 12.3
17
13
 10,7
 12,1
 13
 13.3
16,8
10,9
 10.7
 11.4
 12.5
 12.8
17,2
13,4
 12
 12
 13.2
 13.7
17,1
 11.4
 11.3
11
1,8
16
13
13
 17.5
 13.8
 12,2
 13
 13,5
 14
 17
 11,8
 11,7
 11,2
 12
 16.4
 13.5
 13.5
17,9
14,1
 14.4
 12.4
 13.4
 14.1
 17.9
 12
 11,6
 12.2
 16.7
 13.7
 13.6
18,2
 14.7
 14.9
 12
 13.7
 18,2
 12,1
 16,9
 18,6
 15.4
 15
 14.4
13,1
 18.3
 12.4
 12,6
 17.9
 18.9
 15.5
 16,3
 13,2
 Модуль  нормальной  упругости  £-10  5  МПа,  при  температуре,  °С
 19,3
 14
 20
 100
 200
 300
 400
 500
 600
 700
 800
 г/см3
 25  Л
 2,17
 2,07
 2,01
 1,96
 1,87
 1,78
 1,72
 1,52
 7,83
 15Х1М1ФЛ
 2,14
 —
 2,05
 1,99
 1,91
 1,81
 1,65
 —
 —
 7,8
 10Х18Н10ТЛ
 1,7
 —
 —
 —
 1,43
 1,35
 1,27
 1,18
 —
 7,9
 20X13
 2,28
 2,22
 2,13
 2,05
 1,93
 1,8
 —
 —
 —
 7,75
 15Х11МФ
 2,16
 —
 —
 2
 1,94
 1,84
 1,66
 —
 —
 7,85
 20Х12ВНМФШ
 2,28
 —
 2,15
 2,09
 1,95
 1,88
 1,73
 1,55
 —
 7,85
 2Х12ВМБФР
 2,05
 1,90
 1,9
 1,85
 1,79
 1,7
 1,6
 —
 —
 7,85
 31Х19Н9МВБТ
 2,16
 2,10
 2,04
 1,99
 1,93
 1,82
 1,63
 —
 —
 7,96
 15Х1М1Ф
 2,15
 2,12
 2,08
 2,02
 1,94
 1,83
 1,7
 1,53
 —
 7,8
 20Х1М1Ф1ТР
 2,02
 1,98
 1,93
 0,85
 1,77
 1,69
 1,6
 1,5
 —
 7,85
 Х18Н10Т
 2,02
 —
 —
 1,86
 1,8
 1,7
 1,63
 1,53
 —
 7,9
 ХН78Т
 2,2
 -
 2,15
 2,1
 2,04
 2
 1,9
 1,8
 —
 8
 ХН80ТБЮА,
 ХН80ТБЮ
 2,23
 —
 2,1
 2,05
 2
 1,97
 1,87
 1,8
 1,65
 8
 ХН65В9М4ЮТР
 2,22
 —
 —
 —
 —
 —
 —
 1,8
 1,76
 8,52
 ХН55ВМТФКЮР
 2,08
 —
 1,95
 1,8
 1,8
 1,7
 1,6
 -
 —
 8,43
 38ХНЗМФА
 1,15
 1,04
 0,9
 0,9
 0,85
 0,8
 —
 0,75
 -
 7,83

764
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 Глава  3.11
 ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 3.11.1. 	ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  ВИДЫ  ТОПЛИВ
И  ВЛИЯНИЕ  НАЧАЛЬНОЙ  ТЕМПЕРАТУРЫ
ГАЗОВ  НА  ПОКАЗАТЕЛИ  ГТУ
 Согласно  зарубежным  прогнозам  по  по¬
треблению  и  выработке  электрической  и  теп¬
ловой  энергии,  в  течение  наступившего  столе¬
тия  органические  виды  топлив  для  их  получе¬
ния  будут  играть  определяющую  роль  как  в
промышленно  развитых  странах,  так  и  в  стра¬
нах  с  развивающейся  экономикой  [103].  При
этом  наиболее  динамичным  по  темпам  роста  в
предстоящий  период  из  первичных  источни¬
ков  энергии  считается  природный  газ.  При  ис¬
пользовании  газа  предпочтительнее  применять
для  базовой  части  нагрузки  электро-  и  тепло¬
генерирующие  установки  на  основе  ГТУ  —
комбинированные  ПГУ,  КПД  которых  при
выработке  только  электроэнергии  достигает
60%  на  демонстрационных  ПГУ.  Дальнейшие
работы  по  совершенствованию  ГТУ  направле¬
ны  на  достижение  еще  более  высоких  показа¬
телей.  Сжигание  природного  газа  в  энергоус¬
тановках  не  требует  больших  капитальных  за¬
трат  на  экологическую  очистку  уходящих  га¬
зов,  как  в  случае  сжигания  каменного  угля,
а  концентрация  углерода  относительно  водо¬
рода  в  природном  газе  меньше,  чем  в  угле,  по¬
этому  в  выпускных  газах  турбин  содержится
меньше  количество  С02.
 В  ГТУ  небольших  мощностей  в  России  в
системе  распределенного  электро-  и  тепло¬
снабжения  в  последние  годы  все  чаще  исполь¬
зуют  попутный  газ.  В  последние  годы  газотур-
бинисты  научились  организовывать  «сухой»
(без  впрыскивания  воды  или  водяного  пара)
способ  сжигания  природного  газа  в  камерах
сгорания  ГТУ  так,  что  выбросы  оксидов  азота
не  превышают  одноразрядной  величины  (при¬
мерно  в  2  раза  меньше  принятой  в  России
единицы  измерения  экологических  выбросов
мг/нм3)  при  15%-ном  содержании  кислорода  в
уходящих  газах.  По  сравнению  с  угольной
электростанцией  установка  на  базе  ГТУ  стро¬
ится  быстрее  (минимум  в  2  раза),  а  следова¬
тельно,  вырабатывает  электроэнергию  и  само¬
окупается  раньше.
 В  США  и  ряде  других  стран  активно  ра¬
ботают  над  получением  и  сжиганием  (преиму¬
щественно  в  схемах  с  внутрицикловой  газифи¬
кацией)  некондиционных  топлив  и  отходов
 сельского  хозяйства  и  мясоперерабатывающей
отрасли.
 ГТУ  применяются  в  различных  отраслях
промышленности.  Чаще  всего  мощные  ГТУ  в
составе  электро-  и  теплогенерирующих  устано¬
вок  используются  для  базовой  части  электриче¬
ских  нагрузок  на  крупных  ТЭС.  КПД  ПГУ  в
большей  мере  зависит  от  уровня  начальной
температуры  газа  перед  ГТУ  и  схемы  комбини¬
рованной  установки  (доли  газотурбинной  мощ¬
ности  в  ней).  КПД  использования  топлива  в
когенерационных  установках  (ГТУ  —  ТЭЦ)
также  зависит  от  начальной  температуры  газа,
наличия  или  отсутствия  дожигания  топлива  в
среде  уходящих  газов.  Во  всех  случаях  исполь¬
зование  теплоты  уходящих  газов  существенно
повышает  КПД  использования  топлива,  поэто¬
му  применяется  и  в  установках,  работающих  в
пиковой  и  полупиковой  частях  графика  элек¬
трических  нагрузок,  сохраняя  оставшуюся
часть  выработанной  при  работе  тепловой  на¬
грузки  (после  останова)  в  аккумуляторах  тепло¬
ты  различных  конструкций.
 ГТУ,  используемые  для  механического
привода  (мощностью  5...25  МВт),  например
нагнетатели  природного  газа  на  дожимных
компрессорных  станциях  (КС)  и  КС  магист¬
ральных  газопроводов,  также  должны  иметь
максимальную  освоенную  температуру  газа
без  снижения  показателей  эксплуатационной
надежности  и  максимально  используемую  вы¬
работку  тепловой  энергии  для  вахтовых  посел¬
ков,  городков  газовщиков,  их  подсобных  хо¬
зяйств  (например,  теплиц).  С  ростом  началь¬
ных  температур  газа  перед  газовой  турбиной
растет  ее  удельная  работа,  а  следовательно,
при  одинаковой  единичной  мощности  сокра¬
щаются  массогабаритные  показатели.
 Технический  уровень  стационарных  ГТУ
отечественных  разработок  существенно  (на
15-18  лет)  отстает  от  зарубежных  не  только  по
показателям  экономичности,  но  и  (особенно)
по  эксплуатационной  надежности  ввиду  суще¬
ственно  меньшего  объема  исследований  их
определяющих  элементов  на  моделях  и  поуз-
ловой  доводки  при  создании  ГТУ.  Несколько
меньше  отставание  по  конвертированным
авиа-  и  судовым  двигателям,  а  также  по  соз¬
данным  на  базе  их  опыта  стационарным  ГТУ
(например,  ГТЭ-110  «Машпроекта»  и  «Сатур¬
на»).  Но  они  также  отстают  на  одно-два  поко¬
ления  от  зарубежных  аналогов.
 Рост  достигнутой  начальной  температуры
Т  газа  перед  ГТУ  и  ГТД  по  годам  на  ведущих  за¬

ПЕРСПЕКТИВНЫЕ  ВИДЫ  ТОПЛИВ
 765
 рубежных  газотурбинных  и  авиадвигателестрои¬
тельных  фирмах  показан  на  рис.  3.11.1  [61].  По¬
следние  демонстрационные  образцы  ГТУ  и
ГТД,  созданные  до  2000  г.,  находятся  в  стадии
доводки  до  расчетных  показателей  и  не  превы¬
шают  показанные  уровни  начальных  температур
газа.  С  ростом  температур  газа  температура  фа¬
кела  в  камере  сгорания  (ввиду  необходимости
обеспечения  низких  показателей  экологических
выбросов),  температура  металла  лопаточного
аппарата  турбины  практически  не  увеличивает¬
ся.  Небольшой  ее  рост  связан  с  совершенствова¬
нием  системы  охлаждения  лопаток  турбины,
применением  термобарьерных  покрытий  и  но¬
вых  технологий  изготовления  лопаток
(рис.  3.11.2  —  рис.  3.11.4).
 Рис.  3.11.1.  Динамика  повышения  начальной
температуры  газов  в  ГТУ  и  ГТД:
 1  —  промышленные  ГТУ;  2  —  ГТД  для  граж¬
данской  авиации;  3  —  ГТД  для  военной  авиа¬
ции;  4  —  экспериментальные  ГТД
 На  начало  1990  г.  технический  уровень
лучших  зарубежных  стационарных  ГТУ  фир¬
мы  GE  характеризовался  началом  продаж  ма¬
шин  серии  «F»  с  начальной  температурой  газа
перед  ротором  1260  °С  при  степени  повыше¬
ния  давления  13,5  и  расходе  воздуха  на  входе  в
компрессор  600  кг/с,  чем  обеспечивалась  еди¬
ничная  мощность  (нетто)  212,2  МВт  (на  часто¬
ту  сети  50  Гц)  при  КПД  в  простом  цикле
34,1%  (все  показатели  здесь  и  далее  приводят¬
ся  при  начальных  условиях  по  ИСО  без  учета
сопротивления  на  входе  в  компрессор  и  на  вы¬
ходе  из  ГТУ  при  15  °С  внешней  среды  давле¬
нием  760  мм  рт.  ст.  и  влажностью  60%).  В  со¬
ставе  комбинированной  установки  без  допол¬
нительного  сжигания  топлива  перед  кот¬
лом-утилизатором  (КУ)  такая  ГТУ  обеспечи¬
вает  в  моноблоке  (одна  ГТУ,  один  КУ  и  одна
паровая  турбина)  КПД  =  51,4%,  в  дубль-блоке
(2  ГТУ  -  2КУ  -  1ПТ)  КПД  =  51,6%.  В  1993  г.
такие  же  параметры  имела  ГТУ  фирмы  Си¬
менс  V94.3,  а  затем  и  фирмы  Вестингауз  и
АВВ.  По  объемам  производства  и  продаж  на
первом  месте  находилась  фирма  GE  (около
40%,  и  по  примерно  10%  объема  продаж  на  ос¬
тальные  три  фирмы).  Затем  шли  фирмы,  рабо¬
тающие  по  лицензиям  перечисленных  выше
фирм.
 Повышение  начальной  температуры  газа
в  ГТУ  серии  «F»  по  сравнению  с  серией  «Е»
сразу  на  140  °С  и  одновременное  увеличение
расхода  воздуха  через  цикловой  компрессор
ГТУ  с  использованием  опыта  авиадвигателе-
строителей  с  большой  натяжкой  можно  на¬
звать  эволюционным,  по  которому  развива¬
лись  ГТУ  всех  зарубежных  фирм,  кроме  отече¬
ственных.
 Рис.  3.11.2.  Сравнение  начальных  температур  газа  для  ГТУ  501  серий  «F»  (я),  «G»  (б)  и  по  ATS  (в)
фирмы  Сименс—Вестингауз  (температура  факела  Гф  =  1500  °С; 	— 	температура 	газа 	перед  рото¬
 ром  турбины):
 а, 	б  —  пленочное  охлаждение;  в  —  замкнутое  петлевое  охлаждение

766
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 Рис.  3.11.3.  Температура  газа  и  металла  всех
венцов  газовой  турбины  ГТУ  различных  серий
фирмы  Сименс-Вестингауз  (HJI  —  направляю¬
щая  лопатка;  PJI  —  рабочая  лопатка)
 Одновременно  и  другие  фирмы-разработ¬
чики  и  изготовители  ГТУ  интенсивно  работали
над  существенным  повышением  их  техниче¬
ского  уровня,  что  требовало  развития  техноло¬
гии  изготовления,  в  первую  очередь,  охлаждае¬
мых  лопаточных  венцов  турбины,  разработки
новых  лопаточных  сплавов  под  новые  техноло¬
гии  (направленной  кристаллизации  при  осты¬
вании  их  отливок,  монокристаллические  ло¬
патки  и  дисковые  сплавы).  Продолжались  так¬
же  работы  над  металлокерамикой  (для  лопаток
 турбины  и  жаровых  труб  камер  сгорания),  над
термобарьерными  покрытиями,  увеличением
их  толщины,  диагностики  и  ремонта,  а  также
над  повышением  ресурса  их  работы.
 3.11.2. 	ПРОГРАММА  ATS
 Как  уже  отмечалось,  согласно  программе
ATS  развитие  перспективных  турбинных  сис¬
тем  должно  быть  направлено  на  достижение
на  крупных  энергетических  комбинированных
установках  (ПГУ)  КПД  более  60%  (на  природ¬
ном  газе)  или  повышение  на  15%  экономич¬
ности  меньших  по  мощности  (5...  15  МВт)  про¬
мышленных  ГТУ,  в  том  числе  и  для  распреде¬
ленной  системы  генерирования  электрической
мощности.  Экологические  выбросы  в  ГТУ
должны  быть  существенно  снижены  «сухим»
способом  по  NOx  —  до  9  млн-1,  а  по  СО  и  по
несгоревшим  углеводородам  —  до  20  млн-1.
Стоимость  вырабатываемой  на  них  энергии
должна  быть  уменьшена  не  менее  чем  на  10%
по  сравнению  с  электростанциями  на  базе
ГТУ  выпуска  1992  г.  при  сохранении  достиг¬
нутых  показателей  эксплуатационной  надеж¬
ности  [107].
 Эта  программа  подготовлена  и  организо¬
вана  министерством  энергетики  США  с  рядом
научно-исследовательских  организаций  (энер¬
гетическим  институтом  EPRI,  исследователь¬
ским  институтом  газа  GRI)  и  фирмами-произ-
водителями  ГТУ.  Научное  руководство  реали¬
зацией  программы  осуществлялось  Клемсо-
новским  университетом  (Clemson  University),
Моргантауским  центром  по  энергетическим
 Рис.  3.11.4.  Развитие  систем  воздушного  охлаждения  (направляющих  лопаток  первой  ступени  турбин)
для  обеспечения  роста  начальной  температуры  газа  Т  перед  турбиной  по  годам:
 О 	—  ГТД  гражданской  авиации;  •  —  ГТУ  стационарного  типа

ПРОГРАММА  ATS
 767
 технологиям  (МЕТС),  энергетическим  науч¬
но-исследовательским  и  проектно-конструк¬
торским  центром  в  Южной  Каролине  (South
Caroline  Energy  Rand  Center).  В  программе
участвовали  фирмы  GE,  Вестингауз,  ABB,  Ал¬
лисон,  Солар,  Турбопауэр  и  Мэрайн  и  др.
 Этому  предшествовало  выполнение  феде¬
ральной  программы  по  высокотемпературным
технологиям,  в  пределах  которой  проведены
обширные  исследования  воздушных  систем  ох¬
лаждения  лопаточных  аппаратов  при  темпера¬
турах  газа  1454  и  1649  °С.  Эти  работы  подтвер¬
дили  возможности  достижения  температуры
1649  °С  при  использовании  транспирационой
технологии  охлаждения  лопаток  цикловым  воз¬
духом.  При  этом  необходимо  создавать  услож¬
ненные  конструкции  лопаток  и  вводить  новую
технологию  их  изготовления.  Например,  для
направляющих  лопаток  предложено  использо¬
вать  двухслойную  оболочку,  припаянную  к
пустотелому  несущему  дефлектору,  наружный
слой  которой  выполнен  из  пористого  материа¬
ла,  организующего  проникающее  охлаждение.
Внутренний  слой  оболочки  выполняет  роль  до¬
затора  минимально  необходимого  расхода  воз¬
духа  для  проникающего  охлаждения  [109].
 Несколько  раньше  аналитическим  путем
в  Японии  было  показано,  что  можно  достичь
начальной  температуры  газов  перед  ГТУ
 2000 	°С  при  охлаждении  направляющих  лопа¬
ток  первой  ступени  турбины  мелко  распылен¬
ной  водой.  При  такой  температуре  и  степени
повышения  давления  воздуха  в  компрессоре
50  КПД  ГТУ  может  достичь  53%  при  темпера¬
туре  уходящих  газов  650  °С.  ПГУ  на  базе  такой
ГТУ  достигает  КПД  68%.
 Что  касается  программы  ATS,  то  следует
отметить,  что  кроме  четырехэтапной  задачи
создания  первоначально  планировавшихся
единичных  демонстрационных  образцов  ГТУ
параллельно  проводились  работы  по  трем  на¬
правлениям  развития  и  использования  ГТУ
(использование  «чистого»  угля,  создание  кера¬
мических  компонентов  для  перспективных
ГТУ,  совершенствование  материалов  и  техно¬
логической  базы  изготовления  элементов,
прежде  всего  лопаточного  аппарата).  Все  рабо¬
ты  проводились  с  большой  долей  федерально¬
го  финансирования  и  на  конкурсной  основе
только  фирмами  и  организациями  США.
 Первый  этап  создания  демонстрацион¬
ных  образцов  перспективных  ГТУ  заключался
в  поиске  решений  поставленных  задач  и  по¬
этому  начинался  с  изучения  возможностей  как
 усложненных  традиционно  изучаемых  циклов
с  новыми  параметрами  (с  промежуточным  ох¬
лаждением  воздуха  при  сжатии,  вторым  подог¬
ревом  газа  при  расширении,  регенерацией  те¬
плоты  уходящих  из  ГТУ  газов  внутри  газотур¬
бинного  цикла),  так  и  новых  циклов:  влаж¬
но-воздушного  цикла  с  большой  долей  влаги
(до  20%  расхода  воздуха  и  более  40%  при  сжи¬
гании  синтетического  газа)  HAT  (Humid  Air
Turbine)  и  его  модификации  CHAT  (Cascaded
Humidified  Air  Turbine)  с  выделением  вала  вы¬
сокого  давления  при  двух  подводах  теплоты
[103];  цикла  с  химической  регенерацией  (мо¬
дификацией  топливного  газа  —  превращением
метана  в  водород  и  оксид  углерода  в  присутст¬
вии  катализатора  и  повышенной  температуры)
[109];  цикла  Калины,  в  котором  в  утилизаци¬
онном  контуре  рабочим  телом  является  смесь
аммиака  и  воды  (водяного  пара):  от  30  до  97%
аммиака  в  различных  точках  системы  конден¬
сации/дистилляции  (вместо  обычной  конден¬
сации  в  паросиловом  цикле),  а  также  и  другие,
более  усложненные  циклы  (рис.  3.11.5).
 Кроме  этого,  были  изучены  возможности
замкнутого  парового  охлаждения  горячих  эле¬
ментов  проточной  части,  в  том  числе:  сниже¬
ния  газодинамических  потерь  в  проточной  час¬
ти  газовой  турбины  и  использования  теплоты
охлаждения  горячих  элементов  ГТУ  в  нижнем
(паросиловом)  цикле.  Рассмотрены  также  эф¬
фективность  и  возможность  применения  тер¬
мобарьерных  покрытий  и  керамических  эле¬
ментов,  включая  облопачивание  промышлен¬
ных  ГТУ,  возможности  снижения  радиальных
зазоров  в  турбине  и  осевом  компрессоре  за  счет
применения  лепестковых  уплотнений  из  ленты
толщиной  0,064  мм,  установленных  под  углом
45°  к  радиальному  направлению,  а  также  за
счет  управляемых  радиальных  зазоров  путем
воздействия  на  тепловое  состояние  статорных  и
роторных  узлов  и  деталей.  Были  проанализиро¬
ваны  возможности  получения  новых  жаропроч¬
ных  суперсплавов  для  монокристаллического  и
направленного  затвердения  лопаток  турбины  и
оценено  повышение  экономичности  за  счет
роста  допустимой  температуры  облопачивания;
изучены  также  опытные  монокристаллические
лопатки  первой  ступени  турбины  ГТУ  серии
«9Н»  фирмы  GE  длиной  около  1  м,  программа
создания  которых  из-за  большой  потребности
на  рынке  опережала  программу  ATS.
 На  основании  результатов  этих  исследо¬
ваний  определены  основные  пути  достижения
поставленных  программой  ATS  задач:

768
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 Рис.  3.11.5.  Тепловые  схемы  установок  новых  циклов:
 а  —  HAT;  б  —  CHAT;  в  —  с  химической  регенерацией;  КНД,  КВД  —  компрессоры  низкого  и  высо¬
кого  давления;  ГТ  —  газовая  турбина;  КС  —  камера  сгорания  (ВД  —  высокого  давления,  НД  —
низкого  давления);  ТНД,  ТВД  —  турбины  низкого  давления  (серии  «F»)  и  высокого;  1  —  промежу¬
точный  охладитель  воздуха;  2  —  концевой  охладитель  воздуха;  3  —  рекуператор;  4  —  экономайзер;
 5 	—  увлажнитель  воздуха;  6  —  уловитель  воды;  7  —  газовый  реформатор;  8  —  котел-утилизатор
 применение  замкнутого  парового  охлаж¬
дения,  минимум  переходного  патрубка  камеры
сгорания  и  направляющих  лопаток  первой
ступени  турбины;
 получение  монокристаллических  и  на¬
правленной  кристаллизации  лопаток  из  соот¬
ветствующих  суперсплавов;
 использование  ТБП  максимально  допус¬
тимой  толщины  и  ресурса  работы  не  менее
 25  тыс.  ч  с  возможностью  диагностирования
его  состояния  и  ремонта.
 При  этом  ротор  ГТУ  с  увеличением  сте¬
пени  повышения  давления  воздуха  в  компрес¬
соре  и  при  четырехступенчатой  турбине  дол¬
жен  остаться  двухопорным.
 Оставшиеся  в  программе  ATS  фирмы
Аллисон,  Солар,  GE  и  Сименс—Вестингауз
продолжили  разработку  промышленных  тур¬

ПРОГРАММА  ATS
 769
 бин,  а  фирма  АВВ  —  разработку  технологиче¬
ской  базы.
 Фирма  Аллисон  Роллс-Ройс  совместно  с
другими  фирмами  создала  ГТУ  701-К  мощно¬
стью  13,5  МВт  при  КПД  40%.  Нормируемые
выбросы  вредных  веществ  обеспечиваются
комбинированным  калитическим  их  сжигани¬
ем  после  предварительного  смешения  топлива
с  воздухом.  Установка  —  трехвальная,  с  двумя
компрессорами  при  суммарной  степени  повы¬
шения  давления  30  (15  ступеней),  начальной
температуре  газа  перед  первым  рабочим  коле¬
сом  турбины  1425  °С,  температуре  воздуха  за
компрессором  554  °С.  Для  дисков  последних
двух  ступеней  компрессора,  как  и  для  первых
двух  ступеней  турбины  высокого  давления,  ис¬
пользованы  сплавы,  аналогичные  «Удимет
720».  В  этой  фирме  изучается  возможность  ис¬
пользования  дисков,  получаемых  методом  по¬
рошковой  металлургии,  что  может  дать  эконо¬
мию  материала  на  48%  по  сравнению  со  стан¬
дартными  поковками  из  отливок.  В  планы
фирмы  входит  получение  керамических  со¬
пловых  лопаток  первой  и  второй  ступеней  га¬
зовой  турбины.  Следует  отметить,  что  первая
ступень  керамических  лопаток  установлена  на
агрегате  501-К.  Возможность  применения  не-
охлаждаемых  сопловых  лопаток  второй  ступе¬
ни  обеспечит  0,35%-ное  повышение  КПД  ГТУ
и  увеличение  ее  мощности.
 В  ГТУ  701-К  первоначальная  темпера¬
тура  газа  перед  ротором  может  быть  снижена
до  1315  °С.  В  ней  использована  одна  выносная
камера  сгорания,  расположенная  перпендику¬
лярно  к  осевой  линии  турбины  (вертикально).
 Фирма  Солар  планировала  к  середине
1999  г.  создать  демонстрационный  образец
ГТУ  «Меркурий-50»  средней  мощностью
 4,3 	МВт:  одновальный  агрегат  с  девятиступен¬
чатым  компрессором  со  степенью  повышения
давления  воздуха  9,1,  с  двухступенчатой  тур¬
биной  и  пластинчатым  регенератором  теплоты
уходящих  из  ГТУ  газов  (17  кг/с)  со  степенью
регенерации  0,9  и  температурой  газов  на  выхо¬
де  368  °С.  При  температуре  газа  на  входе  в
первый  рабочий  венец  турбины  1163  °С  КПД
ГТУ  составит  41,5%.  Облопачивание  компрес¬
сора  и  турбины  выполнено  на  основе  проекти¬
рования  по  трехмерной  задаче,  что  сократило
число  лопаток  в  ступени  компрессора  на  40%
при  той  же  степени  повышения  давления  и
обеспечило  увеличение  КПД  ГТУ  более  чем  на
2%  в  сравнении  с  серийными  моделями  ГТУ
этой  фирмы.  Для  сопловых  лопаток  первой
 ступени  турбины  применен  направленно-за-
твердевающий  сплав  MAR-М-247,  для  рабочих
лопаток  этой  ступени  —  монокристалличе-
ский  сплав  CMSX-10.  Элементы  регенератора
не  имеют  внутренних  сварных  швов  или  со¬
единений  гофрированных  листов  толщиной
0,1  мм,  изготовленных  из  коррозионно-стой-
кой  стали  347.  Элементы  чередуются  слоями,
пакетированы  вместе  с  помощью  зажимающих
прутков  и  приварены  к  входному  и  выходному
коллекторам.  Таким  образом  получена  ком¬
пактная  термоэластичная  конструкция  регене¬
ратора,  обеспечившая  оригинальную  компо¬
новку  (рис.  3.11.6).
 В  дальнейшем  возможно  изготовление
пламенных  труб  из  керамических  композитов,
усиленных  непрерывными  волокнами,  создан¬
ных  на  базе  исследований,  проведенных  фир¬
мой  Солар.  Такой  же  керамический  материал
для  соплового  лопаточного  аппарата,  что  и  у
турбины  фирмы  Алисон,  отрабатывается  на
прототипе  ГТУ  «Меркурий-50  ТМ»:  «Сеп-
taur-50S»  фирмы  Солар.  Первоначально  в  ГТУ
«Меркурий»  применена  система  обедненной
смеси  при  организации  предварительного  сме¬
шения  природного  газа  с  воздухом.  Однако
предусмотрена  альтернативная  возможность
каталитического  сжигания  топлива,  когда  под¬
ход,  который  сейчас  использует  фирма  Солар
в  координации  с  фирмой  Каталитика,  достиг¬
нет  эксплуатационной  готовности.  Перспек¬
тивная  ГТУ  создается  специально  для  распре¬
деленной  системы  обеспечения  энергетиче¬
ской  мощностью  и  для  целей  когенерации.
 Как  уже  отмечалось,  фирма  GE  наметила
широкое  применение  парового  охлаждения
для  мощных  энергетических  установок  серии
«Н».  При  замкнутом  паровом  охлаждении
часть  пара  из  утилизационного  парового  цик¬
ла  вводится  в  турбинные  узлы  и  после  их  охла¬
ждения  возвращается  в  паровую  турбину.  Та¬
ким  образом,  ГТУ  серии  «Н»  применимы
только  в  комбинированных  установках.  В  мо¬
ноблоке  КПД  составляет  60%,  а  после  доводки
ГТУ  можно  достичь  62%.
 Как  уже  отмечалось,  фирма  Вестингауз
электрик  создала  демонстрационный  образец
ГТУ  501Н  с  элементами,  разработанными  по
программе  ATS:  компрессор  выполнен  по  тех¬
нологии  ATS,  осуществлено  замкнутое  паро¬
вое  охлаждение  переходного  патрубка  от  ка¬
мер  сгорания  до  первого  венца  направляющих
лопаток  турбины,  применены  усовершенство¬
ванные  щеточные  уплотнения  в  проточной

770
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 Воздух
 части  ГТУ,  долговечные  ТБП,  температура  га¬
за  перед  рабочими  лопатками  турбины  повы¬
шена.  Воздух  для  замкнутого  охлаждения
предварительно  охлаждается  и  фильтруется.
Различие  термического  КПД  установки  при
замкнутом  охлаждении  рабочих  лопаток  воз¬
духом  и  паром  составляет  0,2%.  Лопатки  пер¬
вых  двух  венцов  турбины  изготовлены  из  мо-
нокристаллического  никелевого  сплава
CMSX-4.  Фирма  работает  под  повышением
срока  службы  ТБП  до  30  тыс.  ч.
 Ротор  установки  501Н  —  двухопорный.
Практически  все  новые  элементы,  разработан¬
ные  по  программе  ATS,  прошли  испытания  на
модернизированных  установках  501G,  501F,  а
также  на  моделях  (турбины,  камеры  сгорания).
Отработанные  по  программе  ATS  элементы
широко  внедряются  в  ранее  разработанные  се¬
рии  ГТУ,  улучшая  их  технико-экономические
характеристики.
 До  последнего  этапа  программы  ATS  в
ней  принимала  участие  фирма  АВВ.  Ее  про¬
граммой  была  разработка  технологий  путем
решения  вопросов  по  снятию  технических  ог¬
раничений  по  технологии  материалов,  по  со¬
вершенствованию  систем  охлаждения  и  аэро¬
динамики.  Эта  программа  включала  также  ряд
задач  по  комбинированной  установке  на  базе
ГТУ  GT24  фирмы  ABB  (GT24AGS)  по  дости¬
 жению  характеристик,  установленных  для
программы  ATS  (суммарный  КПД  более  60%,
выбросы  NOx  до  10  млн-1  при  15%-ном  содер¬
жании  кислорода)  и  снижения  удельных  экс¬
плуатационных  расходов  на  электрическую
мощность  на  10%  без  снижения  RAM  (экс¬
плуатационной  надежности,  готовности,  ре¬
монтопригодности),  достигнутого  на  начало
1992  г.  Испытания  коррозионной  стойкости
образцов  из  1N738,  СМ  247  и  CMSX-4  (моно-
кристаллического  сплава)  в  среде  пара  высо¬
ких  параметров  показали,  что  в  материалах  с
более  высоким  содержанием  хрома  более
крупные  оксиды  начинают  скалываться  в  па¬
рой  среде  быстрее,  чем  в  воздушной  (менее
чем  за  1000  ч).  Сплав  с  низким  содержанием
хрома  (CMSX-4)  имеет  лучшие  показатели  при
тех  же  самых  условиях  испытаний  в  течение
5000  ч  и  более.  Установлено,  что  ТБП  снижа¬
ют  ресурс  детали,  выраженный  числом  циклов
до  разрушения.  Фирма  отрабатывала  возмож¬
ность  увеличения  допустимой  толщины  ТБП  и
его  долговечности  и  др.
 Следует  отметить,  что  ряд  фирм  самостоя¬
тельно  добились  близких  к  рассмотренным  ре¬
зультатам.  Так,  повышены  показатели  установок
GT26  фирмы  Алстон  (бывшей  АВВ)  —  единст¬
венной  одновальной  ГТУ  с  двумя  подводами  те¬
плоты  при  сохранении  ротора  ГТУ  двухопор¬
 Рис.  3.11.6.  Компоновка  ГТУ  «Меркурий-50»

ПРОГРАММА  CAGT
 771
 Рис.  3.11.7.  Схема  проточной  части  ГТУ  GT26:
 1  —  турбина;  2,  3  —  камеры  сгорания  низкого  и  высокого  давлений  с  горелками  соответственно
 SEV  и  EV;  4  —  компрессор
 ным  (рис.  3.11.7).  Единичная  мощность  этой
ГТУ  в  простом  цикле  достигает  281  МВт  при
КПД  38,3%,  температура  уходящих  газов  7^  =
=  615  °С.  В  комбинированном  цикле  моноблок
имеет  мощность  410,3  МВт  с  КПД  57,8%  при
котле-утилизаторе  трех  давлений  пара  без  до¬
полнительного  сжигания  топлива.
 Фирмы  Сименс  и  Ансалдо  Енерджи  разра¬
ботали  усовершенствованную  ГТУ  V94.3A  —  ее
четвертую  модификацию  V94.3A4  с  единичной
мощностью  279  МВт,  КПД  в  простом  цикле
39,1%,  при  температуре  уходящих  газов  577  °С.
Комбинированная  установка  в  моноблоке  имеет
мощность  401,2  МВт,  КПД  56,5%,  а  в
дубль-блоке  соответственно  809,6  МВт  и  57%.
 Фирма  Мицубиси  (MHI)  с  1997  г.  пред¬
лагает  на  рынке  ГТУ  M701G  (на  50  Гц)  мощ¬
ностью  334  МВт  и  КПД  39,5%  в  простом  цик¬
ле,  на  ее  базе  в  комбинированном  цикле  в  мо¬
ноблоке  —  ГТУ  мощностью  498  МВт  и  59,3%
КПД,  а  в  дубль-блоке  —  соответственно
999,4  МВт  и  59,5%.  Ее  экспериментальный
аналог  на  60  Гц  достиг  полной  нагрузки  [101].
Фирма  Сименс  Пауэр  Дженерейшен  с  1998  г.
производит  ГТУ  SGT-800 	(GTX-100)  на
 50/60  Гц  мощностью  45  МВт  и  КПД  в  простом
цикле  37%,  КПД  в  моноблоке  и  дубль-блоке
соответственно  53  и  53,5%  (мощность  соответ¬
ственно  63,9  и  129,1  МВт).  ФирмаТурбомека
(Франция)  создала  регенеративную  промыш¬
ленную  ГТУ  мощностью  1,8  МВт  и  КПД  38%.
Наибольшим  спросом  (в  том  числе  США)
пользуется  ГТУ  MS7001FA,  выпускаемая  фир¬
мой  GE  с  1994  г.
 3.11.3. 	ПРОГРАММА  CAGT
 Параллельно  с  программой  США  ATS  вы¬
полнялась  международная  программа  разработ¬
ки  перспективных  конвертируемых  авиацион¬
 ных  двигателей  CAGT  (Collaborative  Advanced
Gas  Turbine  Programme),  финансируемая  энерге¬
тическими,  газовыми  компаниями,  государст¬
венными  органами  и  фирмами  —  изготовителя¬
ми  газовых  турбин.  Она  ставила  задачу  ускоре¬
ния  промышленной  готовности  перспективных
ГТУ  на  природном  газе  с  более  высоким  КПД,  а
также  комбинированных  установок  на  их  базе
для  экономически  выгодного  применения  в
энергетике  после  2001  г.  Технологической  базой
для  решения  этой  задачи  приняты  конвертируе¬
мые  авиационные  ГТД  с  большой  силой  тяги,
характеристики  которых  ранее  не  оптимизиро¬
вались  для  условий  эксплуатации  в  энергетике  и
представлялись  уникальными  для  изучения  пер¬
спективных  газотурбинных  циклов.  ГТУ  на  базе
ГТД  с  промежуточным  охлаждением  (ICAD)  с
КПД  45...47%  при  работе  по  автономному  циклу
начали  разрабатываться  с  1994  г.  Первые  демон¬
страционные  пуски  агрегатов  должны  были
проводиться  в  когенерационных  энергетических
установках  для  одновременной  выработки  элек¬
троэнергии  и  теплоты  (нагретой  воды,  пара).
Программа  включает  три  этапа:
 1) 	изучение  научной  гипотезы,  согласно
которой  перспективные  системы  ГТУ  на  базе
ГТД  являются  перспективными  —  с  высоким
КПД  и  превосходными  рабочими  характери¬
стиками,  отвечающими  нормам  защиты  окру¬
жающей  среды,  в  модульном  исполнении  для
применения  энергокомпаниями  в  начале  теку¬
щего  столетия;
 2) 	разработка  и  изготовление  ГТУ  с  про¬
межуточным  охлаждением  для  разных  условий
применения  одной-двумя  фирмами;
 3) 	демонстрация  перспективного  цикла  с
КПД  60...62%.
 По  существу  программа  CAGT  планирова¬
лась  как  конкурентная  программе  ATS.  Научное
руководство  программой  осуществлялось  энер¬

772
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 гетическим  институтом  EPRI.  Участниками
программы  стали  организации  и  предприятия
США,  Великобритании,  Канады,  Норвегии,
Франции,  Нидерландов.  Каждый  участник  дол¬
жен  был  изучать  перспективные  системы  выра¬
ботки  электроэнергии  на  базе  авиационных  ГТД
большой  силы  тяги  (272...454  кН)  —  двухваль-
ных  турбореактивных  двигателей  CF680C2  фир¬
мы  GE,  PW4000  фирмы  Прэт  и  Витней  и  трех-
вального  «Trent»  фирмы  Роллс-Ройс  для  само¬
летов  Боинг  747,  767  и  аэробусов  А320,  АЗЗО,  а
также  более  мощного  двигателя,  отрабатываемо¬
го  для  Боинга  777.
 Еще  в  начале  1980  г.  фирма  GE  успешно
решила  проблему  впрыскивания  пара  в  ГТУ
LM5000,  которая  широко  применяется  в  энер¬
гокомпаниях.  Логическим  продолжением  яв¬
ляется  разработка  ГТУ  с  впрыскиванием  пара
и  промежуточным  охлаждением.  Однако  для
этого  потребовались  объемные  модификации
ряда  основных  компонентов  ГТД  при  общих
больших  затратах,  поэтому  эта  разработка  бы¬
ла  прекращена.
 Улучшение  характеристик  ГТД  достиг¬
нуто  прежде  всего  за  счет  повышения  темпе¬
ратуры  газов  на  входе  в  ротор.  Для  эксплуати¬
руемых  в  настоящее  время  ГТД  она  составляет
1343  °С,  для  ГТД  истребителей  —  1480  °С.
В  середине  90-х  годов  прошлого  столетия  раз¬
рабатывались  усовершенствованные  ГТД  ис¬
требителей  с  температурой  газа  перед  ротором
1590  °С.
 Ввиду  большого  загрязнения  воздуха  и
топлива  при  эксплуатации  ГТУ,  конвертиро¬
вание  ГТД  требует  наряду  с  применением  мо¬
нокристалл  ических  лопаток  более  коррозион¬
но-стойких  сплавов  и  покрытий.  При  требова¬
ниях  программы  CAGT  по  нормам  экологиче¬
ских  выбросов  (на  порядок  меньше  допусти¬
мых  в  ГТД),  необходимо  создать  системы  сжи¬
гания  с  малыми  выбросами  NOx  по  «сухому»
методу.  Существует  практическое  ограничение
известных  «сухих»  способов  сжигания  природ¬
ного  газа  по  температуре  факела,  максималь¬
ное  значение  которой  не  должно  превышать
 1540...  1590  °С,  поскольку  образование  NOx
 Рис.  3.11.8.  КПД  (нетто)  и  единичная  мощность  Ne  небольших  и  средних  по  мощности  ГТУ,  кон¬
вертированных  ГТД  различных  тепловых  схем,  в  том  числе  комбинированных  циклов  на  их  базе:
 1  —  влажно-воздушные  турбины  промышленных  ГТУ  с  выделенным  валом  высокого  давления  и
двумя  подводами  теплоты;  2  —  промышленные  ГТУ,  созданные  по  программе  ATS;  3  —  комбини¬
рованные  циклы  на  базе  конвертированных  ГТД;  4  —  влажно-воздушные  турбины  конвертирован¬
ных  ГТД  с  выделенным  валом  высокого  давления  и  двумя  подводами  теплоты;  5  —  комбинирован¬
ные  циклы  на  базе  конвертированных  ГТД  с  промежуточным  охлаждением  воздуха  при  сжатии;
6  —  комбинированные  циклы  на  базе  стационарных  ГТУ;  7  —  конвертированные  ГТД  с  промежу¬
точным  охлаждением  воздуха  при  сжатии  в  простом  цикле;  8  —  стационарные  ГТУ  простого  цикла;
9  —  конвертированные  ГТД  простого  цикла;  10  —  промышленные  ГТУ  простого  цикла

ПРОГРАММА  CAGT
 773
 увеличивается  по  экспоненциальному  закону  с
ростом  температуры.
 На  первом  этапе  выполнения  программы
перед  всеми  исследовательскими  группами
были  поставлены  задачи:
 провести  исследования  по  выбору  пер¬
спективного  цикла;
 разработать  проект  установки  с  привяз¬
кой  к  конкретному  месту  расположения;
 провести  оценку  сроков  выполнения  всех
этапов  до  организации  серийного  производст¬
ва  конвертированного  ГТД.
 При  многокаскадной  конфигурации  дви¬
гателя  за  счет  увеличения  расстояния  между
компрессорами,  например  низкого  и  высокого
давлений,  между  турбинами  низкого  и  высо¬
кого  давлений  при  проектировании  легко  ор¬
ганизовать  вывод/ввод  воздуха  из  компрессо¬
ров  и  второй  подвод  топлива  между  турбина¬
ми.  Были  рассмотрены  перспективные  циклы:
с  промежуточным  охлаждением  при  сжатии
воздуха;  с  промежуточным  подогревом  пара
 при  расширении,  с  впрыскиванием  пара  или
воды;  с  паросиловым  циклом  нижнего  контура
(циклом  Ренкина);  с  нижним  контуром  смеси
аммиака  с  водой  (цикл  Калины);  с  турбиной
на  влажном  воздухе;  с  химической  рекупера¬
цией.  Возможности  по  КПД  и  мощности
большинства  этих  циклов  приведены  на
рис.  3.11.8  и  3.11.9  [109].
 Дополнительные  исследования  програм¬
мы  CAGT  включают:
 сопоставление  оценок  затрат  и  рабочих
характеристик  ГТУ  на  базе  ГТД  с  сопостави¬
мыми  системами  на  основе  перспективных
промышленных  ГТУ  (программа  ATS);
 изучение  возможностей  их  применения  в
энергосистемах;
 выполнение  исследований  путем  модели¬
рования  энергосистемы.
 Целями  второго  этапа  являются  создание
и  ввод  в  эксплуатацию  ГТУ  на  базе  ГТД  с  про¬
межуточным  охлаждением  мощностью
100  МВт.
 Рис.  3.11.9.  КПД  (нетто)  и  единичные  мощности  крупных  ГТУ,  конвертированных  ГТД  различных
тепловых  схем,  в  том  числе  комбинированных  циклов  на  их  базе:
 1  —  комбинированные  циклы  на  базе  конвертированных  ГТД;  2  —  комбинированные  циклы  на  ба¬
зе  конвертированных  ГТД  с  промежуточным  охлаждением  воздуха  при  сжатии;  3  —  комбиниро¬
ванные  циклы  на  базе  стационарных  ГТУ;  4  —  конвертированные  ГТД  с  промежуточным  охлажде¬
нием  воздуха  при  сжатии  и  влажно-воздушной  турбиной;  5  —  стационарные  ПГУ  серии  «G»;
 6 	—  стационарные  ПГУ  серии  «Н»;  7  —  стационарные  ПГУ,  разработанные  по  программе  ATS;
8  —  стационарные  ГТУ  с  промежуточным  охлаждением  воздуха  при  сжатии;  9  —  конвертирован¬
ные  ГТД  с  промежуточным  охлаждением  воздуха  при  сжатии  и  простом  цикле;  10—  стационарные
ГТУ  серии  «G»  в  простом  цикле;  11  —  стационарные  ГТУ  серии  «F»  в  простом  цикле;  12  —  стацио¬
нарные  ГТУ  простого  цикла;  13  —  конвертированные  ГТД  простого  цикла;  14  —  конвертирован¬
ные  ГТД  1960-х  годов  простого  цикла

774
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 Высокие  КПД  при  работе  по  простому
циклу  (45...47%)  характеризуют  новый  класс
ГТУ  для  полупиковых  нагрузок  электрической
сети.  Удельные  капитальные  затраты  должны
быть  сопоставимы  с  затратами  на  используе¬
мые  в  настоящее  время  пиковые  ГТУ  при  более
высоком  КПД  по  сравнению  с  существующими
паросиловыми  блоками.  При  этом  должен  быть
обеспечен  широкий  диапазон  регулирования
нагрузки,  значительно  упрощена  эксплуатация
ГТУ  при  их  высокой  маневренности.
 Решение  поставленных  CAGT  задач  и
полученные  результаты  исследований  различ¬
ных  циклов  найдут  применение  в  перспективе.
 3.11.4. 	ПРОГРАММА  «VISION  21»
 Так  как  программа  ATS  практически  ус¬
пешно  выполнена,  была  разработана  програм¬
ма  «Vision  21»  по  разработке  ГТУ  начала  ново¬
го  века  с  дальнейшей  перспективой  достиже¬
ния  к  2030  г.  в  экологически  чистых  (почти
нулевые  выбросы  С02,  NOx  и  твердых  частиц)
комбинированных  установках  КПД  75%  [99].
Реализация  программы  разработки  ГТУ  ново¬
го  поколения  в  2007—2008  гг.  предусматривала
вхождение  в  рынок  с  высокоманевренными
машинами  (проект  FMGT),  КПД  которых  в
простом  цикле  не  менее  47%  (по  низшей
удельной  теплоте  сгорания),  число  пусков  ГТУ
в  год  400,  диапазон  регулирования  50%,  высо¬
кий  КПД  при  частичной  нагрузке,  пуск  не  бо¬
лее  чем  за  10  мин  (до  полной  нагрузки),  а  ка¬
питальные  и  эксплуатационные  затраты  сни¬
жены  на  15%  по  сравнению  с  действующими
аналогичными  ГТУ  [104].  Кроме  того,  должна
быть  предусмотрена  возможность  сжигания  в
камере  сгорания  ГТУ  нескольких  видов  топ¬
лив.  В  дальнейшем  согласно  программе  новые
установки  кроме  электроэнергии  должны  про¬
изводить  ряд  чистых  химикатов  и  сырья.  Диа¬
пазон  единичных  мощностей  разрабатываемых
ГТУ  (до  2008  г.)  —  30...200  МВт.  Предшест¬
вующие  программы  CAGT  и  ATS  наиболее  со¬
ответствовали  поставленным  задачами.
 Как  уже  отмечалось,  фирма  GE  представ¬
лена  ГТУ  LMS100  с  промежуточным  охлажде¬
нием  при  сжатии  воздуха  на  50  и  60  Гц,  отве¬
чающая  поставленным  задачам  программы
CAGT  и  первому  этапу  программы  «Vision  21».
Первые  испытания  ГТУ  проведены  в  2004  г.
при  стандартной  кольцевой  камере  сгорания,  а
затем  комплектной  ГТУ.  ГТУ  первых  поставок
должны  иметь  «сухую»  низкоэмиссионную  ка¬
меру  сгорания  (NOx  =  25  млн-1)  при  мощности
 98  МВт  и  КПД  46%.  Если  применить  экологи¬
ческое  впрыскивание  пара  для  достижения  того
же  уровня  выбросов  NOx,  то  LMS100  будет
иметь  мощность  104  МВт  при  КПД  48%  в  про¬
стом  цикле,  при  энергетическом  впрыскивании
пара  (цикл  STIG)  —  112  МВт  при  КПД  50%  и
при  низком  уровне  выбросов  NOx,  в  комбини¬
рованном  цикле  —  120  МВт  при  КПД  54%.  За
счет  дожигания  топлива  мощность  может  быть
повышена  до  150  МВт.  LMS100  —  трехвальная
установка  (см.  рис.  3.2.24).  Основные  показате¬
ли  ряда  зарубежных  ГТУ  высокого  уровня  ка¬
чества  приведены  в  табл.  3.11.1.
 Программа  «Vision  21»  рассматривается
как  долгосрочная,  но  ее  результаты  уже  начи¬
нают  проявляться.  Для  выполнения  програм¬
мы  налаживается  сотрудничество  между  про¬
мышленностью,  университетами,  исследова¬
тельскими  лабораториями  и  агентствами
США.  При  выполнении  программы  намечено
применение  ряда  существующих  технологий:
получения  кислорода  и  водорода;
высокотемпературных  теплообменников;
газификации  различных  видов  топлив;
перспективных  систем  очистки  горячих
газов;
 перспективных  систем  сжигания;
гибридных  систем  с  топливными  ячейками;
турбин,  работающих  на  нескольких  видах
топлива;
 производства  сопутствующих  продуктов.
 3.11.5. 	РОСТ  ОБЪЕМА  ПРОДАЖ  ГТУ
 Снижение  спроса  на  оборудование  для
АЭС,  крупных  гидроэлектростанций  и  ТЭС,
работающих  на  угле,  повышение  технического
уровня  ГТУ  и  комбинированных  установок  на
их  базе  способствовали  резкому  росту  продаж
газовых  турбин  на  мировом  рынке  в  конце
80-х 	—  начале  90-х  годов.  Только  за
 1989-1990  гг.  они  увеличились  в  2  раза.  Даль¬
нейший  рост  продаж  на  мировом  рынке  пока¬
зан  на  рис.  3.11.10.  Максимальные  темпы  рос¬
та  заказов  пришлись  на  1999-2002  гг.  Средняя
мощность  заказанных  ГТУ  составила  89  МВт
(в  мире)  и  116,2  МВт  (США).  Максимальное
число  заказов  для  США  пришлось  на  ГТУ
7001  FA  (171,7  МВт,  КПД  в  простом  цикле
36,2;  в  комбинированном  при  дубль-блоке
56,5%)  —  258  агрегатов  (19,2%).  Более  1/2  за¬
казанных  в  мире  ГТУ  имеет  единичную  мощ¬
ность  свыше  150  МВт.  Фирма  Сименс  —  Вес¬
тингауз  увеличила  выпуск  ГТУ  от  40  до  125  в
год,  GE  —  от  212  до  281  в  2002  г.

3.11.1.  Основные  показатели  рада  серийно  выпускаемых  зарубежных  ГТУ,  включая  созданные  на  базе  конвертированных  ГТД,
 высокого  уровня  качества
 РОСТ  ОБЪЕМА  ПРОДАЖ  ГТУ
 775
 501-KB7S
 (Роллс-Ройс)
 5,25
 31,5
 21,14
 13,9
 -
 498,0
 14  600
 1992
 «Mercury-50»
(Солар)
 4,6
 38,5
 17,80
 9,9
 1162,8
 374,0
 1500/1800
 1997
 ГТУ  (фирма)
 ST-40
(Прэт  и  Витней)
 4,039
 33,1
 13,90
 16,9
 -
 544,0
 14  875
 1999
 Тип,  марка  ]
 501-KB5S
 (Роллс-Ройс)
 3,897
 29,1
 15,38
 10,3
 -
 560,0
 14  200
 1990
 Г)
 ASE  50  (МН1
 3,532*
 29,6*
 13,79
 10,2
 1104,5
 562,0
 15  400
 1999
 «Makila»
 (Турбомека)
 1,05
 27,1
 5,44
 9,6
 -
 505
 1500/1800
 1988
 Показатели
 Мощность  ГТУ1,  МВт
 КПД  ГТУ1,  %
 Расход  воздуха  на  входе  в  компрессор,
кг/с
 Степень  повышения  давления  воздуха
 в  компрессоре
 Температура  газа  перед  турбиной  (перед
рабочим  аппаратом  первой  ступени),  °С
 Температура  газа  за  ГТУ,  °С
 Частота  вращения  ротора  турбины  (си¬
ловое/электрогенератора,  мин-1
 Начало  производства,  год

Продолжение  табл.  3.11.1
 776
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 CN
 ON
 о
 ON
 о
 ON
 1Г)
 ON
 40
 т"н
 1—1  оо
 IГ)  IГ)
 а
 S
 ё
 >>
 £
 аз
 *
 а
 с
 S
 Н
 г  (D
 ОО  СП  £
 h  ab
Uh  С  s
 w  PQ
 г-
 ОО
 40
 оо
 1  ^
 ON
 1  ^
 ОО
 o
 о
 40
 m
 о
 о
 о
 I  I
 I  I
 °  U
 CS)  V.
 ON
 4o"
 О
 Г-
 О
 ON
 1Г)
 ON
 ON
 '“н
 I  I
 о 	_
^  а
 сл  аЗ
 II
 H  w
 I  I
 40  5  О
5"  x
 ^  S  й
JC  s  о
 >  K!=T
 I  I
 170
 40  а
 сл  03
 i  §
з  y,
 н  w
 VO
 ON
 О
 С
 О
 e
 Л
 я
 <D
 e
 s
 о
 О
 3
 КТ
 .S  д
 о  S
 &  s
 |!
 I:
 Oh  i
 S  l>
 Я  о
t  &
s.  jj
g  >
о  «
н  о
о  n
 м  °
 PQ
 о
 X
 о
 e
 S
 §
 s
 а
 с
 н
 PQ
 s
 C  ¥
fS  §
 о  ю
О  о
 5  д
Ё?  °
о  S
 РЗ
 о
 я
 о
 с
 S
 о
 К
 Он
 е  «
-  о
 ^  £
£г
 О  О
 «
о
X
V
о
 _  ч
 l=J  ю
ю

Продолжение  табл.  3.11.1
 РОСТ  ОБЪЕМА  ПРОДАЖ  ГТУ
 777
 Trent  60DLE
(Роллс-Ройс)
 1Г)
 41,6
 160,4
 УГ)
 ГО
 1200
 428
 3000
 1996
 64,12
 129,3
 52,8
 52,8
 FT8  Twin  Рас
(Прэт
и  Виктней)
 51,35
 38,4
 169,6
 19,3
 1
 457
 3000/  3600
 1990
 66,75
 50,4
 03
 5
 а
 SGT-800
 (Сименс)
 45,0
 37,0
 130,2
 19,3
 1200,0
 538,0
 0099
 1998
 63,9
 129,1
 53,0
 53,5
 S
 >>
 t
 аз
 а
 03
 S
 PG  6591С
(GE)
 42,3
 36,3
 117,0
 On
 г--
 40
 (N
 (Г)
 574,0
 7100
 2003
 62,8
 130,7
 54,0
 54,4
 С
 S
 н
 LM6000  PD
(GE)
 41,71
 ОО
 о
 128,6
 29,3
 1
 436,0
 г-
сч
40
<Г)
 1994
 52,85
 106,0
 52,3
 52,4
 PGT-25+
 (GE)
 30,23
 39,6
 84,3
 21,5
 1
 500,0
 6100
 1996
 1  1
 1  1
 LM  2500+2Stg
(GE)
 30,06
 39,7
 69,7
 21,4
 1
 500,5
 6100
 2002
 1  1
 1  1
 Показатели
 Мощность  ГТУ1,  МВт
 КПД  ГТУ1,  %
 Расход  воздуха  на  входе  в  компрессор,
кг/с
 Степень  повышения  давления  воздуха
в  компрессоре
 Температура  газа  перед  турбиной  (перед
рабочим  аппаратом  первой  ступени),  °С
 Температура  газа  за  ГТУ,  °С
 Частота  вращения  ротора  турбины  (си¬
ловое/электрогенератора,  мин-1
 Начало  производства,  год
 Мощность  ПГУ,  МВт,  при  компоновке:
 моноблочной
 дубль-блочной
 КПД  ПГУ,  %,  при  компоновке:
 моноблочной
 дубль-блочной

Окончание  табл.  3.11.1
 778
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 449
 M701G
 (MHI)
 GT  26*3
(Алстом)
 Тип,  марка  ГТУ  (фирма)
 V94.3A4
 (Ансалдо
 Енерджи)
 M701F
 (MHI)
 PG  9371  FB
(Бхарат  Хейви
Электрикал)
 LMS  100  РВ*2
(GE)
 Показатели
 Мощность  ГТУ1,  МВт
 КПД  ГТУ1,  %
 Расход  воздуха  на  входе  в  компрессор,
кг/с
 Степень  повышения  давления  воздуха
в  компрессоре
 Температура  газа  перед  турбиной  (перед
рабочим  аппаратом  первой  ступени),  °С
 Температура  газа  за  ГТУ,  °С
 Частота  вращения  ротора  турбины
(силовой)/электрогенератора,  мин-1
 Начало  производства,  год
 Мощность  ПГУ,  МВт,  при  компоновке:
моноблочной
дубль-блочной
 КПД  ПГУ,  %,  при  компоновке:
моноблочной
дубль-блочной
 *  С  учетом  потерь  входа  и  выход.
 *2  С  промежуточным  охлаждением  воздуха  при  сжатии.
*3  С  двумя  подводами  теплоты  к  газу.
 *4  Перед  первым  сопловым  аппаратом.
 1  Базовая  на  выводах  электрогенератора.

РОСТ  ОБЪЕМА  ПРОДАЖ  ГТУ
 779
 Рис.  3.11.10.  Объемы  заказов  на  ГТУ  N  (млн  кВт)  в  мире  и  в  США
(по  данным  каталогов  «GTW  Handbook»):
 | 	| 	— 	в 	мире; 	— 	в 	США
 Проводимая  политика  либерализации  ог¬
ромного  энергетического  рынка  США  и  рын¬
ков  других  стран  способствовала  такому  увели¬
чению  вводимых  энергоустановок  на  базе,  в
большей  мере,  современных  ГТУ.  Однако  ре¬
кордные  объемы  продаж  ГТУ  привели  в  2000  г.
к  тому,  что  стоимость  природного  газа  в  США
возросла  более  чем  в  3  раза.  Одновременно  это
привело  к  нехватке  высококвалифицированных
инженерно-технических  фирм  для  руководства
новыми  энергетическими  проектами.  Поэтому
в  следующие  1,5  года  (2000-2001  гг.)  произош¬
ло  некоторое  снижение  (в  мощностном  выра¬
жении)  объема  продаж  ГТУ  по  сравнению  с
предыдущим  аналогичным  периодом.  Общая
мощность  заказанных  ГТУ  в  мире  снизилась  до
99,5  млн  кВт  (примерно  на  20%),  и  в  США  —
до  69,7  млн  кВт  (на  18%).  При  этом  единичная
мощность  заказанных  для  США  ГТУ  сохрани¬
лась  (116,2  МВт),  а  в  остальном  мире  значи¬
тельно  снизилась.  В  целом  для  энергетики
средняя  мощность  заказанных  ГТУ  уменьши¬
лась  от  89  МВт  до  30,9  МВт,  а  общее  число  за¬
казанных  ГТУ  возросло  с  1344  до  1565  единиц
(на  16,5%).  Это  произошло  из-за  большей  де¬
централизации  электро-  и  теплоснабжения,
вызвавшей  заказ  большого  количества  мало¬
мощных  (от  0,2  МВт)  ГТУ.
 С  2001  г.  по  июнь  2002  г.  для  энергетики
в  мире  заказано  рекордное  число  ГТУ,  как  по
 количеству,  так  и  по  суммарной  мощности  7VZ:
1437  агрегатов  7VZ  =  144,9  МВт,  в  США  —
919  агрегатов  7VZ  =  109,54  млн  кВт  (75,6%)  при
ее  среднем  значении  Necp  =  120,1  МВт.  Сред¬
нее  значение  единичной  мощности  заказов
этих  1,5  лет  в  мире  Ne  ср  =  100,8  МВт.
В  США  —  377  агрегатов  MS  7001  IFA  (FB),
17  агрегатов  W501G  и  M501G  и  восемь  GT  24.
 В  последующие  два  года  в  мире  для  нужд
электро-  и  теплоэнергетики  в  63  странах  для
работы  преимущественно  на  природном  газе
большей  частью  в  составе  комбинированных  и
когенерационных  установок  заказано  1074  ГТУ
при  Necр  =  70,3  МВт,  =  75,5  МВт.  Среди
них  119  агрегатов  единичной  мощностью
Ne  >  250  МВт  (табл.  3.11.2).  Современных  ГТУ
стационарного  типа  серий  F,  FA,  FB,  FD,
V64.3A  -  V94.3A,  GTX,  GT-24,24B/26B,  G,  Н
заказано  192  агрегата  (18%  общего  объема  зака¬
за)  с  КПД  в  ПГУ  54,2...60%.
 Цены  на  ГТУ,  включающую  однотоплив¬
ную  установку,  воздухо-охлаждаемый  электро¬
генератор,  кожух,  раму,  стандартные  входной
и  выходной  воздуховод  и  газоход,  выходной
глушитель,  стандартную  систему  управления,
противопожарную  систему  и  систему  пуска
(цены  FOB  —  франко-борта  парохода),  за  по¬
следние  15  лет  росли  медленнее  инфляции
ввиду  того,  что  ГТУ  —  все  еще  развивающийся
тип  энергоустановки.  В  2003  г.  по  причине

780
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 3.11.2.  Объем  заказов  на  ГТУ  в  2002-2003  гг.  в  мире
 Страна
 Число  агрегатов
 N£,  млн  кВт
 Ne  cpj
МВт
 США
 183
 21,2
 116
 Китай
 45
 10,1
 223,8
 Испания
 37
 6004,8  МВт
 162,3
 Италия
 40
 4718,2  МВт
 118
 Япония
 423
 4338,5  МВт
 10,6
 Германия
 35
 2684,7  МВт
 76,7
 Иран
 17
 1974,8  МВт
 116,2
 Россия
 15
 350,5  МВт
 23,4
 большой  конкуренции  среди  производителей
ГТУ  цены  ГТУ  мощностью  более  40  МВт  су¬
щественно  снизились  от  15  до  30%
(рис.  3.11.11).  Фирмы-производители  ГТУ
стремятся  получать  прибыль,  заключая  с  за¬
казчиками  контракты  на  сервисное  обслужи¬
вание  ГТУ  в  течение  ее  жизненного  цикла.
 3.11.6. 	ПЕРСПЕКТИВА  РАЗВИТИЯ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ  УСТАНОВОК  С  ГТУ
 Как  отмечалось  выше,  температура  факе¬
ла  в  камере  сгорания  не  должна  превышать
1590  °С  из-за  недопустимого  роста  NOx,  но
 при  охлаждении  направляющих  лопаток  пер¬
вой  ступени  турбины  и  переходного  патрубка
паром  по  замкнутой  схеме  она  может  быть  по¬
вышена  до  1550  °С  перед  ротором.  Некоторое
повышение  начальной  температуры  газа  при
соответствующем  снижении  температуры  фа¬
кела  в  камере  сгорания  и  совершенствовании
систем  охлаждения  элементов  горячего  тракта
ГТУ  возможно  при  отработке  доступных  высо¬
котемпературных  катализаторов  необходимого
ресурса  работы.
 Некоторое  повышение  технико-экономи¬
ческих  показателей  ГТУ  возможно  при  приме¬
нении  усложненных  циклов,  например  HAT,
 Рис.  3.11.11.  Снижение  удельной  стоимости  5/кВт  ГТУ  простого  цикла  единичных  мощностей
Ne  =  40...340  МВт  в  2003  г.  по  сравнению  с  2002  г.:
 • 	-  2002  г.;  ■  -  2003  г.

ПЕРСПЕКТИВА  РАЗВИТИЯ  ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ  УСТАНОВОК  С  ГТУ
 781
 CHAT,  показанных  на  рис.  3.11.5,  а,  б,  CASH
(Compressed  Air  Storage  with  Humidification)
(рис.  3.11.12)  с  КПД  68,3%  при  турбиной  груп¬
пе  серии  «F»  [108].  CASH  —  комбинация  влаж¬
но-воздушной  ГТУ  с  воздухоаккумулирующей
электростанцией  для  пиковой  нагрузки.
 Дальнейший  рост  начальной  температу¬
ры  газа  в  энергоустановках  возможен  при  ис¬
пользовании  водородной  технологии  (подачей
в  камеры  сгорания  водорода  и  кислорода),  ко¬
торая  исключает  или  существенно  снижает
вредные  экологические  выбросы  (С02,  NOx  и
S02),  а  также  в  гибридных  циклах  с  использо¬
ванием  топливных  элементов  (ТЭ)  в  виде  рас¬
средоточенных  источников  электроэнергии,
горячей  воды  и  кондиционирования  воздуха
единичной  мощностью  от  200  кВт  до  40  МВт
[106].  В  США  с  2000  г.  увеличен  объем  финан¬
сирования  в  области  разработки  систем  с  ТЭ  с
тем,  чтобы  в  начале  2004  г.  использовать  но¬
вые  технологии  в  промышленности,  а  к  2010  г.
завершить  их  совершенствование.  Ожидается,
что  КПД  энергоустановок  малой  мощности
(до  200  кВт)  составит  сначала  50...60%,  а  затем
около  80%  при  работе  в  промышленном  и
энергетическом  секторах,  а  удельные  капи¬
тальные  затраты  сократятся  в  3  раза  при  исп-
льзовании  гибридных  установок.
 Одна  из  возможных  схем  установки  с  ТЭ
показана  на  рис.  3.11.13  (для  низкотемпера¬
турного  ТЭ),  а  ее  основные  технико-экономи¬
ческие  данные  —  на  рис.  3.11.14  [39].  В  основу
энерготепловых  установок  закладываются  ТЭ
с  электролитической  полимерной  мембраной
 (РЭМ)  на  основе  твердых  оксидов  (SOFC)  или
расплавленной  соли  угольной  кислоты  (карбо¬
ната)  —  MCFC.  Разработками  таких  установок
заняты  многие  фирмы.  Фирма  Сименс  Вес¬
тингауз,  занимающая  ведущее  место  в  разра¬
ботке  перспективных  трубчатых  ТЭ  с  твердым
электролитом,  участвует  в  раде  проектов  соз¬
дания  гидридных  систем  с  ТЭ  на  основе  тех¬
нологии  SOFC,  в  том  числе  в  сооружении  ус¬
тановок  с  использованием  ГТУ  «Мерку-
рий-50»  фирмы  Солар.
 Несколько  фирм  сотрудничает  также  с
компанией  Фуел  Селл  Энерджи  (ФСЭ)  в  реа¬
лизации  проектов  распределенных  систем
производства  энергии  (для  вычислительных
центров,  госпиталей  и  других  объектов,  в  ко¬
торых  необходимо  иметь  надежные  качествен¬
ные  источники  электроэнергии):  разрабатыва¬
ет  системы  ТЭ  на  основе  расплавленных  солей
угольной  кислоты.  Объемы  промышленного
производства  предполагаются  не  менее
50  МВт  в  год  для  ТЭ  с  MCFC  и  30  МВт  в  год
для  ТЭ  с  SOFC.  Эти  ТЭ  обеспечивают  доста¬
точно  высокие  температуры  на  выходе,  необ¬
ходимые  для  работы  ГТУ.  Фирма  Сименс  Вес¬
тингауз  планирует  выпуск  ТЭ  с  SOFC  под  ат¬
мосферным  давлением  в  диапазоне  мощно¬
стей  250...  1000  кВт.  На  рис.  3.11.15  ТЭ  и  пре¬
образователь  (реформер)  3  топлива  показаны  в
виде  отдельных  компонентов  схемы.  Фирма
ФСЭ  использует  схемы  ТЭ  прямого  действия,
включающие  катализатор  преобразователя  то¬
плива  непосредственно  в  структуре  ТЭ.  В  пре¬
образователь  (реформер)  топлива  подают  ме-
 Рис.  3.11.12.  Тепловая  схема  установки  с  циклом  CASH
(сочетание  влажно-воздушного  газотурбинного  цикла  и  ВАТТУ):
 1  —  охладитель;  2  —  аккумулятор  горячей  воды;  3  —  увлажнитель  воздуха;  4  —  регенератор;
5  —  экономайзер;  6  —  водяной  улавливатель;  7  —  подземный  воздушный  аккумулятор

782
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 Рис.  3.11.13.  Тепловая  схема  комбинированной  установки  с  гибридным  циклом  на  основе  топливных
элементов  (ГТУ,  котел-утилизатор  и  паровая  турбина):
 1 	—  промежуточный  охладитель  воздуха  при  сжатии  в  КНД;  2  —  регенератор;  КС  —  камера  сгора¬
ния;  3  —  преобразователь  (реформер)  топлива;  4  —  конденсационная  паровая  турбина;  5  —  поли¬
мерная  электролитическая  протонообменная  мембрана
 да  и  анода,  дают  постоянный  электрический
ток.  Часть  оставшихся  электронов  и  протонов
связывается  на  катоде  2  и,  соединяясь  с  кисло¬
родом  воздуха,  выделяет  теплоту,  воду  и  диок¬
сид  углерода.  Постоянный  ток  поступает  на
устройство  преобразования  постоянного  тока  в
переменный.  Последний  объединяется  с  пере¬
менным  током  от  электрогенераторов,  приво¬
димых  ГТУ.  Создан  рад  демонстрационных  ус¬
тановок  на  базе  ТЭ,  некоторые  из  которых  до
 2001 	г.  работали  в  течение  18  месяцев.  Это
практически  экологически  чистые  энергоуста¬
новки  с  выбросом  NOx  менее  0,5  млн-1  и  не
менее  чем  в  2  раза  меньшими  выбросами  С02.
 При  повышении  рабочего  давления  до
100  МПа  максимальная  мощность  электро¬
энергии  от  одного  трубчатого  ТЭ  увеличивает¬
ся  на  10%,  кроме  того,  существенно  снижают¬
ся  габаритные  размеры  всех  теплообменников
(см.  рис.  3.11.14).
 Основным  стандартным  элементом  для
создания  новых  систем  с  ТЭ  может  быть  не¬
большой  по  размерам  твердотельный  модуль
выходной  мощностью  около  5  кВт,  который
можно  выпускать  серийно  и  первоначально
использовать  в  системах  коммунального  хо¬
зяйства  или  для  покрытия  расхода  электро¬
энергии  на  вспомогательные  нужды.  Исполь¬
зование  стандартных  блоков  позволит  сущест-
 Рис.  3.11.14.  Зависимости  электрического  КПД
1)эл  и  мощностей  установки  (долей  газотурбинной
и  паротурбинной  мощностей),  показанной
на  рис.  3.11.13,  от  степени  повышения  давления  е
в  цикле
 тан  СН4  и  пар  Н20,  которые  в  присутствии
платинового  катализатора  и  повышенной  тем¬
пературы  превращаются  в  водород  и  моноок¬
сид  углерода:  СН4  +  Н20  <=>  ЗН2  +  СО.
 Принцип  работы  топливного  элемента
следующий  (рис.  3.11.15)  [40].  При  контакте  с
анодом  1  водород  распадается  на  протоны  и
электроны,  протоны  свободно  проходят  через
мембрану,  а  электроны,  вращаясь  вокруг  като-

ПЕРСПЕКТИВА  РАЗВИТИЯ  ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ  УСТАНОВОК  С  ГТУ 	783
 Рис.  3.11.15.  Схема  работы  полимерной  электролитической  мембраны  на  основе  твердых  оксидов
(SOFC)  или  расплавленной  соли  угольной  кислоты  —  карбоната  (MCFC):
 1 	—  сторона  анода;  2  —  сторона  катода
 венно  сократить  стоимость  их  производства.
При  применении  в  более  крупных  энергосис¬
темах  базовые  модули  можно  объединять  по
схеме,  аналогичной  схеме  соединения  элек¬
трических  батареек,  что  позволит  исключить
необходимость  использования  пакетов  ТЭ,
спроектированных  с  учетом  требований  заказ¬
чика  к  характеристикам  удельной  мощности
ТЭ.  Задачей  программы  развития  энергетики  в
США  на  ближайшее  время  является  переход  к
выпуску  ТЭ  средней  мощности,  предназначен¬
ных  для  использования  на  коммерческих  и  не¬
больших  промышленных  установках,  а  затем
на  центральных  электростанциях.
 Выпускаемые  в  настоящее  время  ТЭ  с
твердым  электролитом  можно  подразделить  на
два  типа:
 1) 	конструкции  на  основе  электролитов
из  двуоксида  циркония,  стабилизированной
оксидом  иттрия  (YSZ),  с  рабочими  температу¬
рами  1000  °С;
 2) 	конструкции,  рассчитанные  на  пони¬
женные  до  800  °С  рабочие  температуры,  на  ос¬
нове  электролитов  из  YSZ  или  других  материа¬
лов,  например  легированных  оксидом  церия.
 Создается  развитая  производственная  ба¬
за  для  изготовления  и  пакетирования  ТЭ,
предназначенных  для  энергооборудования
 разного  типа  [106].  Стало  реальностью  появле¬
ние  разрабатываемых  в  течение  ряда  лет  мик¬
ротурбин  мощностью  30...500  кВт,  предназна¬
ченных  для  гибридных  установок  с  ТЭ  для  ав¬
тономной  работы  по  выработке  электроэнер¬
гии,  а  также  для  использования  их  в  системах
охлаждения,  отопления  и  в  качестве  механиче¬
ских  приводов.  При  простых  циклах  микро¬
турбины  с  регенераторами  должны  иметь  КПД
до  38...40%.
 В  США  выпущены  промышленные  образ¬
цы  микротурбин  (1000  турбин),  которые  рабо¬
тают  в  самых  различных  областях  промышлен¬
ности  (от  нефтяной  до  пивоваренной).  Фирма
Ингерсолл-Ренд  имеет  лучшие  образцы  таких
турбин,  а  фирма  DTE,  объединенная  с  фирмой
Пратт  и  Уитни  (Канада),  создала  первый  про-
тотипный  образец  такой  машины.
 Национальная  программа  изучения  и
развития  термических  циклов  и  концепций
оборудования  для  водородокислородных  элек¬
тростанций  развивается  в  Японии  с  1995  г.
Первый  трехлетний  контракт  был  заключен  с
фирмой  Вестингауз  для  ПТУ  с  начальной  тем¬
пературой  пара  1700  °С.  По  существу  —  это
цикл  Ренкина,  с  конструктивными  элемента¬
ми  газовых  турбин.  Сжигание  водорода  в  среде
 О2 	происходит  в  камере  сгорания,  один  из  ва¬

784
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 Рис.  3.11.16.  Тепловая  схема  установки  с  оптимизированным  паровым  циклом  с  двумя  подводами  теп¬
лоты  и  рекуперацией  (котлом-утилизатором)  при  сжигании  водорода  в  среде  кислорода  номинальной
 мощностью  500  МВт:
 —  —  пар; 	—  вода  и  охлаждающий  пар
 риантов  тепловой  схемы  предполагает  проме¬
жуточное  сжатие  водяного  пара  в  осевом  ком¬
прессоре,  введение  современных  систем  замк¬
нутого  парового  охлаждения  элементов  горя¬
чего  тракта  паровых  турбин.  Применены  вто¬
рой  подогрев  пара  в  камере  сгорания  низкого
давления  и  рекуператор  в  виде  котла-утилиза¬
тора.  После  создания  демонстрационной  пи¬
лотной  установки  мощностью  50...60  МВт  и
КПД  (нетто)  65%  прототипная  натурная  уста¬
новка  мощностью  500  МВт  рассматривается  в
 двух  вариантах:  быстро  и  длительно  создавае¬
мая.  При  одинаковой  мощности  эти  варианты
установок  имеют  разные  КПД  по  низшей
удельной  теплоте  сгорания:  соответственно
 65,2 	и  71,4%.  Оптимальный  вариант  схемы  ус¬
тановки  этого  цикла  приведен  на  рис.  3.11.16,
его  основные  параметры  в  точках  —  в
табл.  3.11.3  (обозначенных  цифрами  в  кружоч¬
ках).  КПД  равен  72%  [95].  Выбросы  веществ  в
этой  схеме  отсутствуют,  кроме  незначитель¬
ных  утечек  пара  (воды).
 3.11.3.  Проектные  параметры  пара,  кислорода  и  водорода  в  оптимизированном  паровом  цикле
мощностью  500  МВт  и  КПД  71,9  %  (в  точках  схемы,  соответствующих  рис.  3.11.16)
 Элемент  схемы  и  направления  потоков
 Давление,
 кгс/см2
 Весовой
расход,  кг/с
 Температура,
 °С
 1.  Котел-утилизатор  (рекуператор)
 вход  (1)
 380,0
 104,2
 100
 2.  Турбина  высокого  давления:
 вход  (2)
 343,0
 104,2
 750
 выход  (3)
 74,0
 104,2
 464
 3.  Высокотемпературная  турбина  высокого  давления:
 вход  (4)
 70,0
 115,8
 1700
 выход  (5)
 10,0
 133,1
 1146
 4.  Высокотемпературная  турбина  среднего  давления:
 вход  (6)
 9,0
 148,0
 1700
 выход  (7)
 1,0
 156,1
 1129

ГТУ  ЗАМКНУТОГО  ЦИКЛА  НА  ГЕЛИИ  ДЛЯ  АТОМНОЙ  ЭНЕРГЕТИКИ
 785
 Окончание  табл.  3.11.3
 Элемент  схемы  и  направления  потоков
 Давление,
 кгс/см2
 Весовой
расход,  кг/с
 Температура,
 °С
 5.  Турбина  низкого  давления:
 вход  (8)
 1,0
 156,1
 148
 выход  (9)
 0,1
 145,1
 33
 6.  Камера  сгорания  высокого  давления:
 вход  02  (10)
 —
 25,7
 —
 вход  Н2  (11)
 -
 3,2
 —
 7.  Камера  сгорания  низкого  давления:
 вход  02  (12)
 —
 20,4
 —
 вход  Н2  (13)
 -
 2,6
 -
 Параллельно  с  этим  проектом  Япония
участвует  в  долгосрочной  (до  2020  г.)  междуна¬
родной  программе  получения  чистой  энергии
при  сжигании  водорода  (WE  —  NET)  в  каме¬
рах  сгорания  газовых  турбин  с  начальной  тем¬
пературой  1700  °С  [42].  Помимо  концепций
схемных  и  конструктивных  решений  по  энер¬
гоустановке  прорабатываются  различные  сис¬
темы  охлаждения:  1)  водяное  замкнутое  на¬
правляющих  лопаток  и  паровое  замкнутое  ра¬
бочих  лопаток  турбин;  2)  замкнутая  система
охлаждения  паром  направляющих  и  рабочих
лопаток;  3)  открытая  система  охлаждения  все¬
го  лопаточного  аппарата  турбин.  Первый  ва¬
риант  охлаждения  показал  лучшие  результаты
как  по  КПД,  так  и  по  мощности  установки.
Для  лопаток  предусмотрены  ТБП  толщиной
 0,3  мм,  а  в  случае  водяного  охлаждения  —
сплавы  на  медной  основе  [95].
 3.11.7. 	ГТУ  ЗАМКНУТОГО  ЦИКЛА
НА  ГЕЛИИ  ДЛЯ  АТОМНОЙ  ЭНЕРГЕТИКИ
 После  почти  20-летней  утраты  интереса  к
развитию  атомной  энергетики  и  созданию
атомных  реакторов  нового  поколения  во  мно¬
гих  странах  вновь  возрастает  стремление  к  бо¬
лее  широкому  внедрению  АЭС.  Например,  в
соответствии  с  энергетической  стратегией
России  доля  выработки  электроэнергии  на
АЭС  к  2030  г.  должна  быть  доведена  до  30%
(при  сегодняшней  доле  16%).
 Так  как  в  перспективе  необходимо  повы¬
шать  КПД  выработки  электроэнергии  на  АЭС
(по  сравнению  с  30%  на  блоках  ВВЭР  и
РБМК),  следует  увеличивать  температуру  газо¬
вого  теплоносителя.  Этому  требованию  в
 большей  мере  соответствует  гелиевый  газовый
теплоноситель  и  высокотемпературные  газоох¬
лаждаемые  реакторы  ВТГР  (HTGR).
 В  середине  50-х  годов  в  Великобритании
появилась  идея  создания  реакторов  на  тепло¬
вых  нейтронах  с  химически  инертным  гелие¬
вым  теплоносителем  в  сочетании  с  графито¬
вым  замедлителем  и  топливом  на  основе  кера¬
мических  материалов  [55],  что  позволило  бы
увеличить  температуру  за  реактором  до
1000  °С  и  выше,  а  КПД  выработки  электро¬
энергии  при  использовании  замкнутых  гелие¬
вых  регенеративных  ГТУ,  одновременно  обес¬
печивающих  прокачку  гелия  по  контуру  и  вы¬
работку  электроэнергии  присоединенным
электрогенератором  на  уровне  50...51  %.  В  слу¬
чае  добавления  в  схему  паросиловой  установ¬
ки  КПД  возрастает  дополнительно.  Уровень
давления  в  гелиевом  контуре  около
 8...  10  МПа.  Тепловая  мощность  такого  реакто¬
ра  составляет  несколько  тысяч  МВт,  что  по¬
зволяет  обеспечить  суммарную  электрическую
мощность  порядка  тысячи  МВт  и  более.
 В  1966-1968  гг.  были  запущены  экспери¬
ментальные  реакторы  с  гелиевым  охлаждением:
АЭС  Peach  Bottom  (США)  электрической  мощ¬
ностью  40  МВт;  АЭС  Julich-AVR  (Германия)
электрической  мощностью  15  МВт;  АЭС  ENEA
«Dragon»  (Великобритания)  тепловой  мощно¬
стью  20  МВт  [56].  Реактор  «Dragon»  не  был
рассчитан  на  производство  электроэнергии
(практически  имел  оборудование  первого  кон¬
тура).  Реакторы  «Peach  Botton»  и  «Dragon»  бы¬
ли  остановлены  соответственно  в  1974  г.  и
1976  г.,  AVR  —  в  1985  г.  На  реакторе  AVR  был
достигнут  самый  высокий  коэффициент  ис¬
пользования  установленной  мощности  —  0,9.

3.11.4.  Техническая  характеристика  ряда  выпускаемых  отечественных  ГТУ,  включая  конвертированные  авиационные  и  судовые  ГТД,
 а  также  производимых  по  лицензиям  и  на  совместных  предприятиях
 786 	Глава 	3.11. 	ПЕРСПЕКТИВЫ 	РАЗВИТИЯ 	ГТУ
 Тип,  марка  ГТУ  (предприятие-изготовитель)
 ГТЭ-6
 ГТЭ-4
 ГТЭС-2,5*1
(ОАО  «НПО  Сатурн»)
 ГТГ-1500-2
(ОАО  «Пролетарский
завод»)
 ГТЭ-1200
(ЗАО  «Турбомашины»)
 Показатели
 Мощность  ГТУ  электрическая
(база)  на  выводах  электрогенера¬
тора,  МВт
 КПД  ГТУ  на  выводах  электроге¬
нератора,  %
 Расход  воздуха  на  входе  в  ком¬
прессор,  кг/с
 Степень  повышения  давления
воздуха  в  компрессоре
 Начальная  температура  газа  пе¬
ред  первым  сопловым  аппара¬
том,  °С
 Температура  газа  за  ГТУ,  °С
 Частота  вращения  ротора  турби¬
ны  (силовой)/электрогенерато-
ра,  мин-1
 Начало  производства,  год

Тип,  марка  ГТУ  (предприятие-изготовитель)
 ГТУ  ЗАМКНУТОГО  ЦИКЛА  НА  ГЕЛИИ  ДЛЯ  АТОМНОЙ  ЭНЕРГЕТИКИ
 787
 Продолжение  табл.  3.11.4
 НК-37
(ОАО  «СНТК
им.  Н.Д.  Кузнецова»)
 «Надежда»*7
(ОАО  «Невский  за¬
вод»)
 НК-14ЭБР
(ОАО  «СНТК
им.  Н.Д.  Кузнецо¬
ва»)
 ГТЭ-009М*4
(«Энергомаш
(ЮК)  Лимитед»)
 ГТУ-8  РМ
(ОАО  «НПО  Са¬
турн»)
 Показатели
 Мощность  ГТУ  электрическая
(база)  на  выводах  электрогенера¬
тора,  МВт
 КПД  ГТУ  на  выводах  электроге¬
нератора,  %
 Расход  воздуха  на  входе  в  ком¬
прессор,  кг/с
 Степень  повышения  давления
воздуха  в  компрессоре
 Начальная  температура  газа  пе¬
ред  первым  сопловым  аппара¬
том,  °С
 Температура  газа  за  ГТУ,  °С
 Частота  вращения  ротора  турби¬
ны  (силовой)  /  электрогенерато¬
ра,  мин-1
 Начало  производства,  год

788
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 Продолжение  табл.  3.11.4
 Тип,  марка  ГТУ  (предприятие-изготовитель)
 GT-8C
(Алстом  Пауэр  —  H3J1)
 Показатели
 ГТЭ-160*9  ГТЭ-180*10
 ГТЭ-1ЮОАО
«НПО  Сатурн»)
 ГТЭ-65
(ОАО  «Силовые
машины»)
 (ОАО  «Силовые  машины»)
 Мощность  ГТУ  электрическая
(база)  на  выводах  электрогенера¬
тора,  МВт
 КПД  ГТУ  на  выводах  электроге¬
нератора,  %
 Расход  воздуха  на  входе  в  ком¬
прессор,  кг/с
 Степень  повышения  давления
воздуха  в  компрессоре
 Начальная  температура  газа  пе¬
ред  первым  сопловым  аппара¬
том,  °С
 Температура  газа  за  ГТУ,  °С
 Частота  вращения  ротора  турби¬
ны  (силовой)  /  электрогенерато¬
ра,  мин-1
 Начало  производства,  год
 Мощность  ПГУ,  МВт,  при  ком¬
поновке:
 моноблочной
 дубль-блочной
 Проект  завершен
 С  2003  г.  в  опыт¬
но-производствен¬
ной  эксплуатации
 В  стадии
изготовления

ГТУ  ЗАМКНУТОГО  ЦИКЛА  НА  ГЕЛИИ  ДЛЯ  АТОМНОЙ  ЭНЕРГЕТИКИ
 789
 Окончание  табл.  3.11.4
 Тип,  марка  ГТУ  (предприятие-изготовитель)
 I  I
 GT-8C
(Алстом  Пауэр  —  НЗЛ)
 Показатели
 КПД  ПГУ,  %,  при  компоновке:
моноблочной
дубль-блочной
 ™'65  ГТЭ-ПООАО  I  ГТЭ-160'’  I  ГГЭ-1!°’“
 (ОАО  «Силовые 	игггл  ^  ч
 v 	«НПО  Сатурн»)
 машины»)  (ОАО  «Силовые  машины»)
 4  По  лицензии  ОАО  «Газпром»,  НПП  «Машпроект»  и  КБ  «Энергия»  на  двигатель  Д049.
*2  В  составе  теплоэлектростанций  с  тепловой  мощностью  до  4,5  МВт.
 *3  В  составе  теплоэлектростанций  с  тепловой  мощностью  до  17,7  МВт.
 *4  С  регенератором  и  на  магнитных  подшипниках.
 *5  На  валу  двигателя.
 *6  При  значении  степени  регенерации  0,9.
 *7  Цикл  с  промежуточным  охлаждением  и  регенерацией.
 *8  Брутто.
 *9  По  лицензии  фирмы  Сименс.
 *10  Совместно  с  ОАО  «Авиадвигатель».

790
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 Успешная  его  эксплуатация  на  первоначальных
проектных  параметрах  теплоносителя  (Гвх  =
=  175  °С,  Твых  =  850  °С)  позволила  перейти  к
работе  при  температуре  гелия  на  выходе  950  °С.
Суммарные  утечки  гелия  составили  0,1...0,3
объема  контура  в  сутки.  Экспериментальные
исследования,  проведенные  на  реакторе  для
проверки  его  надежности  в  аварийных  услови¬
ях  (выход  из  строя  газодувок,  заклинивание
аварийных  стержней,  аварии  главных  насосов
питательной  воды),  подтвердили  отличные  ка¬
чества  по  безопасности  этого  реактора.
 На  основе  опыта  эксплуатации  экспери¬
ментальных  реакторов  были  созданы  прото-
типные  установки  для  выработки  электро¬
энергии  на  АЭС:  «Fort  St.  Vrain»  (США)  с  ре¬
актором  HTGR  электрической  мощностью
330  МВт  (1978  г.)  и  «Schmehausen»  (Германия)
с  реактором  THTR  электрической  мощностью
300  МВт  (1984  г.).  Оба  реактора  —  с  ураното-
риевым  топливом.  Температура  гелия  на  выхо¬
де  соответственно  780  и  750  °С.  Эти  двухкон¬
турные  АЭС  имели  гелиевые  газодувки  с  при¬
водом  от  электродвигателя  (встроенного  в
контур)  или  от  вынесенной  за  пределы  реакто¬
ра  ПТУ.  Парогенераторы  при  этом  встроены  в
реактор.  КПД  АЭС  30...40%.
 Рядом  организаций,  в  том  числе  ОАО
«НПО  ЦКТИ»,  проектировались  газотурбоцир-
куляторы  (газодувки)  с  приводом  от  газовой
турбины  для  двухконтурных  АЭС.  Такой  газо-
турбоциркулятор  для  АЭС  с  ВГР-50,  рассчитан¬
ный  на  получение  50  МВт  электрической  мощ¬
ности,  показан  на  рис.  3.11.7.  Он  разработан  как
вариант  наряду  с  газодувкой  с  электроприводом.
Для  ВГР-50  предусмотрено  два  турбоциркулято¬
ра  с  характеристикой,  приведенной  ниже.
 Давление  газа  перед  турбиной,  МПа 		4
 Расход  газа  через  турбину,  кг/с 	 23,5
 Температура  газа,  °С:
 перед  компрессором 		250
 перед  турбиной 		850
 Степень  расширения  газа  в  турбине 	 1,07
 Частота  вращения  ротора,  мин-1 	 И  900
 Г  азотурбоциркулятор  выполнен  на  газо¬
статических  радиальных  и  упорных  подшипни¬
ках  на  гелии.  Для  обеспечения  несущей  спо¬
собности  газостатических  подшипников,  а  так¬
же  динамической  устойчивости  вращения  ро¬
тора  в  смазочной  системе  предусмотрен  вспо¬
могательный  малорасходный  гелиевый  ком¬
прессор,  дожимающий  гелий  от  4  до  4,5  МПа.
 Рис.  3.11.17.  Газотурбинный  циркулятор  на  гелии
для  первичного  контура  АЭС  мощностью  50  МВт
 В  настоящее  время  возможно  создание
абсолютно  надежных  газотурбоциркуляторов  с
необходимым  ресурсом  работы  между  осмот¬
рами  (ремонтами),  в  том  числе  на  активных
магнитных  подшипниках.  Такой  турбоцирку¬
лятор  обеспечит  прокачку  теплоносителя  че¬
рез  контур  при  увеличенном  гидравлическом
сопротивлении,  а  также  позволит  увеличить
расход  газа  через  контур  при  повышении  тем¬
пературы  газа  на  выходе  из  реактора,  повы¬
сить  надежность  АЭС  за  счет  автономности
его  работы  по  сравнению  с  электроприводом  и
паротурбинной  приводной  установкой,  соз¬
дать  практически  полную  герметичность  пер¬
вого  контура  и  исключит  опасность  его  загряз¬
нения  маслом,  увеличит  полезную  работу  и
экономичность  АЭС  на  величину  мощности
привода  газодувок.
 Охлаждаемые  гелием  исследовательские
ВТГР  HTTR-30  введены  в  1998  г.  в  Японии  с
температурой  гелия  950  °С.  В  Китае  сооружен
исследовательский  ВТГР  HTR-10  с  температу¬
рой  гелия  до  900  °С  [55].
 Высокий  уровень  температуры  гелия,
достигаемый  в  обоих  типах  активных  зон,  по¬
зволяет  применять  такие  реакторы  для  выра¬
ботки:
 электроэнергии  в  пароводяном  цикле  с
высоким  КПД;

ГТУ  ЗАМКНУТОГО  ЦИКЛА  НА  ГЕЛИИ  ДЛЯ  АТОМНОЙ  ЭНЕРГЕТИКИ
 791
 электроэнергии  в  прямом  замкнутом  газо¬
турбинном  цикле  с  одновременной  выработкой
теплоты  для  коммунального  теплоснабжения;
 теплоты  среднего  и  высокого  потенциала
для  различных  технологических  процессов  в
промышленности  (для  газификации  каменно¬
го  угля,  термохимического  разложения  воды,
реформинга  природного  газа  для  получения
водорода  и  метанола).
 В  процессе  экспериментальных  работ  с
гелиевыми  контурами,  включающими  ядерные
реакторы,  было  выявлено  взаимодействие
конструкционных  материалов  с  примесями,
попадающими  вместе  с  гелием  в  активную  зо¬
ну  реакторов  и  получающими  в  ней  наведен¬
ную  радиактивность.  К  таким  примесям,  за¬
грязняющими  чистый  гелий,  относятся  следы
водорода,  паров  воды  и  масла,  попадающие  в
контур  из  парогенератора,  водяных  и  масля¬
ных  подшипников,  при  пусках  и  остановах
АЭС.  Водород  появляется  при  облучении
ржавчины  в  трубных  пучках  парогенератора
протоками  из  активной  зоны  ядерных  реакто¬
ров,  а  также  из  теплообменников  в  установках
с  технологическими  процессами.  Следы  этих
примесей  в  течение  проектируемого  длитель¬
ного  срока  работы  оборудования  (30—40  лет)
могут  вызвать  заметное  ухудшение  прочност¬
ных  характеристик  сплавов,  примененных  для
элементов  контура  силовой  установки  [74].
Поэтому  необходимо  предусматривать  систему
очистки  гелиевого  теплоносителя  и  подбирать
соответствующие  условиям  эксплуатации
сплавы  для  элементов  первого  контура  [55].
 Отмеченные  выше  преимущества  одно¬
контурных  АЭС  с  замкнутыми  регенераторны¬
ми  ГТУ  (АЗГТУ)  привели  к  многочисленным
их  разработкам  в  60—70-х  годах,  как  в  нашей
стране,  так  и  за  рубежом,  на  различные  еди¬
ничные  мощности  реакторов  (до  1  млн.  кВт
электрической  мощности  и  более),  например
 [46]:  двух  по  500  МВт,  1200  МВт  фирмы
ББЦ-Зульцер  (рис.  3.11.18).  Начальные  пара¬
метры  гелия  перед  ГТУ  1200  МВт:  Рг  =  6  МПа,
Тт  =  950  °С,  частота  вращения  3000  мин-1.  Бы¬
ли  также  исследованы  гелиевые  ГТУ  замкну¬
того  цикла.  С  1974  г.  в  Оберхаузене  (Герма¬
ния)  работает  первая  в  мире  замкнутая  ГТУ  на
гелии.  Эта  установка  с  огневым  нагревом  ра¬
бочего  тела  до  750  °С  предназначена  для  выра¬
ботки  электрической  мощности  и  теплоты  и
спроектирована  так,  что  моделирует  условия
работы  установки  300  МВт.  Ее  электрическая
мощность  50  МВт,  тепловая  53,5  МВт
(рис.  3.11.19).  Расход  гелия  84,4  кг/с,  суммар¬
ные  потери  давления  10,4%,  КПД  31,8%.  Теп¬
лота  отбирается  только  в  концевом  газоохла-
дителе,  который  в  связи  с  этим  состоит  из
двух  секций:  высокотемпературной  (теплофи¬
кационной)  и  низкотемпературной,  охлаждае¬
мой  обычной  водой  [74].
 Высокотемпературная  исследовательская
замкнутая  гелиевая  установка  эксплуатирова¬
лась  с  1977  г.  на  стенде  в  исследовательском
центре  в  Юлихе  с  давлением  в  контуре  до
5  МПа  и  температурой  гелия  850...  1000  °С.  Цир¬
куляция  газа  осуществлялась  турбокомпрессо¬
ром,  имеющим  внешний  электрический  привод.
В  установке  отсутствовал  подогреватель,  нагрев
газа  до  850...  1000  °С  осуществлялся  за  счет  рабо¬
ты  компрессора,  потребляющего  86  МВт  мощ¬
ности,  из  которых  45  МВт  он  получал  от  ГТУ
гелиевой  турбины,  а  остальную  мощность  —  от
синхронного  электродвигателя.  Газ  из  компрес¬
сора  поступал  в  рабочий  участок  стенда.  Байпас
позволял  регулировать  расход  газа  через  рабо¬
чий  участок.  После  расширения  газа  в  турбине
он  подавался  непосредственно  на  всас  компрес¬
сора,  и  цикл  повторялся.
 Для  газоохлаждаемых  (гелиевых)  реакто¬
ров  с  АЗГТУ  предпочтительна  интегральная
компоновка  тепломеханического  оборудова-
 Рис.  3.11.18.  Замкнутая  ГТУ  на  гелии  мощностью  1200  МВт  (проект)

792
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 Рис.  3.11.19.  Схема  и  параметры  опытно-про¬
мышленной  ГТУ  в  Оберхаузене
 ния  (рис.  3.11.20).  Отличие  ее  состоит  в  том,
что  электрогенераторы  располагаются  внутри
железобетонной  оболочки  безопасности,
вследствие  чего  последняя  имеет  диаметр
 79,2 	м  при  высоте  78  м.  Площадь  между  кор¬
пусом  и  внешней  оболочкой  используется  для
размещения  вспомогательных  систем  АЭС  и
разделена  на  три  части.  В  первой  полости  раз¬
мещаются  стальные  баллоны  с  гелием,  обслу¬
живающие  систему  регулирования  мощности.
Баллоны  помещены  в  защитные  бетонные  ци¬
линдры,  и,  кроме  того,  вся  полость  окружена
радиационной  бетонной  защитой.  Вторая  по¬
лость  является  хранилищем  топливных  эле-
 Рис.  3.11.20.  Интегральная  компоновка  тепло¬
механического  оборудования  с  тремя  ГТУ
на  АЭС  мощностью  1100  МВт
 ментов.  Она  соединена  с  приемной  станцией,
расположенной  вне  оболочки,  и  также  имеет
радиационную  защиту.  Под  топливной  поло¬
стью  располагается  система  очистки  гелия.
Третья  часть  содержит  дезактивационное  обо¬
рудование  для  элементов  ГТУ.  Здесь  же  распо¬
лагается  основной  входной  люк.
 Газовая  турбина  может  быть  извлечена
для  общего  осмотра  и  ремонта  в  атмосфере  ге¬
лия  в  специальном  ремонтном  боксе  при  по¬
мощи  крана  грузоподъемностью  550  т  с  дис¬
танционным  управлением.  Заменяемая  ГТУ
должна  быть  дезактивирована,  после  чего  ста¬
новится  возможным  производить  ее  осмотр  и
ремонт.  Одновременно  осуществляется  осмотр
электрогенератора  в  специальном  помещении
над  емкостью  гелия.  Применение  интеграль¬
ной  компоновки  оборудования  ГТУ  увеличи¬
вает  размеры  и  усложняет  конструкцию  желе¬
зобетонного  корпуса  и,  следовательно,  его
стоимость.  Так,  корпус  реактора  для  двухкон¬
турной  АЭС  мощностью  1160  МВт  с  паровыми
турбинами  имеет  высоту  Н  =  27,8  м  при  диа¬
метре  D  =  30,6  м.  При  интегральной  компо¬
новке  с  тремя  ГТУ  по  360  МВт  корпус  реакто¬
ра  имеет  #=37ми2)  =  41м,  т.е.  его  объем
увеличивается  в  2,4  раза.  Поэтому,  несмотря
на  описанные  выше  преимущества,  вопрос  о
целесообразности  применения  интегральной
компоновки  для  ГТУ  остается  открытым.  При
полуинтегральной  компоновке  все  тепломеха¬
ническое  оборудование  ГТУ  находится  вне
корпуса  в  специальных  контейнерах.  Это  по¬
зволяет  в  4  раза  уменьшить  размеры  железобе¬
тонного  корпуса  (Н  =  27,8  м,  D  =  25  м)  и,  как
указывалось  выше,  оставляет  больше  степеней
свободы  для  оптимизации  параметров  уста¬
новки.  Полуинтегральная  компоновка  (в  за¬
щитном  кожухе)  целесообразнее  также  при
размещении  реактора  в  металлическом  корпу¬
се  вместо  железобетонного.  Такие  корпусы
разрабатывались  для  реактора  с  шаровыми  те¬
пловыделяющими  элементами  (ТВЭЛ)  [74].
 В  1980-е  годы  в  нашей  стране,  Германии  и
США  разработаны  несколько  проектов  модуль¬
ных  ВТГР  для  выработки  электроэнергии  в  па¬
ровом  цикле  и  высокопотенциальной  теплоты,
не  получивших  последующего  развития  по  ряду
причин.  Однако  полученный  опыт  оказался
весьма  полезным  для  дальнейшего  развития
ВТГР.  Так,  появилась  модульная  концепция
ВТГР  —  MHR  (Modular  Helium  Reactor).
 Разработанные  МАГАТЭ  рекомендации
по  ограничению  использования  высокообога¬

ГТУ  ЗАМКНУТОГО  ЦИКЛА  НА  ГЕЛИИ  ДЛЯ  АТОМНОЙ  ЭНЕРГЕТИКИ
 793
 щенного  ядерного  топлива  привели  к  переходу
на  низкообогащенный  (10%  по  U235)  U02  —
ТВЭЛы  типа  LEU.  Защитное  покрытие  мик-
роТВЭЛов  (МТ)  выполнено  в  виде  чередую¬
щихся  слоев  пироуглерода  (РуС)  и  карбида
кремния  SiC  (ТВЭЛы  типа  TRISO).
 В  ЮАР  с  1994  г.  разрабатывался  проект
коммерческого  ВТГР  с  прямым  газотурбинным
циклом  PBMR  (Pebble  Bed  Modular  Reactor)  с
характеристиками,  приведенными  ниже.
 Тепловая  мощность  реактора,  МВт 		265
 Полезная  электрическая  мощность,  МВт  113
 КПД,  % 		42,7
 Температура  гелия  на  входе/выходе  из
реактора,  °С 	 536/900
 Расход  гелия  через  реактор,  кг/с 		140
 Давление  на  входе  в  реактор,  МПа 		70
 Степень  сжатия  в  цикле 		2,7
 Модульная  реакторная  установка  включа¬
ет  два  корпуса  высокого  давления
(рис.  3.11.21):  реактора  и  системы  преобразова¬
ния  энергии.  Модульная  установка  размещена
под  землей,  в  бетонном  помещении  (50  м  дли¬
ной,  26  м  шириной  и  42  м  высотой).  За  преде¬
 лами  модуля  расположены  системы  отвода
сбросной  теплоты  (сухие  градирни,  морская
или  речная  вода)  и  управления.  Оценки  пока¬
зали,  что  удержание  продуктов  деления  в  топ¬
ливе  реактора  PBMR,  т.е.  в  шаровых  ТВЕЛах  с
TRISO-покрытием,  обеспечивается  при  темпе¬
ратуре  топлива  до  1600  °С.  Это  покрытие  тер¬
мически  устойчиво  даже  до  2000  °С.  Тепловая
мощность  может  быть  увеличена  до  400  МВт.
 С  1995  г.  российскими  предприятиями
разрабатывается  проект  ЯЭУ  при  международ¬
ной  кооперации  с  участием  фирм  Дженерал
Атомикс  (США),  Фраматом  (Франция)  и  Фуд-
жи  Электрик  (Япония),  для  утилизации  запасов
оружейного  плутония.  Установка  представляет
собой  четырехмодульный  реактор  с  гелиевым
теплоносителем  и  газовой  турбиной  GT-MHR
(Gas  Turbine-Modular  Helium  Reactor).  Разра¬
ботка  концепции  установки  и  оформление  со¬
ответствующей  документации  завершены  в
конце  1997  г.,  а  проект  ЯЭУ  был  закончен  в  ко-
нуе  2002  г.  Установка  с  модульным  реактором  и
газовой  турбиной  соответствует  требованиям
программы  МАГАТЭ  —  Generation  IV  (разра¬
ботка  ядерных  систем  четвертого  поколения)
[62].  Тепловая  схема  установки  ГТ-МГР  приве¬
 Рис.  3.11.21.  Схема  реакторной  установки  PBMR:
 1  —  реактор;  2  —  корпус;  3  —  КВД;  4  —  КНД;  5  —  генератор;  6  —  турбина;  7  —  система  пуска;
8  —  газодувка  системы  пуска;  9  —  отсечной  клапан  системы  пуска;  10  —  рекуператор;  11  —  клапан
газодувки  системы  пуска;  12  —  байпасный  клапан;  13  —  байпасный  клапан  КНД;  14  —  предвари¬
тельный  холодильник;  15  —  промежуточный  холодильник;  16  —  байпасный  клапан  КВД;  17—  сис¬
тема  охлаждения  корпуса  реактора;  18  —  система  охлаждения  активной  зоны

794
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 дена  на  рис.  3.11.22.  Программа  исследований
включает  серию  испытаний  отдельных  подсис¬
тем,  полномасштабные  комплексные  испыта¬
ния  прототипа  турбокомпрессора,  испытания
образцов  материалов,  используемых  в  турбине
и  компрессоре,  ресурсные  испытания  высоко¬
температурных  сплавов  для  турбины  при  мак¬
симальной  температуре  850  °С  в  течение  не  ме¬
нее  60  тыс.  ч  (что  соответствует  7  годам  экс¬
плуатации).  Как  и  в  реакторе  PBMR,  использу¬
ется  керамическое  топливо  типа  TRISO.  Пол¬
ный  диаметр  стандартных  частиц  топлива
TRISO  составляет  650...850  мкм.
 В  проекте  реактора  ГТ-МГР  предусмат¬
ривается  также  возможность  использования
других  вариантов  ядерного  топлива,  включая
урановый,  уран-плутониевый,  уран-ториевый.
Такая  возможность,  в  сочетании  с  высокой
эффективностью  преобразования  энергии  и
ожидаемой  высокой  надежностью,  делают  эту
 Рис.  3.11.22.  Тепловая  схема  установки
ГТ-МГР:
 1  —  реактор;  2  —  генератор;  3  —  газовая  турбина;
4,5  —  компрессор;  6  —  рекуператор;  7  —  предва¬
рительный  холодильник;  8  —  промежуточный
холодильник;  9  —  теплообменник  генератора;
10  —  регулирующий  и  защитный  байпасный
клапан;  11  —  система  охлаждения  шахты  реакто¬
ра;  12  —  теплообменник  COOP;  13  —  циркуля¬
тор  COOP;  14  —  арматура;  15  —  воздушный  теп¬
лообменник;  16,  19,  22  —  насосы;  17  —  система
очистки  гелия;  18  —  хранилище  гелия;  20  —  теп¬
лообменник;  21  —  градирня
 концепцию  приемлемой  для  коммерческого
использования  на  мировом  энергетическом
рынке.  Реакторный  модуль  состоит  из  двух
корпусов:  реакторного  и  соединенного  с  ним
коротким  трубопроводом  смежного  корпуса,  в
котором  размещена  система  преобразования
энергии  на  основе  прямого  цикла  Брайтона  с
газовой  турбиной  (рис.  3.11.23)  [55,  62].  Под¬
шипники  ГТУ  —  с  магнитной  подвеской.
 Прототипная  АЭС  включает  один  реак¬
торный  модуль  ГТ-МГР  тепловой  мощностью
600  МВт,  размещаемый  в  подземном  здании
бункера  из  железобетона  (как  и  в  ЮАР).  Ос¬
новные  проектные  параметры  установки  при¬
ведены  ниже.
 Реактор:
 тепловая  мощность,  МВт 		600
 температура  гелия  на  входе/выходе,  °С  488/850
расход  гелия  через  активную  зону,  кг/с  316,2
давление  гелия  на  входе  в  напорную
камеру,  МПа 		7,15
 Рис.  3.11.23.  Реакторный  модуль  ГТ-МГР:
 1,  3,  4  —  корпусы;  2  —  приводы;  4  —  активная
зона;  5  —  система  охлаждения  остановленного
реактора;  6  —  горячий  газоход;  7  —  предвари¬
тельный  холодильник;  8  —  промежуточный  хо¬
лодильник;  9  —  КНД;  10  —  КВД;  11  —  турби¬
на;  12  —  рекуператор;  13  —  генератор

ГТУ  ЗАМКНУТОГО  ЦИКЛА  НА  ГЕЛИИ  ДЛЯ  АТОМНОЙ  ЭНЕРГЕТИКИ
 795
 Турбомашина:
 расход  гелия  через  турбину,  кг/с 		317
 частота  вращения  ротора,  мин-1 		3000
 температура  гелия  на  входе/выходе
 из  турбины,  °С 	 848/508
 давление  гелия  на  входе/выходе  из
 турбины,  МПа 	 7,08/2,61
 степень  расширения  в  турбине 		2,7
 температура  гелия  на  входе/выходе
 из  компрессора,  °С 	26,4/110,3
 давление  гелия  на  входе/выходе  из
 компрессора,  МПа 	 2,56/7,24
 суммарная  степень  сжатия  в  ком¬
прессоре  		2,86
 Рекуператор:
 тепловая  мощность,  МВт 		625
 расход  гелия  по  горячей/холодной
 стороне,  кг/с 	317,5/318,2
 температура  гелия  на  входе/выходе
 по  горячей  стороне,  °С 	 508/129
 давление  гелия  на  входе/выходе  по
 горячей  стороне,  МПа 	 26,1/25,8
 температура  гелия  на  входе/выходе
 по  холодной  стороне,  °С 	 110/488
 давление  гелия  на  входе/выходе  по
холодной  стороне,  МПа 	 7,22/7,17
 Предварительный  холодильник:
 тепловая  мощность,  МВт 		173
 расход  гелия,  кг/с 		318,7
 температура  гелия  на  входе/выходе,  °С  130,0/26,0
давление  гелия  на  входе/выходе,
 МПа 	 2,58/2,56
 расход  охлаждающей  воды,  кг/с 		996
 Промежуточный  холодильник:
 тепловая  мощность,  МВт 		133
 расход  гелия,  кг/с 		316,5
 температура  гелия  на  входе/выходе,  °С  106,5/26,0
давление  гелия  на  входе/выходе,
 МПа 	 4,31/4,29
 расход  охлаждающей  воды,  кг/с 		983
 Энергоблок  АЭС:
электрическая  мощность  на  выводах
 генератора,  МВт 		285
 мощность  на  собственные  нужды,
 МВт 		7,5
 полезная  мощность  генератора,
 МВт 		278
 КПД,%  		47,5
 Частота  вращения,  мин-1 	3000
 КНД/КВД:
 подача,  кг/с 	319,4/323
 температура  на  входе,  °С 	 26,1/27,4
 давление  на  входе,  МПа 	 2,55/4,28
 давление  на  выходе,  МПа 	4,34/7,27
 адиабатический  КПД,  % 		88/87
 потери  давления  на  входе,  кПа 		2/3
 потери  давления  на  выходе,  кПа
 25/25
 число  ступеней
 16/24
 корневой  диаметр  облопачивания,  мм
 1570/1250
 высота  лопатки  первой  ступени,  мм
 105/95
 высота  лопатки  последней  ступени,  мм
 80/75
 длина  лопаточной  системы,  мм
 1450/2000
 Турбина:
 расход  гелия,  кг/с
 317,5
 температура  на  входе,  °С
 848
 давление  на  входе,  МПа
 7,07
 давление  на  выходе,  МПа
 2,63
 адиабатический  КПД,%
 93
 потери  давления  на  входе,  кПа
 7
 потери  давления  на  выходе,  кПа
 20
 число  ступеней
 12
 корневой  диаметр  облопачивания,  мм
 1400
 высота  лопатки  первой  ступени,  мм....
 170
 высота  лопатки  последней  ступени,  мм
 225
 длина  лопаточной  системы,  мм
 1800
 В  70—80-е  годы  рядом  организаций  в  на¬
шей  стране  проводились  разработки  в  области
охлаждаемых  гелием  реакторов  на  быстрых
нейтронах  (БГР).  БГР  имеют  преимущества
перед  реакторами  с  натриевым  охлаждением
из-за  малого  сечения  поглощения  и  рассеяния
нейтронов,  т.е.  гелий  практически  не  влияет
на  спектр  нейтронов,  что  позволяет  повысить
коэффициент  воспроизводства  топлива  на
 15...20%.  Гелиевый  бридер  менее  чувствителен
по  физическим  параметрам  в  введению  в  зону
высоколегированных  жаропрочных  материа¬
лов,  что  позволяет  в  перспективе  увеличить
температуру  теплоносителя  в  реакторе,  а  также
рассматривать  возможность  осуществления
одноконтурных  схем  с  ГТУ.  В  БГР  давление
гелия  должно  быть  12...  16  МПа  [68].  В  тот  же
период  в  НПО  ЦКТИ  были  проведены  конст¬
рукторские  проработки  АЗГТУ  мощностью
1200  МВт  для  БГР  и  турбоциркулятора  с  ге¬
лиевой  турбиной  для  двухконтурной  схемы
АЭС  с  ПТУ.
 Следует  отметить,  что  концепция  реакто¬
ров  на  быстрых  нейтронах  с  гелиевым  охлади¬
телем  еще  не  вышла  из  стадии  разработки.  По
существу  отсутствует  практический  опыт  рабо¬
ты  каких-либо  экспериментальных  и  демонст¬
рационных  установок  [37].  Поэтому  их  разви¬
тие  следует  рассматривать  в  будущем.
 По  мере  продвижения  работ  по  созданию
термоядерных  энергетических  реакторов  нача¬
ты  предварительные  исследования  проблем,
связанных  с  выбором  установки  для  преобра¬
зования  тепловой  энергии  в  электрическую.
Параметры  газа  на  выходе  из  реактора

796
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 (1000...  1100  °С  и  давлении  более  20  МПа)  по¬
зволяют  использовать  ГТУ  замкнутого  цикла.
Наряду  с  лучшими  массогабаритными  показа¬
телями  ГТУ  требуют  меньше  охлаждающей  во¬
ды,  что  существенно  снижает  стоимость  сухих
градирен.  Возможно  также  использование
сбросной  теплоты  в  комбинированных  энерге¬
тических  установках:  в  нижнем  цикле  можно
применить  низкокипящие  соединения,  глав¬
ным  образом  органического  характера  (изобу¬
тан,  пропан,  л-бутан,  пропилен,  фтористые
углеводороды,  аммиак).
 Сбросная  теплота  может  также  использо¬
ваться  для  нужд  теплофикации.  Эффектив¬
ность  использования  теплоты  реактора  при
этом  достигнет  78%  [74].  Однако  коммерче¬
ского  внедрения  таких  АЭС  следует  ожидать
не  ранее  2050  г.
 СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ
 1.Абраимов 	Н.В.,  Елисеев  Ю.С.  Хими-
ко-термическая  обработка  жаропрочных  ста¬
лей  и  сплавов.  М.:  Интермет  Инжиниринг,
 2001. 	622  с.
 2. 	Андрющенко  А.И.,  Сапрыкин  Г.С.,  Га¬
лушко  В.Ф.  Основы  термодинамики  воздуш-
но-аккумулирующих  ГТУ  //  Изв.  вузов.  Энер¬
гетика.  1975.  №  5.  С.  62-67.
 3. 	Антуфев  В.М.,  Гусев  В.В.  Теплообмен¬
ные  аппараты  из  профильных  листов.  Л.:
Энергия,  1972.  248  с.
 4. 	Арсеньев  Л.В.,  Епифанов  В.М.,  Поли¬
щук  В.Г.  Экспериментальное  исследование  эф¬
фективности  проникающего  охлаждения  рабо¬
чих  лопаток  газовых  турбин  //  Промышленная
теплотехника.  1988.  Т.  10,  №  3.  С.  97—99.
 5. 	Арсеньев  Л.В.,  Митряев  И.Б.  Исследо¬
вание  солеотложений  в  каналах  при  паровом
охлаждении  высокотемпературной  газовой  тур¬
бины  //Теплоэнергетика.  1974.  №  11.  С.  67—69.
 6. 	Арсеньев  Л.В.,  Митряев  И.Б.,  Корсов
Ю.Г.  Отложение  солеи  в  каналах  при  паровом
охлаждении  //  Энергомашиностроение.  1982.
№  7.  С.  8-10.
 7. 	Арсеньев  Л.В.,  Митряев  И.Б.,  Полищук
 В.Г.  Экспериментальная  установка  для  иссле¬
дования  теплообмена  в  рабочих  лопатках  //
Изв.  вузов.  Энергетика.  1975.  №  7.  С.  151-152.
 8. 	Баев  С.Ф.  Судовые  компактные  теплооб¬
менные  аппараты.  Л.:  Судостроение,  1985.  268  с.
 9. 	Бажан  П.И.,  Коневец  Г.М.  Справочник
по  теплообменным  аппаратам.  М.:  Машино¬
строение,  1989.  348  с.
 10. 	Барановский  Н.В.,  Коваленко  Л.М.,
Ястребенецкий  Л.Р.  Пластинчатые  и  спираль¬
ные  теплообменники.  М.:  Машиностроение,
1973.  248  с.
 11. 	Биргер  И.А.  Техническая  диагностика.
М:  Машиностроение,  1978.  240  с.
 12. 	Богомолов  Е.Н.  Рабочие  процессы  в
охлаждаемых  турбинах  газотурбинных  двига¬
телей  с  перфорированными  лопатками.  М.:
Машиностроение,  1987.  148  с.
 13. 	Борьба  с  шумом  /  Под  общ.  ред.
Е.Я.  Юдина.  М.:  Стройиздат,  1964.  149  с.
 14. 	Бродов  Ю.М.  Теплообменники  энер¬
гетических  установок.  Екатеринбург:  Сократ,
2003.  286  с.
 15. 	Влияние  выбора  основных  параметров
тепловой  схемы  на  технико-экономические
показатели  энергетических  ГТУ  /  B.C.  Ефимов
и  др.  //  Энергомашиностроение.  1980.  №  5.
 С. 	33-35.
 16. 	Вохмянин  С.М.,  Роост  Э.Г.,  Богов  И.А.
 Расчет  систем  охлаждения  лопаток  газовых  тур¬
бин.  Программный  комплекс  COLD.  СПб.:
ВТУЗ-ЛМЗ,  1997.  110  с.
 17. 	Выбор  типоразмеров  и  принципиаль¬
ных  конструктивных  турбоагрегатов  унифици¬
рованного  мощностного  ряда  энергетических
ГТУ  /  Л.Д.  Френкель,  Г.О.  Гродский  и  др.  //
Тр.  ЦКТИ.  1969.  Вып.  92.  С.  23-26.
 18. 	Высокотемпературные  охлаждаемые
газовые  турбины:  Сб.  статей  /  Под  ред.
 В.Л.  Иванова,  В.И.  Локая.  М.:  Машинострое¬
ние,  1971.  С.  182-215.
 19. 	Газовые  турбины  двигателей  летатель¬
ных  аппаратов  /  Г.С.  Жирицкий  и  др.  М.:  Ма¬
шиностроение,  1971.  268  с.
 20. 	Газотурбинные  установки:  Конструк¬
ция  и  расчет.  Справочное  пособие  /  Под  ред.
Л.В  Арсеньева,  В.Г.  Тырышкина.  Л.:  Машино¬
строение,  1978.  232  с.
 21. 	Гольдзин  Н.М.,  Кузнецов  А.Л.,  Коре¬
невский  Л.Г.  Разработка  системы  охлаждения
ротора  головного  образца  приводной  газотур¬
бинной  установки  ГТК-10  НЗЛ  //  Тр.  ЦКТИ.
1968.  Вып.  92.  С.  81-118.
 22. 	Гофлин  А.П.,  Шилов  В.Д.  Судовые
компрессорные  машины.  Л.:  Судостроение,
1977.  272  с.
 23. 	Григорьян  Ф.Е.,  Песоцкий  А.В.  Шумо¬
глушители  для  энергоустановок  конструкции
ЦКТИ.  Л.:  ЦКТИ,  1989.  148  с.
 24. 	Двигатели  1944—2000.  Авиационные,  ра¬
кетные,  морские,  промышленные.  М.:  АКС-
Конверсалт,  2000.  408  с.

СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ
 797
 25. 	Епифанов  В.М.,  Леонтьев  А.И.,  Ману-
шин  Э.А.  Исследования  перспективных  систем
охлаждения  газовых  турбин  //  Промышленная
теплотехника.  1980.  Т.  2.  №  6.  С.  35-42.
 26. 	Земзин  В.Н.  Конструктивно-техноло-
ническое  проектирование  сварных  конструкций
энергетических  машин.  Л.:  ЦКТИ,  1974.  112  с.
 27. 	Зысин  В.А.  Комбинированные  парога¬
зовые  установки  и  циклы.  Л.:  Машинострое¬
ние,  1962.  128  с.
 28. 	Иващенко  М.М.,  Гольдзин  Н.М.,  Зо-
лотогоров  М.С.  Температурное  и  напряженное
состояние  дисков  турбины  высокого  давления
типа  ГТ-700-5  //  Тр.  ЦКТИ.  1966.  Вып.  68.
С.  130-139.
 29. 	Идельчик  И.Е.  Справочник  по  гидрав¬
лическим  сопротивлениям.  М.:  Машинострое¬
ние,  1975.  568  с.
 30. 	Исаченко  В.П.,  Осипова  В.А.  Теплопе¬
редача.  М.:  Энергия,  1969.  342  с.
 31. 	Исследование  систем  охлаждения  ло¬
паточных  аппаратов  первой  ступени  газовой
турбины  с  начальной  температурой  газа
 1273...  1323  К  /  В.Н.  Горшков,  М.С.  Золотого-
ров  и  др.  //  Промышленная  теплотехника.
 1980. 	№  6.  С.  71-78.
 32. 	Исследование  теплового  состояния  по¬
ристых  турбинных  лопаток  в  прямой  сопловой
решетке  /  В.М.  Епифанов  и  др.  //  Изв.  вузов.
Авиационная  техника.  1983.  №  1.  С.  93-96.
 33. 	Исследование  термодинамической  эф¬
фективности  тепловых  схем  газотурбинных
воздушно-аккумулирующих  электростанций  /
Ю.Г.  Корсов  и  др.  //  Теплоэнергетика.  1982.
№  6.  С.  53-58.
 34. 	Исследования  теплового  состояния
рабочих  лопаток  при  продольном  течении  ох¬
ладителя  /  Л.В.  Арсеньев  и  др.  //  Изв.  вузов.
Энергетика.  1980.  №  5.  С.43-49.
 35. 	Камера  сгорания  ГТЭ-150  //  Тр.  ЦКТИ.
 2002. 	Вып.  284.  С.  54-71.
 36. 	Кейс  В.М.,  Лондон  А.Л.  Компактные
теплообменники.  М.:  Энергия,  1967.  148  с.
 37. 	Кесслер  Г.  Ядерная  энергетика:  Пер.  с
англ.  М.:  Энергоатомиздат,  1986.  138  с.
 38. 	Киселев  И.Г.  Расчет  температурных
полей  узлов  энергетических  установок.  Л.:
Машиностроение,  1978.  148  с.
 39. 	Клименко  В.Н.  Возможности  мелкока¬
нальных  систем  внутреннего  конвективного  охлаж¬
дения  лопаток  газовых  турбин  //  Промышленная
теплотехника.  1990.  Т.  12.  №  4.  С.  93-98.
 40. 	Коломыцев  П.Т.  Высокотемператур¬
ные  защитные  покрытия  для  никелевых  спла¬
вов.  М.:  Металлургия,  1991.  237  с.
 41. 	Копелев  С.З.  Охлаждаемые  лопатки
газовых  турбин.  М.:  Наука,  1983.  128  с.
 42. 	Кореневский  Л.Г.,  Темиров  А.М.,  Зо-
лотогоров  М.С.  Разработка  и  исследование  ох¬
лаждаемой  направляющей  лопатки  первой
ступени  турбины  ГТН-25  //  Энергомашино¬
строение.  1982.  №  12.  С.  15—19.
 43. 	Корсов  Ю.Г.  Исследования  сопловых
лопаток  газовой  турбины  с  замкнутой  систе¬
мой  охлаждения  //  Тр.  ЦКТИ.  Вып.  125.  1974.
С.  84-103.
 44. 	Корсов  Ю.Г.  Комбинированная  энер¬
гетическая  установка  с  улучшенными  техни-
ко-экономическими  показателями  на  базе  га¬
зовой  турбины  с  паровым  охлаждением.  СПб.:
НПО  ЦКТИ,  1997.  148  с.
 45. 	Корсов  Ю.Г.  Концепция  развития
отечественного  оборудования  энергетических
ГТУ  с  впрыском  пара  в  камеру  сгорания.
СПб.:  НПО  ЦКТИ,  1997.  126  с.
 46. 	Коспок  АГ.,  Шерспок  АН.  Газотурбин¬
ные  установки.  М.:  Высшая  школа,  1979.  242  с.
 47. 	Кузнецов  Л.А.,  Кузнецов  А.Л.  Борьба  с
обледенением  стационарных  газотурбинных
установок.  М.:  Недра,  1980.  148  с.
 48. 	Лебедев  А.С.,  Зандрак  А.Н.  Новое  на¬
правление  работ  в  ОАО  ЛМЗ  —  Газотурбинные
установки  мощностью  160...  180  МВт  //  Тр.
НПО  ЦКТИ.  2002.  Вып.  284.  С.  25-27.
 49. 	Лефевр  А.  Процессы  в  камерах  сгора¬
ния  ГТД:  Пер.  с  англ.  М.:  Мир,  1986.  566  с.
 50. 	Максудам  А.С.,  Аланян  З.А.,  Бояд-
жан  А.Г.  Аналитическое  определение  топлив¬
ного  эффекта  воздушно-аккумулирующей
электростанции  //  Теплоэнергетика.  1978.  №  2.
С.  70-73.
 51. 	Маломуж  И.А.,  Шелудько  Л.П.,  Ла¬
рин  Е.А.  Термодинамические  характеристики
«бестопливных»  воздушно-аккумулирующих
ГТУ  //  Энергетика.  1982.  №  9.  С.  112-114.
 52. 	Манушин  Э.А.  Газовые  турбины:  про¬
блемы  и  перспективы.  М.:  Энергоатомиздат,
 1986. 	148  с.
 53. 	Манушин  Э.А.,  Михальцев  В.Е.,  Чер-
нобровкин  А.П.  Теория  и  проектирование  газо¬
турбинных  и  комбинированных  установок.  М.:
Машиностроение,  1977.  447  с.
 54. 	Масленков  С.Б.  Жаропрочные  стали  и
сплавы:  Справочник.  М.:  Металлургия,  1983.  30  с.
 55. 	Материалы  международной  научно-
практической  конференции  по  проблемам  раз¬
работки  и  эксплуатации  систем  очистки  воздуха
газоперекачивающих  агрегатов,  23  июня  2004  г.
М.:  ВНИИГаз.

798
 Глава  3.11.  ПЕРСПЕКТИВЫ  РАЗВИТИЯ  ГТУ
 56. 	Михайлов  Е.И.  Создание  высокоэф¬
фективных  комплексных  воздухоподготови¬
тельных  устройств  для  компрессорных  и  газо¬
турбинных  установок.  Д.:  ЦКТИ,  1989.  248  с.
 57. 	Михальцев  В.Е.,  Панков  О.М.,  Юно-
шев  В.Д.  Регулирование  и  вспомогательные
системы  газотурбинных  и  комбинированных
установок.  М.:  Машиностроение,  1982.  95  с.
 58. 	Мовчан  Б.А.,  Малашенко  И.С.  Жаро¬
стойкие  покрытия,  осаждаемые  в  вакууме.  Ки¬
ев:  Наукова  думка,  1983.  232  с.
 59. 	Мохов  А.В.  Разработка  предложений
по  оборудованию  энергетических  ГТУ  с  впры¬
ском  пара  в  камеру  сгорания.  Д.:  НПО  ЦКТИ,
1990.  96  с.
 60. 	Никитин  В.И.  Коррозия  и  защита  ло¬
паток  газовых  турбин.  Д.:  Машиностроение,
 1987. 	272  с.
 61. 	Ольховский  Г.Г.  Энергетические  газо¬
турбинные  установки.  М.:  Энергоатомиздат,
1985.  278  с.
 62. 	Определение  характеристик  осевого
компрессора  ГТЭ-150  с  впрыском  воды  в  про¬
точную  часть.  Л.:СЗО  ВНИПИЭнергопром  и
НПО  ЦКТИ,  1989.  126  с.
 63. 	Основы  практической  теории  горе¬
ния  /  В.В.  Померанцев  и  др.  Д.:  Энергоатом¬
издат,  1986.  С.  97-117.
 64. 	Поволоцкий  JI.B.,  Левин  Я.А.  Воздуш¬
но-водяное  охлаждение  высокотемпературных
газовых  турбин  //  Энергомашиностроение.
1965.  №  10.  С.  20-24.
 65. 	Пчелкин  Ю.М.  Камеры  сгорания  га¬
зотурбинных  двигателей.  М.:  Машинострое¬
ние,  1984.  280  с.
 66. 	Применение  взвешенной  влаги  для  ох¬
лаждения  высокотемпературных  газовых  тур¬
бин  /  В.А.  Зысин  и  др.  //  Тр.  ЛПИ.  1964.  №  232.
С.  23-33.
 67. 	Проценко  А.Н.,  Белоусов  И.Г.  Основ¬
ные  требования  к  ядерным  источникам  энер¬
гии  для  технологических  производств  и  высо¬
котемпературные  ядерные  реакторы  //  Атом-
но-водородная  энергетика  и  технология.  1980.
Вып.  3.  С.  43—46.
 68. 	Развитие  работ  по  реакторам  на  быст¬
рых  нейтронах  с  гелиевым  теплоносителем  /
И.Я.  Емельянов  и  др.  //  Энергомашинострое¬
ние.  1983.  №  1.  С.  32-35.
 69. 	Разработка  системы  охлаждения  на¬
правляющих  лопаток  первой  ступени  турбины
ГТЭ-45  /  B.C.  Торчинский  и  др.  //  Тр.  ЦКТИ.
 1981. 	Вып.  187.  С.  53-63.
 70. 	Расчет  и  проектирование  камер  сгора¬
ния  ГТУ  //  Тр.  ЦКТИ.  1967.  Вып.  75.  280  с.
 71. 	Селезнев  К.П.,  Галеркин  Ю.Б.  Цен¬
тробежные  компрессоры.  Л.:  Машинострое¬
ние,  1982.  271  с.
 72. 	Симс  Ч.,  Хагель  В.  Жаропрочные
сплавы.  М.:  Металлургия,  1976.  348  с.
 73. 	Слитенко  А.Ф.,  Челак  В.И.  Методика
и  комплексная  программа  совместного  расчета
систем  охлаждения  и  температурного  состоя¬
ния  деталей  газотурбинной  установки  //  Изв.
АН  СССР.  Энергетика  и  транспорт.  1990.  №  1.
 С. 	135-139.
 74. 	Состояние  и  перспективы  развития
ГТУ  замкнутого  цикла  для  атомной  энерге¬
тики  за  рубежом  /  B.C.  Бехнев  и  др.  /
НИИЭинформэнергомаш.  1978.  Обзор  2-78-09.
 С. 	3-24.
 75. 	Справочник  по  пыле-  и  золоулавлива¬
нию  /  Под  общ.  ред.  А.А.  Русанова.  М.:  Энер¬
гоатомиздат,  1983.  456  с.
 76. 	Стационарные  газотурбинные  установ¬
ки  /  Под  ред.  Л.В.  Арсеньева,  В.Г.  Тырышки-
на.  Л.:  Машиностроение,  1989.  543  с.
 77. 	Сторожук  Я.П.  Камеры  сгорания  ста¬
ционарных  газотурбинных  и  парогазовых  уста¬
новок.  Расчет  и  проектирование.  Л.:  Машино¬
строение,  1978.  232  с.
 78. 	Сударев  А.В.,  Антоновский  В.И.  Каме¬
ры  сгорания  газотурбинных  установок:  Тепло¬
обмен.  Л.:  Машиностроение,  1985.  С.  121—272.
 79. 	Суперсплавы  И.  Жаропрочные  мате¬
риалы  для  аэрокосмических  и  промышленных
энергоустановок  /  Под  ред.  Ч.Т.  Симса  и  др.
Кн.  2.  М.:  Металлургия,  1995.  384  с.
 80. 	Тамарин  Ю.А.  Жаростойкие  диффузи¬
онные  покрытия  лопаток  ГТД.  М.:  Машино¬
строение,  1978.  136  с.
 81. 	Тепловое  состояние  роторов  и  цилин¬
дров  паровых  и  газовых  турбин  /  К.П.  Селез¬
нев  и  др.  Л.:  Машиностроение,  1964.  128.
 82. 	Теплообменные  аппараты  и  системы
охлаждения  газотурбинных  и  комбинирован¬
ных  установок  /  В.Л.  Иванов  и  др.  М.:  МГТУ
им.  Н.Э.  Баумана,  2003.  346  с.
 83. 	Теплопередача  /  В.П.  Исаченко  и  др.
М.:  Энергия,  1975.  356  с.
 84. 	Уваров  В.В.  Газовые  турбины  и  газо¬
турбинные  установки.  М.:  Высшая  школа,
1970.  320  с.
 85. 	Френкель  Л.Д.,  Иващенко  М.М.  Ис¬
следование  конструкций  элементов  статора
энергетических  газовых  турбин  //  Энергома¬
шиностроение.  1970.  №  3.  С.  1—4.
 86. 	Холщевников  К.В.  Теория  и  расчет
авиационных  лопаточных  машин.  М.:  Маши¬
ностроение,  1970.  346  с.

АВТОНОМНЫЙ  ЭНЕРГОИСТОЧНИК
 799
 87. 	Швец  И.Т.,  Дыбан  Е.П.  Воздушное
охлаждение  деталей  газовых  турбин.  Киев:
Наукова  думка,  1977.  128  с.
 88. 	Эффективность  охлаждения  турбин¬
ных  лопаток  вдувом  через  локальные  порис¬
тые  пояски  /  В.М.  Епифанов  и  др.  //  ТВТ.
 1988. 	Т.  26.  №  3.  С.  618-620.
 89. 	Юдин  В.Ф.  Теплообмен  поперечно
оребренных  труб.  М.:  Машиностроение,  1982.
148  с.
 90. 	ЯЭУ  на  основе  модульного  реактора  с
гелиевым  теплоносителем  и  газовой  турбины  /
М.П.  Лабар  и  др.  //  Атомная  техника  за  рубе¬
жом.  2005.  №  1.  С.  22-27.
 91. 	ANSIS  для  инженеров  /  А.В.  Чигарев
и  др.  М.:  Машиностроение,  2004.  268  с.
 92. 	ABB  to  install  first  GT26  at  electric  utility  in
Germany  //  Gas  Turbine  World.  1995.  №  3.  P.  63.
 93. 	Contractors  report  on  the  status  of  their
ATS  development  projects  //  Gas  Turbine  World.
 1998. 	№  6.  P.  18-20.
 94. 	Day  W.H.,  Rao  A.D.  Redefined  natural
gas  HAT  cycle  produces  higher  output  //  Modem
Power  Systems.  1993.  Vol.  13.  P.  23-26.
 95. 	De  Blasi  У.  500  MW  hydrogen-oxygen
plant  concept  rated  at  70%  efficiency  //  Gas
Turbine  World.  2005.  Vol.  35.  P.  24-29.
 96. 	Farmer  R.  See  57%  net  efficiency  combi¬
ned  cycles  powered  by  2400°F  «ЗА»  series  turbi¬
nes  //  Gas  Turbine  World.  1995.  Vol.  25.  №  1.
P.  18-28.
 97. 	Farmer  R.  Steam-cooled  501G  rated  230
MW  with  2600°F  rotor  inlet  temperature  //  Gas
Turbine  World.  1998.  №  6.  P.  18-20.
 98. 	Farmer  R.,  Fulton  K.  Desing  60%  net
efficiency  in  Frame  7/9H  steam-cooled  CCGT  //
Gas  Turbine  World.  1995.  Vol.  25.  №  3.  P.  12-20.
 99. 	Flin  D.  Aiming  for  a  goal  of  over  70  per
cent  efficiency  //  Modem  Power  Systems.  1999.
May.  P.  45—50.
 100. 	Frutschi  H.U.  Advanced  Cycle  System
with  new  GT24  and  GT26  gas  turbines  historical
background  /  ABB  Review.  1994.  Vol.  №  1.
P.  12-17.
 101. 	Fulton  K.,  Farmer  R.  Takasago  330  MW
combined  cycle  is  testbed  for  steam-cooled  501G  //
Gas  Turbine  World.  1997.  Vol.  27.  P.  15-18.
 102. 	“G”  Turbines  for  the  turn  of  the
Century  /  Bannister  R.L.  and  all  //  Mechanical
Engineering.  1994.  Vol.  116.  P.  12-18.
 103. 	Hutchinson  H.  Light  for  the  Future  //
Mechanical  Engineering.  2001.  Vol.  123.  №  10.
P.  60-65.
 104. 	Langston  L.S.  New  DOE  Gas  Turbine
program  to  start  the  new  Millennium  //  IGTI.
Global  Gas  Turbine  News.  1999.  Vol.  39.  P.  4.
 105. 	Neuhoff  H.  and  Thoren  K.  GT24  and
GT26  gas  turbines  —  sequential  combustion  the
key  to  high  effeciencies  //  ABB  Review.  1994.
Vol.  2.  P.  12-14.
 106. 	Stambler  I.  New  push  on  fuel  cell  gas
turbine  hybrids  for  distributed  generation  //  Gas
Turbine  World.  2000.  Vol.  30.  P.  14-18.
 107. 	Stambler  I.  Technology  base  is  in  place
for  next  phase  of  ATS  development  program  //
Gas  Turbine  World.  1995.  №  5.  P.  10—14.
 108. 	Touchton  G.  Gas  Turbines:  Leading
Technology  for  Competitive  Markets  //  IGTI.
Global  Gas  Turbine  News.  1996.  Vol.  36.  P.  10-14.
 109. 	Turbines  for  the  turn  of  the  century  /
R.L.  Bannister  et  al.  //  Mechanical  Engineering.
1994.  Vol.  116.  №  6.  P.  10-14.
 110. 	Valenti  M.  New  avenes  for  electro¬
chemistry  //  Mechanical  Engineering.  2001.
Vol.  123.  P.  46-51.
 111. 	Valenti  M.  Reaching  for  60  Pezcent  //
Mechanical  Engineering.  2002.  Vol.  124.  №  4.
P.  35-39.
 Глава  3.12
 АВТОНОМНЫЙ  ЭНЕРГОИСТОЧНИК
НА  БАЗЕ  МИКРОТУРБОДЕТАНДЕРНОГО
ГЕНЕРАТОРА  ДЛЯ  ЭЛЕКТРОСНАБЖЕНИЯ
ГРС  И  ГРП  (БК  АЭИ  МДГ-20)
 С  точки  зрения  энергосбережения  в  газо¬
транспортной  системе  на  сегодня  весьма  пер¬
спективной  является  утилизация  энергии  из¬
быточного  давления  природного  газа  в  турбо¬
детандере.  Турбодетандер  —  утилизационная
расширительная  турбина,  механически  связан¬
ная  с  потребителем  ее  мощности,  например
электрогенератором,  компрессором  и  т.п.
 В  газовой  промышленности  турбодетан¬
деры  используются  для:
 пуска  газотурбинной  установки  газопере¬
качивающего  агрегата,  а  также  для  проворачи¬
вания  ее  ротора  при  остановке  (с  целью  его
охлаждения),  при  этом  турбодетандер  работает
на  транспортируемом  газе  с  выпуском  его  по¬
сле  турбины  в  атмосферу;
 охлаждения  природного  газа  (при  его
расширении  в  турбине)  в  установках  его  сжи¬
жения;
 охлаждения  природного  газа  в  установках
его  «промысловой»  подготовки  для  транспорта

800 	Глава 	3.12. 	АВТОНОМНЫЙ 	ЭНЕРГОИСТОЧНИК
 по  трубопроводной  системе  (удаление  влаги
путем  ее  вымораживания  и  т.п.);
 привода  компрессора  высокого  давления
с  целью  подачи  газа  в  пиковые  хранилища;
 выработки  электроэнергии  на  ГРС  систе¬
мы  транспорта  природного  газа  к  его  потреби¬
телям  с  использованием  в  турбине  перепада
давлений  газа  между  трубопроводами  высоко¬
го  и  низкого  давления.
 Для  выработки  электроэнергии  на  ГРС
системы  транспорта  природного  газа  был
разработан  автономный  энергоисточник  на
базе  микротурбодетандерного  генератора
электрической  мощностью  20  кВт  (БК  АЭИ
МДГ-20).
 БК  АЭИ  МДГ-20  предназначен  для  выра¬
ботки  электрической  энергии  мощностью
20  кВт  напряжением  380  В/220  В  переменного
тока  частотой  50  Гц  для  собственных  нужд  га¬
зораспределительных  станций  (ГРС)  и  газоре¬
гуляторных  пунктов  (ГРП).
 В  состав  БК  АЭИ  МДГ-20  входит:
 1. 	Технологический  отсек:
 входной  узел  подготовки  технологическо¬
го  газа  (ВУПтг);
 турбогенератор  МДГ-20;
 выходной  узел  редуцирования  технологи¬
ческого  газа  (ВУРтг).
 2. 	Аппаратная:
 блок  управления  БК  АЭИ  МДГ-20  (БУ);
 щит  управления  (система  отопления  и  вен¬
тиляции,  охранно-пожарная  сигнализация,  сис¬
тема  автономного  контроля  загазованности).
 3. 	Котельная:
 котел  для  отопления  блок-контейнера  и
подогрева  газа.
 Турбогенератор  МДГ-20  обеспечивает
выработку  электроэнергии  за  счет  перепада
 давления  природного  газа  на  ГРС  (ГРП)
(рис.  3.12.1).  Рабочее  тело  (природный  газ)  из
магистрального  газопровода  высокого  давле¬
ния  после  ВУПтг  поступает  к  сопловому  аппа¬
рату  расширительной  турбины,  где  расширяет¬
ся  и  попадает  в  осевое  рабочее  колесо,  вра¬
щающееся  с  частотой  п  =  36  000  мин-1.  Крутя¬
щий  момент  с  рабочего  колеса  передается  на
вал  —  роторную  часть  электрогенератора.  Ме¬
ханическая  мощность  газовой  турбины  ис¬
пользуется  для  получения  электрической
мощности  с  помощью  синхронного  электроге¬
нератора.  Электрический  “преобразователь
(блок  силовой  электроники)  позволяет  полу¬
чить  на  выходе  агрегата  необходимое  напря¬
жение  переменного  тока  с  частотой  50  Гц.  Ра¬
бочее  тело  после  рабочего  колеса  поступает
через  диффузор  в  рубашку  охлаждения  элек¬
трогенератора  для  снятия  тепла,  и  далее  через
ВУРтг  в  газопровод  низкого  давления  к  потре¬
бителю.
 Рис.  3.12.1.  Турбогенератор  МДГ-20

АВТОНОМНЫЙ  ЭНЕРГОИСТОЧНИК
 801
 Рис.  3.12.2.  Рабочее  колесо  турбины
 Одним  из  основных  компонентов  турбоге¬
нератора  МДГ-20  является  малорасходная  рас¬
ширительная  осевая  турбина  конструкции  ЛПИ.
 Санкт-  Петербургским  государственным
политехническим  университетом  был  разрабо¬
тан  новый  класс  осевых  турбинных  ступеней,
использование  которых  в  конструкции  турбо-
детандера  обеспечивает  малые  объемные  рас¬
ходы  рабочего  тела,  возможность  срабатыва¬
ния  значительных  перепадов  энтальпий  и  дав¬
лений  при  высокой  экономичности,  снижает¬
ся  общее  число  ступеней,  повышается  ком¬
пактность  всей  установки  в  целом.  Рабочее
колесо  турбины  представлено  на  рис.  3.12.2.
 В  турбинах  конструкции  ЛПИ  устраня¬
ются  парциальные  потери,  характерные  для
малорасходных  турбин.  Это  обеспечивается
следующими  техническими  особенностями:
малые  углы  выхода  из  соплового  аппара¬
та  (СА),  ocj  =  3...9°;
 большие  углы  поворота  потока  в  рабочем
колесе  (РК),  02  =  160...  170°;
 малые  углы  входа  в  РК,  pj  =  6...  14°;
малое,  по  сравнению  с  традиционными,
число  сопловых  и  рабочих  лопаток  (гсл  ^  2)  и
Up  к  -  6...8);
 большой  относительный  шаг  сопловых
{t/b  >  1,0)  и  рабочих  (t/b  >  1,2)  лопаток.
 Высокооборотный  электрический  генера¬
тор  с  возбуждением  от  постоянных  магнитов
(рис.  3.12.3).  Применение  высококоэрцитив¬
ных  редкоземельных  постоянных  магнитов
для  возбуждения  позволило  научно-техниче¬
скому  центру  «Микротурбинные  технологии»
создать  бесконтактный  электрический  генера¬
тор,  имеющий  простую  конструкцию,  высокие
надежность  и  КПД.  Генератор  имеет  простую
систему  охлаждения  природным  газом,  про¬
 шедшим  через  турбину.  Помимо  этого,  пре¬
имуществом  разработанного  генератора  явля¬
ется  непосредственное  сочленение  с  турбиной
без  мультипликатора,  что  в  целом  повышает
надежность  работы  всей  установки.  Электри¬
ческий  генератор  и  его  преимущества  пред¬
ставлены  ниже:
 высокая  скорость  вращения  ротора  до
40  000  об/мин;
 низкие  масса  и  габаритные  размеры;
надежное  возбуждение  при  отсутствии
трущихся  контактов;
 высокая  эффективность,  КПД  96%;
работает  в  среде  природного  газа;
охлаждение  генератора  осуществляется
рабочим  телом  после  выхода  из  турбины.
 Лепестковые  газодинамические  подшипники
(ЛГП).  Надежность  и  работоспособность  мик-
роэнергетических  установок  в  большой  степени
зависит  от  надежности  их  опорного  узла.
 Принцип  действия  лепестковой  опоры
основан  на  эффекте  повышения  давления  в
клиновидном  зазоре,  возникающем  при  отно¬
сительном  перемещении  поверхностей,  разде-
 Рис.  3.12.3.  Электрический  генератор  в  корпусе

802
 Глава  3.12.  АВТОНОМНЫЙ  ЭНЕРГОИСТОЧНИК
 в)
 Рис.  3.12.4.  Лепестковый  газод!шамический  подшипник:
 а  —  опорно-упорный;  б  —  опорный;  в  —  лепестки
 ленных  слоем  вязкого  газа  —  эффекте  «газоди¬
намического  клина».
 ЛГП  обладают  рядом  достоинств:
сохраняют  работоспособность  и  преиму¬
щества,  свойственные  подшипникам  с  газовой
смазкой,  в  широком  диапазоне  температур;
 обеспечивают  возможность  работы  рото¬
ра  на  высоких  частотах  вращения;
 обладают  экологической  чистотой,  так  как
используют  в  качестве  смазки  природный  газ;
 исключают  необходимость  использова¬
ния  любых  смазочных  материалов,  что  спо¬
собствует  обеспечению  простоты  конструк¬
ции,  а  также  существенному  повышению
взрыво-  и  пожаробезопасности.
 Лепестковый  газодинамический  подшип¬
ник  представлен  на  рис.  3.12.4.
 Управление  режимами  работы  МДГ-20
осуществляется  с  помощью  комплектно  смон¬
тированного  блока  управления  (БУ),  полностью
автономного  по  электропитанию  аппаратуры
управления  исполнительными  механизмами,
при  этом  дополнительно  предусмотрена  уста¬
новка  блока  аккумуляторных  батарей.  БУ  вхо¬
дит  в  состав  МДГ-20  и  предназначен  для  запус¬
ка,  выдачи  электрической  энергии  и  необходи¬
 мого  объема  (давления)  газа  потребителю.  БУ
представляет  собой  совокупность  электронных
устройств  с  микропроцессорным  управлением
(рис.  3.12.5).  В  его  состав  входят:
блок  силовой  (БС);
 блок  микропроцессорного  управления
(БМУ);
 Рис.  3.12.5.  Блок  управления

АВТОНОМНЫЙ  ЭНЕРГОИСТОЧНИК
 803
 Рис.  3.12.6.  БК  АЭИ  МДГ-20
 пульт  управления  (ПУ);
блок  системы  питания  (БСП);
элементы  защиты.
 БУ  выполняет  следующие  функции:
диагностика  состояния  входящих  узлов;
управление  узлами  БУ  и  входящими  в
МДГ-20  исполнительными  механизмами;
 взаимодействие  с  оператором  через  ПУ,  а
также  взаимодействие  с  устройствами  внешне¬
го  управления  по  согласованному  интерфейсу;
 релейная  защита,  за  счет  применения  не¬
обходимых  для  этого  датчиков.
 Основные  технические  характеристики
БК  АЭИ  МДГ-20
 Рабочее  тело
 Природный  газ
 ГОСТ  5542-87
 Давление  газа,  МПа
 Не  более  5,4*
 Диаметр  входного  трубо¬
 провода,  мм
 Ду50
 Чистота  газа,  мкм
 Не  более  10
 Возможные  выходные  па¬
 раметры  газа,  МПа
 0,1...0,9*
 Диаметр  выходного  трубо¬
 провода,  мм
 Дуюо
 Номинальная  электриче¬
 ская  мощность,  кВт
 20
 Номинальное  выходное  на¬
 пряжение  (линейное),  В
 380
 Номинальное  выходное  на¬
 пряжение  (фазное),  В
 220
 Число  фаз
 3+РЕ
 Частота,  Гц 	 50
 Коэффициент  искажения
синусоидальности  выход¬
ного  напряжения,  % 	 Не  более  10
 Скорость  вращения  ротора
 турбогенератора,  мин-1 	 Не  более  40  ООО
 Объем  используемого  газа,
 м3/ч 	 Не  более  1700
 Перепад  температуры  по
 газу,  °С 	 Не  более  42
 КПД,  % 	 Не  менее  90
 Назначенный  срок  службы,
 лет 	 20
 Число  пусков 	 2500
 Установка  экологически
 чистая 	 ГОСТ  121.005-88
 Уровень  шума  в  пределах
 нормы 	 ГОСТ  121.003-83
 Сейсмическое  воздействие
 по  шкале  MSK-64 	 Не  менее  7  баллов
 *  Параметры  входного  и  выходного  давления
газа  могут  изменяться  по  согласованию  с  заказчи¬
ком,  в  зависимости  от  входного  и  выходного  давле¬
ния  на  ГРС  (ГРП).
 Автономный  энергоисточник  блок-кон-
тейнерного  исполнения  БК  АЭИ  МДГ-20,  в
состав  которого  входит  МДГ-20  (рис.  3.12.6),
представляет  собой  автономный  блок-бокс,  в
котором  размещены  системы  для  получения
электроэнергии  за  счет  энергии  редуцируемо¬
го  газа.

Раздел  4
ПРИМЕНЕНИЕ  КОМБИНИРОВАННЫХ  УСТАНОВОК
 Значительный  рост  количества  вводимых
в  эксплуатацию  комбинированных  установок
обусловлен  высокой  их  эффективностью  и
низким  уровнем  вредных  выбросов  во  внеш¬
нюю  среду.
 Комбинированной  установкой  называется
установка,  в  которой  в  соответствии  с  «верх¬
ним»  термодинамическим  циклом  вырабаты¬
вается  механическая  энергия,  а  часть  или  вся
отведенная  от  него  теплота  передается  к  «ниж¬
нему»  циклу.  На  практике  верхний  цикл,  как
правило,  является  открытым  контуром,  а  не
циклом.
 Известно  большое  разнообразие  комби¬
нированных  установок,  различающихся  преж¬
де  всего  типом  исполнения  верхнего  цикла
(контура),  в  качестве  которого  могут  исполь¬
зоваться:
 ГТУ  (с  базовым  циклом  Брайтона);
 ПТУ  с  различными  рабочими  телами,  на¬
пример,  с  парами  ртути,  калия  и  других  ве¬
ществ  (с  базовым  циклом  Ренкина);
 установки  с  поршневыми  двигателями
(с  базовым  циклом  соответствующего  поршне¬
вого  двигателя);
 магнитогидродинамические  установки  и  др.
 В  нижнем  контуре,  как  правило,  исполь¬
зуются  установки,  базовым  циклом  которых
является  цикл  Ренкина.  В  качестве  рабочих
тел  в  этом  случае  помимо  водяного  пара  воз¬
можно  применение  паров  аммиака,  диоксида
углерода,  органических  и  других  веществ.
 Использование  в  нижнем  контуре  вместо
пароводяного  тела  других  рабочих  тел  имело
преимущества  при  низком  уровне  температу¬
ры  уходящих  газов.  По  мере  развития  газовых
турбин  температура  газа  на  выходе  их  них  уве¬
личилась,  и  эти  преимущества  стали  незначи¬
тельными  по  сравнению  с  высокими  затрата¬
ми  на  разработку,  освоение  и  обеспечение
безопасной  эксплуатации  установок  с  низко-
кипящими  рабочими  телами.
 Современные  комбинированные  уста¬
новки,  выполненные  по  такой  принципиаль¬
ной  схеме,  имеют  КПД  55...60%,  значительно
превышающий  КПД  любого  применяемого  в
настоящее  время  теплового  двигателя.
 Комбинированные  установки,  наиболее
широко  применяемые  для  производства  элек¬
троэнергии  в  коммерческих  целях,  включают
ГТУ  (верхний  контур)  и  ПТУ  (нижний  кон¬
тур).  Такая  комбинация  установок  верхнего  и
нижнего  контуров  обеспечивает  высокую
среднюю  температуру  подвода  теплоты,  харак¬
терную  для  ГТУ,  и  низкую  температуру  отвода
теплоты  в  окружающую  среду,  характерную
для  ПТУ.
 Мощность  комбинированной  установки
N  складывается  из  мощности  верхнего  NB  и
нижнего  NH  контуров.  Если  превалирует  мощ¬
ность  верхнего  контура,  то  такие  установки
называют  газопаровыми  (ГПУ),  а  при  обрат¬
ном  соотношении  мощностей  —  парогазовы¬
ми  (ПГУ).
 Глава  4.1
СТРУКТУРНЫЕ  СХЕМЫ
КОМБИНИРОВАННЫХ  УСТАНОВОК
 Среди  большого  многообразия  схем  ком¬
бинированных  установок  могут  быть  выделе¬
ны  схемы,  одинаковые  по  характеру  рабочих
процессов.
 Комбинированные  установки  подразде¬
ляют  на  установки  с  раздельными  контурами
рабочих  тел  и  контактного  типа.  В  первом  слу¬
чае  верхний  и  нижний  контуры  взаимодейст¬
вуют  друг  с  другом  только  через  теплообмен¬
ные  аппараты  поверхностного  типа.  В  уста¬
новках  контактного  типа  происходит  смеше¬
ние  рабочих  тел  верхнего  и  нижнего  контуров,
и  полезная  работа  в  этом  случае  производится
газовой  турбиной,  работающей  на  смеси  рабо¬
чих  тел  верхнего  и  нижнего  контуров.
 Комбинированные  установки  с  раздельны¬
ми  контурами  рабочих  тел  (рис.  4.1.1).  Простей¬
шая  из  них  —  бинарная  газопаровая  установка
(рис.  4.1.1,  я).  В  ней  рабочее  тело  паровой  тур¬
бины  5  генерируется  только  за  счет  теплоты
уходящих  газов  ГТУ.  По  такой  схеме  выполне¬
но  большое  количество  ГПУ.  Они  имеют  вы¬
сокий  КПД  и  простейший  состав  уже  освоен-

СТРУКТУРНЫЕ  СХЕМЫ  КОМБИНИРОВАННЫХ  УСТАНОВОК
 805
 Рис.  4.1.1.  Принципиальные  схемы  комбинированных  установок  с  раздельными  контурами  рабочих
 тел:
 а  —  одноконтурная  ГПУ;  б  —  двухконтурная  ГПУ;  в  —  трехконтурная  ГПУ;  г  —  ГПУ  с  контуром
рециркуляции;  д  —  ГПУ  с  дожиганием  топлива;  е  —  ПГУ  с  низконапорным  котлом;  ж  —  ПГУ  с
высоконапорным  котлом;  з  —  ПГУ  с  отключением  регенеративных  подогревателей  питательной
воды;  и  —  ПГУ  с  отключением  регенеративных  подогревателей  питательной  воды  и  с  выработкой
пара  среднего  давления;  1  —  компрессор;  2  —  камера  сгорания;  3  —  газовая  турбина;  4  —  электро¬
генератор;  5  —  паровая  турбина;  6  —  насос;  7  —  котел-утилизатор;  8  —  конденсатор;  9  —  газоводя¬
ные  подогреватели  питательной  воды;  10  —  камера  дожигания;  11  —  низконапорный  котел;  12  —
высоконапорный  котел;  13  —  система  регенеративного  подогрева  питательной  воды;  14  —  газо-
охладитель;  15  —  сепаратор;  16  —  турбодетандер;  17  —  газовый  компрессор;  18  —  средненапорный
 котел-утилизатор; 	воздух; 	— 	вода; 	—  продукты  сгорания;
 — 	— 	—  пар;  •  • 	—  топливо
 ного  оборудования.  Недостаток  бинарных
ГПУ  —  относительно  низкий  расход  пара,  не¬
достаточный  для  глубокой  утилизации  тепло¬
ты  уходящих  газов.
 Более  полная  утилизация  теплоты  уходя¬
щих  газов,  а  следовательно,  более  высокий
КПД  достигается  в  установках,  в  которых  ге¬
нерируется  пар  двух  (рис.  4.1.1,  б)  или  трех
(рис.  4.1.1,  в)  уровней  давления.  Установки,
выполненные  по  таким  принципиальным  схе¬
мам,  имеют  низкую  температуру  уходящих  га¬
зов  и  могут  быть  применены  в  случае,  когда
продукты  сгорания  топлива  не  содержат  вред¬
 ных  включений  (например,  когда  в  качестве
топлива  используется  природный  газ).
 Значительное  повышение  мощности  или
снижение  массогабаритных  характеристик  би¬
нарной  ГПУ  может  быть  достигнуто  за  счет
применения  рециркуляции  части  рабочего  те¬
ла  в  газовом  контуре  (рис.  4.1.1,  г)  [1].  В  такой
установке  продукты  сгорания  после  газовой
турбины  3  охлаждаются  в  средненапорном
котле-утилизаторе  18,  за  которым  разделяются
на  два  потока.  Первый  поток  направляется  в
газовый  компрессор  17,  а  затем  в  камеру  сго¬
рания.  Второй  поток  поступает  в  турбодетан¬

806
 Глава  4.1.  СТРУКТУРНЫЕ  СХЕМЫ  КОМБИНИРОВАННЫХ  УСТАНОВОК
 Окончание  рис.  4.1.1
 дер  16,  за  которым  выбрасывается  в  окружаю¬
щую  среду.  Воздух,  необходимый  для  окисле¬
ния  топлива,  подается  в  камеру  сгорания  воз¬
душным  компрессором  1.  Такую  установку
можно  назвать  бинарной  ГПУ  полузамкнутого
типа,  в  которой  давление  за  газовой  турбиной
обычно  значительно  превышает  атмосферное.
Она  содержит  два  верхних  контура:  первый
замкнутый  газотурбинный  контур  состоит  из
газового  компрессора  17,  камеры  сгорания  2,
газовой  турбины  3  и  средненапорного  кот¬
ла-утилизатора  18\  второй  открытый  контур
включает  воздушный  компрессор  7,  камеру
сгорания  2,  газовую  турбину  3,  средненапор¬
ный  котел-утилизатор  18  и  детандер  16.  Давле¬
ние  продуктов  сгорания  за  газовой  турбиной
может  в  несколько  раз  превышать  атмосфер¬
ное  давление,  что  позволяет  увеличить  расход
рабочего  тела  в  замкнутом  контуре  установки
без  изменения  площади  сечений  для  прохода
рабочего  тела  в  газовой  турбине.
 Пар  в  комбинированных  установках  мо¬
жет  быть  получен  за  счет  теплоты  как  уходя¬
 щих  газов  ГТУ,  так  и  теплоты  сгорания  топли¬
ва,  подводимой  непосредственно  к  пароводя¬
ному  рабочему  телу.
 Для  повышения  расхода  пара  перед  кот¬
лом-утилизатором  7  может  быть  установлена
камера  дожигания  10  (рис.  4.1.1,  д),  в  которую
подводится  относительно  небольшое  количе¬
ство  топлива  (обычно  5...  10%  суммарного  рас¬
хода  топлива  в  установке).  Применение  дожи¬
гания  топлива  принципиально  не  изменяет  ха¬
рактер  теплообменных  поверхностей  в  кот¬
ле-утилизаторе  и  позволяет  достичь  мини¬
мальной  температуры  уходящих  газов  без  ис¬
пользования  дополнительных  контуров  пара
низкого  давления.  К  преимуществам  устано¬
вок  с  камерами  дожигания  можно  отнести
расширение  диапазонов  режимов  работы.  По¬
является  возможность,  например,  поддержи¬
вать  температуру  газа  перед  котлом-утилизато¬
ром  независимо  от  температуры  уходящих  га¬
зов  ГТУ.  При  таких  режимах  может  быть
уменьшено  влияние  котла-утилизатора  на  ди¬
намические  характеристики  установки.

СТРУКТУРНЫЕ  СХЕМЫ  КОМБИНИРОВАННЫХ  УСТАНОВОК
 807
 Поддержание  требуемой  температуры  газа
за  ГТУ  может  быть  обеспечено  также  за  счет
применения  в  компрессорах  поворотного  на¬
правляющего  аппарата,  широко  используемого
в  ГТУ  последнего  поколения.  Дожигание  топ¬
лива  незначительно  увеличивает  долю  мощно¬
сти,  вырабатываемой  в  паровой  турбине,  и  по
соотношению  мощностей  верхнего  и  нижнего
контуров  такие  установки  так  же,  как  и  уста¬
новки  бинарного  типа,  остаются  газопаровыми.
 В  продуктах  сгорания  ГТУ  содержится
большое  количество  кислорода,  который  мо¬
жет  быть  использован  для  окисления  топлива
в  топках  котлов.  Комбинированные  установ¬
ки,  в  которых  продукты  сгорания  из  газовой
турбины  поступают  в  топку  котла,  относятся  к
парогазовым  сбросного  типа.  Если  продукты
сгорания  в  топке  котла  находятся  под  избы¬
точным  давлением,  то  такой  котел  является
низконапорным  котлом.
 В  комбинированной  установке  с  низко-
напорным  котлом  в  топке  низконапорного
котла  11  топливо  сгорает  при  минимальном
коэффициенте  избытка  воздуха  (рис.  4.1.1,  е),
характерном  для  энергетических  котлов  ПТУ.
Подвод  большого  количества  теплоты  топлива
непосредственно  к  пароводяному  рабочему  те¬
лу  снижает  КПД  ПГУ  с  низконапорным  кот¬
лом  по  сравнению  с  бинарной  ГПУ  и  с  уста¬
новкой  с  небольшим  дожиганием  топлива.
 Преимущество  схем  сбросного  типа  —
возможность  сжигания  твердого  топлива,  ши¬
рокое  использование  уже  освоенного  в  экс¬
плуатации  оборудования  и  сравнительно  про¬
стая  модернизация  существующих  ПТУ  с  це¬
лью  перевода  их  на  работу  по  комбинирован¬
ной  схеме.  Недостаток  этих  схем  —  большие
поверхности  нагрева,  который  в  значительной
мере  устранен  в  установках  с  высоконапор¬
ным  котлом  12  (рис.  4.1.1,  ж),  устанавливае¬
мым  вместо  камеры  сгорания  обычной  ГТУ.
Воздух,  поступающий  в  котел  12,  имеет  давле¬
ние,  создаваемое  компрессором  ГТУ,  а  сам  ко¬
тел  становится  элементом  машинного  зала.
При  высоком  давлении  продуктов  сгорания  в
теплообменных  элементах  котла  возрастает
коэффициент  теплоотдачи  со  стороны  продук¬
тов  сгорания,  что  приводит  к  снижению  пло¬
щади  поверхностей  нагрева.
 В  случае  применения  высоконапорного
котла  одна  часть  теплоты  подводится  в  кот¬
ле  12,  а  другая,  от  уходящих  газов,  —  в  низко¬
напорном  газоводяном  подогревателе  9.  С  рос¬
том  температуры  газа  перед  турбиной  снижа¬
 ется  доля  теплоты,  подводимой  к  пароводяно¬
му  рабочему  телу  в  высоконапорном  котле  и
повышается  доля  теплоты,  подводимой  в  газо¬
водяном  подогревателе.  С  ростом  начальной
температуры  газа  вместо  газоводяного  подог¬
ревателя  должен  быть  установлен  котел-ути¬
лизатор,  и  различия  между  ПГУ  с  высокона¬
порным  и  низконапорным  котлом  становятся
незначительными.  Следует  отметить  также,
что  в  установках  с  высоконапорным  котлом
требования  к  топливу  такие  же  высокие,  как  и
в  ГТУ.  В  настоящее  время  в  энергетике  уста¬
новки  с  высоконапорными  котлами  практиче¬
ски  не  применяются.
 Наиболее  простым  способом  реконструк¬
ции  ПТУ  с  целью  их  перевода  на  работу  по
комбинированному  циклу  является  надстройка
этих  установок  газотурбинным  контуром,  снаб¬
женным  газоводяным  подогревателем  пита¬
тельной  воды  (рис.  4.1.1,  з).  В  такой  установке
подогрев  питательной  воды  происходит  либо  в
регенеративных  подогревателях  13  питательной
воды  ПТУ,  либо  в  газоводяном  подогревателе
за  счет  теплоты  уходящих  газов  ГТУ.  В  послед¬
нем  случае  при  отключении  подогревателей  13
питательной  воды  предусматривается  пропуск
пара  регенеративных  подогревателей  через  тур¬
бину  5,  мощность  которой  при  этом  возрастает.
При  этом  в  паровой  турбине  должен  быть  пре¬
дусмотрен  дополнительный  пропуск  пара,  осо¬
бенно  через  последние  ступени.
 В  ПГУ  с  отключением  регенеративных
подогревателей  питательной  воды  принципи¬
ально  возможно  обеспечение  двух  крайних  ре¬
жимов  работы:  1)  оба  контура  работают  незави¬
симо  один  от  другого  или  газотурбинный  кон¬
тур  отключен;  2)  за  счет  теплоты  уходящих  га¬
зов  газовой  турбины  подогревается  питательная
вода,  и  в  ПТУ  вырабатывается  дополнительная
мощность.  Во  втором  случае  параллельно  рабо¬
тают  бинарная  установка,  полезная  мощность  в
которой  вырабатывается  за  счет  теплоты  топ¬
лива,  подводимого  в  камеру  сгорания  ГТУ,  и
ПТУ.  Мощность  ПГУ  с  отключенным  регене¬
ративным  подогревом  питательной  воды:
 ^ПГУ  =  ^ПТУО  +  ^ГТУ  +  Д-^ПТУ»  (4-1.1)
 где  7VnTyo  —  мощность  автономной  ПТУ;
Nfjy  —  мощность  ГТУ;  ANUTy  —  увеличение
мощности  ПТУ  при  отключении  регенерации.
 Последние  два  слагаемых  в  выражении
 (4.1.1) 	представляют  собой  мощность  бинар¬
ной  части  ПГУ,  которая  получена  за  счет  сго¬
рания  топлива  в  камере  сгорания.  Мощность

808
 Глава  4.1.  СТРУКТУРНЫЕ  СХЕМЫ  КОМБИНИРОВАННЫХ  УСТАНОВОК
 автономной  ПТУ  получена  за  счет  сгорания
топлива  в  котле.  Таким  образом,  КПД  бинар¬
ной  (газопаровой)  части  установки
 где  QKC  —  количество  теплоты  топлива,  выде¬
лившейся  при  его  сжигании  в  камере  сгорания.
 Если  температура  питательной  воды,  по¬
ступающей  в  котел  при  отключении  регенера¬
тивного  подогрева  питательной  воды  и  при  ав¬
тономной  работе  ПТУ,  остается  неизменной,
то  и  КПД  ПТУ  также  не  меняется.
 КПД  бинарной  установки  значительно
превышает  КПД  ПТУ,  что  и  определяет  эконо¬
мию  топлива  в  ПГУ  с  отключением  регенера¬
ции  при  значительном  увеличении  диапазона
 Рис.  4.1.2.  Схемы  газотурбинной  части  4  комбинированной  установки  контактного  типа
 (обозначения  см.  рис.  4.1.1):
 а  —  с  впрыском  воды  в  камеру  сгорания  (КС);  б  —  с  введением  пара  в  КС;  в  —  с  введением  пара  в
КС  и  с  предвключенной  паровой  турбиной;  г  —  с  введением  пара  в  КС  и  с  сепарацией  воды  из  па¬
рогазовой  смеси  продуктов  сгорания;  д  —  со  средненапорным  котлом-утилизатором  и  сепарацией
воды  из  парогазовой  смеси  продуктов  сгорания

ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ  ОСНОВЫ  КОМБИНИРОВАННЫХ  УСТАНОВОК 	809
 возможных  нагрузок  установки.  При  этом  из
объема  реконструкции  практически  полностью
исключается  паротурбинная  часть  установки.
 Во  многих  случаях  температурный  потен¬
циал  уходящих  газов  ГТУ  позволяет  не  только
осуществить  подогрев  питательной  воды,  но  и
генерировать  пар  достаточно  высоких  пара¬
метров,  например  перегретый  пар  в  сепарато¬
ре  15  (рис.  4.1.1,  и).  В  этом  случае  КПД,  а  так¬
же  доля  мощности  бинарной  части  комбини¬
рованной  установки  существенно  возрастают.
 Газопаровые  установки  контактного  типа.
В  таких  установках  рабочим  телом  газовой
турбины  является  смесь  рабочего  тела  верхне¬
го  и  нижнего  контуров.
 В  камеру  сгорания  газотурбинной  части
ГПУ  может  впрыскиваться  вода,  подогретая  в
газоводяном  подогревателе  9  за  счет  теплоты
уходящих  газов  ГТУ  (рис.  4.1.2,  а).  Впрыск  во¬
ды  в  камеру  сгорания  позволяет  снизить  вы¬
брос  в  окружающую  среду  оксидов  азота  и  по¬
высить  мощность  ГТУ.  Увеличение  расхода
рабочего  тела  за  счет  впрыска  воды  на  1%  при¬
водит  к  повышению  мощности  ГТУ  на
 2...2.5%.  Такой  способ  повышения  мощности
особенно  эффективен  в  летний  период  экс¬
плуатации  ГТУ  вследствие  увеличения  темпе¬
ратуры  наружного  воздуха.
 Более  эффективным  способом  повыше¬
ния  мощности  контактных  установок  является
введение  пара  из  котла-утилизатора  7  в  камеру
сгорания  2  перед  газовой  турбиной
(рис.  4.1.2,  б).  Пар  из  котла-утилизатора  7  до
введения  его  в  тракт  газовой  турбины  может
использоваться  в  предвключенной  паровой
турбине  5  (рис.  4.1.2,  в),  при  этом  КПД  кон¬
тактной  ГПУ  возрастает  больше.
 Общим  недостатком  рассмотренных  ГПУ
контактного  типа  является  необходимость  вос¬
полнения  потерь  питательной  воды.  В  контакт¬
ных  установках  может  быть  предусмотрена  сепа¬
рация  воды  из  газопаровой  смеси  за  котлом-ути-
лизатором  (рис.  4.1.2,  г).  При  этом  в  тракт  за  кот¬
лом-утилизатором  7  добавляется  газоохладитель
 14 	и  сепаратор  воды  15.  Частично  теплообмен¬
ные  поверхности  газоохладителей  могут  быть  ис¬
пользованы  для  подогрева  сетевой  воды  на  цели
отопления  и  горячего  водоснабжения.
 Так  как  количество  пара  в  газопаровой
смеси  складывается  из  пара,  получаемого  при
окислении  углеводородного  топлива  и  пара,
вводимого  в  тракт  ГТУ,  то  количество  воды  в
сепараторе  может  быть  больше,  чем  количест¬
во  пара,  вводимого  в  камеру  сгорания.
 В  контактных  установках  со  среднена¬
порным  котлом-утилизатором  (рис.  4.1.1,  д)  за
счет  избыточного  давления  за  газовой  турби¬
ной  снижается  площадь  поверхности  теплооб¬
мена  средненапорного  котла-утилизатора  18  и
газоохладителя  14,  а  также  возрастает  количе¬
ство  воды,  выделяемой  в  сепараторе  15.
 Среди  рассмотренных  схем  комбиниро¬
ванных  установках,  предназначенных  для  ис¬
пользования  в  энергетике,  в  настоящее  время
применяются  ГПУ  бинарного  типа  и  газопаро¬
вые  установки  с  небольшим  дожиганием  топ¬
лива,  а  также  ПГУ  с  низконапорным  котлом.
 Глава  4.2
 ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ  ОСНОВЫ
СОЗДАНИЯ  КОМБИНИРОВАННЫХ
УСТАНОВОК
 Основы  построения  рационального  цикла.
 В  газотурбинном  контуре  комбинированной
установки  базовым  циклом  является  цикл
Брайтона  1  (рис.  4.2.1,  а),  в  котором  теплота
подводится  в  изобарном  процессе.  КПД  цикла
Брайтона
 Лвг  =  1-р®-. 	(4.2.1)
 1  т
 где  ТХт,  Т2т  —  средняя  температура  соответст¬
венно  подвода  и  отвода  теплоты.
 Средняя  температура  подвода  теплоты  в
цикле  Брайтона  может  быть  значительно  по¬
вышена  в  случае  применения  промежуточного
подвода  теплоты.  Недостаток  цикла  Брайто¬
на  —  высокая  средняя  температура  отвода  теп¬
лоты.  Этот  недостаток  может  быть  устранен,
если  отводимую  в  цикле  Брайтона  теплоту  ис¬
пользовать  в  обратимом  треугольном  цикле
abc.  При  реальном  теплообмене  с  конкретны¬
ми  рабочими  телами  обратимый  треугольный
цикл  не  может  быть  реализован.  В  нижнем
контуре  обычно  реализуется  цикл  Ренкина  2
или  3  с  пароводяным  рабочим  телом.
 Даже  в  случае  идеального  теплообмена
(температурные  напоры  между  теплоносителя¬
ми  в  котле-утилизаторе  равны  нулю)  и  сверх-
критических  параметрах  пара  подвод  теплоты
к  нижнему  контуру  комбинированной  уста¬
новки  сопровождается  внешними  необрати¬
мыми  потерями.  Только  вследствие  этой  необ¬
ратимости  КПД  нижнего  контура  снижается
на  11,9%  по  сравнению  с  КПД  обратимого

810  Глава  4.2.  ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ  ОСНОВЫ  КОМБИНИРОВАННЫХ  УСТАНОВОК
 а) 	б)
 Рис.  4.2.1.  Циклы  нижнего  и  верхнего  контуров  бинарной  ГПУ  газопаровой  установки  в  75-диаграмме
 (индексы:  1  —  подвод  теплоты;  2  —  отвод  теплоты;  т  —  среднее  значение;  в  —  верхний  контур;  н  —
нижний  контур;  Г0  —  температура  окружающей  среды;  Г5,  Тк  —  температуры  испарения  и  конденса¬
ции  пароводяного  рабочего  тела;  Гх,  АТх  —  температура  продуктов  сгорания  и  разность  температур
теплоносителей  во  входном  по  газу  сечении  экономайзерной  части  котла-утилизатора;  ДГ1н  —  раз¬
ность  между  температурой  газов  при  выходе  из  ГТУ  и  верхней  температурой  пара  нижнего  контура):
а  —  идеальный  цикл  при  АТХ  =  АТ]н  =  0;  б  —  реальный  цикл
 треугольного  цикла,  а  КПД  бинарного  цикла
снижается  от  73,9  до  66,4%.
 В  реальных  комбинированных  установках
в  Ts-диаграмме  верхнего  контура  процессы,  со¬
вершаемые  воздухом  и  продуктами  сгорания,
можно  объединить  лишь  условно.  Условными
будут  также  процессы  выравнивания  концентра¬
ций  и  рассеяния  теплоты  уходящих  газов  в  ок¬
ружающей  среде.  На  рис.  4.2.1,  б  сплошными
линиями  показаны  процессы,  совершаемые
продуктами  сгорания  в  турбине  и  в  котле-ути¬
лизаторе,  а  штриховыми  —  остальные  процессы,
совершаемые  в  ГТУ  и  за  ее  пределами  с  учетом
как  внешней,  так  и  внутренней  необратимости.
 В  комбинированных  ГПУ  подвод  тепло¬
ты  топлива  осуществляется  в  камере  сгорания
верхнего  газотурбинного  контура,  при  высо¬
кой  средней  температуре  Т]вт.  Отвод  теплоты
в  окружающую  среду  происходит  в  основном  в
конденсаторе  ПТУ  нижнего  контура,  при  тем¬
пературе  Т2нт,  близкой  к  температуре  окру¬
жающей  среды  Гк.
 КПД  современных  бинарных  газопаро¬
вых  установок  достигает  56...58%.  В  случае
применения  промежуточного  подвода  теплоты
к  газу  он  может  превышать  60%.
 Тепловой  баланс  котла-утилизатора.  В  ПГУ
 минимальный  температурный  напор  А  7^
обычно  достигается  в  выходном  сечении  газо¬
вого  тракта  котла  11  (см.  рис.  4.1.1).  В  таких  ус¬
тановках  температура  уходящих  газов  7^  зави¬
сит  главным  образом  от  вида  топлива  и  темпе¬
ратуры  питательной  воды,  поступающей  в  ко¬
тел.  Обозначим  индексами  1  и  2  параметры  пе¬
ред  компрессором  и  за  ним,  а  индексами  3  и
 4 	—  параметры  перед  газовой  турбиной  и  за
ней.
 На  рис.  4.2.2  приведен  идеальный  цикл
ПГУ  с  низконапорным  котлом  в  7>-диаграмме
и  процесс  теплообмена  в  7^-диаграмме  в  кот¬
ле.  Температурные  напоры  в  любом  сечении
тракта  котла  больше,  чем  в  выходном  по  газу
сечении.  Это  позволяет  тепловой  баланс  котла
представить  в  следующем  виде:
 (1-$)Сг(йа-^)=е„(Лз,,-Л|Д  (4-2-2)
 где  GT,  Gn  —  массовый  расход  соответственно
продуктов  сгорания  и  пара;  ha  —  энтальпия  га¬
за  перед  котлом,  h^  —  энтальпия  уходящих  га¬
зов;  h3st  —  энтальпия  пара  за  котлом;  h]w  —  эн¬
тальпия  питательной  воды;  £  —  коэффициент
потерь  теплоты.

ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ  ОСНОВЫ  КОМБИНИРОВАННЫХ  УСТАНОВОК 	811
 Рис.  4.2.2.  Идеальный  цикл  ПГУ  в  75-диаграмме  и  процесс  теплообмена  в  низконапорном  котле
 в  Т^-диаграмме
 В  современных  котлах-утилизаторах  ко¬
эффициент  потерь  теплоты  £  достаточно  мал,
и  часто  в  расчетах  им  пренебрегают.
 Для  относительного  расхода  пара
d  =  Gn/G  г,  который  представляет  собой  коли¬
чество  пара,  генерируемого  при  охлаждении
1кг  газа,  выражение  (4.1.4)  примет  вид:
 (ha  —  hyx)
 d  =  (  1-y-
 (4.2.3)
 (b3st-*hw)
 Полагая  коэффициент  потерь  £  =  0,  теп¬
ловой  баланс  концевой  части  котла,  располо¬
женного  между  сечениями  с  температурными
напорами  А  7^  и  А  представим  в  виде
 К  -hyx=d(hr-hlw). 	(4.2.4)
 В  интервале  температур  газа  и  жидкости,
характерном  для  концевой  части  котла  уста¬
новки,  уравнение  (4.2.4)  может  быть  представ¬
лено  в  следующем  виде:
 С  nmri^s  ~  tyx  )  —  dc  pmwi^S  w)’
 pmr\ls  ‘ух/  pmw\ls  Mw/
 ,pmr  средняя  в  процессе  охлаждения  удель-
 где  ct
 ная  изобарная  теплоемкость  продуктов  сгора
ния;  cpmw  —  средняя  в  процессе  нагрева  удельная
изобарная  теплоемкость  питательной  воды;
dcpmwlcpmr  ~  соотношение  полных  теплоемко¬
стей  потоков  воды  и  продуктов  сгорания  котла
(соотношение  водяных  эквивалентов):
 d~pmw
 Us  ~/ух)
 Сpmr  Us  ~  hw^
 В  высоконапорных  котлах  соотношение
водяных  эквивалентов  dcpmwlcpmr  >  1,  поэтому
в  7^-диаграмме  изобары  охлаждения  газа  и
подогрева  воды  в  концевой  части  экономайзе¬
 ра  расходятся  по  мере  повышения  температу¬
ры  питательной  воды.  При  АТ^  =  AT  s  соотно¬
шение  водяных  эквивалентов  dcpmw!cpmr  =  1.
Относительный  расход  пара  в  этом  случае
do  =cpmr/cpmw•  При  d  <  d0  минимальная  раз¬
ность  температур  между  теплоносителями  пе¬
ремещается  в  сечение  с  ATS,  А7^  =  АТ5.
 Относительный  расход  пара,  а  следова¬
тельно,  сечение  котла,  в  котором  возникает
минимальный  температурный  напор  между
греющим  газом  и  обогреваемой  водой,  влияет
на  представление  в  75-диаграмме.  Для  правиль¬
ного  изображения  цикла  отсчет  энтропии  обо¬
их  рабочих  тел  должен  производиться  от  сече¬
ния  тракта  котла  минимальным  температурным
напором.  В  объединенной  в  7>-диаграмме  для
случая,  когда  dcpmwlcpmr  >  1,  отсчет  энтропии
производится  от  сечения,  в  котором  s  =  %
 В  бинарных  установках  и  в  установках  с
дожиганием  топлива,  как  правило,  суммарная
теплоемкость  потока  уходящих  газов  больше
теплоемкости  потока  питательной  воды
(dCpmW/cpmr<  IX  и  минимальный  температур¬
ный  напор  перемещается  в  сечение  2'5,  соот¬
ветствующее  излому  изобары  пароводяного
рабочего  тела.  В  зарубежной  литературе  точку
излома  изобары  пароводяного  рабочего  тела  в
Ts-  и  7^-диаграммах  часто  называют  pinch
(pinch  point)  [5,  6].
 Одноконтурной  ГПУ,  показанной  на
рис.  4.1.1,  а,  соответствуют  Ts-  и  7^-диаграм-
мы,  показанные  на  рис.  4.2.3.  В  сечении  2'5
котла-утилизатора  возникает  температурный
напор  A  Ts  =  A  rmin,  который  должен  быть  за¬
фиксирован  при  расчете  его  теплового  балан¬
са.  Для  этого  баланс  котла  разбивается  на  две

812  Глава  4.2.  ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ  ОСНОВЫ  КОМБИНИРОВАННЫХ  УСТАНОВОК
 части:  верхнюю,  расположенную  между  сече¬
ниями  4'3st  и  5'2,  и  нижнюю,  расположенную
между  сечениями  5'2  и  6'1  w.  Из  теплового  ба¬
ланса  верхней  части  определяется  относитель¬
ный  расхода  пара  d,  а  из  теплового  баланса
нижней  части  температура  уходящих  газов:
 (1-^)(//4-^)  =  ^(//з5/-Л20; 	(4.2.5)
 (l-?,)(h5  +  hyx)  =  d(hr,-h]w). 	(4.2.6)
 Для  расчета  теплового  баланса  котла-ути¬
лизатора  необходимо  знать  сечение,  в  котором
температурный  напор  АТ  достигает  минималь¬
ного  значения  АТтп.  В  объединенной  ^-диа¬
грамме  тангенс  угла  наклона  изобары  газа  ра¬
вен  d/cpr,  где  срт  —  истинная  удельная  тепло¬
емкость  газа  при  температуре  газа  в  сечении
котла  х,  в  котором  возникает  минимальный
температурный  напор.  Это  сечение  может  сов¬
падать  с  сечением  5'2  (Тх  =  Ts)  или  с  сечением
6'1W  (Тх  =  T]w).  В  общем  случае  вследствие
кривизны  изобар  воды  в  Т^-диаграмме  темпе¬
ратура  Тх  может  принимать  любые  значения  в
диапазоне  T]w  <  Тх<  Ts.
 Для  заданного  относительного  расхода  па¬
ра  точка  х  может  быть  получена  как  точка  каса¬
ния  прямой,  проведенной  под  углом  arctg  d/cpг,
и  изобары  пароводяного  рабочего  тела,  постро¬
енной  в  Th-координатах,  где  h  —  энтальпия  во¬
ды.  Температурный  напор  А7^  =  ATS  минима¬
лен  при  d  <  dlр,  где  dф  =  cw/cpT\  cw,  срг  —  истин¬
ная  удельная  теплоемкость  соответственно
жидкости  на  пограничной  кривой  и  продуктов
сгорания.  При  <  d  <  d0  минимальный  темпе¬
 ратурный  напор  перемещается  в  сечение  котла
х,  в  котором  Тх  <  Ту
 На  рис.  4.2.4  в  Th-координатах  приведено
взаимное  расположение  изобар  газа  и  воды  при
d>drpnd<drp.  В  первом  случае  tx  <  ts,  а  во
втором  t  х  =  t  у  Таким  образом,  относительный
расход  пара  является  функцией  от  температуры
Тх,  т.е.  d  =f  (Тх).  Вид  этих  функций  зависит  от
соотношения  истинных  теплоемкостей  жидко¬
сти  и  продуктов  сгорания.  Для  придания  этой
зависимости  универсального  характера  целесо¬
образно  использовать  приведенный  относитель-
ный  расход  пара  dnp  =  с!срий/срг,  где  ср1Л  —  удель-
ная  теплоемкость  пароводяного  рабочего  тела
при  некоторой  фиксированной  температуре  Т0.
Величина  dnp  не  зависит  от  удельной  теплоемко¬
сти  газа  и,  следовательно,  от  состава  газа,  посту¬
пающего  в  котел-утилизатор.
 Зависимость  dnp  =Л*Х)  ПРИ  разных  давле¬
ниях  пара  приведена  на  рис.  4.2.5.  Здесь  же
показана  зависимость  dnps  от  давления  р.  При
докритическом  давлении  всегда  имеется  такое
значение  dnp  =  dnps,  начиная  с  которого  tx  =  ts.
 Для  расчета  теплового  баланса  котла-ути¬
лизатора  при  dnp  <  dnps  могут  быть  использова¬
ны  уравнения  (4.2.5)  и  (4.2.6),  а  при
dnp  >  dnps  —  следующие  уравнения:
 (l-fy(h4-h,r)  =  d(hisl-hxw);  (4.2.7)
 (l-£,)(hxr  +hyx)  =  d(hxw-h]w),  (4.2.8)
 где  h^  —  энтальпия  воды  при  температуре  Тх;
Ихг  —  энтальпия  продуктов  сгорания  при  тем¬
пературе  Тх  +  А  Тх.
 Рис.  4.2.3.  Идеальный  цикл  одноконтурной  бинарной  ГТУ  по  рис.  4.1.1,  а  в  75-  и  в  7^-диаграммах

ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ  ОСНОВЫ  КОМБИНИРОВАННЫХ  УСТАНОВОК 	813
 Рис.  4.2.4.  К  определению  сечения
котла-утилизатора  х,  в  котором  АТ  =  А
 Рис.  4.2.5.  Зависимости  */пр  =  ДТх,  р)
 и  «V  -Ар)
 Уравнение  теплового  баланса  (4.2.7)  мож¬
но  решить  с  помощью  графика  dnp  =АТХ)  мето¬
дом  последовательных  приближений:  задается
величина  Тх,  по  уравнению  (4.2.7)  определяется
d,  затем  находится  dnp  и  далее  Тх  по  рис.  4.2.5.
 При  d  пр  >  d  пр  s  сечение  с  минимальным
температурным  напором  располагается  в  про¬
межуточной  части  экономайзера  (рис.  4.2.6).
Если  не  учитывать  этого  фактора  и  принять
величину 	= 	Ats, 	то 	фактический 	мини¬
 мальный  температурный  напор  в  сечении  х
котла-утилизатора  будет  на  несколько  граду¬
сов  ниже,  что  приведет  к  погрешности  в  опре-
 Рис.  4.2.6.  Диаграмма  теплообмена  в  котле  при
 делении  площади  поверхности  в  его  эконо-
майзерной  части.  При  этом  следует  иметь  в
виду,  что  в  современных  ГПУ  минимальный
температурный  напор  невелик  и  обычно  со¬
ставляет  8...  15  °С.
 Относительный  расход  пара  в  установках
различных  структурных  схем  с  подводом  тепло¬
ты  топлива  к  пароводяному  рабочему  телу.  От¬
носительный  расход  пара  в  бинарной  установ¬
ке  определяется  из  теплового  баланса  верхней
части  котла-утилизатора:
 ^3  st  ^xw
 (4.2.9)
 В  реальной  комбинированной  установке
температура  питательной  воды  /пв,  поступаю¬
щей  в  котел,  выше  температуры  ее  конденса¬
ции  (/пв  >  /к)  вследствие  того,  что  за  конденса¬
тором  установлены  насосы  и  подогреватели.
Температура  уходящих  газов  в  этом  случае  оп¬
ределяется  из  теплового  баланса  нижней  части
котла-утилизатора:
 В  табл.  4.2.1  показано  изменение  пара¬
метров  котла-утилизатора  при  возрастании
температуры  газа  Та  перед  ней.  Уравнения
 (4.2.9) 	и  (4.2.10)  определяют  основные  пара¬
метры  котла-утилизатора  бинарной  установки
(см.  рис.  4.1.1,а),  в  которой  температура  перед
котлом  равна  температуре  за  газовой  турби¬
ной:  Та  =  Г4.  В  этом  случае  температура  газа  за
котлом  б,  как  правило,  выше  минимально
допустимого  значения.

814
 Глава  4.3.  БИНАРНЫЕ  ГАЗОПАРОВЫЕ  УСТАНОВКИ
 4.2.1.  Изменение  параметров  котла-утилизатора  в  зависимости  от  уровня  дожигания  топлива
 Температура  перед
котлом  Та
 Относительный  расход
пара  d
 Минимальный  темпера¬
турный  напор  Armin
 Температура  уходящих
газов  7^
 При  использовании  камер  дожигания
(см.  рис.  4.1.1,  б)  возрастает  относительный
расход  пара  и  снижается  температура  уходя¬
щих  газов  вплоть  до  минимального  значения
(Та  =  Татр).  В  случае  применения  в  качестве
топлива  природного  газа,  не  содержащего
вредных  примесей,  температура  уходящих  га¬
зов  может  составлять  80...  100  °С.
 В  современных  бинарных  установках  от¬
носительный  расход  d  <  ^ф.  При  некоторой
температуре  Та  =  Та  ф  относительный  расход
пара  d  =  drр.  Дальнейшее  повышение  темпера¬
туры  приводит  к  тому,  что  минимальный  тем¬
пературный  напор  смещается  в  сечение  jc  котла.
 Температура  уходящих  газов  в  рассмотрен¬
ных  случаях  больше  температуры  7^^,  кото¬
рая  определяется  видом  топлива  и  технико-эко¬
номическими  расчетами.  При  этом  минималь¬
ный  температурный  напор  АТХ  =  ДГб  =  const.
 Максимальный  относительный  расход
пара  при  дожигании  топлива  damax,  который
может  быть  получен  при  сохранении  мини¬
мального  температурного  напора,  определяет¬
ся  из  баланса  нижней  части  котла-утилизатора
при  Гух  = 	min  и  АТХ  =  ДТтп:
 ^ 	^ртг  (Тх  + 	) 	— 	Тух
 max 	— 	~ 	•
 с 	1—1
 u  pmw 	Ах  ^пв
 При  дальнейшем  росте  относительного
расхода  пара  (d  <  da  max)  температура  уходящих
газов  А7^ 	= 	const,  а  минимальный  темпе¬
 ратурный  напор  АТХ  возрастает.  В  этом  случае
отсутствует  необходимость  разбиения  теплово¬
го  баланса  котла  на  две  части:
 ^  ~  )
 (^зst  ~  h\  w)
 При  относительном  расходе  пара  d  =  d0
температурные  напоры  равны:  Гх  =  Г^.  Мак¬
 симальный  относительный  расход  пара  может
быть  получен  при  температуре  Та{  =  Tamax,  со¬
ответствующей  минимальному  коэффициенту
избытка  воздуха  в  топочном  объеме  котла.
 Глава  4.3
БИНАРНЫЕ  ГАЗОПАРОВЫЕ  УСТАНОВКИ
 Газопаровые  установки  с  одним  уровнем
давления  пара.  Бинарные  ГПУ  с  одним  уровнем
давления  пара  являются  самыми  простыми.  Та¬
кая  типичная  установка  состоит  из  газотурбин¬
ного  контура  (рис.  4.3.1),  включающего  ком¬
прессор  7,  камеру  сгорания  2,  газовую  турбину
3  и  электрический  генератор  5.  За  газовой  тур¬
биной  располагается  котел-утилизатор  6,  со¬
стоящий  из  пароперегревателя  7,  испаритель¬
ных  поверхностей  8  и  экономайзера  9.  Ко¬
тел-утилизатор  снабжен  барабаном  с  сепарато¬
ром  10  и  циркуляционным  насосом  77.
 Воздух,  направляемый  на  охлаждение  га¬
зовой  турбины,  предварительно  охлаждается  в
теплообменнике  72,  который  используется  в
качестве  дополнительной  испарительной  по¬
верхности  параллельной  испарителю  кот¬
ла-утилизатора.
 Паротурбинная  часть  бинарной  установ¬
ки  включает  паровую  турбину  4,  конденса¬
тор  13,  конденсатный  насос  14,  деаэратор  75  и
питательный  насос  16.
 Наибольшие  проблемы  при  проектирова¬
нии  такой  бинарной  установки  приходится  ре¬
шать  при  организации  теплообмена  в  кот¬
ле-утилизаторе.  Важное  значение  имеет  выбор
минимального  температурного  напора.  Сни¬
жение  температурного  напора  приводит  к  уве¬
личению  расхода  пара,  а  следовательно,  мощ¬
ности  паровой  турбины.  Ориентировочно

БИНАРНЫЕ  ГАЗОПАРОВЫЕ  УСТАНОВКИ
 815
 Рис.  4.3.1.  Конструктивные  схемы  бинарной  ГПУ:
 а  —  с  одним  уровнем  давления  пара;  б  —  с  газоводяным  подогревателем
 можно  считать,  что  снижение  температурного
напора  на  1  °С  приводит  к  увеличению  мощ¬
ности  паровой  турбины  на  0,3...0,35%.  В  то  же
время  при  снижении  минимального  темпера¬
турного  напора  возрастает  площадь  теплооб¬
менной  поверхности  F  котла-утилизатора  в
экспоненциальной  зависимости  (рис.  4.3.2).
 Выбор  минимального  напора  осуществ¬
ляется  на  основании  технико-экономического
анализа.  В  современных  ГТУ  величина  А  7^  =
=  8...15  °С  [5].
 Заметное  влияние  на  показатели  комби¬
нированных  установок  оказывают  параметры
пара  утилизационного  контура.  Для  ГПУ  с  од¬
ним  уровнем  давления  пара  в  первом  прибли-
 Рис.  4.3.2.  Влияние  минимального  температур¬
ного  напора  ATmin  на  изменение  площади  по¬
верхности  AF  котла-утилизатора
 жении  рекомендуется  принимать  следующие
их  значения  [4]:
 давление  пара  в  барабане  р6  =  6...  10  МПа;
давление  воды  за  питательным  насосом
Ртш  =  (1.1—1.5)/>б;
 давление  воды  за  экономайзером  рэк  =
=  1,05Рб;
 недогрев  воды  в  экономайзере  до  кипе¬
ния  8...10  °С;
 гидравлическое  сопротивление  паропере¬
гревателя  Арпп  =  0,2...0,3  МПа.
 Если  газотурбинная  часть  комбинирован¬
ной  установки  уже  выбрана,  то  оптимальными
будут  такие  параметры  пара,  которые  обеспе¬
чат  максимальную  мощность  паротурбинной
части.  Мощность  паротурбинной  части
 ^пч=адл0/, 	(4.3.1)
 где  Ht  —  располагаемый  теплоперепад  на  тур¬
бину;  г|0/  —  внутренний  относительный  КПД
турбины.
 Если  левую  и  правую  части  этого  уравне¬
ния  разделить  на  количество  теплоты,  содер¬
жащейся  в  уходящих  газах  газовой  турбины
(2ух  гг*  то  можно  определить  КПД  паровой  час¬
ти  бинарной  установки:
 Лпч  =ЛкуЛ/По/> 	(4.3.2)
 где  Лку  —  КПД  котла-утилизатора;  г|,  —  тер¬
мический  КПД  цикла.
 Таким  образом,  для  получения  макси¬
мального  КПД  комбинированной  установки
при  заданной  ее  газовой  части  необходимо

816
 Глава  4.3.  БИНАРНЫЕ  ГАЗОПАРОВЫЕ  УСТАНОВКИ
 Рис.  4.3.3.  Влияние  давления  пара  р  на  КПД
паровой  части  бинарной  установки  и  степени
влажности  W  за  турбиной  при  Тп  =  560  °С
 обеспечить  максимальный  КПД  паровой  части
комбинированной  установки.
 Повышение  давления  пара  приводит  к
снижению  КПД  котла-утилизатора  вследствие
уменьшения  расхода  пара  и  связанного  с  ним
роста  температуры  уходящих  газов.  При  этом
возрастает  термический  КПД  паротурбинного
цикла  и  снижается  внутренний  относительный
КПД  турбины,  что  обусловлено  увеличением
степени  влажности  W.  Совокупное  влияние
перечисленных  выше  воздействий  на  КПД  па¬
ровой  части  показано  на  рис.  4.3.3.
 При  оптимальном  давлении  пара  КПД
паровой  части  бинарной  установки,  а  следова¬
тельно,  общий  КПД  ГПУ,  достигает  макси¬
мального  значения.  По  мере  снижения  темпе¬
ратуры  пара  перед  турбиной  оптимальное  дав¬
ление  пара  уменьшается.  Однако  влияние  дав¬
ления  пара  на  КПД  ГПУ  более  значительно,
чем  влияние  температуры  пара.
 Как  уже  отмечалось,  бинарные  ГПУ  с  од¬
ним  контуром  давления  пара  имеют  высокий
КПД.  На  рис.  4.3.4  приведена  диаграмма  энер¬
гетических  потоков  ГПУ,  выполненной  на  ба¬
зе  современной  ГТУ,  имеющей  КПД  37,5%.
 Недостатком  ГПУ  рассматриваемого  типа
является  использование  вакуумного  деаэратора
при  давлении  0,02  МПа.  В  настоящее  время  ва¬
куумные  деаэраторы  в  нашей  стране  выпуска¬
ются  только  на  небольшие  расходы  питатель¬
ной  воды.  Кроме  того,  наличие  трубопроводов
и  оборудования,  работающих  под  вакуумом,
создает  дополнительные  трудности,  связанные
с  присосами  воздуха  из  окружающей  среды.
 Эта  проблема  решается  за  счет  предвари¬
тельного  подогрева  питательной  воды  перед  де-
 Рис.  4.3.4.  Диаграмма  энергетических  потоков
бинарной  ГПУ  с  одним  контуром  давления  пара
 аэратором  в  газоводяном  подогревателе  17  (см.
рис.  4.3.1,  б).  По  сравнению  со  схемой  бинар¬
ной  ГПУ  с  одним  уровнем  давления  пара  в  ко-
тел-утилизатор  рассматриваемой  установки
кроме  газоводяного  подогревателя  включен
также  насос  рециркуляции  конденсата  18,  по¬
зволяющий  регулировать  температуру  конден¬
сата,  поступающего  в  газоводяной  подогрева¬
тель.  Необходимость  такой  регулировки  возни¬
кает,  например,  в  случае,  когда  в  качестве  ос¬
новного  топлива  используется  природный  газ,
а  в  качестве  резервного  —  жидкое  топливо,  со¬
держащее  серу  и  другие  вредные  примеси.
 Применение  газоводяного  подогревателя
позволяет  использовать  в  составе  ГПУ  деаэра¬
торы  обычных  ПТУ.
 Газопаровые  установки  с  двумя  уровнями
давления  пара.  В  ГПУ  с  одним  уровнем  давле¬
ния  пара  производится  недостаточное  количе¬
ство  пара  для  глубокой  утилизации  теплоты
уходящих  газов.  Температура  уходящих  газов  в
таких  установках  может  достигать  150...  180  °С
 и, 	следовательно,  в  таких  установках  имеется
возможность  генерировать  пар  более  низкого
давления,  чем  в  первом  контуре.  Схема  бинар¬
ной  ГПУ  с  двумя  уровнями  давления  пара
приведена  на  рис.  4.3.5.
 Контур  высокого  давления  установки  со¬
стоит  из  питательного  насоса  21  двух  ступе¬
ней,  экономайзера  11,  15,  испарителя  9,  бара¬
бана  10  и  пароперегревателя  8.  Пар  контура
высокого  давления  подается  в  часть  высокого
давления  4  паровой  турбины.
 Контур  низкого  давления  установки  со¬
стоит  из  питательного  насоса  22,  экономайзе-

СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ
 817
 Рис.  4.3.5.  Схема  бинарной  ГПУ  с  двумя  уровня¬
ми  давления  пара  без  промежуточного  перегрева:
 1 	—  компрессор;  2  —  камера  сгорания;  3  —  газо¬
вая  турбина;  4  —  часть  высокого  давления  паро¬
вой  турбины;  5  —  часть  низкого  давления  паро¬
вой  турбины;  6  —  генератор;  7  —  котел-утилиза¬
тор;  8  —  пароперегреватель  высокого  давления;
9  —  испаритель  высокого  давления;  10  —  барабан
высокого  давления;  11  —  вторая  ступень  эконо¬
майзера  высокого  давления;  12  —  пароперегрева¬
тель  низкого  давления;  13  —  испаритель  низкого
давления;  14  —  барабан  низкого  давления;
 15 	—  первая  ступень  экономайзера  высокого  дав¬
ления;  16  —  экономайзер  низкого  давления;  17  —
газоводяной  подогреватель;  18  —  конденсатор;
19  —  конденсашый  насос;  20  —  деаэратор;  21  —
питательный  насос  высокого  давления;  22  —  пи¬
тательный  насос  низкого  давления
 ра  16,  испарителя  13,  барабана  14  и  паропере¬
гревателя  12.  Пар  контура  низкого  давления
направляется  в  часть  низкого  давления  5  паро¬
вой  турбины.
 Бинарные  газопаровые  установки  с  двумя
уровнями  давления  пара  могут  выполняться
как  без  промежуточного  перегрева  пара,  так  и
с  промежуточным  перегревом,  после  которого
пар  направляется  в  часть  среднего  давления
паровой  турбины.
 Для  контура  низкого  давления  таких  ГПУ
в  первом  приближении  рекомендуется  прини¬
мать  следующие  значения  параметров:
 давление  пара  в  барабанер6  =  0,5...0,7  МПа;
 давление  воды  за  питательным  насосом
Рпн  (1  Д  •••
 гидравлическое  сопротивление  паропере¬
гревателя  АрПТ1  =  0,04...0,05  МПа.
 давление  промежуточного  перегрева  пара
Рпп  0,25  от  давления  пара  высокого  давления  [5].
 СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ
 1. 	Арсеньев  Л.В.,  Зысин  В  А,  Кириллов  И.И.,
Ходак  ЕА  Принципы  совершенствования  кон¬
денсационных  парогазовых  установок  //  Энерго¬
машиностроение.  1968.  №  11.  С.  31-33.
 2. 	Исследование  тепловых  характеристик
газотурбинной  установки  ГТЭ-110  /  А.В.  Агеев
и  др.  //Теплоэнергетика.  2004.  №  11.  С.  56-59.
 3. 	Каталог  газотурбинного  оборудования.
Газотурбинные  технологии:  Приложение.  Ры¬
бинск,  2000.  268  с.
 4. 	Цанев  С.В.,  Буров  В.Д.,  Ремезов  А.Н.
Газотурбинные  и  парогазовые  установки  теп¬
ловых  электростанций.  М.:  Изд-во  МЭИ,  2002.
 5. 	Kehlhofer  R.,  Bachmann  R.,  Nielsen  H.,
Warner  J.  Combined-Cycle  Gas  and  Steam  Turbi¬
ne  Power  Plants.  Tulsa.  Oklahoma:  PennWell,
 1999. 	286  p.
 6. 	Meherwan  Dr.,  Boyce  P.E.  Cogeneration
and  Combined  Cycle  Power  Plants.  New  York:
ASME  PRESS,  2002.  P.  48-51.

Раздел  5
 ПРОЧНОСТЬ,  НАДЕЖНОСТЬ,  ВИБРАЦИЯ,
ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Глава  5.1
 ПРОЧНОСТЬ  РАБОЧИХ  ЛОПАТОК
 5.1.1. 	ОБЩИЕ  ПОЛОЖЕНИЯ
 Надежность  рабочих  лопаток  определяет¬
ся  как  статической,  так  и  динамической  проч¬
ностью.
 Рабочие  лопатки  испытывают  действие
нагрузок  от  центробежных  сил,  вызывающих
как  их  растяжение,  так  и  изгиб,  и  статическое
и  динамическое  воздействие  парового  потока.
 При  расчетах  прочностные  характеристи¬
ки  материала  лопаток  и  связей  принимают  по
нижнему  уровню  значений  установленных
нормативно-технической  документацией  на
заготовки.  Температура  металла  лопаток  и
связей  определяется  тепловым  расчетом  про¬
точной  части  турбины,  а  лопаток  последних
ступеней  —  расчетом  на  малорасходных  режи¬
мах.  При  вычислении  центробежных  сил,  дей¬
ствующих  на  элементы  лопатки  и  связи,  час¬
тоту  вращения  ротора  принимают  равной  но¬
минальной  частоте  вращения,  установленной
техническим  заданием  на  турбину.  Номиналь¬
ные  размеры,  указанные  на  чертежах  лопатки,
берутся  без  учета  полей  допусков.
 Предусмотренные  минимальные  значе¬
ния  коэффициентов  запаса  прочности  обеспе¬
чивают  статическую  прочность  лопаток  при
соблюдении  следующих  условий:
 расчеты  напряженного  состояния  лопа¬
ток  и  связей  произведены  в  соответствии  с
требованиями  существующих  норм;
 качество  металла  лопаток  и  связей  соот¬
ветствует  требованиям  технических  условий
утвержденных  в  установленном  порядке;
 качество  изготовления  лопаток  и  связей
соответствует  требованиям  рабочих  чертежей
предприятия-изготовителя  турбины;
 эксплуатационные  режимы  работы  тур¬
бины  соответствуют  требованиям  действую¬
щих  инструкций  по  эксплуатации  и  техниче¬
ским  условиям  на  турбины;
 при  ремонтах  паровой  турбины  выполня¬
ются  все  операции  по  контролю  и  ремонту  об¬
 лопачивания,  предусмотренные  соответствую¬
щими  инструкциями.
 При  этом  должны  быть  соблюдены  тре¬
бования  по  предельным  отклонениям  разме¬
ров  профильной  части  лопатки,  предусмот¬
ренные  соответствующими  стандартами.  Та¬
кие  допустимые  отклонения  размеров  в  расче¬
те  на  прочность  не  учитываются.
 Условия  работы.  Рабочие  лопатки  испы¬
тывают  разного  рода  динамические  усилия.
Наибольшими  являются  центробежные  силы,
действующие  на  лопатки  при  вращении.  В  за¬
висимости  от  рабочей  частоты  вращения  тур¬
бины,  а  также  от  размеров  лопатки  значения
действующих  на  нее  центробежных  сил  могут
изменяться  в  очень  широких  пределах,  дости¬
гая  для  лопаток  последних  ступеней  ЦНД  не¬
скольких  меганьютонов.  Если  в  лопатках  по¬
стоянного  сечения  центробежные  силы  в  ос¬
новном  вызывают  напряжения  растяжения,  то
в  закрученных  лопатках  переменного  сечения
помимо  напряжений  растяжения  возникают
значительные  напряжения  изгиба  и  кручения.
 Кроме  центробежных  сил  на  рабочие  ло¬
патки  действуют  силы  от  потока  пара.  Зная
удельный  расход  пара,  перепад  на  ступень,  из¬
менение  степени  реакции  и  окружной  скоро¬
сти  по  высоте  лопатки,  а  также  КПД  ступени
и  число  рабочих  лопаток,  можно  найти  рас¬
пределенную  нагрузку,  действующую  на  ло¬
патку  в  тангенциальном  (в  плоскости  диска)  и
аксиальном  (перпендикулярно  к  плоскости
диска)  направлениях,  а  затем  и  суммарные
усилия.  Силы,  действующие  на  лопатку  от  по¬
тока  пара,  значительно  меньше,  чем  центро¬
бежные  силы,  и  достигают  максимальных  зна¬
чений,  равных  нескольким  килоньютонам,  в
регулирующих  ступенях  мощных  турбин.  По¬
скольку  действующие  от  парового  потока  си¬
лы  направлены  перпендикулярно  к  оси  лопат¬
ки,  то  они  вызывают  в  лопатке  изгибающие
напряжения  —  напряжения  парового  изгиба.
 Помимо  напряжений,  возникающих  от
действия  этих  сил,  лопатки  испытывают  тер¬
мические  напряжения  при  пусках,  остановках
и  изменении  нагрузки  турбины.  В  лопатках

РАСЧЕТЫ  НА  СТАТИЧЕСКУЮ  И  ДИНАМИЧЕСКУЮ  ПРОЧНОСТЬ
 819
 стационарных  паровых  турбин  термические
напряжения  значительно  меньше,  чем  напри¬
мер,  в  лопатках  ГТД.  Относительно  большие
напряжения  могут  возникнуть  в  лопатках  ре¬
гулирующих  ступеней  при  соединении  лопа¬
ток  достаточно  жесткими  связями,  а  также  в
лопатках  последних  ступеней  ЦНД  при  малых
нагрузках  и  ухудшенном  вакууме.
 Кроме  статических  и  термических  напря¬
жений  в  рабочих  лопатках  в  процессе  эксплуа¬
тации  могут  возникать  динамические  напря¬
жения,  периодически  изменяющиеся  во  вре¬
мени.  В  отличие  от  статических  напряжений
значения  переменных  напряжений  не  могут
быть  вычислены  с  требуемой  для  практики
точностью,  что  объясняется  недостаточностью
знаний  как  возмущающих,  так  и  демпфирую¬
щих  сил.  Существует  три  вида  различных  ко¬
лебаний  лопаток  турбин:
 1) 	вынужденные,  вызываемые  перемен¬
ными  во  времени  усилиями  потока  пара.
Опасный  уровень  переменных  напряжений
достигается  в  этом  случае  только  в  условиях
резонанса,  т.е.  при  совпадении  частоты  возму¬
щающей  силы  с  одной  из  собственных  частот
колебаний  лопаток;
 2) 	вынужденные,  связанные  с  вибрацией
ротора  турбины.  Поскольку  в  мощных  стацио¬
нарных  турбоустановках  отсутствует  редуктор-
ная  передача,  опасные  переменные  напряже¬
ния  в  лопатках,  вызванные  вибрацией  ротора,
как  правило,  могут  возникнуть  только  при
аварийном  режиме  короткого  замыкания,  ко¬
гда  валопровод  турбоагрегата  совершает  ин¬
тенсивные  крутильные  колебания  [56];
 3) 	автоколебания  и  срывные  колебания
лопаток  в  потоке  пара,  не  кратные  частоте
вращения  турбины.
 Теоретически  автоколебания  и  срывные
колебания  лопаток  турбин  недостаточно  изуче¬
ны  из-за  значительной  сложности  возникаю¬
щих  процессов.  В  отличие  от  вынужденных  ко¬
лебаний  частоты  срывных  колебаний  и  автоко¬
лебаний  не  кратны  частоте  вращения  ротора,  а
практически  совпадают  с  одной  из  собствен¬
ных  частот  лопаток.  Возбуждение  той  или  иной
собственной  формы  и  уровень  переменных  на¬
пряжений  определяются  механизмом  энергооб¬
мена  колеблющихся  лопаток  с  потоком  пара.
Наибольшая  вероятность  возникновения  авто¬
колебаний  или  срывных  колебаний  имеет  ме¬
сто  в  последних  ступенях  ЦНД.
 Требования,  предъявляемые  к  материалам.
При  выборе  материала  рабочих  лопаток  паро¬
 вых  турбин  следует  учитывать  сложный  ком¬
плекс  внешних  воздействий  на  лопатку:  высо¬
кие  статические  и  динамические  (вибрацион¬
ные)  напряжения,  концентрацию  напряже¬
ний,  ползучесть  (в  высокотемпературной  час¬
ти  турбины),  эрозию  и  коррозию.  Как  уже
рассматривалось,  основными  материалами  для
лопаток  турбин  являются  преимущественно
хромистые  коррозионно-стойкие  стали  мар-
тенситного  и  мартенситно-ферритного  класса,
обладающие  высоким  уровнем  декремента  за¬
тухания  колебаний.  Для  значительно  нагру¬
женных  рабочих  лопаток  последних  ступеней
находят  применение  титановые  сплавы,  кото¬
рые  почти  не  уступают  сталям  по  прочности,
но  имеют  существенно  меньшую  удельную
плотность,  что  приводит  к  соответственному
снижению  напряжений  от  центробежных  сил.
 5.1.2. 	РАСЧЕТЫ  НА  СТАТИЧЕСКУЮ
 И  ДИНАМИЧЕСКУЮ  ПРОЧНОСТЬ
 До  недавнего  времени  основным  методом
расчетов  напряженно-деформированного  со¬
стояния  и  вибрационных  характеристик  была
«стержневая»  теория,  рассматривающая  лопат¬
ку  как  тонкий,  естественно  закрученный  стер¬
жень.  Лопатки  условно  подразделяют  на  гиб¬
кие  и  жесткие,  и  для  каждого  класса  вводи¬
лись  свои  дополнительные  предположения.
Для  жестких  лопаток  упругие  прогибы  и  углы
поворота  сечений  считаются  малыми  и  не  из¬
меняющими  геометрическую  форму  ее  осевой
линии.  В  этом  случае  напряжения  в  лопатке  от
действия  центробежных  сил  и  паровых  усилий
можно  определять  отдельно.  Для  расчета  жест¬
ких  лопаток  используется  теория  прямых
стержней  (теория  балок).  К  жестким  относят
большинство  лопаток  паровых  турбин:  все
ступени  ЦВД  и  ЦСД,  а  также  лопатки  первых
ступеней  ЦНД.
 Особенность  расчета  гибких  естественно
закрученных  лопаток  заключается  в  том,  что
при  рассмотрении  их  деформации  необходимо
учитывать  взаимосвязанность  деформаций
растяжения,  изгиба  и  кручения.  Кроме  того,
при  вычислении  изгибающего  и  крутящего
моментов  нельзя  считать  малыми  упругие  про¬
гибы  и  углы  поворотов  сечений  и  пренебре¬
гать  ими,  как  это  делается  при  расчете  жест¬
ких  лопаток.
 На  поведение  спектра  собственных  час¬
тот  закрученного  стержня  существенно  влияет
соотношение  главных  гибкостей  тх.  Формы

820
 Глава  5.1.  ПРОЧНОСТЬ  РАБОЧИХ  ЛОПАТОК
 колебаний  закрученных  стержней  являются
пространственными,  они  не  имеют  узлов  как
неподвижных  точек  оси  стержня,  которые  по¬
зволяют  достаточно  просто  классифицировать
формы  колебаний  незакрученного  стержня.
Начальную  закрученность  стержней  двусим¬
метричного  поперечного  сечения  учитывает
классическая  теория  стержней  Кирхго¬
фа—  Клебша.  Однако  поперечные  сечения  ра¬
бочих  лопаток  имеют  явно  выраженную  не-
симметрию  сечения,  которая  приводит  к  взаи¬
мосвязи  различных  видов  колебаний.  Инерци¬
онная  связь  изгибных  и  крутильных  колеба¬
ний  возникает  вследствие  несовпадения  цен¬
тров  масс  и  изгиба  сечения.  Учет  этого  несов¬
падения  уточняет  классическую  теорию
стержней  Кирхгофа—Клебша,  но  не  является
достаточным  для  описания  колебаний  закру¬
ченных  лопаток  несимметричного  сечения.
 Техническая  теория  закрученных  стерж¬
ней  учитывает,  кроме  того,  деформацию  про¬
дольных  винтовых  волокон  при  упругом  кру¬
чении  стержня.  Даже  для  стержня  с  двусим¬
метричным  поперечным  сечением  при  этом
возникает  связь  продольной  и  крутильной  де¬
формаций.  У  стержня  с  несимметричным  по¬
перечным  сечением  продольные  деформации
при  кручении  вызывают  не  только  продоль¬
ную  силу,  но  и  изгибающие  моменты,  а  изгиб
закрученного  стержня  с  несимметричным  се¬
чением  за  счет  поперечных  составляющих  де¬
формаций  винтовых  волокон  вызывает  дефор¬
мацию  кручения.  Таким  образом,  возникает
деформационная  связь  изгибных,  крутильных
и  продольных  колебаний.  Однако  теория
стержней  не  описывает  деформацию  попереч¬
ного  сечения  в  своей  плоскости.  Поэтому  с  ее
помощью  нельзя  получить  формы  узловых  ли¬
ний,  пересекающих  одно  поперечное  сечение
2  раза  и  более.  Такие  формы  колебаний  опи¬
сываются  теорией  пластин  и  оболочек.  Ис¬
пользование  теории  оболочек  позволяет  легко
учесть  деформации  лопатки  в  поперечном  на¬
правлении,  скос  кромок  в  корне  и  на  перифе¬
рии  лопатки,  частичную  заделку  в  корневом
сечении  и  парусность  лопаток.  Наибольшее
распространение  эти  модели  получили  для
тонких  компрессорных  лопаток.
 Классическая  теория  стержней  Кирхго-
фа-Клебша.  Классическая  теория  основана  на
гипотезе  плоских  сечений,  согласно  которой
сечения,  плоские  до  деформации  стержня,  ос¬
таются  плоскими  и  нормальными  к  оси  и  по¬
сле  деформации.  Сечение,  таким  образом,
 рассматривается  как  недеформируемая  часть
плоскости.  Оно  поворачивается  на  углы  ух,  уу
относительно  осей  хиу,  а  поворот  сечения  в
своей  плоскости  на  угол  0  в  общем  случае
происходит  относительно  некоторой  точ¬
ки  0j  —  центра  поворота  с  координатами  xs,  ys.
С  точностью  до  бесконечно  малых  второго  по¬
рядка  перемещения  любой  точки  стержня  в
системе  координат  х,  у,  г,  согласно  гипотезе
плоских  сечений,  будут  равны
 U  =  и  —  ву};
 V=v  +  Sxx\ 	(5.1.1)
 W  =  w  —  их  —  v  'у,
 где  хх  =  х  -  xs\  ух  =  у  -  ys.
 Зависимости  для  этих  перемещений  по¬
зволяют  получить  выражение  для  продольной
деформации
 ez=  W'  =  w'  —  и"х  —  Y'y.  (5.1.2)
 Остальные  деформации  оказываются
равными  нулю.  Поскольку  в  классической
теории  стержней  напряжения  от  поперечного
взаимодействия  волокон  не  учитываются,  со¬
гласно  закону  Гука  для  одномерной  деформа¬
ции  нормальные  напряжения  gz  оказываются
распределенными  по  сечению  по  линейному
закону
 cz  =  Eez  =  E(w'  -  и"х  -  у"у), 	(5.1.3)
 где  Е  —  модуль  упругости  материала.
 Отсюда  можно  найти  зависимости  для
продольной  силы  и  изгибающих  моментов.
 Поскольку  зависимости  для  перемеще¬
ний  (5.1.1)  не  позволяют  получить  выражения
для  касательных  напряжений,  зависимости
для  продольной  силы  и  изгибающих  моментов
должны  дополниться  зависимостью  для  крутя¬
щего  момента,  которая  предполагается  такой
же,  как  и  для  незакрученного  стержня:
 M=GIde\ 	(5.1.4)
 где  G  —  модуль  сдвига;  Id  —  геометрическая
жесткость  стержня  на  кручение.  В  подвижной
системе  координат  £г|  z  зависимости
 (5.1.1)—(5.1.3)  приводятся  к  виду:
 Щ  =  и%-  0!;,;
 +  И;
 w=  W  -  Yi£  - 	(5.1.5)
 et  =  w’  -  Х$Т|  -  ХцЪ
at  =  E(w'  -  х^Ц  -  7ф-

РАСЧЕТЫ  НА  СТАТИЧЕСКУЮ  И  ДИНАМИЧЕСКУЮ  ПРОЧНОСТЬ
 821
 Направление  осей  координат  £г|  выбира¬
ется  так,  чтобы
 I^  =  jfy\dF  =  0. 	(5.1.6)
 Тогда  оси  £г|  несоответствующие  осевые
моменты  инерции  К,  и  1г\  называют  главными
центральными.  В  подвижной  системе  коорди¬
нат
 Pz  =  EFw'  =  EFe;
Щ  =  Е1ф.;
 Мп  =  ЕГпХц,
 Mz  =  GIdQ  =  GIdx.
 (5.1.7)
 В  теории  Кирхгофа—Клебша  предполага¬
ется,  что  соотношения  (5.1.5),  (5.1.7)  остаются
справедливыми  и  для  закрученных  стержней.
В  системе  координат  xyz  связь  возникает  меж¬
ду  компонентами  изгибающего  момента  Мх,
Му  и  компонентами  кривизны  и",  v",  что  отра¬
жает  пространственный  характер  изгиба
стержня.
 Техническая  теория  закрученных  стерж¬
ней.  Для  закрученных  стержней  несимметрич¬
ного  поперечного  сечения  необходимо  учиты¬
вать  связь  изгибной,  крутильной  и  продоль¬
ной  деформаций.  В  то  же  время  следует  обес¬
печить  возможность  достаточно  эффективного
решения  практических  задач  для  стержней  пе¬
ременного  сечения.  Стремление  удовлетворить
оба  требования  привело  к  построению  техни¬
ческой  теории  закрученных  стержней.
 Предполагается,  что  центр  поворота  сече¬
ния  0j  в  своей  плоскости  совпадает  с  центром
изгиба  сечения.  В  каждом  сечении  вводятся
местные  системы  координат  хху{  и  ^1Г|1  с  нача¬
лом  в  центре  изгиба,  оси  которых  параллельны
осям  систем  ху  и  £г|  с  началом  в  центре  масс
сечения.  Зависимости  для  перемещений  любой
точки  стержня  будут  отличаться  от  зависимо¬
стей  классической  теории  учетом  депланации
поперечного  сечения  при  кручении.  Для  каж¬
дого  поперечного  сечения  стержня  она  опреде¬
ляется  как  функция  кручения  соответствующе¬
го  призматического  стержня.  Для  закрученного
стержня  постоянного  поперечного  сечения  в
системе  координат  функция  кручения  не
зависит  непосредственно  от  координаты  z.
 Перемещения  любой  точки  стержня  в
системе  х,  у,  z  определяются  зависимостями
 U  =  и  —  Qyx]
 V=v  +  Sxx\ 	(5.1.8)
 W  =  w  —  u'x  —  v'y  +  0'cp.
 Окончательно  выражения  для  деформа¬
ций  приобретают  вид:
 „2.
 ■  w'  —  и"х  —  у"у  +  0%^
Ех  =  гУ  =  Уху  =  0;
 Эх
 (5.1.9)
 =  n/3q>
 ду
 По  сравнению  с  классической  теорией  за¬
крученных  стержней  здесь  вводятся  дополни¬
тельные  геометрические  характеристики  сече¬
ния  стержня:  полярно-осевые  моменты  инерции
 Ixr  =  \yr?dF  и  Iyr  =  \xr?dF,  (5.1.10)
 F 	F
 и  жесткость  на  кручение  закрученного  стержня
 (5.1.11)
 GId=GI°d+xlEIn
 где  Ir  =  j  г,  dF.
 F
 В  подвижной  системе  координат  вы¬
ражения  для  перемещений  и  деформаций  со¬
ответственно  имеют  вид:
 Щ  =  и%-  0^1;
 уц  =  +  0ть;
 ^=м,_^_Учт,  +  0'ф; 	(5.1.12)
 ег  =  w'  -  Xrf,  +  %f\  +  0Vi2;
 ч  =  ^  =  уш  =  °;
 ть=вШ-’11)
 Зависимости  для  сил  и  моментов  следую¬
 щие:
 GId
 Ml  =Mc+  Мв  т0
 Щ
 GId
 EL
 Лг.
 GI,
 (5.1.13)
 м,
 мп
 цг

822
 Глава  5.1.  ПРОЧНОСТЬ  РАБОЧИХ  ЛОПАТОК
 Основные  отличия  технической  теории
закрученных  стержней  от  классической  опреде¬
ляются  учетом  в  выражениях  для  продольной
деформации  ez  члена  0'тог,2,  отражающего  де¬
формации  растяжения-сжатия  вследствие  из¬
менения  длины  продольных  винтовых  волокон
при  кручении  стержня  с  начальной  закручен-
ностью.  Даже  для  стержня  с  двусимметричным
поперечным  сечением  при  этом  возникает
связь  продольной  и  крутильной  деформаций.
У  стержня  с  несимметричным  поперечным  се¬
чением  деформации  винтовых  волокон  при
кручении  вызывают  не  только  продольную  си¬
лу,  но  и  изгибающие  моменты,  а  изгиб  закру¬
ченного  стержня  с  несимметричным  сечением
за  счет  поперечных  составляющих  деформаций
винтовых  волокон  —  деформацию  кручения.
 Постановка  граничных  условий.  Колеба¬
ния  облопаченных  дисков  турбомашин  с  уче¬
том  межлопаточных  связей  в  литературных  ис¬
точниках  освещены  достаточно  широко.
 Для  лопаток,  замкнутых  на  круг  проволоч¬
ными  связями  (например,  демпферными  прово¬
локами),  связи  можно  схематизировать  в  виде
стержней  и  получить  соотношения  между  про¬
гибами  и  углами  наклона  поперечного  сечения
лопатки,  где  установлена  связь,  и  действующи¬
ми  на  лопатку  от  связи  при  колебаниях  перере¬
зывающими  силами,  изгибающими  и  крутящим
моментами.  В  общем  случае  система  дифферен¬
циальных  уравнений,  определяющая  частоты
внутрипакетных  колебаний  лопаток  с  замкнуты¬
ми  на  круг  связями,  имеет  в  2  раза  более  высо¬
кий  порядок,  чем  система  уравнений,  опреде¬
ляющая  частоты  отдельной  лопатки,  рассматри¬
ваемой  как  тонкостенный  естественно  закру¬
ченный  стержень.  В  некоторых  практически
наиболее  важных  случаях  задача  определения
частот  внутрипакетных  колебаний  может  быть
сведена  к  задаче  определения  частот  колебаний
отдельной  лопатки  со  специфическими  гранич¬
ными  условиями  в  местах  установки  связей:
 4ErFr  я/я.
 &=-
 -usm
 _  _  24ЕС  1„
vy  ^
 _  4  Ес1а,
t
 ~  .  2  кт
2  sin  	■
 кт  .  2  пт
 	sin
 МУ
 Mv
 Mt  =  -
 AG  Т
 c_j_oc
 t
 4ErIr7
 -и  sm
 -  .  2  nm
-2sm
 2  m,
 (5.1.14)
 ~  ~  •  2  nm
3-2  sm
 где  Qx,  Qy  и  Mx,  My,  Mz  —  перерезывающие  си¬
лы,  изгибающие  и  крутящие  моменты,  дейст¬
вующие  на  лопатку  при  внутрипакетных  коле¬
баниях;  и,  v,  0  —  перемещения  в  направлении
осей  х  и  у  и  угол  поворота  относительно  оси  z
центра  тяжести  поперечного  сечения  лопатки;
и',  v'  —  производные  функций  и  и  v  по  коор¬
динате  z\  Ес,  Gc  —  модули  упругости  I  и  II  рода
материала  связи;  Fc,  1^,  Icz,  Тос  —  площадь  и
моменты  инерции  поперечного  сечения  связи
относительно  осей  z  их,  а  также  жесткость  по¬
перечного  сечения  связи  на  кручение;  t  —  дли¬
на  шага  связи;  m,  Z\  —  соответственно  число
узловых  диаметров  и  лопаток  на  колесе.
 Для  бандажированных  лопаток  может
быть  применен  аналогичный  подход.  Однако
представление  бандажной  полки  в  виде  стерж¬
ня  постоянного  поперечного  сечения  является
весьма  грубым.  В  связи  с  этим  требуется  вве¬
сти  специальные  поправочные  коэффициен¬
ты  Hh  учитывающие  как  отличие  бандажной
полки  от  стержня  постоянного  сечения,  так  и
зазоры  по  части  боковой  поверхности  полок,
дополнительную  податливость  контактного
стыка  и  др.  Собственные  частоты  бандажных
полок  значительно  выше  низших  частот  коле¬
баний  лопаточного  венца,  поэтому  можно  ог¬
раничиться  определением  статической,  а  не
динамической  жесткости  пояса  бандажных
полок.  Для  надежного  определения  поправоч¬
ных  коэффициентов  Я,  требуется  проведение
как  расчетных,  так  и  экспериментальных  ис¬
следований,  а  граничные  условия  на  вершине
бандажированной  лопатки  имеют  вид:
 ~  4ErFr  „  .  2  пт
Qx  =  -—с—^иНх  sm  —;
 t 	zx
 24£^уя2
 4  F  Т
 Мх=-с1сху'Нг
 t
 ~  .  2  пт  пт  .  2  пт
 2  sin  			sm
 zx  zx
 ~ 	. 	2 	nm
 3-2  sm
 )
 (5.1.15)
 4GrTor  ,TT  .2  nm
M  =  -—w'#  sm  —;
 Mt=-
 4  F  T
 =  -  cIczeH
 т  •  2  пт  I
3-2sm  	 ,
 где  и,  v  —  перемещения  точки  бандажной  пол¬
ки,  совпадающей  с  центром  тяжести  попереч-

РАСЧЕТЫ  НА  СТАТИЧЕСКУЮ  И  ДИНАМИЧЕСКУЮ  ПРОЧНОСТЬ
 823
 ного  сечения  лопатки;  Qx,,  Qy  и  Мх,  Л/у,  —
равнодействующие  распределенных  нагрузок,
действующих  в  поперечном  сечении  лопатки.
 Граничные  условия  в  корневом  сечении
лопатки,  с  учетом  податливости  заделки  [14],
следующие:
 v(O)  =  -cH0(O)+  с12М(0);
 ^  =  с22М(0)-с21т, 	(5.1.16)
 dz
 где  Су  —  коэффициенты,  полученные  для
стержня  прямоугольного  поперечного  сечения
и  зависящие  только  от  формы  поперечного  се¬
чения;  v  —  перемещение  оси  лопатки  в  корне¬
вом  сечении  в  тангенциальном  направлении;
М(0)  =  4стаха2Ь/3\  £?(0)  =  4тab  для  стержня
прямоугольного  поперечного  сечения.
 Области  применимости  различных  моделей
лопаток.  В  настоящее  время  существует  до¬
вольно  много  моделей,  используемых  для  опи¬
сания  рабочих  лопаток.  Ввиду  отсутствия  еди¬
ного  подхода  при  их  моделировании,  необхо¬
димо  определить  границы  областей  примени¬
мости  различных  моделей.  При  построении
моделей  рабочих  лопаток  до  настоящего  вре¬
мени  широко  используется  классическая  тео¬
рия  закрученных  стержней  Кирхгофа—Клеб-
ша,  особенно  для  сложных  систем  типа  обло-
паченных  дисков  и  пакетов  лопаток.  Эта  тео¬
рия  верна  для  закрученных  стержней  двусим¬
метричного  поперечного  сечения  и  имеет  в
этом  случае,  согласно  решениям  задачи  тео¬
рии  упругости,  область  применимости,  опре¬
деляемую  максимальным  углом  наклона  про¬
дольного  винтового  волокна:
 РИ<^Т, 	(5-1.17)
 /  +  2с
 где  с  =  а/Ъ\  а,  Ь  —  полуоси  двусимметричного
сечения.
 Эта  формула  является  определяющей  для
стержней  с  удлиненным  сечением  (с  <  0,1).  Она
устанавливает  очень  жесткие  ограничения  на
угол  $т  порядка  10_3  град.  Для  пространственно¬
го  изгиба  пределы  применимости  классической
теории  расширяются  до  $т  ~  10-1  град.  Однако
теорию  пространственного  изгиба  стержней
обычно  для  лопаток  дополняют  учетом  несовпа¬
дения  центров  масс  и  изгиба  сечения.  Для  этой
теории  изгибно-кругильных  колебаний  снова
следует  вернуться  к  более  жестким  ограничениям
(5.1.17).
 Для  закрученных  лопаток  несимметрич¬
ного  сечения  необходимо  использовать  техни¬
 ческую  теорию  закрученных  стержней.  Об¬
ласть  применимости  любой  теории  стержней
зависит  прежде  всего  от  параметров  l/Ь,  тх.
Классическую  теорию  закрученных  стержней
рекомендуется  использовать  для  расчета  лопа¬
ток  при  1/Ь  >4,5.
 Для  технической  теории  стержней  об¬
ласть  применимости  уточнена  и  расширена  до
значения  параметров  1/Ь  >  3,  тх  <  20.  Анализ
результатов  расчета  колебаний  лопаток  с  сече¬
ниями  удлиненного  профиля  на  основе  теории
стержней  и  теории  оболочек  позволяет  уточ¬
нить  границы  области  применимости  теории
стержней,  в  ней  исследованы  границы  этой
области  в  зависимости  от  ряда  факторов.  Эти
границы  зависят  от  параметров  l/Ь,  тъ  угла
начальной  закрутки,  параметров  несимметрии
сечения  и  законов  изменения  сечений  лопаток
по  ее  длине.  Следует  отметить,  что  область
применимости  теории  стержней  в  общем  слу¬
чае  должна  быть  задана  в  многомерном  про¬
странстве.  На  рис.  5.1.1  показаны  приближен¬
ные  границы  применимости  теории  стержней
в  зависимости  от  наиболее  общих  параметров.
Соответствующие  области  применимости  раз¬
личных  теорий  стержней  лежат  снизу  от  этих
границ.  Модели  лопаток  на  основе  теории
оболочек  имеют  весьма  широкую  область  при¬
менимости,  но  не  могут  быть  использованы
для  лопаток  достаточно  компактного  и  ис¬
кривленного  сечения,  особенно  со  значитель¬
ной  закруткой,  поскольку  уже  при  задании
геометрических  размеров  таких  лопаток  как
оболочек  возникают  большие  погрешности.
Использование  оболочечных  конечных  эле¬
ментов  лишь  формально  устраняет  некоторые
затруднения.  Очевидно,  что  не  всякая  лопатка
может  быть  представлена  как  оболочка.
 Рис.  5.1.1.  Приближенные  границы  областей  при¬
менимости  классической  (7)  и  технической  (2)
теорий  стержней  и  теории  оболочек  (J)

824
 Глава  5.1.  ПРОЧНОСТЬ  РАБОЧИХ  ЛОПАТОК
 Область  применимости  теории  оболочек
для  описания  лопаток  исследована  недостаточ¬
но.  Справа  от  ориентировочной  границы  3  до¬
пустимо  использование  теории  оболочек.  В  от¬
дельных  случаях  модели  могут  давать  приемле¬
мые  результаты  за  границами  области  их  при¬
менимости.  Однако  постоянное  использование
моделей  вне  области  их  применимости  неми¬
нуемо  ведет  к  соответствующим  погрешностям.
 Наиболее  полной  моделью  лопатки  явля¬
ется  трехмерное  тело.
 Метод  конечных  элементов  (МКЭ).  Ос¬
новными  недостатками  рассмотренных  теорий
являются  вводимые  ими  допущения.  При
представлении  лопаток  в  виде  тонкостенных
закрученных  стержней  вводят  следующие
предположения:
 форма  и  размеры  поперечных  сечений
медленно  и  непрерывно  изменяются  вдоль  оси
лопатки;  в  каждом  сечении  существует  центр
изгиба,  совпадающий  с  центром  изгиба  для  ци¬
линдрической  балки  с  тем  же  поперечным  се¬
чением,  причем  линия,  соединяющая  центры
изгиба  различных  поперечных  сечений  лопат¬
ки,  мало  отклоняется  от  радиальной  прямой;
 размеры  поперечных  сечений  лопатки
малы  по  сравнению  с  ее  длиной,  а  максималь¬
ная  толщина  сечения  мала  по  сравнению  с
хордой;
 в  соответствии  с  теорией  тонких  стерж¬
ней  поперечным  сжатием  волокон,  а  также
сдвигами  в  плоскости  сечений  лопатки  можно
пренебречь;
 линия,  соединяющая  центры  тяжести
различных  поперечных  сечений,  так  же,  как  и
линия,  соединяющая  центры  изгиба,  незначи¬
тельно  отклоняется  от  радиальной  прямой;
 так  как  рассматриваются  малые  колеба¬
ния,  принимается,  что  динамические  нагрузки
и  перемещения  значительно  меньше  статиче¬
ских,  вызванных  центробежными  силами.
 Кроме  этого,  к  погрешностям  расчетных
схем  добавляются  еще  погрешности,  связанные
с  неточностью  задания  геометрии  лопатки,  не¬
определенностью  и  различного  рода  допущени¬
ям  при  формировании  граничных  условий.
 Альтернативным  методом  расчетов,  явля¬
ется  метод  конечных  элементов  (МКЭ).  Одна¬
ко  несмотря  на  все  известные  выгоды  от  при¬
менения  конечно-элементных  моделей  для
расчета  рабочих  лопаток  в  трехмерной  поста¬
новке,  точность  определения  напряженного
состояния  и  собственных  частот  колебаний
по-прежнему  зависит  от  поставленных  гра¬
 ничных  условий,  т.е.  от  корректного  описания
физических  взаимодействий  между  соседними
лопатками  облопаченного  диска  и  в  системе
диск  —  лопатка.
 Стандартные  граничные  условия,  ис¬
пользуемые  в  МКЭ  (ограничение  степеней
свободы),  накладываемые  на  узлы  контакти¬
рующих  поверхностей,  существенно  повыша¬
ют  жесткость  системы  и  не  всегда  адекватно
описывают  контактные  взаимодействия  раз¬
личных  элементов  конструкции.  Помимо  это¬
го,  необходимо  также  учитывать  то,  что  усло¬
вия  закрепления  не  являются  чем-то  постоян¬
ным,  а  могут  изменяться  в  процессе  работы
турбины.  Для  этого  необходимо  сопоставление
серии  численных  экспериментов  с  натурными
испытаниями  и  известными  из  опыта  эксплуа¬
тации  эффектами,  например,  в  поведении  соб¬
ственных  частот  лопаток,  проявляющимися  в
процессе  работы  турбины.
 Экспериментальные  исследования  пока¬
зали,  что  частоты  лопаток  зависят  от  силы  за¬
жима  хвостовика  и  качества  обработки  по¬
верхностей,  по  которым  осуществляется  этот
зажим.  По  мере  роста  силы  зажима  частоты
повышаются,  стремясь  к  определенному  пре¬
делу,  который  не  зависит  от  дальнейшего  ее
увеличения.  Более  низкие  собственные  часто¬
ты  лопаток  большой  длины  обычно  перестают
зависеть  от  силы  зажима  при  меньшем  ее  зна¬
чении.  Предельные  значения  частот,  на  кото¬
рые  не  влияет  дальнейшее  повышение  силы,
оказываются  для  жестких  лопаток  все  же  го¬
раздо  ниже  их  расчетных  значений  (вычислен¬
ных  при  условии  жесткой  заделки  лопаток  в
корневом  сечении).  Это  расхождение  сохраня¬
ется  даже  при  приварке  лопаток  к  массивному
основанию  или  при  изготовлении  исследуемо¬
го  образца  как  одно  целое  с  заделкой.  Это  слу¬
жит  подтверждением  того,  что  эксперимен¬
тально  обнаруженное  снижение  частот  колеба¬
ний  лопаток,  изготовленных  как  одно  целое  с
промежуточными  телами,  не  связано  с  плохим
качеством  закрепления.  Этот  эффект  податли¬
вости  заделки  необходимо  учитывать  при  по¬
становке  граничных  условий.
 Перед  построением  конечно-элементной
модели  необходимо  определить  уровень  слож¬
ности  и  тип  предполагаемых  задач,  для  реше¬
ния  которых  будет  использована  модель.  Для
исследования  напряженно  -  деформированного
состояния  рабочих  лопаток  модель  должна
точно  описывать  все  особенности  конструк¬
ции,  особое  внимание  следует  уделять  облас¬

РАСЧЕТЫ  НА  СТАТИЧЕСКУЮ  И  ДИНАМИЧЕСКУЮ  ПРОЧНОСТЬ
 825
 тям  контакта.  При  решении  задачи  определе¬
ния  собственных  частот  и  форм  колебаний
модель  лучше  упростить  в  целях  уменьшения
размерности  задачи  и  увеличения  скорости  ре¬
шения,  что  несмотря  на  в  порядки  возросшую
производительность  компьютеров  по-прежне¬
му  остается  одним  из  определяющих  факторов
при  решении  инженерных  задач.
 Соответственно,  различными  будут  и  ко-
нечно-элементные  модели,  созданные  для  ре¬
шения  различных  задач,  но,  помимо  только
геометрических  отличий,  разными  должны
быть  и  подходы  к  формированию  конеч-
но-элементных  сеток.  Для  точного  анализа  на-
пряженно-деформированного  состояния  тре¬
буется  очень  подробная  сетка,  особенно  в  об¬
ластях  контакта  и  радиусных  переходов.
 Например,  для  решения  задачи  контакт¬
ного  взаимодействия  между  зубьями  елочного
хвостовика  и  соответствующими  им  пазами
обода  диска  конечно-элементная  модель  имеет
приблизительно  300  ООО  степеней  свободы,  при
решении  задачи  определения  частот  и  форм
колебаний  рабочей  лопатке  (бандаж,  перо,  хво¬
стовик)  число  степеней  свободы  равно  11  ООО.
 Расчет  напряженно-деформированного  со¬
стояния  и  частотных  характеристик  рабочих  лопа¬
ток.  Для  определения  напряженно-деформиро¬
ванного  состояния  рабочей  лопатки  использу¬
ются  конечно-элементные  модели,  созданные
согласно  описанным  выше  критериям.  В  каче¬
стве  нагрузок  выступают  центробежные  силы,
возникающие  при  вращении  лопатки  с  задан¬
ной  скоростью,  и  силы  от  потока  пара,  завися¬
щие  от  разницы  его  давлений  перед  ступенью  и
за  ней,  расхода  пара  на  ступень,  скорости  его
течения,  угла  установки  и  числа  лопаток.
 Расчетные  формулы  для  составляющих
сил  парового  потока  можно  записать  в  виде:
 A  G 	ч
 — 	\(сх  cosccj  -с2  cosa2);
 .  Ez\
 AG
 ez,
 (Cj  sinaj  -  c2  sina2)  +  (px  -p2)  t,
 где  qu  и  qa  —  составляющие  силы,  отнесенные
к  единице  длины  лопатки,  соответственно  в
окружном  и  аксиальном  направлении;  G  —
расход  пара  через  ступень;  е  —  парциальность
ступени;  Z\  —  число  рабочих  лопаток  ступени;
t  —  шаг  рабочих  лопаток;  сх  —  скорость  потока
пара  на  входе  в  рабочую  решетку;  с2  —  ско¬
рость  потока  пара  на  выходе  из  рабочей  ре¬
 шетки;  ах  —  угол  входа  потока  пара  в  рабочую
решетку;  а2  —  угол  выхода  потока  пара  из  ра¬
бочей  решетки;  рх  —  давление  пара  перед  ра¬
бочей  решеткой;  р2  —  давление  пара  за  рабо¬
чей  решеткой.
 Анализ  частотных  характеристик  рабочих
лопаток  паровых  турбин  состоит  в  определении
собственных  частот  и  форм  колебаний  лопаток,
а  также  характера  распределения  динамических
напряжений  в  лопатке  при  заданной  единич¬
ной  амплитуде  колебаний.  Пакет  конечно-эле-
менгных  программ  ANSYS,  на  базе  которого
можно  проводить  вычисления,  имеет  ряд  раз¬
работанных  алгоритмов  решения  задачи  опре¬
деления  собственных  частот  и  форм  колебаний.
Для  рабочих  лопаток,  матрицы  жесткости  и
масс  которых  имеют  явно  выраженную  диаго¬
нальную  структуру,  хорошо  подходит  метод,
основанный  на  алгоритме  Ланцоша.
 Для  того  чтобы  учесть  влияние  центро¬
бежных  сил  на  частоты  колебаний  лопаток,
вычисления  проводят  в  два  этапа.  Сначала  ре¬
шается  статическая  задача  с  полностью  прило¬
женными  нагрузками  и  граничными  условия¬
ми,  после  чего  матрица  жесткости  конеч¬
но-элементной  модели  лопатки  модифициру¬
ется  и  вычисляются  собственные  частоты  и
формы  колебаний  лопаток.
 Кемпбелл-диаграммы  строятся  для  диа¬
пазона  частот  вращения  0...60  сек-1  с  шагом  в
5  сек-1.  Для  каждого  шага  пересчитываются
соответствующие  ему  условия  закрепления.
 Вибрационная  настройка  рабочих  лопаток.
Одним  из  главных  методов  обеспечения  вибра¬
ционной  надежности  является  вибрационная
настройка,  заключающаяся  в  обеспечении  не¬
обходимых  запасов  между  рабочей  частотой
вращения  турбины  и  частотами,  при  которых
возможны  опасные  резонансные  колебания  ло¬
паток.  Несмотря  на  все  развитие  численных
методов  расчета  и  ужесточающиеся  требования
к  точности  изготовления  рабочих  лопаток,  обя¬
зательным  этапом  проектирования  по-прежне¬
му  остается  проведение  экспериментальных  ис¬
следований  лопаток  в  условиях,  максимально
приближенных  к  рабочим.  Роль  расчетов  при
проведении  вибрационной  настройки  состоит  в
том,  чтобы  на  этапе  проектирования  лопатки
определить  ее  частотные  характеристики  с  та¬
кой  точностью,  чтобы  для  окончательной  от¬
стройки  по  данным  эксперимента  потребова¬
лись  бы  минимальные  конструктивные  измене¬
ния.  Проведение  вибрационной  настройки
обычно  включает  следующие  мероприятия:

826
 Глава  5.2.  ПРОЧНОСТЬ  ДИСКОВ  И  РОТОРОВ
 расчетное  определение  собственных  час¬
тот  отдельных  лопаток  и  лопаток  со  связями;
 экспериментальное  определение  собст¬
венных  частот  отдельных  лопаток  в  тисках  и
на  роторе;
 экспериментальное  определение  динами¬
ческих  частот  отдельных  лопаток  и  облопачен-
ных  дисков  в  Кемпбелл-машине;
 изменение  конструкции  лопаток  (по  ре¬
зультатам  расчетов)  и  повторное  проведение
экспериментальных  исследований  при  попада¬
нии  частот  лопаток  в  опасный  диапазон.
 5.1.3.  ДОПУСКАЕМЫЕ  НАПРЯЖЕНИЯ
И  ЗАПАСЫ  ПРОЧНОСТИ
 Для  рабочих  лопаток  с  температурой  ме¬
талла,  при  которой  влияние  ползучести  не
учитывается,  оценка  прочности  производится
по  пределу  текучести  материала  при  эксплуа¬
тационной  температуре  сq2-  Расчетные  сум¬
марные  напряжения  в  жестких  лопатках  а£
(напряжения  от  центробежных  сил  и  изгиба  от
пара  с  учетом  перепада  давлений  на  рабочей
лопатке)  должны  удовлетворять  условию
прочности
 а1  -  ®0,2/  Щ  >
 где  пт  —  коэффициент  запаса  по  пределу  теку¬
чести;  пт  >  1,5.
 Напряжения  изгиба  от  парового  потока  в
жестких  лопатках  без  учета  перепада  давлений
принимаются:
 для  ступеней  с  полным  подводом  пара
аи  <  40  МПа;
 для  ступеней  с  парциальным  подводом
пара  аи  <  25  МПа.
 Для  гибких  лопаток,  проходящих  вибра¬
ционную  экспериментальную  отстройку,  до¬
пустимые  напряжения  в  любом  сечении  ло¬
патки  должны  соответствовать  условиям:
 средние  напряжения  растяжения  ар  <
<ао,2М>  гДе  К  >  1>45;
 напряжения  изгиба  от  парового  потока:  с
учетом  перепада  давлений  на  рабочей  лопатке
аи  <  140  МПа,  а  без  учета  перепада  давлений
на  рабочей  лопатке  аи  <  30  МПа.
 Суммарные  местные  напряжения  долж¬
ны  удовлетворять  условию  а£  <  о'од/п",  где
л"  >  1,25.
 Для  лопаток  с  температурой  металла,  при
которой  учитывается  влияние  ползучести,
должно  соблюдаться  условие  а£  <  о»дп/лдп,
где  адп  —  предел  длительной  прочности  за
 расчетный  срок  службы;  ядп  —  коэффициент
запаса  по  длительной  прочности;  ядп  >  1,5.
 Динамические  частоты  fa  единичных  ло¬
паток,  пакетов  лопаток,  лопаток  с  кольцевыми
и  шахматными  связями,  а  также  системы
диск  —  лопатки  при  рабочей  частоте  вращения
50  с-1  должны  находиться  в  одном  из  следую¬
щих  интервалов  (в  Гц):^  <  91;  107  < 	<  140;
 158  <  /д  <  188;  209  <  /д  <  237;  260  <  /д  <  285;
310  </я<  47г;  52,5z  <fa.  Допустимое  отклонение
границ  интервалов  ±1  Гц  для  частот  до  350  Гц.
 Глава  5.2
ПРОЧНОСТЬ  ДИСКОВ  И  РОТОРОВ
 5.2.1. 	ОБЩИЕ  ПОЛОЖЕНИЯ
 Роторы  и  диски  должны  быть  спроекти¬
рованы  и  изготовлены  с  учетом  всех  действую¬
щих  стандартов,  технических  условий  и  требо¬
ваний  чертежей.  Расчетный  ресурс  работы  ро¬
тора  с  учетом  совместного  действия  ползуче¬
сти  и  малоцикловой  усталости  и  при  необхо¬
димом  запасе  прочности  должен  соответство¬
вать  требованиям  соответствующих  норматив¬
ных  документов.
 Требования  к  материалам.  Поковки  дис¬
ков  и  роторов  относятся  к  группе  заготовок  с
индивидуальными  испытаниями  механиче¬
ских  свойств.  Для  обеспечения  необходимого
сопротивления  хрупкому  разрушению  реко¬
мендуется  иметь  критическую  температуру
хрупкости  Tsо  стали  ниже  возможных  в  экс¬
плуатации  температур  не  менее  чем  на  20  °С.
Критическая  температура  хрупкости  Т&  долж¬
на  определяться  на  образцах  типа  II  по  крите¬
рию  50%-ного  волокна  в  изломе  образца  или
другим  стандартизированным  методом,  даю¬
щим  адекватную  оценку  сопротивления  стали
хрупкому  разрушению.  Прочностные  свойства
и  критическую  температуру  хрупкости  мате¬
риала  рекомендуется  проверять  на  опытных
заготовках  натурных  размеров  путем  их  раз¬
резки  и  определения  свойств  по  сечению  по¬
сле  отпуска  на  верхний  предел  прочностных
свойств  заданной  категории  прочности.
 На  металле  из  теплоинерционной  зоны
заготовки  (при  закалке)  рекомендуется  опре¬
делять  критическое  значение  коэффициента
интенсивности  напряжений  Кхс,  а  также  ско¬
рость  роста  трещины  в  условиях,  соответст¬
вующих  работе  диска.  Остаточные  напряже¬
ния  в  дисках  не  должны  превышать  10%  фак-

ОБЩИЕ  ПОЛОЖЕНИЯ
 827
 К1С,  кг/мм3/2
 К1С,  МПа-м
 1/2
 Рис.  5.2.1.  Обобщенная  диаграмма  зависимости
К1С  от  избыточной  температуры  Ти
 тического  значения  а02.  Места  определения
механических  свойств  должны  быть  указаны
на  чертеже.  Для  серийных  поковок,  проходя¬
щих  закалку  без  расточки,  рекомендуется  про¬
изводить  испытания  на  металле  осевого  трепа¬
на,  вырезанного  из  места  будущей  расточки  с
определением  Ts0  или  К1С.  Предел  текучести
материала  ротора  или  диска  не  должен  превы¬
шать  85%  временного  сопротивления.
 Обобщенная  диаграмма  зависимости
критического  коэффициента  интенсивности
напряжений  К1С  от  избыточной  температуры
Ги  =  Гр  -  Т5о  показана  на  рис.  5.2.1.
 Основные  теплофизические  свойства  не¬
которых  роторных  материалов  приведены  в
табл.  5.2.1.
 Основные  положения  расчетов  температур¬
ного  состояния.  Расчеты  стационарных  и  не¬
стационарных  температурных  полей  в  роторах
турбин  производятся  на  стадии  проектирова¬
ния  с  целью  последующего  вычисления  темпе  -
 5.2.1.  Основные  теплофизические  свойства  некоторых  роторных  материалов
 Сталь
 Г,  °С
 р,  кг/см3
 X,  Вт/(м  •  К)
 ср,  Дж/(кг-К)
 ос-106
 100
 35,6
 502,4
 10,6
 200
 33,0
 561,4
 11,5
 300
 31,4
 611,3
 11,8...10,6
 400
 30,6
 628,0
 12,1...16,4
 20ХЗМВФ
 7800
 500
 29,7
 715,9
 12,6...16,5
 600
 29,3
 753,6
 13,0...17,0
 700
 28,8
 —
 16,6...17,3
 800
 —
 —
 —
 100
 40,6
 481,5
 10,9
 200
 39,5
 498,2
 12,0
 300
 38,8
 519,2
 12,7
 400
 37,7
 538,0
 13,6
 25Х1М1Ф
 7820
 500
 35,9
 556,8
 13,7
 600
 33,7
 —
 13,8
 700
 30,8
 —
 14,0
 800
 —
 —
 —
 100
 24,7
 477,3
 9,7
 15Х12ВНМФ
 7850
 200
 25,1
 498,2
 10,5

828
 Глава  5.2.  ПРОЧНОСТЬ  ДИСКОВ  И  РОТОРОВ
 Окончание  табл.  5.2.1
 Сталь
 Т,  °С
 р,  кг/см3
 X,  Вт/(м  •  К)
 ср,  Дж/(кг-К)
 ос-106
 300
 25,9
 544,3
 10,7
 400
 26,4
 623,8
 11,0
 500
 26,7
 741,1
 11,2
 15Х12ВНМФ
 7850
 600
 27,2
 895,9
 11,6
 700
 27,2
 —
 —
 800
 27,7
 —
 -
 Примечание,  р  —  плотность;  X  —  теплопроводность;  ср  —  удельная  теплоемкость;  а  —  коэф¬
фициент  температурного  линейного  расширения.
 ратурных  напряжений  и  тепловых  расшире¬
ний,  а  также  для  оценок  термоусталости  и
обоснования  выбора  материала  и  его  ресурса.
Расчеты  температурного  состояния  выполня¬
ют  для  типового  эксплуатационного  цикла,
включающего  стационарные  и  переходные  ре¬
жимы.  Их  рекомендуется  производить  числен¬
ными  методами,  преимущественно  МКЭ,  на
основе  осесимметричной  модели.  Для  расче¬
тов  несимметричных  элементов  ротора  приме¬
няется  трехмерная  теория.
 5.2.2. 	РАСЧЕТЫ  ПРОЧНОСТИ  И  РЕСУРСА
ДИСКОВ  И  РОТОРОВ
 Расчетов  на  прочность  дисков  и  роторов
позволяют  оценить  несущую  способность,  ме¬
стную  прочность,  ресурсы  по  длительной  проч¬
ности,  малоцикловой  усталости  и  подрастанию
дефекта.  Расчеты  напряженного  состояния
дисков  и  роторов  производятся  МКЭ  с  учетом
нагрузок  от  центробежных  сил,  давления  пара
и  температурных  полей.  В  необходимых  случа¬
ях  производится  учет  пластических  деформа¬
ций  и  ползучести.  При  расчетах  циклических
режимов  рекомендуется  учитывать  цикличе¬
ское  упрочнение  и  разупрочнение  материала.
 Оценка  несущей  способности.  Несущая
способность  насадных  дисков  определяется  на
основе  вычисления  разрушающей  частоты
вращения.  При  этом  температурные  напряже¬
ния  не  учитываются,  а  прочностные  свойства
металла  берутся  с  учетом  фактического  рас¬
пределения  температуры.  В  расчете  принима¬
ется  нижний  уровень  предусмотренных  техни¬
ческими  условиями  значений  временного  со¬
противления  ов.
 При  расчете  разрушающей  частоты  вра¬
щения  диска  предполагается,  что  напряжения
в  опасном  сечении  при  разрушении  везде  рав¬
ны  ов  диска.  Должны  быть  рассмотрены  две
основных  схемы  разрушения:  разрыв  диска  по
диаметральной  плоскости  и  по  цилиндриче¬
скому  сечению.  Коэффициент  запаса  по  раз¬
рушающей  частоте  вращения  определяется  как
отношение  разрушающей  частоты  вращения  к
номинальной:
 Кв  =  л„/л,
 где  л  —  номинальная  частота  вращения,  с-1;
лр  —  расчетная  разрушающая  частота  вращения.
 Кроме  разрушающей  частоты  вращения
определяют  освобождающую  частоту  враще¬
ния  при  условии  обращения  в  ноль  контакт¬
ных  напряжений  на  посадочной  поверхности.
 Определение  разрушающей  частоты  вра¬
щения  цельнокованого  или  сварного  ротора
производится  на  основе  выполнения  серии
упругопластических  расчетов  для  ряда  частот
вращения,  превышающих  номинальную.
 Оценка  местной  прочности.  В  качестве  оп¬
ределяющей  местной  прочности  принимается
полученное  по  расчету  максимальное  эквива¬
лентное  напряжение
 ^экв  —  max  —  ^тах  —  ^mirp  (5.2.1)
 гДе  Ттах  “  максимальное  касательное  напря¬
жение,  МПа;  отах,  отп  —  соответственно  наи¬
большее  и  наименьшее  главные  нормальные
напряжения  в  рассматриваемой  точке  конст¬
рукции,  МПа.
 На  профильных  боковых  поверхностях
диска  эквивалентное  напряжение

ДОПУСКАЕМЫЕ  НАПРЯЖЕНИЯ  И  ЗАПАСЫ  ПРОЧНОСТИ
 829
 Or  +  Gz  ^ср|э
 где  оф  —  тангенциальное  напряжение,  МПа;
ог  —  радиальное  напряжение,  МПа;  az  —  осе¬
вое  напряжение,  МПа.
 Коэффициент  запаса  по  местной  прочности
 *4  ~  ^0,2/^экв-
 Ресурс  по  длительной  прочности.  Ресурс
по  длительной  прочности  определяется  для
дисков  и  роторов,  металл  которых  в  некоторых
зонах  работает  при  температурах,  превышаю¬
щих  нижнюю  температурную  границу  ползу¬
чести  для  соответствующего  материала.
 В  качестве  критерия  прочности  оэкв  при¬
нимается  максимальное  расчетное  напряжение
растяжения  на  стационарном  режиме  отах,
включая  температурные  напряжения,  если  все
три  главных  нормальных  напряжения  положи¬
тельные.  Если  же  одно  или  два  главных  нор¬
мальных  напряжения  сжимающие,  то  оэкв  сле¬
дует  принимать  согласно  формуле  (5.2.1).  Кон¬
центрация  напряжений  учитывается.  Расчет
выполняется  с  учетом  ползучести.
 Ресурс  по  малоцикловой  усталости.  Ресурс
по  малоцикловой  усталости  исчисляется  в
циклах  и  определяется  на  основе  расчетного
размаха  деформаций  Ае.  Для  определения  до¬
пустимого  числа  циклов  следует  использовать
экспериментальные  кривые  малоцикловой  ус¬
талости.  При  их  отсутствии  допускается  при¬
менять  формулу  Мэнсона.  Допустимое  число
циклов  7Уц0П  следует  определять  двумя  спосо¬
бами  для  наиболее  напряженных  зон,  включая
дискретные  и  профильные  концентраторы:
 1) 	по  расчетному  размаху  деформаций  Ае
с  помощью  кривой  термоусталости  определя¬
ют  соответствующее  число  циклов  N'.  Разде¬
лив  на  коэффициент  запаса  KN,  получают  пер¬
вое  значение  допустимого  числа  циклов
 N'aon=N'/KN;
 2) 	расчетный  размах  деформаций  умно¬
жают  на  коэффициент  запаса  размаха  Кг,  и  для
результирующей  величины  Ае  Ке  определяют
по  кривой  термоусталости  число  циклов  N'aon  •
 За  окончательное  значение  7Уц0П  принима¬
ют  наибольшее  из  двух  полученных  значений.
 Ресурс  по  подрастанию  дефекта.  При  оп¬
ределении  ресурса  по  подрастанию  дефекта  в
основу  расчета  положен  максимально  возмож¬
 ный  предположительный  размер  исходного
дефекта  /0,  который  выбирается  либо  исходя
из  требований  технических  условий  на  заго¬
товки,  либо  по  разрешающей  способности
применяемых  средств  дефектоскопии.  Допус¬
каемое  число  циклов  определяют  согласно  ус¬
ловию  хрупкой  прочности:
 NKJKXP,
 где  NKp  —  расчетное  число  циклов  до  разруше¬
ния;  Кхр  —  коэффициент  запаса.
 Оценка  прочности  вала  при  внезапном  ко¬
ротком  замыкании.  Такой  расчет  производится
по  максимальным  касательным  напряжениям
ттах.  При  этом  в  качестве  критерия  принима¬
ются  касательные  напряжения  тт,  при  которых
достигается  предел  текучести  наружных  воло¬
кон  материала  валопровода:
 гт  -аСиА/3>
 где  о  о  2  —  предел  текучести  на  растяжение  при
рабочей  температуре  (принимается  наименьшее
значение,  допускаемое  на  заготовки  вала),  МПа.
 Условие  прочности  в  этом  случае  имеет  вид
 ^шах  —  ^т-
 Оценка  прочности  допускается  по  макси¬
мальному  скручивающему  моменту.  В  качест¬
ве  критерия  прочности  принимается  предель¬
ный  скручивающий  момент  Мпр,  при  котором
пластическая  деформация  распространяется
на  все  сечение  валопровода:
 м  _  паo,id
пр  12V3
 1-
 где  d  и  d0  —  соответственно  наружный  и  внут¬
ренний  диаметры  сечения  вала.
 Для  валов  со  сравнительно  малыми  от¬
верстиями,  а  также  для  валов  без  отверстия
 _  7ta0,2rf3
 ПР  12л/з  '
 Условие  прочности  в  этом  случае  имеет  вид
Мпах  ^  Л/пр/1,35.
 5.2.3. 	ДОПУСКАЕМЫЕ  НАПРЯЖЕНИЯ
И  ЗАПАСЫ  ПРОЧНОСТИ
 Как  показано  выше,  в  качестве  критериев
прочности  применяются:
 для  упругой  и  упругопластической  стадии
работы  материала  —  максимальное  касатель¬

830
 Глава  5.2.  ПРОЧНОСТЬ  ДИСКОВ  И  РОТОРОВ
 ное  напряжение  ттах,  равное  полуразности
наибольшего  и  наименьшего  главных  нор-
мальных  напряжений,  ттах  =  (атах  -  amin)/2;
 для  стадии  ползучести  —  наибольшее
главное  растягивающее  напряжение  отах,  если
все  три  главных  нормальных  напряжения  по¬
ложительные,  и  максимальное  касательное  на¬
пряжение  ттах,  если  одно  или  два  главных
нормальных  напряжения  сжимающие.  Для
расчета  трещиностойкости  в  качестве  крите¬
риальной  величины  принимается  максималь¬
ное  растягивающее  напряжение,  для  расчета
малоцикловой  усталости  —  максимальный
размах  деформаций  в  цикле.
 Для  удобства  сопоставления  с  характери¬
стиками  прочности  металла,  которые  обычно
даются  для  состояний  одноосного  растяжения,
в  дальнейшем  вместо  ттах  используется  равно¬
ценный  критерий  эквивалентного  растягиваю¬
щего  напряжения  оэкв  =  2ттах.
 В  качестве  определяющих  характеристик
прочности  материала  при  назначении  допус¬
каемых  напряжений  принимается  предел  теку¬
чести  а0  2  согласно  техническим  условиям  на
заготовки  для  элементов  ротора,  работающих
в  упругой  стадии,  и  предел  длительной  проч¬
ности  для  заданного  ресурса  одп  для  элемен¬
тов,  работающих  в  условиях  ползучести.  Пре¬
дел  ползучести  оп  не  учитывается,  вместо  него
используется  максимальная  допустимая  де¬
формация  ползучести  еп.  Для  расчета  трещи¬
ностойкости  используется  критический  коэф¬
фициент  интенсивности  напряжений  К1С\  для
расчета  термоусталости  —  размах  деформаций.
 При  определении  запасов  прочности  учи¬
тывают  как  номинальные  расчетные  напряже¬
ния,  так  и  максимальные  местные.  Напряже¬
ния  в  насадных  дисках  от  натяга  включают  в
величину  номинальных  напряжений.
 Оценка  длительной  прочности  ротора,
работающего  в  стадии  ползучести,  произво¬
дится  по  расчетным  напряжениям,  определен¬
ным  с  учетом  ползучести.  Необходимые  для
расчета  характеристики  металла  ротора  —  ко¬
эффициент  О.!  и  показатель  ползучести  т  при
заданном  ресурсе  Т  (в  ч)  —  рекомендуется  вы¬
бирать  по  соответствующим  данным  прямых
длительных  испытаний  металла  на  ползучесть
либо  по  приближенной  методике.
 Запасы  прочности  для  дисков  и  роторов.
Приводимые  ниже  значения  коэффициентов
запаса  длительной  прочности  для  дисков  и  ро¬
торов  соответствуют  условиям  работы  в  базо¬
вом  режиме  и  определяются  без  учета  темпе¬
 ратурных  напряжений,  но  характеристики
прочности  металла  выбираются  для  уровня
температур,  отвечающего  номинальному  ре¬
жиму  работы  турбоустановки.  При  проектиро¬
вании  турбоустановки  для  работы  по  пиково¬
му  и  полупиковому  графику  дополнительно
должны  определяться  запасы  прочности  по
малоцикловой  усталости.  При  этом  должны
учитываться  также  температурные  напряжения
и  концентрация  напряжений.
 При  определении  запасов  прочности  дис¬
ков  и  роторов  возможные  остаточные  напря¬
жения  не  учитываются,  но  предполагается,  что
выполнены  требования  по  ограничению  вели¬
чины  остаточных  напряжений,  предусмотрен¬
ные  техническими  условиями.
 Для  дисков  и  роторов,  работающих  в  уп¬
ругой  стадии,  запас  прочности  при  номиналь¬
ной  (расчетной)  частоте  вращения  яном  опре¬
деляется  по  отношению  к  максимальному  эк¬
вивалентному  напряжению  оэкв,  вычисляемо¬
му  по  соответствующим  номинальным  напря¬
жениям.  Для  коэффициента  запаса  к  пределу
текучести  о0  2  принимается  значение  п  >  1,6,
при  кратковременном  повышении  частоты
вращения  ротора  турбины  пт>  1,25.  При  этом
частота  вращения  принимается  равной  уров¬
ню,  что  вызывает  срабатывание  автоматов
безопасности.  При  частоте  вращения,  соответ¬
ствующей  срабатыванию  автоматов  безопасно¬
сти,  максимальные  местные  напряжения  в  зо¬
нах  концентрации  напряжений  не  должны
превышать  О,9о02,  исключая  зону  разгрузоч¬
ных  отверстий  в  дисках,  где  местные  напряже¬
ния  не  лимитируются.  Для  сварных  швов
сварных  роторов  следует  принимать  щ  >  1,8
для  стали  марки  34ХМ1А  и  пт  >  2,0  для  хромо-
никельмолибденованадиевых  сталей.
 Максимальные  напряжения  циклическо¬
го  изгиба  не  должны  превышать  10...  12  МПа.
При  проектировании  мест  расположения  и
высот  сварных  швов  следует  стремиться  к  то¬
му,  чтобы  осевые  напряжения  от  центробеж¬
ных  сил  в  корне  шва  были  сжимающие,  а  ос¬
таточные  напряжения  от  них  не  превышали
50  МПа.
 Для  насадных  дисков  без  продольных
шпонок  при  необходимости  допускается  сни¬
жение  коэффициента  запаса  прочности  по  но¬
минальным  напряжениям  при  номинальной
(расчетной)  частоте  вращения  до  пт  >  1,4.  При
повышенной  частоте  вращения,  определяемой
срабатыванием  автомата  безопасности,  экви¬
валентные  напряжения  на  расточке  диска  не

РАСЧЕТ  НА  ПРОЧНОСТЬ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  И  КЛАПАНОВ
 831
 должны  превышать  0,8о0  2.  Для  дисков  с  высо¬
той  ступицы  более  450  мм,  изготовляемых  из
слитков  массой  более  10  т,  следует  произво¬
дить  расчет  трещиностойкости,  задаваясь  наи¬
более  неблагоприятным  расположением  мак¬
симального  дефекта.  Для  дисков  и  роторов
турбин  АЭС  не  рекомендуется  выбирать  запа¬
сы  прочности  на  нижнем  уровне  допускаемых
значений.  Напряжения  изгиба  в  концевых
частях  от  действия  собственного  веса  ротора
не  должны  превышать  20  МПа.  Для  валов
приводных  турбин  допускаются  напряжения
изгиба  до  26  МПа.
 Запас  по  напряжениям  кручения  от  пере¬
даваемого  валом  номинального  крутящего  мо¬
мента  рекомендуется  принимать  не  менее  6—7
по  отношению  к  пределу  текучести  материала
на  срез,  определяемому  по  формуле
 т  =  а0,2/л/3.
 Запасы  прочности  для  стадии  ползучести
определяют  только  для  номинальной  (расчет¬
ной)  частоты  вращения  ротора.
 Для  дисков  и  роторов,  работающих  в  ста¬
дии  ползучести,  запас  по  номинальным  расчет¬
ным  эквивалентным  напряжениям  по  отноше¬
нию  к  пределу  длительной  прочности,  опреде¬
ляемому  за  заданный  ресурс  Г,  принимается
пи>  1,5  при  ресурсе  Т  <  250  тыс.  ч.  Максималь¬
ная  расчетная  окружная  деформация  ползуче¬
сти  на  расточке  ротора  за  расчетный  срок
службы  не  должна  превышать  0,6%  при  ресурсе
100  тыс.  ч  и  0,7%  при  ресурсе  от  200  тыс.  ч  и
 0,8%  при  ресурсе  2,5-105  ч.  Для  зон  концентра¬
ции  напряжений  значения  коэффициентов  за¬
паса  прочности  принимаются  на  10  %  меньше.
 Для  роторов  и  дисков,  работающих  в  ста¬
дии  ползучести,  должны  также  соблюдаться
все  требования  по  запасам  кратковременной
прочности.
 Допустимые  значения  коэффициента  за¬
паса  Кв  по  несущей  способности  принимаются
следующие:
 Кв  >  1,45  при  наружном  диаметре  диска
не  более  1  м;
 Кв>  1,55  при  наружном  диаметре  диска
от  1  до  1,5  м;
 Кв  >  1,6  при  наружном  диаметре  диска
более  1,5  м.
 Для  коэффициентов  запаса  по  малоцикло¬
вой  усталости  принимают  следующие  значения:
 KN  >  5,  Кв  >  1,5,  если  расчет  проведен  по
экспериментальным  кривым  малоцикловой
усталости;
 KN>  12,  Кв  >  2,  если  расчет  проведен  по
кривым  Мэнсона.
 Допустимое  число  циклов  по  условию
подрастания  дефекта  определяют  согласно  ус¬
ловию  хрупкой  прочности.  Для  коэффициента
заг*аса  принимают  значения  Кхр  >  10.  Одновре¬
менно  вводится  коэффициент  запаса  2  по  на¬
чальному  размеру  дефекта.
 Расчет  стяжных  болтов  полумуфт.  Расчет
стяжных  болтов  соединительных  полумуфт  ва¬
лопровода  производится  на  действие  постоян¬
ной  и  переменной  составляющих  нагрузки.
Основные  постоянные  составляющие  нагруз¬
ки  на  болт  —  сила  начального  затяга  и  крутя¬
щий  момент  на  валу.  Переменной  нагрузкой
является  изгибающий  момент  на  полумуфте,
обусловленный  весом  роторов  и  смещениями
опор  (расцентровками)  и  имеющий  частоту
вращения  ротора.  Расчеты  силы  и  напряжений
в  болтах  производятся  по  соответствующим
программам.
 Для  призонных  болтов,  имеющих  зазор
между  призонной  частью  болта  и  отверстием
во  фланце  0,02...0,04  мм  (на  диаметр),  прини¬
маются  следующие  запасы  прочности.
 Для  эквивалентных  статических  напря¬
жений,  подсчитанных  по  третьей  теории  проч¬
ности  с  учетом  начального  затяга  и  кручения,
a3KB^<W«:
 для  начального  затяга  п  >  1,25;
для  номинального  режима  п  >  1,5;
для  кратковременных  перегрузок  п  >  1.
При  одновременном  действии  статиче¬
ских  и  циклических  нагрузок  принимают  за¬
пасы  прочности  по  амплитуде  переменных  на¬
пряжений  па  >  2,5  и  по  максимальному  напря¬
жению  па>  1,1.
 Глава  5.3
ПРОЧНОСТЬ  ДЕТАЛЕЙ  СТАТОРА
 5.3.1. 	РАСЧЕТ  НА  ПРОЧНОСТЬ
КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  И  КЛАПАНОВ
 Основные  положения.  Конструкции  кор¬
пусов  паровой  турбины  и  регулирующего  или
стопорного  клапана  определяются  многими
факторами,  среди  которых  главными  являют¬
ся:  назначение  турбины  и  режимные  особен¬
ности  ее  работы;  начальные  параметры  пара;
размеры  проточной  части;  механические  свой¬
ства  металла  корпуса;  срок  службы  турбины;
возможности  технологии  и  др.

832
 Глава  5.3.  ПРОЧНОСТЬ  ДЕТАЛЕЙ  СТАТОРА
 Корпусы  ЦВД  турбин  ТЭС  имеют  значи¬
тельную  толщину  стенки,  массивные  фланцы
горизонтального  разъема,  толстостенные  пат¬
рубки  и  сравнительно  небольшие  габаритные
размеры.  Они  эксплуатируются  в  условиях
ползучести  материала,  поэтому  их  изготовля¬
ют  литыми  из  легированных  жаропрочных
сталей,  иногда  сварно-коваными.  Корпусы
ЦСД  с  промперегревом  пара  также  работают  в
условиях,  когда  проявляется  ползучесть  ста¬
лей.  Корпусы  ЦСД  без  промперегрева  несут
нагрузку  при  умеренных  температурах  и  име¬
ют  небольшие  толщины  стенок  и  невысокие
фланцы  (по  сравнению  с  диаметром).  Корпу¬
сы  ЦНД  имеют,  как  правило,  сварную  конст¬
рукцию.  Для  этих  корпусов  трудно  обеспечить
жесткость  и  устойчивость  от  действия  наруж¬
ного  давления,  так  как  в  проточной  части
(в  зоне  сопряжения  с  корпусом  конденсатора)
создается  вакуум.  Корпусы  выполняют  с  гори¬
зонтальным,  а  иногда  и  с  вертикальным  разъе¬
мами.  Корпусы  конденсационных  турбин  име¬
ют  переходной  патрубок  для  соединения  с
конденсатором.
 Корпусы  ЦВД  турбин  АЭС  изготовляют  в
зависимости  от  температуры  литыми  или
сварно-литыми.
 Конструкция  пароподводящих  корпусов
стопорных  и  регулирующих  клапанов  опреде¬
ляется  конструкцией  паровпуска  турбины,  а
также  начальными  параметрами  пара,  диамет¬
рами  пароподводящих  патрубков  и  перепуск¬
ных  труб.  Осесимметричные  корпусы  клапа¬
нов  высокого  давления  имеют  значительную
толщину  стенки,  массивные  фланцы  верти¬
кального  разъема  для  соединения  с  крышкой
и  толстостенные  патрубки.
 При  определении  основных  размеров  кор¬
пуса  турбины  на  стадии  эскизного  проекта
применяют  приближенные  зависимости  для
расчета  максимальных  напряжений.  На  основа¬
нии  расчетных  и  экспериментальных  данных
используется  упрощенная  расчетная  схема:
 определяют  напряжения  только  от  давле¬
ния  пара;
 корпус  рассматривают  как  замкнутую
осесимметричную  оболочку  с  толщиной  стен¬
ки,  как  в  вертикальном  меридиональном  сече¬
нии  (наличие  фланцев,  патрубков,  приливов,
овальности  внутренней  поверхности  и  пере¬
менной  толщины  стенки  в  окружном  направ¬
лении  не  учитывается);
 на  отдельных  участках  корпуса  (торои¬
дальном,  цилиндрическом,  сферическом)  тол¬
 щину  стенки  принимают  постоянной  в  окруж¬
ном  и  меридиональном  направлениях.
 При  определении  основных  размеров  от¬
дельно  расположенных  от  турбины  корпусов
стопорных  или  регулирующих  клапанов  также
используется  упрощенная  расчетная  схема.
Корпус  рассматривается  как  осесимметричная
оболочка,  состоящая  из  цилиндрических  и
сферических  участков  постоянной  толщины.
 При  расчете  прочности  корпуса  блока  ре¬
гулирующих  клапанов  с  поперечным  располо¬
жением  паровой  коробки  относительно  про¬
дольной  оси  турбины  рассматривают  среднюю
часть  корпуса  паровой  коробки  и  крышки,  на¬
ходящуюся  в  условиях  плоского  деформиро¬
ванного  состояния  (рис.  5.3.1).  Напряжения  в
этом  сечении  могут  быть  получены  по  теории
стержней  с  произвольным  меридианом  и  пере¬
менной  толщиной  стенки.
 Принятые  расчетные  схемы  дают  доста¬
точно  точные  значения  максимальных  напря¬
жений,  которые  можно  использовать  для  оп¬
ределения  толщины  стенок  на  отдельных  уча¬
стках  корпуса  [79].
 Влияние  концентрации  напряжений  в  зо¬
не  подкрепленных  патрубками  отверстий  на
прочность  учитывается  расчетными  коэффи¬
циентами  снижения  прочности.
 Расчет  корпусов  ЦВД  и  ЦСД.  Определе¬
ние  основных  размеров  корпуса  цилиндра  на
стадии  эскизного  проекта.  Форма  меридиана
торцовых  и  средних  частей  корпусов  ЦВД  и
ЦСД  определяется  конструкцией  цилиндра.  В
соответствии  с  заданными  размерами  корпуса
и  внутренним  давлением  пара  р  следует  вы¬
брать  толщину  стенки  h  на  различных  участ¬
ках  с  учетом  рабочей  температуры  и  материа¬
ла.  На  цилиндрическом  участке  и,  прибли¬
женно,  на  участках  плавного  изменения  ме¬
ридиана  толщина  стенки  выбирается  на  осно¬
вании  формулы
 h=  pR  ,
 ¥адоп  -Р
 где  R  —  радиус  внутренней  поверхности  ци¬
линдрического  или  конического  участка;
Одоп  —  допускаемое  напряжение,  зависящее  от
пределов  текучести  и  длительной  прочности
материала,  рабочей  температуры  и  коэффици¬
ентов  запаса  по  кратковременной  и  длитель¬
ной  прочности;  \|f  —  расчетный  коэффициент
снижения  прочности,  учитывающий  наличие
патрубка;  при  отсутствии  отверстия  в  корпусе
\|/  =  1.

РАСЧЕТ  НА  ПРОЧНОСТЬ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  И  КЛАПАНОВ
 833
 Рис.  5.3.1.  Расчетная  схема  корпуса  блока  регулирующих  клапанов:
 1...20  —  номера  сечений  стенки;  Р2  —  осевая  сила;  S{,  S2,  SK  —  осевые  силы;  GK
 момент  от  корпуса  турбины
 изгибающий
 Наибольшие  напряжения  имеют  место,
как  правило,  на  торцовых  тороидальных  уча¬
стках  различной  протяженности  (рис.  5.3.2).
 Толщина  стенки,  соответствующая  наи¬
большим  изгибающим  упругим  напряжениям,
приближенно  определяется  из  соотношения
 где  с  =  1,5  для  тороидальных  участков  I  и  III;
с  =  1,64  для  тороидального  участка  II;  Од0П  —
допускаемое  упругое  напряжение,  полученное
по  пределу  текучести  материала  с  соответст¬
вующим  запасом  прочности;  г;•  —  радиусы,  оп¬
ределяющие  форму  тороидальных  участков.
 Наибольшие  напряжения  на  участках  /  и
III  возникают  в  сечениях  по  толщине  стенки
тора,  соответствующих  углам  ф  =  ±фтах  (в  рад),
где
 Фтах  =  °32
 Нгл
 1/3
 Ъ
 На  участке  II  фтах  =  0.
 Если  тороидальные  участки  имеют  рабо¬
чую  температуру  выше  той,  при  которой  про¬
является  заметная  ползучесть,  то  толщину
стенки  следует  определить  с  учетом  предела
длительной  прочности  материала.  Для  поко¬
вок  и  отливок  из  легированной  стали  длитель¬
ная  прочность  должна  учитываться  при  рабо¬

834
 Глава  5.3.  ПРОЧНОСТЬ  ДЕТАЛЕЙ  СТАТОРА
 Рис.  5.3.2.  Расчетная  схема  тороидального  участка  корпуса
 чих  температурах  более  420  °С,  для  углероди¬
стых  сталей  —  более  350  °С.
 Для  этого  определяется  толщину  стенки
hc  по  приведенным  зависимостям,  используя
вместо  Од0П  значение  осД0П/в,  зависящее  от
допускаемого  напряжения,  определяемого
длительной  прочностью,  и  коэффициента  В,
учитывающего  уменьшение  максимального
упругого  напряжения  вследствие  перераспре¬
деления  напряжений  по  толщине  стенки  из-за
ползучести  материала,
 В  =  осп
 */<*'
 (5.3.1)
 при  постоянных  во  времени  значениях  силы  S
и  изгибающего  момента  G,  действующих  в
этом  сечении  по  толщине  стенки.
 Коэффициент  В  снижения  максималь¬
ных  (по  абсолютной  величине)  напряжений,
действующих  в  сечении  по  толщине  стенки,
определяется  показателем  степени  т  для  зави¬
симости  скорости  установившейся  ползучести
материала  от  напряжения  о  [31]:
 d£°
 dt
 =  10“
 °i/io5
 и  параметром  нагруженности  стенки  оболочки
(рис.  5.3.3).  Здесь  обозначено:  ес  —  де-
 формация  ползучести  материала;  t  —  время;
ai/io5  —  пРеДел  ползучести  за  105  ч,  зависящий
от  температуры;  т  —  показатель  ползучести
материала,  зависящий  от  температуры;  S  —
меридианная  (или  окружная)  сила,  приложен¬
ная  к  сечению  по  толщине  стенки;
 Л/2
 S  =  J  <5ydx\  х  —  координата  по  толщине  стен-
 -Л/2
 ки;  G  —  меридианный  (или  окружной)  изги¬
бающий  момент  в  сечении  по  толщине  стен-
 Л/2
 ки;  G=  J  <5yxdx.  В  рассматриваемом  случае
 -Л/2
 принимаем  S  =  0.
 Таким  образом,  при  наличии  ползучести
материала  корпуса  находим  два  значения  тол¬
щины  стенки  h  и  Ис.  Принимаем  большее  зна¬
чение.  Если  окончательная  толщина  стенки
получается  меньше  допустимой  по  технологи¬
ческим  соображениям  для  отливок  или  поко¬
вок,  следует  принимать  толщину,  допускае¬
мую  технологией  изготовления.
 Рис.  5.3.3.  Изменение  коэффициента  снижения
напряжений  В  от  параметра  нагруженности
стенки  оболочки  |  Sh/G  |

РАСЧЕТ  НА  ПРОЧНОСТЬ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  И  КЛАПАНОВ
 835
 На  цилиндрических  участках  корпуса  в
районе  отверстия,  подкрепленного  патрубком,
при  состоянии  установившейся  ползучести
материала  максимальные  напряжения  оцени¬
вают  по  формуле
 °Sm=(l+-]£(4,-AX
 ^  т  )2h
 где  DH  —  наружный  диаметр  корпуса.
 Если  в  результате  расчета  получается
атах  >  адоп>  Т0  следует  выполнить  уточненные
расчеты  на  длительную  прочность  корпуса  в
этой  зоне  и,  в  случае  необходимости,  увели¬
чить  толщину  стенки  патрубка  или  корпуса.
 Расчет  корпуса  на  стадии  технического
проекта.  Для  расчета  статической  прочности
корпусов  ЦВД  и  ЦСД  турбин  обычно  исполь¬
зуют  метод,  основанный  на  уравнениях  теории
тонких  оболочек  вращения  [79].  При  расчете
наружных  и  внутренних  корпусов  принимается
ряд  упрощений:  не  учитывается  влияние  флан¬
цев  горизонтального  разъема,  патрубков,  при¬
ливов  и  выступов;  используются  уравнения
замкнутых  тонкостенных  осесимметричных
оболочек  переменной  толщины  с  произволь¬
ной  базовой  поверхностью;  температура  корпу¬
са  считается  переменной  по  длине  образующей
и  толщине  стенки;  нагрузки  воспринимаются
осесимметричными;  оболочка  нагружена  номи¬
 нальным  внутренним  (и  наружным)  давлением,
осевыми  силами  от  обойм,  а  также  силами  и
моментами,  распределенными  по  краям.
 В  результате  расчета  упругого  корпуса
находятся  максимальные  упругие  напряжения
а  ^ах  5  силы  S  и  изгибающие  моменты  G.  При
значительных  напряжениях  (о^ах  >  ^а1/105)
можно  оценить  максимальные  напряжения
а^ах  ПРИ  состоянии  установившейся  ползуче¬
сти  корпуса  с  помощью  коэффициента  сниже¬
ния  напряжений  В  по  формуле  (5.3.1).
 Более  точный  результат  дает  непосредст¬
венный  расчет  корпуса  с  учетом  ползучести
материала.  Характеристики  ползучести  и  дли¬
тельной  прочности  задаются  в  виде  степенных
законов  от  напряжений  и  времени  [31].  В  ре¬
зультате  расчета  находятся  переменные  по
времени  меридианные  и  окружные  напряже¬
ния,  действующие  на  наружной  и  внутренней
поверхностях  стенки,  а  также  раскрывающие
силы  и  изгибающие  моменты,  приложенные  к
фланцам  горизонтального  разъема.  По  полу¬
ченным  значениям  вычисляются  запасы  дли¬
тельной  прочности  и  плотности  фланцевого
соединения.
 В  расчетной  схеме  торцовой  стенки  кор¬
пуса  ЦСД  корпус  нагружен  внутренним  давле¬
нием  р,  силами  от  обойм  с  уплотнениями  Sx,
S2  и  имеет  переменную  температуру  стенки
 360...565  °С  (рис.  5.3.4).  В  сечении  1  задается
 Рис.  5.3.4.  Расчетная  схема  для  определения  напряжений  в  торцовой  стенке  корпуса  ЦСД

836
 Глава  5.3.  ПРОЧНОСТЬ  ДЕТАЛЕЙ  СТАТОРА
 краевое  условие  для  свободного  края.  В  сече¬
нии  20  (по  толщине  стенки)  используется
краевое  условие  скользящей  заделки  и  равен¬
ство  нулю  осевого  перемещения  uz  =  0.  В  ре¬
жиме  номинальной  мощности  при  постоян¬
ной  во  времени  температуре  стенки  можно
приближенно  учесть  влияние  жестких  флан¬
цев  горизонтального  разъема  на  снижение  на¬
пряжений  в  торцовой  стенке.  Для  этой  цели  в
сечении  1  используется  условие  равенства  ну¬
лю  осевого  перемещения  от  ползучести  стен¬
ки,  и\  =  0.
 Для  уточненного  расчета  напряженного
состояния  корпуса  сложной  геометрии  реко¬
мендуется  использовать  решение  осесиммет¬
ричной  задачи  теории  упругости  и  ползучести
МКЭ  [2].  Применение  данной  расчетной  схе¬
мы  дает  возможность  учитывать  влияние  раз¬
ветвлений  меридиана  (в  сечениях  8  и  20)  и
концентрацию  напряжений  в  галтелях  стенки
корпуса  (сечения  3—4,  5—10,  19—20)  на  на¬
пряжения  и  запасы  прочности.
 При  расчете  термических  напряжений,
возникающих  в  корпусе  при  пусковых  режи¬
мах  из-за  перепада  температур  по  ширине  и
высоте  фланцев  горизонтального  разъема  и
разности  температур  между  стенкой  и  флан¬
цами,  а  также  между  крышкой  и  нижней  по¬
ловиной  корпуса,  используется  решение
МКЭ  трехмерной  задачи  термоупругости.  Та¬
кую  расчетную  схему  рекомендуется  приме¬
нять  для  расчетов  участков  сложной  формы
корпуса:  зоны  паровпуска  с  учетом  влияния
пароподводящих  патрубков,  нагруженных  си¬
лами  и  изгибающими  моментами  от  паропро¬
водов.
 Расчеты  корпуса  в  трехмерной  постанов¬
ке  с  учетом  ползучести  материала  позволяют
определить  запасы  по  длительной  прочности  и
оптимизировать  форму  и  размеры  наиболее
напряженных  участков.
 Расчет  корпусов  регулирующих  и  стопор¬
ных  клапанов.  Определение  основных  размеров
корпуса  клапана  на  стадии  эскизного  проекта.
Габаритные  размеры  корпуса  клапана  опреде¬
ляются  диаметрами  патрубка  и  перепускной
труб,  а  также  конструкцией  клапана.  В  соот¬
ветствии  с  заданным  меридианом  и  давлением
следует  выбрать  толщину  стенки  осесиммет¬
ричной  паровой  коробки  при  упругом  состоя¬
нии  материала.
 На  цилиндрическом  участке  толщина
стенки  h  =  гн  —  гв  выбирается  на  основании
формулы  для  расчета  толстостенных  труб  с
 учетом  влияния  расчетного  коэффициента
снижения  прочности  \|/  от  бокового  патрубка:
 2(3
 -Р  =  ъД
 (Р  -1)¥
 где  (3  =  гн  /гв  —  отношение  наружного  радиуса
к  внутреннему.
 На  сферическом  участке  толщина  стенки
определяется  по  формуле  для  расчета  толсто¬
стенных  сосудов:
 p3(0,5+V)  у
 У  w  доп  •
 (P3-1)¥
 Приведенные  формулы  дают  значения  уп¬
ругих  напряжений  в  стенке  паровой  коробки
без  учета  концентрации  в  местах  сопряжения  с
патрубками  и  паропроводами,  которые  должны
уточняться  при  техническом  проектировании.
 При  состоянии  установившейся  ползуче¬
сти  материала  с  учетом  перераспределения  на¬
пряжений  по  толщине  для  определения  тол¬
щины  стенки  используются  зависимости:
на  цилиндрическом  участке
 р
 -Р  =  аД
 (Р  -1)¥
 на  сферическом  участке
 р2
 ~Р  =  <Зп
 (Р  -1)¥
 В  качестве  окончательного  значения  тол¬
щины  стенки  принимается  наибольшее  по
данным  расчетов  при  состояниях  упругости  и
ползучести.
 Расчет  прочности  неосесимметричных
корпусов  блоков  клапанов,  приваренных  к
стенкам  цилиндров,  производится  по  напря¬
жениям  о,  полученным  в  результате  расчета
среднего  сечения  корпуса  по  теории  стержней
переменной  толщины  без  учета  отверстий  под
седла  (см.  рис.  5.3.1).  Для  участка  корпуса,  ос¬
лабленного  этими  отверстиями,  напряжения  в
перемычках
 К„<5.
 Коэффициент  неравномерности  напря¬
жений
 Кн=—  >
t-d
 где  t  —  шаг  между  отверстиями  диаметра  d.

РАСЧЕТ  ДИАФРАГМ
 837
 Используя  схему  плоского  деформирован¬
ного  состояния  для  среднего  сечения  ez  =  const,
учитываются  влияния  сил  Р2  =  pf  if  —  площадь
полости  на  рис.  5.3.1)  на  напряженное  состояние.
 Расчеты  выполняются  для  упругого  со¬
стояния  и  для  состояния  установившейся  пол¬
зучести  корпуса  и  крышки  блока  клапанов,  на¬
груженных  внутренним  давлением.  Крышка
считается  жестко  соединенной  с  корпусом.  Со¬
поставляя  полученные  напряжения  в  упругом
корпусе  и  напряжения  в  корпусе  с  учетом  пол¬
зучести  материала  с  допускаемыми  значениями
Од0П,  о  д0П,  подбираются  значения  толщин
стенки  и  размеры  корпуса  блока  клапанов.
 Расчет  копусов  клапанов  на  стадии  техни¬
ческого  проекта.  Расчет  статической  прочности
корпусов  клапанов,  имеющих  осевую  симмет¬
рию,  выполняется  по  методам,  которые  исполь¬
зуются  для  исследования  напряженного  состоя¬
ния  корпусов  цилиндров.  При  расчете  по  осе¬
симметричной  схеме  не  учитывается  влияние
боковых  патрубков,  седла  внутренних  ребер  и
концентраторов  напряжений.  Для  уточненного
расчета  корпуса  клапана  в  зонах  сопряжения  с
пароподводящими  и  пароотводящими  патрубка¬
ми  рекомендуется  проводить  вычисления  с  ис¬
пользованием  МКЭ  в  трехмерной  постановке.
 Запасы  прочности  корпусов  цилиндров  и
клапанов.  Для  корпусов  цилиндров  и  клапанов
в  качестве  допускаемого  напряжения  выбира¬
ется  величина
 где  [щ]  —  минимальное  допускаемое  значение
коэффициента  запаса  прочности  по  пределу
текучести  а0  2  при  рабочей  температуре.
 Оценка  прочности  производится  по  эк¬
вивалентным  напряжениям  оэкв  по  (5.2.1):
 Оэкв  =  0,-03  (Ol  >  02  >  СТ3),
где  о1?  о2,  о3  —  главные  напряжения  в  корпусе
от  действия  только  рабочего  давления.
 Коэффициент  запаса  задается  в  нормах
расчета  на  прочность.  Расчетные  или  экспери¬
ментальные  значения  эквивалентных  напря¬
жений  в  любой  точке  корпуса  без  учета  кон¬
центрации  не  должны  превышать  о  д0П.
 При  оценке  длительной  прочности  кор¬
пусов  цилиндров  и  клапанов  используются  эк¬
вивалентные  напряжения
 ot  прио3>0;
 Oj  -о3  при  о3  <  О,
 полученные  в  результате  расчета  корпуса  на
ползучесть  (без  учета  концентрации)  при  тем¬
пературном  поле  и  давлении  номинального
режима  для  момента  времени,  определяемого
заданным  техническими  условиями  на  турби¬
ну  ресурсом.
 Допускаемое  напряжение  в  этом  случае
 где  [ядп]  —  допускаемое  значение  коэффици¬
ента  запаса  по  пределу  длительной  прочности
ад  п  при  температуре  номинального  режима  за
срок  службы  105...2-105  ч.
 Коэффициент  запаса  [пЛп]  нормирован.
При  этом  должно  быть  выполнено  условие
прочности  по  пределу  текучести.  Если  для
оценки  длительной  прочности  используются
напряжения  от  давления  номинального  режи¬
ма,  полученные  в  результате  расчета  корпуса
при  упругом  состоянии  материала,  то  запас
прочности  [ядп]  сохраняется  прежним.
 Оценка  циклической  и  длительной  проч¬
ности  корпусов  цилиндров  и  клапанов  в  зонах
концентрации  напряжений  производится  в  со¬
ответствии  с  нормативными  материалами.
 5.3.2. 	РАСЧЕТ  ДИАФРАГМ
 Общие  положения.  Литые  диафрагмы  на¬
ходят  применение  в  ЧНД  турбин.  В  диафраг¬
мах  этого  типа  концы  направляющих  лопаток
непосредственно  заливают  в  тело  и  обод,  ко¬
торые  обычно  выполняются  из  чугуна.  Оба  ти¬
па  диафрагм  имеют  горизонтальный  разъем,
разделяющий  диафрагму  на  верхнюю  и  ниж¬
нюю  половины.  В  сварных  диафрагмах,  нахо¬
дящих  применение  в  ЧСД  и  ЧВД  турбин,  кон¬
цы  лопаток  предварительно  приваривают  к
лопаточным  бандажам  с  профильными  отвер¬
стиями,  затем  бандажи  основными  сварными
швами  соединяют  с  телом  и  ободом  диафраг¬
мы.  Качество  сварки  существенно  влияет  на
надежность  диафрагмы.
 Специфическими  особенностями  диа¬
фрагмы  являются  резкая  неравномерность
распределения  напряжений,  приводящая  к  то¬
му,  что  наиболее  напряженными  оказываются
крайние  лопатки  у  разъема,  а  также  сравни¬
тельно  большие  прогибы,  которые  вызывают
изменение  зазоров  в  проточной  части  и  могут
приводить  к  задеваниям.  На  напряженно-де¬
формированное  состояние  диафрагм  первых
ступеней,  работающих  в  условиях  высоких

838
 Глава  5.3.  ПРОЧНОСТЬ  ДЕТАЛЕЙ  СТАТОРА
 температур,  существенное  влияние  оказывает
ползучесть  материала,  которая  обеспечивает
значительное  выравнивание  напряжений  и
разгрузку  крайних  лопаток,  но  при  этом  про¬
исходит  увеличение  прогибов,  что  может  при¬
вести  к  необходимости  ремонта  (подвижки
диафрагм  в  осевом  направлении  против  пото¬
ка  пара)  или  даже  замены  диафрагм.
 Расчет  диафрагм  на  прочность  и  жесткость
по  упрощенной  методике.  Условные  обозначения
следующие  (рис.  5.3.5):  а  =  0,5(R  +  гх)  —  сред¬
ний  радиус  диафрагмы;  h  =  0,5(R  —  гх)  —  полу¬
ширина  диафрагмы;  ST  —  площадь  поперечного
сечения  тела  диафрагмы;  So6  —  площадь  попе¬
речного  сечения  обода  диафрагмы;  Sn  —  пло¬
щадь  поперечного  сечения  направляющей  ло-
 патки;  tT  =  —^—  —  расчетная  толщина  тела
£
 диафрагмы;  to5  =  ——  расчетная  толщина
R-r3
 S  +  S
 обода  диафрагмы;  tcv  =  	1^ 	 —
 (R-r3)+(r2-rx)
 средняя  расчетная  толщина  диафрагмы;  /т  —
момент  инерции  поперечного  сечения  тела
диафрагмы  относительно  продольной  оси  уь
проходящей  через  центр  тяжести  этого  сечения
перпендикулярно  к  оси  турбины;  /об  —  момент
инерции  поперечного  сечения  обода  диафраг¬
мы  относительно  продольной  оси  у2,  проходя¬
щей  через  центр  тяжести  этого  сечения  перпен¬
дикулярно  оси  турбины;  /  =  /т  +  /об  —  суммар¬
ный  момент  инерции  сечения  диафрагмы;  /л  —
длина  направляющей  лопатки  (в  случае  диа¬
фрагм  с  криволинейным  обводом  лопаточного
канала  под  /л  понимается  полусумма  длин
 V 	2  h-L
 входной  и  выходной  кромок);  \}/  =  	—
 2 	h
 коэффициент  ослабления;  2п  —  число  направ¬
 Рис.  5.3.5.  Расчетная  схема  диафрагмы
 ляющих  лопаток  в  ступени;  Д(р  =  180°/«  —
центральный  угол,  приходящийся  на  одну  на¬
правляющую  лопатку;  /л  —  момент  инерции
поперечного  сечения  направляющей  лопатки
относительно  оси  z,  проходящей  через  тяжести
сечения  лопатки  параллельно  плоскости  диа¬
фрагмы;  увх  —  расстояние  от  оси  z  до  входной
кромки  направляющей  лопатки;  увых  —  рас¬
стояние  от  оси  z  до  выходной  кромки  направ¬
ляющей  лопатки;  WBX  =  1л/увх  —  момент  со¬
противления  сечения  лопатки  относительно
входной  кромки;  fVBbIX  =  /л/увых  —  момент  со¬
противления  сечения  лопатки  относительно
выходной  кромки;  р  —  перепад  давлений  на
диафрагму;  Е  —  модуль  Юнга;  v  —  коэффици¬
ент  поперечной  деформации  (Пуассона);  о  —
напряжение;  е  —  деформация;  W  —  прогиб;
Wy  —  упругий  прогиб;  JV0CT  —  остаточный  про¬
гиб,  вызванный  ползучестью;  М  —  изгибаю¬
щий  момент;  Т  —  продольная  сила;  Ка,  Kw,
Км,  Кп  —  безразмерные  коэффициенты.
 Расчет  упругих  прогибов  и  напряжений  в  те¬
ле  диафрагмы.  Максимальный  упругий  прогиб
диафрагмы  имеет  место  на  внутреннем  контуре
у  разъема.  Он  вычисляется  по  формуле
 Wy  =  ^lKw. 	(5.3.4)
 El
 Коэффициент  прогиба  Kw  определяется
по  графику  (рис.  5.3.6).
 Максимальное  нормальное  напряжение  в
теле  диафрагмы  имеет  место  на  внутреннем
контуре  в  среднем  сечении:
 ±  ph2a  t
 (7-v2)/  2
 Расчет  напряжений  в  направляющих  ло¬
патках  в  упругой  стадии.  Наиболее  напряжен-
 Рис.  5.3.6.  Зависимости  коэффициентов  Kw
 и  Ка  от  отношения  h/a

РАСЧЕТ  ДИАФРАГМ
 839
 Км
 Рис.  5.3.7.  Зависимости  коэффициента  Км
от  отношения  r2/R
 ной  является  крайняя  лопатка.  Максимальный
изгибающий  момент  в  этой  лопатке,  дейст¬
вующий  у  заделки  в  тело  диафрагмы,
 М=  К,
 pR>_
1192
 Коэффициент  момента  Км  определяют
по  рис.  5.3.7  в  зависимости  от  значения  отно¬
шения  r2/R  и  углового  шага  Д(р.
 Напряжения  в  лопатке  на  входной  и  вы¬
ходной  кромках  вычисляют  по  формулам:
 ^вх  M/Wm,  ^вых  M/Wm.
 Напряжения  на  входных  кромках  лопа¬
ток  сжимающие,  на  выходных  —  растягиваю¬
щие.
 Приведенная  упрощенная  методика  рас¬
чета  лопаток  применяется  независимо  от  того,
как  выполнен  разъем,  причем  величины  WBX,
И'вых  всегда  рассчитываются  для  полного  сече¬
ния  лопатки,  а  угловой  шаг  Д(р  во  всех  случаях
определяется  по  формуле  Д(р  =  180°/л.  Это
обеспечивает  дополнительный  запас  прочно¬
сти  для  случая,  когда  крайняя  лопатка  усечен¬
ная  или  ослабленная  (без  вытеснителя).
 Расчет  прогибов  диафрагмы,  вызванных
ползучестью.  Для  вычисления  остаточных  про¬
гибов  диафрагмы,  вызванных  ползучестью,
вначале  необходимо  определить  по  формуле
(5.3.4)  упругий  прогиб  диафрагмы  Wy.  Оста¬
точный  прогиб,  вызванный  ползучестью,
 KnWv.
 Коэффициент  ползучести  Кп  показывает,
какую  долю  составляет  остаточный  прогиб
 W0CT  от  упругого  Wy.  Для  его  расчета  вначале
определяется  эквивалентное  нормальное  на¬
пряжение  о0,  характеризующее  средний  уро¬
вень  напряженности  диафрагмы:
 3(3  a-h)h
°о  =  - 	2 	Р, 	(5.3.6)
 2  Q.V
 где  \|/  —  коэффициент  ослабления  сечения
диафрагмы  каналами  для  пропуска  пара;  \|/  =
=  (2h  -  /л)/2h.
 По  соответствующим  характеристикам
ползучести  материала  диафрагмы  (тела  и  обо¬
да)  определяется  эквивалентная  деформация
ползучести  еп  (о0,  т),  которая  накапливается  за
расчетное  время  т  при  стандартном  испытании
на  ползучесть  цилиндрического  образца  в  ус¬
ловиях  растяжения  при  постоянном  напряже¬
нии  о0.  Затем  определяется  упругая  деформа¬
ция  растяжения  при  том  же  напряжении
£у  =  а0/Е,  где  значение  модуля  упругости  Е  бе¬
рется  для  температуры,  равной  расчетной  тем¬
пературе  диафрагмы  tp.  С  учетом  найденных
величин  определяют  коэффициент  ползучести
кп  =  ^(OoXV^Eo).
 Допускаемые  напряжения  и  запасы  проч¬
ности.  Для  всех  диафрагм,  работающих  как  в
упругих  условиях,  так  и  в  условиях  ползуче¬
сти,  предусматривается  запас  по  пределу  теку¬
чести  о0  2.  Он  назначается  по  отношению  к
максимальным  расчетным  упругим  напряже¬
ниям  в  соответствующем  элементе  диафрагмы.
 Минимальные  коэффициенты  запаса
прочности  пТ  приведены  ниже.
 Тело  диафрагмы 	 1,6
 Рабочие  лопатки  при  отсутствии  ребер
жесткости:
 для  напряжений  растяжения  на  входной
кромке  крайней  лопатки 	 1,25
 для  напряжений  сжатия  на  входной
кромке  крайней  лопатки 	 1,0
 Рабочие  лопатки  при  наличии  ребер  жест¬
кости  для  напряжений  растяжения  и  сжа¬
тия  		1,0
 Для  диафрагм,  работающих  в  условиях
ползучести  при  нормативном  ресурсе
100  тыс.  ч  и  менее,  устанавливаются  дополни¬
тельно  следующие  минимальные  запасы  лдп
 10  ^
 по  пределу  длительной  прочности  о  д  п  (назна¬
чается  по  отношению  к  максимальным  расчет¬
ным  упругим  напряжениям  при  типовом  рас¬
чете  и  максимальным  расчетным  напряжени¬
ям  ползучести  при  поверочном).

840
 Глава  5.3.  ПРОЧНОСТЬ  ДЕТАЛЕЙ  СТАТОРА
 Тело  диафрагмы 	 1,5
 Рабочие  лопатки  при  отсутствии  ребер
жесткости:
 для  напряжений  растяжения  на  выход¬
ной  кромке  крайней  лопатки 	 1,1
 для  напряжений  сжатия  на  входной
кромке  крайней  лопатки 		1,0
 Рабочие  лопатки  при  наличии  ребер  жест¬
кости  для  напряжений  растяжения  и  сжа¬
тия 	 1,0
 При  нормативном  ресурсе  турбины  более
100  тыс.  ч  все  минимальные  значения  коэф¬
фициентов  запаса  прочности  увеличиваются
на  5%  при  ресурсе  100...  150  тыс.  ч  и  на  10%
при  ресурсе  150...200  тыс.  ч  по  отношению  к
пределу  длительной  прочности  за  соответст¬
вующий  ресурс.
 Допустимый  максимальный  прогиб  диа¬
фрагмы  определяется  в  следующем  порядке.
Из  расчета  теплового  состояния  ротора  и  ста¬
тора  и  их  деформаций  от  действующих  нагру¬
зок  определяется  минимальный  допустимый
зазор  и  соответствующая  ему  величина  проги¬
ба  диафрагмы  W*;  обычно  W*  =  4...5  мм.  Рас¬
четные  величины  упругого  и  остаточного  про¬
гибов  диафрагмы  должны  удовлетворять  усло¬
вию  1,4Жу  +  KW0ст  >  W*.  Коэффициент  К  име¬
ет  следующие  значения  в  зависимости  от  ре¬
сурса,  тыс.  ч.:
 До  100 	1,3
 100...15 	0 	1,4
 150...20 	0 	1,5
 Расчет  величины  W0CT  также  выполняется
для  соответствующего  ресурса.  Учитывая
сложность  расчетов,  в  период  ремонтов  W0CT
определяется  путем  замеров.
 5.3.3. 	РАСЧЕТ  ФЛАНЦЕВЫХ
СОЕДИНЕНИЙ  ГОРИЗОНТАЛЬНЫХ
 РАЗЪЕМОВ  КОРПУСОВ  ТУРБИН
 Требования  к  конструкции.  Корпусы  паро¬
вых  турбин,  как  правило,  имеют  горизонталь¬
ный  разъем.  Небольшое  количество  бесфлан¬
цевых  осесимметричных  конструкций  не  на¬
шли  широкого  применения  в  энергетике  ввиду
больших  трудностей  сборки  таких  турбин,  свя¬
занных  с  укладкой  и  выемкой  ротора.  Наличие
горизонтальных  фланцев  нарушает  осевую
симметрию  корпуса,  что  приводит  при  пусках
турбины  к  асимметрии  его  температурного  по¬
ля,  а  следовательно,  к  увеличению  деформа¬
ций  и  напряжений,  ограничивающих  манев¬
ренные  качества  турбоагрегата  в  целом.
 При  проектировании  фланцевых  соедине¬
ний  корпусов  современных  турбин  необходимо
удовлетворять,  по  крайней  мере,  двум  противо¬
речивым  требованиям.  С  одной  стороны,  флан¬
цы  должны  как  можно  меньше  нарушать  осе¬
вую  симметрию  корпуса,  т.е.  быть  небольши¬
ми,  а  с  другой  —  они  должны  гарантированно
обеспечивать  плотность  разъема  в  течение  все¬
го  межремонтного  периода,  что  приводит  к  не¬
обходимости  использования  достаточно  круп¬
ных  крепежных  деталей,  стягивающих  эти
разъемы  и  увеличению  массивности  фланцев.
 Успешный  поиск  оптимального  варианта
при  этом  зависит  от  качества  используемых  рас¬
четных  методов.  Можно  утверждать,  что  приме¬
нительно  к  фланцевым  соединениям  корпусов
современных  турбин  такие  методы  существуют.
 Упрощенный  метод  расчета  фланцев.  До
80-х  годов  для  расчета  фланцев  широко  ис¬
пользовался  метод  Стодолы-Яновского,  рас¬
сматривающий  фланец  как  балку  шириной,
равной  шагу  шпилек,  высотой,  равной  шири¬
не  фланца,  и  длиной,  равной  его  высоте,  по
торцам  которой  приложены  силы  от  шпильки
Т,  стягивающей  фланец,  и  от  потока  пара  Р,
раскрывающего  его  (рис.  5.3.8).
 В  качестве  критерия  обеспечения  плот¬
ности  разъема  принималась  его  нераскрывае-
мость,  т.е.  наличие  по  всей  его  длине  хотя  бы
каких-то  минимальных  сжимающих  напряже¬
ний.  Раскрывающая  фланец  сила  Р  рассчиты¬
валось  по  «котельной»  формуле:
 Р  =  0,5pdt, 	(5.3.7)
 где  р  —  давление  пара  в  расчетном  сечении
корпуса;  d  —  его  внутренний  диаметр  в  этом
 Рис.  5.3.8.  Расчетная  схема  фланцевого  соеди¬
нения  корпусов  турбин  по  методу  Стодолы-
Яновского

РАСЧЕТ  ФЛАНЦЕВЫХ  СОЕДИНЕНИЙ  ГОРИЗОНТАЛЬНЫХ  РАЗЪЕМОВ  КОРПУСОВ  ТУРБИН  841
 сечении;  t  —  шаг  шпилек  расчетного  участка
фланца.
 Основным  недостатком  такого  подхода  к
расчету  фланцев  является  приближенное  опре¬
деление  раскрывающей  силы  Р.  Формула
(5.3.7)  не  учитывает  влияния  соседних  участков
корпуса  на  расчетный  отсек,  т.е.  фактическую
геометрию  корпуса  в  осевом  направлении  и
геометрию  его  поперечных  сечений,  т.е.  оваль¬
ность  и  разнотолщинность  стенок  в  окружном
направлении.  Неучет  этих  факторов  в  некото¬
рых  случаях  привел  к  очень  большим  ошибкам
при  определении  величины  Р,  и  фланцы  неко¬
торых  турбин,  спроектированные  по  этой  мето¬
дике,  оказались  неплотными.  Новый  метод
расчета  фланцевых  соединений,  разработанный
в  НПО  ЦКТИ,  свободен  от  этих  недостатков.
 Уточненный  метод  расчета  фланцев.  Ко¬
эффициент  запаса  плотности  фланцевого  со¬
единения  является  основным  критерием  обес¬
печения  его  плотности.  Он  равен  отношению
напряжений  о*  в  шпильках  при  рабочей  тем¬
пературе  перед  ремонтом  турбины  к  мини¬
мальным  напряжениям  в  шпильках,  необ¬
ходимым  для  обеспечения  плотности  разъема,
или,  что  то  же  самое,  отношению  давления  /?*,
при  котором  фланец  раскрывается,  к  рабочему
давлению  /?раб:
 _е  *
 К  =  ^  =  1—. 	(5.3.8)
 ^пл  /*раб
 В  качестве  критерия  нарушения  плотно¬
сти  принимается,  как  и  ранее,  равенство  нулю
расчетных  контактных  напряжений  на  внут¬
ренней  поверхности  фланца.  Как  исключение
для  фланцев  с  сА/Ь  >0,6  допускается  отсутствие
контактного  давления  в  разъеме  на  расстоянии
с0  от  внутренней  поверхности  (рис.  5.3.9),  при
этом  величина  с0  должна  удовлетворять  услови¬
ям  сх  —  с0  >  20  мм;  с3  —  с  >  20  мм.
 Величина
 Рис.  5.3.9.  Расчетная  схема  фланцевого
соединения  по  уточненному  методу
 Величина  Р,  приходящаяся  на  одну
шпильку,  равна  произведению  средней  в  зоне
данной  шпильки  распределенной  окружной
силе  S2  на  расстояние  t  между  осями  шпилек:
 P=(S2)cpt
 Распределенная  окружная  сила  S2  опреде¬
ляется  не  по  формуле  (5.3.7),  а  из  расчета  кор¬
пуса  по  теории  тонкой  осесимметричной  обо¬
лочки  произвольного  меридиана  под  действием
внутреннего  давления,  что  обеспечивает  учет
влияния  соседних  участков  на  зону  рассчиты¬
ваемого  участка  фланца.  Форма  меридиана  за¬
дается  по  горизонтальному  сечению  корпуса,
толщина  стенки  —  по  вертикальному  сечению.
Коэффициент  затяжки  фланцевого  соединения
г|  вычисляется  по  методике  Стодолы—Яновско¬
го,  по  формулам  для  фланца  с  обнизкой,  т.е.  с
двумя  уплотнительными  поясками  сь  с2:
 где  Р  —  сила  от  пара,  приходящаяся  на  рас¬
сматриваемую  шпильку;  г|  —  коэффициент 	приближенно 	(при 	сх 	+ 	с2< 	Ъ 	— 	d)
 затяжки  фланцевого  соединения,  зависящий
 , 	г 	л 	2 	(п-т)
 только  от  размеров  фланца  и  корпуса;  F  —  ми- 	r\  =  1  +  —- 	—;
 нимальная  площадь  сечения  шпильки. 	Ь- 	с2 	+2т

842
 Глава  5.3.  ПРОЧНОСТЬ  ДЕТАЛЕЙ  СТАТОРА
 для  фланца  без  обнизки
6(п-т)
 Приведенные  формулы  применимы  при
п  >  т,  следует  принимать  r\  =  1.
 Для  фланцев  с  отношением  с4/Ь  >0,6  при¬
веденные  формулы  для  коэффициента  г\  оста¬
ются  справедливыми,  если  для  этого  случая  зна¬
чения  b  и  с2  уменьшить  на  величину  с0,  а  т  и  п
увеличить  на  с0/2.
 Другим  значительным  отличием  новой  ме¬
тодики  расчета  является  способ  определения
точки  приложения  силы  Р,  т.е.  величины  п  (рис.
5.3.10).  При  определении  п  вводится  поправка  пх
на  смещение  точки  приложения  силы  Р,  вызы¬
ваемое  овальностью  сечения  и  разнотолщинно-
стью  стенки:  п  =  0,5(£  —  50)  —  пх.  Величина  пх
вычисляется  с  использованием  формул  теории
кривого  стержня,  учитывающих  изменение  тол¬
щин  стенок  в  окружном  направлении:
 ,=.1АИ  /зЛ
 Рис.  5.3.10.  Действие  сил  на  фланец:
 а  —  от  затяжек  шпилек;  б  —  от  давления  пара
 При  отсутствии  овальности  корпуса  и
разнотолщинности  стенки,  т.е.  при  R  =  const  и
 5 	=  const,  следует  принять  пх  =  0.
 Использование  формулы  (5.3.10)  позволя¬
ет  определить  минимальные  напряжения  в
шпильке,  обеспечивающее  плотность  фланца.
 Для  определения  коэффициента  запаса
плотности  по  формуле  (5.3.8)  осталось  найти
напряжения  в  шпильке  при  рабочей  темпера¬
туре  перед  ремонтом:
 \|/  =  0,3  —  коэффициент,  учитывающий  огра¬
ничение  радиального  перемещения  фланца.
 При  вычислении  пх  можно  пренебречь
влиянием  отверстий  под  шпильки  и  подрезок
под  гайки  на  статистические  характеристики
сечений,  тогда
 а  =  0,5S;  J  =  г53/12.
 В  формуле  (5.3.10)  одной  переменной  обо¬
значена  толщина  стенки  и  ширина  фланца  в
произвольном  радиальном  сечении,  в  частности
 5ф=0  =  50; 	5ф=л/2  =  Ь.
 где  он  —  напряжения  затяжки  шпилек  после
ремонта  при  нормальной  температуре;  2ь°,
Е?  —  модули  упругости  материала  шпильки
соответственно  при  нормальной  и  рабочей
температуре;  у  —  коэффициент,  учитывающий
релаксацию  напряжений  при  высокой  темпе¬
ратуре,  обычно  определяется  по  образцам  при
испытании  материала.
 Кроме  обеспечения  плотности  фланце¬
вое  соединение  должно,  естественно,  обладать
и  достаточной  прочностью.  Напряжения  в
элементах  соединения  определяются  по  сле¬
дующим  формулам.
 Средние  по  сечению  напряжения  в
шпильках  достигают  максимального  значения
при  пусках  послекапитального  ремонта:
 где  0!  —  температура  фланца  вблизи  разъема  в
точке,  расположенной  на  расстоянии  0,5«  от
внутренней  поверхности;  02  —  температура
шпильки  в  середине  ее  рабочей  длины  /.

ИСТОЧНИКИ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ  ЛОПАТОК
 843
 Средние  по  ширине  внутреннего  уплот¬
нительного  пояска  контактные  напряжения  в
разъеме  qcp  вычисляются  по  формулам:
для  фланца  с  обнизкой
 /ътж(Ъ-С2+2т)'
 *7ср
 Щ(2Ь-
 ■с2)
 для  фланца  без  обнизки
 — 	fo  max
 Qcp
 bt-ndy/A
 где  /  —  площадь  сечения  шпильки
 Окружные  изгибные  напряжения  в  стен¬
ке  ои,  вызванные  овальностью  корпуса  и  раз-
нотолщинностью  стенки,  в  произвольном  се¬
чении
 „  _б(1-у2)S2(R„  ,  (Г-ЩЯ+Г  +  5)
 Е83
 2  г
 где  v  —  коэффициент  Пуассона.
 Важным  фактором  обеспечения  плотно¬
сти  фланцев  является  контроль  за  напряже¬
ниями,  возникающими  в  шпильках  при  их  за¬
тяжке.  Контроль  осуществляется  либо  по  дуге
поворота  гаек,  либо  по  упругим  удлинениям
шпилек,  что  более  точно.  Необходимая  дуга
поворота  при  заданных  напряжениях  о£:
 L
 SE
 где  D  —  диаметр  гайки;  S  —  шаг  резьбы
шпильки.
 Необходимое  удлинение  шпильки
 А!=‘+  l’ld«  с°н.
 Е°  "
 При  использовании  приведенной  мето¬
дики  расчета  фланцев  необходимо  соблюдать
следующие  требования  и  ограничения.  Плот¬
ность  фланцев  будет  обеспечена,  если  коэф¬
фициент  запаса  плотности  будет  удовлетво¬
рять  соотношениям  К>  1,2  —  для  турбин  АЭС
и  К  >  1  —  для  турбин  ТЭС.  Для  фланцев  с  па¬
раметрами  t/h  >1,2  или  h/b  <  0,9  запас  плотно¬
сти  следует  увеличить.
 Среднее  контактное  давление  на  внут¬
реннем  уплотнительном  пояске  разъема  qcp
при  всех  режимах  работы  не  должно  превы¬
шать  0,75  предела  текучести  материала  фланца
при  рабочей  температуре:  qcp  <  О,75о0>2-  Сред¬
ние  по  сечению  растягивающие  напряжения  в
шпильках  после  их  окончательной  затяжки  пе¬
ред  началом  эксплуатации  не  должны  превы¬
шать  на  холодной  турбине  1/2  предела  текуче¬
 сти  материала  шпильки,  о^<0,5оо2-  Средние
по  сечению  суммарные  максимальные  напря¬
жения  в  шпильках  в  процессе  эксплуатации
атах>  вызываемые  затяжкой  шпилек  и  нерав¬
номерным  нагревом  деталей  соединения,  не
должны  превышать  0,65  предела  текучести  ма¬
териала  шпильки  при  соответствующей  темпе-
ратуре,  отах<0,65оо,2-
 Ширина  внутреннего  уплотнительного
пояска  или  расстояние  от  внутренней  поверх¬
ности  фланца  до  края  отверстия  под  шпильку
должно  быть  не  менее  20  мм,  длина  участка
свинчивания  шпильки  с  корпусом  —  не  менее
1,35  номинала  диаметра  резьбы,  Нх  >  1,35dH.
 Фланцы  с  отношением  t/h  >  2  применять
не  рекомендуется.
 Основные  положения  изложенной  выше
методики  расчета  фланцев  вошли  в  отраслевой
стандарт,  являющийся  руководством  при  про¬
ектировании  фланцев  корпусов  турбин  на  всех
энергомашиностроительных  заводах  страны.
 В  последние  годы  в  связи  с  быстрым  раз¬
витием  компьютерной  техники  в  расчетную
практику  внедряются  методики  математиче¬
ского  моделирования.
 Создание  виртуальной  трехмерной  модели
объекта  и  исследование  его  напряженно-де¬
формированного  состояния  под  действием  раз¬
личных  нагрузок  с  помощью  специально  разра¬
ботанных  расчетных  программ  позволяет  вно¬
сить  дальнейшее  уточнение  в  расчет  фланцев
на  плотность.  Поскольку  при  расчете  плотно¬
сти  разъемов  дело  сводится  к  определению
контактных  напряжений  в  разъеме,  чем  точнее
они  будут  определены,  тем  точнее  будет  расчет
на  плотность.  В  рассмотренной  методике  ис¬
пользован  приближенный  метод  сведения  трех¬
мерной  задачи  к  наложению  двух  двумерных  —
осисемметричной  теории  оболочек  и  теории
кривого  бруса.  Применение  для  этой  же  цели
современных  методов  расчета  трехмерных  мо¬
делей,  хотя  и  достаточно  трудоемких,  можно
рекомендовать  в  качестве  поверочных  для  уже
спроектированного  корпуса  турбины.
 Глава  5.4
 КОЛЕБАНИЯ  ЛОПАТОК  И  РОТОРОВ
 5.4.1. 	ИСТОЧНИКИ  ВОЗБУЖДЕНИЯ
КОЛЕБАНИЙ  ЛОПАТОК
 Основным  источником  переменных  на¬
грузок,  действующих  на  лопатки,  является  ок¬

844
 Глава  5.4.  КОЛЕБАНИЯ  ЛОПАТОК  И  РОТОРОВ
 ружная  неравномерность  параметров  парового
потока  (скорость,  давление,  и  др.).  В  результа¬
те  этого  рабочая  лопатка  при  вращении  под¬
вергается  воздействию  переменных  сил,
спектр  которых  состоит  из  частот  кратных
частоте  вращения  ротора  п:  п,  2л,  3л.  Причи¬
нами  окружной  неравномерности  могут  быть
как  технологические  отклонения  при  изготов¬
лении  элементов  направляющих  и  рабочих  ло¬
паток,  так  и  конструкционные  особенности
проточной  части.  К  последним  относятся,  на¬
пример,  парциальный  подвод  пара,  промежу¬
точные  отборы  пара,  лопатки  НА.
 Источники  переменных  сил  при  опреде¬
ленных  условиях  могут  вызвать  резонансные
колебания  рабочих  лопаток  с  большими  дина¬
мическими  напряжениями  в  них.
 Характерной  особенностью  условий  ра¬
боты  лопаток  последних  ступеней  паровых
турбин  является  возникновение  значительной
аэродинамической  нестационарности  вследст¬
вие  нерасчетных  режимов  в  периоды  пусков
турбины,  холостого  хода  и  малых  нагрузок,  а
также  при  давлении  в  конденсаторе,  превы¬
шающем  допустимые  значения,  что  обуслов¬
ливает  возникновение  переменных  сил,  дейст¬
вующих  на  рабочие  лопатки.  Они  не  могут  вы¬
звать  резонансные  колебания,  так  как  имеют
переменные  значения  по  амплитуде  и  по  фазе,
но  могут  стать  причиной  значительных  дина¬
мических  напряжений  в  рабочих  лопатках.
 В  процессе  работы  лопатка  может  под¬
вергаться  действию  переменных  инерционных
сил,  обусловленных  вибрацией  ротора  или
крутильных  колебаний  валопровода  турбины.
При  этом  возникновение  резонансных  колеба¬
ний  лопаток  маловероятно,  так  как  в  спектре
вибрации  ротора  превалирует  первая  гармони¬
ка,  а  при  крутильных  колебаниях  —  собствен¬
ные  частоты  валопровода,  которые  всегда  ни¬
же  первой  собственной  частоты  лопаток.
 Оценка  уровня  вибрационных  напряже¬
ний,  возникающих  в  лопатках  при  различных
режимах  работы  паровой  турбины,  произво¬
дится,  как  правило,  по  результатам  испытаний
головных  образцов  турбины.
 5.4.2. 	СОБСТВЕННЫЕ  КОЛЕБАНИЯ
ЛОПАТОК  И  ДИСКОВ.
СИСТЕМЫ  ЛОПАТКИ  -  СВЯЗИ  -  ДИСКИ
 Рабочие  лопатки  турбины,  закрепленные
на  диске,  как  любая  упругомассовая  механиче¬
ская  система  обладают  определенным  частот¬
 ным  спектром  собственных  (свободных)  коле¬
баний.  Частотный  спектр  собственных  колеба¬
ний  является  важнейшей  динамической  харак¬
теристикой  системы,  которая  в  рабочих  усло¬
виях  испытывает  различного  рода  переменные
нагрузки.
 Рассмотрим  отдельную  лопатку,  закреп¬
ленную  в  хвостовой  части.  Если  к  лопатке
приложить  кратковременно  действующую  си¬
лу,  которая  выведет  ее  из  положения  равнове¬
сия,  то  лопатка  под  действием  сил  упругости
будет  совершать  колебания,  которые  принято
называть  собственными,  или  свободными.
Частоты  этих  колебаний  являются  совершенно
определенными  для  данной  лопатки  и  зависят
только  от  ее  конструкции,  условий  закрепле¬
ния  и  свойств  материала  лопатки  (плотности,
модуля  упругости).
 Каждой  собственной  частоте  соответству¬
ет  определенная  форма  колебаний,  характери¬
зующая  относительную  величину  и  направле¬
ние  перемещения  каждой  точки  лопатки  в
процесс  колебаний.  На  рис  5.4.1  показаны
формы  колебаний  лопатки,  представленной  в
виде  тонкого  стержня.
 Точки  лопатки,  которые  при  колебании
не  перемещаются,  называются  узловыми.
В  реальных  лопатках  совокупность  таких  то¬
чек  составляют  узловые  линии.  Самую  низкую
частоту  собственных  колебаний  принято  на¬
зывать  первым  тоном,  а  форму  колебаний  —
первой.
 На  роторе  турбины  большая  часть  ступе¬
ней  оснащена  лопатками,  соединенными  в  от¬
дельные  пакеты  ленточными  бандажами  или
различного  рода  проволочными  связями.  В  этом
случае  пакет  лопаток  имеет  явно  выраженные
группы  форм  собственных  колебаний.  Первая
группа  соответствует  синфазным  колебаниям
 Рис.  5.4.1.  Формы  колебаний  лопатки:
 а  —  первая;  б  —  вторая;  в  —  третья

СОБСТВЕННЫЕ  КОЛЕБАНИЯ  ЛОПАТОК  И  ДИСКОВ
 845
 лопаток  в  пакете.  При  этом  лопатки  пакета  со¬
вершают  колебания  в  одной  фазе,  аналогично
формам  единичной  лопатки  (рис.  5.4.2).  Вторая
группа  соответствует  внутрипакешым  формам
колебаний,  при  которых  вершины  лопаток  оста¬
ются  практически  неподвижными,  одна  часть
лопаток  в  пакете  колебания  в  одной  фазе,  а  дру¬
гая  —  в  противофазе  (рис.  5.4.3).  Третья  группа
собственных  колебаний  пакетов  составляет  ак-
сиально-крутильные  колебания  (рис.  5.4.4,  вид
на  пакет  сверху).
 Кроме  лопаток,  объединенных  в  пакеты,
на  роторах  могут  устанавливаться  ступени  с
лопатками,  соединенными  на  кольцо  бандаж¬
ными  полками  на  периферии  или  демпферны¬
ми  связями.  Такая  ступень,  как  механическая
система,  обладает  циклической  симметрией.
Характерной  особенностью  ее  частот  и  форм
собственных  колебаний  является  наличие
форм,  как  зависящих  от  места  приложения
возмущающей  силы,  так  и  независящих.  При
свободных  колебаниях  такой  системы  имеют¬
ся  формы  с  узловыми  линиями  (точками),
обусловленные  конструктивными  характери¬
стиками,  а  также  с  узловыми  линиями  (точка¬
ми),  положение  которых  связано  с  местом
приложения  возмущающей  силы.
 При  собственных  колебаниях  лопаток,
соединенных  на  диске  круговыми  связями,  пе¬
ремещения  их  происходят  преимущественно  в
аксиальном  направлении  (перпендикулярно  к
плоскости  диска),  а  формы  их  прогиба  подоб¬
ны  форме  колебаний  отдельной  лопатки  (см.
рис.  5.4.1,  а,  б).  Совокупностью  точек  А  на  ло¬
патках  образует  узловую  окружность.  Число
узловых  окружностей  будет  соответствовать
числу  узловых  точек  в  форме  колебания  ло¬
патки  на  диске.  Положение  узловых  окружно¬
стей  не  зависит  от  того,  к  какой  лопатке  при¬
ложено  кратковременное  возмущение,  вызы¬
вающее  свободные  колебания  лопаточного
венца.
 Так  как  рассматриваемая  система
(диск  —  лопатка)  обладает  циклической  сим¬
метрией,  то  при  кратковременном  действии
возмущающей  силы  в  ней  будут  происходит
свободные  колебания  в  виде  волн,  движущих¬
ся  от  точки  приложения  силы  в  противопо¬
ложные  стороны  с  одинаковой  скоростью.  Ка¬
ждому  количеству  волн  по  окружности  лопа¬
точного  венца  соответствует  определенная
собственная  частота.
 Узловая  скорость  движения  волн  равна
2nf/m,  где  т  —  число  волн  по  окружности  ло-
 Рис.  5.4.4.  Аксиально-крутильные  колебания
пакета  лопаток  (а—в  —  см.  рис.  5.4.1)
 паточного  венца;  /  —  соответствующая  собст¬
венная  частота.  Результатом  сложения  этих
колебательных  процессов  является  образова¬
ние  стоячих  волн  по  окружности  облопачива¬
ния  неподвижного  диска  с  лопатками.
 Точки  по  окружности,  в  которых  ампли¬
туда  колебаний  минимальная,  называют  узло¬
выми.  Форму  колебаний  с  двумя  узловыми

846
 Глава  5.4.  КОЛЕБАНИЯ  ЛОПАТОК  И  РОТОРОВ
 точками  принято  называть  свободными  коле¬
баниями  с  одним  узловым  диаметром,  при  че¬
тырех  узловых  точках  —  с  двумя  узловыми
диаметрами  и  т.д.  Расположение  узловых  то¬
чек  определяется  местом  приложения  возму¬
щающей  силы.
 В  целом  совокупность  собственных  час¬
тот  и  соответствующих  им  форм  колебаний
диска  с  лопатками,  замкнутыми  на  кольцо
связями,  условно  разделено  на  группы  (семей¬
ства).  Первая  группа  соответствует  формам  без
узловой  окружности,  вторая  —  с  одной  узло¬
вой  окружностью  и  т.д.  В  каждой  группе  фор¬
мы  разделяются  по  числу  узловых  диаметров.
Форму  колебаний,  при  которой  все  лопатки
колеблются  в  одной  фазе,  принято  называть
зонтичной.  Она  не  имеет  узловых  диаметров.
В  каждой  из  групп  самая  низкая  частота  соот¬
ветствует  форме  колебаний  с  числом  узловых
диаметров,  равным  нулю,  с  увеличением  числа
узловых  диаметров  частота  собственных  коле¬
баний  возрастает.
 Определение  частот  и  форм  собственных
колебаний,  как  отдельных  лопаток,  так  и  ло¬
паток  с  различными  видами  связи,  является
важнейшим  этапом  в  процессе  создания  обло¬
пачивания  турбин  с  требуемой  динамической
прочностью  (надежностью).
 В  настоящее  время  разработаны  и  опро¬
бованы  различные  методы  расчета  основных
вибрационных  характеристик  рабочих  лопаток
турбин.  Результаты  таких  расчетов  использу¬
ются  при  проектировании  лопаточного  аппа¬
рата  турбомашин.
 5.4.3. 	ДИНАМИЧЕСКИЕ  НАПРЯЖЕНИЯ
ПРИ  РЕЗОНАНСНЫХ  КОЛЕБАНИЯХ
 Наличие  в  спектре  переменных  сил,  дей¬
ствующих  на  рабочие  лопатки,  гармонических
составляющих  может,  в  случае  их  совпадения
с  собственной  частотой  лопатки,  вызвать  ее
резонансные  колебания  с  величиной  перемен¬
ных  напряжений,  превышающих  допустимые
по  условиям  динамической  прочности.  След¬
ствием  этого  является  возникновение  устало¬
стных  трещин,  развитие  которых  заканчивает¬
ся  обрывом  лопатки.
 Для  обеспечения  динамической  надежно¬
сти  рабочих  лопаток  должно  быть  выполнено
требование  отсутствия  резонансных  колеба¬
ний  лопаток  в  диапазоне  рабочих  частот  вра¬
щения  ротора  турбины  (отстройка  от  резонан¬
сов).  Это  достигается  путем  расчетов  вибраци¬
 онных  характеристик  лопаток  (определения
собственных  частот  и  форм  колебаний)  и,  при
необходимости,  экспериментальной  проверки
качества  отстройки  на  головных  образцах  или
на  модельных  установках.
 В  результате  многолетнего  опыта  проек¬
тирования  и  эксплуатации  турбин  были  выра¬
ботаны  конкретные  требования  по  обеспече¬
нию  вибрационной  (динамической)  надежно¬
сти  рабочих  лопаток,  которые  отображены  в
соответствующих  нормативных  документах,
которые  строго  регламентируют  процесс  про¬
ектирования,  изготовления  лопаток,  а  также
условия  их  эксплуатации.
 Необходимо  отметить,  что  некоторые  сту¬
пени  турбин  и,  прежде  всего,  последние  ступени
ЧНД  с  лопатками,  замкнутыми  на  кольцо  связя¬
ми,  при  некоторых  режимах  могут  быть  склон¬
ны  к  возникновению  самовозбуждающихся  ко¬
лебаний  (автоколебаний).  Также  колебания
представляют  собой  бегущую  против  вращения
ротора  волну  с  определенным  числом  узловых
диаметров  и  с  соответствующей  этой  форме  час¬
тотой.  Причиной  самовозбуждения  такого  типа
лопаточных  ступеней  принято  считать  измене¬
ние  знака  аэродинамического  демпфирования.
При  этом  если  величина  аэродинамического
демпфирования  меньше  демпфирования  за  счет
рассеяния  энергии  колебаний  в  системе,  то  она
считается  устойчивой.  В  противном  случае  в
этой  системе  возникнут  автоколебания,  ампли¬
туда  которых  может  быть  опасной  для  целостно¬
сти  лопаток.  В  мировой  практике  турбостроения
отмечены  случаи  разрушения  лопаток  послед¬
них  ступеней  ЦНД  вследствие  возникновения
режима  автоколебаний.
 В  настоящее  время  отсутствуют  одно¬
значные  рекомендации  по  исключению  такого
рода  колебаний.  Поэтому  определение  области
устойчивой  работы  подобных  ступеней  необ¬
ходимо  производить  по  данным  испытаний  их
в  эксплуатационных  условиях  на  головных  об¬
разцах  турбины.
 5.4.4. 	КРИТИЧЕСКИЕ  СКОРОСТИ,
ВЫНУЖДЕННЫЕ  КОЛЕБАНИЯ,
БАЛАНСИРОВКА  РОТОРОВ
 Рассмотрим  горизонтальный  ротор,  рас¬
положенный  на  двух  опорах,  вращающийся  с
угловой  скоростью  со  и  имеющий  в  середине
пролета  массу  т,  смещенную  относительно  оси
вращения  на  эксцентриситет  массы  е.  Тогда
центробежная  сила  Р,  создаваемая  смещенной

КРИТИЧЕСКИЕ  СКОРОСТИ,  ВЫНУЖДЕННЫЕ  КОЛЕБАНИЯ,  БАЛАНСИРОВКА  РОТОРОВ  847
 массой,  будет  уравновешиваться  упругой  силой
деформации  ротора  ус,  где  с  —  жесткость  рото¬
ра  в  месте  расположения  массы,  т.е.
 частотой  вращения  ротора,  так  как  при  со2  ->  со
прогиб  ротора  стремится  к  бесконечности.
 Если  в  системе  ротор  —  подшипники
ввести  силы  демпфирования  (в  основном  их
источником  является  масляный  слой),  то  ам¬
плитуда  вынужденных  колебаний  вращающей¬
ся  массы
 Ро/с
 (5.4.1)
 где  h  —  коэффициент  демпфирования;  h  =
=  d/lm(£>c',  Р0  —  амплитуда  периодической  си¬
лы;  Р  =  РфтШ.
 В  случае  чисто  небалансной  возмущаю¬
щей  силы  Р0  =  теса2  (е  —  эксцентриситет  мас¬
сы  ротора)  и  выражение  для  амплитуды  коле¬
баний  может  быть  преобразовано  в  виде
 Ро/с
 А  =  -
 со.
 (5.4.2)
 1-
 CG
 СО?
 а  уравнение  движения  центра  массы  ротора
[16,  36]
 е  sin(ctf  +  (р)
 (5.4.3)
 При  этом  фазовый  сдвиг  между  возму¬
щающей  силой  и  перемещением  может  быть
определен  как  главное  значение:
 Наиболее  типичной  моделью  ротора  яв¬
ляется  в  данном  случае  двухопорный  с  диском
массой  т  в  середине  пролета.  Траектория  дви¬
жения  такой  системы,  описываемая  уравнени¬
ем  (5.4.3),  показана  на  рис.  5.4.5.
 Рис.  5.4.5.  Траектория  движения  системы  ротор  —  подшипник  (О  —  центр  оси  вращения,  с  —  центр
динамически  прогнутого  ротора,  сх  —  центр  массы  (диска)):
 а  —  положение  центров  в  докритической  зоне  при  отсутствии  демпфирования;  б  —  положение
центров  в  закритической  зоне  при  отсутствии  демпфирования  (режим  «самобалансировки»);
в  —  положение  центров  в  докритической  зоне  при  конечном  демпфировании

848
 Глава  5.4.  КОЛЕБАНИЯ  ЛОПАТОК  И  РОТОРОВ
 Рис.  5.4.6.  Частотные  характеристики  одномассового  неуравновешенного  вала  (е  —  эксцентриситет
массы,  у  —  динамическое  смещение  (прогиб),  h  —  приведенное  демпфирование,  (ос  —  критическая
 частота  вращения)
 На  рис.  5.4.6  показаны  частотные  харак¬
теристики  однодискового  ротора  с  небалансом
Ме,  где  М  —  масса  диска.
 Реальные  конструкции  валопроводов  тур¬
боагрегатов  состоят  из  нескольких  роторов  с
распределенной  массой  и  жесткостью,  вслед¬
ствие  чего  имеют  множество  критических  час¬
тот  и  собственных  форм  колебаний.  В  этом
случае  амплитудно-частотная  характеристика
валопровода  представляет  собой  сложную
кривую  с  множеством  резонансных  участков
(рис.  5.4.7)  [16].
 На  каждой  резонансной  частоте  формы
колебаний  вала  близки  к  синусной  кривой  с
одной,  двумя,  тремя  и  т.д.  полуволнами,
причем  в  случае  вала  равного  сечения  с  рас¬
пределенным  небалансом  формы  колебаний
чисто  синусоидные.  При  этом  кривую  рас¬
пределенного  небаланса  можно  разложить  в
ряд  Фурье,  и  амплитуда  колебаний  /-го  сече¬
ния  ротора
 период  возмущаю¬
 ще  ср  =  -f/(x)e  im  dt\  т
т  о
 щей  гармонической  силы;  ср  —  коэффициент
ряда  Фурье  для  р-й  формы.
 ют  гармоническим  коэффициентом  влияния
частоты  /?со.
 Рис.  5.4.7.  Амплитудно-частотные  характеристи¬
ки  ротора  турбоагрегата  (у  —  упругая  деформа¬
ция  в  некоторой  точке  в  относительных  едини¬
цах,  <р  —  фаза  колебаний):
 1—3  —  вид  небаланса  и  формы  колебаний  вала
на  первой—третьей  критических  частотах
вращения

КРИТИЧЕСКИЕ  СКОРОСТИ,  ВЫНУЖДЕННЫЕ  КОЛЕБАНИЯ,  БАЛАНСИРОВКА  РОТОРОВ  849
 В  реальных  расчетах  кривая  распределе¬
ния  эксцентриситета  е  =Л*)  раскладывается  по
собственным  формам  прогиба,  не  всегда  совпа¬
дающим  с  синусоидальными  кривыми.  Тогда
для  /'-го  сечения  ротора  на  изотропных  опорах  с
числом  масс  rrij  =  п  на  частоте  вращения  со
 Сумма  вида  ^rrijejky}к  представляет  со-
 j=k
 бой  разложение  исходного  небаланса  mfj  по
формам  изгиба  на  ортогональные  (независи¬
мые  друг  от  друга)  составляющие  для  собст¬
венных  частот  ръ  /?п,  рш,  где  Мъ  М1Ъ  Мт  ...  —
соответствующие  приведенные  массы  [5,  78].
 Величины  YiK  —  векторные  (прогиб  /-го
сечения  по  к-й  форме  изгиба).  После  выраже¬
ния  векторов  в  проекциях  на  декартовы  коор¬
динаты  уравнение  (5.4.5)  распадается  на  два
аналогичных  по  структуре  уравнения.
 Характер  изменения  амплитуды  при  раз¬
гоне  ротора  аналогичен  предоставленному  на
рис.  5.4.7.
 Методика  расчета  вынужденных  колеба¬
ний  валопровода.  Расчет  вынужденных  колеба¬
ний  валопровода  проводится  с  целью  оценки
опасности  резонансных  колебаний,  а  также
для  его  балансировки.  В  первом  случае  необ¬
ходимо  определить  значения  критических  час¬
тот  и  соответствующих  логарифмических  дек¬
рементов,  а  также  размах  колебаний  характер¬
ных  точек  валопровода,  во  втором  —  рассчи¬
тать  вынужденные  колебания  валопровода  на
рабочей  частоте  вращения  при  отклонении  от
баланса  в  соответствии  с  установкой  на  роторе
единичных  балансировочных  грузов.
 Для  выполнения  расчетов  в  качестве  ма¬
тематической  модели  валопровода  обычно  ис¬
пользуют  балку  кусочно-постоянной  линей¬
ной  плотности  и  жесткости,  расположенную
на  упругодемпферных  опорах  и  несущую  со¬
средоточенные  нагрузки.  Выбор  расчетной
 схемы  определяется  расположением  опор,
местами  ступенчатого  изменения  диаметра  ва¬
ла  или  расположения  дисков.  Количество  рас¬
четных  участков  не  должно  быть  чрезмерно
большим  (минимальное  число  участков  между
опорами  не  менее  десяти).  Распределенные
массы  участков  разносятся  по  его  краям,  при
этом  участки  между  сосредоточенными  масса¬
ми  считаются  невесомыми.
 При  расчете  критических  частот  учитыва¬
ются  два  вида  нагрузок:
 инерционные  силы,  приложенные  к  мас¬
сам  расчетных  участков;
 опорные  реакции,  приложенные  в  местах
установки  подшипников.
 При  расчете  вынужденных  колебаний  в
инерционную  нагрузку  входят  также  силы,
возникающие  из-за  отклонения  центров  масс
ротора  от  оси  вращения.
 Масса  расчетных  участков  считается  со¬
средоточенной  на  оси  вращения  валопровода.
Гироскопический  эффект  вращающихся  масс
рекомендуется  учитывать  для  валопровода,
имеющего  консольные  диски  с  большим  отно¬
шением  диаметра  диска  к  длине  консоли,  или
диски,  расположенные  вблизи  опоры  при
большом  отношении  диаметра  диска  к  пролету
между  опорами.  В  остальных  случаев  влияние
гироскопического  эффекта  на  собственные  и
вынужденные  колебания  валопровода  незна¬
чительно  [43,  72].
 Опорные  реакции  Рх,  Ру  вычисляются
(при  условии  малых  колебаний  вблизи  поло¬
жения  равновесия)  с  учетом  демпфирования  в
смазочном  слое  опорных  подшипников:
 где
 Ю-
 смещение  цапфы  ротора  относи-
 Iе  XX  eXY\\
 тельно  центра  подшипника;  Е  =
 II  eYX  eYY  II
 =  Е*  +  Е**  —  матрица  комплексной  податливо¬
сти  опоры.
 Матрица  комплексной  податливости  сма¬
зочного  слоя  подшипников
 где  коэффициенты  жесткости  с
коэффициенты  демпфирования 	d^  ddyy
 XXI  '-xyi  '-yx->  ^yy

850
 Глава  5.4.  КОЛЕБАНИЯ  ЛОПАТОК  И  РОТОРОВ
 зависят  от  статической  нагрузки  на  опоры  и
частоты  вращения  валопровода  и  определяют¬
ся  следующим  образом:
 =  Э£.
 Эх  ’
 ЭРХ.
 Су-Г 	5 	С-ш
 Ж.
 ду
 ЭЛ
 у.
 Эх
 Эу
 Эх
 -М.-  С  -Ъ-  с  -Ъ
ху  Эу’  ух  Эх  ’  w  Эу
 (дифференцирование  по  безразмерному  вре¬
мени).
 Матрицы  Е  комплексной  податливости
системы  находятся  по  результатам  динамиче¬
ских  испытаний  валопровода.  При  отсутствии
достоверных  данных  следует  полагать  Е  =0.
 Определение  критических  частот  прово¬
дится  в  два  этапа.  На  первом  этапе  вычисляют
собственные  частоты  и  формы,  а  также  лога¬
рифмический  декремент  колебаний  валопро¬
вода,  на  втором  —  вынужденные  колебания,
при  которых  уточняются  положение  и  ширина
резонансных  пиков.
 При  определении  собственных  частот  не¬
консервативная  система  (валопровод  на  под¬
шипниках  скольжения)  заменяется  близкой  по
собственным  частотам  и  формам  консерватив¬
ной.  Для  этого  несимметричная  матрица  ком¬
плексной  податливости  опоры  заменяется  на
вещественную  симметричную  матрицу  подат¬
ливости  консервативной  опоры:
 Ек  =Re
 ехх
+  еху)
 ®$(еХХ  +  еху)  II
eYY  I
 Малые  линейные  колебания  валопровода
вблизи  положения  равновесия  описываются
уравнением
 ds2
 ?(*)—T-Z(s,t)
ds2
 +  p(j)
 d  Z(s,t)
d  t2
 где  Z(s
 (5.4.6)
 малое  отклонение  точки
 вала  5  от  статического  положения  равновесия
в  момент  времени  t\  q(s)  —  изгибная  жест¬
кость  сечения  5,  q(s)  =  IE]  p(s)  —  линейная
плотность  вала  в  сечении  5;  Fd(s,  t)  —  интен¬
сивность  переменных  сил,  возбуждающих
колебания,  с  граничными  условиями  на  сво¬
бодных  концах  Z'"(0)  =  Z"(0)  =  Z"'(L)  =
Z"(L)  =  0  и  условиями  согласования  в  месте
приложения  сосредоточенных  внешних  нагру-
 ±q(s)^-Z(s,t)
Э5  аг
 =  G,(Z,Z);  Q;(Z,  Z)  -
 динамические  составляющие  опорных  реак¬
ций.
 Переходя  к  комплексной  записи
^(V)  =  Re(co4(*)e'“'),
 Z(j,0  =  Re(Z(s)e'<"),
 приходим  к  уравнению  для  отыскания  формы
вынужденных  колебаний
 ^  ф  )-4-  Z(i)  -  co2p(i  )Z(i)  =  ш2^) 	(5.4.7)
 ds2 	ds2
 с  граничными  условиями  для  Z(s)  и  условиями
согласования  на  опорах
 ds
 q(s)^-Z(s)
ds2
 =Cj(m)Z(Sj).
 При  Fa(s)  =  0  уравнение  (5.4.7)  переходит
в  уравнение  свободных  колебаний  валопрово¬
да.  Значения  со  (комплексные),  при  которых
имеется  ненулевое  решение,  называют  собст¬
венными  частотами,  а  сами  решения  —  собст¬
венными  формами.
 Если  собственная  частота  не  веществен¬
на,  то  величину
 Л.  =  2  7iImco.(Reco/)
 (5.4.8)
 называют  логарифмическим  декрементом  ко¬
лебаний  на  частоте  со;.
 В  инженерной  практике  под  критиче¬
ской  частотой  обычно  понимают  частоту
вращения,  отвечающую  максимуму  резо¬
нансного  пика  амплитуды  колебаний  харак¬
терной  точки  валопровода  (обычно  цапфы
или  середины  пролета)  при  заданном  рас¬
пределении  дисбаланса  вдоль  оси  вала.  Та¬
ким  образом,  критические  частоты,  в  отли¬
чие  от  собственных,  не  являются  только
внутренними  характеристиками  валопровода
и,  как  правило,  с  ними  не  совпадают.  Более
того,  при  фиксированном  дисбалансе  макси¬
мум  амплитуды  достигается  при  различных
частотах  в  разных  точках  валопровода.  По¬
этому  при  употреблении  понятия  критиче¬
ских  частот  валопровода  предполагается,  что
амплитудный  пик  исследуется  в  тех  харак¬
терных  точках,  на  уровень  вибрации  которых
наложены  нормативные  ограничения.

КРИТИЧЕСКИЕ  СКОРОСТИ,  ВЫНУЖДЕННЫЕ  КОЛЕБАНИЯ,  БАЛАНСИРОВКА  РОТОРОВ  851
 Уравнение  (5.4.7)  решается  методом  ор¬
тогональной  прогонки.  Он  основан  на  по¬
строении  системы  четырех  функций  Zb  Z2,  Z3,
Z4,  являющихся  решениями  задачи  Коши  для
однородного  уравнения
 -4-  <7(5  )^Zj{s)  =  0)2p(i  )Zj(s) 	(5.4.9)
 ds2  ds2
 со  всеми  условиями  согласования  и  с  началь¬
ными  условиям  в  нуле
 zl(0)  =  zm  =  z;\0)  =
 =  Z"'(0)  =  Z'i(  0)  =  Z'i'i  0)  =  0;
 K=  0,  1,  2,  3;  у  =1,2,
 а  также  решении  ZF  уравнения  (5.4.7)  с  нуле¬
выми  начальными  условиями.
 Искомое  решение  Z  представляется  в  виде
 Z  =  а  XZX  +а  2Z2  +a3Z3  +а  4Z4  +  ZF,
 где  аь  а2,  а3,  а4  —  решение  системы  уравне¬
ний;
 Ya.jZf\L)  =  -Zf)(L),  К=  2,3,  (5.4.10)
/=1
 где  система  состоит  из  двух  векторных  или  че¬
тырех  скалярных  уравнений  с  четырьмя  неиз¬
вестными.
 Задача  о  собственных  колебаниях  сводит¬
ся  к  отысканию  значений  со,  при  которых  оп¬
ределитель  системы  (5.4.10)  равен  нулю.
 Решение  уравнения  (5.4.7)  методом  орто¬
гональной  прогонки  находится  путем  введе¬
ния  дискретной  модели.  Дискретизация  за¬
ключается  в  переходе  от  непрерывно  распре¬
деленных  масс  к  точечным  (как  описано  вы¬
ше).  Вместо  одного  уравнения  четвертого  по¬
рядка  для  двумерной  вектор-функции  получа¬
ется  система  из  восьми  уравнений  первого  по¬
рядка  для  восьми  комплексных  или  из  шест¬
надцати  —  для  вещественных  функций.
 Таким  образом,  можно  вычислить  все  со¬
ставляющие  формулы  (5.4.7).
 Балансировка  роторов  и  валопроводов.
Операция  балансировки  роторов  представляет
 собой  сведения  к  минимальным  значениям
эксцентриситета  его  масс.  При  этом  основной
технической  операцией  здесь  является  высо¬
кочастотная  балансировка  роторов,  которая
осуществляется  на  специальных  разгонно-ба-
лансировочных  стендах  (РБС)  методом  уста¬
новки  корректирующих  масс  в  штатные  ба¬
лансировочные  плоскости  по  данным  замеров
вибрации  опор  или  выбранных  участков  рото¬
ров  (цапф,  муфт,  сечений  в  пролете)  на  вы¬
бранных  частотах  вращения,  лежащих  во  всем
диапазоне  рабочих  частот,  включая  номиналь¬
ную  частоту  разгонных  испытаний.  Целью  вы¬
сокочастотной  балансировки  является  дости¬
жение  на  РБС  такого  значения  оборотной  со¬
ставляющей  вибрации,  при  котором  значение
любого  компонента  вибрации  каждой  из  опор
ротора  при  его  работе  на  холостом  ходу  будет
удовлетворять  действующим  нормативам.  Та¬
ким  образом  должна  исключаться  либо  сво¬
диться  к  минимуму  дорогостоящая  баланси¬
ровка  валопровода  в  собственных  подшипни¬
ках  при  пуске  агрегатов  после  монтажа.  При
высокочастотной  балансировке  выполняются
следующие  операции:
 1) 	разгон  ротора  до  частоты,  превышаю¬
щей  на  15...20%  номинальную  частоту  враще¬
ния.  При  этом  обеспечивается  прочностная
проверка  элементов  ротора  и  окончательная
посадка  насадных  деталей  (дисков,  лопаток);
 2) 	обеспечение  заданного  нормативного
значения  колебаний  опор  либо  участков  рото¬
ра  на  номинальной  и  промежуточных  частотах
вращения,  в  том  числе  на  критических  часто¬
тах  и  частотах,  соответствующих  поведению
ротора  как  жесткое  тело;
 3) 	в  случае  необходимости  поэтапная  ба¬
лансировка  в  процессе  сборки  ротора,  т.е.  пе¬
ред  насадкой  полумуфт  и  после  нее,  межро-
торных  проставок,  набора  лопаток  и  отдель¬
ных  ступеней  и  др.;
 4) 	в  случае  необходимости  совместная  ба¬
лансировка  двух  соединенных  роторов  для
приближения  условий  их  балансировки  к  ус¬
ловиям  работы  в  валопроводе,  либо  при  невоз¬
можности  или  нецелесообразности  раздельной
балансировки.
 Следует  учитывать,  что  в  турбоагрегате
все  роторы  соединены  в  единый  валопровод  и
не  имеют  консольных  участков,  в  то  время  как
на  РБС  каждый  отдельный  ротор  имеет  две
консоли.  Кроме  того,  податливость  опор  рото¬
ров  на  РБС  и  в  турбине  не  обязательно  совпа¬
дает.  Следовательно,  формы  изгиба  роторов  на

852
 Глава  5.4.  КОЛЕБАНИЯ  ЛОПАТОК  И  РОТОРОВ
 РБС  и  в  валопроводе  не  совпадают,  а  остаточ¬
ный  дисбаланс,  ортогональный  к  формам  из¬
гиба  на  РБС,  может  оказаться  не  ортогональ¬
ным  к  таковым  в  валопроводе,  что  вызовет  до¬
полнительные  колебания  в  валопроводе.  Для
избежания  этого  следует  разрабатывать  техно¬
логию  балансировки  так,  чтобы  распределение
устанавливаемых  корректирующих  масс  (гру¬
зов)  было  максимально  приближено  к  распре¬
делению  исходного  дисбаланса  ротора.  Имен¬
но  это  обстоятельство  заставляет  назначать
сложные  условия  сбалансированности  ротора
(ограничение  колебаний  при  нескольких  зна¬
чениях  частот,  включая  критические,  и  низкие
частоты,  ограничение  динамического  изгиба
консолей  и  других  участков  ротора),  а  также
прибегать  к  поэтапной  и  совместной  баланси¬
ровке  роторов.
 Классификация  роторов  с  точки  зрения  вы¬
сокочастотной  балансировки.  Роторы  совре¬
менных  турбоагрегатов  являются  гибкими,  как
правило,  работающими  вблизи  второй  крити¬
ческой  частоты  вращения,  и  поэтому  все  ба¬
лансируются  на  высокочастотных  РБС,  одна¬
ко  конструкции  роторов  различны,  что  приво¬
дит  к  различиям  в  технологии  их  балансиров-
кн.  Основные  типы  роторов  следующие:
 1) 	работающие  в  трехопорных  роторных
системах  и  имеющие  общую  цапфу  с  соседним
ротором  (например,  ротор  ЦВД  турбин
К-300-240,  К-800-240-1  ЛМЗ).  Такие  роторы
балансируются  с  технологической  цапфой,
присоединяемой  к  полумуфте  с  боем,  не  пре¬
вышающим  0,02  мм;
 2) 	с  межроторными  цилиндрическими
проставками,  присоединяемыми  к  полумуф-
там.  Такие  роторы  целесообразно  балансиро¬
вать  поэтапно:  высокочастотная  балансировка
без  проставки,  а  затем  низкочастотная  или  вы¬
сокочастотная  балансировка  с  проставкой,  с
установкой  корректирующей  массы  только  в
плоскости  на  проставке;
 3) 	с  длинными  консольными  участками
либо  с  тяжелыми  полумуфтами,  имеющие  зна¬
чительный  динамический  прогиб  в  диапазоне
рабочих  частот  вращения,  например,  роторы
ЦНД  турбин  Т-180,  К-500-240  и  К-200-130-7.
Такие  роторы  также  целесообразно  балансиро¬
вать  поэтапно:  сначала  без  полумуфты,  а  затем
с  полумуфтой,  либо  назначать  условия  сбалан¬
сированности,  обеспечивающие  ограничение
прогиба  консольного  участка  на  РБС  [16];
 4) 	с  рабочими  лопатками  большой  массы,
например,  роторы  ЦНД  мощных  турбин
 (К-1200-240,  К-1000-60/3000).  Такие  роторы
иногда  целесообразно  балансировать  поэтап¬
но:  без  лопаток  и  с  лопатками  последних  сту¬
пеней,  либо  после  окончательной  моментной
развески  проточенных  по  бандажам  лопаток
устанавливать  до  балансировки  с  лопатками
груз,  компенсирующий  суммарный  вектор
дисбаланса,  созданного  различием  в  момент-
ных  весах  лопаток.  В  ряде  случаев  наличие  та¬
кого  груза  может  заменить  последний  этап  —
балансировку  с  последними  ступенями.
 Требования  к  конструкции  и  точности  из¬
готовления  роторов.  Они  заключаются  в  сле¬
дующем.
 1. 	Минимальное  количество  штатных  ба¬
лансировочных  плоскостей  для  установки
корректирующих  грузов  для  роторов  турбин
должно  быть  три:  одна  посередине  и  две  по
краям  у  опор  внутри  пролета  (обычно  на  дис¬
ках  крайних  ступеней);  для  обеспечения  более
сложных  условий  сбалансированности  выпол¬
няются  дополнительные  плоскости  на  полу-
муфтах  и  на  роторе.
 2. 	Места,  предусмотренные  для  крепления
корректирующих  масс,  должны  быть  легко  дос¬
тупны,  их  бой  относительно  цапфы  ротора  не
должен  превышать  0,5  мм.  Способ  крепления
корректирующих  масс  должен  обеспечивать  пол¬
ное  исключение  возможности  смещения  груза
при  вращении  ротора  (пригонка  по  пазу,  кернов-
ка,  стопорение  и  др.).  Для  установки  и  крепле¬
ния  корректирующих  масс  чаще  всего  применя¬
ют  кольцевые  пазы  с  трапецеидальным  профи¬
лем  «ласточкин  хвост»  или  отверстия  с  резьбой.
 Следующие  требования  к  конструкции  и
технологии  изготовления  роторов  предусмат¬
ривают  обеспечение  минимального  исхода
дисбаланса  в  целях  снижения  трудоемкости  и
повышения  эффективности  высокочастотной
балансировки.
 3. 	Полумуфты  должны  изготовляться  по
второму  классу  точности  при  полном  отсутст¬
вии  размеров,  не  закрытых  допусками.  Ради¬
альный  и  торцевой  бой  полумуфт  не  должен
превышать  0,02  мм  после  чистовой  проточки
на  роторе.
 4. 	Бой  поверхностей  цапф  роторов  не
должен  превышать  0,01...0,02  мм.
 5. 	Лопатки  с  рабочей  частью  длиной
 90...240  мм  развешиваются  на  весах  и  распре¬
деляются  на  диске  с  максимально  допустимым
остаточным  дисбалансом  0,01  кг-м.
 6. 	Лопатки  с  рабочей  частью  длиной  более
240  мм  развешиваются  на  моментных  весах  и

КРИТИЧЕСКИЕ  СКОРОСТИ,  ВЫНУЖДЕННЫЕ  КОЛЕБАНИЯ,  БАЛАНСИРОВКА  РОТОРОВ  853
 распределяются  на  диске  с  максимально  допус¬
тимым  остаточным  дисбалансом  0,03  кгм  (для
длинных  лопаток).  При  невозможности  распре¬
делить  лопатки  по  моментным  весам,  напри¬
мер,  после  проточки  бандажей,  следует  опреде¬
лить  развеской  лопаток  остаточный  дисбаланс
Е  и  установить  на  диск  этой  ступени  соответст¬
вующий  компенсирующий  груз  G  из  расчета
G  =  Е/R,  где  R  —  радиус  крепления  груза.
 7. 	Насадные  облопаченные  диски  долж¬
ны  быть  статически  отбалансированны,  мак¬
симально  допустимый  остаточный  дисбаланс
0,015  кг  м.
 8. 	Бой  посадочных  мест  для  дисков  на
роторе  не  должен  превышать  0,02  мм.
 9. 	Горячая  насадка  дисков  и  полумуфт  на
ротор  должна  выполняться  в  вертикальном
положении  ротора  в  целях  избежания  его  си¬
лового  изгиба  при  насадке.
 10. 	Величины  натягов  посадок  дисков  и
полумуфт  должны  полностью  исключать  воз¬
можность  снятия  натягов  на  рабочих  частотах
вращения.  Средние  значения  натягов  0,002D,
где  D  —  диаметр  посадки.
 11. 	Кардан  привода  разгонного  устройст¬
ва  присоединяется  к  торцу  ротора  с  биением,
не  превышающим  0,05  мм.
 12. 	Высокочастотная  балансировка  рото¬
ра  обязательно  должна  быть  последним  эта¬
пом  процесса  его  изготовления.
 Вибрационные  измерения  при  балансиров¬
ке.  При  балансировке  измеряют  следующие
величины.
 1. 	Вектор  вибрации  опор  —  виброскорость
или  вибросмещение.  Вектор  измеряется  либо  в
тригонометрическом  виде  (модуль,  фазовый
угол),  либо  в  проекциях  на  декартовы  коорди¬
наты.  Современные  РБС  турбостроительных
заводов  обеспечивают  одновременно  оба  вида
измерений.
 2. 	Динамическая  нагрузка  на  опору  Q  =  у/а,
где  у  —  модуль  вектора  смещения;  а  —  динами¬
ческая  податливость  опоры.
 3. 	Вектор  вибросмещений  определенных
участков  ротора  бесконтактным  датчиком  от¬
носительных  перемещений  в  случае  включе¬
ния  таких  замеров  в  методику  балансировки.
 Методы  высокочастотной  балансировки.
При  балансировке  роторов  на  РБС  в  основном
применяются  следующие  методы  [36]:
 балансировка  по  формам  изгиба  (по  фор¬
мам  колебаний)  ротора;
 комбинированный  метод,  включающий
низкочастотную  и  высокочастотную  баланси¬
 ровку  по  формам  изгиба  ротора,  являющийся
по  сути  разновидностью  метода  по  формам  ко¬
лебаний,  так  как  первые  две  прямолинейные
формы  колебаний  ротора  на  низкой  частоте
вращения  включаются  в  общее  число  форм,  по
которым  устраняются  соответствующие  дисба¬
лансы;
 метод  балансировки  по  коэффициентам
влияния.
 Метод  балансировки  по  формам  колеба¬
ний.  Суть  этого  метода  —  разложение  вектора
амплитуды  колебаний  любого  участка  ротора
и  его  опор  на  ортогональные  составляющие,
соответствующие  определенным  формам  ди¬
намического  изгиба,  и  устранение  этих  состав¬
ляющих  корректирующими  массами,  которые
могут  представлять  собой  взаимно  ортогональ¬
ные  системы,  т.е.  каждая  система  вызывает
динамический  прогиб  только  по  одной  изгиб-
ной  форме,  хотя  это  условие  и  не  обязательно
для  описываемого  метода.
 Известно,  что  для  амплитуды  колебаний
Af  i-то  сечения  ротора  на  изотропных  опорах  с
числом  масс  rrij  =  п  на  частоте  вращения  w  мо¬
жет  определяться  выражением  (5.4.5).  Можно  с
достаточной  точностью  принять,  что  амплитуда
колебаний  вблизи  первой  критической  частоты
Pi  определяется  первой  изгибной  собственной
формой  Yib  а  на  номинальной  частоте  —  сум¬
мой  второй  и  третьей  форм  (^п  +  1/Ш)-
 При  нечетных  формах  изгиба  (I,  III)  коле¬
бания  опор  синфазны,  а  при  четных  (II)  —
противофазны.  Это  обстоятельство  позволяет
достаточно  просто  выделить  указанные  со¬
ставляющие  в  виде  суммы  и  разности  векторов
колебаний  опор.  Точно  так  же  можно  разло¬
жить  векторы  влияния  корректирующих  масс
на  указанные  три  формы  изгиба,  установив
последовательно  в  балансировочные  плоско¬
сти  1,  2,  3,  ...  пробные  грузы  <7,  и  измерив  со¬
ответствующие  амплитуды  колебаний.  Полу¬
чим  следующую  матрицу  коэффициентов
влияния,  для  наглядности  произведя  все  вы¬
числения  для  трех  изгибных  форм  и  трех  ба¬
лансировочных  плоскостей:
 *11
 К21
 *31
 К  1  —
 *111
 *211
 *31.
 '  1ft
 *пп
 *2Ш
 *3...
 где  Kik  —  амплитуда  колебаний  по  к-й  форме
при  установке  единичной  массы  в  /-ю  плос¬
кость.

854
 Глава  5.4.  КОЛЕБАНИЯ  ЛОПАТОК  И  РОТОРОВ
 Тогда  условия  сбалансированности  мож¬
но  записать  так:
 GxKxl  +  G2K2\  +  G3K3l  =  —Y0  i;
 G\Kui  +  ^2^211  +  ^з^зп  =  _^oib  (5.4.12)
 G^lIII  +  G2^2Ul  +  ^3^3111  =  “^Ollb
 где  Gb  G2,  G3  —  искомые  корректирующие
массы,  совместное  влияние  которых  должно
вызывать  колебания,  равные  по  величине  и
обратные  по  знаку  исходным  колебаниям  не¬
сбалансированного  ротора  (У0ь  ^оп>  ^ош)-
 В  данном  случае  каждая  корректирующая
масса  вызывает  прогиб  по  всем  трем  формам,
т.е.  не  является  ортогональной  ни  к  одной  из
форм,  тем  не  менее  можно  вести  балансиров¬
ку,  решая  на  ЭВМ  систему  из  шести  (в  данном
случае)  линейных  уравнений,  так  как  каждый
вектор  Gu  Kj  и  Yik  разлагается  в  проекциях  на
два  скаляра  (К?к,  К?к);  (Gf,  G?);  (Y,xk,  Y.yk).
 Таким  образом,  условия  (5.4.12)  в  проек¬
циях  имеют  вид
 |^||*^|  =  -|С| 	(5.4.13)
 В  результате  погрешностей  измерений  и
ограничений  по  величинам  устанавливаемых
грузов  за  один  пуск  отбалансировать  ротор,
как  правило,  не  удается,  поэтому  производит¬
ся  серия  балансировочных  пусков,  в  которых
остаточная  амплитуда  колебаний  опор  прини¬
мается  за  «новую»  исходную  амплитуду  и  по¬
сле  последовательных  решений  системы
 (5.4.13) 	находится  уточненная  система  коррек¬
тирующих  масс:
 где 	—  матрица  остаточных  амплитуд.
 Из  системы  (5.4.12)  или  (5.4.13)  можно  оп¬
ределить  ортогональные  системы  корректирую¬
щих  масс,  т.е.  системы,  вызывающие  динамиче¬
ский  прогиб  ротора  только  по  одной  из  форм
колебаний.  Для  этого  составляются  условия:
 ^11^11  +  ^21^21  +  G3lK3l  =  Ki,
 ^1  Ап  +  ^21^211  +  ^зАи  =  0;
 ^iAiii  +  ^21^21п  +  б'зАш  =  0;
 +  ^211^21  +  ^311^31  =  0;
 + 	+  ^3iAn  =  Ali;  (5.4.15)
 ^пАш  +  ^2н^2ш  +  G3UK3m  =  0;
 G\\\\K\\  +  ^2iiAi  +  ^зш^з1  =  0;
 ^iiiAii  +  ^2ш^2н  +  ^знАп  =  0;
 ^lllAlII  +  ^2111^2111  +  ^ЗШ^ЗШ  =  К\\Ъ
 Принимая  Gu  =  Gnl  =  Guu  =  1,  можно
решить  систему  относительно  G2h  G2U,  G2m;
 &ъ\ъ  6ъ\\ъ  Кь  К1Ь  Кш.  Таким  образом  полу¬
чаются  три  ортогональные  системы  грузов  G\
(fin,  G2h  G3\),  Gn  (<71П,  Gm,  G3U),  Gm  (t?lin,  Gmh
G3Ul)  и  коэффициенты  влияния  по  формам  из¬
гиба  Къ  Ки, 	Теперь  условия  сбалансиро¬
 ванности  будут  выражаться  более  простой  сис¬
темой  уравнений,  представляющих  систему
 (5.4.12) 	в  обобщенных  координатах:
 G\K\  =  -Зоь
 G\\K\\  =  _^01ь 	(5.4.16)
 G\\\K\\\  =  _^ош-
 Системы  (5.4.15)  и  (5.4.16)  можно  решать
либо  с  помощью  ЭВМ,  либо  графическим  ме¬
тодом  построения  векторов:  система  (5.4.115)
также  разбивается  на  три  независимые  систе¬
мы  из  трех  векторов  каждая.
 Окончательные  значения  грузов  на  плос¬
костях
 G\  = 	Gw 	+ 	Gm  + 	Gnu;
 G2  = 	G2l 	+ 	Gm  + 	<72Ш;
 = 	^31 	+ 	^зп  + 	^зш-
 На  практике  часто  бывает  целесообраз¬
но  применять  методику  последовательного
устранения  составляющих  дисбаланса  по  из-
гибным  формам,  т.е.  устанавливать  систему
корректирующих  масс,  ортогональных  толь¬
ко  к  предыдущим,  ранее  отбалансированным
формам.  Так,  вначале  можно  любой  систе¬
мой  грузов  (предназначенной  предпочти¬
тельно  симметричной  по  краям  ротора)  отба¬
лансировать  ротор  на  первой  критической
частоте,  не  заботясь  об  ортогональности  ко
второй  и  третьей  формам,  рассчитав  груз  из
соотношения
 (?,  =  ад. 	(5.4.17)
 Затем  новой  системой  грузов,  ортого¬
нальной  к  первой  форме,  отбалансировать  из¬
гиб  по  второй  форме,  «не  испортив»  баланси-

КРИТИЧЕСКИЕ  СКОРОСТИ,  ВЫНУЖДЕННЫЕ  КОЛЕБАНИЯ,  БАЛАНСИРОВКА  РОТОРОВ  855
 ровку  по  первой  форме,  определив  грузы  из
системы:
 ^111^11  +  ^211^21  =  Oi
 +  ^2Н^2Н  =  ”^он  ’ 	(5.4.18)
 где  70ц  —  принимаемая  за  исходную  остаточ¬
ная  амплитуда  колебаний  по  первой  форме.
 Далее  находят,  используя  последние  три
уравнения  из  системы  (5.4.15),  систему  грузов
GlUh  Gmh  G3Ul  для  устранения  оставшегося
прогиба  по  форме
 Метод  динамических  коэффициентов  влия¬
ния  (ДКВ).  Этот  метод  основан  на  допущении,
что  вибрация  контролируемого  участка  ротора
является  результатом  воздействия  распреде¬
ленного  дисбаланса,  который  можно  рассмат¬
ривать  как  сумму  дискретных  дисбалансов,
расположенных  в  выбранных  плоскостях  кор¬
рекции  [36].  На  основании  этого  динамиче¬
ские  реакции  или  вибрации  опор  \А\  принима¬
ют  линейно-зависимыми  от  дискретных  дис¬
балансов  |G\  и  выражают  через  матрицу  дина¬
мических  коэффициентов  влияния  |А|:
 \A\  =  \K\\G\. 	(5.4.19)
 Матрицу  ДКВ  получают  определением
амплитуды  и  фазы  вибрации  последователь¬
ной  установкой  пробного  груза  в  каждую  из
плоскостей  коррекции  (1,  2,  3,  ...,  к).  Так,
кКц  —  колебания  /-го  участка  или  опоры  на  ре¬
жиме  К  (К  =  1,  2  ...  т)  при  установке  единич¬
ного  груза  в  плоскости  /  (/  =  1,2  ...  п).  Система
(5.4.19)  принимает  вид
 (5.4.20)
 Если  рассматривать  наиболее  типичный
пример  балансировки  паротурбинного  ротора  на
двух  режимах  измерений  (при  п{  =  1500  мин-1  и
п2  =  3000  мин-1),  система  (5.4.20)  принимает  вид:
 G\Kn  +G\Kn  +£?]*3i=4;
 G2Kn  +  G22K2{  +  G\K3|  =\; 	(5.4.21)
 G?Ki2+G22K22+G23K32=2A2.
 Здесь  для  режима  I  принято  =  lA2,  что
часто  выполняется  на  практике.
 Условия  сбалансированности:
 1А\  =  -1А01;
 %  =  -2А01; 	(5.4.22)
 2А2  =  —2а02.
 После  определения  ДКВ  из  системы
 (5.4.21) 	с  учетом  (5.4.22)  определяют  Gh  G2,  G3  и
устанавливают  их  в  соответствующие  плоско¬
сти  коррекции.  В  случае,  если  остаточные  ам¬
плитуды  превышают  нормативные,  то  их  при¬
нимают  за  новые  исходные  и  решают  систему
 (5.4.21) 	вновь.  Все  величины  в  этой  системе
векторные,  т.е.  число  уравнений  —  шесть.
 Методы  оптимизации  процессов  баланси¬
ровки.  Применение  ЭВМ.  При  расчетах  на  ЭВМ
решения  полностью  определенных  систем  не
дают  устойчивых,  а  иногда  и  реальных  резуль¬
татов  (в  результате  формального  решения  часто
требуется  установка  неприемлемо  больших  гру¬
зов),  что  требует  применения  вероятностного
подхода,  т.е.  применения  методики  математи¬
ческой  формализации.  Для  осуществления  пол¬
ностью  автоматизированных  машинных  расче¬
тов  одной  из  таких  методик  математической
оптимизации  является  метод  наименьших
квадратов  [78].  Этот  метод  требует  переопреде-
ленности  системы  уравнений,  т.е.  количество
условий  сбалансированности  должно  быть
больше  числа  неизвестных  (корректирующих
масс  либо  ДКВ  при  обратном  расчете).  Таким
образом,  система  для  определения  трех  коррек¬
тирующих  масс  может  быть  представлена  пя¬
тью  векторными  уравнениями.  Обычно  достав¬
ляют  условия  сбалансированности  ротора  как
жесткого  тела  на  малых  частотах  вращения  или
любые  другие  условия  (добавление  других  час¬
тот,  контролируемых  участков  ротора,  различ¬
ных  значений  жесткости  опор  и  т.д.).
 Тогда
 GXKXX  +  G2K2\  +  G3K3l  =  А\\
 GXKX2  G2K22 	G3K32 	=  А2\
 G{Kl3  +  G2K23  +  G3K33  =  A3; 	(5.4.23)
 GxKX4  +  G2K24  +  G3K34  =  A4;
 @1^15  +  &2^25 	^3^35 	=  ^5-
 В  проекциях  система  (5.4.23)  превраща¬
ется  в  систему  из  десяти  уравнений.  Здесь
предполагается,  что  величины  Аь  ...,  А5  содер¬
жат  невязки,  обусловленные  погрешностями
измерений.  Согласно  методу  наименьших
квадратов  требуется  найти  такие  значения  Gb
G2,  G3,  при  которых  сумма  квадратов  невязок
была  бы  наименьшей:
 т  п 	~
 А=  £(  ££?,•  К„  -  Aj)2  -»  min,  (5.4.24)
 j=1  1=1
 где  п  —  число  корректирующих  грузов  (в  про¬
екциях  /  =  6);  т  —  число  уравнений  (в  проек-

856
 Глава  5.4.  КОЛЕБАНИЯ  ЛОПАТОК  И  РОТОРОВ
 циях  у  =  10);  -^-  =  0  дает  систему  /  линейных
dGj
 уравнений,  для  определения  /-го  количества
грузов  вида:
 т 	т
 +£?2£*2,•*,,.+
 7=1 	7=1
 /я 	т
 +  с?зХВДу=
 7=1 	у=1
 т 	т
 ^1  Z^iy^2y+^2  Ё^2У^2У  +
 j=1 	У=1
 ш 	т
 +  G3-£K3jK2j=liK2jAj;  (5.4.25)
 7=1 	7=1
 /я 	т
 Gl'£KyK[j  +  G2'ZKvK2J  +
 7=1 	7=1
 т 	т
 +  G3 	= 	ZKyAj.
 j=1 	у=1
 Дальнейшим  развитием  метода  наимень¬
ших  квадратов  является  добавление  к  нему  ус¬
ловий  взвешенного  приближения.  Тогда  сум¬
ма  (5.4.24)  преобразуется  во  взвешенную  сум¬
му  вида:
 Ap=Jj{GiKiJ-AJ)2Pp
 j=1
 где  положительное  число  рх>  0  —  это  весовой
 т
 множитель,  выбираемый  так,  чтобы  =  l
 j=i
 (нормированный  вес).  «Вес»  назначается
для  каждого  значения  Aj  больше  или  меньше  1
в  зависимости  от  оцениваемого  значения  дос¬
товерности  изменений.
 Существует  еще  ряд  методов  оптимиза¬
ции  процесса  балансировки  [72],  где  могут
быть  вынесены  условия  минимума  квадратов
значений  корректирующих  масс  либо  остаточ¬
ных  амплитуд.
 Низкочастотная  балансировка.  На  турбо¬
строительных  заводах,  особенно  на  электростан¬
циях,  применяют  низкочастотную  балансировку,
выполняемую  на  специальных  балансировочных
станках  с  частотой  вращения  100...300  мин-1.  Ро¬
тор  при  такой  балансировке  является  жестким
телом  и  его  балансировка  сводится  к  решению
двух  статических  уравнений:
 Р\  +  ?2  ~  Q\  ~  Qi  =  0;
 PXL  -  Qxl\  -  Ql2  =  0,
 где  L  —  длина  ротора;  /ь  /2  —  расстояния  до
точки  приложения  силы  Р2\  Р\,  Р2  —  силы,
действующие  на  опоры  станка,  вызванные  не¬
балансом  на  роторе;  Qb  Q2  —  центробежные
силы  вида  т/СО2^,,  вызванные  установленными
в  балансировочной  плоскости  грузами  массой
rrij  на  радиусе  R,.
 Эффективность  такой  балансировки
обеспечивается  в  следующих  случаях:
 ротор  является  жестким  на  рабочей  час¬
тоте  вращения,  т.е.  со^  >  (1,3...1,5)сораб;
 известно  место  небаланса  (например,  при
перелопачивании  ступени)  либо  его  распреде¬
ление  и  величина  (при  прогибе  ротора).
 В  данном  случае  балансировочные  грузы
устанавливают  в  соответствии  с  расположени¬
ем  (распределением)  небаланса.  Например,
при  перелопачивании  либо  замене  диска  ба¬
лансировочные  грузы  должны  устанавливаться
именно  на  этот  диск.
 Балансировка  валопроводов  турбоагрегатов
в  собственных  подшипниках.  Такая  технологи¬
ческая  операция  проводится,  как  правило,  по¬
сле  выхода  агрегата  из  монтажа  или  ремонта  и
компенсирует  погрешности,  связанные  со
стыковкой  роторов  (их  центровке  по  полумуф-
там)  и  недостаточной  сбалансированностью
роторов  на  заводских  РБС  в  связи  с  изменени¬
ем  форм  прогиба  роторов  в  валопроводе  по
сравнению  с  РБС.  Методика  балансировки
практически  не  отличается  от  методики  балан¬
сировки  на  РБС.  Однако  приходится  учиты¬
вать  влияние  устанавливаемых  балансировоч¬
ных  грузов  на  опоры  соседних  роторов,  и  ко¬
эффициенты  динамического  влияния  приоб¬
ретают  вид  к  у,  влияние  груза,  установленного
в  /-ю  плоскость  на  у-ю  опору.  На  рис.  5.4.8
приведен  пример  графического  векторного
построения  при  балансировке  валопровода.
Векторы  исходной  вибрации  —  10,  20  ...60.
Пробный  балансировочный  груз  был  установ¬
лен  на  роторе  между  подшипниками  3  и  4
(плоскость  3)  массой  0,7  кг  на  угол  270°.  Век¬
торы  вида  AIj-AIq,  А2гА2о,  ...,  А6ГА60  соот¬
ветствуют  влиянию  балансировочного  груза  на
каждую  из  опор.  По  полученным  данным
можно  вычислить  динамические  коэффициен¬
ты  влияния  по  формуле
 А-.  -А-. 	\А,  -А:  I
 46
 Например,  КЪА  =  —(340  -  270)  =  66  мкм/кг
(70°). 	°>7

НОРМАЛИЗАЦИЯ  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ
 857
 Рис.  5.4.8.  Пример  графического  построения
процесса  балансировки
 Исходные  значения  вибрации:
 №  опоры
 1
 2
 3
 4
 5
 6
 2А,  мкм
 20
 25
 50
 70
 30
 25
 Фазовый  угол,  °
 100
 250
 280
 120
 140
 350
 Теперь  по  формулам  можно  вычислить
окончательное  оптимальное  положение  балан¬
сировочного  груза.  Однако  в  данном  примере
задача  решается  графически  достаточно  про¬
сто:  очевидно,  что  пробный  груз  следует  по¬
вернуть  по  вращению  примерно  на  60°  и  уве¬
личить  до  1  кг.  Такой  «графический»  подход  к
балансировке  валопроводов  может  быть  при¬
менен  как  на  РБС,  так  и  на  низкочастотных
станках.
 Глава  5.5
 РАСЧЕТ  КОРПУСОВ  И  ОПОР
ПОДШИПНИКОВ  СКОЛЬЖЕНИЯ
 5.5.1. 	НОРМАЛИЗАЦИЯ  ТЕПЛОВЫХ
РАСШИРЕНИЙ
 Силы,  действующие  на  цилиндры.  Опыт
эксплуатации  паровых  турбин  свидетельствует
 о 	наличии  проблемы  тепловых  расширений
корпусов  цилиндров  и  подшипников  (стуль¬
ев).  Эта  проблема  возникла  практически  одно¬
временно  с  внедрением  в  энергетику  мощных
паровых  турбин  как  в  нашей  стране,  так  и  за
 рубежом.  Так,  уже  на  турбинах  ПВК-200  ЛМЗ
наблюдались  невозвраты  ЦВД  и  ЦСД  в  исход¬
ное  положение  при  выводе  их  в  капитальный
ремонт  [45,  62,  80].
 По  мере  увеличения  срока  службы  энер¬
гооборудования  на  электростанциях  все  чаще
наблюдается  затруднение  процесса  теплового
расширения  цилиндров  турбин,  что  требует
проведения  соответствующих  работ  во  время
капитальных  ремонтов.  Внешнее  проявление
затрудненного  теплового  расширения  цилинд¬
ров  заключается  в  следующем:
 фактические  абсолютные  расширения  ци¬
линдров,  определяемые  значениями  средних
интегральных  температур  деталей  и  коэффици¬
ентов  температурного  линейного  расширения
их  материалов,  не  соответствуют  расчетным
значениям  (недорасширение  цилиндров  при
пуске  и  их  невозврат  в  нормальное  положение
при  остывании,  что  сопровождается  значитель¬
ными  отрицательными  значениями  расшире¬
ний  роторов  на  полностью  остывшей  турбине);
 увеличенные  значения  относительных
расширений  роторов  (ОРР)  ЦСД  и  ЦНД  при
пусках  турбин  и,  как  следствие,  возможные
ограничения  по  скорости  нагружения,  воз¬
можные  задевания  в  проточной  части;
 скачкообразное  перемещение  корпусов
подшипников  в  сочетании  с  большими  значе¬
ниями  ОРР;
 повышенный  уровень  вибрации,  возник¬
новение  низкочастотной  вибрации  (НЧВ)
вследствие  закручивания  ригелей,  опрокиды¬
вания  и  отрыва  корпусов  подшипников  от
фундаментной  рамы;
 повреждение  опорных  элементов  турби¬
ны  (корпусов  подшипников)  и  элементов  фун¬
дамента.
 На  турбинах  различных  типов  и  конст¬
руктивных  схем  нарушения  тепловых  расши¬
рений  приводят  к  различным  последствиям,
что  вызвано  различными  конструктивными
особенностями.  Например,  на  турбинах  с  же¬
сткими  монолитными  фундаментами  кручение
поперечных  ригелей  практически  отсутствует,
а  трудности  проявляются  в  достижении  пре¬
дельных  относительных  расширений  роторов
при  пусках  —  остановах.  На  турбинах,  уста¬
новленных  на  податливых  сборных  железобе¬
тонных  фундаментах,  возникает  повышенный
поворот  корпуса  подшипника.  Это  приводит  к
переносам  и  перегревам  опорных  и  упорных
подшипников  и  поломкам  болтов  стяжных
муфт  между  роторами.

858
 Глава  5.5.  РАСЧЕТ  КОРПУСОВ  И  ОПОР  ПОДШИПНИКОВ  СКОЛЬЖЕНИЯ
 Исследования,  проведенные  при  пусках
турбин  мощностью  200...  1200  МВт  на  различ¬
ных  электростанциях,  подтверждают  слож¬
ность  и  многофакторность  причин  затруднен¬
ных  перемещений  опорных  элементов  труб.
 Практически  любая  причина,  приводя¬
щая  к  затрудненности  перемещений  опорных
элементов  турбин,  вызывает  повышенные  уси¬
лия  в  узлах  сочленения  корпусов  цилиндров  и
подшипников  [12,  28,  38,  63].  Результаты  ис¬
следований  взаимодействия  элементов  систе¬
мы  корпус  ЦСД  —  средний  стул  —  фунда¬
мент  —  корпус  ЦВД  —  передний  стул  —  фун¬
дамент  при  помощи  силоизмерительного  уст¬
ройства  (см.  рис.  2.6.157)  рассмотрены  выше.
 На  рис.  5.5.1  показана  схема  сил,  дейст¬
вующих  на  корпусы  подшипников  при  расши¬
рении  турбины  К-300-240  ЛМЗ,  которая  явля¬
ется  типичной  для  отечественных  турбин
мощностью  60...1200  МВт  [28].
 Вертикальная  результирующая  сила  G2
действует  на  средний  стул  2  (корпус  подшип¬
ников)  от  ЦВД  и  ЦСД.  Такая  же  сила  Gx  дей¬
ствует  на  передний  стул  1.
 На  всех  этапах  пуска  суммарная  вертикаль¬
ная  сила  G2  превышала  значение,  соответствую¬
щее  холодному  состоянию  турбоагрегата
(108  кН).  Максимальное  превышение  возникало
в  предтолчковый  период  (210  кН).  Размах  коле¬
баний  силы  G2  за  период  всего  пуска  составил
310  кН,  что  свидетельствует  о  существенном
влиянии  присоединенных  к  ЦВД  и  ЦСД  трубо¬
проводов.  На  прогретой  турбине  суммарная  вер¬
тикальная  сила  очень  близка  к  значению,  соот¬
ветствующему  ее  холодному  состоянию.
 Анализ  результатов  обследования  мощ¬
ных  паровых  турбин,  имеющих  в  процессе
эксплуатации  затрудненные  перемещения
корпусов  подшипников,  отрывы  лап  цилинд¬
ров  от  поперечных  шпонок,  повышенную  виб¬
рацию  и  температуру  колодок  опорных  и
упорных  подшипников,  показывает,  что  на
маневренные  характеристики  паровых  турбин
трубопроводы  оказывают  влияние  не  только  в
зависимости  от  их  теплового  состояния,  кото¬
рое  определяется  режимом  работы,  типом  тур¬
бины,  качеством  монтажных  (ремонтных)  ра¬
бот,  отклонением  массовых  характеристиках
 Рис.  5.5.1.  Схема  сил,  действующих  на  корпусы  подшипников  при  расширении  турбины  К-300-240:
 1  —  передний  стул;  2  —  средний  стул;  3  —  продольные  шпонки  стульев;  4  —  поперечные  шпонки
корпусов;  5  —  поперечные  шпонки  ЦНД;  Ф  —  фикс-пункт;  Glsl,  G'Xjl,  G"n  —  весовые  нагрузки  от
ЦВД  и  ЦСД; 	F2Рттр  —  силы  трения  при  перемещении  соответственно  переднего  и  среднего
 стульев;  —  сила  трения  в  шпоночных  соединениях

НОРМАЛИЗАЦИЯ  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ
 859
 5.5.1.  Опорные  реакции  (кН)  на  лапах  ЦВД  турбины  К-800-240-5
 Условия  измерений
 Передняя
левая  лапа
(А!)
 Задняя  левая
лапа  (А2)
 Передняя
правая  лапа
(Б!)
 Задняя  правая
лапа  (Б2)
 Сумма  сил
 До  отсоединения  тру¬
бопроводов  ХПП
 20/210
 280/190
 370/—30
 670/530
 После  отсоединения
трубопроводов  ХПП
 70
 280
 Отрыв  лапы
 380
 730
 После  отсоединения
трубопроводов  свежего
пара
 70
 280
 340
 790
 После  стягивания  тру¬
бопроводов  ХПП  (до
сварки)  с  проектным
натягом
 120
 230
 100
 310
 760
 Примечание.  В  числителе  —  измеренные  значения,  в  знаменателе  —  данные  проекта.
 трубопроводов  и  их  изоляции  от  проектных,
отклонением  от  проекта  длин  трубопроводов,
их  защемлений  и  т.д.
 На  одной  из  турбин  К-800-240-5  были
выполнены  исследования  по  определению
влияния  паропроводов  холодного  промперег¬
рева  (ХПП)  и  свежего  пара  на  величину  опор¬
ных  реакций  на  лапах  ЦВД  (табл.  5.5.1).  Ре¬
зультаты  измерений  опорных  реакций  на  ла¬
пах  ЦВД  при  снятой  верхней  половине  пока¬
зали,  что,  фактически,  сумма  опорных  реак¬
ций  на  лапах  ЦВД  равна  670  кН  при  расчет¬
ном  значении  530  кН.  Отрыв  правой  передней
лапы  ЦВД  был  исключен  после  отсоединения
трубопроводов  свежего  пара  и  ХПП,  а  также
их  присоединения  с  натягом.
 Кроме  того,  с  помощью  силоизмеритель¬
ных  устройств  (см.  рис.  2.6.157)  были  измере¬
ны  силы  взаимодействия  основных  элементов
турбины  при  пуске  из  холодного  состояния.
 Результаты  измерений  продольных  (тол¬
кающих)  и  поперечных  сил  при  пуске  турбины
К-800-240-3  из  холодного  состояния  показали,
что  суммарная  продольная  сила  +  F2Рттр
имеет  максимальное  значение  примерно
300  кН  и  направлена  на  преодоление  сил  тре¬
ния  при  перемещении  переднего  и  среднего
стульев.  При  переходе  турбины  от  остывания  к
нагреву  знак  суммы  сил  изменяется  на  противо¬
положный.  В  процессе  пуска,  проходившего  без
защемления  опорных  элементов  турбоагрегата,
коэффициент  трения  К  сохранялся  постоянным:
 K  =  F%/g2. 	(5.5.1)
 В  уравнение  (5.5.1)  подставлялись  изме¬
ренные  значения  F2^  и  G2.  Значение  К,  опре¬
деленное  из  этого  соотношения,  составило
 0,144,  что  хорошо  согласуется  со  справочными
данными  при  трении  чугуна  о  чугун  (К  =  0,15).
 Как  известно  [12,  28,  63],  на  различных
этапах  пуска  температурное  состояние  лап  ци¬
линдров  изменяется  (рис.  5.5.2).  Температура
внутренней  стороны  лапы  (ближе  к  оси  турби¬
ны)  в  основном  зависит  от  температуры  цилин¬
дра  в  зоне  концевых  уплотнений,  а  температура
наружной  —  от  температуры  фланцев.  В  ре¬
зультате  разности  температур  возникает  разво¬
рот  лап  в  горизонтальной  относительно  оси  у
(иногда  относительно  продольной  оси  z)  плос¬
кости,  приводящий  к  перекосу  в  поперечном
шпоночном  соединении  (под  лапой).  Этот  пе¬
рекос  может  приводить  к  защемлению  лапы  и,
как  следствие,  к  возникновению  разворачиваю¬
щего  корпус  подшипника  момента.  Отсутствие
заклинивания  лап  цилиндров  на  разрезных  по¬
перечных  шпонках,  в  том  числе  разрезной  тен-
зометрической  (см.  рис.  2.6.157),  обладающий
податливостью  относительно  осей  у  и  z,  создает
условия  для  проскальзывания  лап  ЦВД  и  ЦСД.
 Пилообразный  характер  изменения
на  отдельных  этапах  пуска  свидетельствует  о
возникновении  подклинивания  лапы  на
шпонке  и  ее  последующем  проскальзывании.
Аналогичные  результаты,  полученные  при  ис¬
следовании  турбин  мощностью  300  и
1200  МВт,  позволили  сделать  важный  практи¬
ческий  вывод:  установка  штатных  разрезных
поперечных  шпонок,  обладающих  податливо¬

860
 Глава  5.5.  РАСЧЕТ  КОРПУСОВ  И  ОПОР  ПОДШИПНИКОВ  СКОЛЬЖЕНИЯ
 Пар  на  обогрев  фланца
 Рис.  5.5.2.  Температурное  поле  фланца  наружного  ЦСД  турбины  К-300-240  ЛМЗ  при  пуске  после
50  ч  простоя  (с  обогревом  фланца)  и  через  160  мин  после  толчка
 стью  и  возможностью  компенсировать  переко¬
сы,  будет  способствовать  улучшению  манев¬
ренных  характеристик  турбины  в  целом.  Это
было  подтверждено  опытом  длительной  экс¬
плуатации  рада  турбин  после  их  оснащения
разрезными  шпонками.
 К  основным  объективным  факторам,
влияющим  на  ухудшение  расширения  турби¬
ны,  следует  отнести:
 увеличение  мощности  отдельных  цилин¬
дров,  что  приводит  к  росту  реактивного  мо¬
мента,  передаваемого  на  корпус  цилиндра;
 увеличение  наработки  турбин  и  связан¬
ные  с  этим  изменения  в  опорно-подвесной
системе  паропроводов;
 увеличение  общей  весовой  нагрузки  на
фундаментные  опоры;
 увеличение  длин  цилиндров,  а  также  раз¬
меров  паропроводов;
 упругость  элементов  турбины,  особенно
их  выпускных  частей.
 Другие  факторы  определяются  качеством
монтажа  и  уровнем  эксплуатации:
 защемления  и  трассировка  с  отклонения¬
ми  от  проекта  присоединенных  паропроводов;
 неудовлетворительная  наладка  опор¬
но-подвесной  системы  паропроводов;
 неудовлетворительная  наладка  системы
обогрева  фланцев  и  шпилек;
 отклонения  в  технологии  нанесения  изо¬
ляции  или  ее  неправильное  нанесение;
 отклонение  от  рекомендуемых  графиков
пусков  и  остановов  и  др.
 Сделаем  расчетную  оценку  факторов,
влияющих  на  расширение  турбоагрегата.
 В  широко  применяемой  отечественными
турбинными  заводами  схеме  опирания  турбоаг¬
регата  на  фундамент  корпус  ЦВД  лапами  опира¬
ется  на  передний  стул  7,  а  задними  —  на  сред¬
ний  стул  2  (см.  рис.  5.5.1).  При  прогреве  все
элементы  статора  расширяются,  любое  ограни¬
чение  этих  расширений  вызывает  появление  сил
реакции,  пропорциональных  величине  теплово¬
го  перемещения  опорного  элемента  и  его  жест¬
кости.  Расчетная  оценка  показывает,  что  эти  си¬
лы  могут  быть  очень  большими.  Так,  если  пред¬
положить,  что  при  пуске  турбины  К-300-240
ЛМЗ  перемещения  стульев  7  и  2  отсутствуют,  то
на  корпусы  ЦВД  и  ЦСД  со  стороны  этих  стуль¬
ев  будут  действовать  следующие  осевые  силы:
 Лдвд  =  Д//ЦВДСцвД  »  Лхсд  -  Д/^Сцсд  »
 где  Д/,ЦВДИД/,ЦСД  —  тепловые  удлинения  кор¬
пусов;  СцВД  и  СцСд  —  жесткости  корпусов.
 Для  К-300-240  ЛМЗ  Д/,цвд  =  Д/,цсд  =  20  мм
(длины  цилиндров  и  их  средние  интегральные
температуры  примерно  одинаковые),  а  Сцвд  ~
~  300  кН/мм,  СцСд~  100  кН/мм  [63,  77].  Тогда
получим:  РЦВд  =  6  МН,  Рцсд  =  2  Мн.  Очевид¬
но,  что  даже  десятая  часть  этих  сил  может
привести  к  деформации  статора  и  к  рассмот¬
ренным  выше  неприятным  явлениям  при  пус¬
ке  турбоагрегата.
 Схему  сил,  действующих  на  стулья  турбо¬
агрегата  при  его  расширении,  для  выяснения  за-

НОРМАЛИЗАЦИЯ  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ
 861
 а)
 Рис.  5.5.3.  Схема  сил,  д<
 висимости  между  силами,  необходимыми  для  их
перемещения,  и  основными  факторами,  влияю¬
щими  на  них,  можно  рассматреть  на  примере
сил,  действующих  на  средний  стул  2.  Все  силы
можно  разделить  на  три  вида:  внешние,  реак¬
тивные  и  силы,  возникающие  из-за  трения  при
движении  стула.  Внешними  силами  являются
вертикальные  весовые  нагрузки  (рис.  5.5.3,  а):
 °2ля>  °2ял,  G^n,  G2„„  -  силы  от  левых  и
правых  лап  ЦВД  и  ЦСД;
 Gp  и  —  нагрузки  от  веса  роторов  ЦВД
и  ЦСД;
 GfT  —  нагрузка  от  веса  стула.
 Суммарная  вертикальная  нагрузка,  дей¬
ствующая  на  стул,
 G2  =  G'2лл  +0^+0^+  <?2лп  +  (?;  +  с2р  +  (?Г.
 Продольные  силы  if,  Цп,  Р2,  Р2  —  осе¬
вые  силы  со  стороны  левых  и  правых  лап  ЦВД
и  ЦСД,  поперечные  силы  F2,  F{  —  силы,  дей¬
ствующие  на  вертикальные  шпонки  стула  со
стороны  корпусов  ЦВД  и  ЦСД.
 Весь  комплекс  сил  будет  уравновеши¬
ваться  реактивными  нагрузками,  действующи¬
ми  на  стул  со  стороны  фундаментной  рамы:
R2,  R2  —  поперечные  реакции  от  продольных
шпонок;  R2G  —  вертикальная  реакция  от  опи-
рания  стула  на  раму.
 При  движении  стула  возникают  дополни¬
тельные  осевые  силы  от  трения  в  продольных
 б)
 гвующих  на  средний  стул
 шпонках  Т^тр  и  ^2тР2  и  трения  на  плоскости
скольжения  стула  по  раме  F2w.
 Внешние  силы  удобно  привести  к  сле¬
дующему  виду.  Вертикальные  нагрузки,  дейст¬
вующие  по  оси  симметрии  стула  Gp,  Gp,  G2t  ,
заменить  равнодействующей  G2,  а  нагрузки  от
лап  G2jiji,  Ginn,  G2m,  G2nn  ~  их  равнодействую-
щими  G2ji,  G2jv,  приложенными  в  точках,  от¬
стоящих  от  оси  симметрии  стула  на  расстоя¬
ниях  хС'ъ  и  х0ъ  ,  определяемых  выражениями
 =r^Y; 	=Г2л^’ 	(5-5-2)
 где  г2'л  и  г2я  —  коэффициенты,  принимающие
значение  от  0  до  ±1.  Нулю  соответствует  слу¬
чай  равномерного  распределения  нагрузки  по
лапам,  а  при  ±1  —  вся  вертикальная  нагрузка
передается  на  стул  только  через  одну  левую
или  правую  лапу,  т.е.  предельный  случай  не¬
симметричности  нагружения,  когда  одна  лапа
не  прилегает  к  стулу.
 Аналогичные  преобразования  уравнений
для  определения  осевых  нагрузок  от  лап  при¬
водят  к  следующим  выражениям:  Р{  и  Р2  —
равнодействующие  от  сил  Р*,  if1,  Р2  ,  Р2  и
 хр,  ='2  у!  ХР2  =>2  у,  (5.5.3)
 где  г{  и  г2  —  также  коэффициенты  от  0  до  ±1,
определяющие  степень  симметричности  осе¬

862
 Глава  5.5.  РАСЧЕТ  КОРПУСОВ  И  ОПОР  ПОДШИПНИКОВ  СКОЛЬЖЕНИЯ
 вых  сил,  действующих  на  стул  со  стороны  лап
ЦВД  и  ЦСД.
 Сделав  допущение,  что  силы  от  лап  вер¬
тикальных  и  продольных  шпонок  действуют  в
одной  плоскости,  получим  схему  сил,  пока¬
занную  на  рис.  5.5.3,  б.  Для  определения  сил,
необходимых  для  перемещения  стула,  вос¬
пользуемся  уравнениями  равновесия  сил  и  мо¬
ментов:
 +  Л2  —  +  /?2  —
 2 	2
 1^х  =  0;
 =  F2h2  -  F{h2  +  R<-jXg.
 Совместно  решив  эти  уравнения  и  учи¬
тывая  выражения  (5.5.2),  (5.5.3),  а  также  то,
что
 Z7  Ш1  _  I  Г)  I  TS 	77  ш2  _  I  ZV  I  If 	Z7  G  _  |/°|  I
 ^2тр  -|Л2|Лш2»  ^2тр  -|Л2|Лш2>  ^2тр  “  ^21  А  G2>
 где  ЛГш2  и  Kq2  —  коэффициенты  трения  сколь¬
жения  соответственно  в  продольных  шпонках
и  на  поверхности  фундаментной  рамы  стула,
получим  следующее  уравнение  для  Р2\
 Выражение  для  определения  силы,  необ¬
ходимой  для  перемещения  первого  стула  1  (см.
рис.  5.5.1),  получим,  приняв  в  уравнении
 (5.5.4) 	Рх  =  О,  F{  -  0,  G'2ji  =  0  и  заменив  индек¬
сы  «2»  на  индексы  «1».  Это  соответствует  усло¬
виям  нагружения  первого  стула,  на  который  в
отличие  от  второго  опирается  часть  корпуса
ЦВД  и,  следовательно,  внешние  нагрузки  Ръ
F{,  G2ji  должны  быть  равны  0.  После  подста¬
новки  получим
 (5.5.5)
 Воспользуемся  теперь  выражениями
 (5.5.4) 	и  (5.5.5)  для  оценки  влияния  различных
факторов  на  свободу  перемещения  стульев
турбины,  т.е.  на  величину  сопротивления  при
их  перемещениях.  Для  сравнительных  оценок
примем:
 —  =  —  =  1;  G,  =  400  кН,  G2  =  700  кН,
я,  а2
 Gu  = 	= 	G'u 	= 	200 	кН,
 F[=F2  =  F{  =  0,  KG1  =  Кш1  =  кь
 Это  соответствует  параметрам  турбины
К-300-240  ЛМЗ  при  нормальном  состоянии
подвесок  трубопроводов,  присоединенных  к
корпусам  цилиндров.
 Рассмотрим  силы,  необходимые  для  пе¬
ремещения  обоих  стульев  в  зависимости  от
различных  условий  их  нагружения  при  абсо¬
лютно  симметричном  приложении  нагрузок  от
лап  корпусов,  т.е.  при  rx  =  r2  =  r{  =  гХл  =  r2jl  =
=  г2'л=  0,  а  также  при  максимально  несиммет-
ричном,  т.е.  при  Г]=г2  =  г[  =  г]л  =  г2л  =г2'л  =  1.
 Результаты  расчетов  и  соответствующие
им  схемы  нагружения  приведены  в  табл.  5.5.2.
Их  удобно  представить  в  относительных  вели¬
чинах  (для  стула  1  рх  =  Px/Gh  для  стула  2  р2  =
=  P2/(Gx  +  G2))  в  зависимости  от  состояния
поверхностей  скольжения  стульев  и  их  про¬
дольных  шпонок,  т.е.  от  коэффициентов  тре¬
ния  этих  поверхностей,  при  этом  было  приня¬
то,  что  Кх  =  К2  =  К.
 Анализ  данных,  представленных  на
рис.  5.5.4,  позволяет  сделать  важные  практиче¬

НОРМАЛИЗАЦИЯ  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ
 863
 5.5.2. 	Результаты  расчетов  и  схемы  нагружения  стульев
 г\
 г2
 г2
 г1п
 г2л
 г2л
 *1
 к2
 Вари¬
 ант
 1
 1
 1
 1
 1
 1
 0...0,5
 0...0,5
 1
 1
 1
 1
 -1
 -1
 -1
 2
 1
 1
 -1
 1
 1
 1
 3
 1
 1
 -1
 -1
 -1
 -1
 4
 0
 0
 0
 0
 0
 0
 5
 1
 1
 1
 0
 0
 0
 6
 1
 1
 1
 1
 1
 1
 0,3
 7
 1
 1
 1
 1
 1
 1
 0,3
 0...0,5
 8
 ские  обобщения.  Условия  нагружения  стульев
оказывают  влияние  на  силы,  необходимые  для
их  перемещения.  Причем  если  в  области  низ¬
ких  коэффициентов  трения  К  =  0,1...0,15  мак¬
симальное  увеличение  этого  усилия  по  отно¬
шению  к  осесимметричному  нагружению  со¬
ставляет  1,35  раза,  то  в  области  коэффициен¬
тов  трения  К  =  0,3...0,35  эта  величина  уже  в
2,6  раза  больше  минимального  значения  при
осесимметричном  нагружении.
 Такая  нелинейность  связана  с  моментами
от  сил  Рх  и  Ръ  вызывающими  кручение  стуль¬
ев  и  возникновением  сил  трения  в  продольных
шпонках  из-за  реакций  Rx,  R{,  R2,  R2.
 Действительно,  выражения  (5.5.4)  и
 (5.5.5) 	при  принятых  исходных  данных,  на¬
пример  для  варианта  1,  приводятся  к  виду:
 D_K(l+0$K)
 1 	1 	-К 	’
 D  _/r(l+0,26tf-0,18Z:2)
 П. 	5 	»
 (1-ю2
 из  которых  нелинейность  зависимостей  Рх  и
Р2  от  коэффициента  К  очевидна,  при  значени¬
ях  К,  близких  к  1,  величины  Рх  и  Р2  приближа¬
ются  к  бесконечности,  т.е.  стулья  заклинива¬
ются.
 Рис.  5.5.4.  Зависимости  сопротивления  стульев  от  схемы  нагружения:
 а  —  движение  среднего  (второго)  стула;  б  —  движение  первого  стула;  1—8  —  варианты  нагружения
 по  табл.  5.5.2
 Схема  нагружения

864
 Глава  5.5.  РАСЧЕТ  КОРПУСОВ  И  ОПОР  ПОДШИПНИКОВ  СКОЛЬЖЕНИЯ
 На  практике  осевая  сила  при  пуске  турби¬
ны  передается,  как  правило,  через  одну  лапу
корпуса  цилиндра.  Для  этого  достаточно  при
пуске  иметь  разность  температур  между  левыми
и  правыми  фланцами  всего  в  2...3  °С,  что  все¬
гда  имеет  место.  Вероятность  возникновения
самого  невыгодного  варианта  1  схемы  скольже¬
ния  высокая.  В  связи  с  этим,  для  улучшения
скольжения  стульев  можно  предложить  реко¬
мендацию,  выполнение  которой  обеспечит  реа¬
лизацию  более  выгодных  вариантов  и  снизит
силы,  необходимые  для  перемещения  стульев  в
 2 	раза.  Для  этого  достаточно  отрегулировать
систему  обогрева  фланцев  корпусов  ЦВД  и
ЦСД  так,  чтобы  их  левые  (правые)  фланцы  бы¬
ли  при  пусках  горячее  на  2...3  °С,  чем  правые
(левые),  что  нетрудно  выполнить  регулировкой
вентилей  на  линиях  сброса  пара  из  обогреваю¬
щих  коробов  или  обнизок.  Выполнение  этого
условия  обеспечит  реализацию  варианта  3.  До¬
полнительная  регулировка  вертикальных  реак¬
ций  по  лапам  корпусов  производится  таким  об¬
разом,  чтобы  при  пуске  вертикальные  реакции
левых  (правых)  лап  ЦВД  и  ЦСД  (в  соответст¬
вии  с  регулировкой  системы  обогрева  фланцев)
были  больше,  чем  правых  (левых),  что  обеспе¬
чит  приближение  условий  перемещения  стуль¬
ев  турбины  к  оптимальному,  т.е.  осесиммет¬
ричному  нагружению  (вариант  4).
 Из  полученных  зависимостей  изменения
осевой  силы,  необходимой  для  перемещения
2-го  стула,  в  зависимости  от  качества  поверхно¬
сти  скольжения,  т.е.  улучшения  коэффициента
трения  от  0,3  до  0,1  (только  первого  стула  —  ва¬
риант  7  или  только  второго  стула  —  вариант  8),
следует,  что,  во-первых,  при  одинаково  плохих
поверхностях  двух  стульев,  улучшение  расшире¬
ния  турбины  будет  мало  зависеть  от  выбора  сту¬
ла,  т.е.  первого  или  второго  и,  во-вторых,  оно
будет  в  основном  определяться  стулом,  с  пло¬
хим  качеством  поверхностей  скольжения,  т.е.  с
высоким  коэффициентом  трения  скольжения.
 Исходя  из  анализа  условий  нагружения
среднего  стула,  можно  рекомендовать  следую¬
щее  достаточно  радикальное  мероприятие  для
улучшения  качества  его  скольжения,  которое
может  быть  выполнено  при  монтаже  или  ре¬
монтах  турбин.  Зазоры  в  поперечных  шпонках
лап  ЦВД  и  ЦСД,  опирающихся  на  этот  стул,
должны  удовлетворять  соотношению
 5поп<—8пр>
 02
 где  6пр  —  зазоры  в  продольных  шпонках  сред¬
него  стула.
 __  В  этом  случае  тгри  кручении  стула  его
продольные  шпонки  окажутся  более  разгру¬
женными  вследствие  уменьшения  реакций  R2
и  R2.
 Такая  нелинейность  зависимости  сил,
необходимых  для  перемещения  стульев  от  ко¬
эффициентов  трения  при  их  скольжении,  под¬
тверждает  наблюдаемую  на  практике  ситуа¬
цию  «заболевания»  агрегата,  когда  одинаковые
по  величине  отклонения  от  режима  эксплуата¬
ции  турбины  со  временем  начинают  оказывать
на  нее  все  большее  негативное  воздействие.
Действительно,  увеличение  коэффициентов
трения  скольжения  стульев  со  временем  про¬
исходит  линейно,  однако  это  вызывает  и  про¬
грессирующий  рост  сил,  необходимых  для  пе¬
ремещения  этих  элементов,  а  следовательно,
ухудшение  эксплуатационных  характеристик
агрегата.
 Рассмотрим  условия,  при  которых  начи¬
нается  «опрокидывание»  стульев,  т.е.  когда
из-за  наклона  корпуса  подшипника  между  по¬
верхностями  скольжения  стульев  и  фунда¬
ментной  рамой  образуется  зазор.  При  этом,
как  правило,  возникает  вибрация  корпуса  под¬
шипника,  темп  развития  которой  очень  высо¬
кий  [48].
 Полное  прилегание  поверхностей  сколь¬
жения  к  фундаментной  раме  обеспечивается
тогда,  когда  момент  от  осевых  сил  относитель¬
но  нижней  поперечной  грани  стула  (задней
при  нагреве  и  передней  при  остывании  турби¬
ны)  больше  нуля.  Это  условие  можно  записать
соответственно  для  переднего  и  среднего  стула
при  пуске  турбины  в  следующем  виде:
при  нагреве
 YjM\x  =Gxm[  -  РХНХ  >  0;
 £М2х  =  G2m'2  -(Р2-Рх  )Н2  >  0;  (5.5.6)
при  остывании
 ^Mlx=Gxmx-PxHx>0;
 ^M2x=G2m2-(P2-Px)H2>  0. 	(5.5.7)
 Воспользовавшись  выражениями  (5.5.4)  и
 (5.5.5) 	и  учитывая,  что  для  турбины  К-300-240
 ЛМЗ  т[  =  0,8яь  тх  =  0,2ах,  т2  =  т2  =-^-,  усло¬
вия  (5.5.6)  и  (5.5.7)  можно  представить  в  виде
зависимостей  относительных  опрокидываю¬
щих  моментов  -  и  —^-¥2х—  от  коэф-
Gx  ах  {Gx  +  G2  )а2
 фициентов  трения  Кх  на  поверхностях  сколь-

РЕКОМЕНДАЦИИ  ПО  УЛУЧШЕНИЮ  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ
 865
 Рис.  5.5.5.  Зависимость  относительного  суммарного  момента,  «опрокидывающего»  передний  (я,  б)
и  средний  (<?)  стулья,  от  коэффициента  трения  Кх  и  К2  на  поверхности  скольжения:
 а  —  прогрев;  б  —  остывание;  1  —  несимметричное  нагружение  (вариант  1);  2  —  симметричное  на¬
гружение  (вариант  5)
 жения  стульев  при  двух  крайних  условиях  их
нагружения  (рис.  5.5.5):  симметричном  и  мак¬
симально  несимметричном.  Пересечение  кри¬
вых  с  осью  абсцисс  соответствует  моменту  на¬
чала  опрокидывания  стульев.  Опрокидывание
переднего  стула  при  пуске  будет  происходить
при  достаточно  больших  коэффициентах  тре¬
ния  Кх  >  0,45,  а  при  остывании  —  при
Кх  >  0,20.  Опрокидывание  среднего  стула  будет
наблюдаться  при  пуске  и  при  останове  при  ко¬
эффициентах  трения  в  диапазоне  К2  >  0,25...0,4
в  зависимости  от  условий  его  нагружения.
 5.5.2. 	РЕКОМЕНДАЦИИ  ПО  УЛУЧШЕНИЮ
ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ
 Основные  рекомендации,  способствую¬
щие  нормализации  тепловых  расширений,  за¬
ключаются  в  следующем:
 для  уменьшения  вертикальных  сил,  дей¬
ствующих  на  фундамент  от  турбины,  устанав¬
ливать  под  передние  и  средние  стулья  1  и  2
(см.  рис.  5.5.1)  пружинные  амортизаторы  или
разгрузочные  домкраты  периодического  дей¬
ствия;
 между  корпусами  цилиндров  и  подшип¬
ников  устанавливать  дополнительные  толкате¬
ли  (в  плоскости  скольжения  корпусов  под¬
шипников  или  в  плоскости  горизонтального
разъема  цилиндров);
 в  плоскости  скольжения  применять  до¬
полнительные  осевые  толкатели  двусторонне¬
го  действия  (тяни  —  толкай),  способствующие
передаче  продольных  (толкающих  или  тяну¬
 щих)  сил  в  плоскости  скольжения  корпусов
подшипников  по  фундаментным  рамам;
 на  основание  корпусов  подшипников  на¬
носить  покрытия,  снижающие  коэффициент
трения;
 совершенствовать  и  повышать  эффектив¬
ность  работы  системы  обогрева  фланцев  и
шпилек  с  целью  исключения  перекосов  темпе¬
ратур  металла  между  правой  и  левой  сторона¬
ми  цилиндров  и  интенсификации  прогрева
фланцев;
 внедрить  в  практику  монтажа  и  проведе¬
ния  ремонтных  работ  измерение  сил  на  лапах
с  целью  оценки  влияния  присоединенных  к
цилиндрам  паропроводов  и  обеспечивать  раз¬
гружающие  усилия  на  амортизаторы  подшип¬
ников  и  цилиндров;
 для  уменьшения  влияния  суммарного  аб¬
солютного  удлинения  цепочки  цилиндров  осу¬
ществлять  перенос  фикс-пункта  в  сторону  ре¬
гулирования,  что  важно  для  мощных  теплофи¬
кационных  турбин,  имеющих  ЦВД,  два  ЦСД  и
ЦНД;
 увеличить  зазоры  в  поперечных  и  про¬
дольных  шпонках,  изменить  конфигурации
поперечных  штатных  шпонок;
 обеспечить  знакопеременное  пульсирую¬
щее  силовое  воздействие  на  корпус  подшип¬
ника  перпендикулярно  к  продольному  расши¬
рению  статора  или  переменное  температурное
воздействие  слева  и  справа  корпуса  цилиндра
для  предотвращения  (или  ликвидации)  закли¬
нивания  на  продольных  шпонках  корпусов
подшипников.

866
 Глава  5.5.  РАСЧЕТ  КОРПУСОВ  И  ОПОР  ПОДШИПНИКОВ  СКОЛЬЖЕНИЯ
 Рис.  5.5.6.  Схема  размещения  лап  цилиндра  на  корпусе  подшипника  с  разрезной  шпонкой:
 1  —  основание;  2  —  вставка;  3  —  гребень;  4  —  лапа  цилиндра;  5  —  корпус  подшипника;  6  —  зажим
 Как  уже  рассматривалось,  затрудненное
осевое  перемещение  корпуса  подшипника  по
фундаментной  раме  обусловлено  его  поворо¬
том  и  появляющимися  при  этом  большими
усилиями  по  боковым  поверхностям  продоль¬
ных  шпонок  и  паза  стула.  Максимальные  уси¬
лия  возникают  при  защемлении  поперечных
шпонок  в  пазах  лап  при  повороте  лапы  в  гори¬
зонтальной  плоскости  относительно  оси  z  с
выборкой  боковых  зазоров  и  появлением
больших  контактных  напряжений  и  относи¬
тельно  оси  у  (рис.  5.5.6),  при  котором  вся  сила
передается  на  кромку  гребня  шпонки,  на  по¬
верхностях  появляются  уступы,  препятствую¬
щие  относительному  перемещению  лапы  и  по¬
перечной  шпонки.
 С  целью  исключения  защемления  лап  на
поперечных  шпонках  применяется  разрезная
поперечная  шпонка  (см.  рис.  2.6.156),  которая
«отслеживает»  перемещения  лапы  цилиндра  и
не  передает  на  корпус  подшипника,  кроме
толкающих,  никаких  других  разворачивающих
или  отрывающих  его  от  основания  моментов  и
сил.  Разрезную  шпонку  проектируют  таким
образом,  чтобы  она  была  способна  передавать
осевые  нагрузки  без  поворота  гребня  в  гори¬
зонтальном  цилиндрическом  пазу  даже  при
отсутствии  вертикальной  нагрузки.  При  этом
она  воспринимает  повороты  лапы,  обуслов¬
ленные  прогибом  цилиндра,  без  передачи  мо¬
мента  на  корпус  подшипника.
 При  монтаже  (ремонте)  цилиндра  внача¬
ле  устанавливают  нижнюю  половину  цилинд¬
 ра  и  производят  подгонку  опорной  поверхно¬
сти  шпонки  по  пазу  в  лапе.  Вследствие  весо¬
вых  нагрузок  имеет  место  прогиб  корпуса  на
угол  ф  (рис.  5.5.7),  поэтому  уже  при  монтаже
шпонки  создается  отклонение  от  параллельно¬
сти  поверхности  опирания  гребня  шпонки  ее
основанию  на  тот  же  угол  ср.  После  установки
верхней  половины  и  затяжки  крепежных  дета¬
лей  горизонтального  разъема  цилиндра  стрела
прогиба  становится  меньше  (угол  ср').  Следова¬
тельно,  на  шпонку  и  на  корпус  подшипника
начинает  действовать  момент  Му,  который
прижимает  корпус  подшипника  к  фундамент¬
ной  раме  в  точке  В  и  отрывает  в  точке  А.
В  эксплуатации  на  значение  этого  момента
влияют  релаксационные  процессы  в  присое¬
диненных  к  цилиндру  трубопроводах  и  в  узлах
их  опорно-подвесный  системы  (пружины,
подвески  и  др.).  При  прогреве  цилиндра,  во
время  пуска,  вследствие  возникновения  раз-
 Рис.  5.5.7.  Изменение  угла  прогиба  корпуса
цилиндра  при  монтаже

РЕКОМЕНДАЦИИ  ПО  УЛУЧШЕНИЮ  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ
 867
 ности  температур  металла  (верха-низа)  цилин¬
дра  возникает  «кошкин  горб»,  который  увели¬
чивает  момент  Му,  и  отрыв  еще  более  возрас¬
тает.  Если  к  этому  добавляется  кручение  риге¬
ля  на  угол  р  под  действием  сил  трения,  то  от¬
рыв  стула  может  достигать  значительных  вели¬
чин  со  всеми  вытекающими  последствиями.
 Наличие  разрезных  поперечных  шпонок,
в  которых  предусмотрен  поворот  по  цилинд¬
рической  поверхности  радиусом,  обеспечивает
контакт  по  поверхностям  скольжения  лап  и
шпонки,  который  не  зависит  от  прогиба  ци¬
линдра  или  кручения  ригеля.  При  установке
разрезных  шпонок  с  цилиндрической  опорной
поверхностью  гребня  отрывные  усилия  от  мо¬
мента  Му  отсутствуют,  так  как  этот  момент
просто  не  возникает  и  отрыва  корпуса  под¬
шипника  не  происходит.  Разрезные  шпонки
имеют  преимущество  и  в  случае  возникнове¬
ния  температурных  разностей  слева  и  справа
корпуса  цилиндра,  т.е.  тогда,  когда  одна  сто¬
рона  цилиндра  становится  длиннее  другой  и
возникает  диагональный  разворачивающий
момент.
 Схема  расширения  корпуса  цилиндра,
имеющего  разность  температур  слева  и  справа
(Тх  >  Г2),  при  установке  на  неразрезные  и  раз¬
резные  шпонки  показана  на  рис.  5.5.8.  При
наличии  разности  температур  сторон  цилинд¬
ра  происходит  смещение  пазов  лап  в  осевом
направлении  на  различную  величину,  что  при¬
водит  к  повороту  в  горизонтальной  плоскости
корпуса  подшипника  и  закрепленных  к  нему
поперечных  шпонок  на  угол  а.  При  наличии
жестко  закрепленных  шпонок  при  поперечном
смещении  лапы  возможны  защемления.  В  слу¬
чае  разрезной  шпонки  независимо  от  разности
 Рис.  5.5.8.  Схема  расширения  корпуса  цилиндра,
имеющего  разность  температур  слева  и  справа
>  Т2)  при  установке  на  неразрезные  (а)  и  раз¬
резные  (б)  шпонки
 температур  по  сторонам  цилиндра  поворота
корпуса  подшипника  не  происходит,  гребень
шпонки,  поворачиваясь  на  шипе,  установится
в  соответствии  с  положением  паза  лапы,  обес¬
печивая  свободу  перемещения  в  поперечном
направлении.
 При  модернизации  системы  опирания
паровых  турбин  ЛМЗ  заменяют  шесть  шпонок
(четыре  ЦВД  и  две  под  передними  лапами
ЦСД),  а  турбины  Т-250/300-240  —  десять
шпонок  (четыре  ЦВД,  четыре  ЦСД-1  и  две
ЦСД-2).  Возможна  замена  неразрезных  шпо¬
нок  на  разрезные  в  меньшем  количестве,  но
установка  их  под  передние  лапы  ЦСД-2  наи¬
более  целесообразна.
 После  модернизации  системы  опирания
цилиндров  с  использованием  разрезных  шпо¬
нок  были  проведены  испытания,  позволяю¬
щие  оценить  их  эффективность.  При  этом  оп¬
ределяли:  плавность  и  симметричность  попе¬
речных  расширений,  величины  перекосов  сле¬
ва  и  справа  стульев  по  абсолютным  расшире¬
ниям  корпусов  подшипников;  величины  не¬
возврата  цилиндров  после  их  остывания;
влияние  новой  системы  опирания  на  вибраци¬
онное  состояние  турбоагрегата;  температуры
опорных  и  упорных  подшипников;  силовое
воздействие  турбины  на  элементы  фундамента
(кручение  поперечных  ригелей)  и  др.
 Полученные  результаты  испытаний  и
опыт  эксплуатации  турбин  в  течение  12-15  лет
с  большим  числом  остановов,  пусков  и  разгру-
жений  (более  30  в  год  на  турбине  К-300-240)
свидетельствуют  об  эффективности  и  надеж¬
ной  работе  модернизированной  системы  опи¬
рания  ЦВД  и  ЦСД.
 Необходимо  отметить  следующее  обстоя¬
тельство,  которое  обусловливает  успех  модер¬
низации.  Замена  штатных  шпонок  на  разрез¬
ные  может  выполняться  как  в  период  среднего
ремонта  (без  вскрытия)  цилиндров  турбины,
так  и  капитального  ремонта,  когда  проводится
вскрытие  одного  или  нескольких  цилиндров.
В  любом  случае  замена  шпонок  должна  произ¬
водиться  при  возврате  цилиндров  в  нормаль¬
ное  исходное  положение,  при  котором  отсут¬
ствуют  перекосы  подшипников  относительно
продольной  оси  турбины,  абсолютные  и  отно¬
сительные  расширения  цилиндров  и  роторов
близки  к  нулю.  Технология  и  приспособления
для  возврата  турбин  в  нормальное  исходное
положение  хорошо  отработаны.
 Выбор  конструктивных  параметров  раз¬
резных  шпонок  наряду  с  обеспечением  проч-

868
 Глава  5.5.  РАСЧЕТ  КОРПУСОВ  И  ОПОР  ПОДШИПНИКОВ  СКОЛЬЖЕНИЯ
 Рис.  5.5.9.  Расчетная  схема  разрезной  шпонки:
 1  —  лапа  цилиндра;  2  —  гребень;  3  —  шарнир¬
ная  вставка
 ностных  характеристик  (равнопрочность  не-
разрезным  шпонкам)  должен  производиться  с
учетом  обеспечения  в  процессе  эксплуатации
минимальной  как  вертикальной  расцентровки
турбины,  так  и  свободной  осевой  подвижно¬
сти  цилиндра  под  действием  осевых  нагрузок
на  гребень  разрезной  шпонки.  На  рис.  5.5.9
показана  расчетная  схема  разрезной  шпонки.
Под  действием  осевой  силы  Рос  на  гребне  воз¬
никает  момент  Poch,  стремящийся  повернуть
гребень  относительно  горизонтальной  оси  00
(точки  О).  Если  в  начальный  момент  при  уста¬
новке  шпонки  в  пазе  лапы  имеет  место  нерав¬
номерное  прилегание  боковых  поверхностей
паза  лапы  и  гребня  шпонки,  то  независимо  от
точки  приложения  силы  Рос  (±h)  относительно
оси  00  вращения  будет  создаваться  момент,
способствующий  равномерному  прилеганию
поверхностей  паза  и  гребня  и  передаче  силы
по  всей  контактирующей  поверхности  шпон¬
ки.  При  этом  плоскость  приложения  силы  Рос
будет  смещаться  к  середине  паза  лапы.
 При  повороте  гребня  уравнение  равнове¬
сия  гребня  шпонки,  при  котором  не  происхо¬
дит  ее  поворота  относительно  оси  00  под  дей¬
ствием  осевой  силы,  имеет  вид:
 МР  =  МР  +  МР  ±  MG.
 Лэс 	м 	Мр 	ь
 Анализ  этого  уравнения  позволяет  выяс¬
нить  условия  работы  шпонок,  при  которых
возможен  поворот  гребня  шпонки  относитель¬
но  оси  00  под  действием  осевой  нагрузки  Рос.
 Очевидно,  что  на  поворот  гребня  шпонки  кро¬
ме  осевой  нагрузки  оказывают  влияние  значе¬
ние  и  место  приложения  весовой  нагрузки.
Применительно  к  разрезным  шпонкам,  уста¬
навливаемым  на  турбинах  ЛМЗ,  был  проведен
расчет  с  экспериментальной  проверкой  рабо¬
ты  шпоночного  соединения.  При  этом  силы,
необходимые  для  поворота  шпонки,  и  коэф¬
фициенты  трения  определялись  эксперимен¬
тальным  путем  на  специальном  стенде  НПО
ЦКТИ.  На  базе  полученных  значений  FTр  для
различных  значений  Рос  рассчитывались  вели¬
чины  /г^,  при  которых  происходил  поворот
шпонки  (табл.  5.5.3).  Наиболее  неблагоприят¬
ные  условия  работы  —  при  отсутствии  весовой
нагрузки  на  гребень  шпонки  (лапа  не  прилега¬
ет  к  гребню  шпонки).  В  этом  случае  для  пово¬
рота  гребня  необходимо  минимальное  смеще¬
ние  плоскости  приложения  Рос  относительно
оси  00.  При  непараллельное™  боковых  по¬
верхностей  гребня  шпонки  и  паза  лапы  возмо¬
жен  поворот  гребня,  если  они  будут  контакти¬
ровать  по  линии,  удаленной  от  оси  00  на  рас¬
стояние  больше,  чем  h^,  что  соответствует,
например,  точке  0{  на  рис.  5.5.9.  Однако  по
мере  поворота  гребня  величина  h  будет  умень¬
шаться  и  при  h  =  /imn  поворот  прекратится.
Учитывая,  что  прилегание  боковых  упорных
поверхностей  гребня  и  паза,  как  правило,
обеспечивается  в  процессе  монтажа,  воздейст¬
вие  осевой  силы  на  шпонку  даже  при  отсутст¬
вии  вертикальной  нагрузки  не  должно  приво¬
дить  к  ее  повороту  относительно  оси  00.
 В  случае  приложения  к  шпонке  как  осе¬
вой,  так  и  вертикальной  нагрузки  G  =  10  кН
(в  расчете  вертикальная  нагрузка  действует
вдоль  вертикальной  оси  гребня)  величины  /zmn
во  всех  случаях  больше,  поэтому  поворот  греб¬
ня  шпонки  отсутствует.  При  больших  осевых
нагрузках  на  гребень  (Рос  >  400  кН),  например
 5.5.3. 	Расчетно-экспериментальные  значения
(мм)  при  различных  осевых  Р  и  весовых  G
нагрузках,  действующих  на  гребень  шпонки

РЕКОМЕНДАЦИИ  ПО  УЛУЧШЕНИЮ  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ
 869
 при  защемлении  стула,  происходит  смещение
точки  приложения  весовой  нагрузки  относи¬
тельно  оси  симметрии  и  появляется  дополни¬
тельный  момент,  препятствующий  повороту
гребня  под  действием  Рос.
 Поворот  цилиндрического  гребня  вокруг
точки  О]  может  иметь  место  в  том  случае,  если
радиус  гребня  шпонки  меньше  радиуса  цап¬
фы.  При  принятых  допусках  на  изготовление
этот  зазор  может  составлять  0,03  мм.  Под  дей¬
ствием  осевой  силы  гребень  шпонки  будет  как
бы  перекатываться,  занимая  промежуточные
положения  до  тех  пор,  пока  не  будет  контакта
в  той  точке,  для  которой  обеспечивается  усло¬
вие  равновесия
 P0Cm  =  GH  +  Fwn+kFw,  (5.5.8)
 P0cm  =  GH  +  Gf^n  +  Pocfjpk.  (5.5.9)
 Так  как  перекатывание  гребня  шпонки
происходит  в  пределах  зазора  0,03  мм,  то  угол
его  поворота  будет  незначительным.  Если  в
уравнение  (5.5.9)  подставить  расчетные  гео¬
метрические  параметры  разрезных  шпонок
для  турбин  ЛМЗ,  то  получим  соотношение
 G  =  0,084Рос.
 Таким  образом,  если  G  >  0,08РОС,  даль¬
нейшего  поворота  гребня  шпонки  не  будет,  а
при  Рос  >  12G  возможен  его  поворот  при  за¬
щемлениях  стульев  во  время  прогрева  или  ос¬
тывания  турбины,  несоблюдении  технологии
выполнения  монтажных  и  ремонтных  работ.
 Для  ограничения  поворота  или  подъема
гребня  шпонки  более  заданных  величин
(0,05...0,1  мм)  по  торцам  гребня  шпонки  уста¬
навливают  специальные  ограничительные  си¬
ловые  элементы  (рис.  5.5.10).  При  этом  все  си¬
лы  замыкаются  внутри  шпонки  и  опасных
расцентровок  в  осевом  и  вертикальном  поло¬
жениях  не  происходит  в  любых  ситуациях.
 В  случае  затрудненных  тепловых  переме¬
щений  корпусов  подшипников  (при  их  закли¬
нивании  на  продольных  шпонках)  в  отдельных
их  элементах  возникают  большие  напряжения,
а  следовательно,  деформации.  При  многократ¬
ном  их  повторении  в  элементах  корпусов  воз¬
никают  трещины.  Так,  трещины  образовались
в  чугунном  корпусе  среднего  стула  турбины
К-1200-240-3,  что  потребовало  его  замены.
 Одним  из  возможных  способов  разгруже-
ния  корпуса  подшипника  от  воздействия  «тол¬
кающих»  сил  является  их  передача  напрямую
от  корпуса  одного  цилиндра  к  корпусу  другого
 3
 Рис.  5.5.10.  Схема  разрезной  шпонки  с  замыка¬
нием  сил  внутри  шпонки:
 1  —  силовой  элемент;  2  —  основание;  3  —  гре¬
бень;  4  —  лапа  цилиндра;  5  —  корпус  подшип¬
ника
 цилиндра  через  дополнительные  толкатели.
В  новой  системе  опирания  ЦВД,  ЦСД-1  и  -2
турбины  Т-250/300-240  предусмотрена  уста¬
новка  ЦВД  и  ЦСД-1  и  передних  лап  ЦСД-2  на
разрезные  поперечные  шпонки  повышенной
надежности  (рис.  5.5.11).  Между  задними  ла¬
пами  ЦСД-1  и  передними  лапами  ЦСД-2  уста¬
новлено  устройство  3  «тяни-толкай».
 Исследования  показали,  что  такая  система
опирания  обеспечивает,  прежде  всего,  хорошие
абсолютные  перемещения  корпусов  подшипни¬
ков.  При  номинальной  нагрузке  и  номинальных
параметрах  свежего  и  вторично  перегретого  пара
с  работающими  ПСГ-1  и  ПСГ-2  абсолютное
расширение  лап  ЦВД  составило  48,7  мм,
ЦСД-1  —  28,6  мм,  а  ЦСД-2  —  13...  14  мм,  что  на
 Рис.  5.5.11.  Модернизированная  система  опи¬
рания  ЦСД-1  и  ЦСД2  турбины  Т-250/300-240:
 1  —  разрезная  шпонка  ЦСД-1;  2  —  разрезная
шпонка  ЦСД-2  повышенной  надежности;
 3 	—  устройство  «тяни-толкай»

870
 Глава  5.5.  РАСЧЕТ  КОРПУСОВ  И  ОПОР  ПОДШИПНИКОВ  СКОЛЬЖЕНИЯ
 2...4  мм  лучше,  чем  при  штатной  системе  опира¬
ния.  Кроме  того,  была  решена  проблема  обеспе¬
чения  надежной  работы  ЦСД-2  при  подключе¬
нии  ПСГ-2.  До  модернизации  включение
ПСГ-2  в  работу  было  связано  с  появлением  и
развитием  повышенной  вибрации  подшипников
турбоагрегата,  и  в  течение  двух  лет  турбоагрегат
работал  с  отключенным  ПСГ-2.
 В  процессе  пуска  из  неостывшего  со¬
стояния  поперечные  расширения  лап  сим¬
метричные,  абсолютные  расширения  соот¬
ветствуют  тепловому  состоянию  цилиндров,
перемещения  передних  лап  ЦСД-2  в  верти¬
кальной  плоскости  «отслеживаются»  разрез¬
ными  шпонками  (изменение  зазоров  6  и  6j
см.  рис.  5.5.10).
 Достоинством  такой  системы  опирания
цилиндров  является  также  то,  что  корпус  под¬
шипника  разгружается  от  действия  значитель¬
ных  «толкающих»  сил,  которые  приводят  к  де¬
формации  корпусов.
 Из  других  мероприятий,  направленных
на  улучшение  тепловых  расширений,  реко¬
мендуется  применять  композитное  покрытие
из  металлофторопластовой  ленты  (МФЛ)  с
обязательной  установкой  грязезащитных  экра¬
нов.  Хотя  снижение  коэффициента  трения
приводит  к  снижению  величин  «толкающих»
стулья  сил,  полное  исключение  сил  трения
может  привести  не  к  улучшению  тепловых
расширений,  а  даже  к  их  ухудшению.  Эту  ка¬
жущуюся  на  первый  взгляд  парадоксальную
ситуацию  можно  объяснить  следующим  обра¬
зом.  Предположим,  что  созданы  условия,  ко¬
гда  силы  трения  равны  нулю,  например:  под
передним  и  средним  стулом  находятся  воз¬
душные  или  гидравлические  экраны  (К  =  0).
В  этом  случае  малейшая  несимметричность
силового  или  теплового  воздействия  на  ци¬
линдры  относительно  продольной  оси  приве¬
дет  к  тому,  что  они  передадут  на  корпусы  под¬
шипников  соответствующие  моменты,  кото¬
рые  прижмут  их  к  продольным  шпонкам,  и
стулья  могут  быть  защемлены  на  них.  Полез¬
ным  мероприятием  является  твердосмазачное
гальваническое  покрытие  для  поперечных
шпонок  цилиндров  турбин  и  продольных
шпонок  опоры  паровых  турбин.  При  создании
условий  для  лучшего  проскальзывания  лап  по
гребням  поперечных  шпонок  не  исключается
первопричина  неудовлетворительного  расши¬
рения  лап  цилиндров:  разворот  в  горизонталь¬
ной  и  вертикальной  продольной  плоскостях
вследствие  температурных  деформаций,  а  так¬
 же  действие  диагонального  эффекта,  который
практически  всегда  присутствует  на  работаю¬
щей  турбине.
 В  уникальных  исследованиях,  проведен¬
ных  М.К.  Курмакаевым,  было  установлено,
что  применение  комплекса  конструктивных  и
технологических  мероприятий,  рассмотренных
выше,  не  дает  эффекта,  если  качество  фунда¬
мента  турбоагрегата  не  соответствует  предъяв¬
ляемым  к  ним  требованиям  и  он  имеет  пусто¬
ты  и  трещины  в  местах  сочленения  попереч¬
ных  и  продольных  ригелей,  т.е.  фундамент
имеет  повышенную  податливость.  Для  турбин
с  большой  наработкой  это  реальная  ситуация.
При  расширении  турбины,  опирающейся  на
такой  фундамент,  осевые  силы,  возникающие
даже  при  хорошем  скольжении  стульев,  вызы¬
вают  закручивание  ригелей  и  наклон  стоящих
на  них  стульев,  что  сказывается  на  вибрацион¬
ном  состоянии  турбоагрегата.  На  рис.  5.5.12
показана  схема  расположения  щелей  и  пустот
в  левом  (по  ходу  пара)  стыковочном  узле  вто¬
рой  рамы  турбины  К-300-240  ЛМЗ.  Только
после  ликвидации  обнаруженных  дефектов
удалось  нормализовать  тепловые  расширения
этой  турбины.
 Примером,  подтверждающим  многофак¬
торность  проблемы  тепловых  расширений,
может  служить  усовершенствование  системы
опирания  стопорных  клапанов  ЦСД  турбины
К-300-240  ЛМЗ.  На  рис.  5.5.13,  а  показана  су¬
ществующая  опора  клапанов  ЦСД.  К  приливу
корпуса  клапана  ЦСД,  находящемуся  ниже
 Рис.  5.5.12.  Схема  расположения  щелей  и  пус¬
тот  в  левом  (по  ходу  пара)  стыковочном  узле
рамы:
 1  —  щель  глубиной  более  100  мм;  2  —  внутрен¬
ние  пустоты;  3  —  щель  глубиной  более  180  мм;
I,  II  —  продольные  балки  между  рамами;  III  —
колонна;  IV  —  поперечный  ригель;  V  —  арма¬
турный  стержень

РЕКОМЕНДАЦИИ  ПО  УЛУЧШЕНИЮ  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ
 871
 оси  турбины  на  2,5  м,  крепится  упорная  пята
7,  между  ней  и  верхней  тарелкой  3  пружины  4
расположены  три  стальных  шара  2,  нижняя  та¬
релка  5  пружины  находится  в  корпусе  6  амор¬
тизатора,  прикрепленного  к  кронштейну  7
фундамента.  Болтом  8  можно  регулировать  ве¬
личину  предварительного  сжатия  пружины  4.
 Корпус  клапана  ЦСД  при  пусках  и  нагру¬
жении  турбины  должен  иметь  свободу  переме¬
щения  во  всех  трех  направлениях:  в  верти¬
кальном  —  до  16  мм;  в  осевом  —  до  20  мм;  в
поперечном  —  до  10  мм.  Это  необходимо  для
исключения  влияния  стопорного  клапана
ЦСД  на  тепловое  расширение  корпуса.  Сме¬
щение  клапана  в  осевом  и  поперечном  на¬
правлениях  должно  происходить  за  счет
скольжения  по  стальным  шарам,  а  вертикаль¬
ную  нагрузку  воспринимает  пружина.  Иссле¬
дования  показали,  что  при  пуске  и  нагруже¬
нии  пружина  сжимается  на  А  =  16  мм.  Это  со¬
ответствует  расчетной  величине  теплового
расширения  участка  турбины  между  опорной
плоскостью  лап  корпуса  и  плоскостью  опира¬
ния  клапанов  на  амортизаторы
 А=аЛкТпп  =  1,2  •  10б  -2500-540  =  16  мм.
 Сжатие  пружин  амортизаторов  обеспечи¬
вает  разгрузку  веса  каждого  клапана  на  8  кН.
 Многочисленные  ревизии  деталей  опор¬
ных  элементов  стопорного  клапана,  шаров  и
направляющей  пяты  показали,  что  шары  сми¬
наются  и  овализируются  до  5...  10  мм,  а  пята
имеет  значительную  выработку.  Это  происхо¬
дит  из-за  того,  что  опирание  происходит  не  на
три  шара,  а  на  один.  При  коэффициенте  тре¬
 ния  К  >  1  это  приводит  к  возникновению  осе¬
вой  силы,  действующей  на  корпус  ЦСД,  и  к
недорасширению,  величина  которого  опреде¬
ляется  из  выражения
 Д/  =  р“сд  /с2  =  —  =  1,6  мм,
 10
 где  С2  —  осевая  жесткость  корпуса  ЦСД  и  уча¬
стка  ЦВД  до  фикс-пункта  (С2  =  100  кН/мм).
 Новая  схема  опирания  клапана  ЦСД,
свободная  от  перечисленных  недостатков
(рис.  5.5.13,  б),  имеет  подвижную  подпружи¬
ненную  платформу,  свободно  передвигаю¬
щуюся  в  горизонтальных  направлениях,  на  ко¬
торую  опирается  корпус  клапана.  Подвиж¬
ность  платформы  достигается  благодаря  ее
подвеске  на  тягах,  имеющих  на  концах  шар¬
ниры  Гука.  Шарниры  располагаются  в  относи¬
тельно  холодной  зоне,  что  позволяет  обеспе¬
чить  их  нормальную  работу  с  использованием
смазки.
 В  этой  конструкции  корпус  клапана  че¬
рез  пружины  6,  установленные  на  место  штат¬
ных  амортизаторов,  опирается  на  подвижную
раму  7,  подвешенную  на  тягах  3  к  неподвиж¬
ным  стойкам  4,  установленным  на  фундамен¬
те,  тяги  соединены  с  рамой  и  стойкой  через
шарниры  Гука  7  и  5.  Подвижность  рамы  в  го¬
ризонтальных  направлениях  обеспечивается
зазором  около  20  мм  между  стойкой  4  и  тягой
J,  выполненной  в  виде  полой  трубы.  Регули¬
ровка  положения  рамы  по  высоте  и  предвари¬
тельное  сжатие  пружин  осуществляется  за  счет
изменения  высоты  опорных  стоек  путем  вра¬
щений  винтового  штока  2.
 Рис.  5.5.13.  Система  опирания  стопорного  клапана  ЦСД  турбины  К-300-240К:
 а  —  существующая;  б  —  новая

872
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 Несмотря  на  накопленный  опыт  по  нор¬
мализации  тепловых  расширений  многоци¬
линдровых  паровых  турбин  путем  реализации
приведенных  выше  мероприятий  и  рекоменда¬
ций,  считать  эту  проблему  окончательно  ре¬
шенной  преждевременно.
 Глава  5.6
 ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО
СОСТОЯНИЯ,  ПОЛЗУЧЕСТЬ
И  МАЛОЦИКЛОВАЯ  УСТАЛОСТЬ
ДЕТАЛЕЙ  И  УЗЛОВ
 5.6.1. 	РАСЧЕТНОЕ  ИССЛЕДОВАНИЕ
ТЕМПЕРАТУРНОГО  И  НАПРЯЖЕННОГО
СОСТОЯНИЯ
 Изучение  процессов  формирования  теп¬
лового  и  напряженно-деформированного  со¬
стояния  элементов  и  узлов  паровых  турбин  на
различных  режимах,  а  также  разработка
средств  контроля  и  управления  ими  произво¬
дятся  на  основе  как  расчетно-теоретических,
так  и  экспериментальных  методов,  а  также  их
различных  сочетаний.  В  зависимости  от  по¬
ставленных  целей  возникающие  задачи  под¬
разделяют  на  следующие  группы:
 прямые  —  определение  полей  температур,
деформаций  и  напряжений  в  заданном  элемен¬
те,  а  также  длительной  и  циклической  прочно¬
сти  при  известных  (заданных)  взаимодействиях
с  окружающими  средами  и  элементами;
 обратные  —  определение  законов  взаи¬
модействия  исследуемого  элемента  с  окру¬
жающими  телами  для  получения  в  нем  задан¬
ных  распределений  температур  и  напряжений
или  их  реконструкция  по  заданным  значениям
в  ограниченном  числе  точек.
 Прямые  задачи  наиболее  часто  встреча¬
ются  при  проведении  поверочных  расчетов  с
целью  подтверждения  работоспособности  и
прочности  конструкций  на  заданных  режимах
эксплуатации  при  проектировании  оборудова¬
ния  и  при  натурной  отработке  его  головных
образцов  в  эксплуатации.
 К  часто  встречающимся  обратным  зада¬
чам  относятся  изучение  (восстановление)  ус¬
ловий  теплового  взаимодействия  на  границах
тел  (собственно  обратные  задачи),  а  также  оп¬
тимизация  конструкций  и  режимов  их  экс¬
плуатации  для  получения  заданных  показате¬
лей  маневренности  и  надежности  (оптимиза¬
ционные  задачи).  Кроме  того,  ряд  обратных
 задач  может  быть  связан  с  определением  по
известному  (заданному)  температурному  по¬
лю,  известным  граничным  условиям  и  уравне¬
нию  процесса  неизвестных  коэффициентов
теплопереноса  (инверсные  задачи)  или  вида
уравнения  переноса  в  теле  с  известными  ко¬
эффициентами  (индуктивные  задачи).  К  этой
же  группе  задач  принадлежит  определение  на¬
чального  теплового  состояния  тела  по  имею¬
щимся  данным  о  процессе  в  более  поздние
моменты  времени  (обращенные,  или  рекур¬
сивные  задачи).
 Расчетно-теоретические  методы  исследо¬
вания  прямых  и  обратных  задач  теплового  и
термонапряженного  состояния  широко  при¬
меняются  не  только  при  проектировании  тур¬
бин  и  при  отработке  рациональных  режимов
их  пуска  и  изменения  нагрузки,  введении  раз¬
личных  режимных  и  конструктивных  усовер¬
шенствований,  но  и  при  эксплуатационном
учете  и  прогнозировании  исчерпания  ресурса
элементов  по  показателям  накопления  повре¬
ждаемости  металла  от  ползучести  и  малоцик¬
ловой  термической  усталости.
 Экспериментальные  методы  призваны
фиксировать  фактические  параметры  иссле¬
дуемых  элементов  и  узлов  на  изучаемых  режи¬
мах,  давая  наиболее  достоверную  информа¬
цию  об  их  тепловом  и  напряженном  состоя¬
нии.  Однако  осуществление  непосредствен¬
ных  измерений  температурных  полей,  напря¬
жений  и  деформаций  элементов  паровых  тур¬
бин,  особенно  для  роторной  группы  (часто  и
для  статорной),  в  зоне  наиболее  высоких  тем¬
ператур  и  давлений  чрезвычайно  затрудни¬
тельно.  Объем  штатного  и  испытательного
контроля  в  условиях  эксплуатации  остается
весьма  ограниченным.  Поэтому  значительная
роль  в  экспериментальных  исследованиях  от¬
водится  воспроизведению  изучаемых  характе¬
ристик  на  специальных  стендовых  установках,
моделирующих  конструкции  и  режимы  функ¬
ционирования  на  основе  теории  подобия.
 Задачи  исследования  таких  моделей  в  за¬
висимости  от  наличия  прототипа  могут  быть
сформулированы  как  поверочные  (подтвер¬
ждающие  работоспособность  и  надежность  объ¬
екта  применительно  к  требуемым  условиям),
оптимизационные  (свободно  синтезирующие
наилучшее  решение  для  получения  заданных
результатов)  и  проектировочные,  в  которых  со¬
четается  необходимость  использования  прототи¬
па  с  возможностью  варьирования  некоторыми
его  параметрами  для  наилучшего  приспособле¬

РАСЧЕТНОЕ  ИССЛЕДОВАНИЕ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  И  НАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  873
 ния  объекта  к  заданным  требованиям.  Специ¬
фические  особенности  методов  и  приемов  ре¬
шений  сформулированных  частных  задач  опре¬
деляются  степенью  сложности  (или  уровнем)
математической  модели  системного  объекта  в
целом  и  его  отдельных  элементов:  от  обобщен¬
ных  статистических  соотношений  и  интеграль¬
ных  феноменологических  моделей  в  сосредото¬
ченном  или  одномерно  распределенном  виде  на
верхних  уровнях  описания  до  детализированных
физических  теорий  с  большим  числом  взаимо¬
действующих  факторов  на  нижних  уровнях.
 В  отмеченных  условиях  ввиду  невозмож¬
ности  однозначного  образования  единой  целе¬
вой  функции  от  многих  показателей  качества
и,  следовательно,  невозможности  непосредст¬
венного  использования  методов  многокрите¬
риальной  оптимизации  для  формализации
процедуры  оценки  оптимальности  решения
частных  задач  по  отношению  к  глобальным
целям  целесообразно  рассматривать  условный
минимум  (или  максимум)  целевой  функции
по  одному  выделенному  доминирующему  па¬
раметру,  полагая,  что  другие  параметры  лежат
в  допустимой  области  ограничений.  Эти  огра¬
ничения  формально  могут  быть  трансформи¬
рованы  из  обратных  связей  между  частными
задачами  в  общей  структурной  схеме  объекта
и,  в  конечном  счете,  интерпретированы  как
ограничения  на  параметры  конкретных  задач.
Поскольку  число  связей,  отражающих  взаимо¬
действие  частных  задач  и  закономерностей  ра¬
бочих  процессов,  как  правило,  меньше  общего
числа  параметров  системы,  часть  из  них  могут
быть  выбраны  независимыми  и  в  пределах  на¬
ложенных  на  них  ограничений  служить  в  каче¬
стве  управляющих  параметров.  Остальные  па¬
раметры  будут  определяться  рабочими  процес¬
сами  и  характеризовать  текущее  состояние  ус¬
тановки.  Из  них  могут  быть  выделены  веду¬
щие  показатели,  предельные  значения  кото¬
рых  отражают  предельные  возможности
управления  и  устанавливаются  намеченным
выше  способом.  Число  ведущих  показателей
должно  соответствовать  числу  выделенных  до¬
минирующих  критериев  оптимизации.
 Методика  расчетных  исследований  тем¬
пературного  и  напряженного  состояния  дета¬
лей  и  узлов  паровых  турбин,  включая  поста¬
новку  различных  задач,  выбор  физико-мате¬
матических  моделей,  методов  и  средств  их  ре¬
шения,  определена  в  отраслевой  норматив¬
но-технической  документации,  разработанной
в  ЦКТИ.
 Физико-математические  модели  расчета
процессов  формирования  теплового  состояния
турбин.  В  зависимости  от  способа  описания
рассматриваемых  физических  явлений  выде¬
ляются  два  подхода  к  построению  их  расчет¬
но-теоретических  моделей:  детерминирован¬
ный  феноменологический  и  кинетико-стати¬
стический.  Для  технических  и  инженерных
приложений  современной  физики  наиболее
широко  используется  детерминированный  фе¬
номенологический  подход,  отвлеченный  от  де¬
тального  учета  кинетики  микроявлений  про¬
исходящих  физических  процессов  и  их  моле-
кулярно-атомной  природы  и  рассматриваю¬
щий  макропроцессы  переноса  произвольной
субстанции  (массы,  импульса,  момента  коли¬
чества  движения,  энергии,  энтропии)  под  дей¬
ствием  обобщенных  термодинамических  сил  в
сплошных  гипотетических  средах.  При  этом
кинетические  коэффициенты  (свойства  среды
или  материала)  определяются  эмпирическим
путем  и  полагаются  независящими  от  системы
отсчета  и  размеров  области.  Основные  поло¬
жения  такого  подхода  подтверждаются  опытом
и  детальным  рассмотрением  молекуляр¬
но-атомных  столкновений  с  кинетико-стати¬
стических  позиций.  В  сочетании  с  установлен¬
ными  принципами  симметрии  пространства  и
однородности  времени  такой  подход  приводит
к  установлению  соответствующих  законов  со¬
хранения,  на  основе  которых  формулируются
математические  модели  различных  задач  тер¬
модинамики,  теплопроводности,  гидро-,  аэро-
и  газодинамики,  теории  упругости  и  других
областей  физики  сплошных  сред.
 В  соответствии  с  учитываемыми  физиче¬
скими  особенностями  при  феноменологиче¬
ском  описании  процессов  распространения
теплоты  в  вещественной  среде  детерминиро¬
ванные  физико-математические  модели  обыч¬
но  классифицируют  следующим  образом:
 линейные,  когда  теплофизические  свойст¬
ва  полагаются  независящими  от  теплового  со¬
стояния  тела,  а  мощности  внутренних  и  гранич¬
ных  источников  и  стоков  энергии  пропорцио¬
нальны  его  температуре  или  не  зависят  от  нее;
 связанные,  когда  изменение  температуры
тела  идет  во  взаимосвязи  с  изменением  других
обобщенных  термодинамических  потенциалов
(механических  напряжений,  электрических  и
химических  потенциалов  и  т.д.)  и  переносом
сопряженных  с  ними  обобщенных  зарядов
(механических  перемещений,  электрических
зарядов,  химических  реакций  и  пр.);

874
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 сопряженные,  в  которых  учитывается  вза¬
имное  влияние  переноса  теплоты  как  в  твердом
теле,  так  и  в  окружающем  его  теплоносителе;
 динамические,  учитывающие  инерцион¬
ность  и  релаксационные  свойства  материалов
по  отношению  к  внешним  воздействиям.
 Противоположные  условия  приводят  эту
классификацию  к  ее  антиподу.
 Такое  разделение  задач,  однако,  весьма  ус¬
ловно  и  показывает  лишь  отдельные  характер¬
ные  факторы,  которые  для  паровых  турбин,  мо¬
гут  комбинироваться  в  различных  сочетаниях.
 Наиболее  общим  способом  для  получе¬
ния  исходных  соотношений  при  описании  со¬
вместного  действия  различных  термодинами¬
ческих  сил  являются  методы  термодинамики
необратимых  процессов,  позволяющие  наряду
с  математической  формулировкой  задач  вы¬
явить  основные  критерии,  характеризующие
вклад  различных  факторов  в  соответствии  с
приведенной  классификацией.
 К  числу  основных  критериев  относятся
следующие:
 мера  связанности  процессов  теплопро¬
водности  и  деформирования  в  твердом  теле
(параметр  Дюамеля—Лурье)
 с_(ЗЛ  +  2М)2р2Г0.
 (Л+3  М)су
 мера  влияния  конечной  скорости  распро¬
странения  тепла  (число  Верона)
 Ve=—;
 WqL
 мера  сопряженности  процессов  тепл  one-
реноса  в  твердом  теле  и  окружающей  среде
(число  Брюна)
 Втх  =  (XcH/te)(wcL/vy(v/a)m,
 где  Л  =  vE/(  1  +  v)(  1  -  2v),  М  =  £/2(1  +  v)  -
изотермические  коэффициенты  Ляме;  v  —  ко¬
эффициент  Пуассона;  Е  —  модуль  упругости
Юнга;  cv  —  удельная  объемная  теплоемкость;
(3  —  коэффициент  температурного  линейного
расширения;  Т0  —  абсолютная  номинальная
температура  материала;  WQ  =  ^(а/тд)  —  ско¬
рость  распространения  теплоты;  iQ  —  время
релаксации  материала;  а  —  коэффициент  тем¬
пературопроводности;  L  —  характерный  раз¬
мер  тела;  wc,  v  —  соответственно  скорость  дви¬
жения  и  кинематическая  вязкость  среды;  п,
m  —  коэффициенты,  зависящие  от  геометрии
и  режима  течения.
 При  значениях  параметра  связанности
8<  1  в  задаче  теплопроводности  можно  не  учи¬
тывать  связь  процессов  теплопроводности  и
механического  деформирования  тела.
 В  случае  резко  выраженной  нестационар-
ности  из-за  конечной  скорости  распростране¬
ния  теплоты  реакция  температурного  поля  на
внешние  возмущения  будет  характеризоваться
определенной  тепловой  инерцией  со  временем
смещения,  пропорциональным  времени  ре¬
лаксации  материала.  Для  металлических  обо¬
лочек  при  L  =  0,1...  10  м  и  с  учетом  того,  что
для  tq  ~  10-11  с,  а  скорость  wQ  =1200...  1500  м/с,
т.е.  соизмерима  со  скоростью  звука,  число  Ве¬
рона  Ve  =  10-2...Ю-3  «  1.
 Анализ  критериев  показывает,  что  для
обычно  применяемых  в  паровых  турбинах  ма¬
териалов,  параметров  рабочего  тела  и  многих
случаев  условий  теплообмена  допустима  не¬
связанная  формулировка  задач  нестационар¬
ной  теплопроводности  и  квазистатической
термопрочности,  когда  поля  температур  в
твердом  теле  при  нестационарном  теплообме¬
не  с  рабочей  средой  на  границе  определяют
возникающие  в  каждый  момент  времени  теп¬
ловые  напряжения  и  не  зависят  от  поля  де¬
формаций  тела;  время  при  определении  на¬
пряженного  состояния  играет  роль  параметра.
Исключением  являются  случаи  резко  выра¬
женных  динамических  режимов  с  большими
термическими  возмущениями,  как,  например,
заброс  воды  в  работающую  горячую  турбину.
 Самостоятельные  части  задачи  при  не¬
связанной  постановке  могут  быть  описаны,
например,  дифференциальными  краевыми  мо¬
делями  математической  физики.
 Так,  при  больших  скоростях  распростране¬
ния  теплоты,  характерных  для  условий  паровых
турбин,  в  рамках  гипотезы  Био—Фурье  для  теп¬
лового  потока  в  теле  (q  =  —  Agrad  t)  и  обобщен¬
ной  гипотезы  Ньютона—Рихмана  для  теплового
потока  на  границе  тела  (#|г  =  qrf”  —  \|#*)  общая
математическая  модель  пространственно-вре¬
менного  формирования  температурных  полей  в
твердом  теле  имеет  вид  следующей  краевой  за¬
дачи:
 div  (Agrad  t)  +  IQ  =  Э(рс/)/Эт;  (5.6.1)
 (X  dt/dh  +  \|//")|г  =  cp  tc\  (5.6.2)
 /|т=о  =  t0, 	(5.6.3)
 где  X,  с,  р  —  теплофизические  характеристики
материала;  h  —  внешняя  нормаль  к  границе
тела  Г;  IQ  —  объемная  плотность  внутренних

РАСЧЕТНОЕ  ИССЛЕДОВАНИЕ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  И  НАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  875
 источников;  индекс  «с»  в  (5.6.2)  относится  к
омывающей  среде.
 Для  установившихся  (стационарных)  со¬
стояний  Э(рс/)/Эт  =  0,  дифференциальное
уравнение  теплопроводности  Фурье-Кирхго-
фа  (5.6.1)  в  частных  производных  второго  по¬
рядка  параболического  типа  переходит  в  урав¬
нение  Лапласа-Пуассона,  относящееся  уже  к
эллиптическому  типу:
 div  (Agrad  t)  +  IQ  =  0, 	(5.6.4)
 с  сохранением  граничных  условий  (5.6.2).
 Начальное  условие  (5.6.3)  в  этом  случае
теряет  смысл.
 Из  обобщенной  формы  граничного  усло¬
вия  (5.6.2)  путем  подбора  коэффициентов  %,
у,  ф  и  показателей  степени  п,  к  можно  полу¬
чить  соответствующие  граничные  условия
обычного  вида  I,  II,  III  родов  для  конвектив¬
ного  ньютоновского  теплообмена  между  телом
и  движущейся  средой,  в  том  числе  при  фазо¬
вых  переходах,  а  также  граничные  условия  те¬
плопередачи  радиацией  по  Стефану-Больцма¬
ну  между  удаленными  друг  от  друга  телами.
Соответственно,  эти  граничные  условия  име¬
ют  следующий  вид:
 *1г  =
q\T  =  —  X(dt/dh)\r;
 -X(dt/dh)\T  =  a(t  -  tc);  (5.6.5)
 -X(dt/dh)\r  =  a0(T4  -  Tc4). 	(5.6.6)
 Необходимо  отметить  принципиальную
возможность  предельных  переходов  разных
видов  граничных  условий  друг  в  друга  и  со¬
вместного  действия  некоторых  из  них.
 В  случае  конечной  скорости  распростра¬
нения  теплоты  при  Ye  >  1
 q  =  -Agrad  1  —  tq  dq/dт
 (5.6.7)
 процесс  теплопроводности  в  теле  принимает
волновой  характер,  описываемый  дифферен¬
циальным  уравнением  параболического  типа:
 div  (X  grad  t)  +  IQ  =  pс  (Э//Эт  +  xQ  Э2#/Эт2).
 (5.6.8)
 Применение  обобщенного  уравнения
Фурье-Кирхгофа  (5.6.8)  дает  заметные  резуль¬
таты  в  условиях  течения  газа  со  сверхзвуковы¬
ми  скоростями,  особенно  при  разряжении,  что
связано,  например,  с  решением  теплообмен¬
ных  задач  в  последних  ступенях  паровых  и  га¬
 зовых  турбин  для  стационарной  энергетики,  а
также  в  реактивной  авиации  и  ракетной  тех¬
нике.
 Конкретный  вид  дифференциальных
операторов  в  уравнениях  (5.6.1)—(5.6.8)  зави¬
сит  от  используемой  системы  координат.  Вы¬
бор  системы  координат  имеет  принципиаль¬
ное  значение,  особенно  для  задач  с  симметри¬
ей,  поскольку  от  этого  зависит  число  перемен¬
ных  в  уравнении,  процесс  решения  и  вид  по¬
лучаемых  функциональных  зависимостей.
 Так,  применительно  к  расчетным  иссле¬
дованиям  температурных  полей  в  роторах  па¬
ровых  турбин,  в  том  числе  охлаждаемых,  с
большой  степенью  точности  можно  полагать,
что  распределение  температур  в  металле  ос¬
новных  зон  вала  и  дисков  носит  осесиммет¬
ричный  характер.  Соответственно,  наиболее
удобно  при  этом  использовать  цилиндриче¬
скую  систему  координат  /*,  z,  для  которой  в
случае  постоянства  теплофизических  характе¬
ристик  материала
 div(A,grad/)  =  X
 dt.  d2t
г—)  +  —-
dr  dz
 (5.6.9)
 Во  многих  случаях  с  целью  сокращения
общего  количества  входных  и  выходных  пара¬
метров  задачи  и  обобщения  получаемых  ре¬
зультатов  оказывается  удобным  представить
уравнения  (5.61)—(5.6.9)  в  относительных  ве¬
личинах:
 температур
 0 	=  (/  -  tc)/(tc  -  /0)
и  координат
 5  =  х/Я
 Для  этого  вводят  безразмерные  числа  и
критерии  Био,  Фурье,  Померанцева,  Кирпиче-
ва  и  др.:
 Bi  =  O.R/X,  Fo  =  ai/R2,  Ро  =  IQR2/X(t  -  tc),
 Ki  =  q\TR/(Xc(t-tc).  (5.6.10)
 Переход  к  безразмерной  форме  осущест¬
вляется  с  помощью  обычных  методов  теории
размерности  и  подобия.
 Принципиальным  моментом  несопря¬
женной  формулировки  задач  теплопереноса
 (5.6.1)—(5.6.10)  является  правильное  задание
условий  взаимодействия  тела  с  теплоносите¬
лем  на  его  границах.  Это  требует  отдельного
расчета  динамики  потока  рабочей  среды  либо

876
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 на  основе  численно-аналитических  методов
теории  пограничного  слоя,  либо  по  обобщен¬
ным  критериальным  зависимостям  вида:
 Nu  =  Л  Re"  Pr"'  C/(t/tc)', 	(5.6.11)
 где  Nu  =  olR/X  —  критерий  Нуссельта;  Re  =
=  wcR/v  —  критерий  Рейнольдса;  Рг  =  v/я  —
критерий  Прандтля;  Gr  =  pi?3A//v2  —  критерий
Грасгофа;  v  —  кинематическая  вязкость  омы¬
вающей  среды;  (3  —  коэффициент  объемного
расширения;  А,  п,  т,  к,  I  —  коэффициенты,  за¬
висящие  от  геометрии  и  режима  течения.
 Зависимости  вида  (5.6.11)  находятся,  как
правило,  в  результате  обобщения  данных  теп-
лофизических  экспериментов,  проводимых  на
специальных  стендах  с  помощью  методов  тео¬
рии  подобия  и  размерности,  которые  приме¬
нительно  к  условиям  паровых  турбин  подроб¬
но  представлены  в  нормативно-технической
документации.
 В  случае  существенного  влияния  тепло¬
вого  состояния  тела  на  процессы  во  внешней
среде,  например  на  режимах  с  малыми  объем¬
ными  пропусками  теплоносителя  или  при  из¬
менении  агрегатного  состояния  (фазовых  пе¬
реходах),  задача  теплообмена  должна  рассмат¬
риваться  как  сопряженная.
 Решение  таких  задач  связано  с  преодо¬
лением  принципиальных  математических
трудностей,  поскольку  приходится  решать
систему  разнотипных  уравнений  в  частных
производных,  учитывающих  взаимное  влия¬
ние  совместного  распространения  теплоты  в
твердом  теле  и  в  омывающей  его  среде,  вме¬
сте  с  уравнениями  движения,  сплошности  и
состояния  среды  при  соответствующих  крае¬
вых  условиях,  ибо  в  уравнение  потока  тепло¬
вой  энергии  теплоносителя  входят  и  эти  ха¬
рактеристики:
 q  =  -Agrad/  +  рcwc  i  +  a^J4  —  Гс4),  (5.6.12)
 где  wc  —  локальная  скорость  теплоносителя;
i  =  jcpdt  +  J(di/dp)dp  —  удельная  энтальпия;
 х 	р
 о*  —  приведенный  коэффициент  лучеиспуска¬
ния.
 Наиболее  рациональным  подходом  к  ре¬
шению  таких  сопряженных  задач,  как  и  задач
для  контактирующих  твердых  тел,  является
введение  на  границе  сопряжения  неизвестной
функции  с  локальными  значениями  темпера¬
туры  или  теплового  потока  (граничных  усло¬
вий  IV  рода,  которые  в  общем  случае  учитыва¬
ют  термическое  сопротивление  и  мощность
 внутренних  превращений  на  поверхности  кон¬
такта,  например,  фазовых):
 ''='|г-т(!)г; 	<5-б,3)
 (5-614)
 Из  соотношений  (5.6.13)  и  (5.6.14)  выте¬
кает  критерий  сопряженности  (число  Брюна),
локальная  и  средняя  величины  которого  вдоль
границы  теплообмена  следующие:
 Втх  =  (^tfAx)Re'W”;
 <Вг>  =  2(A,c#/AZ)Re'JPrw,
 где  Н  —  толщина  стенки;  L  —  длина  границы.
 При  малых  значениях  числа  Брюна
(Вг  <  Вг^)  задача  конвективного  теплообмена
может  решаться  традиционным  путем,  без  уче¬
та  сопряжения  с  температурным  полем  в  омы¬
ваемом  твердом  теле.  Величину  Вг^  можно
оценить  экспериментально  на  основе  аналити¬
ческих  решений,  например,  исходя  из  прибли¬
женного  соотношения
 (А0)я  =  Аг\Н/х)(кс  A)Re"  Pr"7,
 где  А0  —  необходимая  относительная  точность
расчета;  е'  —  поправочный  множитель  на  иска¬
жение  профиля  температур  по  толщине  стенки.
 В  случае,  когда
 Brx/[2Re"  Рг"'(Я/1)0'5]  >>  1
 задача  теплообмена  решается  как  сопряженная.
 При  больших  скоростях  потока,  когда  от¬
ношение  скорости  течения  среды  к  скорости
звука  в  ней  (число  М)  М  =  wc/w3B  >  0,2,  необ¬
ходимо  учитывать  самосопряженность  задачи,
т.е.  связь  гидродинамических  процессов  и  теп¬
лообмена  при  взаимном  преобразовании  внут¬
ренней  и  кинетической  энергии  потока  на  ос¬
нове  первого  закона  термодинамики
 (/  +  w2/2),  -  (i  +  w2/2)jj  =  q/G,
где  q,  G  —  соответственно  тепловой  поток  и
расход  теплоносителя  на  участке  между  произ¬
вольными  сечениями  I  и  II  потока.
 В  случае  полного  адиабатического  тормо¬
жения  (q  =  0,  wn  =  0)  для  термодинамически
идеальных  газов  (/  =  срТ),  температура  затор¬
моженного  потока  считается  равной
 т0  =  т  +  (w2/2cp)  =  Т[  1  +  М2(к  -  1)/2],
 где  М  —  число  Маха;  к  =  ср/су  —  показатель
адиабаты.

РАСЧЕТНОЕ  ИССЛЕДОВАНИЕ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  И  НАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  877
 Для  учета  реальных  условий  эффекта
торможения  потока  в  пограничном  слое,  вы¬
зывающего  повышение  его  температуры,  ис¬
пользуется  коэффициент  восстановления
 Т0  =  Т  +  r(w2c/cp),
 где  г  =/(Рг,  Re,  М,  к)  ~  Рг0,3-0,5  —  коэффици-
ент  восстановления.
 Рассмотренные  постановки  относятся  к
прямым  задачам,  так  как  их  решение  находит¬
ся  по  известным  математическим  моделям
процесса  при  заданных  условиях  однозначно¬
сти,  отражающих  геометрические  характери¬
стики  расчетной  области,  физические  свойст¬
ва  материалов,  начальное  состояние  и  законы
взаимодействия  с  окружающими  телами.  Их
задание  осуществляется  на  основе  имеющихся
конструкторских  и  расчетных  разработок  про¬
екта,  справочных  или  паспортных  данных  по
свойствам  применяемых  материалов,  рабочих
тел  и  вторичных  сред,  натурных  или  модель¬
ных  сведений  о  закономерностях  теплообмена
между  взаимодействующими  элементами  и
средами.
 В  связи  с  поиском  наилучшего  решения
весьма  важны  задачи  оптимизации  конструк¬
ций  и  режимов  эксплуатации  (по  заданному
закону  распределения  температур  или  другим
требуемым  характеристикам  температурного
состояния  элементов)  при  соблюдении  техно¬
логических  ограничений,  накладываемых  на
управляющие  воздействия.  Эти  задачи  в  опре¬
деленной  мере  сближаются  с  обширным  клас¬
сом  более  общих  обратных  задач.  Они  возни¬
кают  при  получении  новых  сведений  о  тепло¬
обмене  и  при  совершенствовании  методик
расчета  температурных  полей  по  некоторым
натурным  данным  о  тепловом  состоянии  кон¬
структивных  элементов  и  по  параметрам  сре¬
ды  как  путем  уточнения  отдельных  параметров
модели,  в  частности  граничных  условий
(внешние  обратные  задачи),  коэффициентов
переноса  (внутренние  задачи),  начального  со¬
стояния  (обращенные,  или  рекурсивные  об¬
ратные  задачи),  так  и  при  более  широкой
идентификации  моделей  теплового  состояния
при  построении  ее  структуры  в  целом  (индук¬
тивные  обратные  задачи,  возникающие  в  свя¬
зи  с  разработкой  систем  автоматизированного
контроля,  диагностики  и  управления).  Отли¬
чительными  особенностями  постановки  задач
оптимального  управления  системами  типа
 (5.6.1)—(5.6.3)  являются  целенаправленное
разделение  переменных  на  управляющие  (на¬
 пример,  температура  теплоносителя)  и  зависи¬
мые  (например,  температура  тела),  дополни¬
тельная  формулировка  целей  и  показателей
качества  управления  (например,  отыскание
температурных  режимов  наискорейшего  на¬
грева  тела  при  заданных  ограничениях  общего
уровня,  градиентов  и  перепадов  температур  в
теле,  температурных  напряжений  либо  расши¬
рений  и  др.,  предельные  значения  которых
должны  отражать  предельные  возможности
управления),  а  также  формулировка  техноло¬
гических  ограничений  на  управление  (напри¬
мер,  допустимых  пределов  температуры  среды
либо  скорости  ее  изменения).
 Физико-математические  модели  расчета
процессов  формирования  напряженного  состоя¬
ния  турбин.  Модели  расчета  термонаряженного
и  деформированного  состояния  деталей  и  уз¬
лов  паровых  турбин  тесно  связаны  с  характе¬
ром  распределения  температур  и  поведения
металла  при  действии  температурных  нагру¬
зок.  Так,  для  защемленных  тел  простой  формы
с  одномерным  температурным  полем  номи¬
нальные  значения  термических  напряжений
определяются  в  соответствии  с  аналитически¬
ми  решениями  теории  упругости:
 где  t  =  —  J  tdF  —  среднеинтегральная  темпера-
 F  F
 тура  элемента;  t  —  локальная  температура  эле¬
мента;  (3,  Е  —  прочностные  характеристики
материала  при  температуре  7.
 Свободные  температурные  расширения
тела  в  определенном  направлении  находятся
по  формулам  типа
 Д1  =  А|Р  (t-t0)dV,
 V  у
 где  L  —  длина  тела  в  заданном  направлении;
V  —  объем  тела;  /0  —  начальная  температура.
 В  телах  сложной  формы  с  двумерными  и
трехмерными  температурными  полями,  произ¬
вольными  силовыми  нагрузками  и  произволь¬
ными  механическими  условиями  на  границах
расчет  напряжений  и  деформаций  произво¬
дится  по  более  сложным  методиками  числен¬
ного  решения  плоской,  осесиметричной  или
пространственной  задачи  термопрочности  как
в  упругой  зоне,  так  и  с  учетом  пластичности  и
ползучести  материала.  Требования  к  этим  ме¬
тодикам  приведены  в  нормативно-техниче¬
ской  документации.

878
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 Значения  допустимых  термических  на¬
пряжений  для  обеспечения  требуемой  долго¬
вечности  и  заданного  количества  пусков  из
различных  тепловых  состояний  определяются
из  условия  ограниченности  суммарного  нако¬
пления  относительной  повреждаемости  П  в
материале  элемента:
 П  [у  dx)
 Расчет  проводится  по  нормативным  ме¬
тодикам  на  длительную  прочность,  малоцик¬
ловую  усталость,  в  соответствии  с  данными  по
скорости  распространения  трещин,  получен¬
ными  из  опыта  эксплуатации  и  испытаний  об¬
разцов  и  моделей  на  специальных  стендах  и
установках.
 Ввиду  отсутствия  в  настоящее  время  од¬
нозначного  физического  толкования  парамет¬
ра  повреждаемости  П  при  расчетах  используют
различные  феноменологические  гипотезы  о
характере  скорости  накопления  dll/dx  и  кри¬
тического  значения  повреждаемости  П  .
 В  наиболее  распространенной  гипотезе
необратимой  линейной  повреждаемости  пола¬
гается  dll/dx  =  Да),  что  приводит  к  правилу
линейного  суммирования  относительной  по¬
вреждаемости,  т.е.  к  возможности  разделения
отдельных  составляющих  и  использования
физически  ненаблюдаемых  параметров:
 D=T^l
 [АП,  Г14
 ■+  Izr+  Itt--1,  (5-6Л5)
 j
 где  N,  е,  т,  [N],  [г],  [т]  —  заданные  и  допускае¬
мые  характеристики  режима:  число  пусков  N,
деформации  г,  время  работы  т  в  условиях  пол¬
зучести  и  др.
 Правило  линейного  суммирования
 (5.6.15) 	оправдывается  наиболее  близко  в  тех
случаях,  когда  отсутствуют  явления  наклепа  и
необратимых  фазовых  превращений,  что
обычно  соответствует  условиям  эксплуатации
твердых  закаленных  сталей  энергетического
машиностроения.  Назначение  допускаемых
напряжений  и  ресурсов  производится  по  нор¬
мативным  сопротивлениям  материала  с  введе¬
нием  коэффициентов  запаса:
 n  =  R/[R],
 (5.6.16)
 где  R,  [R]  —  соответственно  нормативное  и
допускаемое  сопротивление  материала;  п  —
коэффициент  запаса.
 В  качестве  нормативных  сопротивлений
R  используются  пределы  длительной  прочно¬
сти,  текучести,  выносливости,  малоцикловой
усталости,  ползучести  и  др.  В  соответствую¬
щих  коэффициентах  запаса  п  учитываются
статистический  разброс  прочностных  характе¬
ристик  материала,  масштабные  факторы,  осо¬
бенности  изготовления  и  действительные  ус¬
ловия  работы  элементов,  которые  непосредст¬
венно  не  отражены  в  расчетных  схемах,  собст¬
венная  погрешность  расчетных  методов,  зна¬
чимость  последствий  наступления  предельных
состояний  и  др.  Значения  R  и  п  нормированы.
 При  использовании  критериев  типа
 (5.6.16) 	в  расчетных  условиях,  связывающих
прочность  и  долговечность  конструкции  при
сложном  напряженно-деформированном  со¬
стоянии  с  механическими  свойствами  экспе¬
риментально  исследованных  одноосно  нагру¬
женных  образцов  материала,  соответствие  ме¬
жду  различными  видами  напряженного  со¬
стояния  устанавливается  на  основе  перехода  к
эквивалентным  (приведенным)  напряжениям.
Формулы  для  их  расчета  определяются  приня¬
тыми  критериями  (гипотезами)  прочности.
 Все  рассмотренные  задачи  могут  быть
сформулированы  также  в  интегральном,  ин-
тегродифференциальном,  вариационном  и
других  видах,  что  позволяет  применять  до¬
вольно  богатый  арсенал  средств  и  методов  для
их  решения.
 Методы  и  средства  решения  краевых  задач.
В  зависимости  от  принятой  математической
модели,  особенностей  взаимодействия  с  окру¬
жающими  средами,  целей  и  требуемой  точно¬
сти  расчета,  решение  поставленных  задач  мо¬
жет  быть  получено  различными  нормативными
методами,  в  том  числе  аналитическими,  чис¬
ленными  и  аналоговыми,  а  также  их  различны¬
ми  сочетаниями  (рис.  5.6.1  и  5.6.2).
 Следует  отметить,  что  основным  досто¬
инством  аналитических  методов  является  по¬
строение  решения  в  явном  виде  функциональ¬
ных  аналитических  зависимостей,  которые  по¬
зволяют  оценивать  влияние  на  температурное
поле  различных  факторов.  Однако  это  воз¬
можно  лишь  для  узкого  класса  тел  классиче¬
ской  формы  в  тех  случаях,  когда  зависимости
в  краевых  условиях  имеют  простейший  вид.
Важными  функциями  аналитических  решений
являются  контроль  и  проверка  остальных  ме¬
тодов,  в  первую  очередь  численных  и  аналого¬
вых,  для  получения  предельных  оценок  конст¬
руктивных  и  режимных  решений,  а  также  для

РАСЧЕТНОЕ  ИССЛЕДОВАНИЕ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  И  НАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  879
 обеспечения  эксплуатационного  контроля  и
управления.  При  этом  значительно  упрощают¬
ся  геометрическая  форма  тела  и  характер  теп¬
лообмена  с  приближением  к  классическим
случаям,  уменьшается  размерность  задачи  (пу¬
тем  подходящего  выбора  системы  координат  и
широкого  использования  принципов  симмет¬
рии),  рассматриваются  осредненные  зависи¬
мости,  автономная  оптимизации  управления  и
т.д.  Учет  конструктивных  особенностей  объек¬
та  и  различного  рода  нелинейностей  в  процес¬
сах  переноса  энергии,  как  в  самом  теле,  так  и
при  взаимодействии  его  с  окружающей  сре¬
дой,  например  для  детального  анализа  слож¬
ных  конструкций  энергетического  оборудова¬
ния  и  режимов  его  эксплуатации  при  наличии
многосвязного  управления,  как  правило,  при¬
водит  к  непреодолимым  аналитическим  путем
математическим  трудностям.  Эти  трудности  в
значительной  степени  обходятся  при  примене¬
нии  аналоговых  и  численных  методов.
 С  помощью  аналоговых  методов,  весьма
популярных  в  60—70-х  годах,  сформулирован¬
ная  краевая  задача  определенным  способом
соотносится  с  аналогичной  (изоморфичной)
задачей  теории  переноса  на  более  удобной
специально  создаваемой  для  этой  цели  модели
другой  физической  природы  (электрической,
гидравлической,  оптической),  описываемой
теми  же  уравнениями.
 С  помощью  численных  методов  и  про¬
граммных  пакетов,  интенсивно  развивающих¬
ся  в  настоящее  время  на  современных  мощ¬
ных  средствах  вычислительной  техники,  ис¬
ходная  краевая  задача  различными  способами
аппроксимируется  дискретной  моделью,  как
правило,  в  виде  алгебраических  соотношений,
из  которых  затем  находятся  числовые  значе¬
ния  искомых  величин.
 Основные  положения  этих  наиболее  раз¬
витых  численных  методов,  таких  как  конеч¬
ных  разностей,  МКЭ,  аппроксимирующих
функций,  численных  потенциалов,  вариаци¬
онно-разностный,  вероятностный  случайных
блужданий  (метод  Монте-Карло),  оптималь¬
ной  динамической  фильтрации  (фильтров
Калмана)  и  др.,  совместно  с  анализом  специ¬
фических  вопросов  дискретизации  задач,  ус¬
ловий  сходимости  и  устойчивости,  находящих
применение  в  практике  инженерных  расчетов,
нормированы  и  широко  освещены.  Ввиду  зна¬
чительного  объема  необходимых  вычислений
при  использовании  численных  методов  их
практическая  реализация  требует  применения
 мощной  вычислительной  техники  и  соответст¬
вующих  программных  средств.
 К  числу  современных  программных  паке¬
тов,  хорошо  апробированных  и  освоенных  для
детальных  исследований  конструкций  и  режи¬
мов  эксплуатации  паровых  турбин,  относятся
программы  конечно-элементного  анализа,  на¬
пример,  отечественные  POLYFEM,  2DDev,  за¬
рубежные  ANSYS,  COSMOSM  и  др.  Эти  про¬
граммы  позволяют  выполнять  решение  задач
теплопередачи  для  одно-,  двух-  и  трехмерных
моделей  объектов,  а  также  линейный  и  нели¬
нейный  статический  и  динамический  анализ.
 В  целом  используемые  методы  и  средства
позволяют  решить  как  линейную,  так  и  нели¬
нейную  задачи  теплопроводности  и  термо¬
прочности  в  одно-,  двух-  и  трехмерных  объек¬
тах  при  заданных  зависимостях  теплофизиче¬
ских  и  прочностных  характеристик  от  темпе¬
ратуры  для  изотропных,  анизотропных  и  гео¬
метрически  неоднородных,  в  том  числе  и  со¬
ставных  тел.  Кроме  третьей  краевой  задачи,
имеется  возможность  решать  первую  и  вторую
краевую  задачи,  а  также  задачи  с  наклонной
производной  к  границе  тела.
 Для  учета  специфики  температурной  за¬
дачи  и  конструктивных  особенностей  объекта
в  общем  случае  используется  неравномерная
расчетная  сетка  с  переменной  густотой  линий.
На  сторонах  заключающего  расчетную  область
прямоугольника  вводится  координатная  сис¬
тема.  Расчетная  область  описывается  коорди¬
натами  назначаемых  на  ее  контуре  базовых  то¬
чек  (вершин),  которые  в  дальнейшем  исполь¬
зуются  также  и  для  задания  граничных  усло¬
вий  теплообмена.
 На  основе  данных  по  числу  разбиений
или  величинам  шагов  (для  неравномерных  се¬
ток)  вдоль  координатных  осей,  а  также  данных
по  геометрии  и  теплообмену  базовых  точек,  для
заданной  области  по  программам  ЭВМ  строит¬
ся  расчетная  сетка  и  многоугольники,  аппрок¬
симирующие  геометрическую  форму  объекта  и
условия  теплообмена  на  его  границе.
 Для  тех  случаев,  когда  граничные  условия
переменны  во  времени,  соответствующие  ко¬
эффициенты  задаются  для  базовых  точек  в  от¬
дельные  характерные  моменты  времени  соглас¬
но  заданным  режимам  эксплуатации,  и  по  про¬
граммам  ЭВМ  дополнительно  к  пространст¬
венной  интерполяции  граничных  условий  меж¬
ду  базовыми  точками  вводится  временная  ин¬
терполяция  граничных  условий  между  задан¬
ными  моментами  времени.  Число  узлов  рас-

880
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 5.6.1.  Классификация  методов  решения  краевых  задач  и  аналитические  методы  их  решения

РАСЧЕТНОЕ  ИССЛЕДОВАНИЕ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  И  НАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  881
 vj  <D
О  Ь
РГ  О
 В®'?
h  S  I
 ёи
 Й  3
2  с
Й  й
S  s
 иэинйЛкАид  шчнивь/Спэ
шчньгеесхЗиэяиф  3
 (  dtr  И  К1ШИЭ£
 сВН01СИЧН)
 '  ЭННН0И1ТВЙЭ1И
 энннэтьАкА
и  sruLoodn
 Рис.  5.6.2.  Численные  методы  решения  краевых  задач

882
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 четной  сетки  может  достигать  10  тыс.  и  более  и
ограничивается  возможностями  ЭВМ,  но  это
позволяет  рассчитывать  роторы  высокого,
среднего  и  низкого  давления  турбин  целиком.
Число  базовых  точек  и  характерных  моментов
времени  ограничивается  лишь  требованиями
разумной  точности  и  желанием  свести  к  мини¬
муму  объем  вводимой  информации.
 Назначение  граничных  условий  теплооб¬
мена  для  исследуемых  режимов  производится
на  основе  тепловых  расчетов  происходящих
процессов  и  критериальных  уравнений  тепло¬
обмена  с  учетом  отмеченных  выше  характер¬
ных  особенностей  физических  явлений.  Для
задания  начальных  условий  в  температурной
задаче  и  термических  нагрузок  при  расчете  на¬
пряжений  используется  в  необходимых  случа¬
ях  метод  непосредственного  их  задания  (на¬
пример,  по  экспериментальным  и  расчетным
данным)  или  разработанные  связи  между  от¬
дельными  программами  и  промежуточными
результатами  расчетов.
 Расчет  напряженно-деформированного
состояния  в  рамках  единого  вычислительного
комплекса  проводится  на  основе  МКЭ  по
большинству  указанных  выше  программ.  Схема
позволяет  рассчитывать  объекты  с  учетом  воз¬
можного  смещения  в  пространстве  как  жестко¬
го  целого.  Неизвестными  функциями  являются
перемещения  вершин  конечных  элементов  уз¬
лов  сетки,  перемещения  в  пределах  одного  эле¬
мента  аппроксимируются  по  полилинейному
закону.  Система  сеточных  уравнений,  постро¬
енных  на  неравномерной  расчетной  сетке  с  пе¬
ременной  густотой  линий  и  произвольной  кон¬
фигурацией  четырехугольных  или  треугольных
ячеек,  решается  методом  Гаусса  или  другим  по
выбору  методом  с  учетом  симметрии  и  ленточ¬
ной  структуры  матриц.  Предусмотрено  исполь¬
зование  результатов  расчета  температурных  по¬
лей  для  задания  термических  нагрузок.
 Основные  источники  погрешностей  расче¬
тов  и  особенности  задания  условий  однозначно¬
сти.  Основные  источники  погрешности  при
расчетном  определении  температурных  полей
и  напряжений  можно  разделить  на  следующие
группы:
 постановки  задачи  и  принятой  физи-
ко-математической  модели  процесса;
 идентификации  параметров  модели;
 методов  и  средств  решения  уравнений
модели.
 Погрешности  постановки  задачи  и  физи¬
ко-математической  модели  процесса  являются
 основополагающими,  поскольку  именно  эти
наименее  формализуемые  этапы  в  наибольшей
степени  определяют  точность  решения.  Апри¬
орная  оценка  погрешностей  этой  группы
крайне  затруднена,  а  часто  невозможна,  и
обычно  базируется  на  накопленном  опыте  и
интуиции  исследователя.  Разработанные  нор¬
мативные  рекомендации  отражают  авторский
опыт  применительно  к  типовым  условиям  па¬
ровых  турбин,  однако  необходимо  отметить,
что  при  существенных  отличиях  конструкций
и  материалов,  параметров  рабочего  тела,  а  так¬
же  условий  эксплуатации  от  рассмотренных
формальное  применение  приведенных  указа¬
ний  может  привести  к  значительным  ошиб¬
кам.  Для  выявления  этих  ошибок,  как  прави¬
ло,  требуется  всесторонняя  комплексная  про¬
верка  расчетной  модели  и  экспериментальных
материалов,  на  основе  которых  такая  проверка
обычно  производится.
 Погрешности  идентификации  парамет¬
ров  модели  для  краевых  задач  определяют  по¬
грешности  задания  условий  однозначности:
 геометрических  параметров  расчетной
области;
 теплофизических  свойств  применяемых
материалов;
 начальных  условий,  т.е.  исходного  рас¬
пределения  температур,
 граничных  условий,  которые  для  III  рода
складываются  из  погрешностей  определения
температур  сред  и  коэффициентов  теплоот¬
дачи.
 Погрешности  задания  геометрических
параметров  расчетной  области  обычно  носят
систематический  характер  и  обусловлены  тем,
насколько  упрощена  форма  и  искажены  гра¬
ницы  исследуемого  объекта  при  постановке
задачи  и  в  процессе  ее  решения  в  зависимости
от  используемых  методов  и  средств  идентифи¬
кации  модели.  Принципиальная  возможность
искажения  реальных  очертаний  объекта  опре¬
деляется  требованиями  адекватного  математи¬
ческого  описания  процесса  на  принятом  уров¬
не  точности,  в  зависимости  от  которого  часто
можно  пренебречь  локальными  изменениями
температурных  полей  вблизи  деформирован¬
ной  границы  при  неизменной  величине  обще¬
го  теплового  потока  (принцип  стабильности
теплового  потока).
 Оценка  влияния  погрешностей  задания
теплофизических  характеристик  на  точность
решения  прямых  задач  и  рекомендаций  для  их
назначения  в  зависимости  от  метода  решения

РАСЧЕТЫ  ГИДРАВЛИКИ  СИСТЕМЫ  ОХЛАЖДЕНИЯ
 883
 задачи  показывает,  что  в  обычных  условиях
теплообмена  в  паровых  турбинах  задание
среднеинтегральных  (по  рабочему  диапазону
температур)  величин  теплофизических  харак¬
теристик  материалов  для  линейной  температу¬
рой  задачи  не  приводит  к  величине  погрешно¬
сти  больше  2...4%,  если  их  изменение  в  рабо¬
чем  диапазоне  температуры  составляет  менее
30%.  В  том  случае,  когда  они  отличаются  от
средних  значений  более  чем  на  ±15%,  можно
решить  линейную  задачу  с  использованием  ус¬
редняющих  модифицированных  функций
Кирхгофа  и  Гудмана  при  соответствующим
образом  измененных  краевых  условиях.  Полу¬
ченные  результаты  решения  необходимо  пере¬
считать  с  помощью  обратного  преобразова¬
ния.  Такой  способ  обеспечивает  приемлемую
точность  расчета  температурных  полей  для
большинства  энергомашиностроительных  ста¬
лей.  Однако  в  некоторых  случаях  в  связи  с  не¬
обходимостью  повышения  точности  расчетов
следует  более  полно  учитывать  нелинейности
этого  рода.
 Задание  начальных  условий,  как  правило,
не  представляет  самостоятельной  проблемы,
поскольку  при  отсутствии  опытных  данных  оно
может  быть  сведено  к  расчету  предшествующих
режимов.  Анализ  влияния  неточности  в  зада¬
нии  начальных  условий  на  погрешность  расче¬
та  температурных  полей  показывает,  что  это
влияние  в  максимальной  степени  проявляется
в  начале  нестационарного  режима  (погреш¬
ность  расчета  равна  погрешности  задания  на¬
чальной  температуры),  а  к  концу  процесса  свя¬
занная  с  этим  фактором  погрешность  расчета
стремится  к  нулю  по  экспоненциальному  зако¬
ну  и  конечное  стационарное  состояние  не  за¬
висит  от  начальных  условий.
 Одной  из  основных  проблем  расчет-
но-теоретических  исследований  температур¬
ных  полей  являются  граничные  условия,  дос¬
товерность  которых  определяет  точность  полу¬
чаемых  результатов.  Базой  для  их  назначения
служат  характерные  особенности  физических
явлений,  происходящих  на  поверхностях  ис¬
следуемого  тела  при  его  взаимодействии  с  ок¬
ружающими  теплоносителями,  прежде  всего,  с
рабочими  и  вторичными  средами.  Существен¬
ные  отклонения  от  типовых  условий,  рассмот¬
ренных  в  [2],  может  потребовать  их  экспери¬
ментальной  проверки  и  уточнения  на  специ¬
альных  стендах.
 Применительно  к  условиям  проектирова¬
ния  паровых  турбин  с  типовыми  технически¬
 ми  решениями,  разработанные  нормативные
методики  обеспечивают  суммарную  погреш¬
ность  расчетов  температурных  полей  роторов
и  корпусов  не  более  1  %  для  стационарных  но¬
минальных  режимов  и  2...4%  для  переменных
нестационарных  режимов,  что  в  целом  удовле¬
творяет  требованиям  расчетов  на  статическую
длительную  прочность,  ползучесть  и  малоцик¬
ловую  термическую  усталость.  Это  подтвер¬
ждается  выполенными  расчетно-эксперимен¬
тальными  исследованиями  и  накопленным
опытом  эксплуатации  паротурбинных  устано¬
вок,  в  том  числе  специальными  испытаниями
головных  образцов  турбин  мощностью
 200...800  МВт,  оснащенных  системами  прину¬
дительного  охлаждения  роторов  [11,  53].
 5.6.2. 	РАСЧЕТЫ  ГИДРАВЛИКИ
СИСТЕМЫ  ОХЛАЖДЕНИЯ
 Расчет  охлаждения  роторов  и  корпусов
паровых  турбин  является  неотъемлемой  ча¬
стью  комплекса  работ,  выполняемых  при  про¬
ектировании.  Он  состоит  из  гидравлического
расчета  системы  охлаждения  и  расчета  темпе¬
ратурных  полей  на  стационарных  и  нестацио¬
нарных  режимах.
 Нагрев  и  температура  охлаждающего  па¬
ра  в  каналах  охлаждающего  тракта  не  могут
быть  заданы  достаточно  точно,  так  как  они
определяются  совокупностью  гидродинамиче¬
ских  и  тепловых  факторов,  и  если  гидродина¬
мические  характеристики  могут  быть  получе¬
ны  в  результате  расчета  потокораспределения
в  гидравлической  сети,  то  тепловые  —  в  ре¬
зультате  расчета  температурного  поля.  Для  вы¬
полнения  точного  гидравлического  расчета
необходимо  знание  температурного  поля,  ко¬
торое  в  свою  очередь  зависит  от  распределе¬
ния  потоков  охлаждающего  пара.
 Таким  образом,  точный  расчет  темпера¬
турных  полей  и  потокораспределения  в  кана¬
лах  системы  охлаждения  возможен  лишь  на
основе  взаимоувязанного  совместного  расчета,
в  котором  результаты  расчета  потокораспреде¬
ления  используются  для  определения  темпера¬
турного  поля  и  наоборот.
 Расчет  потокораспределения  дает  воз¬
можность  выбрать  расходы  охлаждающего  па¬
ра,  обеспечивающие  оптимальное  по  уровню
температурное  поле,  а  также  спроектировать
высокоэффективную  систему  охлаждения  с
приемлемыми  экономическими  показателями
и  устранить  возможные  дефекты,  характерные

884
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 для  систем  охлаждения:  подсос  горячего  пара
из  проточной  части,  недопустимо  большие
утечки  охлаждающего  пара,  большой  его  сум¬
марный  расход.
 Физико-математическая  модель  расчета
потокораспределения  в  каналах  системы  охлаж¬
дения.  Задача  определения  потоков  охлаждаю¬
щего  пара  и  его  параметров  в  каналах  системы
охлаждения  паровой  турбины  аналогична  за¬
дачам  расчета  потоков  воздуха  в  системе  охла¬
ждения  газовой  турбины,  воздуха  в  системах
вентиляции,  воды  или  другой  движущейся
среды  в  любой  трубопроводной  сети.
 Имеется  несколько  способов  решения  за¬
дач  этого  класса  применительно  к  системам
охлаждения  газовых  турбин,  но  наиболее  уни¬
версальным  и  широко  распространенным  в
настоящее  время  является  способ,  основан¬
ный  на  использовании  теории  графов.
Основные  понятия  теории  графов:
ветвь  —  участок  сети,  геометрия  которого
неизменна  на  всей  его  длине,  например,  пря¬
мая  круглая  труба  постоянного  диаметра;
узел  —  точка  начала  или  конца  ветви;
маршрут  —  последовательность  ветвей,
конец  каждой  из  которых  совпадает  с  началом
последующей;
 элементарный  маршрут  —  если  он  не
проходит  дважды  через  один  и  тот  же  узел;
 контур  (замкнутый  маршрут)  —  маршрут,
у  которого  начальный  узел  совпадает  с  конеч¬
ным  узлом;
 элементарный  контур  —  контур,  у  кото¬
рого  нет  совпадающих  узлов  кроме  начального
и  конечного;
 граф  —  совокупность  маршрутов  и  конту¬
ров;
 дерево  —  граф,  в  котором  любые  два  узла
соединены  элементарным  и  единственным
маршрутом;
 Для  описания  потокораспределения  в  вет¬
вях  графа,  моделирующего  систему  охлаждения
паровой  турбины,  делается  обычное  в  проектной
практике  допущение  об  одномерности  потока  в
ветви  и  используются  первый  и  второй  законы
Кирхгофа  и  дополнительное  соотношение.
 В  соответствии  с  первым  законом  Кирх¬
гофа  в  каждом  узле  графа  должно  соблюдаться
условие  материального  баланса:
bj
 1*/=0,
 /=1
 где  gj  —  расходы  в  ветвях  графа;  Ь,-  —  количест¬
во  ветвей,  сходящихся  в  узле  j.
 Если  в  узле  j  имеется  источник  или  сток
мощности  qj9  то  условия  материального  баланса
 bJ
 1=1
 т
 5>=о,
 j=1
 где  т  —  количество  узлов  графа.
 В  матричном  виде  для  всех  узлов  графа
 Ах  =  q,
 где  А  —  матрица  соединений  линейно  незави¬
симых  узлов  и  ветвей  графа,  имеющая  размер
(т  —  1)  х  п\  п  —  количество  ветвей  графа;
(т  —  1)  —  количество  линейно  независимых
узлов  графа;  х  —  вектор-столбец  расходов  в
ветвях  графа;  q  —  вектор-столбец  нагрузок  в
линейно  независимых  узлах  графа.
 В  соответствии  со  вторым  законом  Кирх¬
гофа  в  каждом  контуре  алгебраическая  сумма
напоров  на  ветвях  этого  контура  должна  рав¬
няться  нулю:
 X^/=°,
 1=1
 где  ^  —  количество  ветвей,  входящих  в  контур  с;
к  —  количество  контуров;  h,-  =pj  —  pJ+l  —  напор;
Рр  pj+l  —  давления  в  узлах  соответственно  j  и
j  +  1-
 В  матричном  виде  для  контуров  графа
Bh  =  О,
 где  В  —  матрица  соединений  ветвей  в  контуры
размером  к  х  п;  h  —  вектор-столбец  напоров
на  ветвях  графа.
 Дополнительным  соотношением  для
описания  потокораспределения  в  каналах  сис¬
темы  охлаждения  используется  взаимосвязь
для  каждой  ветви  графа  между  напором,  гид¬
равлическим  сопротивлением  и  расходом:
 h{  +  Н,  =5/|jc/|jc/,  i  =  1,  ...,  n,
 где  Hj  —  активный  напор  (насос)  на  ветви  с
учетом  знака;  если  ветвь  пассивная,  то  Н/  =  0;
S;  —  гидравлическое  сопротивление  ветви;  х,  —
расход  в  ветви  с  учетом  знака  в  зависимости  от
направления  движения  потока;  |jc,  |  —  модуль
величины  расхода  в  ветви.
 В  матричном  виде  для  всех  ветвей  графа
 h  +  Н  —  SXx,
 где  S  и  X  —  квадратные  диагональные  матри¬
цы  размером  п  х  п  из  величин  соответственно
Si  и  |х,.|.

РАСЧЕТЫ  ГИДРАВЛИКИ  СИСТЕМЫ  ОХЛАЖДЕНИЯ
 885
 Таким  образом,  система  уравнений  для
расчета  потокораспределения  в  каналах  систе¬
мы  охлаждения  имеет  вид:
 Ах  =  q  —  количество  уравнений  (т  —  1);
 Bh  =  0  —  количество  уравнений  к\  (5.6.17)
 h  +  Н  =  SXx  —  количество  уравнений  п.
 Система  (5.6.17)  содержит  2п  уравнений  с
2п  неизвестными,  которыми  являются  расходы
и  напоры  в  ветвях  графа.  Если  из  системы  ис¬
ключить  напоры  h,  то  она  преобразуется  в
систему  из  п  уравнений  с  п  неизвестными:
 Ах  =  q  —  количество  уравнений  (т  —  1);
 BH  =  BSXx  —  количество  уравнений  к.
 (5.6.18)
 Система  (5.6.18)  содержит  неизвестными
только  расходы  в  ветвях  графа.
 Для  учета  подогрева  охлаждающего  пара
по  тракту  охлаждения  строится  дополнитель¬
ная  матрица  связей,  которая  определяет  по¬
следовательность  расчета  температур  пара  в
каналах  системы  охлаждения.
 Средства  решения  задачи  потокораспреде¬
ления.  Приведенный  общий  алгоритм  реализо¬
ван  в  нескольких  программных  средствах,
включающих,  как  правило,  управляющую
программу  и  несколько  расчетных  модулей:
расчет  геометрических  характеристик  ка¬
налов  системы  охлаждения  (периметры,  пло¬
щади  проходных  сечений,  гидравлические  и
эквивалентные  диаметры  каналов  и  др.);
 построение  исходного  графа,  соответст¬
вующего  системе  охлаждения,  и  замыкание
графа;
 построение  матрицы  соединений  узлов  и
ветвей  замкнутого  графа,  которая  полностью
описывает  топологию  всей  системы;
 задание  начального  приближения  расхо¬
дов  на  хордах  графа,  расходы  в  нулевом  при¬
ближении  могут  быть  заданы  произвольно
(сходимость  в  любом  случае  будет  достигнута);
 решение  системы  узловых  уравнений,  в
которых  по  значениям  расходов  на  хордах  гра¬
фа  определяются  расходы  в  ветвях  дерева  ис¬
ходя  из  условия  удовлетворения  первому  зако¬
ну  Кирхгофа;
 решение  методом  последовательных  при¬
ближений  системы  контурных  уравнений,  в  ре¬
зультате  которого  определяются  приращения  рас¬
ходов  на  хордах  графа  исходя  из  условия  удовле¬
творения  второму  закону  Кирхгофа  без  наруше¬
ния  в  узлах  графа  материального  баланса,  соответ¬
ствующего  первому  закону  Кирхгофа;
 определение  давлений  в  узлах  и  средних
давлений  в  вервях  графа;
 построение  матрицы  связей  для  опреде¬
ления  последовательности  расчета  температу¬
ры  пара  в  каналах;
 определение  коэффициентов  теплоотда¬
чи  и  подогрева  пара  в  каналах  системы  охлаж¬
дения;
 уточнение  теплофизичеких  параметров
пара  и  расчет  коэффициентов  гидравлическо¬
го  сопротивления  с  учетом  подогрева  пара.
 Кроме  того,  для  описания  процессов  гид¬
родинамики  и  теплообмена  в  каналах  системы
охлаждения  в  рамках  сформулированной  по¬
становки  задачи  в  программе  имеются  три
библиотеки  расчетных  зависимостей  для  опре¬
деления  геометрических  характеристик  кана¬
лов  различного  типа,  коэффициентов  гидрав¬
лического  сопротивления  и  коэффициентов
теплоотдачи.
 Коэффициенты  гидравлического  сопро¬
тивления  для  большинства  каналов  определя¬
ется  по  формуле  [14]:
 ^сум  —  ^вр(^вх  ^вых  )"^  ^тр  ^суж
 +  красил  +е  НГ  +  ^пов  +  4по„,(5.6.19)
 где  £сум  —  суммарный  коэффициент  гидравли¬
ческого  сопротивления;  £вх  —  коэффициент
гидравлического  сопротивления  входа  в  канал;
£вых  —  коэффициент  гидравлического  сопро¬
тивления  выхода  из  канала;  —  коэффици¬
ент,  учитывающий  вращение  канала;  ^  —  ко¬
эффициент  гидравлического  сопротивления
трения  в  канале;  £суж  —  коэффициент  гидрав¬
лического  сопротивления  сужения  канала;
£расш  —  коэффициент  гидравлического  сопро¬
тивления  расширения  канала;  —  коэффи¬
циент  гидравлического  сопротивления  входа
экрана;  ^®bIX  —  коэффициент  гидравлического
сопротивления  выхода  экрана;  £пов  —  коэффи¬
циент  гидравлического  сопротивления  пово¬
рота  канала;  £под  —  коэффициент  гидравличе¬
ского  сопротивления  подогрева  пара.
 Слагаемые  формулы  (5.6.19)  вычисляют¬
ся  по  зависимостям,  аппроксимирующим  со¬
ответствующие  графики  [27].
 Учтены  также  ряд  специфических  коэф¬
фициентов  гидравлического  сопротивления:
для  систем  охлаждения  лопаток;
лабиринтовых  уплотнений;
зазора  между  вращающимся  диском  и  не¬
подвижной  стенкой;

886
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 зазора  между  двумя  вращающимися  дис¬
ками;
 вращающего  канала  с  учетом  центробеж¬
ной  силы.
 Зависимости  для  определения  коэффи¬
циентов  теплоотдачи  в  каналах  системы  охла¬
ждения  подобраны  таким  образом,  что  охва¬
тывают  ламинарный,  переходный  и  турбулент¬
ный  режимы  течения  в  каналах.
 5.6.3. 	ПОВЫШЕНИЕ  НАДЕЖНОСТИ
И  ПРОДЛЕНИЕ  РЕСУРСА  РОТОРОВ
ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Ползучесть  (крип)  металла.  Это  свойство
непрерывно  и  медленно  пластически  деформи¬
роваться,  т.е.  получать  непрерывно  нарастаю¬
щую  остаточную  деформацию  при  неизменном
напряжении.  Данное  неизменное  в  процессе
ползучести  напряжение  обычно  значительно
ниже  предела  текучести  при  той  же  температу¬
ре.  В  металлах,  применяемых  для  изготовления
основных  деталей  паровых  турбин  (сталях  и
сплавах  на  никелевой  основе),  процесс  ползу¬
чести  начинает  играть  заметную  роль  лишь  при
высоких  температурах.  Для  каждой  марки  стали
эта  температура  индивидуальна.
 Изменение  размеров  «ползущего»  метал¬
ла  влечет  за  собой  появление  микропустот  и
микротрещин,  развитие  их  в  течение  длитель¬
ного  времени,  концентрацию  напряжений
около  этих  трещин,  ослабление  поперечного
сечения  образца  и,  в  заключение,  его  разрыв.
Характерным  для  разрушения  металла  вслед¬
ствие  ползучести  является  локальность  дефор¬
мации  и,  как  следствие,  малая  величина  удли¬
нения,  несмотря  на  высокую  температуру.  По¬
следняя,  как  правило,  повышает  пластич¬
ность  —  такие  характеристики,  как  относи¬
тельное  удлинение  и  относительное  суже¬
ние,  —  но  только  при  кратковременном  испы¬
тании.  При  ползучести  уменьшается  пластич¬
ность;  удлинение  при  длительном  разрыве
обычно  невелико.
 Разрушение  металла  в  результате  проте¬
кания  процесса  ползучести  может  происхо¬
дить  по  телу  зерна  или  по  границам  зерен;
часто  происходит  смешанное  разрушение.
В  одном  и  том  же  металле  могут  наблюдаться
разные  виды  разрушения.  При  высоких  темпе¬
ратурах,  малых  напряжениях  и  малых  скоро¬
стях  деформации  разрушение  происходит  по
границам  кристаллитов.  Если  рабочая  темпе¬
ратура  для  данной  марки  стали  относительно
 Рис.  5.6.3.  Кривая  ползучести  (идеализирован¬
ная)  в  координатах  удлинение  6  —  время  t
 невелика,  а  напряжение  и  скорости  деформа¬
ции  относительно  велики,  то  разрушение  про¬
исходит  по  телу  кристаллитов.  Смешанное
разрушение  происходит  при  промежуточных
параметрах.
 В  случае  постоянного  напряжения  изме¬
нение  деформации  во  времени  представляется
«классической»  кривой  ползучести  (рис.  5.6.3).
Как  правило,  кривая  ползучести  имеет  четыре
участка.  Начальный  участок  ОВ  возникает
мгновенно  при  приложении  нагрузки  —  это
начальная,  или  внезапная  деформация.  Если
приложенное  напряжение  больше  предела  уп¬
ругости  данного  металла  при  данной  темпера¬
туре,  то  деформация  О  В  складывается  из  упру¬
гой  деформации  ОБ  и  пластической  деформа¬
ции  БВ;  деформация  ОБ  исчезает  при  снятии
напряжения.  Следует  отметить,  что  деформа¬
ция  ОВ  совершенно  не  характеризует  процесс
ползучести  данного  металла.
 Начальную  стадию  ползучести  (первый
этап)  характеризует  участок  ВГ.  На  этом  участ¬
ке  /  скорость  возрастания  деформации  посте¬
пенно  уменьшается.  Второй  этап  ползуче¬
сти  —  участок  ГД.  На  его  протяжении  дефор¬
мация  протекает  с  постоянной  скоростью  пол¬
зучести.  Третий  (последний)  этап  ползучести
характеризуется  участком  ДК.  На  этом  участке
протекают  два  процесса.  Первый  из  них  свя¬
зан  с  ползучестью  металла,  второй  —  с  его  раз¬
рушением.  Первый  процесс  изображается  уча¬
стком  ДЕ,  когда  возрастание  скорости  дефор¬
мации  характеризует  третий  этап  ползучести,
второй  —  участком  ЕК,  когда  пластическая  де¬
формация  нарастает  при  интенсивном  разру¬
шении  металла,  связанном  с  достижением  раз¬
меров  трещин  критической  величины.  На  про¬
тяжении  участка  ДЕ  металл  еще  способен  ра¬
ботать.
 В  зависимости  от  величины  напряжений
и  температуры  кривые  ползучести  данного  ме¬
талла  могут  существенно  отличаться  одна  от
другой.  Иногда,  при  очень  малых  напряжени¬

ПОВЫШЕНИЕ  НАДЕЖНОСТИ  РОТОРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 887
 ях,  третий  этап  практически  может  не  насту¬
пить.  При  больших  напряжениях  часто  исчеза¬
ет  второй  этап;  разрушение  может  наступить
сразу  после  первого  этапа.
 Уравнения,  описывающие  процесс  пол¬
зучести,  составляются  или  путем  подбора  эм¬
пирических  формул,  удовлетворяющих  экспе¬
риментальным  данным,  или  как  математиче¬
ская  интерпретация  гипотез  о  механизме  пол¬
зучести.  В  последнем  случае  обязательна  экс¬
периментальная  проверка.
 Пределом  ползучести  данной  марки  стали,
при  данной  температуре,  называют  напряже¬
ние,  при  котором  непрерывно  увеличивающая¬
ся  остаточная  деформация  при  заданном  сроке
времени  достигнет  назначенного  значения.
Очевидно,  что  предел  ползучести  является  ус¬
ловной  величиной.  При  прочих  равных  услови¬
ях  (температуре,  марке  металла  и  суммарной
остаточной  деформации)  он  может  изменяться
в  зависимости  от  принятого  срока  времени.
Точно  так  же  можно  варьировать  величину
суммарной  деформации  при  неизменном  вре¬
мени.  При  расчете  деталей  паровых  турбин  за
предел  ползучести  принимают  напряжение,  ко¬
торое  вызывает  деформацию  1%  за  100  тыс.  ч.
Это  соответствует  скорости  ползучести,  равной
10-7  ммДммч),  или,  что  тождественно,
10-5  %/ч.  Необходимо  всегда  учитывать  то  об¬
стоятельство,  что  при  длительности  нагрузки  в
100  тыс.  ч  разрушение  хромомолибденовых,
хромомолибденованадиевых  и  аналогичных
сталей  наступает  при  относительно  малой  сум¬
марной  деформации  ползучести,  иногда  со¬
ставляющей  всего  2...4%.  Для  углеродистой  ста¬
ли  эта  деформация  достигает  10%.
 Периодические  нагревы  и  охлаждения  в
условиях  ползучести  могут  привести  к  сниже¬
нию  критериев  ползучести.  При  малых  напря¬
жениях,  вызывающих  скорость  ползучести  по¬
рядка  10-7  мм/(ммч),  циклические  колебания
температуры  могут  заметно  увеличить  ско¬
рость  ползучести.  Эти  колебания  усиливают
процессы  старения.  Циклические  колебания
температуры  снижают  предел  ползучести  на
 15...25%.  Это  должно  приниматься  во  внима¬
ние  при  проектировании.  Расчет  на  ползучесть
деталей,  работающих  в  условиях  ползучести
при  сложнонапряженном  состоянии,  напри¬
мер  дисков,  может  быть  произведен  с  исполь¬
зованием  характеристик  испытаний  на  ползу¬
честь  образцов  при  одноосном  растяжении.
Однако  критерии  ползучести,  определяемые
на  малых  стандартных  лабораторных  образцах,
 могут  отличаться  от  критериев  ползучести,  по¬
лученных  на  более  крупных  образцах.  Опыты
показывают,  что  образцы  большой  длины
имеют  меньшую  скорость  ползучести,  чем  ко¬
роткие  (при  равных  напряжениях).
 Методы  испытаний  на  ползучесть  раз¬
личные.  Даже  при  выборе  большой  базы  ис¬
пытаний  на  ползучесть  (и  длительную  проч¬
ность),  равной  10  тыс.  ч,  экстраполяция  на
100  тыс.  ч  дает  не  вполне  надежные  результа¬
ты.  Следует  особо  отметить,  что  все  расчеты
на  ползучесть  в  паротурбостроении  ранее  вы¬
полнялись  для  ресурса  100  тыс.  ч,  а  в  настоя¬
щее  время  для  ресурса  200  тыс.  ч.  Самые  на¬
дежные  результаты  дает  экстраполяция,  про¬
водимая  на  основе  испытаний  гладких  и  над¬
резанных  образцов,  длительностью  около
 20 	тыс.  ч  и  более.  Однако  и  эти  величины  да¬
ют  некоторый  разброс.  Не  менее  важны  сведе¬
ния  о  способности  стали  к  пластическому  де¬
формированию  и  об  отсутствии  склонности  к
старению.
 Для  расчета  напряжений  и  деформаций
детали  (во  времени)  используют  теорию  пол¬
зучести.  При  этом  предполагается,  что  для
данных  металлов  известны  некоторые  кон¬
станты  и  другие  опытные  данные.  Естествен¬
но,  что  наиболее  приемлемой  является  такая
теория,  которая  меньше  всего  искажает  опыт¬
ные  данные  и  основывается  непосредственно
на  опытных  кривых.  При  этом  очень  важно,
чтобы  пользование  этой  теорией  не  приводило
к  таким  математическим  трудностям,  которые
не  позволяют  использовать  эту  теорию  в  прак¬
тике  инженерных  расчетов  деталей  паровых
турбин.  Главные  из  теорий  ползучести  —  тео¬
рии  течения,  старения,  упрочнения  и  пласти¬
ческой  наследственности.  Имеются  различные
варианты  и  формулировки  этих  теорий.  Ряд
теоретических  работ  и  экспериментов  показал,
что  наиболее  надежной  и  доступной  для  инже¬
нерной  практики  является  теория  старения.
Первоначально  она  была  сформулирована  Зо-
дербергом,  а  затем  развита  Ю.Н.  Работновым.
Эта  теория  не  является  универсальной,  так  как
неприменима  к  случаю  переменных  нагрузок.
Для  основных  деталей  паровых  турбин,  таких
как  диски,  цельнокованые  роторы  и  др.,  рабо¬
тающих  большую  часть  времени  при  постоян¬
ных  нагрузках,  теория  старения  в  формули¬
ровке  Ю.Н.  Работнова  хорошо  согласуется  с
опытными  данными.
 Теория  старения  устанавливает  зависи¬
мость  между  деформацией,  напряжением  и

888
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 временем  и  математически  выражается  сле¬
дующей  формулой:
 еп  =  Ql(t)omi 	(5.6.20)
 t
 где  Ql(t)  =  jBl(t)dt  —  положительная  монотон-
 0
 но  возрастающая  функция  времени  (рис.  5.6.4);
Bx(t)  —  положительная  убывающая  функция
времени,  отсчитываемого  от  момента  начала
ползучести,  асимптотически  стремящаяся  к
предельному  значению  Вх(оо)\  т  —  постоянная,
характерная  для  данного  материала  и  завися¬
щая  от  температуры.
 При  больших  значениях  t  функция  Q{(t)
является  линейной  функцией  времени.  В  этом
случае
 Уравнение  суммарной  деформации  с  уче¬
том  упругой  деформации  имеет  вид:
 е  =  £21(0а'я  +  —. 	(5.6.21)
 Е
 Теория  старения  справедлива  лишь  при
постоянном  напряжении.  Очевидно,  что  при
с  =  const  зависимость  между  скоростью  пол¬
зучести  и  напряжением  можно  выразить  фор¬
мулой
 v=*n-  =  BAt)am  =Ват. 	(5.6.22)
 dt  1
 Длительная  прочность.  Оценка  прочности
основных  деталей  паровых  турбин  не  ограни¬
чивается  сопоставлением  истинных  напряже¬
ний  с  пределом  ползучести.  При  малых  значе¬
ниях  суммарной  деформации  за  период  испы¬
таний  испытания  на  ползучесть  не  дают  пред¬
ставления  о  предельной  способности  металла
к  пластической  деформации  при  ползучести.
Последнее  обстоятельство  очень  важно,  так
как  эта  деформация  для  большинства  сталей
 очень  ограничена.  Вследствие  этого  обстоя¬
тельства  и  других  причин  обязательно  прово¬
дятся  испытания  на  длительный  разрыв,  когда
образцы  доводятся  до  третьей  фазы  ползуче¬
сти.  За  основной  критерий  длительной  проч¬
ности  стали  данной  марки  или  сплава  при
данной  (постоянной)  температуре  принимает¬
ся  предел  длительной  прочности  ад  п  —  напря¬
жение,  вызывающее  разрушение  за  заданный
срок  службы.
 Для  деталей  паровых  турбин,  как  прави¬
ло,  предел  длительной  прочности  определялся
для  100  тыс.  ч  работы.  В  ряде  случаев  для  уста¬
новления  критерия  прочности  нестабильных
металлов  требуются  испытания  длительностью
до  10  тыс.  ч  и  более,  для  обоснования  экстра¬
поляции  на  100  тыс.  ч.  Длительная  прочность
определяется  как  на  гладких  образцах,  так  и
на  образцах  с  надрезом.  Последнее  особенно
важно  при  расчете  деталей,  имеющих  формы
элементов,  близкие  к  надрезу.  Опыт  исследо¬
ваний  позволяет  рекомендовать  при  расчетах
деталей,  работающих  в  условиях  циклических
колебаний  температуры,  значения  предела
длительной  прочности,  полученные  при  мак¬
симальной  постоянной  температуре  цикла.
Весьма  желательным  является  определение
пределов  ползучести  и  длительной  прочности
в  паровой  среде.
 Релаксация  напряжений.  Латинское  слово
relaxatio  означает  ослабление,  облегчение.
Обычно  релаксацией  называют  процесс  изме¬
нения  во  времени  напряжений,  возникших  в
результате  нагружения  детали.  В  металловеде¬
нии  релаксацией  называют  самопроизвольно
затухающее  падение  напряжения  в  образце
при  заданной  деформации.  Релаксацию  при
постоянной  деформации  называют  простой
релаксацией.
 Релаксация  определяется  следующими
условиями  развития  пластической  деформа¬
ции:
 80  =  £у  +  еп  =  const;  а  ф  const;
 £у  Ф  const;  £п  Ф  const,
 где  а  —  напряжение;  е0  —  начальная  (суммар¬
ная)  деформация;  —  упругая  деформация;
еп  —  пластическая  деформация.
 Характерным  примером  развития  релак¬
сации  является  работа  шпилек  и  болтов  флан¬
цевых  соединений  турбин  (горизонтального
разъема,  клапанов  и  др.),  когда  напряжение,
вызванное  первоначальной  затяжкой  шпилек,

ПОВЫШЕНИЕ  НАДЕЖНОСТИ  РОТОРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 889
 б,  МПа
 со  временем  уменьшается  вследствие  того,  что
часть  упругой  деформации  переходит  в  оста¬
точную.  Процесс  релаксации  напряжений  ска¬
зывается  в  ослаблении  со  временем  натяга
турбинных  дисков,  в  ослаблении  натяга  пло¬
ских  пружин  уплотнений.  Скорость  релакса¬
ции  пропорциональна  действующим  в  данный
момент  напряжениям.
 Пластическая  деформация  детали  в  мес¬
тах  перенапряжения  может  привести  к  релак¬
сации  в  них  напряжений  и,  тем  самым,  в  зна¬
чительной  степени  замедлить  (или  даже  при¬
остановить)  процесс  развития  трещин.  Релак¬
сация  и  перераспределение  напряжений  могут
уменьшить  остроту  надреза  вследствие  пласти¬
ческой  деформации  у  его  вершины.  Явление
релаксации  особенно  эффективно  проявляется
при  высоких  температурах.
 Кривая  релаксации  имеет  два  отчетливо
выраженных  участка  (рис.  5.6.5):  первый,  ха¬
рактеризующийся  резким  падением  напряже¬
ний  (левая  ветвь),  и  второй,  характеризую¬
щийся  замедленным  падением  напряжений
(правая  ветвь).  На  втором  участке  кривая
асимптотически  приближается  к  оси  абсцисс.
 Уменьшение  ползучести  металла.  Скорость
ползучести,  определяемая  из  выражения
 (5.6.4),  зависит  при  постоянном  напряжении
(а  =  const)  от  коэффициентов  Вит,  которые
зависят  от  свойств  материалов  и  температуры.
Для  одного  и  того  же  материала  при  с  =  const
скорость  ползучести  зависит  только  от  темпе¬
ратуры,  причем  чем  она  выше,  тем  больше
скорость  ползучести.  Так,  с  уменьшением  тем¬
пературы  диафрагмы  14-й  ступени  ЦСД  тур¬
бины  К-300-240  ЛМЗ,  изготовленной  из  стали
15X11МФ  от  520  до  475  °С,  ее  прогиб  вследст¬
вие  уменьшения  скорости  ползучести  будет
уменьшен  в  9,15  раз.
 Что  же  касается  роторной  стали  Р2МА,
то  снижение  уровня  температур  от  520  до
475  °С  чозволяет  уменьшить  скорость  ползу¬
 чести  в  5,7  раза,  а  предел  длительной  прочно¬
сти  в  1,5  раза.  На  рис.  5.6.6  показаны  кривые
ползучести  в  координатах  для  одного  и  того
же  материала,  но  для  разных  температур  Т{  и
Т2.  Очевидно,  что  снижение  температуры  при¬
водит  к  существенному  изменению  скорости
ползучести  v  в  сторону  ее  уменьшения  практи¬
чески  при  любой  наработке  материала.
 Продление  ресурса  роторов.  Проблема
продления  ресурса  роторов  паровых  турбин  в
первую  очередь  должна  решаться  для  роторов
высокого  и  среднего  давления,  паровпускные
участки  которых  и  зоны  первых  двух-трех  сту¬
пеней  омываются  паром  с  температурой
 535...565  °С  [54].  При  пусках  из  различных  те¬
пловых  состояний  именно  в  этих  зонах  возни¬
кают  термические  напряжения,  существенно
превышающие  предел  текучести,  т.е.  такие  на¬
пряжения,  после  снятия  которых  наблюдается
остаточная  деформация  металла.  Они  возни¬
кают  прежде  всего  в  галтелях  дисков,  в  разгру¬
зочных  канавках  концевых  уплотнений  и  в
других  местах,  где  их  уровень  определяется  с
учетом  концентраторов  напряжений,  которые,
в  свою  очередь,  могут  иметь  отклонения  от  за¬
данных  оптимальных  значений  и,  что,  не  ме¬
нее  важно,  могут  быть  несимметрично  распре¬
делены  по  окружности.
 Выработка  ресурса  роторов  проявляется  в
снижении  прочностных  характеристик  метал-
 Рис.  5.6.6.  Зависимость  скорости  v  ползучести
от  температуры  металла  Т  (Тх>  Т2)

890
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 Рис.  5.6.7.  Зависимости  длительной  прочности  ад  п  стали  Р2МА  после  длительной  эксплуатации  от
параметра  Ларсена—Миллера-Холломона  Р  для  дисков  роторов  турбин:
 х  —  исходные  образцы  (Т=  773...838  К);  А  —  ступени  турбины  К-300-240  после  наработки  55  тыс.  ч
(Т  =  798...838  К);  0  —  ступени  турбины  К-200-130  после  наработки  170  тыс.  ч  (Т  =  798...838  К)
 ла  (снижении  длительной  прочности)  при
длительной  эксплуатации,  показателей  мало¬
цикловой  термической  усталости  при  пусках,
разгружениях  или  при  других  переменных  ре¬
жимах  работы,  а  также  в  развитии  прогресси¬
рующих  прогибов  роторов.
 Влияние  температуры  металла  ротора  на
его  ресурс  можно  оценить  по  зависимостям
длительной  прочности  ад  п  стали  Р2МА  от  па¬
раметра  жаропрочности  Р  =  Т{20  +  lg/)  Ю—3
Ларсена—Миллера—Холломона  [35]  по  данным
испытаний  образцов,  полученных  в  ЦКТИ
(рис.  5.6.7).
 Зависимости  получены  при  испытании  ис¬
ходных  образцов  с  пределом  текучести
а0  2  =  490...539  МПа  и  образцов,  вырезанных  из
роторов  после  длительной  эксплуатации  с
а02  =  412...  441,2  МПа.  Линия  1  соответствует
испытаниям  на  длительную  прочность  образцов
а0>2  =  412  МПа  при  температуре  773...838  К.  Ро¬
торы,  имеющие  длительную  прочность  выше
линии  1,  могут  отработать  парковый  ресурс,  на¬
значенный  для  роторов,  работающих  при  темпе¬
ратурах  773...838  К.  Зависимости  нижнего  (ли¬
ния  2,  обод)  и  верхнего  (линия  J,  бочка)  значений
допускаемого  предела  адп  в  достаточно  широком
диапазоне  изменения  параметра  Р  относятся  к
ободам  роторных  дисков  и  участкам,  расположен¬
ным  вблизи  расточки  ротора.  Разброс  характери¬
стик  по  ад  п  разных  элементов  роторов  объясняет¬
ся  различием  механических  свойств  металла  в
этих  зонах.  Ободы  дисков  лучше  проковываются,
у  них  меньше  разброс  механических  свойств  в  от¬
личие  от  участков  вблизи  центрального  отверстия.
В  этих  зонах  могут  быть  участки  с  пониженными
механическими  характеристиками
 Если  изменить  рабочую  температуру  ме¬
талла  от  773...838  до  733...753  К,  то  параметр
 Р  =  18,8  для  100  тыс.  ч  при  Тм  =  763  К,  что  при
запасе  прочности  п  >  1,5  соответствует  длитель¬
ной  прочности  образца  с  адп  =  147  МПа.
Штриховая  линия  4,  проходящая  через  точку  а
с  ОдП  =  147  МПа,  является  новой  границей  за¬
висимости  допускаемых  напряжений  стали
Р2МА,  которая  существенно  расширяет  вре¬
менную  базу  надежной  работы  роторов  из  этой
стали.  Если  принять,  что  ресурс  продлевается
до  400  тыс.  ч,  то  параметр  Р  =  753  (20  +
+  5,6)  10“3  =  19,2,  что  соответствует  точке  b  на
линии  4  длительной  прочности  Тм  =  480  °С.
Линия  3  соответствует  допускаемым  напряже¬
ниям  на  100  и  200  тыс.  ч  для  проектируемых
роторов.
 Выработка  ресурса  роторов  проявляется  в
снижении  как  прочностных  характеристик
при  длительной  эксплуатации,  так  и  показате¬
лей  малоцикловой  термической  усталости  при
пусках,  разгружениях  или  других  переменных
режимах  работы  турбины  [53,  64].
 На  рис.  5.6.8  показаны  зависимости  до¬
пустимого  числа  циклов  N  и  показателя  мало-
цикловой  усталости  (повреждаемости  П)  от
температуры  металла  Тм  и  уровня  термических
напряжений  Gj.  Снижение  температуры  ме¬
талла  от  525  до  500  °С  при  Gj  =  196  МПа  при¬
водит  к  увеличению  в  2  раза  числа  циклов  (от
2000  до  4000)  и  снижению  повреждаемости  П
также  в  2  раза  (с  0,75  до  0,30%)  за  один  пуск.
При  уменьшении  температуры  ротора,  изго¬
товленного  из  стали  Р2МА,  от  525  до  475  °С  и
сохранении  неизменным  уровня  пусковых
термонапряжений  или  скорости  прогрева  до¬
пустимое  число  циклов  по  условиям  малоцик¬
ловой  усталости  в  зависимости  от  принятых
допустимых  рабочих  напряжений  увеличива¬
ется  в  2—3  раза.

ПОВЫШЕНИЕ  НАДЕЖНОСТИ  РОТОРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 891
 N
 Рис.  5.6.8.  Зависимости  допускаемого  числа  цик¬
лов  N  и  показателя  малоцикловой  усталости  П  от
температуры  металла  Тм  и  термических  напряже¬
ний  ох
 Одним  из  факторов,  свидетельствующих
 о 	выработке  ресурса  ротора,  является  наблю¬
даемый  при  эксплуатации  прогрессирующий
его  прогиб.  Этот  прогиб  не  связан  с  большими
термонапряжениями,  вызванными  забросами
воды  или  задеваниями  ротора  о  статорные
элементы.  Как  показывает  опыт  длительной
эксплуатации  однотипных  по  конструкции
турбоагрегатов  на  одной  и  той  же  электростан¬
ции,  время  появления  прогибов  роторов  и
скорость  нарастания  деформации  могут  быть
существенно  различны.  Существует  несколько
гипотез,  объясняющих  причину  возникнове¬
ния  и  развития  прогрессирующих  прогибов
роторов  [64].  Наиболее  вероятной  причиной
возникновения  и  развития  прогрессирующего
прогиба  ротора  является  окружная  неравно¬
мерность  физических,  механических  свойств  и
химического  состава  поковки  ротора.  Условия
изготовления  роторов  не  позволяют  обеспе¬
чить  абсолютную  равномерность  их  физиче¬
ских  и  механических  свойств,  а  допустимая
неравномерность  свойств  оговаривается  спе¬
циальными  техническими  условиями.  Даже  у
высококачественных  роторов  эта  неравномер¬
ность  может  достигать  2...  3  %.
 При  пусках  турбины  из  различных  тепло¬
вых  состояний  на  поверхности  ротора  могут  воз¬
никнуть  значительные  термонапряжения  [53],
которые  вместе  с  напряжениями  от  воздействия
центробежных  сил  могут  существенно  превысить
уровень  предела  текучести.  Если  разброс  физиче¬
ских  и  механических  свойств  проявляется  в  раз¬
 личных  значениях  предела  текучести  по  сечению
вала  (по  образующим),  то  в  условиях  его  много¬
кратного  достижения  (многократных  пусков)
происходит  суммирование  различных  по  окруж¬
ности  вала  остаточных  осевых  деформаций,  что
обусловливает  возникновение  прогиба  ротора.
 Скорость  ползучести  v  описывается  зави-
симотью  (5.6.22).  Скорость  ползучести  металла
ротора  может  возрасти  на  25%  при  условии
частых  пусков  и  остановов,  т.е.  цикличность
температурного  нагружения  увеличивает  v.  Де¬
формация  ползучести  за  некоторый  промежу¬
ток  времени  t  при  температуре  Т  =  const
 8п  =уп  =Bcmt. 	(5.6.23)
 Разность  деформаций  по  противополож¬
ным  образующим  вала  с  учетом  различия  фи¬
зических  и  механических  свойств
 Ае  =  (^1а'”1  -  B2cmi  )t. 	(5.6.24)
 Разные  значения  В  и  t  по  сечению  рото¬
ра,  а  также  достаточно  высокий  уровень  на¬
пряжений  с  могут  привести  к  появлению  раз¬
ности  осевых  деформаций  ползучести  по  про¬
тивоположным  зонам  ротора.
 Минимальный  нормированный  уровень
напряжений  ап,  при  котором  проявляется  за¬
метная  ползучесть  роторной  стали  Р2МА,  при
Тм  =  500  °С  составляет  98  МПа,  при  525  °С  —
78,4  и  при  550  °С  -  58,8  МПа.
 Из  завистимостей  влияния  на  развитие
ползучести  стали  марки  Р2МА  уровня  напря¬
жений  а,  температуры  Т  и  длительности  t  ра¬
боты  металла,  полученных  для  условия,  когда
деформация  ползучести  еп  =  0,2%  (рис.  5.6.9)
следует,  что  при  Тм  =  525  °С  (фактической
температуре  металла  по  данным  эксперимен-
 а, 	МПа
 Рис.  5.6.9.  Влияние  на  развитие  ползучести  ста¬
ли  Р2МА  уровня  напряжений  а,  температуры  Тм
и  длительности  г  работы  металла,  тыс.  ч:
 1  —  5;  2  —  20;  3  —  50;  4  —  100

892
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 тальных  исследований  основных  термонапря¬
женных  зон  роторов)  значения  еп  =  0,2%  эле¬
менты  ротора  достигают  при  ап  =  64  МПа  че¬
рез  100  тыс.  ч  наработки,  при  ап  =  127  МПа  —
через  5  тыс.  ч,  т.е.  примерно  в  течение  одного
года  работы  турбоагрегата.  Только  при  высо¬
ком  уровне  напряжений  можно  в  течение
сравнительно  короткого  времени  получить  за¬
метную  деформацию  ползучести.
 Приведенные  данные,  а  также  результаты
обследований  роторов  турбоагрегатов  мощно¬
стью  200...500  МВт,  отработавших  длительный
период  (10-20  лет)  с  пониженными  темпера¬
турами  пара,  омывающего  термонапряженные
зоны  роторов,  подтверждают  гипотезы  о  при¬
чинах  возникновения  прогрессирующих  про¬
гибов  роторов  и  эффективности  систем  при¬
нудительного  парового  охлаждения,  которые
снижают  уровень  рабочих  температур  металла
до  480  °С  и  существенно  уменьшают  деформа¬
ции  ползучести  [52,  53].
 По  данным  некоторых  ГРЭС  и  ТЭЦ,  на
которых  в  качестве  основного  мероприятия  по
предотвращению  развития  прогрессирующих
прогибов  роторов  была  рекомендована  уста¬
новка  дополнительных  балансировочных  гру¬
зов  без  выполнения  расчетов  напряжений,  вы¬
званных  этими  грузами,  эта  проблема  со  време¬
нем  не  исчезла,  а  наоборот,  стала  еще  острее.
 С  появлением  современных  методик  ма¬
тематического  моделирования  динамического
поведения  сложных  многороторных  валопро-
водов  появилась  возможность  проверить  с
большой  достоверностью  действие  компенси¬
рующих  грузов,  устанавливаемых  на  роторе.
С  этой  целью  по  программе  ЦКТИ  для  дина¬
мического  и  статического  расчетов  валопрово-
дов  турбоагрегатов  выполнены  расчеты  выну¬
жденных  колебаний  ротора  среднего  давления
(РСД-1)  турбины  Т-250-240  УТЗ.  В  расчете
учитывались  все  упругомассовые  характери¬
стики  роторов  валопровода,  свойства  смазоч¬
ного  слоя  подшипников  (жесткость  и  демпфи¬
рование  слоя  смазки),  динамическая  податли¬
вость  корпусов  опор  (в  диапазоне  0...2  мкм/т).
Расчет  производился  для  случая  поочередной
установки  в  середине  ротора  и  в  торцовой  ба¬
лансировочной  плоскости  небаланса,  создаю¬
щего  центробежную  силу,  равную  35%  массы
ротора,  что  соответствует  компенсации  цен¬
тробежной  силы,  вызванной  прогибом  цен¬
тральной  части  ротора,  равным  0,2  мм.  Созда¬
ваемый  при  этом  дисбаланс  соответствует  гру¬
зу,  равному  2  кг  на  радиусе  установки  0,5  м.
 Установленный  небаланс  создает  динами¬
ческий  прогиб  ротора,  который  в  принципе
может  компенсировать  колебания  ротора,  вы¬
званные  его  прогибом  на  критической
(1500  мин-1)  и  рабочей  (3000  мин-1)  частотах
вращения.  Однако  вызываемые  этим  небалан¬
сом  дополнительные  несимметричные  статиче¬
ские  напряжения,  равные  1,96...7,84  МПа,  ни¬
как  не  могут  привести  к  «исправлению»  имею¬
щегося  прогиба.  Это  обусловлено  тем,  что  ми¬
нимальные  напряжения,  при  которых  происхо¬
дит  процесс  ползучести,  при  рабочих  темпера¬
турах  металла  ротора  а  =  58,8...78,4  МПа,  т.е.
на  порядок  выше,  чем  напряжения,  вызывае¬
мые  компенсирующем  небалансом.  При  этом
следует  учитывать  то  обстоятельство,  что  в  ро¬
торе  уже  имеются  статические  напряжения  от
центробежных  сил,  вызывающие  осесиммет¬
ричную,  не  ведущую  к  прогибу  ползучесть.  Как
показывают  экспериментальные  данные,  до¬
бавка  таких  малых  несимметричных  напряже¬
ний  и  в  этом  случае  не  может  изменить  харак¬
теристики  ползучести.
 Полученные  результаты  являются  вполне
закономерными  и  физически  объяснимыми.  Ро¬
торы  высокого  и  среднего  давления  мощных  па¬
ровых  турбин  работают  далеко  за  первой  крити¬
ческой  частотой  вращения  (1450...  1600  мин-1),  и
балансировочные  грузы,  установленные  по  пер¬
вой  собственной  форме,  которая  соответствует
прогибу  ротора,  естественно,  не  могут  вызвать
ни  больших  вибросмещений,  ни  существенных
напряжений  в  роторе.
 Экспериментальные  и  расчетные  иссле¬
дования  показали,  что  установкой  даже  значи¬
тельных  по  массе  балансировочных  грузов
нельзя  изменить  или  остановить  процесс  пол¬
зучести  роторов.  Единственное  средство  борь¬
бы  с  этим  прогрессирующим  явлением  —  сни¬
жение  температуры  металла  роторов  путем
внедрения  системы  принудительного  охлажде¬
ния  роторов  ЦВД  и  ЦСД.
 Диагностики  роторов  паровых  турбин.  За¬
дача  прогнозирования  фактического  ресурса
роторов  паровых  турбин  в  настоящее  время
является  одной  из  основных  задач  диагности¬
ки  роторов  с  большой  наработкой  и  в  связи  со
сложными  условиями  их  нагружения.  Слож¬
ность  оценки  эксплуатационной  надежности
цельнокованых  роторов  связана  с  наличием  в
них  нескольких  высоконагруженных  зон  [60],
в  которых  повреждаемость  накапливается  по
разным  механизмам.  Для  таких  деталей  про¬
блема  оценки  ресурса  не  может  быть  решена

ПОВЫШЕНИЕ  НАДЕЖНОСТИ  РОТОРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 893
 только  методами  математического  моделиро¬
вания.  Необходимо  также  решение  задачи
оценки  индивидуального  ресурса  путем  диаг¬
ностики  и  физического  моделирования,  осно¬
ванного  на  прогнозировании  служебных
свойств  и  повреждаемости.
 Как  уже  рассматривалось,  к  наиболее  ве¬
роятным  повреждаемым  зонам  роторов  следу¬
ет  отнести  зону  осевого  канала,  где  действуют
повышенные  напряжения  от  центробежных
сил,  способствующих  образованию  трещин  и
ползучести,  а  также  высокотемпературные  зо¬
ны  роторов,  в  частности,  пазы  ободов  дисков
первых  ступеней  ЦСД  и  ЦВД.
 Центральная  зона  поковки  наиболее  за¬
грязнена  металлургическими  дефектами,  ори¬
ентированными  в  радиально-осевом  направле¬
нии,  которые  могут  стать  очагами  зарождения
трещин  ползучести.  Обнаружение  зарождения
и  развития  таких  трещин  затруднено,  так  как
вибрационное  состояние  ротора  и  эти  трещины
не  могут  быть  обнаружены  средствами  вибро¬
диагностики  и  акустической  эмиссии.  Возник¬
новение,  развитие  до  больших  критических
размеров  трещин  приведет  к  хрупкому  разру¬
шению  ротора.  Примером  может  служить  раз¬
рушение  совмещенного  ротора  ЦСНД  турбины
мощностью  225  МВт  на  электростанции  «Гал¬
латин»  [60].  К  моменту  аварии  турбина  отрабо¬
тала  106  тыс.  ч  и  испытала  288  пусков  (темпе¬
ратура  пара  перед  турбиной  565  °С).  Ротор  раз¬
летелся  на  30  крупных  кусков,  повредивших
корпус  цилиндра  и  машинный  зал.  Протяжен¬
ность  наибольшего  дефекта  составляла  350  мм.
 Еще  более  высоконагруженными  зонами
являются  ободы  дисков  первых  ступеней
(Т-образные  и  грибовидные),  в  которых  пре¬
имущественно  образуются  трещины  ползуче¬
сти.  Примером  такой  аварии  может  служить
повреждение  диска  первой  ступени  ЦСД  тур¬
бины  К-500-240-2  на  Троицкой  ГРЭС  с  нара¬
боткой  83  тыс.  ч  [4].  Повреждение  произошло
при  стационарной  работе  турбины  с  нагрузкой
N  =  0,657VHOM.  Излом  поврежденного  участка
диска  берет  начало  от  конструктивного  кон¬
центратора  напряжений  зуба  грибка  диска.
Излом  в  месте  отрыва  —  хрупкий  с  крупными
рубцами.  Анализ  рубцового  рельефа  свиде¬
тельствует  о  том,  что  очаг  разрушения  нахо¬
дится  со  стороны  паровпуска,  в  районе  второй
(от  замковой)  лопатки,  т.е.  в  месте  более  вы¬
сокой  скорости  ползучести.
 Для  выявления  процессов,  которые  при¬
вели  к  разрушению  диска  турбины,  был  изучен
 характер  разрушения  с  применением  фактогра¬
фического  и  металлографического  методов.
Фактографический  анализ  особенностей  разви¬
тия  трещин  в  металле  диска  показал,  что  на¬
блюдаемый  в  хрупком  изломе  рельеф  образо¬
ван  рубцами,  которые  постепенно  по  мере  раз¬
вития  трещины  поворачиваются,  изменяя  угол
поворота  к  поверхности  диска,  что  характерно
для  развития  трещин  малоцикловой  устало¬
сти  [17].  Металлографически  установлено,  что
деформация  зерен  на  кромке  излома  не  наблю¬
дается.  Кромка  излома  проходит  как  по  зерну,
так  и  по  границам  зерен.  В  зоне  излома  имеют¬
ся  межзеренные  трещины,  берущие  начало  от
излома,  и  клиновидные  трещины  в  пределах
одного  зерна.  Разрушение  происходило  в  ос¬
новном  путем  зарождения  и  роста  одной  маги¬
стральной  трещины,  что  в  условиях  больших
температур  характерно  для  высокого  уровня  и
концентрации  напряжений.  Микроморфология
разрушения  в  зоне  магистральной  трещины
имеет  двойственный  характер:  в  основном  по
границам  зерен  в  результате  образования  кли¬
новидных  трещин,  вместе  с  тем  впереди  фрон¬
та  трещины,  а  также  радом  с  трещиной  имеется
значительное  количество  пограничных  пор,  ха¬
рактерных  для  высокотемпературной  ползуче¬
сти.  Следует  отметить,  что  наличие  пор  ползу¬
чести  обнаруживается  не  только  в  зоне,  при¬
мыкающей  к  разрушению,  но  и  дальше  по  пе¬
риметру  диска  вне  зоны  видимой  трещины.  Та¬
ким  образом  было  установлено,  что  в  процессе
эксплуатации  в  зоне  концентратора  напряже¬
ний  в  проточке  зуба  грибка  диска,  а  затем  и
впереди  фронта  развивающейся  трещины  шел
процесс  порообразования,  роста  пор  и  повы¬
шения  их  концентрации.
 Подробное  изучение  дислокационной
структуры  в  зоне  фронта  распространения  тре¬
щины  позволило  установить  важную  особен¬
ность  структурных  изменений  стали  под  дей¬
ствием  градиента  напряжений  и  деформаций  в
устье  трещины.  В  этих  условиях  наблюдается
локальная  структурная  нестабильность,  кото¬
рая  развивается  в  процессе  циклического  де¬
формирования  и  ползучести  при  высоких  тем¬
пературах.  Резко  повышается  скорость  выде¬
ления  и  роста  карбидов  в  зоне  конца  трещи¬
ны.  На  границах  зерен  появляются  грубые
скопления  массивных  карбидных  частиц.  Как
показал  рентгеноструктурный  фазовый  ана¬
лиз,  эти  частицы  являются  карбидами  хрома
М7С3.  Подобные  выделения  частиц  упрочняю¬
щих  фаз  при  высокотемпературной  малоцик¬

894
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 ловой  усталости  в  сочетании  с  ползучестью
обнаружены  и  на  других  сталях  [73,  75].  Такие
карбидные  колонии  уменьшают  трещиностой-
кость  стали  и,  следовательно,  способствуют
развитию  разрушения  и  снижению  долговеч¬
ности  материала.  Появлению  таких  колоний
карбидов  хрома  способствует  повышенное  со¬
держание  хрома  в  стали  20Х2МВФ  по  сравне¬
нию  с  другими  роторными  сталями.
 На  основании  изложенного  можно  пред¬
ставить  себе  следующую  модель  разрушения.
При  периодических  перегрузках,  которые  мо¬
гут  быть  в  пусковой  период  работы  ротора,  в
металле,  пораженном  порами,  происходит  об¬
разование  клиновидных  межзеренных  трещин
в  пределах  зерна.  Развитие  разрушения  реали¬
зуется  в  материале,  поврежденном  порами.
Многочисленными  исследованиями  влияния
поврежденности  от  ползучести  на  развитие
трещин  показано,  что  при  сочетании  ползуче¬
сти  и  термомеханической  малоцикловой  уста¬
лости  максимальное  снижение  долговечности
происходит  при  режимах  с  предварительной
ползучестью,  когда  образованию  клиновидных
трещин  предшествует  порообразование.  Кро¬
ме  того,  в  устье  трещины  вследствие  ускоре¬
ния  процессов  диффузии  в  поле  повышенных
напряжений  и  межзеренного  проскальзывания
происходит  образование  крупных  карбидов,
что  снижает  трещиностойкость  стали.  Поро¬
образование  и  колонии  крупных  карбидных
частиц  способствуют  развитию  разрушения.
В  дальнейшем  процесс  идет  с  ускорением  и
завершается  смешанным  разрушением.  Таким
образом,  можно  предположить,  что  разруше¬
ние  произошло  под  действием  ползучести  и
малоцикловой  усталости.  Для  подтверждения
такого  предположения  были  проведены  испы¬
тания  металла  поврежденного  диска  на  мало¬
цикловую  усталость  при  рабочих  температу¬
рах,  которые  позволили  установить,  что  разру¬
шение  диска  произошло  под  действием  неуч¬
тенных  расчетом  высоких  циклических  напря¬
жений  в  сочетании  с  действием  статистиче¬
ских  нагрузок  в  зоне  концентратора  грибка
диска  в  процессе  эксплуатации.
 Зонами  повышенных  напряжений  явля¬
ются  также  галтели  дисков  первых  ступеней
(ползучесть  и  малоцикловая  усталость)  и  теп¬
ловые  канавки  концевых  и  диафрагменных
уплотнений  в  зоне  повышенных  температур
(малоцикловая  усталость).
 В  нормальных  условиях  эксплуатации  и
ремонта  турбин  система  диагностики  и  оценки
 эксплуатационной  надежности  роторов  пред¬
ставляет  собой  комплекс  расчетных  и  диагно¬
стических  методов,  определяемых  вероятными
факторами,  способными  ограничить  срок
службы  ротора  [60]:
 присутствие  в  поковке  ротора  металлур¬
гических  дефектов,  способных  развиваться  в
трещины  и  привести  к  хрупкому  разрушению
ротора;
 накопление  в  металле  высоконагружен-
ных  зон  предельной  поврежденности  от  ползу¬
чести  и  малоцикловой  усталости;
 недопустимое  снижение  свойств  стали
из-за  действия  повышенных  температур  и  на¬
пряжений.
 Каждый  из  этих  факторов  требует  само¬
стоятельного  рассмотрения  и  подбора  опреде¬
ленных  методов  контроля  металла  для  предот¬
вращения  повреждения  ротора.
 Присутствие  в  поковке  ротора  металлур¬
гических  дефектов.  В  настоящее  время  разра¬
ботан  ряд  методов  контроля  роторов  со  сторо¬
ны  осевого  канала,  позволяющих  выявлять  де¬
фекты  на  расстоянии  до  80  мм  от  поверхности
и  непосредственно  на  поверхности  расточки.
К  этим  методам  относятся  методы  ультразву¬
кового  контроля  (УЗК),  разработанные  НПО
ЦНИИТмаш-Уралтехэнерго  и  ВТИ-Донбасс-
энерго.
 Поверхностные  дефекты  можно  выявлять
методами  магнитопорошковой  дефектоскопии
(МПД)  и  вихретокового  контроля  (ВТК).  Наи¬
более  технологичным  и  надежным  сегодня  яв¬
ляется  метод  ВТК,  разработанный  УралВТИ.
 Металлургические  дефекты  должны  вы¬
являться  в  процессе  изготовления  роторов.
Поскольку  при  производстве  эксплуатирую¬
щегося  парка  роторов  эти  методы  контроля  не
существовали,  на  электростанциях  приходится
выполнять  контроль  после  достаточно  продол¬
жительного  срока  эксплуатации.  Проектный
срок  эксплуатации  цельнокованых  роторов  со¬
ставляет  100  тыс.  ч.  Опыт  показал,  что  в  тече¬
ние  этого  срока  разрушение  роторов  по  этой
причине  не  происходит.  Поэтому  в  действую¬
щей  типовой  инструкции  по  контролю  за  ме¬
таллом  рекомендуется  первый  контроль  про¬
водить  после  100  тыс.  ч.
 Накопление  повреждений  в  металле  по  ме¬
ханизмам  ползучести  и  малоцикловой  устало¬
сти.  Парковый  ресурс  роторов,  который  опре¬
деляет  минимальный  гарантированный  срок
их  эксплуатации,  для  разных  типов  роторов
составляет  100...270  тыс.  ч.  По  истечении  этого

ПОВЫШЕНИЕ  НАДЕЖНОСТИ  РОТОРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 895
 срока  дальнейшая  эксплуатация  роторов  воз¬
можна  при  положительных  результатах  расче¬
та  индивидуального  ресурса  и  неразрушающе¬
го  контроля  металла.  Индивидуальный  ресурс
рассматривается  с  учетом  свойств  металла
конкретного  ротора  и  условий  его  эксплуата¬
ции.  Проводится  анализ  полей  температур  и
напряжений  в  роторе,  и  по  характеристикам
длительной  прочности,  малоцикловой  устало¬
сти  и  трещиностойкости  роторной  стали  опре¬
деляется  его  надежный  срок  эксплуатации.  Ре¬
зультаты  расчета  должны  быть  подкреплены
результатами  неразрушающего  контроля  ме¬
талла  в  критических  зонах  ротора.
 Наиболее  важными  являются  результаты
дефектоскопии.  Для  зоны  осевого  канала  ис¬
пользуются  те  же  методы,  что  и  при  выявле¬
нии  металлургических  дефектов.  В  том  случае,
если  после  100  тыс.  ч  эксплуатации  в  объеме
металла  дефекты  не  были  выявлены,  УЗК  по¬
вторно  может  не  проводиться.  Так  как  обычно
зарождение  дефектов  наблюдается  вблизи  по¬
верхности,  по  истечении  паркового  ресурса
потребуется  периодическое  повторение  кон¬
троля  металла  поверхностных  слоев  в  критиче¬
ских  зонах.
 Дефектоскопия  дает  информацию  о  на¬
личии  или  отсутствии  дефектов,  но  не  позво¬
ляет  оценить  степень  исчерпания  ресурса  ме¬
талла  при  отсутствии  трещин.  Единственным
экспериментальным  методом  оценки  накоп¬
ленной  поврежденности  на  поверхности  осе¬
вого  канала  является  измерение  остаточной
деформации  ползучести  по  методике  НПО
ЦКТИ.  Установлено,  что  предельно  допусти¬
мая  остаточная  деформация  для  роторов  из
стали  Р2,  Р2МА  составляет  1%,  а  из  сталей
20Х2МВФ  и  34ХМА  —  0,8%.  Следует  отме¬
тить,  что  этот  метод  практически  не  применим
для  роторов  производства  ОАО  «Турбоатом»
ввиду  неудовлетворительного  состояния  по¬
верхности  осевых  каналов.
 По  роторам  из  сталей  Р2  и  Р2МА  в  ЦКТИ
накоплен  большой  статистический  материал,
который  позволяет  принять  решение  о  продле¬
нии  срока  их  службы  сверх  паркового  ресурса,
а  также  своевременно  выявить  роторы  с  повы¬
шенной  ползучестью.  Программа  для  персо¬
нального  компьютера  позволяет  проводить  об¬
работку  и  анализ  результатов  измерений  оста¬
точных  деформаций  роторов,  на  основании  че¬
го  делается  заключение  о  возможности  даль¬
нейшей  эксплуатации  ротора  по  критерию
максимальной  деформации  ползучести.
 Недопустимое  снижение  свойств  стали,
обусловленное  действием  повышенных  темпера¬
тур  и  напряжений.  Исследование  металла  дли¬
тельно  работающих  роторов,  а  также  роторных
сталей  после  искусственного  старения  показа¬
ло,  что  в  процессе  эксплуатации  возможны
несколько  периодов  структурных  превраще¬
ний,  которые  вызывают  определенные  изме¬
нения  служебных  свойств  стали  [60].
 Первый  период  завершается  к  20...30  тыс.  ч
и  характеризуется  переходом  легирующих  эле¬
ментов  (Сг,  Мо,  и  V)  из  твердого  раствора  в  кар¬
биды,  снятием  остаточных  напряжений  в  стали  и
незначительной  сфероидизацией  бейнита.  Этот
период  сопровождается  разупрочнением  металла,
но  не  более  чем  на  20%.
 Второй  (стабилизированный)  период  рас¬
пространяется,  по  крайней  мере,  до  исчерпа¬
ния  паркового  ресурса  и  характеризуется  ста¬
билизацией  фазового  состава  и  свойств  сталей.
При  этом  наблюдается  некоторая  сфероидиза-
ция  бейнита.
 В  третьем  и  четвертом  периодах  наблюда¬
ется  трансформация  и  растворение  карбидов  с
переходом  легирующих  элементов  в  твердый
раствор.  В  эти  периоды  наблюдается  дальней¬
шая  сфероидизация  бейнита  с  превращением
его  в  феррито-карбидную  смесь  и  последующей
рекристаллизацией  феррита.  Этим  периодам
структурных  превращений  соответствуют  пе¬
риоды  резкого  изменения  служебных  свойств
сталей.  Так,  кратковременная  прочность  сни¬
жается  более  чем  в  2  раза  по  сравнению  со  ста¬
билизированным  периодом,  долговечность  об¬
разцов  при  испытании  на  длительную  проч¬
ность  при  рабочих  напряжениях  снижается  в
1000  раз.  Эксплуатация  роторов  с  металлом,
находящимся  в  третьем  или  четвертом  перио¬
дах  структурных  превращений,  недопустима.
 Описанные  превращения  достаточно  на¬
дежно  можно  выявить  при  исследовании  мик¬
роструктуры  и  твердости  металла  диска  первой
наиболее  высокотемпературной  ступени.  Пер¬
вый  раз  эти  исследования  целесообразно  про¬
водить  после  исчерпания  паркового  ресурса,  а
затем  —  при  каждом  капитальном  ремонте
турбины.  Исследования  позволяют  оценить
свойства  металла  данного  ротора,  необходи¬
мые  для  расчета  его  индивидуального  ресурса.
 Предлагаемая  система  диагностики  ме¬
талла  роторов  приведена  в  табл.  5.6.1.  С  точки
зрения  опасности  хрупкого  разрушения  рото¬
ров  из-за  металлургических  дефектов  наиме¬
нее  надежными  являются  роторы  из  сталей

896
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 5.6.1.  Система  диагностики  роторов  турбин
 Факторы,  ограничивающие  ресурс  роторов
 Система  диагностики
 Развитие  дефекта  до
предельного  размера
 Накопление  предель¬
ной  поврежденности
 Недопустимое
разупрочнение  материала
 Критерии  эксплуата¬
ционной  надежности
цельнокованных
роторов
 Размер  выявленного
дефекта  меньше  до¬
пустимого,  опреде¬
ленного  по  критериям
трещиностойкости
 Отсутствие  трещин.
Величина  остаточной
деформации  меньше
допустимой
 Твердость  НВ  >  1800  (для
сталей  34ХМ,  Р2,  Р2М),
 НВ  >  2000  (для  стали
20Х2МВФ)
 Степень  сферовдизации
бейнита  не  превышает  3  бал¬
лов
 Контролируемые
зоны  ротора
 Зона  осевого  канала
 Поверхность  осевого
канала.
 Ободы  дисков  первых
двух  ступеней.
Тепловые  канавки
первых  двух  ступеней.
Галтели  дисков  пер¬
вых  двух  ступеней
 Металл  полотна  диска  пер¬
вой  ступени
 Методы  контроля
и  расчет
 Расчет  допустимого
размера  дефекта  для
конкретной  зоны.
Перископический
осмотр
 УЗК,  МПД  или  ВТК
 Расчет  остаточного
ресурса.
 Измерение  остаточ¬
ной  деформации  пол¬
зучести.
 Дефектоскопия:
осевой  канал  —
МПД  или  ВТК,
или  УЗК;
 обод  диска  —  УЗК
или  МПД  (при  раз-
лопачивании),  ВТК
или  МПД;
канавки  —  ВТК
или  МПД
 Измерение  твердости  пере¬
носными  твердометрами.
Исследование  микрострук¬
туры  на  репликах  или  ско¬
лах
 Периодичность  кон¬
троля
 В  исходном  состоя¬
нии  или  до  100  тыс.  ч.
При  обнаружении  де¬
фекта  —  по  рекомен¬
дации
 После  отработки  пар¬
кового  и  индивиду¬
ального  ресурсов,  за¬
тем  по  рекомендации
ВТИ
 После  отработки  паркового
ресурса,  затем  при  каждом
капитальном  ремонте
 34ХМА  и  20Х2МВФ  (примерно  в  50  и  20%  ро¬
торов  из  этих  сталей),  обладающих  понижен¬
ной  трещиностойкостью.  Критическая  глуби¬
на  дефекта  для  некоторых  типов  роторов  из
этих  сталей  не  превышает  8...9  мм  [60].
 В  роторах  из  сталей  Р2  и  Р2МА  вероят¬
ность  присутствия  в  поковках  недопустимых
металлургических  дефектов  не  превышает  5%.
 Наиболее  высокие  темпы  накопления  по¬
вреждений  наблюдаются  в  роторах  турбин  мощ¬
 ностью  500  и  800  МВт.  Ресурс  данных  роторов
составляет  100  тыс.  ч,  но  и  до  исчерпания  этого
срока  имели  место  случаи  поломок  ободов  пер¬
вых  ступеней  роторов  ЦВД  и  ЦСД  турбин  мощ¬
ностью  500  МВт  из  стали  20Х2МВФ  [4].
 Серьезные  проблемы  могут  возникнуть  с
эксплуатационной  надежностью  роторов  из
стали  34ХМА,  работающих  в  турбинах  с  пара¬
метрами  пара  9  МПа  и  500  °С.  При  парковом
ресурсе  270  тыс.  ч  многие  из  этих  роторов  от¬

ПОВЫШЕНИЕ  НАДЕЖНОСТИ  РОТОРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 897
 работали  уже  350  тыс.  ч  и  более.  Известны
примеры,  когда  при  плановых  ревизиях  этих
роторов  обнаруживались  трещины  на  поверх¬
ности  осевого  канала.  Расчетные  исследова¬
ния  показали,  что  и  индивидуальный  ресурс
этих  роторов  оказывается  исчерпанным.  Не¬
которые  из  этих  роторов  рекомендованы  к  за¬
мене  как  не  обеспечивающие  требования  экс¬
плуатационной  надежности.
 Вопросы  диагностирования,  оценки  ос¬
таточного  индивидуального  ресурса  роторов
должны  стать  первостепенными.  Электростан¬
ции  должны  планировать  выполнение  слож¬
ных  работ  по  диагностированию  и  внедрение
комплекса  технических  мероприятий  направ¬
ленных  на  реальное  продление  ресурса  в
1,5-2  раза.  Таким  техническим  решением  яв¬
ляется  система  принудительного  парового  ох¬
лаждения  (СППО),  разработанная  и  широко
внедряемая  НПО  ЦКТИ  в  течение  последних
десятилетий  на  ТЭС.  СППО  применяется  так¬
же  в  турбинах  передовых  турбостроительных
фирм  (Сименс,  Альстом,  Мицубиси  и  др.),  а
также  в  новых  турбинах  ЛМЗ.
 Система  принудительного  парового  охлажде¬
ния  роторов  (СППО).  Как  отмечалось,  в  настоя¬
щее  время  на  ТЭС  России  эксплуатируется
большой  парк  паровых  турбин,  выработавших
расчетный  ресурс  (100  тыс.  ч)  и  приближаю¬
щихся  к  выработке  паркового  ресурса  (значи¬
тельное  число  турбин  имеет  наработку  свыше
180  тыс.  ч).  Несмотря  на  большую  наработку  эти
турбины  могут  эксплуатироваться  с  приемлемы¬
ми  технико-экономическими  показателями  за
счет  внедрения  новых  технических  решений.  В
этой  связи  разработка  и  внедрение  мероприя¬
тий,  способствующих  комплексному  решению
проблем,  являются  важным  направлением  по¬
вышения  технического  уровня  действующих  па¬
ровых  турбин  и  вновь  создаваемого  паротурбин¬
ного  оборудования,  для  которого  необходимо
повышение  параметров  паросилового  цикла.
 Создание  и  внедрение  СППО  роторов
требует  решения  большого  комплекса  проблем:
определения  температуры  и  расхода  омы¬
вающего  ротор  пара,  обеспечивающих  необхо¬
димое  охлаждение  металла  в  наиболее  высоко¬
температурной  части  ротора;
 выбора  оптимального  источника  охлаж¬
дающего  пара  с  точки  зрения  его  охлаждаю¬
щей  способности  и  экономичности  турбины;
 определения  оптимальных  мест  ввода  ох¬
лаждающего  пара,  не  вызывающих  переохлаж¬
дения  элементов  турбины;
 разработки  методики  гидравлических  рас¬
четов  потоков  в  зоне  охлаждаемых  ступеней;
 проведения  расчетов  теплового  состоя¬
ния  роторов  в  зоне  охлаждения,  в  том  числе
сравнительных  (с  охлаждением  и  без  него);
 определения  влияния  охлаждения  на  отно¬
сительные  расширения  роторов  и  осевые  силы;
 определения  допустимых  расходов  охлаж¬
дающего  пара  с  точки  зрения  разгона  турбины;
 проведения  промышленных  исследований
с  определением  эффективности  охлаждения;
 проведения  при  необходимости  наладоч¬
ных  и  доводочных  работ;
 проведения  сдаточных  испытаний  и  на¬
блюдений  в  период  опытно-промышленной
эксплуатации;
 проведения  обследования  узлов  и  деталей  в
период  ремонтов  с  целью  определения  деформа¬
ции  элементов  турбины  и  при  необходимости
корректировки  интенсивности  охлаждения.
 Расчетные  исследования  гидравлики  сис¬
тем  охлаждения  проводились  по  специально
разработанной  методике  [58].  Исследования
влияния  на  работу  систем  охлаждения  пара¬
метров  охлаждающего  пара,  мест  его  подачи,
размеров  зазоров  в  уплотнениях  и  реактивно¬
сти  ступеней  показали,  что  их  изменение  мо¬
жет  существенно  влиять  на  температуру  пара,
омывающего  отдельные  элементы  ротора.  При
этом  важнейшими  являются  реактивность
первой  ступени  ЦСД  и  зазоры  в  думмисе.  Так,
путем  изменения  реактивности  первой  ступе¬
ни  (при  модернизации  турбины)  можно  изме¬
нять  направление  потоков  пара  и,  тем  самым,
корректировать  работу  системы  охлаждения.
На  рис.  5.6.10  показаны  температуры  и  на¬
правление  потоков  в  первых  трех  ступенях
ЦСД  турбины  К-300-240  ЛМЗ  при  работе  без
охлаждения  и  при  подаче  охлаждающего  пара.
 Одновременно  с  расчетом  потоков  опре¬
делялись  осевые  силы.  Оказалось,  что  при  раз¬
личных  вариантах  охлаждения  изменение  осе¬
вой  силы  находится  в  пределах  нескольких  ки¬
лоньютонов.  Для  проведения  расчетного  ана¬
лиза  теплового  состояния  были  выбраны  наи¬
более  характерные  по  условиям  работы  обору¬
дования  режимы.  Для  оценки  влияния  различ¬
ных  вариантов  охлаждения  на  температурное
состояние  элементов  турбины  по  созданной  в
ЦКТИ  методике  было  рассчитано  тепловое
состояние,  в  частности,  ротора  ЦСД  турбины
К-300-240  ЛМЗ  и  других  турбоагрегатов.
 Широкое  внедрение  на  турбинах  мощно¬
стью  200...800  МВт  получила  система  охлажде¬

898
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 Рис.  5.6.10.  Температуры  (°С)  и  направления  потоков  в  ЦСД  турбины  К-300-240  ЛМЗ  при  работе
без  системы  охлаждения  и  при  подаче  охлаждающего  пара:
 I  —  температура  без  охлаждения;  II  —  температура  с  охлаждением;  щ,  отв,  ут,  дум,  диа  —  темпера¬
тура  соответственно  щели,  отверстия,  утечки,  охлаждения,  думмиса,  диафрагмы;  <4—о  —  подвод
 охлаждающего  пара
 ния  высокотемпературных  элементов  ЦСД
(рис.  5.6.11)  [11].  Вариантные  расчеты  и  опыт
эксплуатации  показали,  что  наиболее  целесо¬
образным,  с  точки  зрения  конструктивного  вы¬
полнения  и  экономичности,  является  исполь¬
зование  в  качестве  охлаждающего  агента  пара
из  первого  отбора  ЦВД,  а  ввод  пара  в  ЦСД  на¬
до  проводить  двумя  параллельными  линиями:  в
район  думмиса,  в  район  14-й  ступени.  При
этом  температура  омывающего  ротор  пара
должна  составлять  440  °С.  На  рис.  5.6.12  пока¬
заны  температурные  поля  ротора  ЦСД  без  ох¬
лаждения  и  с  включенным  охлаждением.
 Для  других  типов  турбин  конструктивное
исполнение  аналогичное.  В  окончательном  ва¬
рианте  для  охлаждения  элементов  ЦСД  исполь¬
зуется  пар,  отбираемый  из  первого  отбора  ЦВД
 Рис.  5.6.11.  Система  охлаждения  ротора  ЦСД
турбины  К-300-240  ЛМЗ:
 I, 	II  —  подвод  охлаждающего  пара
 с  параметрами  на  номинальной  нагрузке
р  =  6,3  МПа,  Т  =  355  °С.  Этот  пар  по  раздель¬
ным  паропроводам  подается  в  полость  между
разгрузочным  поршнем  (думмисом)  и  диском
первой  ступени,  а  также  в  полость  между  пер¬
вым  диском  и  диафрагмой  второй  ступени  ЦСД.
Внутри  цилиндра  системой  патрубков,  подводя¬
щих  холодный  пар  в  камеру  перед  первым  дис¬
ком,  обеспечивается  равномерное  по  окружно¬
сти  смешение  «холодного»  пара  из  ЦВД  с  па¬
ром,  поступающим  из  проточной  части  ЦСД.
В  камеру  за  первым  диском  пар  из  ЦВД  подает¬
ся  через  специальные  паровые  форсунки  и  так¬
же  смешивается  в  полости  (за  первой  ступенью)
с  паром  из  проточной  части  ЦСД.
 Температура  пара,  омывающего  ротор
после  смешения  этих  двух  потоков,  при  работе
на  номинальной  нагрузке  находится  на  уровне
 440...475  °С  (в  зависимости  от  настройки  сис¬
темы).
 Для  ограничения  расхода  охлаждающего
пара  из  ЦВД  и  обеспечения  необходимой  тем¬
пературы  охлаждающего  пара  после  смешения
с  паром  из  проточной  части  на  подводящих
паропроводах  устанавливаются  ограничитель¬
ные  шайбы  и  байпасирующие  их  вентили,  на¬
страивающие  систему  охлаждения.  После  на¬
стройки  поддержание  необходимой  температу¬
ры  при  измененных  режимах  обеспечивается
автоматически.
 В  случае  одновременного  охлаждения  ро¬
торов  ЦВД  и  ЦСД  применяется  разработанная

ПОВЫШЕНИЕ  НАДЕЖНОСТИ  РОТОРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 899
 Рис.  5.6.12.  Температурные  поля  ротора  ЦСД  турбины  мощностью  300  МВт  на  режиме
 номинальной  нагрузки:
 а  —  без  охлаждения;  б  —  с  охлаждением
 в  ЦКТИ  комплексная  система  охлаждения
(рис.  5.6.13).  Одной  из  проблем  при  разработке
комплексной  СППО  роторов  ЦВД  и  ЦСД  тур¬
бин  мощностью  100...300  МВт  является  выбор
источника  охлаждающего  пара.  Если  для  охла¬
ждения  ротора  ЦСД  известны  пути  решения
этого  вопроса,  например,  использование  пара
первого  отбора  ЦВД,  то  для  организации  охла¬
ждения  ЦВД  имеются  определенные  сложно¬
сти,  поскольку  необходим  источник  пара  с  дав¬
лением  выше  давления  в  зоне  охлаждаемого
участка  паровпуска.  При  этом  СППО  должна
отвечать  следующим  требованиям:
 обеспечивать  стабильное  поддержание  рас¬
четного  уровня  температур  охлаждаемых  узлов
во  всем  диапазоне  эксплуатационных  режимов;
 обеспечивать  надежную  и  безотказную
работу  турбоагрегата  (по  уровню  вибрации,
относительным  удлинениям,  температуре  под¬
шипников,  исключению  попадания  влаги  в
проточную  часть  и  др.);
 не  должна  снижаться  экономичность  тур¬
боагрегата  при  включении  СППО;
 не  должна  усложняться  эксплуатация
турбины.
 Выбор  источника  охлаждающего  пара  для
роторов  может  выполняться  в  двух  направлениях:
охлаждение  каждого  ротора  от  собствен¬
ного  автономного  источника;
 Рис.  5.6.13.  Комплексная  система  охлаждения
 роторов  ЦВД  и  ЦСД

900
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 создание  (или  отыскание  в  тепловой  схе¬
ме)  источника  охлаждающего  пара,  позволяю¬
щего  обеспечивать  охлаждение  ротора  как
ЦВД,  так  и  ЦСД.
 Выбор  источника  охлаждающего  пара  рото¬
ра  ЦВД.  Отбор  пара  из  парового  тракта  прямо¬
точного  котла  (рис.  5.6.14).  Из  рассмотрения  ха¬
рактеристик  котлов  отечественных  блоков,  на¬
пример,  мощностью  200  МВт,  можно  принять,
что  отбор  пара  на  охлаждение  ротора  с  парамет¬
рами  р  =  15  МПа,  Т=  470...480  °С  необходимо
производить  на  участке  поверхности  нагрева  за
КПП-1  перед  КПП-2.  Однако  при  этом  необхо¬
димо  учесть  принципиальную  особенность  пря¬
моточных  котлов,  заключающуюся  в  том,  что  у
них  изменение  нагрузки  вызывает  колебание
температуры  среды  по  тракту  даже  при  номи¬
нальных  параметрах  на  выходе  из  котла,  что
создает  трудности  в  получении  необходимых  па¬
раметров  охлаждающего  пара,  а  также  появляет-
 Рис.  5.6.14.  Принципиальная  схема  парового
тракта  прямоточного  котла  (один  корпус):
 РПК  —  регулирующий  питательный  клапан;
НРЧ,  СРЧ,  ВРЧ  —  радиационные  части  по¬
верхности  нагрева  котла;  Р.С.  —  растопочный
расширитель;  В.З.  —  встроенная  задвижка;
Д-3  —  дроссельный  клапан;  ППТО  —  паропа¬
ровой  теплообменник;  ХПП  —  линия  холодно¬
го  промперегрева;  ГПП  —  линия  горячего
промперегрева
 ся  угроза  заброса  влаги  в  проточную  часть
ЦВД.
 Существующие  промежуточные  впрыски
по  паровому  тракту  обеспечивают  среднюю
температуру  за  поверхностями  нагрева  с  от¬
клонениями  в  пределах  20...25  °С  и  являются
средствами  защиты  от  предельного  повыше¬
ния  температуры  в  диапазоне  регулирования.
Основным  условием  поддержания  нормаль¬
ных  параметров  пара  на  выходе  из  котла  явля¬
ется  соответствие  расхода  воды  тепловыделе¬
нию  в  топке.  Различные  колебания  в  подаче
топлива,  тяге,  дутье,  резкое  изменение  нагруз¬
ки  турбины  вызывают  резкие  и  значительные
по  величине  колебания  температуры  пара  за
поверхностями  нагрева  котла.  Особую  слож¬
ность  в  поддержании  стабильной  температуры
пара  за  поверхностями  котла  представляют  ре¬
жимы  пуска  после  кратковременного  остано¬
ва.  При  аварийном  останове  турбины,  путем
прекращения  подачи  пара,  должна  прекра¬
титься  и  подача  охлаждающего  пара,  для  чего
СППО  должна  быть  оснащена  быстродейст¬
вующими  защитными  органами,  включенны¬
ми  в  общую  схему  защиты  турбоагрегата.
 Выбор  котла  как  источника  охлаждающе¬
го  пара  потребует  значительной  протяженно¬
сти  трубопровода,  рассчитанного  на  высокие
параметры,  обеспеченного  дренажной  систе¬
мой  и  запорной  арматурой.  Таким  образом,
нецелесообразно  использовать  паровой  тракт
котла  в  качестве  источника  охлаждающего  па¬
ра  для  РВД.
 Использование  для  охлаждения  ротора  па¬
роструйного  компрессора.  В  варианте  использо¬
вания  пароструйного  компрессора  в  качестве
активного  пара  II  рассматривался  свежий  пар  /,
отбираемый  из  трубопровода  перед  турбиной,  а
для  снижения  его  температуры  к  нему  может
быть  подмешан  низкопотенциальный  пар,  и
полученная  смесь  III  может  подаваться  на  ох¬
лаждаемый  участок  РВД  (рис.  5.6.15).  Рассмат¬
ривались  следующие  места  отбора  эжектируе-
мого  пара:  из  переднего  уплотнения  ЦВД;  из
первого  отбора  ЦВД;  из  второго  отбора  ЦВД.
Расчеты  производились  для  условий  номиналь¬
ной  нагрузки  турбоагрегата.
 За  исходные  данные  в  этом  варианте  бы¬
ли  приняты  параметры  пара  (активного  и
эжектируемого)  при  номинальной  нагрузке.
Степень  расширения  активного  пара  и  степень
сжатия  эжектируемого  определялись  из  усло¬
вия  равенства  давления  на  выходе  из  компрес¬
сора  давлению  в  регулирующей  ступени  ЦВД.

ПОВЫШЕНИЕ  НАДЕЖНОСТИ  РОТОРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 901
 Рис.  5.6.15.  Схема  использования  пароструйного
компрессора
 Именно  это  условие  ограничивает  возможно¬
сти  использования  струйного  компрессора  в
качестве  источника  охлаждающего  пара.  Для
получения  сравнительно  высокого  значения
давления  на  выходе  из  компрессора  рр  с  коэф¬
фициент  эжекции  U  =  (7ЭЖ  /G0K[  должен  быть
небольшим  (U  =  0,1...0,2),  а  это  приводит  к
незначительному  снижению  (до  500  °С)  темпе¬
ратуры  пара  высокого  давления  и  он  не  может
существенно  снизить  температуру  пара,  омы¬
вающего  охлаждаемый  участок  ротора.  Поэто¬
му  использование  струйного  компрессора  в
качестве  источника  охлаждающего  пара  рото¬
ра  ЦВД  нецелесообразно.
 Использование  вихревой  трубы  (ВТ).  Дей¬
ствие  ВТ  основано  на  эффекте  Д.Д.  Ранка  —
Р.  Хилша,  заключающегося  в  вихревом,  тем¬
пературном  разделении  газа  (пара).  Вихревая
труба  представляет  собой  гладкую  цилиндри¬
ческую  трубу  4  с  вихревой  камерой  (улит¬
кой)  2,  имеющей  тангенциальный  подвод  па¬
ра  I  (рис.  5.6.16).  При  протекании  пара  через
сопло  и  камеру  образуется  вихревой  поток,
приосевые  слои  которого  заметно  охлаждают¬
ся  и  отводятся  через  диафрагму  3  в  виде  хо¬
лодного  потока  //,  а  периферийные  слои  по-
 Рис.  5.6.16.  Схема  вихревой  трубы:
 1 	—  тангенциальное  сопло;  2  —  улитка;  3  —  диа¬
фрагма;  4  —  цилиндрическая  труба;  5  —  дроссель
 догреваются,  образуя  горячий  поток  III.  Эф¬
фект  охлаждения  холодного  потока  оценивает¬
ся  соотношением:  АТХ  =  Тх  -  Т*,  а  эффект  по¬
догрева  горячего  потока  А  Тг  =  Т*  -  7]*.
 Из  уравнения  расхода  Gx  =  Gx  +  GT  опре¬
деляются  массовые  доли:
 холодного  потока  ц  =  Gx/Gx;
горячего  потока  1  -  ju  =  GT/GX.
 Для  оценки  эффективности  ВТ  Р.  Хил-
шем  была  введена  безразмерная  величина  г|  —
температурная  эффективность,  представляю¬
щая  собой  отношение  полученного  эффекта
охлаждения  АТХ  к  эффекту  охлаждения  при
изоэнтропном  расширении  от  параметров  рх  и
Тх  до  давления  рх  (рис.  5.6.17):
 АТУ
 где  ж  =  рх/рх.
 В  диапазоне  2  <  л  <  6  максимальные  зна-
чения  r|max  соответствуют  максимальным  эф¬
фектам  охлаждения  (А  Гх)п;  изменяются  в
очень  узком  диапазоне  от  ri^  =  0,47  при  к  =  2
Д°  Л  шах  =  при  к  =  6.
 Рис.  5.6.17.  Процесс  расширения  пара  в  вихревой
трубе

902
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 В  рассматриваемом  случае  рх  =  13  МПа;
рх  =  9,9  МПа;  п  =  1,32;  Тх  =  808  К;  =
 На  основании  экспериментальных  дан¬
ных  максимальный  эффект  охлаждения  дости¬
гается  при  jll  =  0,3,  при  этом  r|max  =  0,5.  Тогда
эффект  охлаждения  АТх  =  г\АТх  =  0,5  -47  =
=  23,5  °С,  что  свидетельствует  о  малой  эффек¬
тивности  применения  ВТ  для  охлаждения  ро¬
тора  ЦВД.
 Использование  для  комплексного  охлажде¬
ния  роторов  ЦВД  и  ЦСД  паропарового  теплооб¬
менника.  Наиболее  целесообразным  является
создание  комплексной  системы  охлаждения
роторов  ЦВД  и  ЦСД  путем  введения  в  тепло¬
вую  схему  турбоустановки  дополнительного
поверхностного  паропарового  теплообменни¬
ка.  Тип  паропарового  теплообменника  —  тру¬
ба  в  трубе,  рабочая  среда  —  перегретый  водя¬
ной  пар,  схема  движения  —  противоток.
 Для  охлаждения  ротора  ЦВД  использует¬
ся  свежий  пар,  отобранный  перед  ЦВД  и  охла¬
жденный  в  теплообменнике  до  расчетной  тем¬
пературы,  для  охлаждения  ротора  ЦСД  —  пар
первого  отбора  или  холодного  промперегрева
(ХТПП),  который  догревается  в  теплообмен¬
нике  до  расчетной  температуры,  необходимой
для  охлаждения  ротора.  Отбор  пара  на  охлаж¬
дение  ротора  ЦВД  осуществляется  непосред¬
ственно  из  трубопровода  свежего  пара  за  пер¬
вым  регулирующим  клапаном,  что  диктуется
требованием  защиты  турбины  от  разгона  при
сбросе  нагрузки  с  отключением  генератора.
В  схеме  предусмотрен  сброс  пара  после  тепло¬
обменника  в  линию  горячего  промперегрева
(ГПП).
 Охлаждение  каждого  из  роторов  независи¬
мым  собственным  источником  охлаждающего
пара.  Для  охлаждения  паровпуска  и  первых
ступеней  ЦСД  используется  пар,  отбираемый
из  различных  точек  ЦВД:
 из  зоны  переднего  концевого  уплотнения
(ПКУ);
 из  первого  отбора;
 из  11-го  отбора  (холодного  промперегрева).
 С  целью  охлаждения  паровпуска  ЦВД  ис¬
пользуется  острый  пар,  отбираемый  из  линии
острого  пара  за  первым  регулирующим  клапа¬
ном  РК.  В  этом  случае  необходимая  температу¬
ра  охлаждающего  пара  обеспечивается  впры¬
сками  воды  в  часть  отбираемого  на  охлаждение
острого  пара  (рис.  5.6.18).  Положительным  в
 данном  способе  подготовки  охлаждающего  па¬
ра  является  именно  независимое  регулирова¬
ние  расхода  и  температуры  пара,  идущего  на
охлаждение  соответствующих  роторов.  Охлаж¬
дение  свежего  пара  при  помощи  впрысков  во¬
ды  позволяет  обеспечить  более  низкую  темпе¬
ратуру  охлаждающего  пара  и  более  глубокий
уровень  охлаждения  ротора  ЦВД  по  сравнению
с  другими  способами  подготовки  охлаждающе¬
го  пара.  Кроме  того,  этот  вариант  требует  зна¬
чительно  меньших  затрат,  чем,  например,  ва¬
риант,  в  котором  используется  паропаровой  те¬
плообменник.
 Однако  основной  причиной  отказа  от
этого  варианта  явилась  возможность  заброса
воды  в  проточную  часть  ЦВД.  Как  показано
на  рис.  5.6.18  отбор  пара  для  охлаждения  РВД
может  быть  осуществлен  из  линии  острого  па¬
ра,  как  до  стопорных  клапанов,  так  и  после
них.  На  этой  линии  в  любом  из  вариантов
должно  быть  установлено  устройство  впрыска
питательной  воды  и  регулировки  его  расхода
для  поддержания  необходимой  температуры
пара  на  стадии  пуска  и  работы  на  частичных
нагрузках.  Если  отбор  охлаждающего  пара
осуществляется  до  стопорного  клапана  СК,  то
при  сбросах  нагрузки  и  закрытии  стопорных  и
регулирующих  клапанов  в  ЦВД  будет  посту¬
пать  пар  через  линию  охлаждающего  пара  с
расходом,  способным  дополнительно  повы¬
сить  частоту  вращения  ротора.  Поэтому  на
этой  линии  необходимо  устанавливать  допол¬
нительно  быстродействующую  запорную  ар¬
матуру.  При  отборе  пара  на  охлаждение  за  сто¬
порным  клапаном  на  линии  отбора  не  требу¬
ется  установки  запорного  органа,  однако  воз¬
никают  ситуации,  когда  в  ЦВД  турбины  по
линии  охлаждающего  пара  может  быть  произ¬
веден  заброс  воды,  например  из-за  неплотно¬
сти  в  арматуре  подвода  воды  на  впрыски.
 На  рис.  5.6.19  показана  комплексная  сис¬
тема  охлаждения  роторов,  реализованная  на
турбине  К-210-130-3  ТЭЦ  «Марица  Восток-2»
(Болгария).  Охлаждение  ротора  ЦСД  осущест¬
вляется  паром,  отбираемым  из  паропровода
первого  отбора  ЦВД.  Охлаждающий  пар  по
двум  трубопроводам,  на  которых  установлены
ограничители  расхода  ППЗ,  имеющие  байпас¬
ные  линии  с  вентилями,  подводится  в  зону  пе¬
реднего  концевого  уплотнения  ЦСД  и  через
специальные  устройства  (паровые  форсун¬
ки)  —  в  полость  между  диском  13-й  ступени
ЦСД  и  диафрагмой  14-й  ступени.  Устройства
подвода  охлаждающего  пара  выполнены  в  ви-

ПОВЫШЕНИЕ  НАДЕЖНОСТИ  РОТОРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 903
 Рис.  5.6.18.  Схема  комплексной  системы  охлаждения  турбины  с  использованием  впрысков  для  регули¬
рования  температуры  охлаждающего  пара  ЦВД
 Рис.  5.6.19.  Схема  подвода  пара  на  охлаждение  роторов  ЦВД  и  ЦСД  турбины  К-210-130-3

904
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 де  коллекторов  и  паровых  форсунок  и  уста¬
новлены  таким  образом,  чтобы  обеспечить
равномерный  по  окружности  подвод  охлаж¬
дающего  пара.
 Охлаждение  ротора  ЦВД  осуществляется
подводом  охлаждающего  пара  также  в  две  об¬
ласти:  в  зону  ПКУ  и  в  полость  между  диском
регулирующей  ступени  и  диафрагмой  второй
ступени.  Здесь  также  предусмотрены  коллекто¬
ры  и  паровые  форсунки,  которые  обеспечивают
равномерную  по  окружности  подачу  определен¬
ного  расхода  охлаждающего  пара  по  двум  тру¬
бам.  На  этих  трубах  установлены  ограничитель¬
ные  шайбы,  которые  имеют  байпасные  линии  с
регулировочными  вентилями.  Подготовка  охла¬
ждающего  пара  для  ЦВД  осуществляется  в  па¬
ропаровом  теплообменнике  2,  в  который  проти¬
вотоком  подается  пар  из  линии  3  холодного
промперегрева  и  свежий  пар  4,  отбираемый  за
первым  регулирующим  клапаном  РК-1.
 Паропаровой  теплообменник  оснащен
системой  дренирования  паропроводов.  Все  па¬
ропроводы,  подходящие  к  паропаровому  теп¬
лообменнику,  турбине  и  от  турбины,  имеют
уклоны  не  менее  15°.  Это  же  относится  и  к  па¬
ропроводам  подвода  охлаждающего  пара  от
первого  отбора  ЦВД  к  ЦСД.
 Система  охлаждения  ротора  ЦСД  выпол¬
нена  без  вентилей,  поэтому  охлаждающий  пар
из  первого  отбора  подается  в  зону  ПКУ  и  2-й
ступени  ЦСД  сразу,  как  только  свежий  пар
попадает  в  ЦВД.  По  мере  прогрева  и  набора
нагрузки  его  расход  и  параметры  увеличива¬
ются  как  в  точке  отбора  охлаждающего  пара,
так  и  в  зонах  его  подачи.  Вентили  на  байпас¬
ных  линиях  ограничителей  расхода  служат  для
настройки  СП  ПО  при  проведении  пусконала¬
дочных  работ  или  если  необходимо  увеличить
расход  охлаждающего  пара.  Пар  на  охлажде¬
ние  ротора  начинает  поступать  из  паропарово¬
го  теплообменника  в  ЦВД  с  открытием  регу¬
лирующего  клапана  РК-1.  По  мере  прогрева  и
нагружения  турбины  параметры  и  расход  охла¬
ждающего  пара  в  зоны  его  подачи  увеличива¬
ются,  так  как  при  проектировании  СП  ПО  за¬
ложен  принцип  автомодельности.
 На  турбине  К-210-130-3  осуществлен
экспериментальный  контроль  температур  1-9
пара  и  металла  элементов  турбины  в  зонах  ох¬
лаждения  роторов,  а  также  установлены  кон¬
трольно-измерительные  приборы,  позволяю¬
щие  контролировать  работу  паропарового  теп¬
лообменника  (рис.  5.6.20).  Термопары  1  и  5
установлены  в  гильзы,  которые  вварены  в  на-
 Рис.  5.6.20.  Схема  температурного  контроля  за
работой  комплексной  СППО  роторов  турбины
К-210-130-3:
 1-9  —  измерители  температуры  в  ЦВД  и  ЦСД;
 I 	—  в  камере  за  соплами  ЦВД;  2  —  при  выходе
из  первой  обоймы  ПКУ;  3  —  на  входе  ПКУ;
 4 	—  в  зоне  диафрагменного  уплотнения  второй
ступени;  5  —  в  камере  между  первой  и  второй
обоймами  ЦСД;  6—  на  входе  в  первую  обойму;
7  —  на  выходе  из  первой  обоймы  ПКУ;  8  —  те¬
ла  диафрагмы  14-й  ступени;  9  —  пар  в  зоне
диафрагменного  уплотнения  14-й  ступени;
/  —  ХПП  на  выходе;  II  —  ХПП  на  входе;
 II 	—  охладителя  пара  (ОП)  на  выходе;  IV  —  ОП
 на  входе
 ружные  корпусы  ЦВД  и  ЦСД.  Их  высокая  на¬
дежность  позволяет  организовать  контроль  за
работой  СППО  в  процессе  всего  межремонт¬
ного  периода.  Эти  термопары  могут  быть
включены  в  схему  измерений  АСУ  блока.
 После  пуска  турбины  система  охлажде¬
ния  ротора  ЦСД  была  сразу  включена  в  рабо¬
ту,  а  система  охлаждения  ротора  ЦВД  —  при
работе  турбины  с  нагрузкой  N  =  200  МВт  и
параметрах  свежего  и  вторично  перегретого
пара,  близких  к  номинальным.
 Температуры  пара  омывающего  ротор  в
зоне  паровпуска  и  ПКУ  при  работе  турбины  с
отключенной  системой  охлаждения  ЦВД  на
номинальной  нагрузке  и  номинальных  пара¬
метрах  свежего  пара  составили  Т{  =  530  °С,

ПОВЫШЕНИЕ  НАДЕЖНОСТИ  РОТОРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 905
 Г4  =  510  °С.  При  введении  охлаждения  эти
температуры  снизились: 	Тх 	= 	508 	°С,
 Г4  =  460  °С.  При  этом  вся  высокотемператур¬
ная  зона  ротора  ЦВД  в  районе  ПКУ  и  регули¬
рующей  ступени  снизилась  примерно  на
 40...50 	°С,  что  хорошо  согласуется  с  уменьше¬
нием  осевого  разгона  ротора  (ОРР)  ЦВД  на
 0,33...0,35  мм,  а  изменение  осевого  сдвига
(ОС)  на  0,05  мм  свидетельствует  о  некотором
изменении  осевой  силы.  В  зоне  диафрагмы
второй  ступени  ЦВД  температура  пара  снизи¬
лась  на  50  °С.
 Охлаждение  ротора  ЦСД  в  зоне  ПКУ  и
14-й  ступени  осуществлялось  также  достаточ¬
но  надежно.  Температура  пара  в  зоне  ПКУ
снизилась  на  60...65  °С,  а  в  зоне  14-й  ступени
примерно  на  50  °С.  Это  привело  к  уменьше¬
нию  ОРР  ЦСД  на  0,5  мм.  Кроме  этого,  при
введении  охлаждения  снизилась  температура
баббита  колодок  упорного  подшипника  на
 2...2.5 	°С,  и  ухудшения  вибрации  подшипни¬
ков  при  этом  не  наблюдалось.  Изменение  тем¬
пературы  баббита  вкладышей  опорных  под¬
шипников  также  отсутствовало.
 В  ЦКТИ  разработана  и  внедрена  система
охлаждения  ротора  ЦСД  на  трех  турбинах
К-800-240  ЛМЗ.  Наиболее  опасными  в  отноше¬
нии  циклической  прочности  ротора  ЦСД  явля¬
ются  осевые  напряжения  вблизи  наружной  по¬
верхности  дисков  13-  и  14-й  ступеней,  посколь¬
ку  здесь  имеет  место  значительная  концентра¬
ция  напряжений  в  придисковых  галтелях,  боль¬
шие  номинальные  напряжения  и  повышенная
температура  металла,  что  обусловливает  необхо¬
димость  принудительного  парового  охлаждения
ротора  ЦСД  турбин  К-800-240  ЛМЗ.
 На  рис.  5.6.21  показан  один  из  вариантов
системы  охлаждения  ротора  ЦСД  турбины
К-800-240.  Такое  техническое  решение  позво¬
ляет  снизить  температуру  среды,  омывающей
ротор  ЦСД  на  всех  эксплуатационных  режи¬
мах,  без  дополнительного  регулирования  расхо¬
да  охлаждающего  пара.  Это  обеспечивается
тем,  что  полости  7,  охлаждаемые  паром,  приле¬
гающие  к  термонапряженным  участкам  ротора
в  районе  первых  ступеней,  соединены  с  источ¬
ником  охлаждающего  пара,  в  котором  произво¬
дится  его  подготовка  за  счет  смешения  в  эжек¬
торном  смесителе  2  пара,  отбираемого  из  обой¬
мы  ПКУ,  с  паром,  отбираемым  из  ТПП.  Соот¬
ношение  расходов  смешиваемых  сред  выбрано
таким,  чтобы  в  зазор  для  охлаждения  ротора
между  дисками  первых  ступеней  пар  (0,9  т/ч)
поступал  с  температурой  Тпп  =  440  °С,  а  в  по-
 2
 Рис.  5.6.21.  Схема  подвода  охлаждающего  пара
к  ротору  ЦСД  турбины  К-800-240
 лости  в  зоне  второй  и  третьей  ступеней  охлаж¬
дающий  пар  (4,5...5  т/ч)  поступал  из  обоймы
ПКУ  с  температурой  Топ  =  400  °С.  В  качестве
охлаждающего  пара  может  использоваться
только  пар  первого  отбора.
 Для  обеспечения  необходимых  расходов
охлаждающего  пара  на  трубопроводах  устанав¬
ливают  ограничительные  шайбы  3,  имеющие
байпасы  с  регулирующими  вентилями  4.  С  по¬
мощью  регулировочных  вентилей  и  подбором
ограничительных  шайб  производится  доводка
и  наладка  системы  охлаждения  на  этапе  пус¬
коналадочных  работ.
 Эффективность  СППО  может  быть  оце¬
нена  путем  сравнения  температурных  полей
ротора  с  включенной  и  отключенной  СППО
(рис.  5.6.22).  При  введении  охлаждения  темпе¬
ратура  металла  снижается  на  80  °С  и,  следова¬
тельно,  примерно  в  5-7  раз  уменьшается  де¬
формация  вследствие  ползучести  металла.
 На  основании  полученного  опыта  созда¬
ния  и  внедрена  СППО  на  паровых  турбинах
мощностью  200...800  МВт  можно  отметить
следующее.
 1. 	Созданные  в  ЦКТИ  в  содружестве  с
турбостроительными  заводами  страны  СППО
внедрены  на  шести  турбинах  К-200-130  ЛМЗ,
 21 	турбине  К-300-240  ЛМЗ,  шести  турбинах
К-500-240-2  ХТГЗ,  четырех  турбинах
Т-250/300-240  ТМЗ.  Изготовлены  и  введены  в
эксплуатацию  три  системы  охлаждения  ротора
ЦСД  на  турбинах  К-800-240  ЛМЗ.  Принято
решение  в  ближайшие  годы  оснастить  все  ро¬
торы  ЦСД-1  турбин  Т-250/300-240  СППО  АО
«Мосэнерго».

906
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 Рис.  5.6.22.  Температурные  поля  ротора  ЦСД
турбины  К-800-240  ЛМЗ:
 а  —  без  охлаждения;  б  —  с  охлаждением
 2. 	Расчетный  анализ  напряженного  состоя¬
ния  и  длительной  прочности  охлаждаемых  высо¬
котемпературных  узлов  турбин  с  использованием
фактических  кривых  ползучести  стали  Р2МА  при
испытаниях  до  140  тыс.  ч  по  температурным  по¬
лям  показал,  что  применение  охлаждения  высо¬
котемпературных  участков  валов  роторов,  дисков
и  диафрагм  первой  ступени  ЦСД  турбин  мощно¬
стью  200...800  МВт  с  начальной  температурой  па¬
ра  540/540  °С  обеспечивает  продление  срока
службы  не  менее  чем  в  1,5—2,5  раза  сверх  уста¬
новленного  в  настоящее  время  за  счет  сущест¬
венного  уменьшения  повреждений  от  ползучести
при  снижении  температуры  до  460  °С.
 3. 	Экономическая  целесообразность  вве¬
дения  охлаждения  роторов  ЦВД  и  ЦСД  мощ¬
ных  паровых  турбин  обосновывается  расчетом
годового  совокупного  экономического  эффек¬
та  (СЭЭ),  определяемого  рядом  факторов,
свидетельствующих  о  техническом  совершен¬
стве  турбоагрегата,  которые  можно  разделить
на  следующие  основные  группы:
 повышение  экономичности  вследствие
замещения  части  высокопотенциального  пара,
уменьшения  протечек  из-за  коробления  ста¬
торных  элементов,  улучшения  вакуумной
плотности  и  др.;
 повышение  экономичности  блока  в  це¬
лом  вследствие  улучшения  маневренных  ха¬
рактеристик  турбоагрегата;
 экономический  эффект  вследствие  повы¬
шения  ресурса  и  снижения  скорости  ползуче¬
сти  металла.
 Годовой  СЭЭ  при  введении  охлаждения
может  быть  представлен  выражением
 Э 	=  Эх  +  Э2  + 	+ 	Эр  +  Эп  +  Э5,
 где  экономические  эффекты  Эх  —  от  повыше¬
ния  экономичности  турбины  при  введении  ох¬
лаждения  и  замещения  части  высокопотенци¬
ального  пара;  Э2  —  от  сокращения  объема  ре¬
монтных  работ;  Эъ  —  от  уменьшения  протечек
вследствие  коробления  обойм  концевых  уплот¬
нений;  Э4  —  от  повышения  экономичности
при  работе  на  частичных  нагрузках  (ночные
разгружения)  вследствие  улучшения  вакуумной
плотности;  Эр  —  от  продления  ресурса  роторов;
Эп  —  от  сокращения  времени  пуска  турбины  из
различных  тепловых  состояний;  Э5  —  от  сокра¬
щения  времени  простоя  блока  при  применении
ускоренного  расхолаживания.
 4. 	В  процессе  создания  СППО  разработа¬
ны  ряд  методик  и  программ  расчета,  позволяю¬
щих  выполнять  комплекс  проектно-расчетных
работ  по  созданию  и  доводке  систем  охлажде¬
ния  для  паровой  турбины  любого  типа.
 5. 	Применение  СППО  первых  ступеней
ЦВД  и  ЦСД  открывает  путь  не  только  для  реа¬
лизации  температур  свежего  и  вторично  пере¬
гретого  пара  до  565/565  °С,  но  и  для  их  даль¬
нейшего  повышения  до  600/600  °С  с  соответст¬
вующим  повышением  давления  до  29...30  МПа,
что  может  быть  реализовано  в  турбинах  нового
поколения.  Возможно  и  дальнейшее  повыше¬
ние  температуры  свежего  пара  до  640...650  °С.
 6. 	Для  турбин  с  большой  наработкой  вве¬
дение  охлаждения  может  явиться  альтернати¬
вой  замене  высокотемпературных  узлов,  на¬
пример,  роторов,  диафрагм,  корпусов  клапа¬
нов  и  др.
 5.6.4. 	КОРОБЛЕНИЕ  КОРПУСОВ
 ЦИЛИНДРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Коробление  цилиндров  —  это  остаточное
изменение  их  формы.  Отличается  от  упругих
деформаций,  временно  возникающих  из-за

КОРОБЛЕНИЕ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 907
 температурных  разностей  в  металле  при  про¬
греве  и  охлаждении  цилиндров.  Коробление
корпусов  цилиндров  внешне  проявляется  в
эксплуатации  в  виде  пропаривания  внутренне¬
го  уплотняющего  пояска  горизонтального
разъема  цилиндров  или  сквозного  пропарива¬
ния  разъема  в  машинный  зал.  У  турбин  АЭС
помимо  опасности  радиационного  заражения
и  потери  экономичности  пропаривание  разъе¬
ма  приводит  к  возникновению  щелевой  эро¬
зии,  приводящей  к  интенсивному  изнашива¬
нию  (с  уносом  металла)  уплотняющих  поясков
фланцев  горизонтального  разъема.
 При  вскрытии  турбин  во  время  ремонта
коробление  проявляется  в  нарушении  плотно¬
сти  прилегания  фланцев  горизонтального  разъ¬
ема,  а  также  в  нарушении  цилиндричности  рас-
точек  под  обоймы  диафрагм  и  уплотнений.
 Повышение  мощности  и  начальных  пара¬
метров  пара  привело  к  увеличению  толщин  сте¬
нок  и  фланцев  ЦВД.  Появление  цилиндров  с
толстостенными  участками,  омываемыми  изнут¬
ри  паром  высокой  температуры,  вызвало  резкое
увеличение  интенсивности  их  коробления,  кото¬
рое  стало  одной  из  важнейших  проблем  не  толь¬
ко  современного,  но  и  стареющего  оборудова¬
ния,  а  также  оборудования,  которое  не  выработа¬
ло  парковый  и  даже  назначенный  ресурс.  Вели¬
чина  раскрытия  фланцев  ЦВД,  ЦСД  и  даже
ЦНД  может  составлять  от  нескольких  десятых
долей  миллиметров  до  нескольких  миллиметров.
 Практически  во  всех  случаях  горизон¬
тальный  разъем  покоробленных  ЦВД  и  ЦСД
приобретает  волнообразную  форму,  причем,
как  правило,  максимальная  величина  раскры¬
тия  приходится  на  зоны  регулирующей  ступе¬
ни  ЦВД  и  первых  ступеней  ЦСД.
 Для  покоробленных  цилиндров  можно
отметить  следующие  общие  закономерности:
наибольшее  раскрытие  наблюдается  в
районе  омывания  внутренней  поверхности  ци¬
линдра  паром,  имеющим  самую  высокую  тем¬
пературу;
 при  одинаковых  параметрах  пара  величи¬
на  коробления  у  двухкорпусных  цилиндров
меньше,  чем  у  однокорпусных;
 величина  деформации  верхней  и  нижних
половин  цилиндра  практически  одинаковая;
 из  двух  одинаковых  турбин  коробление
больше  у  той,  которая  работает  при  более  вы¬
сокой  температуре  пара;
 коробление  может  появиться  за  очень  ко¬
роткое  время,  даже  после  однократного  пуска
турбины;
 на  турбинах  с  параметрами  пара  540  °С  и
выше  процесс  коробления  после  многократ¬
ных  шабрений  не  затухает.
 Накопленный  в  отрасли  опыт  свидетель¬
ствует  о  том,  что  у  турбин  с  параметрами
2,9  МПа,  Т=  400  °С  в  зоне  регулирующей  сту¬
пени  раскрытие  достигает  0,4...0,5  мм,  у  тур¬
бин  типа  ВК-100-2  (р  =  9  МПа,  Т  =  500  °С)  —
 1.0... 	1,2  мм.  У  этих  турбин  с  помощью  мастики
и  контролируемой  затяжки  легко  обеспечить
плотность  разъемов.  Однако  в  ЦВД  турбин
К-200-130,  К-300-240,  К-500-240,  К-800-240,
работающих  при  давлении  свежего  пара
 13...24 	МПа  и  температурах  свежего  и  вторич¬
ного  пара  540...565  °С,  решить  проблему  уплот¬
нения  фланцевых  разъемов  с  помощью  мастики
не  удается.  Это  объясняется  наличием  повы¬
шенного  перепада  давлений  на  фланцах  ЦВД.
У  этих  турбин  при  раскрытии  поясков  фланце¬
вых  разъемов  0,5...0,6  мм  и  более  обеспечить
плотное  прилегание  обоих  уплотняющих  поя¬
сков  без  шабровки  фланцев  ЦВД  (иногда  ЦСД)
во  время  капитального  ремонта  не  удается.
 Опыт  эксплуатации  мощных  паровых  тур¬
бин,  его  анализ,  обследования  большого  парка
покоробленных  цилиндров  позволили  разрабо¬
тать  нормативно-техническую  документацию
РТМ  108.021.55  с  рекомендациями,  позволив¬
шими  отказаться  от  обязательных  шабровок  го¬
ризонтальных  разъемов  цилиндров.
 Причины  коробления  корпусов  паровых
турбин.  В  начальный  период  эксплуатации
мощных  блочных  турбин  причину  коробления
цилиндров  пытались  объяснить  действием  ос¬
таточных  напряжений,  которые  не  были  уст¬
роены  в  процессе  их  изготовления.  На  основе
этого  предполагалось,  что  процесс  коробления
постепенно  «затухнет».  Об  этом  свидетельст¬
вует  опыт  эксплуатации  турбин  на  параметры
пара  9  МПа  и  500  °С.
 Однако  у  турбин  на  параметры  пара
13  МПа,  565  °С  и  24  МПа,  565  °С  (затем
540  °С)  подобная  закономерность  не  подтвер¬
дилась.  В  результате  многочисленных  исследо¬
ваний  большого  числа  турбин  различных  ти¬
пов  было  установлено,  что  коробление  корпу¬
сов  является  следствием  двух  причин:
 остаточной  деформации,  возникающей
под  воздействием  температурных  напряжений,
превышающих  предел  текучести  при  неста¬
ционарных  режимах;
 деформации  ползучести,  появляющейся  в
результате  работы  неравномерно  напряженно¬
го  металла  при  высоких  температурах.

908
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 Если  исключить  чисто  аварийные  ситуа¬
ции,  например,  резкий  нагрев  или  охлаждение
металла  (заброс  воды  в  проточную  часть),  не¬
допустимые  колебания  температуры  свежего
пара,  сброс  и  наброс  нагрузки,  задевания  вра¬
щающихся  деталей,  в  результате  которых  мо¬
гут  возникнуть  остаточные  деформации,  то  ос¬
новным  и  важнейшим  эксплуатационным
фактором,  обусловливающим  возникновение
коробления,  является  пуск  турбины.  Во  время
пуска  в  корпусных  элементах  цилиндров  воз¬
можно  неравномерное  распределение  темпе¬
ратур  и,  как  следствие,  неравномерные  напря¬
жения  и  деформации.  При  повышении  скоро¬
сти  прогрева  напряжения  могут  превысить
предел  текучести  материала,  и  тогда  появля¬
ются  остаточные  деформации,  после  которых
уже  не  восстанавливаются  первоначальные
формы  тела.
 Подтверждением  того,  что  коробление
возникает  в  результате  больших  температурных
разностей,  является  различная  величина  короб¬
ления  одностенных  и  двухстенных  корпусов
турбин  К-300-240.  У  двухстенных  ЦВД  величи¬
на  раскрытия  фланцев  как  внутреннего,  так  и
наружного  корпусов  обычно  не  превышает
0,6...0,8  мм.  При  этом  разность  температур  по
ширине  фланцев  при  пусках  находится  в  пре¬
делах  100  °С.  В  одностенных  ЦВД  разность
температур  по  ширине  фланцев  при  пусках
часто  превышает  150  °С,  а  раскрытые  фланцев
при  разбалчивании  достигает  3  мм.  Вследствие
ползучести  коробление  корпусов  происходит
особенно  в  зоне  высоких  температур,  но  эти
деформации  невелики  и  не  они  определяют  об¬
щую  величину  раскрытия  фланцев.
 Обе  причины  коробления  существуют  не¬
зависимо  одна  от  другой,  но  если  деформации
ползучести  практически  не  зависят  от  дейст¬
вий  эксплуатационного  персонала,  то  остаточ¬
ные  деформации  от  нестационарных  режимов
могут  быть  снижены  или  исключены  при  экс¬
плуатации.
 Процесс  возникновения  остаточной  де¬
формации  в  результате  местного  нагрева  мож¬
 но  рассмотреть  на  примере  бруска  прямо¬
угольной  формы  (рис.  5.6.23).  Интенсивный
местный  нагрев  одной  из  граней  бруска  вызы¬
вает  расширение  волокон  поверхностного
слоя  металла  на  участке  АВ.  Увеличение  дли¬
ны  волокон  участка  АВ  приводит  к  упругому
изгибу  бруска  (рис.  5.6.23,  а).  В  связи  с  тем  что
нагреванию  подвергся  тонкий  слой  металла  на
небольшом  участке,  стремление  нагретых  во¬
локон  к  расширению  сдерживается  остальной
массой  холодного  металла.  Поэтому  волокна
нагретого  участка  будут  испытывать  напряже¬
ния  сжатия  и,  в  свою  очередь,  будут  сжимать
соседние  слои  металла.
 Если  нагрев  достаточно  интенсивен,  то
напряжения  сжатия  могут  превысить  предел
текучести  металла,  и  волокна  в  нагреваемом
участке  уже  не  вернутся  после  остывания  к
своей  первоначальной  длине.  Деформация  об¬
легчается  тем,  что  у  нагретого  металла  с  рос¬
том  температуры  предел  текучести  снижается.
Укорочение  волокон  участка  АВ  приводит  к
прогибу  бруска  при  остывании  в  обратном  на¬
правлении  (рис.  5.6.23,  б).  У  остывшего  поко¬
робленного  бруска  (рис.  5.6.23,  в)  волокна  уча¬
стка  АВ  испытывают  напряжение  растяжения
от  остальной  массы  металла,  стремящейся
«выпрямиться».
 Эти  напряжения  находятся  в  пределах
упругости,  но  упруго  изогнутые  волокна  ме¬
талла  всего  сечения  не  могут  «вытянуть»  до
прежних  размеров  волокна  на  участке  АВ,  пре¬
терпевшие  пластическую  деформацию.  По¬
вторный  нагрев  площадки  АВ  приводит  снача¬
ла  к  снижению  растягивающих  напряжений  до
нуля  и  выпрямлению  бруска,  а  затем  к  выпу¬
чиванию  зоны  нагрева  «горбом»  с  появлением
сжимающих  напряжений  в  волокнах  металла
нагретой  зоны.  Однако  если  повторный  нагрев
не  вызвал  напряжений,  превышающих  напря¬
жения  от  первого  нагрева,  то  дополнительной
остаточной  деформации  не  произойдет.  Так
будет  при  любом  количестве  нагреваний,  если
все  они  менее  интенсивны  по  сравнению  с
первоначальным  (рис.  5.6.24).  Сжатие  нагре-
 Рис.  5.6.23.  Нагрев  и  деформация  стального  бруска  прямоугольного  сечения

КОРОБЛЕНИЕ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 909
 Рис.  5.6.24.  Диаграмма  напряжений  и  деформа¬
ций  нагреваемого  поверхностного  слоя  бруска:
 а  —  напряжения;  s  —  относительные  удлине¬
ния  («+»  —  растяжение;  «—»  —  сжатие)
 тых  волокон  при  первом  нагреве  идет  от  точ¬
ки  О  сначала  по  закону  пропорциональности,
а  затем  по  кривой  пластической  деформации
до  точки  1.  Затем  по  мере  прогревания  всей
массы  бруска  напряжения  сжатия  в  поверхно¬
стном  слое  на  участке  АВ  снижаются  по  ли¬
нии  12  и  даже  в  какой-то  момент  совсем  исче¬
зают.  Когда  брусок  остывает,  то  зона  АВ  под¬
вергается  растяжению  по  линии  23  и  процесс
останавливается  в  какой-то  точке  3.  В  этой
точке  волокна  участка  АВ  подвергались  растя¬
жению,  но  длина  волокон  осталась  меньше
первоначальной.  Все  последующие  нагревы  с
интенсивностью,  равной  первичной  интенсив¬
ности  нагрева  или  меньшей,  характеризуются
изменением  состояния  волокон  металла  участ¬
ка  АВ  по  линии  321  и  обратно.
 Если  у  покоробленного  бруска  снять  пу¬
тем  шабрения  металл  на  выступающих  участ¬
ках,  приняв  за  нулевую  отметку  участок  АВ,
как  это  показано  на  рис.  5.6.23,  в,  то  верхняя
плоскость  бруска  вновь  станет  ровной  и  будет
такой  оставаться  после  большого  числа  цик¬
лов  нагрев  —  наслаждение  до  тех  пор,  пока
термические  напряжения  при  всех  нагревах  не
превышают  первоначальные.  Если  термиче¬
ские  напряжения  на  участке  АВ  превысят  пер¬
воначальные,  то  это  вызовет  дальнейшее  уве¬
личение  пластической  (остаточной)  деформа¬
ции  (штриховая  линия  14  на  рис.  5.6.24).  По¬
сле  такого  воздействия  коробление  увеличит¬
ся,  и  все  последующие  циклы  будут  протекать
уже  по  линии  45.  Такое  явление  часто  встреча¬
ется  у  цилиндров  турбин,  когда  после  стаби¬
лизации  величины  коробления  в  течение  ряда
 лет  вдруг  происходит  резкое  увеличение  рас¬
крытие  разъема.  Внезапный  скачок  коробле¬
ния,  как  правило,  является  следствием  силь¬
ного  термического  воздействия  (резкого  про¬
грева  или  охлаждения  металла).
 При  короблении  тела  цилиндрической
формы,  например  неразъемного  полого  цилин¬
дра,  наибольшая  величина  напряжений  сжатия
действует  на  внутреннем  слое  металла.  В  глуби¬
не  стенки  есть  нейтральный  слой  с  нулевым
напряжением,  а  наружная  поверхность  подвер¬
гается  сравнительно  меньшим  напряжениям
растяжения.  При  быстром  нагреве  внутренние
напряжения  сжатия  могут  значительно  превы¬
сить  предел  текучести  металла  и  вызвать  пла¬
стическую  деформацию.  При  остывании  внут¬
ренние  волокна  окажутся  растянутыми,  так  как
их  длина  уменьшилась.  Однако  цилиндр  не  по¬
коробится,  поскольку  у  неразъемного  цилиндра
силы  замыкаются  в  контуре  и  не  могут  оказы¬
вать  влияния  на  форму  тела.  Многократные
интенсивные  нагревы  и  охлаждения  тела  вра¬
щения  с  созданием  напряжений,  намного  пре¬
вышающих  предел  текучести,  могут  привести  к
появлению  радиальных  трещин,  но  не  к  короб¬
лению.  Симметричное  неразъемное  тело  вра¬
щения  нельзя  покоробить.
 Если  после  сильного  нагрева  и  остыва¬
ния  разрезать  цилиндр  вдоль  оси,  то  плотного
прилегания  половин  уже  не  будет.  Напряже¬
ния,  действующие  на  внутренней  поверхно¬
сти,  разомкнут  их  с  образованием  клинового
зазора  (рис.  5.6.25,  а).  Это  и  есть  коробление.
 Цилиндр  турбины  с  горизонтальным
разъемом  не  является  симметричным  телом
 а) 	б)
 Рис.  5.6.25.  Нарушение  формы  половинок  раз¬
резанного  цилиндра,  имеющего  пластическую
деформацию  внутреннего  слоя  металла  (а)  и  ис
кажение  сечения  цилиндра  ЦВД  при  быстром
прогреве  внутренней  поверхности  (б)

910
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 вращения.  Он  имеет  сложную  форму  и  часто
несимметричен  относительно  продольной  оси.
Стенки  значительно  тоньше  фланцев.  Поло¬
винки  цилиндров  коробятся  самостоятельно,
поскольку  соединение  шпильками  не  может
сравниться  с  прочностью  целого  металла.  При
прогреве  цилиндр  приобретает  форму,  пока¬
занную  на  рис.  5.6.25,  6,  а  часто  на  внутренних
уплотняющих  поясках  появляются  вмятины.
 Влияние  релаксации  и  ползучести  на  короб¬
ление  корпусов  цилиндров.  В  процессе  эксплуа¬
тации  даже  при  нормальном  состоянии  тепло¬
вой  изоляции  наблюдается  разность  темпера¬
тур  по  ширине  фланцев  порядка  30...40  °С.
Внутренние  слои,  как  более  горячие,  постоян¬
но  испытывают  напряжения  сжатия,  посколь¬
ку  их  сдерживают  более  холодные  наружные
слои  металла.  Кроме  того,  стенки  цилиндра
горячее  фланцев,  поэтому  их  расширение  в
осевом  направлении  сдерживается  фланцами.
В  этих  условиях  происходит  релаксация  на¬
пряжений,  которая,  в  конечном  счете,  вызы¬
вает  изменение  формы  половин  цилиндров.
 Процесс  возникновения  и  изменения  во
времени  напряжений  а  в  металле  участка
стенки  цилиндра  турбины  показан  на
рис.  5.6.26.
 В  момент  А  с  началом  первого  нагрева¬
ния  на  металл  горячей  зоны  действуют  напря¬
жения  сжатия,  нарастающие  до  точки  В.  Затем
за  время  эксплуатации  происходит  релакса¬
ция  напряжений  по  кривой  ВС.  Останов  тур¬
бины  (точка  С)  и  остывание  вызывают  напря¬
жения  обратного  знака  —  растягивающие.  На
основании  теории  упругости,  когда  турбина
остывает  (ордината  CD),  металл  рассматривае¬
мого  участка  продолжает  оставаться  под  воз¬
действием  растягивающих  напряжений.
 Очередной  пуск  турбины  возвращает  ме¬
талл  к  состоянию,  имевшему  место  перед  ос¬
тановом  (точка  F),  в  котором  он  продолжает
 работать  в  очередной  межремонтный  пери¬
од  t2.  При  следующем  останове  и  разбалчива-
нии  цилиндра  напряжения  снижаются  по  ли¬
нии  D'G\  так  как  цилиндр  принимает  свобод¬
ную  форму,  т.е.  «расправляется»  с  возникнове¬
нием  раскрытия  плоскости  разъема.  Напряже¬
ния  удерживают  каждую  половину  цилиндра  в
покоробленном  состоянии,  так  как  они  пол¬
ностью  не  разгрузились.
 Если  через  промежуток  времени  t3  ци¬
линдр  вновь  сбалчивают  и  турбину  пускают,
то  положение  восстанавливается.  Так  может
продолжаться  сколь  угодно  большое  количест¬
во  циклов:  работа  —  останов  —  вскрытие  —
работа  и  т.д.  Исходя  из  этих  соображений,  на
ряде  станций  начали  закрывать  цилиндры  без
шабровки  разъемов,  а  по  мере  накопления
опыта  и  сбора  данных  были  разработаны  руко¬
водящие  материалы,  которые  устанавливают
предельные  значения  деформаций  корпусов,
при  которых  ремонт  производится  без  шаб¬
ровки  горизонтальных  разъемов.  Введение
контролируемых  режимов  эксплуатации  обес¬
печило  величину  коробления  на  уровне
0,5...0,6  мм,  при  таком  раскрытии  холодная  за¬
тяжка  двух-трех  шпилек  с  каждой  стороны
уменьшает  зазоры  до  0,15...0,2  мм,  которые  на
работающей  турбине  могут  закрываться.  По¬
этому,  рассматривая  холодный  покороблен¬
ный  цилиндр  турбины,  необходимо  обеспе¬
чить  его  плотность  в  первую  очередь  в  рабочем
режиме.  Исследования  ЛМЗ  и  ЦКТИ  показа¬
ли,  что  уменьшение  раскрытия  разъема  от  0,6
до  0,15  мм  достигается  за  счет  создания  допол¬
нительных  напряжений  порядка  30  МПа.  Ра¬
зумеется,  это  справедливо,  если  разъем  не
имеет  вмятин,  а  форма  его  изгиба  пологая.
 Влияние  напряжений,  возникающих  в  от¬
дельных  частях  корпусов  при  прогреве.  Это  на¬
пряжения  сжатия,  поскольку  нагретые  волок¬
на,  стремясь  расшириться,  сдерживаются  мас-
 Рис.  5.6.26.  Изменение  напряжений  а  на  участке  внутренней  поверхности  цилиндра  турбины
 во  времени  t

КОРОБЛЕНИЕ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 911
 сои  ненагретого  металла  и  взаимно  сжимают
друг  друга.  Величина  напряжений  зависит  от
характера  распределения  температур  в  металле
стенки.  На  рис.  5.6.27  показаны  три  варианта
прогрева.  Каждому  варианту  прогрева  соответ¬
ствует  формула  приближенного  расчета  вели¬
чины  термических  напряжений.  Знак  «-»  ука¬
зывает,  что  эти  напряжения  сжимающие.  Ха¬
рактер  распределения  температур  в  стенке  при
умеренных  (1...5  °С/мин)  скоростях  прогрева
цилиндров  достаточно  близко  соответствует
случаю  параболического  распределения,  на¬
пряжение  при  котором  для  такой  стенки  опре¬
деляются  формулой  (0,1  МПа)
 3 	1  —  v
 где  а  —  коэффициент  температурного  линей¬
ного  расширения;  Е  —  модуль  упругости;  v  —
коэффициент  Пуассона;  At  —  разность  темпе¬
ратур  по  толщине  стенки,  °С.
 Корпуса  цилиндров  мощных  паровых  тур¬
бин  изготовлены  из  стали  15Х1М1ФЛ,  у  кото-
рой  а  =  13-  1(Г6  мм/(мм  °С);  Е  =  1,8-105  МПа;
v  =  0,3.  Подставив  эти  значения  в  приведенную
 Рис.  5.6.27.  Напряжения,  возникающие  на  обог¬
реваемой  поверхности,  и  характер  распределения
температур  в  защемленной  металлической  стенке
при  различных  скоростях  прогрева  (подвод  тепло¬
ты  с  левой  стороны):
а  —  типа  мгновенного  ожога,  когда  возраста¬
ние  температуры  происходит  лишь  в  поверхно¬
стном  слое  металла  и  не  успевает  распростра-
 а  Е
 ниться  в  остальной  массе,  ot  =  - 	(7J  -Т2)\
 ,
 1-V
 б  —  с  умеренной  скоростью  подвода  теплоты,
при  которой  металл  в  среднем  сечении  греется
со  скоростью  1...5  °С/мин,  а  температура  в  ме¬
талле  распределяется  по  параболическому  за¬
кону;  в  —  со  скоростью,  значительно  меньшей,
 1 	aF
 чем  1  °С/мин,  Gt  =  --——(T]  -Т2)
 2 	1  —  v  1
 формулу,  получим  ot  =  2  МПа  на  1  °С  разности
температуры.  Если  учесть,  что  нижняя  граница
предела  текучести  для  стали  15Х1М1ФЛ  при
температуре  450  °С  составляет  260  МПа,  то  по¬
явление  разности  температур  130  °С  является
опасной.
 В  этой  связи  в  отечественной  норматив¬
но-технической  документации  принята  пре¬
дельная  допустимая  разность  температур
120  °С.  Однако  следует  отметить,  что  из-за  на¬
личия  концентратов  напряжений  в  деталях,  да¬
же  значительно  меньшая  разность  температур
может  привести  к  остаточным  напряжениям.
 Поскольку  напряжения  пропорциональ¬
ны  разности  температур,  следует  особое  вни¬
мание  уделять  участкам  с  наибольшей  толщи¬
ной  стенок  и  фланцев.  Таким  участком  прежде
всего  является  зона  регулирующей  ступени
ЦВД.  Турбостроительные  заводы  предусмат¬
ривают  установку  термопар  для  контроля  за
процессом  прогрева  металла  в  нескольких  по¬
перечных  сечениях  цилиндров.
 На  рис.  5.6.28,  а  показаны  варианты  уста¬
новки  термопар  в  сечении  камеры  регулирую¬
щей  ступени  турбины  и  распределение  темпе¬
ратур  в  сечении  фланца  при  прогреве.  Распо¬
ложение  глубинной  термопары  на  расстоянии
70  мм  от  внутренней  поверхности  цилиндра
«отсекает»,  т.е.  не  учитывает,  довольно  значи¬
тельную  часть  температурной  разности.  Обог¬
рев  фланцев  снаружи  путем  подачи  пара  в  спе¬
циальные  короба  повышает  температуру  на¬
ружной  поверхности  (штриховая  линия),  по¬
этому  измеряющаяся  по  штатным  термопарам
разность  температур  At  небольшая,  что  иска¬
жает  представление  о  процессе  пуска.  Факти¬
ческая  разность  Atф  по  ширине  фланца  в  ряде
случаев  превышает  допустимую  величину
120  °С.  Обнаруженные  деформации  корпусов
заставили  более  внимательно  изучать  графики
пусков  турбин  и  оценить  истинные  величины
разностей  температур.
 Результаты  расчетов  и  экспериментов  по¬
казывают,  что  температура  внутренней  по¬
верхности  tBH  металла  очень  близка  к  темпера¬
туре  пара  в  камере  регулирующей  ступени  tp  ст.
Даже  на  режиме  холостого  хода  турбины  tm
отличается  от  /рст  примерно  на  15  °С,  а  при
нагрузке,  близкой  к  номинальной,  эта  раз¬
ность  убывает  до  3...4  °С.  С  учетом  этого  об¬
стоятельства  разность  температур  может  со¬
ставлять  не  120  °С,  а  около  200  °С.
 При  установке  термопар  и  измерении
температуры  на  внутренней  поверхности

912
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 Рис.  5.6.28.  Установка  термопар  в  сечении  регулирующей  ступени  ЦВД  турбины  и  распределение  тем¬
пературы  по  ширине  фланца  в  один  из  моментов  процесса  пуска  (температуры  металла:  tBH  —  внутрен¬
ней  поверхности;  Ггф  —  (глубинная)  на  расстоянии  -70  мм  от  внутренней  поверхности;  Гсф  —  в  «середи¬
не»,  учитывая  нессиметричность  фланца;  tH  ф  —  на  наружной  поверхности  фланца)
 фланца  в  камере  регулирующей  ступени  было
установлено,  что  штатные  термопары,  уста¬
новленные  на  70  мм  от  внутренней  поверхно¬
сти  фланца,  показывают  температуру  на
 60...100°С  ниже,  чем  фактическая  температура
этой  поверхности  при  прогреве.  Поскольку
массивный  фланец  обогревается  не  только  из¬
нутри,  но  и  снаружи  (паром,  подаваемом  в  ко¬
роба),  в  глубине  фланца  существует  зона,  от¬
стающая  в  прогреве  от  внутренней  и  наружной
поверхностей.  Характер  распределения  темпе¬
ратур  по  ширине  фланца  показан  на
рис. 	5.6.28,  б. 	Разность  температур
 ^  =  ^вн  ф  —  ^н.ф>  измеренная  термопарами,  яв¬
ляется  той  величиной,  которая  была  основой
заблуждений  о,  якобы,  правильно  выбранных
режимах  прогрева.  Действительная  разность
температур  /вн  ф  -  tcp  ф  =  Д/ф  обусловливает  по¬
явление  на  внутренней  поверхности  фланцев
термических  напряжений,  превышающих  пре¬
дел  текучести  металла.  Эти  напряжения  вызы¬
вают  остаточную  деформацию  —  коробление
корпусов.
 Условия  ремонта  покоробленных  корпусов
цилиндров.  Методика  и  технология  ремонта  по¬
коробленных  корпусов  цилиндров  изложены  в
основном  в  нормативном  документе
 РТМ  108.021.55,  который  распространяется  на
корпусы  ЦВД  и  ЦСД  паровых  турбин  с  пара¬
метрами  8,8  МПа,  535  °С  и  выше.  В  нем  уста-
навлены  предельные  значения  деформаций
корпусов,  при  которых  ремонт  производится
без  шабровки  горизонтальных  разъемов,  спо¬
собы  определения  перемещений  деталей  про¬
точной  части  при  затяжке  горизонтальных
разъемов  и  технические  требования  к  сборке
фланцевых  соединений.
 Выбор  способа  устранения  коробления
фланцев  корпусов.  Выбор  способа  устранения
коробления  фланцев  горизонтальных  разъемов
корпусов  при  ремонте  турбины  определяется
величиной  коробления  и  общим  состоянием
поверхностей  разъемов.  Общее  состояние  по¬
верхности  разъема  определяется  визуально.  На
контактных  поясках  верхнего  и  нижнего
фланцев  отмечаются  участки  пропариваний  и
местных  повреждений.  Местные  дефекты
(трещины,  промоины)  при  необходимости
устраняются  наплавкой  с  последующей  их
шабровкой  по  линейке  с  использованием  не¬
поврежденных  участков  разъема  в  качестве  ба¬
зовых.
 Величина  коробления  фланцев  определя¬
ется  путем  измерения  зазоров  в  разъеме  по  на¬

КОРОБЛЕНИЕ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 913
 Рис.  5.6.29.  Нормируемые  зазоры  6  по  наружному  пояску  корпуса  турбины  К-200-130  ЛМЗ
 ружному  и  внутреннему  пояскам  при  свобод¬
ном  наложении  верхней  половины  корпуса  на
нижнюю.  Расположение  точек  измерения  за¬
зоров  определено  нормативным  документом
(рис.  5.6.29).  Разность  между  зазорами  по
внутреннему  и  наружному  пояскам  не  должна
превышать  0,5  мм.  Восстановление  плотного
прилегания  фланцев  путем  шабровки  или  дру¬
гими  способами  следует  производить  только  в
том  случае,  если  зазоры  в  разъеме  превышают
допустимые.  В  качестве  допустимого  зазора  5
принимается  максимальное  коробление,  воз¬
никающее  при  нормальной  эксплуатации  тур¬
бин  данной  конструкции.
 Для  турбин  тех  типов,  по  которым  нако¬
плен  большой  опыт  эксплуатации  и  ремон¬
тов,  допустимые  значения  зазоров  в  разъеме  и
ориентировочная  форма  продольного  короб¬
ления  разъема  указаны  на  схемах  измерения
зазоров.  Для  турбин  других  типов  допусти¬
мый  зазор  по  наружному  пояску  следует  оп¬
ределять  по  формуле
 80  =ALl, 	(5.6.25)
 где  50  —  допустимый  зазор  в  разъеме  по  на¬
ружному  пояску  на  участке  раскрытия,  мм;
А  —  величина,  постоянная  для  данной  конст¬
рукции  цилиндра;  Z0  —  длина  участка  раскры¬
тия,  мм.
 Величина
 л. 	-—,
 bh3
 где  d  —  номинальный  диаметр  шпильки,  мм;  b
и  h  —  ширина  и  высота  фланца,  мм.
 Если  на  длине  участка  раскрытия  размеры
фланца  меняются,  то  расчет  ведется  для  макси¬
мального  его  сечения.  Значения  А  для  основ¬
ных  типов  турбин  приведены  в  табл.  5.6.2.
 Если  кривая  зазора  в  разъеме  вдоль  оси
цилиндра  имеет  несколько  максимумов,  то
определение  допустимого  зазора  следует  про¬
изводить  отдельно  для  каждого  из  участков,
расположенных  между  двумя  соседними  ми¬
нимумами,  при  этом  значения  зазоров  на  лю¬
бом  участке  не  должны  превышать  допусти¬
мые.  Величина  Z0  для  каждого  участка  прини¬
мается  равной  длине  участка.  По  формуле
(5.6.25)  определяют  в  этом  случае  допустимую
разницу  между  максимальным  и  минималь¬
ным  зазорами  на  участке.
 Для  ЦСД  допускается  применение  соот¬
ношения  (5.6.25)  после  предварительной  за¬
тяжки  крепежных  деталей  выпускной  части.
Конкретный  способ  восстановления  прилега¬
ния  фланцев  должен  устанавливаться  в  каж¬
дом  случае  отдельно  после  тщательного  выяс¬

914
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 5.6.2.  Значение  величины  А  для  определения  допустимого  зазора  по  наружному  пояску  корпуса
 по  формуле  (5.6.26)
 Турбина
 Корпус
 цилиндра
 Ъ,  мм
 Л,  мм
 d,  мм
 А-1012,  1/мм3
 ПТ-60-130
 ЦВД
 290
 385
 140
 0,25
 ПТ-80-130
 ЦВД
 280
 300
 140
 0,54
 К-200-130
 ЦВД
 400
 385
 160
 0,21
 ЦСД
 400
 225
 100
 0,66
 К-200-130-3
 ЦВД
 270
 350
 140
 0,37
 К-300-240  ЛМЗ
 ЦВД
 360
 370
 140
 0,23
 ЦСД
 280
 300
 120
 0,48
 К-800-240-3
 ЦВД
 370
 410
 140
 0,16
 ЦСД
 240
 385
 100
 0,22
 К-160-130
 ЦВД
 360
 400
 140
 0,18
 К-300-240  ХТЗ
 ЦВД
 450
 500
 140
 0,08
 ЦСД
 300
 425
 120
 0,16
 К-300-240-2  ХТЗ
 ЦСД
 290
 340
 100
 0,27
 К-500-240  ХТЗ
 ЦВД
 450
 500
 160
 0,09
 ЦСД
 300
 415
 100
 0,14
 ПТ-50-130/7
 Т-50-130
 ЦВД
 340
 350
 120
 0,25
 Т-100-130
Р-40-130
 ЦВД
 300
 360
 120
 0,26
 Т-250/300-240
 ЦВД
 375
 436
 140
 0,14
 ЦСД-1
 250
 380
 100
 0,22
 Т-100-130/15
ПТ-135/165-130/15
 ЦВД
 260
 350
 90
 0,24
 Т-175/210-130
 нения  причин  «нестандартного»  коробления.
Кроме  случаев  наплавления  и  последующего
шабрения  зазор  в  разъеме  должен  устраняться
затяжкой  фланцев  при  окончательной  сборке
корпуса.
 Определение  вертикальных  перемещений
деталей  проточной  части  при  затяжке  фланцев
корпуса.  При  проверке  и  исправлении  ради¬
альной  центровки  деталей  проточной  части
следует  учитывать  изменение  взаимного  поло¬
жения  ротора  и  статора,  происходящее  в  про¬
цессе  затяжки  фланцев  горизонтального  разъ¬
ема.  Вертикальное  перемещение  деталей  про¬
точной  части  должно  измеряться  при  кон¬
 трольной  сборке  корпуса  или  определяться
расчетным  путем.
 Измерение  перемещений  при  контроль¬
ной  сборке  производится  следующим  образом.
В  нижнюю  половину  корпуса  укладываются
нижние  половины  всех  деталей  проточной
части,  при  этом  в  нижние  половины  обойм
диафрагм  допускается  устанавливать  по  одной
диафрагме.  Устанавливается  и  центруется  бор-
штанга  (или  фалынвал)  с  укрепленными  на
ней  радиальными  стержнями.  На  концах
стержней  против  каждой  из  центруемых  дета¬
лей  укрепляются  индикаторы  часового  типа
или  другие  датчики  механических  перемеще¬

КОРОБЛЕНИЕ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 915
 ний.  Измеряется  радиальное  положение  бор-
штанги  относительно  расточек  центруемых  де¬
талей  в  трех  точках:  слева,  справа  и  внизу
(рис.  5.6.30).  Соответствующие  показания  ин¬
дикаторов  (Rb  R2,  R3)  заносятся  в  карту  изме¬
рений.
 Верхняя  половина  корпуса  цилиндра  ук¬
ладывается  на  нижнюю.  Фланцы  затягивают
таким  образом,  чтобы  максимальный  зазор  в
разъеме  по  наружному  пояску  не  превышал
0,1  мм.  В  карту  измерений  записывают  пока¬
зания  индикаторов  (R{,  R2,  R3)  при  новом  по¬
ложении  статорных  деталей.  Вертикальное  пе¬
ремещение  определяется  как  разность  положе¬
ний  центра  расточки  относительно  оси  бор-
штанги  при  измерениях  без  крышки  и  при  за¬
тянутом  разъеме:
 Положительное  значение  величины  А  —
при  затяжке  разъема  деталь  поднимается,  от¬
рицательное  соответствует  опусканию  детали.
Если  после  затяжки  фланцев  в  сечении  ка-
кой-либо  расточки  корпуса  при  отсутствии  за¬
зора  по  наружному  пояску  разъема  останется
зазор  по  внутреннему  пояску  5  >  0,5  мм,  то
для  деталей  проточной  части,  базирующихся
на  этой  расточке,  к  значению  перемещения,
вычисленному  по  формуле  (5.6.27),  прибавля¬
ется  величина  0,55.
 Измерение  перемещений  деталей  при
контрольной  сборке  может  производиться  так¬
же  с  помощью  других  измерительных  систем.
 Исходными  данными  для  расчета  пере¬
мещений  деталей  статора  при  затяжке  флан¬
цев  являются  величины  зазоров  в  разъеме  при
свободном  наложении  крышки  цилиндра.
 Верхний  тепловой  зазор  между  расточкой
корпуса  и  гребнем  обоймы  (диафрагмы)  при
 Рис.  5.6.30.  Измерение  радиального  положения
борнгганги  относительно  расточек  центруемых
деталей
 затяжке  фланцев  уменьшается  на  величину  за¬
зора  в  разъеме  корпуса  в  зоне  расточки.
 Затяжка  шпилек  при  закрытии  цилиндра.
Окончательная  затяжка  шпилек  диаметром
64  мм  и  более  должна  производиться  с  кон¬
тролем  их  удлинений,  имеются  данные  по  не¬
обходимым  удлинениям  шпилек  различных
турбин  и  ориентировочные  значения  дуг  пово¬
рота  гаек,  обеспечивающие  наилучшее  при¬
ближение  к  требуемым  удлинениям  шпилек.
Отсчет  дуги  поворота  производится  после
предварительной  затяжки  шпилек  диаметром
более  100  мм  моментом  1,5...2  кН-м,  диамет¬
ром  100  мм  и  менее  моментом  0,5...0,8  кН-м.
Результаты  измерения  удлинений  шпилек  за¬
носятся  в  карту  измерений.
 В  других  случаях,  а  также  в  случае  изме¬
нения  величины  регламентированного  началь¬
ного  напряжения  затяжки  необходимое  удли¬
нение  шпильки  определяют  по  формуле
 л2'
 где  а0  —  номинальное  начальное  напряжение
в  средней  части  шпильки,  0,1  МПа;  /  —  высо¬
та,  определяемая  в  зависимости  от  конструк¬
ции  фланцевого  соединения  (рис.  5.6.31),  мм;
d  —  номинальный  диаметр  резьбы,  мм;  d2  —
диаметр  средней  части  шпильки,  мм;
Е  =  (2,1...2,2)106  —  модуль  упругости.
 Ориентировочную  дугу  поворота  гайки
М0  рекомендуются  вычислять  по  формуле:
 М0  =-Д(--+  4t/)Co, 	(5.6.29)
 sE
 где  s  —  шаг  резьбы,  мм;  D  —  наружный  диа¬
метр  гайки,  мм.
 Если  фактическое  удлинение  шпильки
выходит  за  установленные  пределы,  следует
произвести  повторный  нагрев  шпильки  с  по¬
следующим  поворотом  гайки  на  дугу
 где  А/  —  фактическое  удлинение  шпильки,  мм;
А/0  —  среднее  допустимое  значение  удлинения
шпильки,  мм;  М0  —  дуга  поворота,  соответст¬
вующая  номинальному  напряжению  в  шпиль¬
ке  а0;  К  —  коэффициент;  К  =  1  при  А/  <  А/0  и
К  =  0,5  при  А/  >  А/0.
 Контроль  напряжений  начальной  затяж¬
ки  шпилек  диаметром  менее  64  мм  следует
производить  по  дуге  поворота  гайки  или  по
усилию  на  ключе.

916
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 Рис.  5.6.31.  Конструкции  фланцевых  соединений
 Приборы  для  измерения  удлинений  шпилек.
Прибор  ПКН-3  состоит  из  трубки  3  с  прива¬
ренными  к  ней  нижней  лапкой  1  и  наконеч¬
ником  11,  ползуна  6  с  закрепленным  на  нем
индикатором  часового  типа  9  (цена  деления
0,01  мм)  и  упора  5  с  лапкой  4  (рис.  5.6.32).
Ползун  и  упор  могут  свободно  перемещаться
вдоль  трубки.  Зажим  8  служит  для  фиксации
ползуна  на  трубке.  Между  ползуном  и  упором
установлена  пружина  7,  обеспечивающая  при¬
жим  лапок  к  торцам  измеряемой  шпильки.
Плоская  пружина  2,  закрепленная  на  трубке,
служит  для  фиксации  прибора  в  отверстии
шпильки.  Между  ползуном  и  гайкой  12,  на¬
вернутой  до  упора  на  наконечник,  располага¬
ется  сменный  шаблон  10,  служащий  для  на¬
стройки  прибора  на  определенную  длину
шпилек.
 Для  измерения  длины  шпильки  прибор
при  затянутом  зажиме  8  вводится  через  отвер¬
стие  в  гайке  в  центральное  отверстие  шпильки
и  устанавливается  таким  образом,  чтобы  лап¬
ки/и  4,  стягиваемые  пружиной,  прилегали  к
торцам  шпильки.  В  этом  положении  произво¬
дится  запись  показаний  индикатора,  причем
для  повышения  точности  желательно  снять
несколько  показаний,  каждый  раз  устанавли¬
вая  прибор  заново.
 Способ  измерения  длины  шпильки  через
центральное  отверстие  накладывает  жесткие
ограничения  на  размеры  мерительных  лапок:
они  должны  проходить  через  отверстие  в  гайке
и  в  то  же  время  надежно  зацепляться  за  торцы
шпильки,  поэтому  одним  прибором  можно  из¬
мерять  длину  шпилек,  имеющих  одинаковые
 диаметры  центральных  отверстий.  Если  на
разъеме  имеются  шпильки  с  разными  диамет¬
рами  отверстий,  например  20  и  35  мм,  то  для
контроля  затяжки  разъема  необходимо  иметь,
по  крайней  мере,  два  прибора.
 Для  того  чтобы  определить  упругое  удли¬
нение  затянутой  шпильки,  длину  шпильки  не¬
обходимо  измерить  дважды:  перед  затяжкой  и
после  нее.  Следует  иметь  в  виду,  что  удлине¬
ние  шпильки  равно  разности  показаний  инди¬
катора  при  измерениях  затянутой  и  свободной
шпильки  лишь  в  случае  сохранения  неизмен¬
ным  положения  ползуна  относительно  трубки
и  корпуса  индикатора  относительно  ползуна.
Если  имеется  возможность  закрепить  за  каки-
ми-либо  типоразмерами  шпилек  отдельные
приборы,  то  их  настраивают  на  соответствую¬
щие  длины  один  раз,  после  чего  ползун  можно
окончательно  зафиксировать  на  трубке  свар¬
кой,  что  упрощает  технику  измерений  и  повы¬
шает  точность  определения  напряжений.
В  этом  случае  необходимо  лишь  периодически
контролировать  стабильность  положения  кор¬
пуса  индикатора  относительно  ползуна,  кото¬
рая  характеризуется  неизменностью  показа¬
ний  индикатора  в  положении,  когда  упор  при¬
жат  к  ползуну.
 В  тех  случаях,  когда  один  и  тот  же  при¬
бор  используется  для  измерения  шпилек  не¬
скольких  типоразмеров,  при  переходе  к  оче¬
редному  типоразмеру  ползун  устанавливают
на  трубке  в  новом  положении.  Основная  труд¬
ность  состоит  в  том,  что  положение  ползуна
на  трубке  при  измерении  длины  шпилек  дан¬
ного  типоразмера  до  затяжки  разъемов  должно

КОРОБЛЕНИЕ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 917
 Рис.  5.6.32.  Прибор  ПКН-3  для  измерения
удлинений  шпилек
 с  высокой  степенью  точности  совпадать  с  его
положением  при  измерении  длины  этих  же
шпилек  после  затяжки.  Для  обеспечения  по¬
стоянства  положения  ползуна  имеются  специ¬
альные  шаблоны  10,  к  которым  ползун  плотно
прижимается  перед  окончательной  фиксацией
его  положения  с  помощью  зажима  8.  Длину
шаблона  выбирают  такой,  чтобы  расстояние
между  мерительными  лапками  в  среднем  по¬
ложении  упора  относительно  ползуна  прибли¬
зительно  равнялось  длине  шпилек  данного  ти¬
поразмера.  Возможны  также  и  другие  конст¬
рукции  шаблонов,  в  частности,  на  ряде  элек¬
тростанций  применяют  шаблоны,  устанавли-
 Рис.  5.6.33.  Приспособление  для  измерения
 удлинений  шпилек  с  открытым  торцом
 ваемые  непосредственно  между  мерительными
лапками.
 Во  избежание  погрешностей,  вызывае¬
мых  температурными  деформациями,  измере¬
ние  прибором  ПКН-3  должно  производиться
на  полностью  остывшей  шпильке.  В  исключи¬
тельных  случаях  можно  выполнять  измерения
при  температуре  не  выше  50  °С,  в  этом  случае
запись  показаний  прибора  производится  после
его  полного  прогрева  от  более  теплой  шпиль¬
ки,  что  легко  контролируется  по  индикатору
(его  показания  перестают  изменяться).
 Для  измерения  удлинений  шпилек  с  от¬
крытым  верхним  торцом  с  помощью  специ¬
ального  приспособления  (рис.  5.6.33)  в  ниж¬
ней  части  шпильки  просверливается  отверстие
и  на  свободной  посадке  устанавливается
штифт.  Он  может  устанавливаться  также  в
специальную  резьбовую  втулку,  вворачивае¬
мую  в  нижний  торец  шпильки.  Приспособле¬
ние  состоит  из  комплекта  мерных  стержней  1
и  микрометрического  глубиномера  2.  Для  каж¬
дого  типоразмера  шпилек  имеется  свой  стер¬
жень,  снабженный  соответствующей  марки¬
ровкой.  Для  защиты  верхнего  торца  мерного
стержня  от  возможных  повреждений  служит
предохранительная  втулка  5,  фиксируемая
штифтом  4.  Для  установки  и  демонтажа  мер¬
ных  стержней  используется  скоба  3.
 Для  измерения  длины  шпильки  соответ¬
ствующий  мерный  стержень  вводится  через
отверстие  в  гайке  в  центральное  отверстие
шпильки,  при  этом  положение  стержня  фик¬
сируется  двумя  направляющими  поясками,

918
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 имеющимися  на  стержне.  Нижний  торец
стержня  опирается  на  цилиндрический
штифт,  закрепленный  в  основании  шпильки.
На  верхний  торец  шпильки  устанавливается
глубиномер,  с  помощью  которого  измеряется
расстояние  от  торца  шпильки  до  верхнего  тор¬
ца  стержня.  Измерения  производятся  при  двух
взаимно  перпендикулярных  положениях  мик¬
рометрического  глубиномера  до  затяжки  шпи¬
лек  и  после  нее.  Разность  измерений  соответ¬
ствует  удлинению  шпильки  при  затяжке.
 Условия  эксплуатации  турбин  с  трещинами
и  выборками  в  литых  корпусных  деталях  тур¬
бин  [13].  При  обнаружении  дефектов  во  время
периодического  контроля  литых  корпусных
деталей  паровых  турбин,  эксплуатирующихся
при  температуре  пара  450  °С  и  выше,  ремонт
сводится  к  выборке  трещин  и  заварке  выборок
глубиной  более  15%  толщины  стенки
(РД  108.021.112).  При  заварке  используется
технология  с  применением  электродов,  даю¬
щих  наплавленный  металл  различных  классов:
аустенитный  или  перлитный  без  последующей
термообработки  для  снятия  напряжений.  Вы¬
сокий  отпуск  литых  корпусных  деталей
(700...730  °С)  часто  трудновыполним,  ввиду  их
больших  размеров  и  опасности  нарушить  гео¬
метрию.  В  настоящее  время  имеются  рекомен¬
дации,  как  уменьшить  остаточные  напряже¬
ния  в  зоне  сварки  (например,  прочеканка  раз¬
личными  методами,  подогрев  и  последующая
тепловая  выдержка),  однако  надежность  ре¬
монтных  заварок  остается  явно  недостаточ¬
ной,  что  также  связано  с  ухудшением  струк¬
турного  состояния  основного  металла  в  про¬
цессе  длительной  эксплуатации,  приводящее  к
снижению  трещиностойкости.  Все  это  свиде¬
тельствует  о  целесообразности  уменьшения
объема  сварочных  работ  при  ремонте  литых
корпусов  путем  эксплуатации  деталей  с  тре¬
щинами  и  выборками,  тем  более  что  выборка
дефектов,  выполняемая  вручную,  является  од¬
ной  из  самых  трудоемких  операций.
 Подход  и  нормы  при  решении  вопроса  об
оставлении  дефектов  на  литых  корпусных  де¬
талях  в  отечественной  практике  рассматрива¬
ется  впервые,  так  как  отсутствовали  эксплуа¬
тационный  опыт,  опробованные  расчетные
схемы  и  сведения  о  кинетических  особенно¬
стях  развития  трещин  в  отливках  из  сталей.
 Обобщение  опыта  по  ремонту  литых  кор¬
пусов  паровых  турбин  в  ряде  зарубежных
(главным  образом  европейских)  стран,  а  также
отечественного  опыта  показывает,  что  в  по¬
 давляющем  числе  случаев  появление  трещины
на  литом  корпусе  цилиндра  или  клапана  паро¬
вой  турбины  (далее  —  литой  детали)  не  ис¬
ключает  возможности  дальнейшей  эксплуата¬
ции,  но  требует  периодического  контроля  за
развитием  трещины  и  состоянием  металла.
 Кинетика  трещины  зависит  от  ее  разме¬
ров,  толщины  стенки  и  уровня  напряжений:
статических  от  внутреннего  давления  и  цикли¬
ческих,  связанных  температурными  напряже¬
ниями  при  переменных  режимах  работы.  В  во¬
просах  оставления  трещин  очень  важен  уро¬
вень  запаса  прочности,  закладываемый  при
проектировании  турбины.  Практика  эксплуа¬
тации  показывает,  что  отечественные  турбины
спроектированы  очень  добротно,  о  чем  свиде¬
тельствует  опробованное  продление  срока  их
эксплуатации  до  170...220  тыс.  ч  при  проект¬
ном  сроке  100  тыс.  ч.  Поэтому  дальше  рас¬
сматриваются  преимущественно  литые  детали
из  сталей  15Х1М1ФЛ,  20ХМФЛ  и  20ХМЛ  тур¬
бин,  наработка  которых  составляет  не  менее
50  тыс.  ч,  но  не  превышает  300  тыс.  ч.  Пред¬
полагается,  что  трещины  расположены  в  дос¬
тупной  для  ремонта  зоне.
 Главный  вопрос  при  обнаружении  любой
трещины  —  как  быстро  она  будет  развиваться.
Ресурс  на  стадии  развития  трещины  под  дей¬
ствием  статической  и  циклической  нагрузки
определяется  специализированной  организа¬
цией  путем  сложных  расчетов,  но  имеются
требования  к  ним.  Так,  их  методика  должна
соответствовать  РД  153-34.01-17.456.  Расчет
проводится  на  основе  закономерностей  меха¬
ники  разрушения  путем  оценки  коэффициен¬
та  интенсивности  напряжений  у  поверхност¬
ных  несплошностей,  выявляемых  при  нераз¬
рушающем  контроле  в  процессе  эксплуатации,
и  использования  кинетических  уравнений
роста  трещин  пол  действием  статической  и
циклической  нагрузок  с  учетом  рабочей  тем¬
пературы  и  структурного  состояния  металла.
Для  корпусов  клапанов  расчет  ресурса  ведется
из  предположения,  что  предельная  глубина
трещины  составляет  0,75  толщины  стенки,  для
корпусов  цилиндров  —  полной  толщине  стен¬
ки.  Если  полученный  при  этом  ресурс  меньше
принятого  межремонтного  периода,  то  срок  до
очередного  контроля  уменьшается  в  соответ¬
ствии  с  результатами  расчета.  Исходными  дан¬
ными  для  проведения  расчета  ресурса  корпуса
с  трещиной  или  выборкой  являются  статиче¬
ские  напряжения  от  внутреннего  давления  при
стационарном  режиме  работы,  поля  темпера¬

КОРОБЛЕНИЕ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 919
 тур  и  номинальных  температурных  напряже¬
ний  в  корпусах,  полученные  для  всех  харак¬
терных  переменных  режимов  работы  турбины,
а  также  размеры  трещины.
 На  базе  закономерностей  механики  раз¬
рушения  ВТИ  провел  оценку  кинетики  роста
трещины  применительно  к  условиям  работы
металла  в  корпусах  практически  всех  отечест¬
венных  турбин.  Результаты  скорректированы  с
учетом  эксплуатационного  опыта,  в  результате
чего  определены  размеры  трещин  и  выборок,
которые  могут  оставляться  на  литой  детали
любой  отечественной  турбины  высокого  дав¬
ления  без  исправления  или  заварки.  Размеры
трещин  и  выборок,  приведенные  в  табл.  5.6.3,
считаются  допустимыми  и  могут  быть  оставле¬
ны  до  очередного  капитального  ремонта.  Про¬
тяженность  каждого  дефекта  устанавливается
визуально  и  уточняется  с  помощью  неразру¬
шающих  методов  контроля  (МПД,  УЗК,  цвет¬
ной  дефектоскопии,  травлением,  токовихре¬
вым  и  др.).  После  этого  осуществляется  фик¬
сирование  размеров  трещины  с  помощью
сверления  или  кернения,  служащих  исходны¬
ми  отметками  для  последующего  контроля,  а
также  являющихся  препятствием  для  дальней¬
шего  развития  дефекта.
 Учитывая  двойное  назначение  отверстий
по  концам  трещины  (точка  отсчета  и  препят¬
ствие  для  распространения  трещины),  фикси¬
рование  протяженности  трещины  на  необра¬
ботанных  (литейных)  поверхностях  проводит¬
ся  засверловкой  концов  трещины  сверлом
сравнительно  большого  диаметра  (18  мм)  на
глубину  10  мм.  На  обработанных  поверхностях
(фланцы,  расточки,  резьба),  где  имеется  опас¬
ность  пропариваний,  концы  трещины  отмеча¬
ются  сверлом  диаметром  5  мм  на  ту  же  глуби¬
ну  или  кернением.
 В  настоящее  время  отсутствуют  приборы,
позволяющие  без  больших  погрешностей  из¬
мерять  глубину  трещин  в  литье,  превышаю¬
щую  10  мм.  Поэтому  максимальная  глубина
трещины  оценивается  путем  просверливания
трех—пяти  отверстий  диаметром  18  мм,  равно¬
мерно  расположенных  по  длине  трещины  и
удаленных  друг  от  друга  не  более  чем  на
100  мм,  причем  одно-два  отверстия  должны
быть  расположены  посредине  трещины  и  на
участке  ее  максимального  раскрытия.  Сверле¬
ние  прекращают,  как  только  визуальным  кон¬
тролем  с  подсветкой  при  углублении  сверла  на
каждые  3...4  мм  устанавливается,  что  дно  гнез¬
да  сверления  очистилось  от  дефекта.  Для  об¬
 5.6.3.  Глубина  hT  и  длина  /т  единичных  эксплуатационных  трещин,  оставляемых  без  выборки  1
и  заварки  2  на  поверхности  литых  корпусных  деталей  турбин
 Завод-
 изготовитель
 Давление
острого
пара,  МПа
 Мощность,
 МВт
 Размеры  допустимых  дефектов  (hT  х  /т  в  долях
толщины  стенки)  на  деталях
 1.  Клапаны
 1.  Цилиндры
 2.  Клапаны
 2.  Цилиндры
 ОАО  «ТМЗ»
 9...11
 <50
 0,1x0,7
 0,15x1
 0,25/0,15
 0,3/0,15
 13
 р
 о
 о
 24
 250
 Не  допус¬
каются
 0,2/0,15
 ОАО  «ЛМЗ»
 9...11
 <  100
 0,1x0,7
 0,15x1
 0,25/0,15
 0,3/0,15
 13...24
 50...300
 24
 500...1200
 Не  допус¬
каются
 0,2/0,15
 0,25/0,10
 АО  «Турбоатом»
 9...11
 <50
 0,1x0,7
 0,15x1
 0,25/0,15
 0,3/0,15
 13
 160
 24
 300
 24
 500
 Не  допус¬
каются
 Не  допус¬
каются

920
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 легчения  обнаружения  выхода  отверстия  за
пределы  трещины  может  быть  пригоден  токо¬
вихревой  метод  контроля.
 Если  трещина  расположена  на  обрабо¬
танной  поверхности,  то  до  принятия  решения
 о 	ее  удалении  глубина  трещины  определяется
с  помощью  экспериментально  найденного  со¬
отношения  hT  =  0,25/т,  где  /т  —  длина  трещи¬
ны,  hT  —  глубина,  а  также  (для  Ит  <  10  мм)  с
помощью  неразрушающих  методов  контроля.
 Для  оценки  остаточного  ресурса  детали  в
зоне  трещины  необходимо  знать  толщину  ос¬
тавшегося  сечения  (между  толщиной  стенки  и
глубиной  трещины).  Толщина  стенки  детали  в
зоне  трещины  определяется  с  помощью  ультра¬
звукового  толщиномера,  при  этом  в  качестве
эталона  следует  использовать  фланцы  или  лапы
крепления  этой  же  детали,  толщина  которых
определяется  штангенциркулем  или  другим  ме¬
рительным  инструментом.  Иногда  толщину
стенки  оценивают  с  помощью  мерительных
скоб  и  других  механических  приспособлений.
 Размеры  трещины  целесообразно  занести
в  протокол  визуального  обследования,  в  кото¬
ром,  кроме  того,  следует  указать  наработку  де¬
тали  и  интервал  времени,  за  который  образо¬
валась  трещина,  а  также  срок  проведения  сле¬
дующего  контроля.
 Рекомендуемые  варианты  ремонта  назна¬
чают  исходя  из  повышенной  роли  термиче¬
ских  напряжений  при  образовании  трещин  на
внутренней  поверхности,  вследствие  чего  по¬
сле  начального  быстрого  развития  обычно
происходит  остановка  их  роста.  В  связи  с  этим
трещина  на  внутренней  поверхности,  располо¬
женная  в  других  зонах,  оставляется  без  выбор¬
ки,  если  размеры  меньше  допустимых,  и  уда¬
ляется  (а  выборка  оставляется  без  подварки),
если  размеры  не  превосходят  допустимые.
В  то  же  время  она  удаляется,  а  выборка  подва¬
ривается,  если  размеры  образовавшейся  вы¬
борки  превосходят  допустимые.
 Появление  трещин  с  наружной  стороны  в
большей  мере  связано  с  ползучестью,  поэтому
их  удаление  желательно,  так  как  при  этом  уда¬
ляется  и  поврежденный  ползучестью  слой  ме¬
талла.  Трещину  на  наружной  поверхности,  как
правило,  следует  удалить  полностью,  выборку
при  размерах  больше  допустимых  —  подва¬
рить.  Исключение  может  быть  только  для  зон,
в  которых  рабочая  температура  металла  ниже
400  °С:  трещина  удаляется,  если  размеры  ее
больше  допустимых,  выборка  при  размерах
больше  допустимых  —  подваривается.
 Поскольку  наиболее  высокие  температу¬
ры  и  напряжения  наблюдаются  на  паровпуск¬
ных  патрубках,  патрубках  отбора  (паровыпуск¬
ных),  у  дренажных  отверстий,  а  также  в  при¬
мыкающей  к  ним  зоне  шириной  50  мм,  тре¬
щины,  образовавшиеся  в  этих  зонах,  подлежат
обязательному  удалению.  Весьма  опасными  с
точки  зрения  возможных  паровых  свищей  мо¬
гут  быть  трещины  на  поверхности  фланцевого
разъема,  поэтому  их  оставлять  недопустимо
почти  во  всех  случаях,  особенно  если  дефект
выходит  на  его  кромку.
 Нормы  на  допустимые  дефекты  и  выбор¬
ки,  приведенные  в  табл.  5.6.3,  распространя¬
ются  на  межремонтный  срок  не  более  5  лет
при  числе  пусков  за  этот  период  не  более  100.
На  детали  могут  быть  оставлены  несколько
единичных  дефектов  нормируемого  размера
при  условии,  что  расстояние  между  их  бли¬
жайшими  точками  не  менее  200  мм.  Вопрос  об
оставлении  трещин  и  выборок,  если  в  одной  и
той  же  зоне  дефекты  располагаются  одновре¬
менно  с  внутренней  и  наружной  сторон  дета¬
ли,  решает  специализированная  организация.
В  случае  ремонта  в  зоне,  где  дефекты  обнару¬
живались  ранее,  при  определении  допустимых
размеров  трещин  и  выборок  за  основу  прини¬
мается  номинальная  толщина  стенки  детали
(по  чертежу).  В  тех  случаях,  когда  размер  тре¬
щин  или  выборок  превышает  нормируемый,  а
их  расположение  не  соответствует  рекоменда¬
циям,  срок  эксплуатации  до  очередного  кон¬
троля  определяет  специализированная  органи¬
зация  расчетным  путем.
 За  оставленными  трещинами  необходим
периодический  контроль,  осуществляемый  во
время  капитального  ремонта,  если  не  назначе¬
но  более  частое  обследование.  Контроль  осу¬
ществляется  в  соответствии  с  типовой  инст¬
рукцией  по  контролю  и  продлению  срока
службы  металла  основных  элементов  котлов,
турбин  и  трубопроводов  тепловых  электро¬
станций.  При  этом  положение  фронта  трещи¬
ны  устанавливают  визуально  или  методом
контроля  и  фиксируют.  Если  обнаружено  уве¬
личение  длины  трещины  более  чем  на  30  мм
на  необработанной  поверхности  или  более  чем
на  10  мм  на  поверхности  фланцевого  разъема,
то  следует  обратиться  в  специализированную
организацию  для  уточненной  оценки  остаточ¬
ного  ресурса  методами  механики  разрушения.
 Мероприятия  по  обеспечению  плотности
горизонтальных  разъемов  цилиндров  паровых
турбин.  Как  отмечалось  выше,  уровень  терми¬

КОРОБЛЕНИЕ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 921
 ческих  напряжений  и,  следовательно,  короб¬
ления  корпусов  цилиндров  зависят  от  темпе¬
ратурных  перепадов  в  элементах  турбоагрега¬
та,  которые  в  свою  очередь  определяются  кон¬
структивными  особенностями  турбины,  пус¬
ковой  схемы  блока  и  технологией  пуска  турби¬
ны,  а  также  квалификацией  эксплуатационно¬
го  персонала  и  др.  Наиболее  благоприятным
является  пуск  при  минимальном  превышении
температуры  пара  над  температурой  металла
цилиндров.  Это  позволяет  вести  прогрев  при
более  высоких  расходах  пара  равномерно  для
всех  частей  турбины.  Желательно,  чтобы  про¬
грев  цилиндров  происходил  при  полностью
открытых  регулирующих  клапанах.  Это  обес¬
печивает  более  плавный  прогрев  их  корпусов,
большую  парциальность  и  температуру  пара  в
камере  регулирующей  ступени.  Эти  рекомен¬
дации  лучшим  образом  выдерживаются  при
пуске  турбины  на  скользящих  параметрах  пара
по  контролируемой  разности  температур  в
опасном  сечении.  В  блоках  с  барабанными
котлами  легко  можно  получить  сколь  угодно
низкие  параметры  пара,  в  блоках  с  прямоточ¬
ными  котлами,  не  имеющими  встроенных  се¬
параторов,  пусковые  режимы  затруднены.
 Наличие  встроенных  сепараторов  позво¬
ляет  организовать  пуск  турбины  на  скользящих
параметрах  в  блоках  с  прямоточными  котлами.
При  нагружении  нужно  учитывать  ускоренный
рост  температуры  пара  перед  турбиной  вследст-
вии  уменьшения  отъема  теплоты  паропровода¬
ми.  Разность  температур  пара  за  котлом  и  пе¬
ред  турбиной  за  счет  отъема  теплоты  металлом
и  изоляцией  паропроводов  может  достигать
100  °С  при  повышении  частоты  вращения,  но
начинает  быстро  уменьшаться  с  нагружением
турбины.  Это  влияние  паропроводов  можно
считать  полезным,  так  как  оно  снижает  темпе¬
ратурные  напряжения  на  обогреваемой  поверх¬
ности  роторов  и  цилиндров  при  пуске  холод¬
ной  турбины.  Исследования  показывают,  что
такие  напряжения  при  быстром  развороте  тур¬
бины  могут  быть  очень  опасными,  поскольку
они  в  2-3  раза  превышают  предел  текучести
материала,  и  после  определенного  числа  цик¬
лов  грозят  появлением  трещин.
 Анализ  многих  пусков  из  холодного  со¬
стояния  показывает,  что  эксплуатационники
необоснованно  быстро  нагружают  турбину.
Так,  часто  уже  через  30...40  мин  после  включе¬
ния  генератора  в  сеть  нагрузка  достигает  10%
при  значительном  росте  температуры  свежего
пара,  а  косвенным  показателем  недопустимо
 быстрого  прогрева  турбины  является  относи¬
тельное  расширение  ротора  до  предельной  ве¬
личины.
 Очень  важными  для  пусковых  режимов
являются  система  обогрева  фланцев  и  шпилек
и  система  концевых  уплотнений.  Обогрев
фланцев  весьма  эффективно  снижает  разность
температур  по  ширине  фланцев  и  способству¬
ет  снижению  относительного  удлинения.
Обогрев  шпилек  облегчает  им  прохождение
этапа  интенсивного  прогрева  цилиндра,  когда
фланцы  расширяясь  касаются  шпилек.  Необ¬
ходимо  отметить,  что  имеющиеся  в  некоторых
инструкциях  требования,  чтобы  фланец  обяза¬
тельно  был  горячее  шпилек,  необоснованно.
Возможно  иметь  опережающий  прогрев  шпи¬
лек,  так  как  опасность  полного  снятия  напря¬
жений  затяжки  слишком  мала.  Так,  чтобы  «ос¬
вободить»  шпильку,  затянутую  с  напряжением
300  МПа,  нужно  чтобы  она  стала  горячее
фланца  на  120  °С.  Поэтому  если  шпилька  го¬
рячее  фланца  на  20...40  °С,  никаких  отрица¬
тельных  последствий  не  произойдет.  Наобо¬
рот,  отставание  температуры  шпильки  от  тем¬
пературы  фланца  на  60...80  °С,  что  часто  на¬
блюдается  при  пусках  без  их  обогрева  (или
при  его  отключении),  может  привести  к  оста¬
точной  их  деформации.  Таким  образом,  до¬
пускается  обогрев  шпилек  при  отключении
обогрева  фланцев,  но  ни  в  коем  случае  нельзя
обогревать  фланцы  без  одновременного  обог¬
рева  шпилек.
 Систему  концевых  уплотнений  желатель¬
но  иметь  такую,  которая  бы  обеспечивала  на
каждое  уплотнение  подачу  пара  с  температу¬
рой,  соответствующей  температуре  металла.
Однако  подвод  пара  из  деаэратора  или  коллек¬
тора  собственных  нужд  (КСН)  ко  всем  уплот¬
нениям  и  на  всех  режимах  нельзя  признать  ра¬
циональным.  На  некоторых  ГРЭС  внедрена
система,  в  которой  уплотнения  условно  разби¬
ты  на  две  группы  (рис.  5.6.34):  оба  уплотнения
ЦВД  и  переднее  ЦСД  —  «горячие»,  а  заднее
уплотнение  ЦСД  и  оба  уплотнения  ЦНД  —
«холодные».  Коллектор  подачи  пара  разделен
задвижкой  1  пополам  и  для  горячих  уплотне¬
ний  предусмотрен  подвод  пара  повышенной
температуры.  При  пуске  холодной  турбины
разделительная  задвижка  1  открыта.  Для  ряда
турбин,  поставляемых  ЛМЗ  за  границу,  ис¬
пользуется  электронагреватель  пара,  который
нагревает  его  до  350...380  °С  в  автоматическом
режиме  и  из  которого  горячий  пар  подается  на
«горячие»  концы  турбоарегата  при  его  пуске

922
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 Рис.  5.6.34.  Схема  подвода  пара  разных  парамет¬
ров  к  «горячим»  и  «холодным»  уплотнениям  тур¬
бины:
 /  —  горячий  пар;  II  —  пар  из  деаэратора
 (рис.  5.6.35).  Аналогичные  конструкции  нагре¬
вателей  созданы  в  ЦКТИ.
 Эффективное  мероприятие  по  ликвида¬
ции  и  предотвращению  раскрытия  фланцев
горизонтального  разъема  ЦВД  паровых  турбин
широко  внедряется  НПО  ЦКТИ.  При  экс¬
плуатации  турбин  типа  ПТ-60-130/13  и
Р-50-130  ЛМЗ  на  нагрузках,  близких  к  номи¬
нальной,  наблюдается  пропаривание  горизон¬
тальных  разъемов  корпусов  высокого  давления
через  внутренний  поясок,  что  обнаруживается
по  повышению  давления  пара  в  обнизках
фланцев,  а  часто  и  по  прямому  пропуску  пара
наружу  в  районе  передних  лап.  Совместные
исследования  НПО  ЦКТИ,  ЛМЗ,  предпри¬
ятия  «Ленэнергоремонт»  показали,  что  основ¬
ными  причинами  неплотности  являются  кон¬
центрация  раскрывающих  сил  в  наиболее  го¬
рячей  зоне  разъема  (шпильках)  и  ускоренная
релаксация  сил  начального  затяга  этих  шпилек
 Рис.  5.6.35.  Схема  электронагревателя  пара  для
подачи  его  на  «горячие»  уплотнения  турбины
 вследствие  накопления  остаточных  деформа¬
ций  ползучести  элементами  фланцевого  со¬
единения  в  этой  же  зоне.  Результатом  иссле¬
дований  явилась  разработка  мероприятий,  на¬
правленных  на  устранение  пропаривания
разъемов  корпусов  ЦВД  этих  турбин,  вклю¬
чающих  усиленную  затяжку  шпилек  с  одно¬
временным  понижением  их  рабочей  темпера¬
туры  с  помощью  специальных  охладителей,
устанавливаемых  в  их  центральные  отверстия
(рис.  5.6.36).  Система  охлаждения  обеспечива¬
ет  понижение  температуры  материала  шпилек
на  максимальных  режимах  работы  турбины  на
 35...50  °С  и  не  требует  какой-либо  регулиров¬
ки  в  процессе  эксплуатации.
 Заводами,  НИИ  и  другими  организация¬
ми  большое  внимание  уделяется  разработке  и
внедрению  различных  уплотняющих  фланце¬
вые  разъемы  устройств  и  материалов.  В  каче¬
стве  уплотнительного  материала  применяют
графитовую  фольгу  «графлекс»,  используемую
для  изготовления  различных  уплотнителей,
работающих  в  окислительной  среде  при  тем¬
пературе  -200...+560  °С.  Эта  фольга  не  обла¬
дает  токсичными  свойствами,  невзрывоопас¬
на,  негорючая.  Ее  изготовляют  из  чистого
природного  графита  специальными  методами
химической  и  термической  обработки  с  после¬
дующей  прокаткой  без  связующего  материала.
В  зависимости  от  назначения  графитовую
фольгу  выпускают  четырех  типов  ГФ-А,  ГФ-Б,
 Рис.  5.6.36.  Схема  охладителя  шпилек  фланце
вого  соединения  корпуса  ЦВД:
 1  —  охладитель;  2  —  шпилька;  3  —  фланец

КОРОБЛЕНИЕ  КОРПУСОВ  ЦИЛИНДРОВ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 923
 ГФ-В  и  ГФ-Г,  шириной  рулона  600  мм,  тол¬
щиной  0,1...0,7  мм.
 Физико-механические  свойства  фольги
приведены  в  табл.  5.6.4.
 Графитовая  фольга  «графлекс»  использу¬
ется  также  для  облицовки  плоских  прокладок
большого  диаметра  для  фланцев  арматуры,
трубопроводов  и  теплообменных  аппаратов  с
плоскими  уплотнительными  поверхностями,
рабочими  средами  в  которых  является  горячая
вода  и  пар  давлением  до  4  МПа  и  температу¬
рой  до  350  °С.  На  рис.  5.6.37  показан  пример
такой  облицовки.  Количество  зубцов  п  выби¬
рают  из  условия,  что  их  формирование  начи¬
нается  от  диаметра  D2  и  заканчивается  у  опор¬
ного  бортика  шириной  6+1  мм:
 п_0$Р2-0Щ-7
 У
 Кроме  плоских  прокладок  из  этой  фольги
выпускаются  сальниковые  кольца  КГФ,  кото¬
рые  используются  вместо  сальниковой  набив-
 5.6.4.  Физико-механические  свойства  графитовой  фольги
 Показатели
 Тип  с
 юльги
 ГФ-А
 ГФ-Б
 ГФ-В
 ГФ-Г
 Содержание  углерода,  %,  не  менее
 95,0
 98,0
 99,0
 99,5
 Зольность,  %,  не  более
 4,7
 1,7
 0,5
 0,3
 Содержание  серы,  %,  не  более
 0,3
 0,25
 0,23
 0,12
 Содержание  хлор-ионов,  %,  не  более
 -
 -
 0,005
 0,005
 Плотность,  г/см3
 0,9±7%
 0,9±7%
 0,9±7%
 0,9±7%
 Продолжение  табл.  5.6.4
 Показатели  при  плотности  фольги  1  г/см3
 Вдоль  оси  прокатки
 Поперек  оси  прокатки
 Прочность  при  растяжении,  МПа
 6,5
 6,0
 Теплопроводность,  Вт/(м-К)
 170...2,0
 2...3
 Электропроводность,  1/(Омм-Ю5)
 1,65...0,75
 -
 Газопроницаемость  по  азоту,
см3-см/(см2-Сати)
 -
 2  10"6
 Сжимаемость  при  давлении  35  МПа,  %
 -
 35
 Восстанавливаемость  после  снятия  давле¬
ния  35  МПа,  %
 -
 16
 Коэффициент  трения  по  стали
0,7Х16Н6-Ш
 -
 0,11
 Рис.  5.6.37.  Пример  облицовки  графитовой
фольгой:
 1 	—  фольга  «графлекс»
 ки  в  запорной  и  регулирующей  арматуре  с  па¬
раметрами  рабочей  среды  по  пару  до  24  МПа,
550  °С  и  горячей  воде  до  32  МПа  и  280  °С.
 В  ОАО  «НПО  ЦКТИ»  разработаны  и
прошли  успешную  стендовую  проверку  новые
уплотняющие  устройства  фланцевых  разъемов
энергооборудования  машинного  зала  (тепло  -
обменного,  насосного,  запорно-регулирующей
аппаратуры  и  турбины),  а  также  другого  обо¬

924
 Глава  5.6.  ОСОБЕННОСТИ  ТЕМПЕРАТУРНОГО  СОСТОЯНИЯ
 рудования,  включая  оборудование  реакторно¬
го  отделения  АЭС  [54].  В  этих  уплотняющих
устройствах  основным  элементом  является
монокристаллический  уплотняющий  материал
(сплав),  обладающий  эффектом  памяти  фор¬
мы  (ЭПФ).  Для  практического  применения
рекомендуются  сплавы  Cu-Ni-Al  и  нитинол
(Ti-Ni).
 Эффект  памяти  формы  проявляется  в
том,  что  деформированный  при  нормальной
температуре  образец  в  случае  нагревания  вос¬
станавливает  свою  прежнюю  форму  вследст¬
вие  внутренних  структурных  преобразований.
При  последующем  охлаждении  геометриче¬
ская  форма  деформированного  образца  не
восстанавливается,  т.е.  проявляется  однона¬
правленный  эффект  памяти  формы.  По  дан¬
ным  исследований  отечественных  и  зарубеж¬
ных  фирм-изготовителей  сплавов  с  ЭПФ,  а
также  ОАО  «НПО  ЦКТИ»  ЭПФ  сохраняется
при  начальной  деформации  образца,  не  пре¬
вышающей  10...  15%.
 Напряжения,  возникающие  в  заранее  де¬
формированном  элементе  с  ЭПФ  при  нагрева¬
нии,  зависят  от  разницы  температур:
 о=ЛГн-Гв), 	(5.6.31)
 где  Тн  —  нижняя  температура  начала  структур¬
ных  преобразований;  Тв  —  верхняя  температу¬
ра,  при  которой  полностью  заканчивается
процесс  структурных  преобразований  и  вос¬
станавливается  форма.
 На  рис.  5.6.38  показан  характер  измене¬
ния  напряжений  а,  возникающих  при  измене¬
нии  формы  деформированного  материала  с
ЭПФ  при  нагреве.  Обращает  внимание  скач¬
кообразный  характер  изменения  напряжений
при  нагреве.
 Уплотняющее  устройство  фланцевого
разъема  изготовляют  следующим  способом
(рис.  5.6.39).  В  одном  или  двух  сопрягаемых
фланцах  выполняют  профилированные  канав¬
ки  (ручьи),  в  которые  закладывают  прокладку,
выполненную  из  сплава  с  ЭПФ.  При  этом  на
элементы,  изготовляемые  из  сплава  с  ЭПФ,
 Рис.  5.6.38.  Характер  изменения  напряжений  а,
возникающих  при  изменении  формы  деформиро¬
ванного  материала  с  эффектом  памяти  формы
при  нагреве
 наносят  мягкое  покрытие,  которое  заполняет
все  микронеровности  в  зоне  контакта.
 При  сборке  фланцевого  разъема  обеспе¬
чиваются  начальные  деформации  прокладки  с
целью  создания  начальной  плотности  в  холод¬
ном  состоянии.  При  нагревании  прокладка
восстанавливает  форму  (8  =  10...  15%  dnp),  в
ней  действуют  напряжения  а  (5.6.31),  а  в  точ¬
ках  А,  В,  С  возникают  контактные  давления,
обеспечивающие  плотность  прилегания,  и  в
случае  раскрытия  фланца  на  величину  а  про¬
течки  будут  отсутствовать.
 На  рис.  5.6.39  показаны  некоторые  при¬
меры  выполнения  уплотняющих  устройств
фланцевых  разъемов.
 Следует  отметить,  что  вместо  сплавов  с
ЭПФ  для  уплотнения  фланцев  горизонталь¬
ных  разъемов  турбин  используются  резиновые
шнуры,  которые  через  несколько  сот  часов  ра¬
боты  теряют  свои  свойства.  ОАО  «ЛМЗ»  для
некоторых  турбин  АЭС  планирует  применять
шнуры  из  силиконового  синтетического  кау¬
чука,  который  работает  при  температуре  по¬
рядка  250  °С.
 Большие  перспективы  для  обеспечения
плотности  фланцевых  разъемов  энергообору¬
дования  ТЭС  и  АЭС  независимо  от  парамет¬
ров  цикла  имеют  конструкции,  разработанные
в  ОАО  «НПО  ЦКТИ»,  одна  из  которых  пока-
 Рис.  5.6.39.  Примеры  выполнения  уплотняющих  устройств  фланцевых  разъемов  паровых  турбин
 с  элементом  из  сплава  с  ЭПФ

КЛАССИФИКАЦИЯ  ИСТОЧНИКОВ  КОЛЕБАНИЙ  ЛОПАТОЧНОГО  АППАРАТА
 925
 Рис.  5.6.40.  Уплотняющее  устройство  фланцев
горизонтального  разъема  паровой  турбины:
 7,  2  —  соответственно  нижний  и  верхний
фланцы  горизонтального  разъема  турбины;
 3 	—  пруток  с  ЭПФ;  4  —  кронштейн;  5  —  мем¬
брана;  6  —  покрытие  мембраны;  7  —  прижим;
8  —  направляющая;  9  —  стержень;  10  —  регу¬
лировочный  болт  (винт)
 зана  на  рис.  5.6.40.  В  этой  конструкции  уплот¬
нение  фланцевого  разъема  осуществляется
при  помощи  пружинной  мембраны  5,  закреп¬
ленной  на  нижнем  1  (верхнем  2)  фланце  гори¬
зонтального  разъема.  Прижатие  мембраны  5  к
дополнительному  кронштейну  4  осуществля¬
ется  за  счет  ее  пружинных  качеств,  давлением
пара,  а  также  стержнем  8  с  ЭПФ,  установлен¬
ным  в  направляющем  стакане  9.  Болтом  10
осуществляется  регулировка  первоначального
зазора  между  мембраной  и  кронштейном  4.
 Вместо  стержня  с  ЭПФ  может  быть  ис¬
пользована  пружина  или  материал  с  высоким
коэффициентом  температурного  линейного
расширения  (никелевый  сплав).
 Глава  5.7
 НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ
ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
В  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЯХ
 Ниже  рассмотрены  относительно  быстро
протекающие  процессы,  обусловленные  взаи¬
модействием  потока  и  элементов  проточной
части,  в  отличие  от  относительно  медленных
 (переходных)  процессов  при  регулировании
режимов  работы  турбин,  хотя  во  многих  слу¬
чаях  интенсивность  и  характер  быстропроте-
кающих  процессов  могут  изменяться  при  из¬
менении  режимов  работы  установки.
 Многообразие  нестационарных  процес¬
сов  в  проточных  частях  турбомашин  определя¬
ет  необходимость  их  классификаций,  объем  и
структура  которых  определяются  научными  и
практическими  задачами.  Первая  техническая
задача  —  обеспечение  вибрационной  надежно¬
сти  элементов  турбомашин,  вторая  —  обеспе¬
чение  максимальной  эффективности  преобра¬
зования  энергии  потоков  рабочего  тела  в  меха¬
ническую  работу  при  условиях  нестационар¬
ного  характера  течений,  на  поддержание  кото¬
рых  затрачивается  энергия  основного  потока,
а  следовательно,  возникают  дополнительные
потери  кинетической  энергии.  В  общем,  слу¬
чаи,  между  первой  и  второй  классификациями
могут  существовать  взаимосвязи.
 5.7.1. 	КЛАССИФИКАЦИЯ  ИСТОЧНИКОВ
КОЛЕБАНИЙ  ЛОПАТОЧНОГО  АППАРАТА
 По  характеру  возникновения  нестацио¬
нарных  силовых  воздействий,  можно  выделить
четыре  группы  источников  возбуждения  коле¬
баний  в  проточных  частях  турбин  (рис.  5.7.1).
 I. 	Окружная  неравномерность  парамет¬
ров  потока  (давления,  скорости,  температуры)
в  проточной  части.  Движение  лопаточных
венцов  в  таких  неравномерных  полях  потока
приводит  к  нестационарным  во  времени  про¬
цессам,  а  следовательно,  к  нестационарным
силовым  воздействиям  на  лопатки.  Интенсив¬
ность  нестационарного  воздействия  определя¬
ется  как  параметрами  потока,  так  и  геометри¬
ей  проточных  частей,  а  частоты  воздействия  /
кратны  частотам  вращения  ротора  пс  и  числам
взаимодействующих  элементов  z.
 II. 	Потеря  устойчивости  течения  и  его
срывной  характер.  Интенсивность  возникаю¬
щих  при  этом  переменных  нагрузок  и  их  час¬
тоты  зависят  от  скорости  потока  и  масштабов
срывных  зон.  Срывы  могут  иметь  интенсив¬
ный  регулярный  характер,  близкий  к  периоди¬
ческому,  но  частоты  процессов  /  в  таких
структурах  обычно  не  кратны  частотам  враще¬
ния  ротора  турбомашины.
 III. 	Аэродинамическая  «связность»  между
вибрирующими  смежными  лопатками  и  вызы¬
ваемыми  при  колебаниях  лопаток  нестацио¬
нарными  аэродинамическими  силами.  В  зави¬

926
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 Рис.  5.7.1.  Классификация  источников  нестационарных  процессов  возбуждения  колебаний  в  проточ¬
ной  части  турбины  (пс  —  частота  вращения  ротора,  z  —  число  возмущающих  элементов,  к  —  номер
 гармоники)
 симости  от  фазовых  сдвигов  между  этими  си¬
лами  и  перемещениями  лопаток  может  наблю¬
даться  как  демпфирование,  так  и  возбуждение
колебаний  (автоколебания).  Распространен¬
ные  случаи  автоколебаний  —  решеточный  или
срывной  флаттер  в  осевых  компрессорах.  Ав¬
токолебания  такого  рода  возможны  и  для  вен¬
цов  свободно  стоящих  (без  связей)  рабочих
лопаток  последних  ступеней  паровых  и  газо¬
вых  турбин.
 Из  классификации  следует,  что  источни¬
ки  возбуждения  групп  l%  II  и  III  имеют  аэро¬
динамическую  природу.  Изучение  интенсив¬
ности  этих  источников  имеет  важное  практи¬
ческое  значение  при  решении  задач  обеспече¬
ния  динамической  прочности  турбомашин.
Группы  возбуждения  I  и  II  характеризуют  на¬
грузки,  вызывающие  вынужденные  колебания.
Из  теории  колебаний  стержневых  систем  из¬
вестно,  что  перемещения  и  динамические  на¬
пряжения  прямо  пропорциональны  действую¬
 щим  нестационарным  нагрузкам.  Однако  рас¬
четы  динамических  напряжений  на  этапе  про¬
ектирования  турбин  из-за  отсутствия  сведений
 о 	нестационарных  нагрузках  обычно  не  произ¬
водятся.  Задача  обеспечения  надежности  час¬
тично  решается  устранением  резонансов  и  по¬
вышенных  вибраций  в  процессе  доводки  го¬
ловного  образца  турбомашины  за  счет  ужесто¬
чения  конструкции  и  повышения  демпфиро¬
вания.  Неполнота  решений  в  том,  что  при  со¬
хранении  конструкции  действующие  нагрузки
также  сохраняются.  Процессы  усталости,  хотя
и  с  меньшим  уровнем  напряжений,  в  условиях
эксплуатации  продолжают  развиваться  и  могут
через  какой-то  период  приводить  к  усталост¬
ным  поломкам.
 Особый  научный  и  практический  интерес
вызывают  источники  группы  III,  так  как  они
соответствуют  самовозбуждающимся  колеба¬
ниям  (автоколебаниям),  методы  прогнозиро¬
вания  которых  применительно  к  турбомаши¬

ОКРУЖНАЯ  НЕРАВНОМЕРНОСТЬ  ПОТОКА
 927
 нам  в  настоящее  время  находятся  в  стадии
создания  и  развития.  Все  это  определяет  акту¬
альность  изучения  источников  возбуждения
колебаний  лопаточного  аппарата  турбомашин.
 Для  понимания  физических  составляю¬
щих  нестационарных  сил,  действующих  на  ло¬
патку,  можно  воспользоваться  уравнением  им¬
пульсов  при  нестационарном  обтекании  решет¬
ки  с  лопатками  единичной  высоты.  В  соответ¬
ствии  с  моделью  плоского  обтекания  невязкой
несжимаемой  жидкостью  (рис.  5.7.2)  [5]
 Aq(x)  =  jp(u,z,'i)ndL  = 	+
 L 	S
 +  (pMu,z,x)dF+  fp{u,z,z)ndS,  (5.7.1)
f  Эх 	i
 где  Д#(т)  —  погонная  нагрузка  на  лопатку;  р  —
плотность  потока;  р(и,  z,  т)  —  мгновенное  дав¬
ление;  w(u,  z,  т)  —  мгновенная  скорость  пото¬
ка;  S  —  контур  поверхностей  контрольного
объема;  L  —  контур  сечения  лопатки;  Я  —  нор¬
маль  к  поверхности  контрольного  объема;  F  —
площадь  сечения  контрольного  объема.
 Из  (5.7.1)  следует,  что  нестационарная
сила,  действующая  на  профиль  лопатки,  обу¬
словлена:
 Рис.  5.7.2.  Схема  обтекания  профиля  решетки
единичной  высоты  (abed  —  контрольный  объем,
L  —  контур  лопатки,  S  —  контур  контрольного
объема,  р(и,  z,  т)  —  мгновенное  давление,
w(u,  z,  т)  —  мгновенная  скорость)
 изменением  во  времени  количества  дви¬
жения  жидкости  по  границам  контрольного
объема  abed;
 ускорением  масс  внутри  контрольного
объема  abed;
 изменением  мгновенных  давлений  на
границах  контрольного  объема  abed.
 IV. 	Кинематическое  возбуждение  рабочих
лопаток  при  изгибных  или  крутильных  колеба¬
ниях  диска  или  ротора  в  целом  (см.  рис.  5.7.1).
 Необходимо  отметить,  что  источники  не¬
стационарных  процессов  указанных  групп  мо¬
гут  возбуждать  акустические  колебания  в  ка¬
налах  проточной  части.  Такие  колебания,  осо¬
бенно  вблизи  резонансов,  могут  вызывать  су¬
щественное  возбуждение  элементов  проточ¬
ных  частей.
 При  вынужденных  колебаниях  ротора
частоты  равны  или  кратны  пс,  а  при  автоколе¬
баниях  обычно  равны  или  близки  к  его  собст¬
венным  частотам.
 5.7.2. 	ОКРУЖНАЯ  НЕРАВНОМЕРНОСТЬ
ПОТОКА  КАК  ИСТОЧНИК
ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
ЛОПАТОЧНОГО  АППАРАТА.
ВЗАИМОСВЯЗЬ  С  НАГРУЗКАМИ
 Характеристики  окружной  неравномерно¬
сти  потока.  Окружная  неравномерность  пара¬
метров  потока  наиболее  типична  для  турбома¬
шин.  Если  рассматривать  элементарную  сту¬
пень  турбомашины  с  двумя  смежными  венца¬
ми,  то  при  их  относительном  движении,  соот¬
ветственно,  движении  неравномерных  по  шагу
полей  потока,  вызванных  каждой  из  решеток,
во  всем  поле  течения  будут  изменяться  во  вре¬
мени  параметры  потока,  и  в  соответствии  с
(5.7.1)  возникнут  нестационарные  нагрузки  на
лопатки  венцов.  Причем  неравномерность  по¬
тока  в  абсолютных  координатах  около  непод¬
вижных  элементов  сказывается  как  нестацио-
нарность  в  относительных  и,  наоборот,  нерав¬
номерность  потока  в  относительных  коорди¬
натах  около  движущихся  элементов  определя¬
ет  нестационарное  воздействие  в  абсолютных
координатах.  Необходимость  изучения  харак¬
теристик  неравномерности  потока  определяет¬
ся  тем,  что  наблюдается  пропорциональность
между  уровнями  степеней  неравномерности  и
возмущающих  нагрузок.  На  первых  этапах
проектирования  турбин  на  основе  сопоставле¬
ния  характерных  степеней  неравномерности
можно  оценить  возбудимость  колебаний  для
различных  вариантов  проточных  частей.

928
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 Рис.  5.7.3.  Интерферограмма  обтекания  плоской
турбинной  решетки
 По  признаку  относительных  размеров  ок¬
ружного  шага  неравномерности  потока  можно
выделить  два  ее  вида:
 мелкомасштабную,  длина  волны  которой
характеризуется  шагом  направляющих  или  ра¬
бочих  лопаток  турбомашин;
 крупномасштабную,  которая  характеризует¬
ся  геометрией  входных  или  выходных  патрубков,
камер  подвода  и  отбора  рабочего  тела  или  шагом
расположения  стоек  или  ребер  жесткости  в  про¬
точных  частях,  а  также  при  парциальном  подводе
рабочего  тела.  В  последнем  случае  длина  волны
равна  или  кратна  окружности  проточной  части.
 Мелкомасштабная  неравномерность  пара¬
метров  потока  проявляется  перед  решеткой  тур¬
бинных  лопаток  и  за  ней  при  их  обтекании  как
несжимаемым,  так  и  сжимаемым  потоком.  Осо¬
бенность  такого  обтекания  —  наличие  «потен¬
циальной»  неравномерности  около  решетки,  су¬
 ществующей  при  ее  обтекании,  как  идеальной
жидкостью,  так  и  вязкой,  если  рассматривать
область  течения  вне  пограничных  слоев  и  вих¬
ревых  аэродинамических  следов,  которые  фор¬
мируются  за  выходными  кромками  лопаток.
 Из  результатов  расчета  и  интерферо-
грамм  обтекания  турбинной  решетки  следует
(рис.  5.7.3),  что  влияние  решетки  на  поток  пе¬
ред  ней  и  за  ней  сказывается  на  расстояниях,
равных  примерно  1,5...2  шагам,  и  имеет  пе¬
риодический  характер.  На  рис.  5.7.4  показаны
изобары  относительного  статического  давле¬
ния  в  потоке  идеальной  жидкости  перед  ре¬
шеткой  и  за  ней.
 Для  характеристики  потенциальной  не¬
равномерности  используются  степени  нерав¬
номерности  потока:
по  давлению
 х,=(рт*-р,nin)/(0^pc2);
по  размаху  скорости
 Хс  ~  (стах  —  стт  )/с>
гДе  Ртах  и  Ртт  ~  соответственно  максимальное
и  минимальное  статическое  давление;  р  —
плотность;  с  —  осредненная  по  шагу  решетки
скорость  набегающего  потока;  с  = 	; 	стах  и
 cmin  —  соответственно  максимальная  и  мини¬
мальная  скорость  потока.
 Очевидно,  что  характеристики  по  размаху
или  амплитуде  могут  быть  применены  и  к
оценке  неравномерности  других  параметров.
 В  общем  случае  степени  неравномерности
являются  функциями  следующих  параметров:
 %  =АЛ,  dz,  t,  ру,  <Хо,  М), 	(5.7.2)
 Рис.  5.7.4.  Изобары  относительного  статического  давления  (р{  —  pj)/q  перед  направляющей  решет¬
кой  (а)  и  за  ней  (б)  при  обтекании  ее  идеальной  жидкостью  (рто,  —  давление  перед  решеткой  и  за  ней;
 q  —  динамический  напор)

ОКРУЖНАЯ  НЕРАВНОМЕРНОСТЬ  ПОТОКА
 929
 где  П  —  безразмерная  характеристика  геомет¬
рии  профиля;  dz=6z/t  —  относительное  рас¬
стояние  до  решетки  по  оси  z\  t  =  t/b  —  относи¬
тельный  шаг  решетки;  (Зу  —  угол  установки
профиля;  а0  —  угол  натекания  потока;  М  —
число  Маха.
 На  рис.  5.7.5,  а  показаны  изменения  сте¬
пеней  потенциальной  неравномерности  потока
(амплитудная  характеристика)  перед  решетка¬
ми  направляющих  лопаток  различного  типа  в
зависимости  от  абсолютного  6Z  и  относитель¬
ного  расстояния  5z/t  до  переднего  фронта  ре¬
шетки  при  otg  =  90°.  Расчеты,  выполненные  для
решеток  одинаковой  ширины  (В  =  115  мм),  по¬
казывают  возможности  уменьшения  неравно¬
мерности  за  счет  изменения  геометрии  профи¬
лей  и  изменения  шага.  Аналогичные  характе¬
ристики  потенциальной  неравномерности  %с
для  потока  за  решетками  свидетельствуют  о  су¬
щественно  более  низком  уровне  неравномерно¬
сти  потока  (рис.  5.7.5,  б).
 Структура  реального  неравномерного  по¬
тока  за  решеткой  может  быть  представлена  как
сумма  потенциальной  и  вязкой  неравномерно¬
стей.  При  этом  под  вязкой  неравномерностью
понимается  дополнительная  неравномерность
потока,  обусловленная  аэродинамическими
следами  за  выходными  кромками  лопаток.
Интенсивность  аэродинамических  следов  при
расчетных  углах  натекания  потока  зависит  от
толщины  пограничных  слоев  на  выпуклой  и
вогнутой  сторонах  профиля  и  конечных  тол¬
щин  выходных  кромок.  Схема  вязкого  следа  за
кромками  лопаток  прямой  решетки  показана
на  рис.  5.7.6  [40].
 Основные  характеристики  следа  в  соот¬
ветствии  с  полуэмпирическим  подходом:
 «дефект»  скорости  на  оси  следа  Дсм(х)  =
~  [^lmaxC*)  —  ^limnC*)]*
 Дсм  =4с\А1  sinai  £(х)/хси> 	(5.7.3)
 ширина  следа
 Sc(x)  =  Asjtl  sina,  С,(х)х, 	(5.7.4)
 где  Ах  и  As  —  постоянные  (эксперимент);  си  —
теоретическая  скорость  за  решеткой;  £пр  —  ко¬
эффициент  профильных  потерь  для  сечения  х
за  решеткой.
 Рис.  5.7.5.  Степени  потенциальной  неравномер¬
ности  Хс  потока  перед  решетками  (а)  различной
геометрии  и  за  ними  (б)
 Рис.  5.7.6.  Схема  структуры  течения  за  турбинной
решеткой  профилей  (а  —  точка,  соответствующая
пересечению  оси  следа  с  линией  контрольной  по¬
верхности;  As  —  элемент  контура  s  профиля  ло¬
патки;  с1п  —  скорость  потенциального  потока;
сх  —  действительная  скорость  потока;  Sc  —  шири¬
на  следа  S  по  оси  х  и  Su  —  по  оси  и;  6г  —  расстоя¬
ние  до  контрольной  поверхности  от  фронта  ре¬
шетки;  6*  ии*  -  координаты  оси  следа)

930
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 Исследования  структуры  потока  за  ре¬
шеткой  показывают,  что  суммарное  поле  по¬
тока  может  быть  представлено  суперпозицией
потенциального  течения  и  течения  в  следе.
Распределение  статического  давления  в  об¬
ласти  следа  при  дозвуковых  течениях  практи¬
чески  определяется  потенциальным  обтека¬
нием.
 Для  определения  потенциальной  нерав¬
номерности  потока  перед  решеткой  можно
воспользоваться  методами  расчета  потенци¬
ального  обтекания  решетки.  Неравномерность
потока  перед  решеткой  обычно  полностью  оп¬
ределяется  потенциальным  обтеканием,  так
как  тонкий  пограничный  слой  на  входной
кромке  практически  не  изменяет  геометрию
входных  кромок,  а  следовательно,  поле  потока
перед  решеткой.
 Суммарное  поле  неравномерности  по¬
тока  за  решеткой  может  быть  определено  с
помощью  пакетов  STAR-CD  или  CFX
ANSYS  и  др.  Можно  использовать  прибли¬
женный  метод  оценки  суммарного  поля  за
решеткой  [40].
 Для  более  полного  суждения  о  структуре
окружной  неравномерности  потока  вместе  с
амплитудными  характеристиками  полезно
иметь  представление  о  неравномерности  в  ви¬
де  рядов  Фурье,  например  для  скорости
 Д  с(и)  =  с+  £
 к=\
 АсКС  cos/:2  л—  +  АсКс  smklii—
 (5.7.5)
 где  с  —  осредненная  по  шагу  скорость  потока;
и  —  координата  вдоль  решетки;  tx  —  шаг  на¬
правляющих  лопаток  Аскс  и  AcKS—  амплитуды
четной  и  нечетной  гармоник  окружной  нерав¬
номерности,  по  которым  определяется  ампли¬
туда  А  ск-  д/  Ac  Ic  +  A  c\s  и  фазовый  сдвиг
 =  ^cks/^cko
 Взаимосвязь  окружной  неравномерности
потока  с  нестационарными  нагрузками.  В  об¬
щем  случае  нестационарные  нагрузки  будут
действовать  как  на  предыдущую,  так  и  после¬
дующую  решетки,  и  можно  выделить  потен¬
циальное  и  «вязкое»  возбуждение.
 Потенциальное  возбуждение  рассматри¬
вается  при  течении  идеальной  жидкости.  При
дозвуковом  режиме  обтекания  в  этом  случае
возмущения  потока  решеткой  распространя¬
ются  на  бесконечность,  и  в  отсеке  из  несколь¬
ких  ступеней  влияние  каждого  из  венцов  будет
 сказываться  на  потоках  около  всех  других  вен¬
цов.  Поскольку  интенсивность  возмущения
убывает  пропорционально  е-*,  главное  влия¬
ние  будет  проявляться  только  на  лопатках
смежных  венцов,  а  так  как  потенциальная  не¬
равномерность  потока  за  решеткой  существен¬
но  меньше,  чем  перед  решеткой,  в  первую
очередь  следует  оценивать  опасность  влияния
последующей  решетки  на  предыдущую  (обрат¬
ное  влияние).
 Для  элементарной  ступени  с  течением
вязкой  жидкости  характерно  наличие  за  каж¬
дой  из  решеток  венца  вихревых  следов,  интен¬
сивность  которых  пропорциональна  *Д[х.
В  случае  малой  потенциальной  шаговой  не¬
равномерности  потока  за  предыдущей  решет¬
кой  неравномерность  потока,  обусловленная
следами,  оказывает  основное  влияние  на  уро¬
вень  нестационарных  нагрузок  на  лопатки  по¬
следующей  решетки.
 Расчетные  и  экспериментальные  иссле¬
дования  нестационарных  нагрузок  Aqk  свиде¬
тельствуют  о  том,  что  амплитуды  переменной
относительной  нагрузки  Aqk=Aqk/q  (где  q  —
осредненная  по  времени  нагрузка)  пропор¬
циональны  гармоникам  окружной  неравно¬
мерности  с  относительными  амплитудами
 Xk  =  &ck/c,  т-е-
 Д  дк(г)  =  Шй  =  С]Хк(г),
 q(r)
 (5.7.6)
 где  Cj  —  функция  постоянная  для  данной  гео¬
метрии  взаимодействующих  турбинных  вен¬
цов  и  режима  обтекания;  г  —  текущий  радиус;
к  —  номер  гармоники.
 Так  как  s  =  их  (где  и  —  окружная  ско¬
рость;  т  —  время)  и  u/t{  =f\  (частота  возбужде¬
ния  колебаний  рабочих  лопаток),  погонную
переменную  нагрузку  также  можно  предста¬
вить  рядом  Фурье  через  четные  и  нечетные
гармоники  (СО]  =
 Aq(r,x)  =
 =  f;[A^c(r)cos(/:co1T)+  Ate(r)sin(to1T)],
 к=1
 (5.7.7)
 который  относится  к  упрощенному  случаю
синфазного  возбуждения  по  высоте  лопаток.
В  виде  (5.7.7)  могут  быть  представлены  тан¬
генциальная  или  осевая  нагрузки,  а  также
аэродинамический  момент  кручения  лопатки.

ОКРУЖНАЯ  НЕРАВНОМЕРНОСТЬ  ПОТОКА
 931
 Для  одиночной  ступени
 С,  =  Л  (Ф,  ,ФгЛ  Д 	,Р,2  Д  Д  ,Sh2,M„,),
 ^1  b2 	h 	h
 (5.7.8)
 где  Фь  Ф2  —  характеристики  геометрии  про¬
филей;  tx/bb  t2/b2  —  относительные  шаги  про¬
филей;  (Зь  р2  ~  углы  установок;  8z\/t\  —  отно¬
сительный  осевой  зазор;  t2/tx  —  соотношение
шагов  направляющей  (HJT)  и  рабочей  лопаток
(PJT);  Sh2  =  7jincZ\b2/w\  —  число  Струхаля;
Mw  —  число  Маха;  пс  —  частота  вращения  ро¬
тора.
 Указанные  характеристики  выступают
как  критерии  подобия  при  сравнении  силовых
взаимодействий  в  сопоставляемых  турбинных
ступенях.
 Зависимость,  аналогичная  (5.7.6),  может
быть  использована  и  для  оценки  обратного
влияния  последующей  ступени.  При  этом
 b4k(r)  =  -^L.  =  C2Xk(.r)> 	(5-7-9)
 92(f)
 где
 С2  =/,(<%,0{,£,-f,Py2,Pyl,^4>Sh'2’Mc2)-
 Ь2  г», 	г, 	/,
 В  случае  «полуторной»  ступени
(HJ1  +  РЛ  +  HJT)  при  ц  =  t[  в  число  влияющих
безразмерных  параметров  необходимо  вклю¬
чить  отношение  А/,//[,  где  Atx  —  тангенциаль¬
ный  сдвиг  HJ1  относительно  НЛ'.  При  tx  Ф  t[
число  определяющих  параметров  необходимо
дополнить  отношением  nDcv/t0,  где  наимень¬
ший  общий  шаг  /0  =  Z\t\  =  z[t[,  Z\  и  z[  —  числа
лопаток  на  наименьшем  общем  шаге,  Dcp  —
средний  диаметр.  От  геометрического  наи¬
меньшего  шага  /0  легко  перейти  к  временному
наименьшему  общему  периоду.
 Средняя  во  времени  нагрузка  q(r)  опре¬
деляет  статическую  деформацию  лопатки.  Она
не  вызывает  колебаний,  но  должна  учитывать¬
ся  при  оценке  запасов  вибропрочности  в  усло¬
виях  влияния  асимметрии  цикла  нагружения.
 По  уровню  амплитуд  отдельных  гармо¬
ник,  определяемых  как  коэффициенты  ряда
Фурье,  можно  оценить  их  опасность.  Еще  од¬
но  достоинство  применения  ряда  Фурье  состо¬
ит  в  том,  что  частоты  отдельных  гармоник
оказываются  кратными  частоте  вращения  ро¬
тора  турбины  со  =  2кпс;  coj  =  2nncZ\,  где  Z\  —
 число  направляющих  лопаток.  Это  позволяет
строить  наглядные  вибрационные  диаграммы
и,  что  особенно  важно,  упрощает  вибрацион¬
ную  отстройку  рабочих  лопаток  от  резонансов.
 В  настоящее  время  задача  расчета  ампли¬
туд  гармоник  возмущающих  сил,  действующих
при  взаимодействии  лопаточных  венцов  про¬
извольной  геометрии  с  нестационарным  пото¬
ком,  еще  находится  в  стадии  решения.  Это
объясняется  трудностями  как  эксперименталь¬
ного  исследования,  так  и  теоретического  изу¬
чения  нестационарных  аэродинамических
процессов  в  турбинах.
 К  теоретическим  исследованиям  первого
этапа  относятся  работы  по  оценке  нестацио¬
нарного  силового  взаимодействия  в  условиях
течения  идеальной  жидкости  на  основе  при¬
менения  методов  особенностей  и  интеграль¬
ных  уравнений,  проведенные  за  рубежом.  При
этом  определялось  взаимное  влияние  преды¬
дущей  и  последующей  решеток  тонких  пла¬
стин  в  потенциальном  потоке,  а  влияние  набе¬
гающих  вихревых  следов  моделировалось  в  ви¬
де  ориентированных  синусоидальных  поры¬
вов.  Первые  исследования  нестационарных
процессов  в  решетках  турбин  в  нашей  стране
проводились  в  60-х  годах.  Интенсивное  изуче¬
ние  как  силового,  так  и  энергетического  взаи¬
модействия  решеток  турбин  с  нестационар¬
ным  потоком  было  развернуто  в  МЭИ  под  ру¬
ководством  Г.С.  Самойловича.  Исследователь¬
ские  работы  в  ЛПИ  были  начаты  А.С.  Ласки-
ным  и  развивались  благодаря  помощи
проф.  И.И.  Кириллова.
 Исследования  последующих  лет  (до  1985  г.)
характеризуются  возрастающим  вниманием  к
изучению  нестационарных  процессов  с  целью
получения  практических  рекомендаций  приме¬
нительно  к  задачам  проектирования  турбома¬
шин.  Для  этого  периода  характерно  расширенное
участие  в  исследованиях  ряда  вузов  и  научных
организаций.
 В  результате  анализа  работ,  обобщения  и
углубленного  развития  получены  новые  дан¬
ные  по  нестационарному  взаимодействию  [19,
65].  На  основе  уравнений  Эйлера  и  численных
методов  были  найдены  решения  ряда  задач  не¬
стационарного  обтекания  решеток  с  колеблю¬
щимися  профилями,  а  также  выполнены  пер¬
вичные  оценки  взаимодействия  решетки  со
следами,  области  которых  моделировались  из¬
менениями  энтропии.  В  настоящее  время  чис¬
ленные  исследования  нестационарных  нагру¬
зок  проводятся  для  течений  вязкого  газа  на

932
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 основе  уравнений  Навье—Стокса,  осреднен-
ных  по  Рейнольдсу  [14].  В  современных  усло¬
виях  применения  ЭВМ  можно  ожидать  даль¬
нейшего  развития  расчетных  численных  мето¬
дов  изучения  вязкого  нестационарного  потока
на  основе  использования  нестационарных
уравнений  (URANS)  с  привлечением  соответ¬
ствующих  моделей  турбулентности.  Развитие
численных  методов  сдерживается  отсутствием
необходимых  экспериментов  для  тестирования
разрабатываемых  математических  моделей.
 На  основе  анализа  результатов,  получен¬
ных  на  первом  этапе  экспериментальных  и
расчетных  исследований  возмущающих  нагру¬
зок,  обусловленных  окружной  неравномерно¬
стью  потока  (nz-  и  ^-возбуждение),  ниже
представлены  основные  практически  важные
результаты  и  пути  уменьшения  нестационар¬
ных  воздействий.
 5.7.3. 	ФАКТОРЫ,  ВЛИЯЮЩИЕ
НА  УРОВЕНЬ  НЕСТАЦИОНАРНЫХ
АЭРОДИНАМИЧЕСКИХ  НАГРУЗОК
 Нестационарные  нагрузки  при  изменении
межвенцового  осевого  зазора  и  выбор  оптималь¬
ного  зазора.  Влияние  изменения  осевого  зазо¬
ра  между  направляющими  и  рабочими  лопат¬
ками  на  нестационарные  нагрузки  имеет  не¬
монотонный  характер,  что  обусловлено  нало¬
жением  потенциального  и  «вязкого»  полей  по¬
тока  за  направляющими  лопатками  [40].  Это
особенно  ярко  проявляется,  если  анализиру¬
ются  гармонические  составляющие  нагрузок
или  напряжений  в  рабочих  лопатках.
 На  основе  обработки  данных  испытаний
воздушных  моделей  турбин  получена  зависи¬
мость  безразмерных  амплитуд  переменных  на¬
пряжений  Да  =  Да/а  от  определяемого  из  ус¬
ловия  наложения  полей  безразмерного  осевого
зазора  Дё  =  [(S^g/^gtgocj)-1],  где  5г1э  —  осред-
ненное  по  радиусу  расстояние  от  заднего
фронта  решетки  по  оси  z  (рис.  5.7.7,  а)  [39].
Величина  Дё  характеризует  расстояние  до  кон¬
трольного  сечения  кк  за  решеткой  относитель¬
но  величины  /l3tga!  и  определяет  условия  на¬
ложения  периодических  волн  потенциальной
и  «вязкой»  неравномерностей  потока  и,  следо¬
вательно,  положения  экстремумов.  Зависи¬
мость  Да(Дё)  позволяет  выделить  области  за¬
зоров,  соответствующих  максимальными  ам¬
плитудам  напряжений  (0,  1  и  2).  Можно  полу¬
чить  уменьшение  динамических  напряжений,
выбирая  расстояния  от  заднего  фронта  решет-
 б)
 Рис.  5.7.7.  Схема  наложения  полей  потока  за  ре¬
шеткой  (а)  и  зависимость  безразмерной  амплитуды
первой  гармоники  нестационарных  напряжений
Да  от  изменения  безразмерного  зазора  Az  (б):
 О,  1  и  2  —  области  максимальных  напряжений
(переменных  нагрузок);  С  и  А  —  области  мини¬
мумов  нагрузок
 ки,  соответствующие  областям  С  и  А.  Выбор
области  А  предпочтительнее,  так  для  нее  соот¬
ветствующие  напряжения  в  2  раза  ниже  и  об¬
ласть  минимума  более  широкая.
 Оптимальное  отношение  5^/(/1tga1)  ~
~  1,4...  1,8.  Аналогичный  подход  при  выборе
оптимального  зазора  целесообразно  использо¬
вать  при  решении  задач  уменьшения  силового
взаимодействия  решеток  не  только  турбин,  но
и  компрессоров.
 В  концевых  зонах  межлопаточных  кана¬
лов  формируются  вихревые  течения,  которые
приводят  к  увеличению  окружной  шаговой  не¬
равномерности  потока  за  направляющими  ло¬
патками,  что  особенно  нежелательно  для  пе¬
риферийной  зоны,  так  как  максимальная  доля
работы  возбуждения  реализуется  именно  за
счет  воздействия  неравномерности  потока  на
периферийные  сечения  рабочих  лопаток.

ФАКТОРЫ,  ВЛИЯЮЩИЕ  НА  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ  НАГРУЗКИ  933
 При  оценке  возбудимости  колебаний,
вызываемых  неравномерностью  потока,  необ¬
ходимо  дополнительно  учитывать  увеличение
потенциальной  и  вязкой  неравномерности  при
отклонениях  режимов  работы  от  номинально¬
го  и,  соответственно,  возникновении  больших
углов  атаки).
 Влияние  соотношения  шагов  направляю¬
щего  и  рабочего  венцов  на  уровень  нестационар¬
ного  возбуждения.  Большое  влияние  на  уро¬
вень  нестационарных  нагрузок  оказывает  со¬
отношение  шагов  лопаток  направляющего  tx  и
рабочего  t2  венцов.  Это  влияние  особенно  ве¬
лико  при  относительно  малых  межвенцовых
зазорах.  В  настоящее  время  соотношение  t2/tl
проявляется  как  случайная  величина  потому,
что  отдельно  по  условиям  статической  и  дина¬
мической  прочности  выбираются  хорды  рабо¬
чих  и  направляющих  лопаток,  а  затем  незави¬
симо  —  шаги  на  основе  оптимальных  соотно¬
шений  t  =  t/b  или  условий  охлаждения.  Как
известно  из  курса  теории  турбомашин,  соот¬
ветствующие  значения  для  рабочих  лопаток
^опт  ~  0,5...0,6,  а  для  направляющих  /опт  «
~  0,7...0,9.  С  точки  зрения  силового  воздейст¬
вия  направляющей  решетки  на  рабочую  через
поток,  соотношение  шагов  оказывает  большое
влияние  на  значения  переменных  нагрузок
АРу,  вызывающих  колебание  рабочих  лопаток
(рис.  5.7.8)  [41].
 При  tx  =  t2  нестационарное  воздействие
минимальное,  что  объясняется  следующим:
вследствие  подобия  периодического  измене¬
ния  течения  в  каналах  рабочих  лопаток  на¬
блюдается  подобное  изменение  (повышение
или  понижение)  давления  на  выпуклой  и  во¬
гнутой  стороне  в  одном  канале,  но  со  сдвигом
 Рис.  5.7.8.  Влияние  отношения  шагов  рабочих
и  направляющих  лопаток  t2/tx  на  амплитуду  пе¬
ременных  аэродинамических  сил  АРу/АРу0  5
 по  фазе  между  изменениями  давления  в  смеж¬
ных  каналах,  равным  (^  -  t2)/tx.  Суммарные
импульсы  как  на  направляющих,  так  и  на  ра¬
бочих  лопатках,  минимальные,  но  действуют
синфазно  на  каждую  из  лопаток.  Это  является
причиной  большого  суммарного  усилия  на  ра¬
бочее  колесо  и  на  направляющий  аппарат  тур¬
бины,  что  может  приводить  к  поломкам  эле¬
ментов  диафрагмы  и  сопловых  коробок,  на¬
блюдаемых  при  эксплуатации.  При  равенстве
шагов  tx  и  t2  по  этой  же  причине  резко  увели¬
чивается  интенсивность  шума.  Поэтому  реко¬
мендуемое  соотношение  шагов  примерно
 0,75...0,85,  а  не  1.  Можно  полагать,  что  анало¬
гичные  выводы  справедливы  и  для  осевых
компрессоров.
 Влияние  тангенциального  смещения  смеж¬
ных  направляющих  аппаратов.  В  смежных  тур¬
бинных  ступенях  отсеков  часто  используют  НА
с  одинаковым  числом  лопаток.  В  этом  случае
появляется  возможность  изменять  уровень  дей¬
ствующих  на  рабочие  лопатки  возмущающих
нагрузок  окружным  смещением  соседних  НА.
Изменение  нагрузок  на  рабочие  лопатки  мож¬
но  объяснить  изменением  поля  течения  между
двумя  НА  вследствие  смещения  возмущений
потока  за  первой  решеткой  относительно  поля
возмущений  перед  второй  решеткой.
 Причина  изменения  нестационарного  из¬
гибающего  момента  АМИ  состоит  в  том,  что
нестационарные  нагрузки,  действующие  на
рабочие  лопатки,  вызываются  как  неравно¬
мерностью  параметров  за  первой  направляю¬
щей  лопаткой  (потенциальная  и  вязкая  нерав¬
номерность),  так  и  потенциальной  неравно¬
мерностью  перед  второй.  Вследствие  наложе¬
ния  полей  неравномерности  и  их  относитель¬
ного  смещения,  суммарная  окружная  неравно¬
мерность  потока  может  как  уменьшаться,  так
и  увеличиваться  (рис.  5.7.9).  Это  позволяет
при  определенном  положении  направляющей
решетки  достичь  существенного  уменьшения
нестационарных  нагрузок.  Эффект  уменьше¬
ния  будет  тем  больше,  чем  меньше  осевые  за¬
зоры  5г1  и  6,2-  Разработаны  методы  определе¬
ния  оптимального  смещения  А/опт,  которое
реализуется  при  «попадании»  аэродинамиче¬
ского  следа  от  предыдущего  НА  в  централь¬
ную  область  входных  каналов  последующего.
 Изменение  переменных  нагрузок  за  счет
влияния  выдува  рабочего  тела.  Выдувы  через
выходную  кромку  осуществляются  в  охлаждае¬
мых  лопатках  газовых  турбин,  а  также  в  НА
паровых  турбин  с  целью  влияния  на  степень

934
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 Рис.  5.7.9.  Влияние  относительного  тангенциального  смещения  Atl/tl  смежных  направляющих  аппа¬
ратов  на  безразмерную  величину  АМи  /АМи  ср  (АМи  —  действующий  на  рабочую  лопатку  перемен¬
ный  изгибающий  момент  (при  постоянных  6г1  и  6z2,  tx  =t[)
 влажности  и  эрозию  рабочих  лопаток  послед¬
них  ступеней.  При  выдуве  рабочего  тела  из
выходной  кромки  НА  сщ  турбины  и  измене¬
нии  его  расхода  G0XJl  изменяется  структура  те¬
чения  в  аэродинамическом  следе  за  выходной
кромкой.  Характер  этого  изменения  немоно¬
тонный,  и  степень  неравномерности  потока
%с  =  А  с/с  за  решеткой  лопаток  вначале  растет,
а  затем  снижается  (рис.  5.7.10).  Аналогично
изменяются  и  нестационарные  нагрузки,  дей¬
ствующие  на  рабочие  лопатки.  Таким  обра¬
зом,  возможно  управлять  уровнем  нестацио¬
нарных  нагрузок  изменением  расхода  выдува.
Метод  расчета,  созданный  на  кафедре  турбин¬
ных  двигателей  и  установок  СПбГПУ,  позво¬
ляет  оценить  изменение  неравномерности  по¬
тока  за  решеткой  с  выдувом  при  изменении
расхода  и  геометрических  размеров  щели  в
выходной  кромке.
 Рис.  5.7.10.  Характер  изменения  структуры  тече¬
ния  в  аэродинамическом  следе  в  зависимости  от
расхода  G0XJl  рабочего  тела,  выдуваемого  из  вы¬
ходной  кромки  лопаток  НА
 Нестационарные  нагрузки,  действующие  на
бандаж.  До  настоящего  времени  выводы  о  на¬
дежности  скрепляющих  бандажных  лент  осно¬
вываются  на  расчетах  статических  напряже¬
ний,  вызываемых  центробежными  нагрузками.
Практика  эксплуатации  и  аварийные  поломки
усталостного  типа  свидетельствуют  о  возмож¬
ных  значительных  вибрационных  нагрузках.
С  целью  определения  уровня  и  характера  дей¬
ствующих  на  бандажную  ленту  нагрузок,  мож¬
но  использовать  данные  опытов  на  осевой  об¬
ращенной  турбине.
 В  общем  случае  мгновенная  равнодейст¬
вующая  сил  на  длине  одного  шага
 Р(т)  =  |Ар(5,т)^, 	(5.7.10)
 где  Ар  =  pB(S,  т)  -  pH(S,  т)  —  разность  давле¬
ний,  действующих  соответственно  на  внутрен¬
нюю  и  наружную  поверхности  бандажа;  ds  —
элемент  площади.
 С  достаточной  для  практики  точностью
можно  полагать,  что  изменение  pH(S,  т)  будет
значительно  меньше  изменения  pB(S,  т).  Неста¬
ционарные  давления  pB(S,  т)  на  периферийной
торцовой  поверхности  измерялись  специаль¬
ным  тензодатчиком.  Расположение  точек  отбо¬
ра  показано  на  рис.  5.7.11,  а.  Из  осциллограмм
(рис.  5.7.11,  б)  четко  видна  периодичность
пульсаций  с  частотой  nczc,  что  свидетельствует
 о 	возмущении,  создаваемом  НА.  При  распро¬
странении  импульса  давления  вдоль  по  каналу
фазовый  сдвиг  АТ]  =  Al/(a  +  ws),  где  а  —  ско¬
рость  звука,  ws  —  скорость  потока  на  участке
между  двумя  точками,  расстояние  между  кото¬
рыми  А/.  При  относительно  малых  скоростях
(Мс1  =  0,3...0,4)  изменение  давлении  в  канале

КРУПНОМАСШТАБНОЕ  ВОЗБУЖДЕНИЕ  ОКРУЖНОЙ  НЕРАВНОМЕРНОСТЬЮ  ПОТОКА  935
 Рис.  5.7.11.  Схема  расположения  точек  измерений  (я),  осциллограммы  давлений  в  точках  1—4  (б)  и
уровни  нестационарных  воздействий  (в)  на  торцовой  поверхности  межлопаточного  канала  (А,  В,  С  и
D  —  характерные  граничные  точки  канала,  zc  —  число  направляющих  лопаток,  пс  —  частота  враще¬
ния  ротора)
 можно  считать  синфазным.  При  расчете  дина¬
мических  напряжений  в  бандажной  ленте  не¬
обходимо  учитывать  сдвиг  по  фазе  между  изме¬
нениями  нестационарных  давлений  в  смежных
каналах.  Измерения  показывают,  что  упомяну-
 h
 тый  сдвиг  близок  по  величине  к  Дт2
 txnczc
 Для  оценки  уровней  переменных  нагру¬
зок  на  рис.  5.7.11,  б  показан  размах  2Дph  в  до¬
лях  от  осредненного  во  времени  динамическо¬
го  напора  в  периферийной  зоне  pwx  /2.  Макси¬
мальный  уровень  амплитуд  наблюдается  в  об¬
ласти  входа  в  канал  и  на  выпуклой  стороне  про¬
филя.  Характер  изменения  пульсаций  давления
на  торцовой  поверхности  хорошо  согласуется  с
изменениями  их  на  профиле  лопатки,  в  сечении
близком  к  торцовому.  Естественно,  что  приня¬
тые  величины  могут  быть  использованы  при  пе¬
ресчете  данных  с  модельной  ступени  на  подоб¬
ную  или  близкую  по  геометрии  ступень.  Уро¬
вень  пульсаций  на  торцовых  поверхностях  мо¬
жет  в  2,5—3,5  раза  превышать  средний  во  време¬
ни  динамический  напор.  Такие  значительные
величины  характерны  для  испытанной  ступени,
но  и  при  меньших  уровнях  пульсаций  давления
и  переменных  нагрузок  последние  будут  опас¬
ными  при  резонансных  колебаниях.
 Действующие  на  бандаж  возмущающие
силы  должны  учитываться  при  проектировании
 проточной  части.  Расположение  уплотнитель¬
ных  гребешков,  увеличивающих  жесткость  бан¬
дажных  лент,  и  шилов  на  рабочей  лопатке  сле¬
дует  выбирать  с  учетом  эпюры  нестационарных
давлений.  Хотя  непосредственной  проверки
влияния  перекрыши  у  периферии  на  перемен¬
ные  силы  не  производилось,  предварительный
анализ  показывает,  что  ее  увеличение  будет  так¬
же  полезным.  Эффективным  средством  сниже¬
ния  динамических  сил  на  бандажную  полку  яв¬
ляется  увеличение  осевого  зазора  А?!  между  на¬
правляющими  и  рабочими  лопатками.  Увеличе¬
ние  Az\  от  6,5  до  10,5  мм  в  исследованной  ступе¬
ни  привело  к  уменьшению  размаха  пульсаций
давления  на  входном  участке  примерно  в  2  раза.
 Особое  внимание  необходимо  обращать  в
паровых  турбинах  на  динамическую  прочность
бандажных  лент  первых  ступеней  после  регу¬
лирующей  в  связи  с  воздействием  интенсив¬
ной  крупномасштабной  неравномерности  по¬
тока  и  широким  спектром  возбуждения  при
парциальном  подводе.
 5.7.4. 	КРУПНОМАСШТАБНОЕ
ВОЗБУЖДЕНИЕ  ОКРУЖНОЙ
 НЕРАВНОМЕРНОСТЬЮ  ПОТОКА
 Распространенным  источником  возбуж¬
дения  колебаний  лопаток  в  проточных  частях
может  быть  влияние  окружной  неравномерно-

936
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 сти  параметров  потока,  обусловленной  вход¬
ными  и  выходными  патрубками  турбомашин,
камерами  отбора  рабочего  тела  из  проточной
части  или  подвода  рабочего  тела  в  проточную
часть  при  байпасном  регулировании  или  в
случае  комбинированной  ГПУ  с  циклом  двух
или  трех  давлений.
 Такую  неравномерность  называют  круп¬
номасштабной,  так  длина  волны  возмущения
сравнима  с  длиной  окружности  проточной
части  турбины.  К  этому  виду  неравномерно¬
сти,  сопряженной  с  конструктивными  элемен¬
тами,  относится  неравномерность,  обуслов¬
ленная  парциальным  подводом  пара  в  паровых
турбинах  или  газа  в  агрегатах  газотурбинного
наддува  ДВС,  а  также  стойками  и  ребрами  же¬
сткости  в  проточных  частях  турбомашин.
 Окружная  неравномерность  потока,  обуслов¬
ленная  выходным  патрубком.  Для  оценки  опас¬
ности  обратного  влияния  выходного  патрубка
на  вибрацию  лопаток  последней  ступени  можно
воспользоваться  результатами  эксперименталь¬
ной  отработки  модели  выходного  патрубка,  по¬
лученными  в  лаборатории  аэродинамики  ЛМЗ
ОАО  «Силовые  машины»  (рис.  5.7.12).  При  чис¬
лах  М  <  0,5  по  средней  скорости  входа  в  патру¬
бок,  что  соответствует  реальным  условиям  за
последней  ступенью,  для  входного  сечения  пат¬
рубка  степень  неравномерности  потока  (по  дав¬
лению)  может  достигать
 %р  =  2Д?2  Л?2^2  )  *  0,2, 	(5.7.11)
 где  Ар2  =  рт^  -  р2;  р2  и  с2  —  осредненные  во
времени  и  по  окружности  плотность  и  ско¬
рость,  соответствующие  сечению  за  последней
ступенью.
 Если  использовать  приближенную  зави¬
симость  Aqz/qzc  -0,4%^  (где  Aqz  —  размах  пе¬
ременной  части  погонной  нагрузки,  qzc  —  ос-
 редненная  во  времени  погонная  осевая  нагруз¬
ка)  и  принять  величину  %р  =  0,2  за  представи¬
тельную  оценку  степени  неравномерности,  то
получим  уровень  возбуждения  около  8%  сред¬
ней  во  времени  погонной  нагрузки  qzc.  При
существующих  уровнях  декрементов  это  могло
бы  вызвать  опасные  напряжения  при  резо¬
нансных  колебаниях.  Однако  характер  нерав¬
номерности  потока  мало  отличается  от  гармо¬
нического.  Поэтому  представленные  оценки
могут  относиться  к  оценке  опасности  действия
первой  или  второй  гармоник,  резонансы  с  ко¬
торыми  не  наблюдаются.  Более  высокие  гар¬
моники  будут  иметь  существенно  меньшие
размахи:  Ар  <  0,02..0,04  (от  средней).  Но,  глав¬
ное,  лопаточный  венец  последней  ступени
(его  первая  собственная  частота  /i  ~  130  Гц)  не
имеет  резонансов  с  возбуждением  по  первой  и
второй  гармоникам  и  отстроен  по  третьей  и
четвертой.  Поэтому  соответствующую  опти¬
мальному  режиму  окружную  неравномерность
потока  от  выходного  патрубка  по  всем  указан¬
ным  обстоятельствам  и  с  точки  зрения  уровня
вибрационных  напряжений  можно  отнести  к
неопасной.
 Однако  возможно  резкое  увеличение
уровня  неравномерности  потока,  а  следова¬
тельно,  нагрузок  по  отмеченным  гармоникам
на  режимах  работы  ступени,  отличающихся  от
номинального  и  характеризующихся  значи¬
тельной  закруткой  потока  при  входе  в  патру¬
бок.  Для  таких  режимов  характерны  срывные
процессы,  которые  часто  наблюдаются  в  вы¬
ходных  патрубках  турбомашин,  особенно  в
патрубках  паровых  турбин  при  течениях  с  яр¬
ко  выраженным  диффузорным  эффектом  при
высоких  числах  М  потока.  При  этом  также  ве¬
роятно  возникновение  срывного  флаттера  ра¬
бочих  лопаток  последней  ступени.
 Рис.  5.7.12.  Типовое  распределение  относительных  статических  давлений  Ар2(Ф)  =  А/?2(ф)/р2^2
при  входе  в  модель  выходного  патрубка  ЦНД  турбины  (М  =  0,5,  коэффициент  полных  потерь
 £п  =  1,23,  D  =  300  мм)

КРУПНОМАСШТАБНОЕ  ВОЗБУЖДЕНИЕ  ОКРУЖНОЙ  НЕРАВНОМЕРНОСТЬЮ  ПОТОКА  937
 Окружная  неравномерность,  обусловленная
отбором  рабочего  тела.  Отбор  пара  из  проточ¬
ной  части  турбины  всегда  сопровождается  воз¬
никновением  в  ней  окружной  и  радиальной
неравномерности  параметров,  что  вызывает  во
многих  случаях  значительное  низкочастотное
силовое  воздействие  на  рабочие  лопатки  и,
следовательно,  приводит  к  снижению  их  виб¬
рационной  надежности  в  околоотборных  сту¬
пенях.  Вместе  с  тем  наличие  окружной  и  ради¬
альной  неравномерности  потока  и,  особенно,
ее  увеличение,  как  правило,  приводит  к  суще¬
ственному  изменению  структуры  течения  в
проточной  части  околоотборных  ступеней.
В  результате  возникновения  дополнительных
потерь  кинетической  энергии  обычно  снижа¬
ется  КПД  отсека.  Поэтому  сведения  о  пере¬
менных  нагрузках  и  дополнительных  потерях
необходимы  как  для  обеспечения  надежности,
так  и  экономичности  турбин.
 В  настоящее  время  учет  отмеченных  фак¬
торов  при  проектировании  турбин  недостато¬
чен:  при  конструировании  трактов  отбора  про¬
водятся  упрощенные  аэродинамические  расчеты
одномерных  течений  и  размеры  определяются
во  многом  традициями  и  часто  соображениями
случайного  характера.  Следует  отметить,  что  до
90-х  годов  в  нашей  стране  проводились  обшир¬
ные  исследования  по  влиянию  отборов  на
структуру  потока  и  на  КПД  ступеней,  включаю¬
щие  экспериментальные  исследования  и  созда¬
ние  методик  расчетов.  Существенно  меньше
сведений  имеется  по  созданию  методик  расчета
окружной  и  радиальной  неравномерности  пара¬
метров  потока  в  околоотборных  ступенях  и  от¬
борном  тракте  применительно  к  оценке  силово¬
го  возбуждения  колебаний  рабочих  лопаток.  Ре¬
зультаты  выполненных  исследований  сводятся  к
следующему.  Амплитуды  нестационарных  на¬
грузок,  действующих  на  рабочие  лопатки,  про¬
порциональны  окружной  неравномерности  по¬
тока,  создаваемой  отбором.  Окружную  неравно¬
мерность  параметров  обычно  дозвукового  пото¬
ка,  в  частности  давления,  можно  представить  в
виде  функции  (рис.  5.7.13,  а):
 &P  =  f(Gот,Рщ,  Z-гр,  Ь/а,  с/а,...),  (5.7.12)
 где  Др  =  (ртах  ~ртт  )/[р(с|/2)];  Gm_  =  GJG0  -
относительный  расход  в  отбор;  Fm  =  Fm/FK;
Fm  =  ndnb  —  площадь  входного  сечения  щели;
dn  —  периферийный  диаметр  предотборной
ступени;  FK  =  ab  —  площадь  поперечного  сече¬
ния  камеры  отбора;  zT  —  число  труб  отбора.
 Рис.  5.7.13.  Схемы  околоотборного  отсека,  трак¬
та  отбора  (а)  и  фланцевого  загромождения  (б):
 1 	—  проточная  часть;  2  —  обойма;  3  —  кольце¬
вая  камера  отбора  (КО);  4  —  кольцевая  щель  от¬
бора;  5  —  труба  отбора;  6  —  канал  с  загроможде¬
нием
 По  данным  экспериментов  амплитуды
безразмерных  нестационарных  погонных  на¬
грузок  Aq  =  Aq/q  (где  q  —  осредненная  во  вре¬
мени  погонная  нагрузка  _на  лопатку)  пропор¬
циональны  Ар,  т.е.  Aq  =  kAp,  где  к  =  0,4...0,5.
 Вариантное  сравнение  конструкций  по
степени  окружной  неравномерности  статиче¬
ских  давлений,  вызываемых  отбором,  позволя¬
ет  оценить  относительную  возбудимость  коле¬
баний  при  прочих  равных  условиях  (жест¬
кость,  демпфирование,  форма  колебаний).
Расход  в  отбор  —  один  из  определяющих  ок¬
ружную  неравномерность  факторов.  На
рис.  5.7.14  показана  зависимость  степени  ок¬
ружной  неравномерности  статического  давле-
ния  Ар  =  (р
 max  —  -^min  )/(Р2  С2  /2  )  (Где
 Ртах  И

938
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 Рис.  5.7.14.  Изменение  окружной  неравномер¬
ности  статического  давления  Ар  в  проточной
части  от  относительного  расхода  в  отбор  Gor
при  отсутствии  фланцевых  загромождений
fcp  =  1;  с/а  =  0,5;  а/b  =  1,13;  *//  =  0,95):
 О 	-  Fm/FK0  =  0,79;  х  -  FJFK0  =  1,58;
 □  -  FJFm  =  2,36;  ♦  -  FJFm  =  3,15;
 ▲  -  Fm/FK0  =  4,17
 Pm\n  ~  соответственно  максимальное  и  мини¬
мальное  в  распределении  статическое  давле¬
ние  по  окружности  проточной  части;  р2  и  с2  —
осредненные  по  окружности  значения  плотно¬
сти  и  скорости  потока  за  пред  отборной  ступе¬
нью)  от  изменения  относительного  расхода
G0T.  Увеличение  относительного  расхода  при
неизменной  геометрии  тракта  отбора  приво¬
дит  к  монотонному  увеличению  степени  ок¬
ружной  неравномерности  параметров  потока.
Причем  Ар  растет  по  параболическому  закону.
Изменение  относительной  ширины  щели  сла¬
бо  влияет  на  окружную  неравномерность  па¬
раметров.
 Уровень  окружной  неравномерности  и
возбуждения  колебаний  рабочих  лопаток  зави¬
сит  от  числа  и  расположения  труб  отбора.
В  настоящее  время  используются  системы  от¬
бора  пара  из  кольцевых  камер  в  виде  одной
или  двух  труб  (при  равенстве  проходных  сече¬
ний  в  первом  и  втором  случае)  в  нижней  по¬
ловине  корпуса.  Увеличение  числа  труб  отбора
позволяет  снизить  степень  окружной  неравно¬
мерности  давлений.  Степень  неравномерности
Ар  при  симметричном  расположении  отбор¬
ных  патрубков  по  окружности  пропорцио¬
нальна  l/zip.  При  противоположном  располо¬
жении  двух  отборных  патрубков  при  Gor  =
=  const  можно  уменьшить  значение  Ар  в
4  раза.  Но  по  технологическим  и  монтажным
соображениям  две  трубы  располагают  в  плос¬
кости,  нормальной  к  оси  турбины  вертикально
(рис.  5.7.15).  При  этом  входные  отверстия  на¬
ходятся  под  углом  не  более  90°.  Результаты
расчетов  свидетельствуют  о  том,  что  при  двух
 Рис.  5.7.15.  Распределение  статических  давле¬
ний  р  по  окружности  (углу  ф)  проточной  части
(х/1  =  0,95)  при  одной  и  двух  трубах  отбора
 патрубках  при  той  же  суммарной  входной  пло¬
щади  степень  окружной  неравномерности  дав¬
ления  уменьшается  в  2  раза.
 Изменение  геометрии  камеры  отбора
(b/а)  и  расположения  щели  отбора  (с/а)  при
ba  =  const  и  5  =  const  слабо  влияют  на  окруж¬
ную  неравномерность  давления,  если  загромо¬
ждения  камеры  отсутствуют.
 Закрутка  потока  после  предотборной  сту¬
пени  существенно  влияет  на  структуру  потока
и  окружную  неравномерность  давления.  При
а2  *  70°  значение  Ар  увеличивается  на  20%,
эпюра  распределения  давлений  по  окружности
становится  несимметричной  и  растут  амплиту¬
ды  более  высоких  гармоник.
 Влияние  загромождения  на  характеристики
потока  за  предотборной  ступенью.  При  обычном
расположении  диафрагм  в  обоймах  камера  от¬
бора  образована  пространством  между  обойма¬
ми  и  наружным  корпусом.  Две  половины
обойм  скрепляются  фланцевыми  соединения¬
ми  с  крепежными  болтами  (см.  рис.  5.7.13,  б).
Следует  отметить,  что  размеры  и  формы  флан¬
цевых  соединений  достаточно  разнообразны.
Очевидно,  что  местные  уменьшения  площади
сечения  камеры  влияют  на  скорость  течения  и
распределение  по  окружности  расходов  в  от¬
бор,  на  неравномерность  течения  в  тракте  от¬
бора  и  в  проточной  части  и,  следовательно,  на
возмущающие  силы,  вызывающие  вибрации
лопаток,  а  также  на  КПД  ступени.
 По  статистическим  данным  в  камере  от¬
бора  каждое  из  двух  диаметрально  располо¬
женных  загромождений  занимает  пространст¬
во,  соответствующее  его  угловой  протяженно¬
сти  (3  =  15...40°.  Площадь  загромождения  со¬
ставляет  30...70%  площади  поперечного  сече¬
ния  камеры.  С  учетом  статистической  оценки
геометрических  размеров  загромождений  ис¬
следовано  влияние  разных  вариантов  загромо¬
ждения  на  поток  в  тракте  отбора  и  в  проточ¬
ной  части.  При  расчете  варьировались  относи¬
тельные  площади  загромождения  F3  =  F3/FKl
(F3  =  24,  48,  64%),  где  FK0  =  aenF3=  aS.  Угло¬

КРУПНОМАСШТАБНОЕ  ВОЗБУЖДЕНИЕ  ОКРУЖНОЙ  НЕРАВНОМЕРНОСТЬЮ  ПОТОКА  939
 вая  протяженность  загромождений  в  танген¬
циальном  направлении  (3  ~  30°.  При  расчете
принимались  следующие  граничные  условия:
давление  р[  при  входе  и  давление  р2  на  выходе
постоянные;  входные  и  выходные  сечения
достаточно  удалены  от  области  исследования;
геометрические  и  режимные  параметры  зада¬
ны  в  соответствии  с  принятым  вариантом  (от¬
вод  с  двумя  трубами).  Задавался  расход  Gor  и
принималась  модель  турбулентности  кг.  В  ре¬
зультате  исследований  получены  распределе¬
ния  давлений,  скоростей  во  всей  расчетной
области,  а  также  степени  неравномерности
давления,  суммарные  потери  полного  давле¬
ния  в  тракте  отбора,  распределение  расхода  в
отбор  по  окружности  и  др.
 Распределения  статического  давления  пе¬
ред  щелью  в  проточной  части  при  относитель¬
но  малом  загромождении  (F3/FK0  =  24%)  пока¬
зывают,  что  при  относительном  расходе  (при¬
мерно  12%)  загромождение  существенно  влия¬
ет  на  окружную  неравномерность  потока,  осо¬
бенно  в  периферийной  области,  и  степень  не¬
равномерности  статического  давления  по  ок¬
ружности  больше  на  20...30%.  В  корневом  и
среднем  контрольных  сечениях  проточной  час¬
ти  влияние  загромождения  оказывается  значи¬
тельно  меньшим,  чем  в  периферийной  области.
 Полученное  распределение  статического
давления  в  периферийном  сечении  проточной
части  при  разных  вариантах  загромождения
свидетельствует  о  том,  что  с  увеличением  от¬
носительной  площади  загромождения  F3  раз¬
мах  изменения  статического  давления  Ар  по
окружности  увеличивается,  причем  тем  значи¬
тельнее,  чем  больше  относительная  площадь
загромождения  (рис.  5.7.16).  Зависимость  сте¬
пени  неравномерности  статического  давления
от  относительной  площади  загромождения  по¬
казана  на  рис.  5.7.17.  При  F3  =0,24  неравно¬
мерность  давления  в  1,35  раз  больше,  чем  при
варианте  без  загромождения,  а  при  F3  =  0,64,
что  приблизительно  соответствует  наибольше¬
му  значению  величины  F3  для  реальных  загро¬
мождений,  неравномерность  давления  в  3  раза
больше,  чем  при  F3  =  0.
 Загромождение  влияет  не  только  на  ам¬
плитудные  характеристики  изменения  статиче¬
ского  давления,  но  и  на  его  спектральный  со¬
став  (рис.  5.7.18).  Загромождению  соответству¬
ет  значительное  увеличение  амплитуд  гармоник
изменения  статического  давления  в  проточной
части:  амплитуды  второй—пятой  гармоник  зна-
 Рис.  5.7.17.  Влияние  относительной  площади
загромождения  F3  на  степень  окружной  нерав¬
номерности  потока  Ар  (геометрические  соотно
шения  соответствуют  рис.  5.7.16)
 Рис.  5.7.18.  Амплитуды  гармоник  К  изменения
статического  давления  по  окружности  на  пери¬
ферии  проточной  части  {х/1  =  0,95;  F3  =  0,48)
 чительно  возросли  (от  12  до  2  раз).  Такое  изме¬
нение  спектрального  состава  необходимо  учи¬
тывать  при  проектировании  рабочих  лопаток  и
анализе  их  вибрационной  надежности.
 Рис.  5.7.16.  Распределение  избыточного  статиче¬
ского  давления  Ар  в  периферийном  {х  =  0,95)
сечении  проточной  части  при  загромождениях
камеры  отбора  (а2  =  90°,  Fm/FK0  =  1,575,
с/а  =  0,5,  а/b  =  1,13,  6//  =  0,29):
 1 	-  F3  =  0,64;  2  -  F3  =  0,48;  3  -  F3  =  0,24;
 4 	-  F3  =  0

940
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 5.7.1.  Влияние  загромождений  на  интегральные
характеристики  тракта  отбора
 ^3
 Ар
 Ар*
 Сот,  %
 0
 0,134
 1,49
 12,32
 0,24
 0,181
 1,50
 12.04
 0,48
 0.249
 1,53
 11,32
 0,64
 0,410
 1,58
 9,51
 Загромождение  существенно  влияет  на
относительный  расход  отбора  G0T  и,  особенно,
 на  неравномерность  потока  Ар  в  периферий¬
ной  области  проточной  части  турбин
(табл.  5.7.1).  Влияние  загромождения  на  поте¬
ри  полного  давления  Ар  в  тракте  отбора  срав¬
нительно  мало:  при  расчетном  диапазоне  из¬
менения  Ар  не  больше  6%.  Это  можно  объяс¬
нить  тем,  что  основная  доля  сопротивления
определяется  областью  течения  при  входе  в
щель  (50...80%  потерь  полного  давления).
 Анализ  влияния  рассмотренных  важных
факторов  и  полученные  экспериментальные
результаты  относятся  в  основном  к  оценке  воз¬
буждения  колебаний  рабочих  лопаток  в  предот-
борной  ступени,  но  соответствующее  влияние
на  послеотборную  ступень  может  быть  не  ме¬
нее  существенным.  Необходимо  отметить  до¬
полнительное  важное  обстоятельство.  Течения
в  предыдущей  ступени,  тракте  отбора  и  после-
отборной  ступени  взаимодействуют.  Парамет¬
ры  неравномерности  в  контрольных  сечениях
изменяются  по  сравнению  с  аналогичными  па¬
раметрами  без  влияния  последующей  ступени.
 Кроме  того,  следует  учитывать  роли  вза¬
имного  влияния  смежных  отборов  и  системы
отборов  друг  на  друга,  а  также  взаимодействие
их  неравномерных  по  окружности  потоков  с
окружными  неравномерностями  входных  и
выходных  патрубков  турбин,  что  обусловлива¬
ет  необходимость  проведения  расчета  систем:
предотборная  ступень  —  тракт  отбора  —
послеотборная  ступень;
 предотборный  отсек  турбинных  ступе¬
ней  —  тракт  отбора  —  послеотборный  отсек
турбинных  ступеней;
 нескольких  систем  отборных  отсеков  и
трактов  отбора;
 нескольких  систем  отборных  отсеков  тур¬
бинных  ступеней  с  отборами  и  входными  (или
выходными)  патрубками.
 Взаимодействие  (наложение)  нескольких
источников  окружной  неравномерности  потока
может  приводить  к  расширению  амплитудных
спектров  возбуждения  и  росту  самих  амплитуд.
Эти  эффекты  усиливаются  при  режимах  рабо¬
ты  турбины,  отличных  от  номинального.
 Следует  отметить,  что  экспериментальные
исследования  взаимодействия  даже  простейших
из  этих  систем  не  проводились.  Методы  расчета
вязких  течений  в  турбинных  ступенях  находятся
в  стадии  разработки  и  тестирования  моделей
турбулентности.  Возможно,  что  успешное  реше¬
ние  задачи  может  быть  достигнуто  с  помощью
гибридных  моделей  турбулентности.  Проблема¬
тичным  является  решение  полностью  нестацио¬
нарной  задачи  с  нестационарными  граничными
условиями.  Очевидно,  что  трудности  решения
таких  задач  численными  методами  при  макси¬
мальном  моделировании  процессов  при  их  даль¬
нейшем  развитии  становятся  сопоставимыми  с
трудностями  организации  и  проведения  экспе¬
риментальных  исследований.
 Стойки  и  ребра  жесткости  как  источники
окружной  неравномерности  потока  и  возбуждения
колебаний.  Стойки  или  ребра  жесткости,  широ¬
ко  применяемые  в  газовых  турбинах  для  крепле¬
ния  системы  промежуточного  подшипника  ме¬
жду  газогенераторной  и  силовой  турбинами,
оказывают  существенное  влияние  на  структуру
потока  и  вызывают  стационарную  окружную
потенциальную  неравномерность  перед  ребрами
и  преобладающе  вязкую  неравномерность  (аэро¬
динамические  следы)  за  ребрами.  Очевидно,  что
движение  рабочих  венцов  в  неравномерных  по¬
лях  потока  сопровождается  воздействием  на  ра¬
бочие  лопатки  нестационарных  нагрузок.  Часто¬
ты  возбуждения  колебаний  кратны  (где  пс  —
частота  вращения  ротора;  zp  —  число  равномер¬
но  расположенных  стоек).  Поэтому  возбужде¬
ние  является  низкочастотным.  Интенсивность
возбуждения  может  резко  возрастать  при  увели¬
чении  углов  атаки,  соответствующих  изменению
режимов  работы  турбоустановки.
 В  последнее  время  особенно  для  комби¬
нированных  ГПУ  распространение  получили
паровые  турбины  с  осевым  выходом  потока
после  ЦНД.  В  этом  случае  используется  внут¬
ренний  подшипник,  поддерживаемый  стойка¬
ми  (рис.  5.7.19).  Такие  стойки  оказывают
влияние  на  поток  предшествующей  ступени  и
на  течение  в  последующем  диффузоре,  что
приводит  к  снижению  его  эффективности.
 На  основе  расчетов  потенциального  тече¬
ния  при  обтекании  симметричных  стоек  с

ИСТОЧНИКИ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 941
 Рис.  5.7.19.  Схема  расположения  стойки  в  про¬
точной  части  и  сравнение  степеней  неравномер¬
ности  х  [по  формуле  (5.7.13)]  и  хт  (точное  ре¬
шение  при  потенциальном  обтекании)
 о/L  *  0,25...0,3  при  нулевых  углах  атаки  получе¬
на  простая  формула  для  оценки  обратного  влия¬
ния  стойки  по  степени  вызываемой  ею  неравно¬
мерности:
 %  =  Лс/с00  =ехр[(-3,6(1-  z/o)z/o)-0,8],  (5.7.13)
 где  z  —  расстояние  от  входной  кромки  до  кон¬
трольного  сечения  перед  профилем  стойки.
 Очень  часто  поток  за  ступенью  может
иметь  существенную  закрутку.  При  угле  атаки
/  «  10°  степень  неравномерности  потока  перед
стойкой  возрастает  в  1,5  раза.  На  рис.  5.7.20
показано  влияние  угла  атаки  на  изменение
структуры  потока  при  обтекании  стойки  при
/  =  30  и  45°.  В  случае  закрутки  потока  за  сту¬
пенью  следует  специально  профилировать
стойки  и  изменять  углы  их  установок.
 5.7.5. 	ИСТОЧНИКИ  ВОЗБУЖДЕНИЯ
КОЛЕБАНИЙ,  ОБУСЛОВЛЕННЫЕ
ПОТЕРЕЙ  УСТОЙЧИВОСТИ  ТЕЧЕНИЯ
 Источники  возбуждения  колебаний,  свя¬
занные  с  потерей  устойчивости  течения,  наи¬
 Рис.  5.7.20.  Обтекание  стоек  при  больших
углах  атаки:
 а  -  i  =  30°;  б  —i  =  45  °
 более  часто  наблюдаются  при  отклонении  ре¬
жимов  работы  турбомашины  от  номинально¬
го.  При  обтекании  решетки  профилей  с  боль¬
шими  углами  атаки  за  профилями  возникают
нестационарные  вихревые  структуры,  анало¬
гичные  структурам  потока  за  решеткой  цилин¬
дров.  В  нестационарных  течениях  можно  вы¬
делить  периодические  срывы  вихрей,  которые
образуют  дорожку  Бенара—Кармана.  Образо¬
вание  дорожки  обусловлено  автоколебатель¬
ным  процессом  формирования  и  схода  вихрей
с  частотой  (при  Re  >  100)
 /=  Sh  c/d,
 (5.7.14)
 где  с  —  скорость  набегающего  потока;  d  —
диаметр  цилиндра;  число  Струхаля  Sh  ~  0,2.
 Аналогичную  структуру  поток  имеет  и
при  обтекании  тонкой  пластины  или  тонкого
симметричного  профиля  с  углом  атаки  /.  При
этом
 /=  Shc/[6sin/],
 хорда  пластины;  i  —  угол  атаки.
 Опытами  установлено,  что  число  Sh  =
=  const  для  различных  обтекаемых  тел,  если  в
качестве  характерного  размера  использовать
«ширину»  вихревой  дорожки.  Поэтому  для  оп¬

942
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 ределения  частоты  срыва  вихрей  в  лопаточной
решетке  профилей  примем  соотношение,  по¬
добное  (5.7.14):
 Sh  =  fh3/w2  =  0,2,
 где  h3  —  эффективный  размер  области  отрыва;
w2  —  осредненная  скорость  потока  за  решет¬
кой.
 Из  обобщения  опытных  данных  по  опре¬
делению  частот  срыва  при  безотрывном  обте¬
кании  пластины  или  решетки  профилей  име¬
ем  ширину  зоны  отрыва
 К  =  5кр  +  (5вып  +  5В0ГН),
 где  5кр  —  толщины  выходной  кромки;  5ВЫП  и
5ВОгн  —  толщины  пограничного  слоя  соответ¬
ственно  на  выпуклой  и  вогнутой  сторонах  при
оптимальном  угле  атаки  и  минимуме  про¬
фильных  потерь.
 Диапазон  изменения  частот  срыва  при
обтекании  решетки  турбинных  профилей
очень  широк  (рис  5.7.21).  Снижение  частот  /
соответствует  увеличению  углов  атаки  /  и  про¬
фильных  потерь  £пр  кинетической  энергии.
При  этом  увеличивается  и  зона  отрыва  h3.  Зна¬
чения  h3  для  широкого  диапазона  углов  атаки
могут  быть  определены  экспериментально.
В  настоящее  время  делаются  попытки  опреде¬
ления  частот  срыва  потока  при  обтекании  ре¬
шеток  профилей  численными  методами  на  ос-
 Рис.  5.7.21.  Зависимость  частоты  срыва  вихрей
/  и  профильных  потерь  £пр  кинетической  энер¬
гии  от  угла  атаки  /  (b  =  40  мм,  Ру  =  73°):
 х,  О  —  эксперимент;  1  —  расчет  по  (5.7.15)
 нове  гибридных  моделей  турбулентности,  но
такие  расчеты  еще  не  тестированы.
 Существует  взаимосвязь  между  уровнем
профильных  потерь  £пр  кинетической  энергии
и  частотой  /  срыва  вихрей.  По  эксперимен¬
тальным  данным  о  частотах  срыва  и  соответст¬
вующим  им  £пр  получена  зависимость  эквива¬
лентной  ширины  срывной  зоны  1ц  =  h3/а  (где
а  —  горло  канала  решетки),  представленная  на
рис.  5.7.22.
 Эту  зависимость  от  интегральной  величи¬
ны  £пр  в  диапазоне  примерно  до  0,3  можно
представить  формулой:
 \  =  hja=  Л„ф  +  В&пр(Г)  -  Цпр],  (5.7.15)
гае  /гэф  =  [5кр  +  (5Вып  +  5Вог)]М  в  =  0.26;
 СпР(0  —  профильные  потери  кинетической
энергии  при  произвольном  угле  атаки.
 Расхождение  экспериментальных  значе¬
ний  hj  от  полученных  по  (5.7.15)  характеризу¬
ется  разбросом  около  18%.
 Лопатки  при  срывах  испытывают  перио¬
дические  силовые  воздействия,  интенсивность
которых  возрастает  при  увеличении  углов  ата¬
ки.  Наиболее  опасными  будут  режимы  обтека¬
ния  с  совпадением  частот  срыва  вихрей  и  соб¬
ственных  частот  колебаний  лопатки  (резонанс).
 Следует  отметить  одну  важную  особен¬
ность  срывного  течения,  наблюдаемую  при
поперечных  колебаниях  обтекаемого  цилинд-
 Рис.  5.7.22.  Зоны  срывных  течений  в  решетке
турбинных  профилей  при  обтекании  ее  с  углами
атаки  и  зависимость  относительной  эквивалент¬
ной  ширины  следа  h3  от  профильных  потерь
кинетической  энергии  £пр

АКУСТИЧЕСКИЕ  КОЛЕБАНИЯ  В  ТРАКТАХ
 943
 ра.  При  некоторых  частотах  колебаний  цилин¬
дра  (несколько  ниже  «струхалевых»  частот
срыва)  происходит  синхронизация  колебаний
цилиндра  и  периодических  вихревых  срывов
(автоподстройка),  которая  сохраняется  при
дальнейшем  увеличении  частот  колебаний  ци¬
линдра.  Частоты  срыва  определяются  частота¬
ми  колебаний  цилиндра.
 Данные  о  такой  синхронизации  в  области
режимов  с  отрывными  течениями  лопаточных
венцов  со  свободно  стоящими  лопатками  при
их  собственных  или  вынужденных  колебаниях
отсутствуют,  но  возможность  появления  такой
синхронизации  отрицать  нельзя.  Опасность
автоподстройки  —  в  усилении  автоколебатель¬
ных  процессов.
 Другая  особенность  заключается  в  том,
что  в  зависимости  от  величины  отклонения  ре¬
жима  работы  и  увеличения  углов  атаки  мест¬
ные  срывы  в  движущихся  лопаточных  аппара¬
тах  могут  группироваться  в  одну  или  несколько
областей  большой  интенсивности,  что  наибо¬
лее  вероятно  для  последних  ступеней  паровой
турбины,  где  периферийные  сечения  лопаток
представляют  собой  решетки  слабоизогнутых
пластин  с  большим  относительным  шагом.
 Можно  предположить,  что  интенсивные
области  отрыва  будут  перемещаться  относи¬
тельно  вращающегося  ротора  как  в  осевом
 турбокомпрессоре,  и  приведут  к  нестационар¬
ному  возбуждению  колебаний  лопаток  (вра¬
щающийся  срыв).  При  значительных  отклоне¬
ниях  режимов  работы  турбины  и  наличии
присоединенных  объемов,  например  выходно¬
го  патрубка  турбины,  срывные  процессы  могут
приобрести  глобальный  характер,  занимая  по
длине  всю  проточную  часть  (аналогично  пом-
пажу  в  компрессорах).  Такой  режим  будет
опасным  не  только  для  лопаточного  аппарата,
но  и  для  ротора  в  целом,  особенно  для  под¬
шипников.
 5.7.6. 	АКУСТИЧЕСКИЕ  КОЛЕБАНИЯ
В  ТРАКТАХ
 Условия  для  возбуждения  акустических
колебаний  всегда  имеются  в  системах  паро¬
проводов  ПТУ,  сопловых  коробках  подвода
пара  и  каналах  регулирующих  клапанов  и  диа¬
фрагм,  а  также  во  входных  и  выходных  пат¬
рубках  цилиндров  и  камерах  отбора  или  под¬
вода  рабочего  тела.
 Общие  особенности  акустических  коле¬
бательных  систем  турбоустановки  заключают¬
ся  в  том  (рис.  5.7.23),  что,  во-первых,  объемы
и  соединяющие  их  каналы  имеют  произволь¬
ные  геометрические  формы  и  различные  со¬
противления,  а  во-вторых,  в  них  существуют
 Рис.  5.7.23.  Схема  объемов  натурной  акустической  колебательной  системы  паровой  турбины:
 7,  2  —  ротор  ЦВД;  3  —  наружный  корпус  ЦВД  и  ЦСД;  4  —  корпус  ЦНД;  5  —  регулирующие  клапа¬
ны;  6  —  подшипники;  7  —  подводящие  паропроводы  ЦВД  и  ЦСД;  8  —  подводящие  паропроводы
ЦНД;  9  —  выходные  патрубки  ЦВД  и  ЦСД;  10  —  выходные  патрубки  ЦНД

944
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 потоки  рабочего  тела  с  различными  парамет¬
рами  и  скоростями.  Это  обусловливает  широ¬
кий  спектр  собственных  акустических  частот.
Акустическое  возбуждение  возникает  от  пуль¬
саций  давления  как  при  взаимодействии  дви¬
жущихся  турбинных  лопаточных  венцов,  так  и
при  срывных  вихревых  пульсациях  потока  при
течениях  во  внутренних  каналах,  особенно
при  режимах,  отличающихся  от  номинальных.
 Практика  эксплуатации  ПТУ  свидетель¬
ствует  о  многочисленных  случаях  акустиче¬
ских  колебаний  во  входных  и  перепускных  па¬
ропроводах,  а  также  в  переходных  патрубках
от  турбины  к  конденсаторам,  а  также  в  паро¬
проводах  подводов  и  отборов  пара.
 Акустические  колебания  пара  могут  воз¬
буждаться  как  вихревыми  пульсациями,  так  и
нестационарными  скачками  уплотнения  при
торможении  сверхзвуковых  потоков  в  выход¬
ных  патрубках.  Области  местных  сверхзвуковых
течений  могут  возникать  (как  показано  расче¬
тами  вязких  сжимаемых  потоков  в  СПбГПУ)  в
патрубках  при  локальных  скоростях  на  входе,
соответствующих  числам  М  ~  0,5...0,6  по  сред¬
ней  осевой  скорости.
 Наиболее  интенсивные  акустические  ко¬
лебания  и  механические  воздействия  на  эле¬
менты  трактов  возникают  при  акустических
резонансах,  для  прогнозирования  которых  не¬
обходимо  знать  собственные  частоты  акусти¬
ческих  объемов.
 В  каналах  типа  цилиндрических  труб
приближенное  значение  собственных  частот
акустических  колебаний  можно  оценить  по
формуле
 fn
 N(n)a(  1-М2)
21
 (5.7.16)
 где  N(n)  —  коэффициент,  учитывающий  гра¬
ничные  условия  (открытые  или  закрытые  кон¬
цы  труб);  а  —  скорость  звука;  М  —  число  Маха
для  потока  в  трубе;  п  —  номер  тона  колеба¬
ний;  /  —  длина  трубы.
 Эта  формула  применима  только  в  част¬
ных  случаях,  так  как  реальный  тракт  является
сочетанием  акустических  объектов  различных
геометрических  форм  с  различными  гранич¬
ными  условиями,  что  требует  расчета  сложных
акустических  систем  с  применением  совре¬
менных  численных  методов  моделирования.
В  настоящее  время  разработана  и  уже  имеется
в  продаже  виброизмерительная  техника,  но  на
электростанциях  из-за  высокой  стоимости
приборов  обычно  отсутствуют  системы  для
 акустических  измерений  и  мониторинга  с  воз¬
можностью  выделения  акустических  колеба¬
ний  из  общего  диапазона  спектров  вибраций.
Поэтому  акустические  колебания  часто  не
распознаются.
 Особую  актуальность  имеют  сведения  об
акустических  колебаниях  в  выходных  патруб¬
ках  турбин,  так  как  при  этом  могут  возникать
режимы  возбуждения  колебаний  высокона¬
пряженных  рабочих  лопаток  последних  ступе¬
ней  турбины.
 В  выходных  патрубках  турбин  мощностью
 300...  1200  МВт  для  потока  на  входе  число
М  >  0,5.  Поэтому  возможно  появление  в  тракте
патрубков  локальных  нестационарных  скачков
уплотнения  и  возбуждаемых  ими  акустических
колебаний.  Можно  оценить  порядок  частот  ко¬
лебаний,  вызываемых  вихревыми  отрывами,
заменяя  в  первом  приближении  сложный  вы¬
ходной  патрубок  с  дополнительным  переход¬
ным  патрубком  трубой  длиной  /  ~  10  м.  При
скорости  звука  в  патрубке  а  =  380  м/с  для  про¬
дольных  колебаний  в  соответствии  с  (5.7.16)  и
средним  по  тракту  М  ~  0,2  имеем  частоту  пер¬
вого  тона  /i  =  380(1  —  0,22)/20  =  17,5  Гц  и  вы¬
сокие  тона,  кратные  /{.
 Кроме  продольных  акустических  колеба¬
ний  в  системе  выходной  патрубок  —  переход¬
ной  патрубок  —  конденсатор  могут  возникать
окружные  «поршневые»  формы  акустических
колебаний  в  области  кольцевого  диффузора  за
последней  ступенью.
 Для  оценки  частот  окружных  акустических
колебаний  в  кольцевом  диффузоре  за  ступенью
применительно  к  ЦНД  турбины  К-300-240  в
кольцевом  канале  за  рабочим  колесом  можно
принять  внутренний  радиус  RK  =  0,8  м  и  отно¬
шение  Rn/RK  =  2,33.  Частоты  первых  тонов,  ко¬
торым  соответствуют  формы  с  узловыми  диа¬
метрами  [76],
 Rn  па
 /п<
 (5.7.17)
 где  п  —  число  узлов  по  окружности;  уф  =  (р\/п)  —
окружная  фазовая  скорость  при  корневом  радиу¬
се  RK  =  DK/2,  отнесенная  к  скорости  звука  я;
второй  нижний  индекс  «о»  у  частот  свидетельст¬
вует  о  предположении  отсутствия  продольных
осевых  колебаний.
 Частота  первого  тона  (п  =  2)  акустических
колебаний  /по  =95,5  Гц,  что  свидетельствует  о
том,  что  она  близка  к  диапазону  собственных
частот  дисковых  форм  колебаний  рабочего  ко¬
леса  последней  ступени  ЦНД.  Кольцевые  ста¬

АВТОКОЛЕБАНИЯ
 945
 ционарные  колебания  можно  представить  как
сумму  бегущих  в  противоположных  направле¬
ниях  волн,  при  соответствующих  скоростях  ко¬
торых  и  их  совпадении  со  скоростями  волн  на
рабочем  колесе  возможен  резонанс.
 Оценку  реальных  собственных  частот  ко¬
лебаний  влажного  пара  в  каналах  патрубка
сложной  формы  при  сопряжении  его  объемов
с  присоединенными  объемами  переходного
патрубка  конденсатора  и  проточной  части  от¬
сека  ЦНД  следует  определять,  используя  со¬
временные  вычислительные  программы  и  про¬
верять  по  экспериментальным  данным.
 До  настоящего  времени  такие  акустиче¬
ские  задачи  применительно  к  турбомашинам
не  решались.  В  связи  с  проблемой  обеспече¬
ния  прочности  важно  следующее.  Низкочас¬
тотные  срывные  вихревые  пульсации  потока
могут  синхронизироваться  с  акустическими  со
значительным  увеличением  амплитуд.  Срыв¬
ные  колебания  как  бы  управляются  акустиче¬
скими  и  происходят  с  их  частотами.  Имея  в
виду  низшую  частоту  колебаний  системы  ло¬
патки  —  скрепляющие  связи  (для  ЦНД  около
130  Гц),  возможны  резонансы  рабочих  лопа¬
ток  последней  ступени  при  совпадении  чисел
узловых  диаметров  лопаток  и  узлов  акустиче¬
ских  волн,  а  также  скоростей  их  движения.
 Интенсивность  акустических  колебании
может  резко  возрасти  при  генерации  нестацио¬
нарных  скачков  уплотнения  при  высоких  чис¬
лах  М  на  входе  в  патрубок.  О  реальности  пуль-
сационного  характера  течения  свидетельствуют
испытания  модельной  паровой  турбины  с  коль¬
цевым  осерадиальным  диффузором  в  выходном
патрубке  [83].  Возникновение  пульсаций  объ¬
ясняется  торможением  образующейся  на  обе¬
чайке  зоны  сверхзвукового  течения,  которое
сопровождается  скачком  уплотнения  и  после¬
дующей  за  ним  областью  отрыва  потока.
 Пульсационное  течение  в  патрубке  воз¬
никает  при  режимах  по  коэффициенту  расхода
Фох  =  cz/u  >  0,6,  причем  частоты  пульсаций
при  изменении  ф^  от  0,6  до  0,8  возрастают
практически  линейно  от  124  до  175  Гц.  При
этом  регистрируются  также  более  слабые  ко¬
лебания  второго  тона  с  частотами  2/ь  что  сви¬
детельствует  об  акустических  кратных  колеба¬
ниях.  Собственные  «кольцевые»  частоты  в
диффузоре  модельной  турбины  составляют
около  200  Гц  при  п  =  2.  Реальные  более  низ¬
кие  частоты  (124...  175  Гц)  могут  быть  объясне¬
ны  влиянием  дополнительных  присоединен¬
ных  смежных  объемов.  Это  также  позволяет
 утверждать  о  соответствии  зарегистрирован¬
ных  пульсаций  давления  в  диффузоре  акусти¬
ческим  колебаниям  в  кольцевом  канале  за  ра¬
бочим  колесом  последней  ступени.
 Модель  нестационарного  процесса  сле¬
дующая.  Колебания  в  срывных  зонах  перифе¬
рийных  сечений  обечаек  вызывают  акустиче¬
ские  кольцевые  колебания,  которые  начинают
управлять  частотами  срывных  процессов  и
связанных  с  ними  нестационарных  движений
скачков  уплотнения.  Акустические  кольцевые
колебания  становятся  синхронизирующими.
При  этом  такие  колебания  тем  более  выраже¬
ны  и  более  интенсивны,  чем  ближе  форма
диффузора  к  кольцевому  каналу.  Интенсивное
обратное  влияние  на  рабочее  колесо  послед¬
ней  ступени  дополнительно  подтверждается
измерениями  вибронапряжений  в  свободно¬
стоящих  рабочих  лопатках.  Напряжения  воз¬
растают  в  несколько  раз  при  наличии  пульса¬
ций  давления  в  диффузоре.  Такое  увеличение
напряжений  соответствует  увеличению  ф^  и
снижению  КПД,  максимум  которого  достига¬
ется  при  ф^  =  0,55.
 В  современных  условиях  при  проектиро¬
вании  надежных  и  экономичных  турбин  необ¬
ходима  тщательная  проработка  всех  трактов
(в  частности,  выходных  патрубков)  не  только
по  усредненным  во  времени  характеристикам,
но  и  по  обеспечению  необходимых  частотных
характеристик  процессов  нестационарных  те¬
чений,  а  также  акустических  колебаний  и  их
взаимодействий.
 Акустические  колебания  рабочего  тела  во
внутренних  каналах  через  ограничивающие
стенки  в  зависимости  от  характеристик  их  по¬
датливости  могут  передаваться  во  внешнее  по¬
ле,  определяя  акустический  шум  турбоуста¬
новки.
 5.7.7. 	АВТОКОЛЕБАНИЯ
 Автоколебания  —  одна  из  проблем  при
обеспечении  вибропрочности  лопаточных  ап¬
паратов  турбомашин.  Ее  особая  актуальность
проявилась  при  создании  мощных  турбореак¬
тивных  двигателей  (ТРД).  Самовозбуждаю-
щимся  автоколебаниям  в  наибольшей  степени
подвержены  относительно  гибкие  свободно¬
стоящие  рабочие  лопатки,  в  частности,  лопат¬
ки  осевых  компрессоров.
 Исследования  и  создание  теории  автоколе¬
бательных  процессов  в  лопаточных  системах
применительно  к  осевым  компрессорам  в  наи¬

946
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 большей  степени  концентрировались  и  развива¬
лись  в  ЦИАМе  под  руководством  Л.Е.  Оль-
штейна  в  тесном  содружестве  с  институтом  гид¬
родинамики  [19],  вузами,  научно-исследова¬
тельскими  институтами.  Последовательно  про¬
водятся  численные  исследования  аэроупругости
в  институте  проблем  машиностроения  [14,  15].
 Рабочие  лопатки  последних  ступеней
мощных  паровых  и  газовых  турбин  также  явля¬
ются  достаточно  гибкими,  так  как  их  перифе¬
рийные  сечения  по  форме  близки  к  слабоизо¬
гнутым  пластинам.  Аналогия  с  компрессорны¬
ми  лопатками  особенно  ярко  очевидна  для  сво¬
бодностоящих  (без  связей)  рабочих  лопаток  по¬
следних  ступеней,  применяемых  некоторыми
крупными  турбиностроительными  фирмами.
Поэтому  качественные  результаты  теории  авто¬
колебаний,  полученные  для  венцов  компрес¬
сорных  лопаток,  можно  относить  и  к  соответ¬
ствующим  венцам  турбинных  лопаток.
 Характерной  особенностью  автоколеба¬
ний  является  то,  что  при  достижении  некото¬
рых  режимов  работы  (по  скорости  или  мощно¬
сти)  резко  возрастают  амплитуды  вибраций,
которые  часто  завершаются  усталостными  по¬
ломками.  При  этом  частоты  колебаний  обычно
равны  или  близки  к  собственным.  Известны
следующие  виды  автоколебаний  (не  рассматри¬
ваются  автоколебания  венцов  при  сверхзвуко¬
вых  течениях  со  скачками  уплотнений):  срыв-
ные;  изгибно-крутильные;  решеточные.  Для
свободностоящих  рабочих  лопаток  последних
ступеней  мощных  паровых  турбин,  возможны
реализации  всех  трех  видов  автоколебаний.
 Области  их  возникновения  по  режимам
работы  можно  представить  в  виде  нескольких
зон  (рис.  5.7.24),  определенных  опытами  на
модельных  и  натурных  турбинах.  Режимы  с
малыми  объемными  расходами  характеризу¬
ются  отрывными  течениями  и  интенсивными
пульсациями  параметров  потока.  Наиболее
интенсивные  пульсации  давления  и  вибрации
лопаток  соответствуют  режимам  с  малым  объ¬
емным  расходом  Gv2  (рис.  5.7.24,  в).
 Известно,  что  для  существования  автоко¬
лебаний  необходимы  четыре  условия,  для  ло¬
паточного  аппарата  которыми  являются:
 1) 	наличие  колебательной  системы  —
венца  с  механической  и  «аэродинамической
связностью»  между  лопатками;
 2) 	наличие  источника  энергии  —  энергии
потока,  обтекающего  венец  лопаток;
 3) 	наличие  обратной  связи  между  движе¬
нием  колебательной  системы  и  вызываемыми
 Рис.  5.7.24.  Динамические  напряжения  в  рабочих
лопатках  (а),  вызываемые  различными  механиз¬
мами  возбуждения,  структура  линий  тока  и  обра¬
зование  срывных  зон  {б)^_с  амплитудами  пульса¬
ций  полного  давления  А=  Ар*/(pi  ~Р2)  (в):
 1 	—  в  межвенцовом  зазоре;  2—  за  рабочим  ко¬
лесом  [30]
 этим  движением  аэродинамическими  силами
на  колеблющуюся  систему;
 4) 	наличие  «регулятора»  (физической  за¬
висимости),  определяющего  количество  по¬
глощаемой  из  потока  энергии  при  совершении
работы  аэродинамическими  силами,  возни¬
кающими  при  движении  системы.
 Эти  условия  могут  относиться  как  к  аэро¬
демпфированию,  так  и  к  аэровозбуждению.
Определяющими  являются  соотношения  меж¬
ду  работами  сил  (моментов)  возбуждения  LB  и
сил  (моментов)  сопротивления  Ьс.  Наглядной
иллюстрацией  таких  соотношений  может  слу¬
жить  рис.  5.7.25,  на  котором  показаны  разви¬

АВТОКОЛЕБАНИЯ
 947
 Рис.  5.7.25.  Развитие  отклонений  системы  во  времени  в  зависимости  от  соотношения  работы  сил
(моментов)  возбуждения  Ьъ  и  сопротивления  Lc:
 а  —  демпфирование,  Ьъ<  Lc\  б  —  установившиеся  колебания,  Lc  =  LB;  в  —  аэровозбуждение,  LB  >  Lc
 тия  отклонении  системы  во  времени,  пред¬
ставляемых  решением
 *т)  =z0e(fl+'wt,
 где  zo  —  начальная  амплитуда;  т  —  время;  р  —
частота  колебаний.
 Условие  а  <  0  соответствует  LB  <  Zc,  т.е.
демпфированию,  условие  а  >  0  —  LB  >  Ьс,  что
приводит  к  нарастанию  амплитуды,  т.е.  аэро-
возбуждению.  Граничное  условие  а  =  0  соот¬
ветствует  равенству  Lc  =  LB  и  установившимся
колебаниям.
 Нестационарные  процессы  взаимодействия
потока  газа  или  пара  и  колеблющегося  объекта
(крыло  самолета,  лопатки  компрессора,  турбины
и  др.)  называют  аэроупругими,  а  область  проблем
и  практических  задач  в  указанной  сфере  —  аэро¬
упругостью.  Автоколебания  —  одно  из  проявле¬
ний  аэроупругих  процессов.  Для  турбомашин  ос¬
новными  задачами  являются  задачи  изучения
демпфирования  колебаний  лопаток  в  потоке  и  их
автоколебаний.  Рациональным  лопаточным  вен¬
цом  будет  тот,  которому  соответствует  макси¬
мальное  аэродемпфирование  и  максимальная  ус¬
тойчивость  к  автоколебаниям.
 Первичную  количественную  оценку
свойств  колеблющейся  лопаточной  решетки  в
нестационарном  потоке  обычно  осуществляют
на  основе  сопоставления  величин  аэродемп¬
фирования.  Для  характеристики  демпфирова¬
ния  используется  понятие  коэффициента
аэродемпфирования:  отношение  работы  сил
аэродинамического  сопротивления  La  колеба¬
ниям  к  удвоенному  амплитудному  значению
потенциальной  энергии  Па  колеблющейся
системы  (лопатки):
 В  случае  демпфирования  работа  Ьа  счита¬
ется  отрицательной,  а  значение  г\а  при  малых
амплитудах  будет  близким  к  логарифмическо¬
му  декременту,  в  случае  аэровозбуждения  —
положительной.  Положительный  коэффици¬
ент  г\а  называют  иногда  инкрементом.
 Срывной  флаттер.  Для  представления  о
видах  автоколебаний,  относящихся  к  лопаточ¬
ным  венцам,  проанализируем  движение  лопа¬
точных  профилей  в  дозвуковом  потоке.  Вос¬
пользуемся  квазистационарной  моделью,  при¬
менение  которой  может  быть  вполне  справед¬
ливо  при  числах  Sh  =  wb/щ  <0,15  (где  со  —
круговая  частота  колебаний  профиля  с  хордой
b,  Wj  —  осредненная  во  времени  скорость  на¬
бегающего  потока).  Типичная  характеристика
осредненной  во  времени  подъемной  силы
Cy-Pyj0,5pjWj2  b  показана  на  рис.  5.7.26.
 При  плоскопараллельном  и  безотрывном
движении  элемента  лопатки  длиной  А/  =  1  ис¬
пользование  гипотезы  квазистационарности
дает  подъемная  сила:
 Р  (т)  =  Р  +  ДР(т)  =
 где  Ру  —  осредненное  во  времени  значение
подъемной  силы;  АРу(т)  —  изменение  во  вре¬
мени  нестационарной  подъемной  силы.
 При  движении  профиля  со  скоростью  у  в
соответствии  с  принципом  обращения  и  мало¬
стью  перемещений  получаем
 Следовательно,  нестационарная  сила
г\а  =  Ьа/2Па. 	(5.7.18) 	ДРу(т) 	оказывается 	в 	противофазе 	со 	скоро-

948
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 Рис.  5.7.26.  Характеристика  осредненной  подъемной  силы  Су  для  профиля  в  решетке  при  плоско¬
параллельном  движении  (а)  и  квазистационарной  модели  (б)
 стью  поступательного  движения.  В  этом  слу¬
чае  работа  аэродинамических  сил  для  профиля
с  А/  =  1  и  движении  по  закону  у  =  v4cos(cor)
будет
 Т 	Т7Т  ЭС 	Т 	О
 La=\AP(T)KW  =  -p^b—±jy2(z)dz  =
 о 	2d/ 	о
 =  -п^-Ьд^тАг.  (5.7.21)
 2 	Э/
 Так  как  работа  отрицательная,  при  плос¬
копараллельном  движении  на  оптимальных
режимах  работы  (точка  А)  существует  аэро-
демпфирование.  При  закритическом  режиме
обтекания,  например  при  малых  расходах,
производная  dCy/di  меняет  знак  (точка  В),  ив
соответствии  с  уравнением  (5.7.20)  работа  La
будет  положительной  (работа  возбуждения).
В  этом  случае  нестационарная  сила  находится
в  фазе  со  скоростью  движения.  Следователь¬
но,  при  плоскопараллельном  движении  про¬
филя  в  закритической  зоне  при  условии
LB  >  Lc  возникнут  автоколебания  —  срывной
флаттер.  Рассмотренные  модели  демпфирова¬
ния  и  автоколебаний  могут  быть  применены  и
к  лопатке  в  целом.
 Модель  срывного  флаттера  использова¬
лась  в  некоторых  работах  для  оценки  появле¬
ния  высоких  напряжений  в  рабочих  лопатках
последних  ступеней  паровых  турбин  при  режи¬
мах  малых  расходов  [37].  При  проектировании
гибких  лопаток  турбин  следует  рассматривать
возможность  срывного  крутильного  флаттера.
 Изгибно  -  крутильный  флаттер.  Для  свобод¬
но  стоящей  лопатки  при  ее  обтекании  на  опти¬
 мальном  дозвуковом  режиме  (точка  А)  возмож¬
ны  изгибно-крутильные  автоколебания  —
классический  флаттер.  В  этом  случае  для  про¬
филя  допускаются  два  движения:  поступатель¬
ное  перемещенное  у  центра  масс  по  нормали  к
среднему  во  времени  положению  хорды  про¬
филя  и  поворотное  ф  относительно  центра  же¬
сткости.
 Лопатка  турбомашины  представляет  бал¬
ку  с  односторонней  заделкой.  Из-за  сложно¬
сти  геометрии  пера  лопатки  изгибные  колеба¬
ния  всегда  сопровождаются  крутильными,  так
как  центры  масс  не  совпадают  с  центрами  же¬
сткости.  При  простейшем  анализе  обычно
рассматривают  элемент  лопатки  единичной
длины  в  набегающем  потоке  со  скоростью  щ
(рис.  5.7.27).  В  общем  случае  положение  цен¬
тров  давления,  жесткости  С  и  масс  G  не  совпа¬
дают.  В  первом  приближении  положение  цен¬
тра  давления  полагаем  постоянным  и  расстоя¬
ние  между  центром  давления  и  центром  жест¬
кости,  равным  х  (рис.  5.7.26,  б).  Движение
профиля  в  этом  случае  можно  представить  как
сумму  плоскопараллельного  движения  со  сме¬
щением  у,  скоростью  у  и  поворотом  профиля
под  действием  инерционного  момента  на  угол
ф  («+»  —  по  часовой  стрелке)  со  скоростью
движения  входной  кромки  ф5  и  применить
принцип  обращения,  т.е.  полагать,  что  лопат¬
ка  неподвижна,  а  поток  совершает  движения  в
противоположных  направлениях.
 f
 У
 Суммарный  угол  атаки  А/:
 а
 возможность  автоколебаний  зависит  от  разно¬
сти  аэродинамических  работ  углового  и  посту¬
пательного  перемещений.

АВТОКОЛЕБАНИЯ
 949
 Рис.  5.7.27.  Схема  движения  профиля  при  изгибно-крутильном  флаттере
(С  —  центр  жесткости,  G  —  центр  масс,  0,  1,  2  —  положения  профиля)
 Простейшая  модель  представляет  собой
колебательную  систему  с  двумя  степенями
свободы,  которой  соответствуют  уравнения:
 т,у  +  Сиу  +  Спу  =  АРу(Ыу  +  Д/ф);
 0ф  +  С12у  +  С22ф  =  ДМг(Д/,  +  Д,ф)) 	(5.7.22)
 где  т,-  —  погонная  масса  элемента  лопатки;  0  —
погонный  массовый  момент  инерции  относи¬
тельно  центра  масс;  Су  —  коэффициенты  жестко¬
сти;  А/  —  изменение  угла  атаки  при  колебании.
При  этом
 ниях  -
 Предполагается,  что  при  малых  отклоне-
дСу  _  дСу
 Э/у  Э/ф
 Автоколебания  происходят  с  частотами  и
формами  собственных  колебаний,  т.е.  при
синфазном  смещении  и  повороте  у-,  =  Yt  cos\p(z
и  ф,-  =  Ф,-  cos/?/г.  Работа  аэродинамических  сил
только  при  поступательных  изгибных  колеба¬
ниях  (ф,  =  0)  AL{  =-K—Yl1pi  отрицательная  и
 сопровождается  поглощением  энергии  аэроди¬
 намическим  сопротивлением.  Работа  аэродина¬
мических  сил  и  моментов  при  повороте  профи¬
ля,  синфазном  с  поступательным  движением,
которое  в  принятой  модели  реализуется  при
расположении  центра  масс  за  центром  жестко¬
сти  (по  оси  х),  оказывается  отрицательной:
 (5.7.23)
 т.е.  работой  демпфирования.
 Работа  может  быть  положительной  и  со¬
ответствовать  условиям  автоколебаний,  если
поворотное  движение  будет  в  противофазе  с
поступательным.  В  этом  случае  ф,-  =  —OjCospfz
 и  Д/ф  =  а  работы
 AZ2  =  np—(Yix0i  -  Sx0?).
 Флаттер  в  указанном  случае  становится
возможным,  если  AЬ2  >  АХ},  выражение  в
скобках  положительное  и  отношение  (^осФ,  +
+  Sx02)/Y2  >  1.  Для  устранения  изгибно-кру-
тильного  флаттера  в  данной  модели  необходи¬
мо  центр  масс  располагать  за  центром  жестко¬
сти.  Для  свободностоящих  лопаток  необходи¬
мо  решать  более  сложную  задачу:  определять
формы  колебаний  лопаток  и  интегральную  по
высоте  работу  аэродинамических  сил.  При
этом  возможно  обеспечить  устойчивость  лопа¬

950
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 ток  за  счет  изменения  форм  профилей  и  ра¬
ционального  пространственного  смещения
центров  жесткости  и  масс  периферийных  се¬
чений  относительно  центра  жесткости  корне¬
вого  сечения.
 Решеточный  флаттер.  Такой  флаттер  наи¬
более  часто  возникает  в  системах  компрессор¬
ных  венцов.  До  последнего  времени  этот  вид
флаттера  в  турбинах  не  рассматривался,  по¬
скольку  в  большинстве  случаев  турбинные
венцы  обладают  высокой  жесткостью  и  имеют
скрепляющие  связи.  Однако  имеются  две  при¬
чины,  по  которым  необходим  анализ  возмож¬
ностей  появления  флаттера:
 наличие  изгибно-крутильного  движения
и  аэродинамического  взаимодействия  смеж¬
ных  лопаток  в  пакете;
 применение  свободностоящих  лопаток
без  связей,  целесообразное  с  точки  зрения
КПД  ступеней.
 Нестационарное  силовое  воздействие  по¬
тока  на  колеблющуюся  лопатку  единичной
длины  может  быть  представлено  в  виде  [65]:
 АР  =  npwb(\Cpw  +  0  wCpQ),  (5.7.24)
 где  АР  —  амплитуда  нестационарной  силы;
р  —  плотность  потока;  w  —  скорость  набегаю¬
щего  потока;  v  —  мгновенная  скорость  посту¬
пательных  (нормальных  к  хорде)  колебаний;
0  —  мгновенный  угол  поворота  профиля  во¬
круг  передней  кромки.
 Колебания  считаются  малыми,  поток  не¬
сжимаемым.  Коэффициенты  Сру  и  Срв  являют¬
ся  комплексными  и  зависят  от  геометрических
характеристик  решетки  (формы  профиля,  от¬
носительного  шага  t/b,  угла  выноса  уь,  ф  —  уг¬
ла  сдвига  фаз  между  колебаниями  профилей  в
решетке  и  числа  Sh).  Эти  коэффициенты  для
решеток  тонких  пластин  получены  численны¬
ми  методами  [19].
 Применение  достаточно  простого  выра¬
жения  (5.7.24)  осложнено  тем,  что  коэффици¬
енты  Сру,  Срв  являются  комплексными  и  опре¬
делены  только  для  простейших  случаев  реше¬
ток  тонких  пластин  или  слабоизогнутых  ду¬
жек.  Обычно  имеются  такие  данные  для  диа¬
пазона  чисел  Sh  =  0...2  [19].
 Наиболее  достоверные  сведения  о  неста¬
ционарных  нагрузках  на  профиль  можно  полу¬
чить  экспериментально.  Экспериментальные
исследования  нестационарных  процессов  об¬
текания  трудоемки  и  связаны  с  необходимо¬
стью  создания  сложных  моделей  турбомашин
и  не  менее  сложных  измерительных  систем.
 Рис.  5.7.28.  Упрощенная  модель  для  анализа
решеточного  флаттера
 В  самой  простейшей  модели  необходима  по
крайней  мере  одна  лопатка,  колебания  кото¬
рой  можно  было  бы  возбуждать  и  контролиро¬
вать.  Такие  эксперименты  проводились  на
первом  этапе  исследований  процессов  и  ха¬
рактеристик  аэродемпфирования.
 Основные  особенности  решеточного
флаттера  можно  выявить  при  анализе  изгиб-
ных  плоскопараллельных  колебаний  лопаток
постоянного  сечения.  Упрощенная  модель  для
анализа  нестационарного  взаимодействия  по¬
казана  на  рис.  5.7.28.  Каждая  лопатка  венца
рабочих  лопаток  заменяется  колебательной
системой  с  одной  степенью  свободы  с  приве¬
денной  массой  (в  соответствии  с  понятием
удельной  кинетической  энергии)
 1  -
т  =  ]т,-  (x)Yn  (x)dx,
 о
 где  rrij  —  погонная  масса  лопатки;  Yn(x)  —  фор¬
ма  колебаний,  которая  для  упрощения  задачи
принимается  первой.
 Высота  лопатки  выбирается  единичной.
Решетка  полагается  однородной,  т.е.  собствен¬
ные  частоты  лопаток  одинаковые.  Произволь¬
ная  лопатка  в  решетке  испытывает  воздейст¬
вие  потока  при  собственных  колебаниях  и  при
колебаниях  смежных  лопаток.  Колебания  по¬
лагаются  малыми  и  гармоническими.  Сдвиг  по
фазе  между  колебаниями  смежных  лопаток  ра¬
вен  ф.  Уравнение  движения  лопатки  номера  0:
 т0у0  +  Ну0  +  СУ0  =  'Z'Pj,  (5.7.25)
1=1
 где  j  —  номера  лопаток;  т0  —  приведенная
масса;  Н  —  коэффициент  сопротивления;  Pj  —
аэродинамические  силы,  действующие  на  ос¬
новную  лопатку;  силы  сопротивления  приня¬
ты  пропорциональными  скорости.
 Частное  решение  уравнения  у0  =  v40e/ft)T.

АВТОКОЛЕБАНИЯ
 951
 Смещения  влияющих  смежных  лопаток
 ух  =  A^eim  =  Aiei(?eim
 и  y*_x=Alxeim  =A_xe~i(*eim.
 В  решетке  на  колеблющуюся  лопатку  0  в
потоке  будут  действовать  нестационарные  аэро¬
динамические  силы:
 ДPj(x)=  7ф  М/^С’рчУ  j(%).
 Умножив  и  поделив  правую  часть  на
Wj/2,  получим
 дР  {х)  = 	ЪА,2  гошС*  €,ои  =
 2w,
 =  qbAjl  к  —С  *ve,Vl.
w,
 Более  удобным  для  анализа  будет  выра¬
жение  для  нестационарной  силы  через  коэф¬
фициенты  влияния,  введенные  В.Б.  Курзиным
[19]  для  решеток  профилей  с  единичными
хордами:
 Р/т)  =  qxbAj 	, 	(5.7.26)
 где  =2тг—С*  -  —  аэродинамический  коэф-
 Wi
 фициент  влияния  (АКВ),  комплексная  вели¬
чина;  qx  —  скоростной  напор.
 Нестационарные  силы,  действующие  на
лопатку  0,  следующие:
 при  колебаниях  самой  лопатки
 AP0(T)  =  L*0bqxA0eim;
 со  стороны  смежных:
 последующей
 АРх(т)  =  L*xbqxA[eim;
 предыдущей
 AP_j  (т)  =  L*_x  bqx  A^xeim,
 где  верхний  индекс  «*»  обозначает  комплекс¬
ную  величину,  т.е.
 А)  =  А)1  +  Z'^02  j  А  =  А1  +  iL\2,
 Z,_i  =  £_п  +  iL_X2.
 Принимается  во  внимание  влияние  только
смежных  лопаток  1  и  -1,  так  как  влияние  ос-
 Рис.  5.7.29.  Зависимость  модуля  относительно¬
го  погонного  АКВ  |Lj  |  =  Lj  т/о,5ри^2  от  номе¬
ра  лопатки  j  компрессорной  решетки  при  раз¬
личных  числах  М:
 1  -  М  =  0,25;  2  -  М  =  0,5
 тальных  пренебрежимо  мало.  Об  этом  можно  су¬
дить  на  основании  результатов  расчетов  и  опы¬
тов.  Соотношение  АКВ  показано  на  рис.  5.7.29.
 После  подстановки  значений  аэродина¬
мических  сил  в  уравнение  (5.7.25)  получим
 ту0  +  Ну0  +  су  о  =  Llbq{  у0  +  L\  bqx  +  L\  bq{  y'_t.
 Подставив  значения  перемещений,  полу¬
чим  уравнение  амплитуд
 -may2  Aq  +  /юЯД)  +  cAq  =
 =  qxb(L0AQ  +  LxAi  +  L_XA_X).  (5.7.27)
 Пренебрегая  внутренним  и  конструкцион¬
ным  сопротивлением  -Ну0,  чтобы  упростить  за¬
дачу  и  выявить  роль  аэродинамического  взаимо¬
действия  смежных  лопаток,  рассмотрим  вначале
свободные  колебания  (с  частотой  р)  лопатки  0
при  неподвижных  смежных  (Ах  —  А_х  =  0).
 Уравнение  (5.7.27)  примет  вид:
 -тр1А0  +  cAQ=qxbLlAQ=qxb(Lox  +  iL0  2)А0.
 Так  как  с  =  тр2,  а  следовательно,  Lox  =  0,
векторная  диаграмма  действующих  сил  будет
иметь  вид,  показанный  на  рис.  5.7.30,  а,  по¬
скольку  при  плоскопараллельных  колебаниях
одной  лопатки  0  и  неподвижных  остальных
наблюдается  аэродемпфирование,  которое  и
отражается  мнимой  составляющей  -Ь02  (соб¬
ственный  АКВ).  Это  доказано  ранее  на  основе
квазистационарного  подхода.  При  этом  вектор
-iL02qxbA0  отстает  по  фазе  от  вектора  переме¬
щения  на  угол  90°.

952
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 Рис.  5.7.30.  Векторные  диаграммы,  соответствующие  колебаниям  одной  (основной)  лопатки
в  решетке  (а)  и  лопаток  0,  1  и  —1  (б)
 Рассмотрим  взаимодействие  со  смежны¬
ми  лопатками.  Уравнение  амплитуд  в  этом
случае
 -тр2  Aq  +  cAq  =  -iLQ2q{bAQ  +  L*lqlbA]*  +  L*_xq{bA\.
 Векторная  диаграмма  перемещений  и
действующих  сил  показана  на  рис.  5.7.30,  б
для  ф  =  68°.  Изменению  углов  ф  соответствуют
углы  у,  которые  изменяются  с  изменением  уг¬
ла  сдвига  фаз  между  колебаниями  смежных
лопаток.  Векторы  сил  от  смежных  лопаток  на¬
правлены  в  сторону  мнимой  оси  и  в  сумме  да¬
ют  максимальное  суммарное  значение,  больше
модуля  —iL02qxbA0,  а  следовательно,  макси¬
мальное  возбуждение.
 Работа  аэродинамических  сил
 т 	* 	* 	* 	*
 4(ф)  =  |  (~iL02  А)  +  Li  А  +  L-\A-\  )Я\  byodT,
 о
 где  Т  =  2тг/со  и  АКВ  являются  функциями  час¬
тоты  и  сдвигов  фаз.
 При  этом  собственная  частота  со  может
отличаться  от  р  на  некоторую  величину,  опре¬
деляемую  проекциями  сил  I?xqxbA[  и  L*_xq{bA^x
на  действительную  ось.
 Учитывая  равенство  амплитудных  значе¬
ний  потенциальной  и  кинетической  энергий
при  малых  колебаниях  (Пт  =  Кт),  находим
 Л„(<Р)  =  ^- 	(5-7.28)
 Примерный  вид  зависимости  Лл(ф)  Для
решетки  турбомашины  показан  на  рис  5.7.31.
Область  отрицательных  значений  г|л(ф)  в  Диа¬
пазоне  ф  =  30...90°  соответствует  автоколебани¬
ям.  Знаки  декрементов  отличаются  от  знаков
работ,  но  это  принято  в  мировой  практике  и
связано  с  положительной  ролью  демпфирова¬
ния  при  обеспечении  надежности  лопаточных
аппаратов.  В  практике  расчетов  границ  автоко¬
лебаний  принято  считать  режимы  автоколеба¬
ний  возможными,  если  учитывается  влияние
только  собственного  аэродинамического  демп¬
фирования,  т.е.  составляющей  -И0^ХЬА0.  На¬
личие  реального  внутреннего  и  конструкцион¬
ного  демпфирования  «идет  в  запас».
 Известно,  что  неоднородные  решетки  бо¬
лее  устойчивы  по  сравнения  с  однородными.
Поэтому  иногда  для  повышения  устойчивости
вводят  искусственную  неоднородность.  Однако
следует  иметь  в  виду,  что  при  этом  увеличива¬
ется  неравномерность  динамических  напряже¬
ний  в  лопатках  венца,  а  следовательно,  макси¬
мальные  напряжения  в  отдельных  рабочих  ло¬
патках  по  сравнению  с  однородным  лопаточ¬
ным  венцом  при  резонансных  колебаниях.
 Аэродинамический  декремент  колебаний
лопатки.  В  литературных  источниках  по  вибра¬
ционной  надежности  лопаток  турбомашин
часто  встречается  понятие  аэродинамического
декремента  колебаний,  иллюстрируемого  таб¬
лицами  и  графиками.  Физический  смысл  это¬
го  понятия  выясняется  на  примере  модели
собственных  колебаний  одной  лопатки  в  ре-

АВТОКОЛЕБАНИЯ
 953
 Рис.  5.7.31.  Зависимости  аэродинамического  декремента  (инкремента)  от  сдвига  фаз  между  колеба¬
ниями  смежных  лопаток  <р  и  соответствующие  (р  =  70°  и  (р  =  240°  векторные  диаграммы:
 1 	—  экспериментальная;  2  —  расчетная
 шетке.  При  поступательном  движении  работа
сил  сопротивления  колебаниям  лопатки  еди¬
ничной  длины  за  период  Т
 Т 	2я/ю
 La=f  &P(x)dy  =  |  &P(x)v(x)dx,
 о 	о
 где  АР(х)=  npwxbC*pyv{%)\  v(x)  =  -co/lsmcrc;  со  —
собственная  частота.
 После  подстановки  значений  ДР(т)  и  v(x)
получим
 La  =  7c2pWj  ЬихА^С  *pv.
 Ранее  показано,  что  для  случая  плоскопа¬
раллельных  колебаний  лопатки  в  потоке  при
малых  углах  атаки  (докритический  режим)  ха¬
рактерно  аэродемпфирование.  Демпфирую¬
щие  силы  имеют  амплитуду 	или
 Kpw{  Ь(йА$  Im(C*v).  Работа  будет  отрицатель¬
 ной,  т.е.  энергия  колебаний  рассеивается  в  по¬
ток.  При  определении  декремента  знак  работы
(-)  обычно  не  учитывается  и  принято  указы¬
вать  его  значение  как  положительное.
 Амплитудное  значение  погонной  кинети¬
ческой  энергии  колебаний
 Кт  =±рлЯо2Л2,
 где  рл  —  плотность  материала  лопатки;  F  —
площадь  ее  сечения.
 Аэродинамический  декремент  (Пт  =  Кт)
 =La!2Km  =  7t2pw,  ЬС  *v  /(сорл/1),
 (5.7.29)
 где
 m=pb2/(p„F).

954
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 В  (5.7.29)  отношение  т/Sh  играет  роль
универсального  критерия,  определяющего
значение  нестационарных  нагрузок  аэродина¬
мического  декремента.  Множитель  7t2(C*v)
приобретает  значение  постоянной,  характери¬
зующей  геометрию  конкретной  решетки,  фа¬
зовые  сдвиги  и  углы  натекания  потока  и  др.
 Первые  экспериментальные  определения
аэродинамического  декремента  относились  к
случаю,  когда  в  решетке  исследовались  коле¬
бания  одной  лопатки  при  неподвижных  ос¬
тальных  (рис.  5.7.32).  Именно  такие  данные  о
T|fl  обычно  используются  для  оценки  уровня
аэродинамического  рассеяния  энергии  коле¬
баний.  Что  в  этом  случае  выражает  вычислен¬
ная  по  (5.7.29)  величина  г|а1  Колебания  одной
лопатки  при  неподвижных  соседних  можно
рассматривать  как  противофазные,  но  по
сравнению  с  «нормальными»  противофазными
колебаниями  всех  лопаток  в  решетке  это  будут
противофазные  колебания  одной  лопатки  с
амплитудой  А/2  и  одинаковым  сдвигом  по  фа¬
зе  относительно  всех  неподвижных  лопаток.
 Измеренный  при  колебаниях  одной  ло¬
патки  декремент  применительно  к  решетке
пластин  теоретически  близок  к  среднему  инте¬
гральному  значению  декрементов  для  всех
сдвигов  фаз  [65]:
 _  1  2п
4,=—  }1Ъ,(<Р)ЛР-
 2к  q
 Полагаем,  что  и  для  решеток  с  относи¬
тельно  тонкими  и  слабоизогнутыми  профиля¬
ми  это  справедливо.  Величину  г\а  применяют
для  качественного  сравнения  и  прогнозирова¬
ния  устойчивости  различных  решеток.  Зависи¬
мость,  которую  получают  в  результате  испыта¬
ний  решеток  турбомашин  r\a  =  /(m/Sh),  ока¬
зывается  линейной:
 =  Ami  Sh).
 Значения  А  =  n2C"pv  по  данным  разных
исследователей  существенно  расходятся.  На¬
пример,  для  компрессорных  лопаток  значения
А  =  3...11.  Расхождения  можно  объяснить  осо¬
бенностями  стендов,  моделей,  режимов,  мето¬
дик  и  погрешностями  измерений.  Выводы  в
основном  опираются  на  данные  расчетов  по
линейной  теории  и  на  результаты  опытов  при
относительно  низких  по  сравнению  с  возмож¬
ными  числами  Sh  лопаток  турбомашин.
 Из  (5.7.29)  следует,  что  при  увеличении
Sh  значение  г\а  уменьшается.  Это  свидетельст¬
вует  об  ослаблении  обратного  воздействия  по¬
тока  на  колеблющийся  профиль.  Очевидно,
что  возрастание  числа  Sh  также  будет  приво-
 Рис.  5.7.32.  Коэффициент  аэродемпфирования  х\а  для  компрессорной  решетки  (а)  и  для  решетки
 активных  турбинных  лопаток  (б)  [65]

АВТОКОЛЕБАНИЯ
 955
 дить  к  снижению  уровня  работы  сил  аэроди¬
намического  взаимодействия  между  профиля¬
ми  при  их  колебаниях  со  сдвигом  по  фазе  ср.
Соответственно  снижению  г\а  уменьшается  и
размах  кривой  r[fl((p),  а  следовательно,  может
уменьшаться  или  совершенно  исчезать  область
инкрементов.  Поэтому  величину  г\а  удобно
использовать  для  качественного  сравнения  ус¬
тойчивости  различных  решеток.
 Из  изложенного  следует,  что  можно  вве¬
сти  понятие  о  предельном  числе  Shnp,  при  ко¬
тором  значение  г\а  и  размах  г[д(ф)  настолько
малы,  что  потери  устойчивости  решетки  не
происходит.  По  данным  исследованиям  устой¬
чивости  компрессорных  решеток  при  М2  <  0,5
граничное  число  Shnp  >  2.  Публикации  о  сис¬
тематических  экспериментальных  исследова¬
ниях  аэродемпфирования  при  числах  Sh  >  2  и
в  сверхзвуковых  скоростях  отсутствуют.  Отме¬
тим  также,  что  численные  расчеты  на  основе
моделей  потенциального  обтекания  позволяют
определить  величины  г\а  с  погрешностью
 30...40%.  Поэтому  целесообразно  выполнить
дополнительное  численное  моделирование
различных  решеток  и  режимов  и  эксперимен¬
тальную  проверку  степени  корректности  вы¬
водов  о  границах  аэродемпфирования  и  устой¬
чивости.  Первичная  и  относительно  эконо¬
мичная  оценка  может  быть  основана  на  изуче¬
нии  среднего  интегрального  декремента  аэро¬
демпфирования  в  условиях  плоской  аэродина¬
мической  решетки  и  одной  вибрирующей  ло¬
патки.
 Сравнивание  коэффициентов  аэродемп¬
фирования  г\а  с  внутренними  логарифмиче¬
скими  декрементами  г|м  материала  рабочих  ло¬
 паток  показывает,  что  значения  г\а  для  решет¬
ки  активных  лопаток  имеют  тот  же  порядок,
что  и  г|м.  Величины  для  решеток  компрес¬
сорных  лопаток  на  порядок  выше,  чем  г|м.
 Прогнозирование  решеточного  флаттера.
Задача  прогнозирования  решеточного  флатте¬
ра  к  настоящему  времени  находится  в  стадии
решения.  Это  связано  со  сложностью  создания
не  только  расчетов  аэродинамических  коэф¬
фициентов  влияния  при  обтекании  колеблю¬
щихся  венцов  нестационарным  вязким  пото¬
ком,  особенно  при  околозвуковых  и  сверхзву¬
ковых  скоростях,  но  и  расчетов  собственных
колебаний  сложных  лопаточных  систем  с  уче¬
том  граничных  условий,  определяющих  конст¬
рукционное  демпфирование.  Имеется  опыт
экспериментального  исследования  автоколе¬
баний  дискретно-фазовым  методом  и  меро¬
приятия  по  их  устранению  применительно  к
эксплуатируемым  турбоагрегатам  [8].
 Выше  отмечено,  что  автоколебаниям  типа
решеточного  флаттера  в  наибольшей  степени  мо¬
гут  быть  подвержены  свободностоящие  лопатки
без  связей,  но  для  систем  лопатки  —  связи  —
диск  также  возможны  колебания  с  частотами,  не
кратными  частотам  вращения.  На  рис.  5.7.33
представлены  результаты  измерения  колебаний
лопаток  последней  ступени  с  /  =  840  мм  с  прово¬
лочными  связями  в  условиях  работы  турбины  на
режимах,  близких  к  номинальным.  Наблюдались
колебания  с  напряжениями  8...30  МПа,  в  том
числе  с  частотами,  значительно  отличающимися
от  кратных  (области  С  и  D).  Эти  вибрации  могут
быть  отнесены  к  автоколебаниям.
 К  автоколебаниям  относят  некратные  ко¬
лебания  лопаток  последней  ступени  модель¬
 Рис.  5.7.33.  Вибрационная  диаграмма  для  лопаточного  венца  (/  =  840  мм)  при  N  =  200  МВт  (Шкода)

956
 Глава  5.7.  НЕСТАЦИОНАРНЫЕ  ПРОЦЕССЫ  ВОЗБУЖДЕНИЯ  КОЛЕБАНИЙ
 Рис.  5.7.34.  Результаты  измерений  частот/и  вибрационных  напряжений  а  в  рабочих  лопатках
(модельной  паровой  турбины  М  1:3,  ЦКТИ):
 ***  —  режим  автоколебаний
 ной  паровой  турбины  при  ее  испытаниях.
В  масштабе  1:3  моделировались  титановые  ло¬
патки  длиной  /  =  1200  мм  с  бандажом  и  прово¬
лочными  связями.  На  рис.  5.7.34  показаны  коле¬
бания  рабочих  лопаток  с  частотой  около  415...420
Гц,  не  кратные  оборотным  частотам  150  Гц.
В  практике  эксплуатации  турбин  указанные  не¬
кратные  колебания  часто  относят  к  автоколеба¬
ниям,  но  глубокий  анализ  обычно  отсутствует.
 Для  практического  решения  задачи  про¬
гнозирования  автоколебаний  с  целью  их  обна¬
ружения  были  испытаны  свободностоящие  ра¬
бочие  лопатки  в  отсеке  из  трех  последних  сту¬
пеней  модельной  паровой  турбины  [84].  В  ка¬
честве  критерия  границы  автоколебаний  пред¬
ложено  «модифицированное  число  Струхаля»:
 где  р  —  плотность  потока;  рм  —  плотность  ма¬
териала  лопатки;  со  —  круговая  частота  коле¬
баний  лопатки.
 Сечения,  к  которому  относятся  парамет¬
ры,  можно  отнести  к  периферийной  области,  в
которой  выходные  скорости  за  венцами  —
сверхзвуковые  (М2  «  1,4).  Число  Sh£  может
быть  инструментом  для  оценки  склонности
лопаточной  конструкции  к  «самовозбуждаю-
щимся  вибрациям».  На  основании  результатов
испытаний  показано,  что  самовозбуждающей-
ся  вибрации  не  возникает,  если  ShE  <  2,9  -10-4.
 Более  правильно  называть  величину  ShE
«модифицированным  аэродинамическим  дек¬
рементом».  Это  становится  понятным,  если  в
формуле  (5.7.26)  для  г\а  значение  n2Cpv  пред¬
ставить  только  отношением  (b/t)2,  и  записать
величину  in  как  рмЬ2/рмКЬ2,  где  К  —  коэффи¬
циент  формы  периферийного  профиля.  Значе¬
ние  К  для  всех  трех  турбинных  рабочих  венцов
принято  практически  одинаковым,  что  позво¬
ляет  считать  применение  Sh£  для  ориентиро¬
 вочной  оценки  границы  автоколебаний  оправ¬
данным.
 Границы  переноса  полученного  результа¬
та  на  другие  типы  лопаточных  венцов  или  дру¬
гих  режимах  обтекания  еще  нужно  устанавли¬
вать.  Но  это  путь  исследований  влияния  раз¬
личных  факторов.  Прежде  всего  необходимо
изучение  раздельного  влияния  на  автоколеба¬
ния  числа  Sh,  t2/b2  и  разночастотности.
 Натурные  свободностоящие  лопатки,
применяемые  некоторыми  фирмами  за  рубе¬
жом  в  последних  ступенях  мощных  паровых
турбин,  могут  иметь  существенно  большие  от¬
носительные  шаги.
 Общий  вывод  в  том,  что  к  настоящему  вре¬
мени  отсутствуют  тестированные  методики  про¬
гнозирования  автоколебаний  различных  типов
лопаточных  аппаратов  и  что  решение  проблем
аэроупроугости  применительно  к  паровым  и  га¬
зовым  турбинам  —  актуальная  современная  зада¬
ча,  дополнительно  обосновывается  планировани¬
ем  подъема  энергетики  для  целей  развития  эко¬
номики  России  и  обеспечения  ее  энергетической
безопасности  с  соответствующим  ростом  выпус¬
ка  турбоустановок  для  ТЭС  и  АЭС.  Эта  задача
может  быть  решена  в  первую  очередь  за  счет
электростанций  с  мощными  высоконагруженны-
ми  и  надежными  энергетическими  турбинами.
 5.7.8. 	КИНЕМАТИЧЕСКОЕ
ВОЗБУЖДЕНИЕ
 К  четвертой  группе  относился  кинемати¬
ческое  возбуждение  колебаний,  вызываемые
колебанием  основания  (детали  крепления)  ло¬
паток.  В  большинстве  случаев  диски  и  цельно¬
кованые  роторы  обладают  высокой  попереч¬
ной  жесткостью,  а  также  в  рабочем  диапазоне
оборотов  отстраиваются  от  резонансов,  что
позволяет  пренебречь  влиянием  их  малых  ко¬
лебаний.  Резонансные  колебания  ротора  в  ра¬
бочем  диапазоне  частот  вращения  исключены,

РАСЧЕТНЫЕ  ОЦЕНКИ  НАДЕЖНОСТИ
 957
 но  существенные  вибрации  могут  возникнуть
при  обрыве  лопаток  (особенно  в  ЦНД  турби¬
ны).  Опасность  кинематического  возбуждения
лопаток  при  автоколебаниях  ротора  маловеро¬
ятна,  так  как  собственные  частоты  лопаток
обычно  существенно  превышают  первые  соб¬
ственные  частоты  ротора.
 Отметим,  что  по  опытам  судового  турбо¬
строения  тангенциальные  вибрации  лопаток
часто  наблюдались  при  недостаточной  доводке
зубчатых  редукторов  [7],  связанной  с  кинема¬
тической  погрешностью  зубчатых  колес  редук¬
тора  и  возникающими  при  этом  их  крутиль¬
ными  колебаниями.
 Кинематическое  возбуждение  колебаний
может  возбуждаться  от  работающей  рядом  турби¬
ны,  особенно  аналогичного  типа.  В  этом  случае
возбуждение  передается  через  фундамент,  через
соединяющие  трубы  и  их  опорные  подвески.
 Глава  5.8
РАСЧЕТНЫЕ  ОЦЕНКИ  НАДЕЖНОСТИ
 Надежность  наряду  с  уровнем  экономич¬
ности  решающим  образом  определяет  факти¬
ческую  эффективность  агрегатов.  Только  в
случае  высокой  надежности  оборудование
способно  проявить  свойственную  ему  эконо¬
мическую  эффективность.
 Надежность  объединяет  ряд  составляю¬
щих,  каждая  из  которых  отражает  ту  или  иную
ее  грань.  Они  разнохарактерные  по  своей  при¬
роде,  что  определяет  необходимость  оценивать
каждую  из  них  своим  способом.  Совокупный
анализ  частных  характеристик  дает  основу  для
обобщенной  оценки  надежности  оборудования.
 Действующей  нормативной  документа¬
цией  в  первую  очередь  регламентируется  вы¬
числение  следующих  основных  показателей
надежности.
 Коэффициент  готовности
 Кт  = 	^ 	100%,
 Тр  +  ^ВЫН
 где  Гр  —  суммарное  время  работы  оборудова¬
ния  в  рассматриваемом  периоде;  Гвын  —  время
вынужденных  простоев  оборудования  вследст¬
вие  отказов  в  рассматриваемом  периоде.
 Коэффициент  готовности  характеризует
степень  временного  использования  оборудова¬
ния  по  назначению  по  отношению  к  величине
запланированного  периода  использования.
 Наработка  на  отказ
 Т0  =  Тр/п,
 где  п  —  количество  отказов  оборудования,
возникших  в  рассматриваемом  календарном
периоде.
 Этот  показатель  свидетельствует  о  том,
сколько  часов  может  проработать  оборудова¬
ние  до  возникновения  отказа.
 Коэффициент  рабочего  времени
 К.  =  J?£-100%,
т
 1  кал
 где  Гкал  —  рассматриваемый  календарный  пе¬
риод.
 Эта  величина  по  своей  сути  свидетельст¬
вует  о  степени  использования  оборудованием
календарного  времени  по  его  назначению,  т.е.
для  выработки  энергии.  Разницу  между  Гр  и
Ткал  составляют  потери  времени  в  вынужден¬
ных  простоях  ГВЬ1Н  для  ликвидации  последст¬
вий  отказов,  затраты  времени  на  проведение
плановых  ремонтов  7^,  испытаний  Гисп,  про¬
должительность  пребывания  в  диспетчерском
резерве  Грез,  т.е.
 т  =  т  +  т  +  т  +  т  +  т
 1  кал  р  вын  х  пл  А  исп 	х  рез-
 Коэффициент  использования  установ¬
ленной  мощности
 где  Е  —  количество  выработанной  оборудова¬
нием  электроэнергии;  NycT  —  установленная
мощность  оборудования  (номинальная  или  ус¬
тановленная).
 Этот  показатель  свидетельствует  о  степе¬
ни  фактического  использования  располагае¬
мого  потенциала  энергооборудования  в  тече¬
ние  данного  календарного  периода.
 Не  требует  особых  доказательств,  что  ис¬
ходные  данные,  необходимые  для  установле¬
ния  объективных  характеристик  надежности  с
помощью  регламентированных  соотношений,
обладающие  максимальной  достоверностью  и
создающие  уверенную  основу  для  установле¬
ния  объективных  оценок,  могут  быть  получе¬
ны  прежде  всего  на  базе  эксплуатационных
материалов,  относящихся  к  достаточно  про¬
должительному  периоду  работы  оборудования
в  реальных  условиях.  Этим  определяется  важ¬
ность  и  необходимость  длительных  наблюде¬
ний  за  состоянием  и  эксплуатацией  оборудо¬

958
 Глава  5.8.  РАСЧЕТНЫЕ  ОЦЕНКИ  НАДЕЖНОСТИ
 вания  репрезентативных  типов,  находящихся  в
типичных  условиях  применения.  Накопление
информационной  базы  такого  рода  создает
также  основу  для  прогнозирования  надежно¬
сти  вновь  создаваемых  типов  оборудования,  в
конструкции  которого  используются  апроби¬
рованные  практикой  те  или  иные  инженерные
ре  шения-  прототипы.
 Формирование  базы  данных,  получаемых  в
результате  анализа  эксплуатационных  материа¬
лов,  целесообразно  производить  на  основе  клас¬
сификации  узлов  и  деталей  оборудования,  пред¬
ставляющей  собой  схематизацию  конструкции  и
комплектования  агрегатов.  Наиболее  целесооб¬
разной  в  этом  смысле  является  классификация,
в  основу  которой  положен  принцип  иерархии:
на  вершине  пирамиды  находится  обследуемое
оборудование  в  целом  —  в  нашем  случае  турбо¬
установка;  на  второй  ступени  —  агрегаты  и  сис¬
темы,  ее  составляющие;  затем  поступенчато  рас¬
полагаются  узлы  и  системы  агрегатов  и  т.д.  Глу¬
бина  классификации,  детализация  конструктив¬
ных  элементов  определяются  задачами  контро¬
ля,  исследования  и  надежности.  Типовая  струк¬
турная  классификация  оборудования  турбоуста¬
новок  применяется  НПО  ЦКТИ  в  течение  мно¬
гих  лет  при  оценке  и  анализе  эксплуатационной
надежности  турбоустановок  АЭС.
 Соответствующим  образом  (на  основа¬
нии  накопленного  опыта  эксплуатации)  клас¬
сифицируются  типичные  отказы  оборудова¬
ния,  их  признаки  и  формы  проявления.  Исхо¬
дя  из  методологических  принципов  НПО
ЦКТИ  в  течение  нескольких  десятков  лет  ве¬
дет  систематическое  наблюдение  за  работой
мощного  отечественного  энергооборудова¬
ния  —  как  ТЭС,  так  и  АЭС.  В  частности,  на¬
блюдение  за  надежностью  отечественных
ПТУ,  работающих  на  АЭС  России  и  Украины,
ведется  непрерывно  с  момента  ввода  энерго¬
блоков  в  эксплуатацию  по  настоящий  момент.
Это  позволяет  не  только  оценивать  уровень
текущей  надежности,  но  и  анализировать  ее
динамику  с  ростом  наработки.
 По  результатам  наблюдений  за  эксплуата¬
цией  турбоустановок  АЭС  мощностью  1000  МВт,
выполненных  в  течение  1992...2003  гг.,  установ¬
лено,  что  парк  (четыре  единицы)  тихоходных
(п  = 	1500 	мин-1) 	турбоустановок  типа
 К-1000-60/1500  ХТЗ  в  течение  указанного  перио¬
да  работал  с  высокой  надежностью,  характери¬
зуемой  коэффициентом  готовности  Кг  =  99,5%
при  наработке  на  отказ  Т0  =  7920  ч,  а  при  ис¬
ключении  отказов  оборудования,  возникших  по
 вине  эксплуатационного  персонала,  находятся
на  уровне  Кт  =  99,6%  при  Т0  =  12  870  ч.
 Последующая  серия  тихоходных  турбоуста¬
новок  К-1000-60/1500-2  ХТЗ,  состоящая  из
одиннадцати  единиц,  в  тот  же  период  имела  со¬
вокупную  надежность  Кт  =  99,5%  при  Т0  =
=  8500  ч,  а  при  отсутствии  отказов  эксплуатаци¬
онного  происхождения  она  имела  бы  Кт  =  99,6%
при  Т0  =  12  870  ч.
 Особого  внимания  заслуживает  тот  факт,
что  три  быстроходные  турбоустановки  (п  =
=  3000  мин-1)  К-1000-60/3000  ЛМЗ  в  течение
того  же  периода  демонстрировали  практиче¬
ски  такую  же  высокую  степень  надежности,
что  и  турбоустановки  ХТЗ,  имея  Кг  =  99,4%  и
Т0  =  6650  ч,  а  при  отсутствии  эксплуатацион¬
ных  отказов  они  характеризовались  бы  значе¬
ниями  Кг  =  99,7%  при  Т0  =  10  600  ч.
 Высокий  уровень  надежности,  зафикси¬
рованный  у  обследованных  турбоустановок,  не
исключает,  тем  не  менее,  интереса  к  возмож¬
ным  путям  дальнейшего  его  роста.  Очевидно,
что  эти  возможности  кроются  в  наиболее  су¬
щественных  очагах  —  источниках  отказов  и
вынужденных  простоев  турбоустановок  в  це¬
лом.  Их  обнаружению  способствуют  фактиче¬
ские  данные  о  работе  и  отказах  оборудования,
систематизированные  в  соответствии  с  клас¬
сификацией  оборудования.
 Из  обобщенных  данных,  характеризую¬
щих  относительную  роль  каждой  из  систем  в
снижении  надежности  турбоустановок,  следует,
что  основная  роль  в  возникновении  вынужден¬
ных  остановов  и  длительности  последующих
простоев  турбоустановок  принадлежит  турби¬
нам.  Эта  констатация  в  одинаковой  степени  от¬
носится  к  установкам  всех  рассмотренных  ти¬
пов:  по  вине  турбин  происходит  примерно
 50...60%  суммарного  количества  отказов,  обу¬
словливающих  практически  такую  же  долю
суммарной  продолжительности  вынужденных
простоев.  Роль  других  систем  турбоустановок
кратно  меньшая,  причем  у  турбоустановок
К-1000-60/1500  и  К-1000-60/1500-2  еще  мень¬
ше,  чем  у  турбин,  практически  на  порядок.
 Из  всей  номенклатуры  оборудования  тур¬
боустановок  наименьшие  претензии  с  рассмат¬
риваемых  позиций  могут  быть  предъявлены  к
оборудованию  системы  регенерации:  доля  отка¬
зов  установок  К-1000-60/1500-2,  возникших  по
вине  этой  системы,  составила  менее  7%,  а  доля
вынужденного  простоя  по  этой  причине  была
на  уровне  4%.  У  турбоустановок  двух  других  ти¬
пов  эта  система  может  быть  признана  безотказ¬

РАСЧЕТНЫЕ  ОЦЕНКИ  НАДЕЖНОСТИ
 959
 ной.  Такая  оценка  надежности  системы  регене¬
рации  противоречит  повседневному  опыту  экс¬
плуатации  и  наблюдений  за  работой  этого  обо¬
рудования.  В  менее  категоричной  форме  эта
констатация  может  быть  отнесена  к  конденса¬
ционной  системе  и  некоторым  другим  систе¬
мам.  Причина  этого  противоречия  заключается
в  определенной  алогичности  методологии  оцен¬
ки  надежности,  регламентированной  норматив¬
ной  документацией.  В  качестве  основного  пара¬
метра,  используемого  при  оценке  надежности,
взято  время  работы  или  простоя,  т.е.  вместо  рас¬
смотрения  непосредственной  характеристики
объекта  —  качества  функционирования,  приня¬
то  косвенное  его  проявление.  Рассматривается
не  количество  произведенной  электроэнергии,
для  чего  и  предназначено  энергооборудование,  а
время  его  производства,  что  явно  является  спор¬
ным.  Такой  подход  был  бы  допустим  при  харак¬
теристике  оборудования,  работающего  в  режиме
«да  —  нет»  и  исключающего  промежуточные  со¬
стояния.  Совершенно  очевидно,  что  турбоуста¬
новки  ни  в  коей  мере  не  относятся  к  такого  ро¬
да  объектам:  помимо  «полных  отказов»,  приво¬
дящих  к  остановам  и  вынужденным  простоям,
весьма  часты  ситуации  «частичных  отказов»,  ко¬
гда  из-за  возникающих  дефектов  в  работе  того
или  иного  оборудования,  входящего  в  состав
турбоустановок,  последние  вынужденны  частич¬
но  разгружаться,  но  продолжать  эксплуатиро¬
ваться,  хотя  и  несут  неполную,  частичную  на¬
грузку.
 В  результате  возникает  вынужденная  не¬
довыработка  электроэнергии,  зависящая  от
дефектов  в  работе  всех  видов  оборудования  ус¬
тановок.  Однако  при  этом  турбоустановка
формально  считается  безотказной.  Более  того,
в  логике  данного  подхода  вполне  законны  за¬
ключения  о  100%-ной  готовности  турбоуста¬
новок,  вынужденно  разгруженных  до  величи¬
ны  собственных  нужд.  При  существующем  ме¬
тодологическом  подходе  такого  рода  ситуации
исключаются  из  поля  зрения,  что  искажает
оценку  фактической  надежности.
 Данные  об  относительной  роли  каждой
системы  в  суммарной  величине  вынужденной
недовыработки  существенно  отличаются  от  рас¬
смотренных.  Если  доля  продолжительности  вы¬
нужденных  простоев  турбоустановки  по  вине
турбин  составляла,  как  отмечено  выше,  50...60%
суммарной  величины,  то  в  величине  фактиче¬
ского  ущерба  от  ненадежности,  т.е.  в  величине
вынужденной  недовыработки,  доля  турбин  со¬
ставляет  не  более  25%.  С  другой  стороны,  доля
 вынужденного  простоя  по  вине  конденсацион¬
ной  системы  у  турбоустанововк  К-1000-60/1500
и  К-1000-60/1500-2  не  превышала  8%,  в  то  вре¬
мя  как  доля  недовыработки  из-за  дефектов  в  ра¬
боте  этой  системы  у  этих  турбоустановок
 32...48%,  а  у  установок  К-1000-60/3000  более
50%.  Кроме  того,  вынужденные  простои  турбо¬
установок  по  вине  системы  регенерации  прак¬
тически  отсутствовали,  однако  недовыработка
электроэнергии  турбоустановками  из-за  отказов
этой  системы,  не  приводивших  к  остановам,  но
вынуждавших  снижение  электрической  нагруз¬
ки,  составляла  7...  15%.
 Выявленные  противоречия  могут  быть
устранены,  если  в  качестве  определяющего  ар¬
гумента  принять  не  время,  не  продолжитель¬
ность  нахождения  оборудования  в  эксплуата¬
ции,  а  величину  выработки  электроэнергии.
Так,  готовность  турбоустановок  следует  оце¬
нивать  по  соотношению:
 где  Кгэ  —  коэффициент  энергетической  готов¬
ности;  Е  —  количество  произведенной  элек¬
троэнергии;  Евын  —  вынужденная  недовыра¬
ботка  электроэнергии.
 Выполненная  оценка  готовности  пере¬
численных  турбоустановок  предлагаемым
«энергетическим»  методом  показала:  средняя
энергетическая  готовность  турбоустановок
К-1000-60/1500  в  период  1992-2003  гг.  была  на
уровне  Ктэ  =  98,1%,  т.е.  1,4%  ниже  «времен¬
ной»,  у  установок  К-1000-60/1500-2  —  Ктэ  =
=  97,5%,  т.е.  2,0%  ниже  «временной»,  и  у  уста¬
новок  К-1000-60/3000  -  Ктэ  =  98,2%,  т.е.  1,2%
ниже  «временной».
 Более  низкий  уровень  энергетической  го¬
товности  является  следствием  логического
учета  частичных  отказов  турбоустановок.
 Признание  целесообразности  «энергети¬
ческого»  метода  оценки  готовности  создает
основание  к  его  применению  при  оценке  на¬
работки  на  отказ.  Здесь  также  представляется
более  справедливым  оценивать  эту  характери¬
стику  не  по  времени  формального  пребыва¬
ния  в  работе,  а  по  количеству  выработанной
электроэнергии,  приведшей  к  вынужденному
останову:
 Е0  =  Е/п,
 где  Е0  —  наработка  на  отказ  (полный);  Е  —
выработка  электроэнергии;  п  —  количество
полных  отказов.

960
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 При  сопоставлении  надежности  турбо¬
установок  различной  мощности  следует  вы¬
числять  относительную  наработку  на  полный
отказ,  т.е.  отнесенную  к  номинальной  мощно¬
сти  турбоустановок:
 F  =  Е  -  NTuP  -  ГпР
°™  Nn  Nn  п
 где  Гпр  —  условное  время  работы  турбоуста¬
новки  с  номинальной  мощностью,  при  кото¬
рой  вырабатывается  Е.
 Изложенные  соображения  и  статистиче¬
ские  данные  о  работе  современных  турбоуста¬
новок  позволяют  сделать  следующие  выводы.
 Систематическое  наблюдение  и  контроль
за  работой  такого  сложного  оборудования,  как
современные  турбоустановки,  эксплуатирую¬
щиеся  в  сложнейших  многофакторных  усло¬
виях,  являются  наиболее  достоверной  основой
оценки  и  анализа  фактической  его  надежности
в  целом,  а  также  отдельных  систем  и  конст¬
руктивных  узлов,  являющихся  прототипами
аналогичных  конструктивных  элементов  вновь
создаваемых  агрегатов.
 Как  показывает  опыт  длительных  система¬
тических  наблюдений  и  выполненных  на  их  ос¬
нове  расчетов,  основным  источником  вынуж¬
денных  остановов  (полных  отказов)  турбоуста¬
новок  и  обусловленных  ими  вынужденных  про¬
стоев  являются  собственно  турбины.  Однако  не¬
смотря  на  превалирующую  роль  турбин  в  воз¬
никновении  полных  отказов  и  вынужденных
простоев  доля  турбин  в  конечном  фактическом
ущербе  общей  ненадежности  оборудования  тур¬
боустановок  в  целом,  выражающаяся  в  вынуж¬
денной  недовыработке  электроэнергии,  состав¬
ляет  примерно  1/4  суммарной  величины,  а  «ли¬
дирующая»  роль  в  этом  аспекте  принадлежит
конденсационной  системе  (30...50%).  Это  об¬
стоятельство  очевидным  образом  определяет  це¬
лесообразность  перехода  при  количественной
оценке  уровня  надежности  и  ее  анализе  от  «вре¬
менного»  метода  определения  надежности  к
«энергетическому».
 Глава  5.9
 ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 5.9.1. 	ПРИНЦИПЫ  СОЗДАНИЯ  СИСТЕМ
ДИАГНОСТИКИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Системы  технической  диагностики  (СТД),
предназначенные  для  диагностики  состояния
энергетического  оборудования,  начинают  нахо¬
 дить  все  большее  применение,  что  вызывается
повышением  требований  к  надежности,  эконо¬
мичности  и  конкурентоспособности  сущест¬
вующего  и  выпускаемого  обоснования.
 Наметившаяся  в  последние  годы  тенден¬
ция  к  увеличению  периода  эксплуатации  между
капитальными  ремонтами  энергоблоков  СКД
(до  5-8  лет  по  сравнению  с  типовыми  3-4  го¬
да)  требует  дальнейшего  совершенствования
систем  и  методов  эксплуатационного  техниче¬
ского  контроля.  Опыт  вибрационных  исследо¬
ваний  показывает,  что  использование  заранее
установленного  межремонтного  периода  в  ка¬
честве  основания  для  проведения  планово-пре-
дупредительного  ремонта  приводит,  с  одной
стороны,  к  эксплуатации  турбоагрегатов  с  по¬
вышенным  уровнем  вибрации  и  к  увеличению
стоимости  ремонта  вследствие  развившихся  де¬
фектов,  а  с  другой  —  к  недоиспользованию
оборудования  из-за  преждевременного  вывода
в  ремонт,  неоправданному  простою,  повыше¬
нию  себестоимости  электроэнергии  и  сниже¬
нию  технико-экономических  показателей  элек¬
тростанции.  В  связи  с  этим  особое  значение  в
качестве  критерия  проведения  очередного  об¬
служивания  приобретает  информация  о  техни¬
ческом  состоянии  турбоагрегата.
 Интенсивное  развитие  диагностических
систем  связано  с  появлением  целого  ряда  спе¬
циализированных  и  универсальных  техниче¬
ских  средств  в  измерительной  и  компьютер¬
ной  технике,  что  делает  возможным  создание
СТД  практически  на  любом  уровне,  включая
системы  с  искусственным  интеллектом,  обла¬
дающие  функциями  автоматического  управле¬
ния  процессом.
 Целью  технической  диагностики  являет¬
ся  решение  проблемы  распознавания  состоя¬
ния  технической  системы  совместно  с  вопро¬
сами,  связанными  с  получением  и  оценкой
диагностической  информации  [6].
 Особенность  диагностики  состоит  в  том,
что  она  является  синтезом  накопленных  и  со¬
ответствующим  образом  переработанных  зна¬
ний  о  разнообразных  (часто  весьма  специфиче¬
ских)  характеристиках  работы  различного  обо¬
рудования,  а  также  о  технологических,  произ¬
водственных  и  физических  процессах  в  их
взаимосвязи  и  взаимном  влиянии.  Накопление
таких  знаний  связано  с  объединением  и  анали¬
зом  достижений  многих  наук:  промышленной
электроники,  метрологии,  физики,  механики,
теплотехники,  теории  информации,  математи¬
ческой  логики  и  промышленной  кибернетики.

ПРИНЦИПЫ  СОЗДАНИЯ  СИСТЕМ  ДИАГНОСТИКИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 961
 В  частности,  при  осуществлении  техниче¬
ской  диагностики  энергетического  оборудова¬
ния  требуются  знания  конструкции  и  специфи¬
ки  работы  таких  узлов  турбоагрегата,  как  вало¬
провод  с  вращающимися  и  статорными  эле¬
ментами,  конденсационной  установки,  систе¬
мы  регулирования  котла,  реактора  и  вспомога¬
тельного  оборудования,  электрогенератора  и
возбудителя.  Все  узлы  работают  в  одном  блоке
и  взаимное  влияние  их  достаточно  велико.  Так,
несимметричная  работа  регулирующих  клапа¬
нов  приводит  к  статическим  смещениям  рото¬
ров,  что  может  привести  к  низкочастотной
вибрации  и  перегрузкам  подшипников  (меха¬
ническому  или  электроэрозионному  разруше¬
нию  баббитовой  заливки);  температурный  пе¬
рекос  по  металлу  цилиндров  или  по  колоннам
фундамента  вызывает  расцентровку  опор  с  по¬
явлением  нежелательных  циклических  напря¬
жений  в  роторах  либо  задеваний  в  проточной
части;  износ  уплотнений  может  спровоциро¬
вать  прогиб  ротора;  отрыв  роторного  элемента
(бандажных  связей,  фрагментов  лопаток)  мо¬
жет  привести  к  пробою  конденсаторных  трубок
и,  как  следствие,  к  увеличению  жесткости  кон¬
денсата;  повышенное  давление  в  конденсаторе
вызывает  разогрев  выпускного  патрубка  и  рас¬
центровку  опор.
 Такое  «взаимопроникновение»  систем
обусловливает  огромное  количество  косвенных
признаков,  свидетельствующих  об  отклонении
в  работе  отдельных  систем  и  элементов  обору¬
дования.  Так,  при  износе  уплотнений  изменя¬
ются  параметры  потока  до  уплотнений  и  за  ни¬
ми  (прямой  признак  —  увеличение  зазоров  в
уплотнениях),  при  отрыве  роторного  элемента
(фрагмента  бандажа,  проволоки,  лопаток)  из¬
меняется  вибрационное  состояние,  повышает¬
ся  химическая  «жесткость»  конденсата  в  случае
пробивания  конденсаторных  трубок  (прямой
признак  —  физическое  отсутствие  фрагмента
на  роторе),  при  расцентровке  опор  происходит
изменение  температуры  баббита  и  давлений  в
смазочном  клине  (прямой  признак  —  измене¬
ние  высотной  отметки  опоры),  при  сильном
отложении  солей  на  направляющем  лопаточ¬
ном  аппарате  изменяется  температура  упорного
подшипника  (прямой  признак  —  уменьшение
проходного  сечения  диафрагм,  приводящее  к
изменению  баланса  осевых  сил).
 Приведенные  примеры  далеко  не  исчер¬
пывают  множества  прямых  и  сопутствующих
им  косвенных  признаков,  характеризующих
взаимосвязанность  работающего  совместно
 оборудования.  Особенностью  методики  техни¬
ческой  диагностики  является  определение  воз¬
можно  большего  числа  не  только  прямых,  но
и,  в  основном,  косвенных  признаков.  Объяс¬
няется  это  тем,  что  прямой  параметр,  свиде¬
тельствующий  о  развитии  неполадки  или  на¬
личии  дефекта,  часто  не  может  быть  явно  оп¬
ределен  или  изменен  по  конструктивным,  тех¬
нологическим,  организационным  или  другим
причинам.  Поэтому  косвенные  признаки  при¬
обретают  особое  значение  и  становятся  как  бы
«душой»  диагностики.  Более  того,  истинная
диагностика  —  это  и  есть  распознавание  де¬
фекта  или  неполадки  преимущественно  по  его
косвенным,  доступным  для  измерения  и  ана¬
лиза  признакам.  Прямые  признаки  являются
не  столько  орудием  диагностики,  сколько
средством  подтверждения  диагноза.
 Задачи  диагностики.  К  основной  задаче
технической  диагностики  относится  выявле¬
ние  большого  числа  признаков  в  их  взаимной
зависимости  и  характера  изменений  во  време¬
ни.  Необходимость  определения  возможно
большего  количества  признаков  диктуется
требованием  обязательной  избыточности  диаг¬
ностической  информации  с  целью  обеспече¬
ния  максимальной  достоверности  диагноза.
Совокупность  диагностических  признаков
представляет  собой  массив  физических  пара¬
метров,  измеренных  в  определенном  диапазо¬
не  и  с  определенными  интервалами  времени.
 Другой  чрезвычайно  важной  задачей  диаг¬
ностики  является  метрологическое  обеспечение
сбора  массива  данных.  Наиболее  дешевым  вари¬
антом  здесь  представляется  создание  систем  с
использованием  только  штатных  приборов,  ус¬
тановленных  на  оборудовании:  термометров  со¬
противления  по  измерению  температуры  метал¬
ла  цилиндров,  рабочей  среды  и  баббита  под¬
шипников;  манометров  для  измерения  давлений
рабочего  тела  на  различных  стадиях  процесса  и
масла  подшипников;  устройств  по  измерению
линейных  перемещений  (абсолютных  и  относи¬
тельных  расширений,  степени  открытия  регули¬
рующих  клапанов);  электроизмерительных  уст¬
ройств  (активной  и  реактивной  мощности,  силы
тока  возбуждения)  и  др.  Однако  часто  прихо¬
дится  прибегать  к  применению  устройств  и  при¬
боров,  расширяющих  возможности  штатных  из¬
мерительных  систем  (дополнительных  устройств
измерения  температур  и  давлений,  специальных
датчиков  измерения  статических  и  динамиче¬
ских  реакций  опор  валопровода,  дополнитель¬
ные  датчики  вибрации)  [71].

962
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Оптимальный  выбор  количества  измери¬
тельных  приборов,  соотношения  между  коли¬
чеством  штатных  и  дополнительных  специаль¬
ных  приборов  и  их  метрологических  характе¬
ристик  также  является  одним  из  важнейших
вопросов,  от  решения  которого  зависят  досто¬
верность,  надежность  и  стоимость  диагности¬
ческой  системы.  Эта  задача  может  быть  реше¬
на  после  тщательного  анализа  диагностиче¬
ской  ценности  различных  признаков  или  из¬
меряемых  параметров,  что  требует  тщательно¬
го  изучения  и  исследования  «параметрическо¬
го  проявления»  всех  возможных  дефектов  и
неполадок.
 На  базе  этих  исследований  реализуется
следующая  важная  задача  диагностики  —  фор¬
мирование  диагностических  критериев,  т.е.
определение  численных  значений  параметров
и  их  сложных  комплексов,  отражающих  кор¬
реляционную  связь  с  наличием  того  или  иного
дефекта  либо  со  степенью  его  развития.  В  ка¬
честве  примеров  таких  критериев  можно  при¬
вести  следующие:  простые,  комплексные  и
дифференциальные.  К  простым  критериям  от¬
носятся:
 температура  масла  подшипников  Тм
(TMmm  <  39  °С,  Гмтах  >  44  °С);  при  значении
Тм  <  39  °С  вероятно  возникновение  крайне  опас¬
ной  низкочастотной  вибрации,  при  Тм  >  44  °С
появляется  опасность  разрушения  (подплавле-
ние)  баббитовой  заливки  подшипников;
 температура  баббита  подшипников  Т6  <
 <  т
 — 	-*  б  max’
 давление  в  регулирующей  ступени  /?рег  <
 — 	Ррег  мах-
 Комплексными  критериями  являются:
разница  температур  металла  верха  и  низа
цилиндра:  Тв_н  =  ТВ-  Тн<  Тв_н  тах;  при  превы¬
шении  Тв_н  тах  могут  возникнуть  задевания  в
проточной  части;
 отношение  вертикальной  вибрации  опо¬
ры  к  ее  поперечной  вибрации  vyi  /vxi;
 отношение  текущего  значения  давления  в
регулирующей  ступени  к  мощности  на  валу  аг¬
регата/?рег/7Уа;  превышение  (ppcT/Na)max,  в  ча¬
стности,  свидетельствует  о  падении  КПД  тур¬
боагрегата.
 Дифференциальные  критерии  следую¬
щие:
 изменение  температуры  во  времени
dT/dt,  изменение  скорости  вибрации  при  из¬
менении  мощности  dv/dN;
 изменение  давления  в  конденсаторе  при
изменении  активной  мощности  dpK/dN.
 Рассмотренные  диагностические  крите¬
рии  являются  основой  диагностики,  которая
по  сути  своей  является  реагированием  (с  раз¬
личной  степенью  автоматизма)  на  значения
этих  критериев,  так  как  любой  критерий  или
комплекс  критериев  при  превышении  своих
предельных  значений  (уставок)  свидетельству¬
ют  о  появлении  соответствующей  неполадки.
 Во  многих  случаях  различные  дефекты,
неполадки  и  отклонения  в  работе  оборудова¬
ния  характеризуются  сходной  картиной  изме¬
нения  и  сочетания  диагностических  критери¬
ев.  Часто  возникает  вопрос  об  осуществлении
дифференциальной  диагностики,  т.е.  о  разра¬
ботке  способов  достоверного  разеления  раз¬
личных  причин  изменения  параметров.  При
этом  выбор  критериев  приобретает  особо  важ¬
ное  значение.
 Алгоритм  диагностики.  Он  может  строить¬
ся  на  основе  различных  принципов  с  привле¬
чением  соответствующего  математического  и
логического  аппарата,  оптимальным  образом
сочетающегося  с  выбранной  методикой  диаг¬
ностирования  и  с  характеристиками  диагно¬
стируемого  объекта.  Одним  из  часто  приме¬
няемых  принципов  построения  алгоритма  ди¬
агностики  является  статистический  подход  к
распознаванию  неполадок,  основанный  на  ве¬
роятности  появления  определенного  дефекта
и  на  вероятности  проявления  этого  дефекта  в
форме  изменения  выбранных  параметров  и
критериев  [6].
 Следует  отметить,  что  чисто  статистиче¬
ский  подход  к  решению  диагностических  за¬
дач  в  стационарном  энергомашиностроении,
например  метод  Байеса,  не  является  право¬
мерным  для  большинства  узлов  и  механизмов.
Этой  ситуации  больше  соответствует  детерми¬
нированный  подход,  применение  жестких  раз¬
ветвленных  логических  схем  (дерево  перебора)
либо  матричных  числовых  систем,  где  опреде¬
ленное  сочетание  или  сумма  весовых  коэффи¬
циентов  диагностических  критериев  определя¬
ют  соответствующий  дефект  или  неполадку.
При  назначении  весовых  коэффициентов,  ха¬
рактеризующих  степень  вклада  (весомость)  ка¬
ждого  параметра  в  распознавание  конкретного
дефекта,  а  также  при  выборе  критериев  и  па¬
раметров  наряду  с  детерминистскими  (оценка
опасности  дефекта),  применяются  и  статисти¬
ческие  методы  (оценка  правдоподобия,  мини¬
мального  числа  ошибочных  решений,  метод
минимакса  и  Неймана-Пирсона).  Однако  ста¬
тистические  вычисления  не  имеют  основного

ПРИНЦИПЫ  СОЗДАНИЯ  СИСТЕМ  ДИАГНОСТИКИ  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 963
 значения,  а  лишь  корректируют  жесткую  ло¬
гическую  схему.  Недостатками  разветвленных
логических  схем  являются  возможность  выхо¬
да  на  ложную  диагностическую  ветвь,  трудно¬
сти  использования  избыточной  информации  и
адаптации  алгоритма  к  различным  объектам.
Поэтому  для  сложных  систем  с  большой  сте¬
пенью  взаимозависимых  параметров  больше
подходит  матричная  форма  алгоритма,  когда
рассматриваются  одновременно  все  возмож¬
ные  дефекты,  неполадки  и  отклонения  от  оп¬
тимальных  режимов  работы.  Возможен  также
алгоритм,  основанный  на  распознавании  кри¬
вых  [42],  либо  весьма  сложный  алгоритм  рас¬
познавания  образов.
 При  разработке  экспертных  систем  следу¬
ет  во  многом  отталкиваться  от  методики  рабо¬
ты  высококвалифицированного  специалиста,
способного  синтезировать  и  анализировать  ог¬
ромное  количество  часто  противоречивой  ин¬
формации,  оценить  вероятность  появления  той
или  иной  неполадки,  принять  за  ограниченный
период  времени  адекватное  техническое  реше¬
ние  и  сделать  выводы  на  будущее  о  правильно¬
сти  своих  действий.  Именно  возможность  са-
мообучаемости  является  основным  отличитель¬
ным  свойством  экспертных  систем.  Самообу-
чаемость  системы  самым  непосредственным
образом  связана  с  адаптируемостью  системы  к
различным  типам  оборудования,  режимам  и
технологическим  ситуациям.
 При  этом  встает  вопрос  о  способе  диаг¬
ностирования  и  виде  выдаваемой  диагности¬
ческой  информации.  Наиболее  естественным
и  простым  способом  является  диалоговый  ре¬
жим,  при  котором  специалист  вызывает  на
дисплей  или  печатающее  устройство  диагно¬
стирующего  компьютера  необходимые  изме¬
ренные  параметры,  корреляционные  зависи¬
мости,  вычисленные  критерии  и  признаки,  а
затем  решает  вопрос  о  распознавании  причин
отклонения  нормируемых  параметров,  тести¬
руя  диагностируемое  оборудование  с  помо¬
щью  имеющихся  измерительных  и  вычисли¬
тельных  устройств.
 При  автоматической  диагностике  анализ
причин  отклонений  производится  по  задан¬
ным  алгоритмам  и  экспертным  системам  без
вмешательства  специалиста  по  факту  превы¬
шения  уставки  хотя  бы  одного  из  нормируе¬
мых  параметров.  Автоматическая  система  ди¬
агностики  может  быть  пассивной  (что  на  дан¬
ном  этапе  наиболее  вероятно),  когда  диагно¬
стическое  решение  выдается  оператору  обору¬
 дования  в  виде  визуальной  информации  и  со¬
вета  по  необходимым  технологическим  меро¬
приятиям  и  действиям,  либо  активной,  когда  в
зависимости  от  результата  диагностирования
производится  соответствующее  воздействие  на
механизм  управления  оборудованием.
 По  структурной  конфигурации  системы
технической  диагностики  различных  видов
оборудования  энергетического  блока  могут
представлять  собой  автономные  системы,  т.е.
отдельные  устройства  диагностики  системы
регулирования  конденсационной  установки,
вибродиагностики,  диагностики  целостности
уплотнений,  термонапряженного  состояния  и
др.,  либо  могут  быть  связанными  с  помощью
соответствующих  корреляционных  зависимо¬
стей  в  единую  систему  с  обеспечением  обмена
информации  по  базе  данных,  «общим»  пара¬
метрам  и  критериям  с  учетом  взаимного  влия¬
ния  видов  оборудования.
 Выбор  процессорных  средств.  Практикует¬
ся  выполнение  двух  следующих  вариантов:
реализация  диагностического  алгоритма  на
центральном  компьютере  в  системе  АСУ  ТП
либо  применение  автономных  диагностиче¬
ских  процессорных  устройств,  например,  ис¬
пользование  нескольких  персональных  компь¬
ютеров  [54].  Первый  вариант,  несмотря  на  ви¬
димые  преимущества,  весьма  труден  в  реали¬
зации  из-за  необходимости  применения  раз¬
личных  устройств  связи  с  объектом,  недостат¬
ка  располагаемой  оперативной  памяти,  а  так¬
же  из-за  получающегося  ритма  функциониро¬
вания  и  обслуживания,  не  соответствующего
нуждам  диагностики.  Поэтому  в  настоящее
время  большинство  диагностических  систем
реализуется  на  персональных  компьютерах,
соединенных  с  центральным  компьютером  для
обмена  текущей  информацией  и  создания
центрального  архива  данных.
 Одной  из  особенностей  и  непременных
атрибутов  диагностических  систем  является
возможность  долговременного  хранения  пер¬
вичной  информации,  полученной  в  результате
постоянных  либо  периодических  измерений.
Идеальным  вариантом  было  бы  осуществле¬
ние  хранения  информации  за  весь  межкапи-
тальный  ремонтный  период.  В  этом  случае
созданный  архив  информации  может  быть  ис¬
пользован  для  диагностики  медленно  разви¬
вающихся  неполадок  (программы  тренда),  са¬
мообучения  (экспертные  системы)  и  обзора
поведения  оборудования  за  длительный  срок
(ретроспективные  программы)  с  целью  состав¬

964
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 ления  дефектных  ведомостей  перед  плановы¬
ми  остановами  оборудования.
 Функциями  СТД  являются:
 1) 	постоянное  слежение  за  работающим
оборудованием  и  анализ  всех  прямых  и  кос¬
венных  признаков  развития  неполадок,  что
позволяет  обнаружить  дефекты  и  неполадки
на  ранней  стадии  их  развития  и  изменить  со¬
ответствующим  образом  рабочие  параметры
или  провести  плановую  остановку  оборудова¬
ния  до  наступления  аварийной  ситуации;
 2) 	регистрация  всех  режимов  работы  обо¬
рудования,  включая  опасные  и  термонапря¬
женные,  обеспечение  проведения  расчетов  ре¬
сурса  элементов  и  узлов  оборудования;
 3) 	измерение,  анализ  и  регистрация  всех
параметров,  характеризующих  условия  работы
оборудования,  что  позволяет  с  помощью  спе¬
циальных  мониторинговых  программ  осущест¬
вить  эксплуатацию  оборудования  на  опти¬
мальных  режимах,  включая  создание  автомата
пуска,  с  учетом  экономии  топлива,  удлинения
ресурса,  обеспечения  максимальной  надежно¬
сти  и  безопасности  работы  оборудования;
 4) 	создание  устройств  и  программ  само¬
тестирования  и  самоконтроля  всех  элементов
диагностической  системы,  дающих  возмож¬
ность  эксплуатировать  оборудование  практи¬
чески  без  ложных  разгрузок  и  остановов;
 5) 	регистрация  на  долговременных  запо¬
минающих  устройствах  запредельных  значе¬
ний  всех  контролируемых  параметров  в  специ¬
альных  архивных  файлах,  «черном  ящике»,
предоставляющем  запись  независимой  после¬
довательности  наблюдений  и  событий,  облег¬
чающую  поиск  и  устранение  причин  неис¬
правностей  после  аварийной  остановки  турби¬
ны  (блока);
 6) 	постоянное  слежение  за  условиями  ра¬
боты  турбоагрегатов,  анализ  ресурса  элемен¬
тов  и  их  технического  состояния,  что  позволя¬
ет  удлинить  межремонтные  сроки  службы  и,  в
случае  необходимости,  перейти  от  регламент¬
ных  ремонтных  работ  к  назначению  сроков  и
объемов  работ  по  совокупному  состоянию
оборудования.
 При  решении  рассмотренных  задач  полу¬
чаемый  экономический  эффект  намного  пре¬
восходит  затраты  на  создание  СТД.
 Процесс  разработки  и  внедрения  СТД
имеет  очень  большое  значение,  так  как  для
создания  такой  системы  требуется  провести
детальный  анализ  работы  всех  элементов  обо¬
рудования  в  их  взаимосвязи,  выполнить  об¬
 ширные  и  глубокие  расчетно-теоретические  и
экспериментальные  исследования  на  модель¬
ных  установках  и  действующих  объектах,  что  в
итоге  повышает  уровень  конструирования,  из¬
готовления,  монтажа,  эксплуатации  и  ремонта
оборудования.
 5.9.2. 	ДИАГНОСТИКА  ВИБРАЦИОННОГО
СОСТОЯНИЯ  РОТОРОВ
 Механическая  надежность  валопровода
турбоагрегата  во  многом  определяется  его  виб¬
рационным  состоянием,  т.е.  практически  лю¬
бая  неполадка  технологического,  режимного,
монтажного  или  ремонтного  происхождения
рано  или  поздно  проявляется  в  изменении
вибрационного  состояния  агрегата.  При  этом
каждая  конкретная  неполадка  часто  имеет  ха¬
рактерную  для  нее  картину  «вибрационного
проявления»  (временная  зависимость,  спек¬
тры,  орбиты  перемещений,  фазы  и  др.).  Выяв¬
ление  таких  зависимостей  и  использование  их
при  нахождении  дефектов  и  неполадок  и  со¬
ставляет  предмет  вибрационной  диагностики.
Основная  трудность  заключается  в  том,  что
картины  вибрационного  проявления  дефектов
не  всегда  очевидны  и  однозначны  и  поэтому
приходится  использовать  для  диагностики
сигналы  технологических  параметров  (относи¬
тельные  и  абсолютные  расширения,  темпера¬
тура  металла,  параметры  пара  и  др.),  что  суще¬
ственно  повышает  достоверность  диагности¬
рования.
 Основные  неполадки,  подлежащие  диагности¬
рованию  с  последующим  исправлением.  Процесс
диагностирования  и  процедуры  распознавания  и
устранения  дефектов  начинается,  как  правило,
тогда,  когда  уровень  вибрации  опор  и/или  рото¬
ров  агрегата  превышает  нормы,  установленные
соответствующими  стандартами:  ГОСТ  16221,
ГОСТ  25364,  ГОСТ  27165,  ИСО  10816-2.
 Дисбаланс  вращающихся  элементов  вало¬
провода.  Дисбаланс  представляет  собой  смеще¬
ние  вращающихся  масс  Ш/  от  оси  вращения  на
величину  е,•  в  /-й  точке  и  может  быть  единич¬
ным,  когда  смещена  только  одна  масса,  или
множественным,  когда  дисбаланс  представля¬
ет  собой  кривую  смещения  масс  по  длине  ва¬
лопровода  (общий  случай).  Дисбаланс,  выра¬
жающийся  как  тр;,  присутствует  практически
всегда  и  может  являться  дефектом,  когда  сум¬
марная  центробежная  сила,  вызванная  неба-
 '  о
 лансом,  ^W/в/СО  ,  вызывает  на  опорах  и  рото-
 0

ДИАГНОСТИКА  ВИБРАЦИОННОГО  СОСТОЯНИЯ  РОТОРОВ
 965
 рах  вибрацию  выше  допускаемых  для  данного
агрегата  норм.
 Диагностическими  признаками  наличия
дисбаланса  являются:
 моногармонический  состав  вибрации.
В  спектре  вибрации  основной  составляющей  яв¬
ляется  вибрация  с  частотой  вращения.  Лишь  при
больших  значениях  дисбаланса  (рис.  5.9.1,  а)  и
неравножесткости  опорной  системы  могут  на¬
блюдаться  дополнительные  частоты  (в  основном
высшие);
 малая  или  ничтожная  зависимость  от
времени  т  режимных  факторов  и  температур¬
ного  состояния  цилиндров  и  роторов;
 эллиптическая  форма  орбиты  движения
шеек  роторов  в  подшипниках  (рис.  5.9.1,  б);
 более  высокий  уровень  вертикальной
вибрации,  чем  горизонтально-поперечной  (за
исключением  случаев  резонанса  опор  в  попе¬
речном  направлении);
 повышенный  уровень  осевой  вибрации,
соизмеримый  с  вертикальной  вибрацией  (ино¬
гда  больше  ее);
 повышенный  уровень  вибрации  на  кри¬
тических  частотах  вращения  при  пусках  и  ос¬
 тановах  агрегата  при  больших  значениях  дис¬
баланса;
 существенное  изменение  вибрационного
состояния  (по  уровню  и/или  фазе  вибрации)
при  установке  балансировочных  грузов
 Следует  иметь  в  виду,  что  значительный
дисбаланс  ротора  может  привести  к  неста¬
бильности  вибрации  (особенно  для  сварных
роторов)  либо  к  возникновению  высокочас¬
тотных  составляющих,  вызванных  нелинейно¬
стью  свойств  опорной  системы  (анизотропией
смазочного  слоя,  неплотным  прилеганием  к
фундаменту  и  др.).
 Погрешности  стыковки  роторов  по  полу-
му  фтам.  При  стыковке  отдельных  роторов  по
полумуфтам  в  валопроводе  появляется  техно¬
логическая  погрешность:  несовпадение  осей
вращения  роторов  в  виде  излома  —  угловая,
или  торцовая  несоосность  либо  коленчато-
сти  —  радиальная  несоосность  Др  (рис.  5.9.2).
 При  погрешностях  стыковки  при  соеди¬
нении  роторов  по  полумуфтам  в  результате
прогибов  роторов  происходит  смещение  их
масс  относительно  оси  вращения,  что  приво¬
дит  к  динамическому  прогибу  и  вибрации  на
 Рис.  5.9.1.  Диагностические  признаки  несбалансированного  валопровода:
 а  —  расположение  дисбаланса  и  вибрация  опор  (2А  —  двойная  амплитуда,  ср  —  фаза  вибрации  от¬
носительно  датчика  опорного  сигнала);  б  —  траектория  движения  шейки  ротора  в  опоре;  в  —  вре¬
менная  функция  сигнала  виброперемещений  ротора  Р  и  опоры  05
 Рис.  5.9.2.  Погрешности  стыковки  роторов:
 а  —  излом  осей  (угловая  несоосность);  б  —  коленчатость  (радиальная  несоосность);
 — 	смещение  масс  относительно  оси;  —  —  —  динамический  прогиб

966
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 опорах  и  роторах,  во  многом  идентичной  виб¬
рации,  вызванной  дисбалансом  (особенно  на
рабочих  частотах  вращения).  Диагностически¬
ми  признаками,  позволяющими  определить  на¬
личие  дефекта  стыковки,  являются  биение  шеек
роторов  на  малых  частотах  вращения  (кинема¬
тическое  возмущение)  и  характерные  фазовые
соотношения  вибрации  опор  на  частотах  враще¬
ния  ниже  первой  критической:  синфазная  (сов¬
падающая  по  фазе)  вибрация  соседних  с  муфтой
опор  (2  и  3)  при  торцовой  несоосности  и  проти¬
вофазная  (противоположная  по  фазе)  вибрация
при  коленчатости.  Такая  картина  наблюдается
при  коленчатости  Ар  >  0,02...0,06  мм  (норми¬
руемое  значение  0,02)  и  изломе  осей
Дг  >  0,01...0,04  мм  на  1  м  длины  (по  диаметру
муфты).  При  больших  значениях  погрешно¬
стей  стыковки  вибрационное  проявление  де¬
фекта  становится  заметным  и  на  более  высо¬
ких  частотах  вращения,  особенно  на  критиче¬
ских  частотах  роторов,  соответствующих  пер¬
вой  и  второй  изгибным  формам.
 Таким  образом,  основными  диагностиче¬
скими  признаками  наличия  больших  погреш¬
ностей  стыковки  роторов  являются:
 преобладание  оборотной  составляющей  в
спектре  вибрации;
 наличие  больших  динамических  смеще¬
ний  шеек  роторов  в  вертикальной  и,  особен¬
но,  в  горизонтальной  плоскости;
 большой  уровень  вибрации  на  критиче¬
ских  частотах;
 повышенная  вибрация  в  основном  на
опорах  по  обеим  сторонам  муфты.
 Внезапный  разбаланс.  При  работе  турбоаг¬
регата  возможна  поломка  его  вращающихся
элементов  с  отделением  их  от  ротора  (части
бандажа,  демпферной  проволоки,  лопатки).
 В  данном  случае  основным  диагностиче¬
ским  признаком  этого  является  резкое  измене¬
ние  вибрационного  состояния  (менее  чем  за
 1...2  с,  по  оборотной  составляющей).  При  срав¬
нительно  малом  значении  внезапного  разбалан¬
са  (менее  10  Н  м)  значение  вибрации  в  общем
случае  может  измениться  как  в  сторону  увеличе¬
ния,  так  и  уменьшения  —  на  разных  опорах
по-разному  (рис.  5.9.3).  При  больших  значениях
внезапного  разбаланса,  например  при  отрыв  ло¬
патки  на  одной  из  последних  ступеней  ЦНД,
происходит  резкое  увеличение  вибрации  на  всех
опорах  вплоть  до  срабатывания  защиты  по  ско¬
рости  вибрации  v  >  11  мм/с.
 Диагностическими  признаками  при  этом
являются:
 Рис.  5.9.3.  Характеристика  внезапного  разба¬
ланса  при  вылете  лопатки  валопровода:
 7,  3,  5,  6  —  номера  опор  по  рис.  5.9.1
 внезапное  изменение  вибрации  преиму¬
щественно  по  оборотной  частоте;
 невозврат  значений  вибрации  к  прежне¬
му  уровню;
 большие  изменения  вибрации  в  верти¬
кальном  направлении  по  сравнению  с  попе¬
речным;
 изменение  вибрации  в  общем  случае  по
величине  и  по  фазе.
 Задевания  вращающихся  частей  о  статор¬
ные  элементы  (рис.  5.9.4,  а).  Данный  вид  непо¬
ладки  имеет  самые  разнообразные  вибрацион¬
ные  проявления,  что  существенно  затрудняет
диагностирование,  поэтому  приведенные  ни¬
же  диагностические  признаки  имеют  необяза¬
тельный  характер  и  не  всегда  проявляются  во
всем  многообразии:
 нестабильный  характер  вибрации,  вибра¬
ция  изменяется  в  большей  мере  по  величине,
чем  по  фазе;
 зависимость  вибрации  от  режимных  па¬
раметров  —  нагрузки  N,  температуры  ротора  и
статора;
 зависимость  вибрации  от  взаимных  теп¬
ловых  перемещений  опор;
 нарастание  вибрации  со  временем  (от
 5...10  с  до  20...40  мин);
 зависимость  вибрации  от  степени  откры¬
тия  клапанов;
 зависимость  от  относительных  расшире¬
ний  системы  ротор  —  статор  (при  торцовых
задеваниях);
 зависимость  от  разницы  температур  ДГВ_Н
верх-низ,  справа-слева  (при  радиальных  заде¬
ваниях)  цилиндров  турбин  и  уплотнений;
 основная  гармоническая  составляющая
спектра  вибрации  —  оборотная,  однако  не  ис¬
ключено  присутствие  высокочастотных  со¬

ДИАГНОСТИКА  ВИБРАЦИОННОГО  СОСТОЯНИЯ  РОТОРОВ
 967
 Рис.  5.9.4.  Характеристики  неполадок  (100%7V  =  NH0M;  100%v  =  10  м/с):
 а  —  при  задевании  вращающихся  частей  о  статорные  элементы;  б  —  при  наличии  жидкости  в  цен¬
тральной  расточке  ротора;  в  —  при  развитиии  поперечной  трещины  в  роторе;  1  —  до  образования
трещины;  2,  3  —  при  наличии  трещины  соответственно  25  и  50%  сечения
 ставляющих,  особенно  при  задеваниях  по  пе¬
риферии  лопаточного  венца.
 Низкочастотная  вибрация  (НЧВ).  При  оп¬
ределенных  условиях  работы  подшипников
(как  правило,  малой  удельной  статической  на¬
грузке  —  менее  0,5  МПа)  либо  проточной  час¬
ти  (больших  расходах  пара  высоких  парамет¬
ров)  ротор  теряет  устойчивость  вращения  и
под  действием  сил  смазочного  слоя  подшип¬
ников  и  сил  парового  потока  начинает  совер¬
шать  кривую  прецессии  на  частоте,  близкой  к
1/2  номинальной  либо  равной  собственной
частоте  ротора  по  первой  изгибной  форме.  Та¬
кая  прецессия  характеризуется  высокими  ам¬
плитудами  колебаний  ротора  и  опор.  Если
превалирующее  значение  имеют  силы  смазоч¬
ного  слоя,  то  автоколебания  ротора  называют
«масляной  НЧВ»,  если  главную  роль  играют
силы  парового  потока,  то  возникает  «паровая
НЧВ»,  хотя  в  общем  случае  на  ротор  действу¬
ют  обе  группы  сил.  Диагностическими  при¬
знаками  НЧВ  являются:
 наличие  в  спектре  вибрации  роторов  и
опор  низкочастотных  составляющих  (=0,5сораб);
 зависимость  уровня  вибрации  от  темпе¬
ратуры  смазки  подшипников.  При  снижении
температуры  вибрация,  как  правило,  увеличи¬
вается;
 зависимость  вибрации  от  частоты  враще¬
ния  (при  очень  низком  пороге  устойчивости);
 зависимость  от  расхода  пара  и  степени
открытия  регулирующих  клапанов;
 зависимость  от  тепловых  расцетровок  опор,
ведущих  к  сильной  разгрузке  одной  из  них.
 Наличие  жидкости  в  расточке  ротора
(рис.  5.9.4,  б).  Роторы  паровых  турбин  за  не¬
большим  исключением  имеют  центральную
расточку,  заглушенную  с  торцов  герметичны¬
 ми  пробками.  Однако  герметичность  этих  про¬
бок  может  быть  нарушена,  и  в  центральную
расточку  попадает  жидкость  (масло  или  вода).
При  этом  тепловое  состояние  ротора  оказыва¬
ется  несимметричным  и  нестабильным,  в  ре¬
зультате  чего  ротор  получает  временный  (об¬
ратимый)  прогиб,  что  особенно  проявляется
на  переходных  режимах  в  процессе  его  нагрева
или  охлаждения.  Диагностические  признаки
наличия  жидкости  в  центральной  расточке
следующие:
 рост  вибрации  ротора  и  опор  при  его  на¬
греве  и  охлаждении  (переходные  режимы);
 частичная  или  полная  стабилизация  виб¬
рации  на  исходном  уровне  при  стабилизации
теплового  состояния  (работа  на  постоянной
нагрузке);
 основная  составляющая  спектра  —  гар¬
моника  оборотной  частоты;
 рост  и  снижение  вибрации  происходят  с
выдержкой  во  времени  (0,5...2  ч)  после  изме¬
нения  теплового  состояния.
 Наличие  и  развитие  поперечной  трещины  в
роторе  (рис.  5.9.4,  в).  Развитие  поперечной
трещины  во  вращающемся  роторе  с  частотой  п
сопровождается  появлением  увеличивающейся
со  временем  окружной  несимметричности  его
сечения,  что  в  свою  очередь  приводит  к  ис¬
кривлению  ротора  и  его  несимметричному
статическому  и  динамическому  прогибу  в  поле
действия  сил  тяжести,  так  как  трещина  за
один  оборот  работает  либо  на  закрытие  (ввер¬
ху),  либо  на  раскрытие  (внизу).  Эти  особенно¬
сти  и  определяют  основные  диагностические
признаки  наличия  поперечной  трещины:
 постепенное  увеличение  значения  вибра¬
ции  ротора  и  опор,  происходящее  по  экспо-
тенциальной  кривой,  т.е.  на  первых  стадиях

968
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 изменения  незначительные  (1...2  месяца),  а  за¬
тем  ускоряются,  доходя  до  значений,  превы¬
шающих  исходные  в  несколько  раз;
 резкий  рост  уровня  вибрации  при  прохо¬
ждении  критических  частот,  особенно  по  пер¬
вой  изгибной  форме;
 увеличение  уровня  вибрации,  более  ин¬
тенсивное  по  шейкам  роторов;
 уровень  вибрации  в  вертикальном  на¬
правлении  на  опорах  увеличивается  больше,
чем  в  поперечном;
 появляется  и  увеличивается  во  времени
гармоническая  составляющая  спектра  на  часто¬
те,  равной  удвоенной  частоте  вращения.  Наи¬
более  интенсивно  присутствие  такой  гармони¬
ки  проявляется  при  вращении  ротора  на  часто¬
те,  равной  1/2  первой  критической  частоты
вращения  —  ультрагармонический  резонанс;
 появляется  прогиб  ротора,  что  приводит
к  медленному  ухудшению  вибрационного  со¬
стояния  агрегата  и  на  малых  частотах  враще¬
ния;
 превышение  биения  в  вертикальном  на¬
правлении  над  биениями  в  горизонтальном
направлении  при  измерениях  в  районе  шеек  и
полумуфт  с  помощью  индикаторов,  при  этом
чем  больше  величина  трещины,  тем  эта  разни¬
ца  больше;
 появляется  зависимость  уровня  вибрации
от  теплового  состояния  ротора  и  крутящего
момента,  проявляющаяся  как  зависимость  от
нагрузки  на  валу  турбоагрегата,  при  сильно
развитой  трещине  (более  50%  сечения);
 теоретически  возможно  некоторое  сни¬
жение  собственной  частоты  (на  0,1...0,5  Гц)  по
первой  изгибной  форме,  однако  на  практике
обычно  применяемыми  приборами  это  трудно
определить.
 Существует  еще  множество  более  редко
встречающихся  неполадок,  которые  могут
быть  диагностированы  по  их  «вибрационному
проявлению»,  такие  как:
 ослабление  посадки  насадных  элементов,
диагностическим  признаком  которого  является
скачкообразное  увеличение  вибрации  (3...5  с)
при  достижении  освобождающей  частоты  вра¬
щения;
 неравномерная  нагрузка  на  элементы
подвижной  муфты  (кулачки,  пальцы,  болты),
что  иногда  может  иметь  место  и  в  жестких  не¬
подвижных  муфтах  при  ослаблении  их  затяж¬
ки;  диагностический  признак  —  зависимость
уровня  вибрации  от  крутящего  момента  (на¬
грузки);
 сильный  износ  рабочей  поверхности  под¬
шипника;  диагностический  признак  —  появ¬
ление  низкочастотных  и  высокочастотных  ос¬
тавляющих  в  спектре  вибрации;
 резонансы  опорных  элементов  на  частоте
вращения,  либо  удвоенной  частоте  вращения.
 Автоматическая  система  вибрационной  ди¬
агностики  (АСВД).  Технические  средства  АСВД
состоят  из  стандартных  элементов,  определяе¬
мых  ИСО  10816-2,  ГОСТ  30631,  ГОСТ  27164:
датчиков  абсолютной  вибрации  опор  и  относи¬
тельной  вибрации  роторов;  кабельной  системы;
усилителей,  вторичной  аппаратуры;  системы
защиты;  компьютера  нижнего  уровня  для  обра¬
ботки  и  нормализации  сигналов;  основного
компьютера  для  реализации  и  вывода  на  дис¬
плей  мониторинга,  архива,  сервисных  про¬
грамм  и  диагностических  решений,  строящихся
на  основе  алгоритма  диагностики.
 Алгоритм  вибрационной  диагностики
должен  обеспечивать  одновременный  и  быст¬
рый  анализ  всех  возможных  причин  вибрации
на  базе  специально  подобранных,  обработан¬
ных  и  подготовленных  данных  [6,  33,  71].
 База  диагностических  данных  представ¬
ляет  собой  следующий  массив  непосредствен¬
но  измеренных  или  вычисленных  параметров.
 1. 	Вибрационные  параметры:
значения  виброскорости  опор  (1,  ...,/,  ...,  к)
 в  поперечном,  вертикальном  и  продольном  на¬
правлениях  соответственно  vx/,  vyh  (средние
квадратические  значения)  и  их  векторные
величины  vx/  (a/2vx/  /фх/); 	wyi  (J2vyi  /фу/);
 v0-b/2v0-/<|>o).  где  фу  —  фаза  i-й  опоры  в  у-м  на¬
правлении;
 значения  вибросмещений  шеек  роторов  в
/-й  опоре  six,  siy  и  их  векторные  величины  s
 $iy  j
 гармонические  составляющие  вибрации
опор  роторов  на  частотах  1/4со,  1/2со,  1со,  2со,
3(0,  лсо  —  v,y(1/4со), 	Vj(lco),
 1/4ю),  Sj,(lco),  i,y(nco);
корреляционные  параметры,  представ¬
ляющие  собой  соотношения  вида  viy/vix\  siy/six;
Sijfrij-
 2. 	Режимные  параметры,  характеризую¬
щие  условия  работы  оборудования  и  его  узлов:
 активная  мощность  на  валу  Na;
сила  тока  возбуждения  ротора  генератора  /р;
давление  в  конденсаторе  рК;
температура  металла  цилиндров  в  различ¬
ных  точках  (верх-низ,  справа-слева)  Тм;
 температура  баббитовой  заливки  под¬
шипников  Гб/;

ДИАГНОСТИКА  ВИБРАЦИОННОГО  СОСТОЯНИЯ  РОТОРОВ
 969
 абсолютные  и  относительные  расшире¬
ния  цилиндров  Ьь  ...,  Lk  и  /1?  ...,  1к;
 давление  в  регулирующей  ступени  /?рег  и  др.
 3. 	Дифференциальные  параметры,  пока¬
зывающие  зависимости  вибрационных  пара¬
метров  от  времени  и  режимных  факторов:
 dvg.  dSjj  djvjj/Vfr)  dUij/Vjj)
dt’dt’  dt  dt
dVjj.  ds,]  dv,j  d\,j
dN’  dN’  фрег’  dl,
 Все  параметры  подразделяются  на  абсо¬
лютные  (индекс  «абс»),  характеризующие  их
текущее  (мгновенное)  значение,  и  относитель¬
ные  (индекс  А),  представляющие  собой  раз¬
ность  между  значением  параметра  в  разные
моменты  времени  (например,  до  начала  диаг¬
 ностики  /0,  когда  вибрационное  состояние  ста¬
бильное  (нормальное),  и  в  момент  начала  ди¬
агностики  tb  когда  вибрационное  состояние
изменилось),  т.е.  Av,y  =  \iytl  -  viyt0.
 Следующей  задачей  создания  алгоритма
АСВД  является  назначение  уставок,  т.е.  чис¬
ленных  значений  параметров,  свидетельствую¬
щих  об  их  значительном,  в  том  числе  ненор¬
мальном  изменении.  Факт  превышения  устав¬
ки  свидетельствует  о  наличии  или  появлении
той  или  иной  неисправности  в  работе  обору¬
дования.
 Структура  предлагаемого  алгоритма  диаг¬
ностирования,  выполненного  в  виде  таблицы
(табл.  5.9.1),  позволяет  рассматривать  одно¬
временно  все  возможные  причины  изменения
вибрационного  состояния.  Числа  или  «баллы»
(nUJ,  ...,  пт..)  характеризуют  «вклад»  того  или
 Дефект
 Локализация
 Параметр
 Ротор
 (муфта)
 Опора
 V*,  мм/с
 Avx,  мм  с  1
 Уставка
 2,8
 4,5
 1,0
 1,5
 Дисбаланс
 роторов
 вд
 1,2
 20
 40
 сд
 3,4
 20
 40
 нд
 5,  6
 20
 40
 г
 7,  8
 20
 40
 Несоосность
 стыковки
 роторов
 вд-рд
 2,  3
 0
 50
 сд-нд
 4,  5
 20
 40
 нд-г
 6,  7
 15
 30
 Низкочас¬
 тотная
 вибрация
 1
 5
 10
 20
 25
 2
 5
 10
 20
 25
 3
 5
 10
 16
 20
 4
 5
 10
 16
 20
 5
 5
 10
 16
 20
 6
 5
 10
 16
 20
 7
 5
 10
 20
 30
 8
 5
 10
 20
 30
 5.9.1. 	Фрагмент  диагностической  матрицы  роторов  валопровода

970
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 иного  параметра  в  выявление  соответствующей
неполадки  (весовой  коэффициент).  При  пре¬
вышении  одной  из  уставок  какого-либо  вибра¬
ционного  параметра  начинается  подсчет  всех
имеющихся  в  таблице  баллов  для  всех  парамет¬
ров  и  их  суммирование  по  всем  горизонталь¬
ным  графам,  что  и  представляет  собой  диагно¬
стический  поиск.  Неполадка,  набравшая  наи¬
большее  количество  баллов,  считается  наибо¬
лее  вероятной  на  данный  момент  времени.
 Кроме  алгоритма  распознавания  дефекта
или  неполадки  алгоритм  диагностики  должен
также  включать  алгоритм  функционирования,
который  определяет  порядок  автоматического
выбора  режима  работы  АСВД  в  зависимости
от  режима  работы  турбоагрегата  и  вибрацион¬
ного  состояния  [10,  71].
 Характерные  с  точки  зрения  диагностики
режимы  работы  агрегата  следующие:
 работа  на  валоповоротном  устройстве
(ВПУ).  Формальный  признак  —  сила  тока
двигателя  ВПУ  /впу  Ф  0;
 пуск  и  останов  агрегата.  Формальный
признак  —  Асо/А/  Ф  0;
 режим  холостого  хода.  Формальные  при¬
знаки  —  со  =  3000  мин-1;  Na  =  0;  /р  =  0;
 набор  мощности.  Формальные  призна¬
ки  —  со  =  3000  мин-1;  dNa/dt  Ф  0;
 работа  на  стабильной  нагрузке.  Формаль¬
ные  признаки  —  со  =  3000  мин-1;  dNa/dt  =  0;
dlp/dt  =  0.
 Система  АСВД  по  формальным  призна¬
кам  автоматически  переключается  на  соответ¬
ствующие  режимы  работы:
 слежение  за  температурами  баббита  под¬
шипников,  всплытием  шеек  роторов;
 слежение  за  всеми  вибрационными  пара¬
метрами  (при  уменьшенном  числе  гармоник
для  обеспечения  быстродействия),  механиче¬
скими  величинами  и  температурами  баббита
подшипников;
 слежение  за  всеми  параметрами  (за  ис¬
ключением  /?рег,  N,  /р);
 слежение  за  всеми  параметрами  при  уве¬
личенных  значениях  уставок;
 слежение  за  всеми  параметрами.
 В  случае  превышения  уставок  по  вибра¬
ционным  параметрам  система  АСВД  автома¬
тически  переключается  с  режима  слежения
(мониторинга)  на  режим  диагностики,  при  ко¬
тором  производится  обсчет  табл.  5.9.1.
 Существуют  и  другие  принципы  состав¬
ления  алгоритма  вибродиагностики  [10],  на¬
пример,  в  виде  дерева  перебора  либо  на  осно¬
 ве  методов  математической  статистики  и  тео¬
рии  вероятности  [33],  однако  для  стационар¬
ного  турбостроения  наиболее  удачно  применя¬
ется  матричный  метод,  описанный  выше.
 5.9.3. 	ДИАГНОСТИКА  СОСТОЯНИЯ
ЛОПАТОЧНОГО  АППАРАТА
 Основные  причины  аварий  рабочих  ло¬
паток  следующие:
 эрозионный  износ  входных  кромок,  воз¬
никновение  концентраторов  напряжений  и,
как  следствие,  трещин  в  поперечном  сечении
лопаток;
 обрыв  проволочной  связи  между  лопат¬
ками,  отгибание  ее  к  периферии  и  вытягива¬
ние  ее  центробежными  силами  из  рабочих  ло¬
паток.  При  неблагоприятном  течении  ава¬
рии  —  попадание  проволоки  между  перифе¬
рийной  кромкой  лопатки  и  статором;
 усталостное  или  эрозионное  разрушение
бандажных  полок,  выкрашивание  в  районе  за¬
цепления  бандажных  полок,  как  крайняя  ста¬
дия  развитие  процесса  —  нарушение  целост¬
ности  бандажа  лопаток.
 Для  предотвращения  аварий,  связанных  с
рабочим  аппаратом,  существует  несколько
подходов  к  оценке  состояния  рабочих  лопаток
в  период  их  эксплуатации,  которые  можно
разделить  по  принципу  подхода  к  диагностике
на  две  группы.
 1. 	Контроль  в  процессе  ремонта  или  при
останове  турбоагрегата,  что  позволяет  наибо¬
лее  качественно  оценить  состояние  рабочих
лопаток,  но  возможен  только  в  межремонтный
период.  Неразрушающий  контроль  в  период
ремонта  —  магнитная,  люминесцентная  де¬
фектоскопия,  визуальный  контроль  состояния
лопаток  и  проволочных  связей  —  необходи¬
мые  виды  контроля,  но  он  связан  с  определен¬
ными  трудностями  и  неудобствами  в  примене¬
нии,  прежде  всего  выводом  турбоагрегата  из
эксплуатации  и  частичной  его  разборкой  (для
того  чтобы  иметь  визуальный  доступ  к  проточ¬
ной  части).  Оптический  контроль  с  помощью
эндоскопа  позволяет  осматривать  выходные
кромки  рабочих  лопаток,  но  имеет  тот  же  не¬
достаток  —  невозможен  непрерывный  кон¬
троль  диагностируемого  объекта.
 2. 	Эксплуатационный  контроль,  позволяю¬
щий  оценивать  состояние  рабочих  лопаток  не¬
посредственно  в  период  эксплуатации  турбоаг¬
регата  и  принимать  решение  о  сроках  работы
оборудования.

ДИАГНОСТИКА  ТЕРМОНАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  ОСНОВНЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ  971
 Тензометрический  метод  контроля  осно¬
ван  на  использовании  тензодатчиков,  наклеи¬
ваемых  на  лопатки.  Его  применяют  исключи¬
тельно  на  экспериментальных  образцах  или  в
период  доводки  головного  образца  турбоагре¬
гата.  Основной  недостаток  —  высокая  стои¬
мость  проведения  испытаний  и  недолговеч¬
ность  тензодатчиков,  приклеенных  на  рабочие
лопатки.  Системы  диагностики  лопаток,  осно¬
ванные  на  применении  индукционных  датчи¬
ков,  устанавливаемых  над  рабочими  лопатка¬
ми,  позволяют  оценивать  положение  перифе¬
рийных  кромок  рабочих  лопаток  во  время  все¬
го  периода  работы  турбоагрегата.
 Наиболее  перспективными  являются  сис¬
темы  эксплуатационного  контроля,  обеспечи¬
вающие  обнаружение  неисправности  в  моменты
ее  возникновения  и  развития.  В  зависимости  от
серьезности  дефекта  можно  принимать  решение
 о 	немедленной  остановке  или  сдвинуть  период
ремонта  и  таким  образом  предотвратить  полом¬
ку.  В  дальнейшем  можно  перейти  к  принципу  —
ремонт  по  состоянию,  т.е  принимать  решение  о
начале  ремонтных  работ  не  по  времени  (один
раз  в  два  года  средний,  один  раз  в  четыре  —  ка¬
питальный  ремонт),  а  по  состоянию  проточной
части.  Применяя  подобные  системы  диагности¬
ки  для  других  узлов  турбоагрегата  (например,
подшипников),  можно  увеличить  межремонт¬
ный  период  работы  турбоагрегата  и  ремонтиро¬
вать  его  по  состоянию.
 В  ОАО  «НПО  ЦКТИ»  в  лаборатории  ди¬
агностики  состояния  лопаточного  аппарата
разработана  система  эксплуатационной  диаг¬
ностики  лопаточного  аппарата.  Работа  по  вне¬
дрению  систем  диагностики  лопаток  прово¬
дится  на  станции  поэтапно.  В  среднем  каждая
новая  система  устанавливается  на  энергоблок
в  процессе  его  капитального  ремонта  и  вво¬
дится  в  эксплуатацию  вместе  с  турбиной  после
ремонта.  Это  связано  с  особенностями  уста¬
новки  датчиков  на  ЦНД  над  рабочими  лопат¬
ками:  необходимо  вынимать  нижнюю  полови¬
ну  диафрагмы,  что  экономически  целесооб¬
разно  в  период  капитального  или  среднего  ре¬
монта  при  обязательных  профилактических
или  ремонтных  работах.
 Работа  по  установке  таких  систем  длится
многие  годы,  по  мере  выхода  блоков  в  ремонт.
Система  диагностики  лопаток  является  продук¬
том  высоких  технологий,  ее  развитие  связано  с
развитием  электроники,  компьютерной  техни¬
ки,  операционных  систем  и  непосредственно
процесса  накопления  опыта.  По  мере  внедре¬
 ния  систем  ведутся  постоянные  работы  по  их
улучшению  и  модернизации.  Таким  образом,
практически  каждая  новая  система,  устанавли¬
ваемая  на  турбину,  дает  значительно  больший
объем  информации,  чем  предыдущая.  Напри¬
мер,  первая  система  диагностики  лопаток  мог¬
ла  измерять  только  статическое  положение  ло¬
паток  турбоагрегата,  а  последняя  модернизиро¬
ванная  —  позволяет  определять  динамику  ло¬
паток,  проводить  спектральный  анализ  их  ко¬
лебаний,  сопутствующие  параметры,  такие  как
закрутка  и  осевой  сдвиг  ротора  турбоагрегата.
В  процессе  создания  систем  закладывается  воз¬
можность  модернизации  и  преемственность
систем,  что  позволяет  эксплуатационному  пер¬
соналу  не  переучиваться  для  работы  на  каждой
новой  системе,  а  дополнять  свои  знания  по  но¬
вым  возможностям  системы.  Все  системы  кро¬
ме  первой  взаимозаменяемы  по  аппаратуре  и
программному  обеспечению,  т.е.  для  модерни¬
зации  уже  установленных  систем  необходимо
лишь  переставить  программное  обеспечение  и
установить  новые  платы  АЦП  (аналогоцифро¬
вые  преобразователи).
 По  результатам  эксплуатации  систем  на
блоках  можно  сделать  вывод  о  высокой  надеж¬
ности  их  работы  независимо  от  момента  их  вы¬
пуска  и  ввода  в  эксплуатацию.  Новые  системы
несмотря  на  их  алгоритмическую  сложность
проще  в  монтаже  и  эксплуатации,  чем  системы
первых  образцов,  представляют  лучшие  воз¬
можности  по  просмотру  и  анализу  данных.  Ка¬
бельная  сеть  стала  проще:  питание  и  данные
передаются  по  одному  кабелю.  Сложное  уст¬
ройство  первичной  обработки  сигнала  —  ком¬
паратор,  не  нуждается  в  предварительных  на¬
стройке.  По  аппаратной  части  система  проде¬
лала  путь  от  простых  контроллеров  на  базе  пер¬
сональных  компьютеров  до  промышленных
машин  с  источниками  бесперебойного  пита¬
ния,  установленных  в  герметичных  стойках.
 Программное  обеспечение  полностью  ав¬
томатизировано  в  процессе  работы  —  система
не  нуждается  в  профилактическом  обслужива¬
нии  (создание  копий  баз  данных,  очистка  дис¬
ков  и  пр.).  Фиксируется  любое  изменение  ди¬
агностируемых  параметров.
 5.9.4. 	ДИАГНОСТИКА
ТЕРМОНАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ
ОСНОВНЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ
 Теоретические  основы  создания  алгоритма
диагностики.  Как  уже  рассматривалось,  под¬
держание  установленных  показателей  эконо¬

972
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 мичности,  маневренности  и  надежности  энер¬
гетических  установок  ТЭС  и  АЭС  в  условиях
длительной  эксплуатации  требует  значитель¬
ных  материальных  и  трудовых  затрат.  Это  свя¬
зано  с  проведением  большого  объема  профи¬
лактических  работ  и  периодических  плановых
ремонтов  при  неоптимальном  использовании
маневренных  возможностей  и  ресурса  обору¬
дования.  Более  рациональное  использование
имеющихся  запасов  работоспособности  для
решения  этих,  во  многом  противоречивых  за¬
дач,  достигается  при  переходе  к  организации
режимов  эксплуатации  и  ремонтов  оборудова¬
ния  по  фактическому  и  прогнозируемому  со¬
стояниям.  Их  автоматизированная  оценка
(техническое  диагностирование)  с  целью  пре¬
вентивного  выявления  дефектов  (отклоне¬
ний),  их  причин  и  следствий  становится  обя¬
зательным  элементом  системы  управления  и
технического  обслуживания,  обеспечивая  воз¬
можность  оперативной  оптимизации  режимов
функционирования  по  ведущим  целевым  кри¬
териям  и  лимитирующим  показателям  (пара¬
метрам)  состояния  на  основе  лимитных  (пара¬
метрических)  программ  [23].
 Исследования  влияния  функциональных
различных  факторов  на  надежность,  манев¬
ренность  и  срок  службы  энергетических  уста¬
новок  ТЭС  показывают,  что  определяющую
роль  в  формировании  этих  показателей  играет
тепловое  состояние  паротурбинных  агрегатов,
а  самыми  сложными  режимами  эксплуатации
с  ускоренной  выработкой  ресурса  являются
режимы  изменения  нагрузки  и  пусковые  из
различных  исходных  состояний.  Этим  объяс¬
няется  то  внимание,  которое  ведущие  зару¬
бежные  фирмы  и  отечественные  организации
уделяют  созданию  систем  учета  выработки
(«счетчика»)  ресурса  и  контролю  за  тепловым
состоянием  оборудования,  а  также  управле¬
нию  им  в  процессах  пуска.
 Несмотря  на  более  низкие  параметры  ра¬
бочего  тела  по  сравнению  с  турбинами  ТЭС
перегретого  пара,  нестационарные  тепловые
процессы  во  влажнопаровых  турбинах  АЭС
протекают  весьма  интенсивно  и  способны  на
ряде  переменных  режимов  привести  к  появле¬
нию  высоких  температурных  напряжений  в
основных  узлах  оборудования.  В  связи  с  этим
количество  соответствующих  циклических  из¬
менений  режимов  для  турбин  АЭС  должно
быть  ограничено  таким  же  образом,  как  и  для
турбин  ТЭС.  Кроме  того,  на  переменных  ре¬
жимах  должны  предусматриваться  ограниче¬
 ния  по  уровню  и  темпу  изменения  нагрузки
турбин  в  соответствии  с  величинами  возни¬
кающих  термических  напряжений.
 Вследствие  очевидных  трудностей  прямо¬
го  термометрирования  в  эксплуатации  наибо¬
лее  ответственных  элементов  турбин,  прежде
всего  роторов  ЦВД  и  ЦСД,  для  осуществления
подобного  контроля  может  использоваться  ма¬
тематическое  моделирование  в  реальном  вре¬
мени  физических  процессов  прогрева  металла
в  наиболее  нагруженных  (лимитирующих)  зо¬
нах  турбины  по  данным  текущих  измерений
режимных  параметров,  температур  и  давлений
пара.  К  числу  таких  зон  относятся  высокотем¬
пературные  участки  валов  и  дисков  с  макси¬
мальными  параметрами  рабочей  среды  (паро¬
впуск,  думмис,  диафрагменные  уплотнения
регулирующей  или  первой  ступени,  переход¬
ные  галтели  вала,  ободы  дисков  и  др.).
 Результаты  детальных  исследований  по¬
казывают,  что  достаточно  точная  (погреш¬
ность  не  более  3...15%  в  зависимости  от  типа
контролируемого  элемента)  модель  оператив¬
ного  расчета  термических  напряжений  с  диаг¬
ностической  оценкой  выработки  ресурса  (на¬
копления  усталости)  и  прогнозированием  оп¬
тимальных  режимов  прогрева  может  быть  раз¬
работана  на  базе  решения  несвязанной  задачи
термоупругости  в  квазистатической  постанов¬
ке  следующего  вида:
 1 	Э/„ 	1 	Э 	р0<р<1;
 (l-p0)3Fo  рЭрV  Эр
 I 	1-Ро  Э/
 'п(Р0)  =  /
 'р-1  Bi  Эр
 ,  0<Fo<Fo  ;
 p=i
 Эр
 =  0;  /м
 Р=Р0
 <(l-v)  _tu  -/M(p=l,Fo)
 o'z  =  00  <  [0];
 ln  ?M0
 I 	1
 —Y]fмРФ.  o;  =  o,
 (1  Po)  P0
 где  p  =  r/r,;  Fo  =  at/(r,  -  r0)2;  Bi  =  a(r,  -  r0)/X;
/*!  и  /*q  —  радиус  соответственно  обогреваемой
и  изолированной  поверхностей;  /Мо  и  tu  —  со¬
ответственно  начальная  и  текущая  температу¬
ры  металла;  /По,  tn,  и  t*n  —  соответственно  на¬

ДИАГНОСТИКА  ТЕРМОНАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  ОСНОВНЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ  973
 чальная,  текущая  и  конечная  температуры  па¬
ра;  г,  0,  z  —  цилиндрические  координаты;  т  —
время,  а  —  коэффициент  теплоотдачи;  X,  а  =
=  Х/(су),  р,  v,  Е  —  теплофизические  и  прочно¬
стные  характеристики  металла;  о'е,  o'z,  а'  —
номинальные  условно-упругие  окружные,  осе¬
вые  и  радиальные  температурные  напряжения;
[о]>  [‘Я  —  допускаемые  значения  напряжений
(в  размерном  и  безразмерном  виде).
 В  общем  случае  р0  =  0  соответствует
сплошному  цилиндру,  имитирующему  вал  ро¬
тора  без  центрального  отверстия,  0  <  р0  <  1  —
полому  цилиндру,  имитирующему  снаружи
обогреваемый  вал  ротора  с  центральным  от¬
верстием,  ро  =  1  —  плоской  стенке,  имити¬
рующей  стенку  корпуса,  р0  >  1  —  изнутри
обогреваемой  трубе.
 Поля  температур  при  этом  рассчитывают¬
ся  по  одномерному  линейному  уравнению  теп¬
лопроводности  Фурье—Кирхгофа  в  частных
производных  второго  порядка,  описывающему
динамику  радиального  прогрева  контролируе¬
мого  участка  при  постоянных  теплофизических
свойствах  стали  и  изменяющихся  в  реальном
времени  граничных  условиях  теплообмена  пер¬
вого  —  третьего  рода  (РТМ  108.020.16).  Связь
между  характеристикой  неравномерности  про¬
грева  металла,  номинальными  условно-упруги¬
ми  значениями  возникающих  термических  на¬
пряжений  и  их  интенсивностью  выражается  в
виде  прямой  пропорциональной  зависимости  с
введением  коэффициентов  концентрации  для
учета  сложной  формы  реального  объекта:
 к„  =  [k2z  -kt(  1  +  v(kz  -1)  +  (1  +  v{kz  -1))2  )]w,
 где  кz  —  эффективный  коэффициент  концен¬
трации,  учитывающий  асимметрию  напряже¬
ний  в  цикле.
 При  оценке  ресурса  удельная  величина
повреждаемости  материала  по  условиям  мало-
цикловой  термоусталости  для  контролируемо¬
го  эксплуатационного  цикла
 dt  =  1/[Щ9
 где  Щ]  —  допускаемое  число  циклов  для  по¬
лученного  (или  заданного)  размаха  деформа¬
ций  в  цикле,  которое  определяется  в  соответ¬
ствии  с  методикой  РТМ  108.021.01-3,  опираю¬
щейся  на  использование  правил  Нейбера,
обобщенный  принцип  Мазинга,  а  также  на
экспериментальные  кривые  упругопластиче¬
ского  циклического  деформирования  и  кри¬
вые  усталости  материала.
 Общая  величина  накопления  малоцикло¬
вой  термической  повреждаемости  за  контро¬
лируемый  период  эксплуатации  находится  пу¬
тем  линейного  суммирования  удельных  вели¬
чин  по  каждому  циклу
 л*  =  14  =  Елг,/[лг,].
 С  учетом  повреждаемости  от  ползучести
требование  прочности  при  нестационарных
режимах  эксплуатации  записывается  в  виде
 Ас  =  Щ/Щ]  +  2/и,/[х,]  <  1,
 где  Ту  —  длительность  работы  в  условиях  пол¬
зучести;  [Ту]  —  допускаемое  время  эксплуата¬
ции  в  этих  условиях.
 Выполнение  этого  требования  позволяет
обеспечить  заданный  ресурс  работы  высоко¬
температурных  элементов  турбин,  а  при  задан¬
ном  ресурсе  —  назначить  допустимый  уровень
термических  напряжений.
 Краевые  условия  для  задачи  (5.9.1)  на¬
значаются  с  учетом  следующих  обстоятельств.
Начальное  распределение  температур  металла
в  рассматриваемых  радиальных  сечениях
/Мо(р)  при  пусках  после  длительного  простоя  с
большой  степенью  точности  может  считаться
равномерным,  изменяющимся  только  вдоль
оси  вала.  Предпусковой  уровень  температуры
может  быть  оценен  либо  по  эксперименталь¬
ным  кривым  остывания  (которые  обычно  сни¬
маются  во  время  простоя  турбины  после  рабо¬
ты  на  номинальной  нагрузке),  либо  на  основе
регулярного  решения  соответствующей  крае¬
вой  задачи  остывания.  Если  в  начале  остыва¬
ния  исходная  температура  металла  отличалась
от  номинального  значения,  например,  из-за
более  низкой  нагрузки  перед  остановом  или
из-за  принудительного  расхолаживания  во
время  сброса  нагрузки,  основные  кривые
можно  использовать,  передвинув  шкалу  вре¬
мени  так,  чтобы  ее  начало  совпадало  с  дейст¬
вительной  температурой  металла  /мисх  в  мо¬
мент  останова:
 о  =  (^М.ИСХ  — 	)^ХР(_)  "*" 	>
 где  tc  —  температура  окружающей  среды;
Ат0ст  —  продолжительность  остывания;  т  =
= 	lnbiMcx—к  _  темп  остывания.
 ^  ост  ^м0  —
 Возможность  учета  произвольного  нерав¬
номерного  начального  распределения  темпе¬
ратур  /м  (р)  в  теле  ротора  перед  пусками  или  в

974
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 процессе  пуска  при  корректировке  режима
реализуется  исходя  из  свойства  аддитивности
получаемых  решений  для  температурных  на¬
пряжений.
 Граничные  условия  теплообмена  на  пус¬
ковых  режимах  для  рассматриваемых  участков
роторов  согласно  данным  детальных  расчет¬
ных  и  экспериментальных  исследований  ха¬
рактеризуются  высокой  интенсивностью  с
достаточно  большими  значениями  коэффици¬
ентов  теплоотдачи,  начиная  с  первых  этапов
пуска.  Так,  в  лимитирующих  зонах  роторов
высокого  и  среднего  давления  турбин  высоких
параметров  пара  число  Bi  =  3...5  уже  на  режи¬
ме  холостого  хода,  существенно  возрастая  до
Bi  >  20...50  при  наборе  нагрузки  до  полной.
В  условиях  влажного  пара  в  турбинах  АЭС
Bi  >  100.
 Учет  переменности  Bi  в  зависимости  от
режимных  параметров  может  быть  произведен
по  критериальным  формуле  для  Nu.  С  учетом
пропорциональности  между  нагрузкой  турби¬
ны  и  давлением  пара  в  проточной  части  эта
зависимость  достаточно  хорошо  аппроксими¬
руется  соотношением  Bi/BiH0M  =  (р/рном)0,8,  где
индекс  «ном»  относится  к  режиму  номиналь¬
ной  нагрузки.
 Решение  задачи  (5.9.1)  и  практическая
реализация  различных  видов  расчетных  схем
определяется  функциональным  назначением
конкретных  систем  контроля  и  используемой
аппаратурой:  от  разнообразных  численных  и
аналоговых  методов,  ориентированных  на
внешние  вычислительные  средства  со  значи¬
тельными  ресурсами,  до  компактных  аналити¬
ческих  решений,  реализуемых  на  внутреннем
микропроцессоре  в  электронной  части  систе¬
мы  регулирования  турбины,  в  том  числе  с
обеспечением  возможности  прогнозирования
оптимальных  тепловых  режимов  пуска  и  изме¬
нения  нагрузки  при  решении  задач  автомати¬
зации  регулирования  режимных  параметров.
 Так,  конечно-разностные  и  конечно-эле-
ментные  методы  позволяют  в  принципе  доста¬
точно  просто  учесть  не  только  нелинейности
изменения  теплофизических  свойств  металла  с
температурой  и  коэффициентов  теплоотдачи
при  нестационарных  режимах,  но  и  дополни¬
тельные  перетоки  теплоты  теплопроводностью
по  контролируемому  элементу  в  осевом  и  ок¬
ружном  направлениях  путем  непосредственно¬
го  численного  решения  на  ЭВМ  или  средства¬
ми  аналоговой  вычислительной  техники  двух¬
мерной  и  трехмерной  задач  теплопроводности.
 Однако  при  заданных  погрешностях  измерений
и  ограниченном  числе  измерительных  датчиков
в  системах  оперативного  контроля  и  управле¬
ния,  стремление  к  повышению  точности  расче¬
та  только  за  счет  усложнения  выбранной  рас¬
четной  схемы,  порядка  ее  приближения  и  спо¬
соба  задания  граничных  условий  при  выполне¬
нии  математической  модели  или  программы
моделирования  чаще  всего  оказывается  неоп¬
равданным  и  даже  обманчивым,  поскольку  со¬
провождается  снижением  работоспособности,
оперативности  и  точности  модели.
 Метод  аналитических  решений,  ориенти¬
рованный  на  реализацию  в  системах  АСУ  ТП
энергоблоков  на  штатных  средствах  контроля
станций  или  автономных  вычислительных
комплексах,  обеспечивает  единую  алгоритми¬
ческую  основу  как  для  контроля,  так  и  для  оп¬
тимизации  тепловых  напряжений  в  лимити¬
рующих  элементах  турбины  при  формирова¬
нии  (прогнозировании)  переменных  режимов
эксплуатации.
 Основой  оптимизации  переходных  режи¬
мов  по  быстродействию  является  минимиза¬
ция  времени  температурного  нагружения  при
заданных  ограничениях  на  выработку  ресурса,
что  достигается  в  случае,  когда  в  течение  всего
периода  нагружения  возникающие  термиче¬
ские  напряжения  на  поверхности  нагрева  в
лимитирующем  элементе  находятся  на  пре¬
дельно  допустимом  уровне.  Известные  методы
позволяют  найти  оптимальное  по  быстродей¬
ствию  точное  решение  задачи  обратной  (5.9.1),
однако  получаемые  выражения  оптимального
закона  изменения  температуры  греющей  сре¬
ды  и  оптимального  времени  нагружения  слож¬
ны  для  практического  использования  как  в
диагностических,  так  и  в  управленческих  це¬
лях  при  эксплуатации  натурных  агрегатов.
 Аппроксимация  точных  решений  в  виде
наложения  в  необходимых  пропорциях  мгно¬
венного  температурного  скачка  Д/По  в  начале
нагружения  и  последующего  линейного  изме¬
нения  температуры  среды  с  максимально  воз¬
можной  скоростью  вплоть  до  достижения  за¬
данной  температуры  tn  =  tn  при  Fo  =  Fo  соот¬
ветствует  принципу  максимума  в  теории  опти¬
мального  управления,  а  также  решению  задачи
быстродействия  усеченным  методом  момен¬
тов.  Наряду  с  простотой  практической  отра¬
ботки  при  эксплуатационном  управлении  ре¬
жимами  энергоблоков,  это  обеспечивает  хоро¬
шую  точность  приближения  к  оптимальному
по  быстродействию  процессу.

ДИАГНОСТИКА  ТЕРМОНАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  ОСНОВНЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ  975
 Идея,  лежащая  в  основе  этой  аппрокси¬
мации,  по-видимому,  впервые  высказана
В.  Эндресом  на  основе  подобного  рассмотре¬
ния  процессов  теплопередачи  в  классических
модельных  телах  с  распределенными  свойства¬
ми  (пластины,  полые  цилиндры,  шары),  мате¬
матическая  модель  которых  описывается  сис¬
темой  уравнений  типа  (5.9.1).  В  соответствии  с
известными  решениями  этой  системы  для
температуры  поверхности  тела  и  его  средней
интегральной  температуры  tu  =j,  t„  безраз-
мерные  напряжения  S  =  (7М  - 	)/(/’  -  /Мо)
 для  температурного  нагружения  могут  быть
выражены  рядами:
 при  скачкообразном  изменении  темпера¬
туры  среды
 5Р=1  =  1С,„  exp(-52Fo);
 5р=р0=ХСо„ехр(-6»; 	(5.9.2)
 П=  1
 при  линейном  изменении  температуры
среды
 ^p=,=(l/Fo*)X(CI„/S2)-
 п=1
 -(]/Fo*)X(C,„/52)exp(-52Fo);
 П=  1
 Sp=o=(l/Fo*)£(CoA2)-
 п=\
 - 	(]/F0*)  X(C0„/S2)exp(-52Fo). 	(5.9.3)
 П=  1
 Для  полого  цилиндра
 2-^iPo  vn
 В2  -(l  +  62/Bi2)Jrl2p0v„
 Рои1хРоу  _-2АРо^
 Bi  1 	,,2/л2
 Сп„  —
 v„(Po-l).
2^|Роуя
 В2  -(1  +  S2/Bi2)/2p0v„
 В  _  2/^qV»
 _Pov«  v2(p^  -  1)
 где  /ь  /0  —  функция  Бесселя  первого  рода  со¬
ответственно  1-го  и  0-го  порядка;  В  =  bnJ0\n  +
+  Jq(v„)',  S/j  =  у„(Ро  -  1)  —  корни  характеристи¬
 ческого  уравнения  задачи  Штурма-Лиувилля
для  системы  (5.9.1);
 К(ро  -1)/,  (v„)  +  Bi/0(v„)]У;  (p0v„)  =
 =  [v„(p0  -  Щ(v„)  +  Bi70(v„)]/,  (p0v„);
 Y{,  Yq  —  функции  Бесселя  второго  рода  1-го  и
0-го  порядка.
 В  случае  р0  =  0  эти  соотношения  преоб¬
разуются  к  следующему  виду:
 "1л—  АЛСм-л)  Д|>
 где  Д,  =
 я  _2/,(Ц„)А
 °п 	лп
 V-n
 "4,-Вп,
 2Bi
 ц„[/02(ц„)+  /2(ц„)] 	/0(ц„)Ц2 	+Bi2]’
 4Bi2
 =  -Г—5 	г;  \i„ 	- 	корни
 |x„0x„+Bi  ]
 характеристического  уравнения  \LnJx(\Ln)  =
=
 При  скачкообразном  изменении  темпе¬
ратуры  среды  на  А/п0  разности  температур  в  те¬
 ле  tM
 -t„
 ЛР  =  \’
 щим  условно-упругим  температурным  напря¬
жениям  S,  сначала  быстро  возрастают,  дости¬
гая  экстремальных  значений,  а  затем  плавно
уменьшаются.  При  линейном  изменении  тем¬
пературы  среды  с  постоянной  скоростью
у  =  (/*  -  /m0)/Fo,  разности  температур  в  теле
сначала  плавно  увеличиваются  во  времени,  а
затем  их  величина  стабилизируется,  асимпто¬
тически  стремясь  при  Fo  —>  ©о  к  предельному
значению  S  =  vQ,  не  зависящему  от  коэффи¬
циента  теплообмена,  где  Q  =  ^С„/52:
 для  обогреваемой  поверхности  элемента
 о  -с  Р  _  1  Зро  -  4pg  н-1  -  4р01пр0.
 4>=i  -  p=i  -g  -  -jti  ~ 	>
 8  (Ро  -  0  (Ро  -1)
для  теплоизолированной  поверхности
 <2Р=0Л  =Sp=p0Fo
 .  1  Ро  —  1  —  4рр  lnpo
8  (Ро  ~  1)2(Ро  -  1)
 Комбинирование  обоих  видов  нагруже¬
ния  в  необходимых  пропорциях  позволяет
достигнуть  почти  постоянного  уровня  напря¬
жений  в  течение  всего  времени  температурно¬
го  нагружения.
 Требуемые  для  этого  условия  можно  оце¬
нить  следующим  образом.  Используя  аддитив¬
ность  температурных  напряжений  и  принимая
во  внимание  только  первый  член  ряда  при
Fo  >  0,2  с  учетом  быстрой  его  сходимости,  с
ошибкой  не  более  1%,  при  Bi  =  10,  можно  по¬

976
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 лучить  простое  выражение  для  действующих
напряжений  при  комбинированном  законе  из¬
менения  температуры  греющей  среды  и  из  не¬
го  установить  оптимальное  соотношение  ха¬
рактеристик  нагружения  А/п0  и  v  =  1/Fo*,  ко¬
торые  обеспечивают  почти  постоянные  напря¬
жения  в  течение  всего  процесса  нагружения  на
уровне:
 At
 пО  _
 trx  —  tM
 АТ()  -
 1
 1 	+  5j2Fo*  *
 Fo*  =  1/v  =  Q
 mtn-tuo)  i
[a](l-v)
 Результаты  расчетов  по  этим  выражениям
показывают,  что  с  точностью  до  AFo  >0,03
при  Bi  >  10  обеспечивается  весьма  близкое
приближение  к  оптимальному  по  быстродей¬
ствию  процессу.  Только  при  очень  больших
начальных  коэффициентах  теплообмена
(Bi  >  30...50)  в  начальный  период  нагружения
(AFo  >0,03)  на  поверхности  нагрева  возможно
некоторое  превышение  допустимых  темпера¬
турных  напряжений  (до  20%),  что  не  является
опасным  из-за  сравнительно  невысокого  об¬
щего  уровня  температуры.
 В  случае  возникновения  технологических
затруднений  с  реализацией  требуемых  величин
начального  скачка  и  поддержания  заданной
скорости  последующего  линейного  изменения
температуры  среды  для  эксплутационного
персонала  в  условиях  ручного  управления,  ал¬
горитмом  предусматривают  варианты  облегче¬
ния  режимов  нагружения.  Выход  на  предель¬
ный  уровень  температурных  напряжений  мо¬
жет  осуществляться  за  более  длительный  про¬
межуток  времени  и  в  широком  диапазоне  про¬
извольных  изменений  температуры  пара  без
ограничения  скорости  переходных  процессов.
Верхней  границей  этого  диапазона  является
режим  оптимального  температурного  нагруже¬
ния.  Нижняя  граница  диапазона  строится  по
текущему  температурному  состоянию  крити¬
ческих  элементов  исходя  из  условия  выхода  на
предельный  уровень  напряжений  при  произ¬
вольном  варьировании  скоростью  линейного
изменения  температуры  среды  в  лимитирую¬
щей  зоне.  В  пределах  этого  диапазона  возмож¬
ны  любые  промежуточные  режимы  темпера¬
турного  нагружения,  вне  его  скорость  измене¬
ния  температуры  среды  не  должна  превышать
скорости,  установленной  для  линейного  участ¬
ка  оптимального  режима.
 При  значительных  отклонениях  режима
температурного  нагружения  от  рассмотренных
оптимальных  условий,  когда  изменение  темпе¬
ратуры  греющей  среды  может  носить  произ¬
вольный  характер,  аналитическое  решение  зада¬
чи  (5.9.1)  существенно  усложняется.  Классиче¬
ским  путем  его  получения  является  теорема
Дюамеля,  сводящаяся  к  дифференцированию
по  времени  интеграла  свертки  от  произведения
произвольной  функции  изменения  температуры
среды  на  приведенное  выше  решение  задачи
при  скачкообразном  виде  функции,  что  весьма
трудоемко  и  вносит  значительные  погрешности.
 Более  простым  и  достаточно  точным  спо¬
собом  моделирования  текущей  неравномерно¬
сти  прогрева  согласно  аддитивной  структуре  ус¬
ловно  упругих  термических  напряжений  с  ку¬
сочно-линеаризированным  представлением  (ап¬
проксимацией)  во  времени  данных  штатных  из¬
мерений  температуры  пара  в  контрольной  зоне
является
 tn  (*)  =  Оо  +  vo't)  +  Ш*к  -  h-i)  +
 +  (v*  -  v*_,)(t  -  хА>],
 где  (tk  -  tk_i)  =  0  и  (ук  -  v*_,)(t  -  хк)  =  0  при
х  <  хк  —  суперпозиция  (наложение)  приведен¬
ных  выше  решений  системы  уравнений  (5.9.1),
отражающих  типовую  реакцию  металла  на  вы¬
деленные  единичные  температурные  воздейст¬
вия  греющей  среды.
 Так,  начальная  составляющая  температур¬
ных  напряжений,  возникающая  как  реакция  ме¬
талла  при  скачкообразном  изменении  уровня
температуры  пара,  выражается  согласно  типово¬
му  соотношению  для  единичного  скачка  (5.9.2)
с  соответствующим  его  масштабированием:
 tn-t„
 vjhom  *м0  n=1
 Каждая  следующая  составляющая  темпе¬
ратурных  напряжений,  возникающая  как  реак¬
ция  металла  на  изменение  скорости  темпера¬
турного  нагружения  по  выделенным  линейным
участкам,  рассчитывается  согласно  типовому
соотношению  для  единичной  скорости  (5.9.3)  с
введением  масштабирующего  коэффициента:
 Sk  =
 v*-
 к-\
 '  ^м0  а  п=1
 - 	1;(с1я/ця)ехР(-^я(ро-ро*-1  ))•

ДИАГНОСТИКА  ТЕРМОНАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  ОСНОВНЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ  977
 Текущие  значения  температурных  напря¬
жений  по  всем  вновь  выделенным  составляю¬
щим  температурного  воздействия,  вычисляемые
для  каждого  расчетного  шага,  суммируются  со
всеми  ранее  рассчитанными  составляющими:
 /=1
 Компьютерная  реализация  рассмотрен¬
ного  алгоритма  на  внешних  аппаратных  сред¬
ствах  осуществлена  в  разработанных  в  ОАО
«НПО  ЦКТИ»  диагностических  системах
«START»  —  для  турбины  К-800-240-3  [24]  и
неблочных  турбоагрегатов  типа  Т-100-130  [2],
в  системе  «Ментор»  —  для  блочных  установок
типа  К-200-130  и  К-300-240,  а  также  в  про¬
граммных  комплексах  на  встроенных  аппарат¬
ных  средствах  ЭЧСР-2М  —  для  зарубежных
турбин  ЛМЗ  большой  мощности.
 Весьма  удобным  средством  для  реализа¬
ции  подобных  моделей  в  электронной  части
системы  регулирования  турбины  (турбинном
регуляторе)  является,  по-видимому,  метод  пе¬
редаточных  функций,  активно  развиваемый
фирмой  «Шкода»  и  ВТИ  применительно  к  ана¬
логовой  вычислительной  технике  и  значитель¬
но  упрощающий  алгоритмическую  организа¬
цию  эксплуатационного  контроля  через  пере¬
даточную  функцию  системы.  Учет  характерных
особенностей  рабочих  процессов  на  различных
режимах  эксплуатации  при  этом  осуществляет¬
ся  путем  обоснованного  выбора  функциональ¬
ной  схемы  математической  модели  в  зависимо¬
сти  от  граничных  условий  теплообмена,  ее  рас¬
четной  устойчивости  и  помехозащищенности.
Разработанные  в  этом  направлении  решения
при  соответствующей  модернизации  к  цифро¬
вым  технологиям  достаточно  эффективно  мо¬
гут  применяться  и  в  современных  диагностиче¬
ских  комплексах,  реализуемых  на  внутреннем
цифровом  микропроцессоре  в  электронной
части  системы  регулирования  турбины.
 Метод  передаточных  функций  базируется
на  использовании  свойств  интегрального  пре¬
образования  Лапласа  действительных  функ¬
ций  t  =  Дт)  температур  в  область  комплексных
переменных  по  параметру  s  (оператору  диффе¬
ренцирования)  в  исходной  математической
модели  процесса  прогрева:
 T(s)  =  L[f(  т)]  =  J  /(т)ехр(-5т)^т.
 о
 Это  позволяет  уменьшить  количество  не¬
зависимых  переменных,  в  данном  случае  ис¬
 ключить  время  в  описании  динамических  ха¬
рактеристик  системы  и,  тем  самым,  непосред¬
ственно  связать  входные  и  выходные  сигналы
(в  данном  случае  температуру  греющей  среды
и  температуру  металла  в  характерных  течках
контролируемой  зоны  турбины)  через  переда¬
точную  функцию  системы:
 Ти  =  ищт„
 где  Ти  и  Тс  —  преобразованные  по  Лапласу  сиг¬
налы  на  выходе  и  входе  системы  (температуры
металла  и  греющей  среды);  W(s)  —  передаточ¬
ная  функция  системы;  s  —  переменная  преоб¬
разования  (оператор  дифференцирования).
 Динамические  характеристики  прогрева
металла  по  методу  передаточных  функций
обычно  определяются  исходя  из  известных  ре¬
шений  линейной  задачи  теплопроводности  для
тел  классической  формы  (пластины,  цилиндра,
шара),  моделирующих  температурную  реакцию
контролируемого  элемента  на  единичное  скач¬
кообразное  внешнее  воздействие  (температуры
среды  или  теплового  потока  на  границе)  при
одномерном  температурном  поле  в  начальный
момент  времени.  Получаемые  при  этом  выра¬
жения  передаточных  функций  имеют  сложный
трансцендентный  вид.  Например,  для  длинного
цилиндра,  имитирующего  вал  ротора  при  одно¬
мерной  расчетной  схеме  и  различных  способах
задания  граничных  условий  теплообмена  на
наружной  поверхности,  модели  прогрева  при¬
ведены  в  табл.  5.9.2.
 В  практических  целях  вместо  точных  вы¬
ражений  функций  W(s)  трансцендентного  ви¬
да,  получаемых  аналитическим  путем  при  ре¬
шении  краевой  задачи  теплопроводности  и  за¬
трудняющих  их  алгоритмическую  реализацию
и  аппаратурное  воспроизведение,  используют
приближенные  дробно-рациональные  аппрок¬
симации  вида
 где  кп  и  Тп  —  коэффициенты  усиления  и  по¬
стоянные  времени  элементарных  динамиче¬
ских  звеньев,  получаемые  при  разложении
точного  решения  задачи  теплопроводности  в
ряд  Фурье.
 Эти  выражения  непосредственно  аппрок¬
симируют  решения  дифференциального  уравне¬
ния  теплопроводности  комбинацией  решений
обыкновенных  дифференциальных  уравнений,
передаточные  функции  которых  соответствуют
элементарным  динамическим  звеньям.

978
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 В  табл.  5.9.3  представлены  функциональ¬
ные  схемы  и  формулы  для  расчета  коэффици¬
ентов  усиления  кп  и  постоянных  времени  Тп
при  моделировании  прогрева  ротора  указан¬
ным  методом  в  случае  различного  рода  гра¬
ничных  условий.
 Наиболее  просто  моделируется  прогрев
при  граничных  условиях  1-го  и  2-го  рода,  по¬
скольку  величины  коэффициентов  кп  и  Тп  для
этих  моделей  определяются  только  постоян¬
ными  геометрическими  и  теплофизическими
 параметрами  контролируемого  сечения  дета¬
ли,  а  не  переменными  характеристиками  теп¬
лообмена,  как  при  граничных  условиях  3-го
рода.  Вместе  с  тем  значительные  технические
трудности,  связанные  с  прямым  измерением
температуры  или  теплового  потока  на  наруж¬
ной  поверхности  вращающегося  ротора,  прак¬
тически  не  позволяют  реализовывать  указан¬
ные  схемы  без  переноса  подобных  измерений
на  внутренние  поверхности  корпуса  цилиндра
(статора),  что  может  являться  источником  су-
 5.9.2. 	Модели  прогрева  сплошного  длинного  цилиндра  по  методу  передаточной  функции
W(s)  =  Тм  /Тс  при  скачкообразном  изменении  температуры  греющей  среды
 Граничные  условия  теплообмена  рода
 5.9.3. 	Модели  прогрева  сплошного  цилиндра  по  методу  приближенных  передаточных  функций
при  различных  способах  представления  граничных  условий
 Примечание.  1  —  датчики  температуры;  2  —  сумматоры;  3  —  инерционные  звенья  m-го  по¬
рядка.
 Граничные  условия  теплообмена  рода
 Обозначение

ДИАГНОСТИКА  ТЕРМОНАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  ОСНОВНЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ  979
 щественной  погрешности,  особенно  в  области
перегретого  пара.
 Поэтому  оправданным  является  лишь
применение  схемы  с  граничными  условиями
только  1-го  рода  и  только  в  области  влажного
пара,  когда  температура  металла  на  обогревае¬
мой  поверхности  контролируемых  элементов  с
достаточной  точностью  может  быть  принята
равной  температуре  греющего  пара,  опреде¬
ляемой  по  измеряемому  давлению  пара  в  тур¬
бине.  В  области  перегретого  пара  его  темпера¬
тура  и  температура  поверхности  металла  могут
резко  отличаться  на  различных  нагрузках,  а
коэффициенты  теплоотдачи  от  пара  к  метал¬
лу  —  изменяться  в  десятки  раз  пропорцио¬
нально  изменению  давления  пара  в  диапазоне
от  режима  холостого  хода  до  переходной  на¬
грузки.  Учет  этих  характеристик  теплообмена
в  схеме  с  граничными  условиями  3-го  рода
требует  введения  зависимости  коэффициентов
кп  и  Тп  от  числа  Bi  =  а  R/Х,  что  заметно  услож¬
няет  ее  реализацию,  в  том  числе  по  достигае¬
мой  точности  моделирования.
 Наиболее  предпочтительной  для  модели¬
рования  прогрева  ротора  являются  комбини¬
 рованные  схемы,  в  которых  переменность  Bi
можно  учитывать  без  изменения  параметров
динамических  звеньев  модели  только  за  счет
приведения  граничных  условий  1-го  или  2-го
рода  к  граничным  условиям  3-го  рода  на  осно¬
ве  преобразования  сигнала,  подаваемого  на
вход  модели.  Расчетные  формулы  и  схемы,
реализующие  эти  варианты  метода  передаточ¬
ных  функций,  представлены  в  табл.  5.9.4.
 Переход  от  граничных  условий  теплооб¬
мена  3-го  рода  к  условиям  1-го  рода  в  схеме  г)
осуществляется  путем  подача  на  вход  модели
 а) 	сигнала  /нар,  соответствующего  разности  ме¬
жду  измеряемой  температурой  среды  tc  и  рас¬
четной  величиной  (1/Bi)[Э//Э(г/7^)]нар,  опреде¬
ляемой  приведенным  тепловым  потоком  на
границе  A,  grad  /нар.  Последний  можно  полу¬
чить  исходя  из  баланса  теплоты  через  произ¬
водную  изменения  во  времени  средней  инте¬
гральной  температуры  металла  д!/дх.  В  схе¬
ме  д)  условия  прогрева  3-го  рода  приводятся  к
граничным  условиям  2-го  рода  путем  подачи
на  вход  модели  б)  сигнала  Q,  также  соответст¬
вующего  производной  изменения  во  времени
среднеинтегральной  температуры  металла  t  и
 5.9.4. 	Комбинированные  модели  прогрева  элементов  турбин  по  методу  передаточных  функций
с  переходом  от  граничных  условий  3-го  рода  к  условиям  1-го  и  2-го  рода
 Обозначение
 Приведение  граничных  условий  теплообмена  3-го  рода
к  условиям  рода
 Формула  приведения
 Коэффициенты  модели
 Схема  модели
 Примечание.  7  —  датчики  температуры;  2-  сумматоры;  3  -  инерционные  звенья  m-го  по¬
рядка;  4,  5  -  интегрирующие  и  дифференцирующие  звенья;  6  —  датчики  давления.

980
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 пропорционального  приведенному  потоку  те¬
плоты  от  пара  к  поверхности  контролируемого
элемента  Q  =  Bi(tc  —  tHap),  где  /нар  определяется
по  соотношению  /нар  =  t  -  At.  При  этом  t  и  At
 являются  сигналами,  получаемыми  на  выходах
собственно  модели  прогрева,  a  tc  и  Bi  —  сигна¬
лами,  подаваемыми  на  вход  модели  через  нор¬
мирующие  преобразователи  от  датчиков  тем¬
пературы  и  давления  пара  в  турбине.
 Наличие  в  этих  схемах  сильных  отрица¬
тельных  обратных  связей  повышает  точность  и
помехозащищенность  моделей  прогрева,  но  на¬
кладывает  ряд  ограничений  на  область  их  при¬
менения.  Так,  схема  г)  является  более  универ¬
сальной,  пригодной  для  цилиндров  турбин  как
перегретого,  так  и  влажного  пара,  но  при  этом
налагаются  ограничения  по  условиям  устойчи-
 т  fr
 вости  Bi  >  BiKp,  где  BiKp  =  Тп=0 	Г„=0 	=
 /1=1  7/1
 =  ^ар/2а;  Тпи  кп  —  определяются  в  соответст¬
вии  с  табл.  5.9.3.
 Схема  д)  с  приведением  к  граничным  ус¬
ловиям  2-го  рода  не  чувствительна  к  подоб¬
ным  ограничениям  и  обеспечивает  наивыс¬
шую  точность  моделирования  по  сравнению  с
другими  схемами  при  одинаковом  порядке
приближения,  но  пригодна  лишь  для  цилинд¬
ров  турбин  перегретого  пара.
 Возможность  перехода  от  дифференци¬
ального  уравнения  теплопроводности  в  част¬
ных  производных  второго  порядка  к  системе  m
уравнений  первого  порядка,  решение  которых
моделируется  указанными  схемами  на  основе
метода  передаточных  функций,  обусловлена
монотонным  уменьшением  постоянных  вре¬
мени  Тп  =  R2/a\i2n  и  амплитудных  коэффици¬
ентов  кп  с  увеличением  номера  п.  Это  позволя¬
ет  отбросить  члены  с  номерами  п  >  т.  При
этом  сумма  коэффициентов  сохраняемых  чле¬
нов  ряда  должна  быть  равна  F,  определенному
согласно  табл.  5.9.3.  Для  этого  может  быть  за¬
дан  коэффициент  усиления  звена  с  наимень¬
шей  учитываемой  постоянной  времени,  на-
 т-1
 пример,  в  виде  кт-  F  -  £кп.
 п=1
 На  базе  метода  передаточных  функций
разработана  общая  схема  адаптированного  ал¬
горитма  моделирования  прогрева  для  про¬
граммной  реализации  контроля  температурно¬
го  и  термонапряженного  состояния  турбин
К-300-240  и  К-1000-60/3000  ЛМЗ  в  лимити¬
рующих  сечениях  ротора  ЦВД.
 В  ее  основу  положен  усовершенствован¬
ный  вариант  схемы  д).  Здесь  в  цепь  сигнала,
подаваемого  на  вход  модели  прогрева,  введен
блок  умножения,  учитывающий  в  явном  виде
текущее  значение  числа  Bi,  которое  получается
путем  нелинейного  преобразования  сигнала  по
измеряемому  давлению  р  греющего  пара  в  кон¬
тролируемой  зоне  при  его  переходе  в  состояние
перегрева  на  нагрузках  до  30%  номинальной  в
соответствии  с  особенностями  рабочего  про¬
цесса  в  данной  турбине.  Зависимость  Bi(p)  ап¬
проксимирует  результаты  расчетных  оценок
коэффициентов  теплоотдачи  от  пара  к  металлу
в  контролируемом  сечении  для  различных  ре¬
жимов  работы  турбины.  При  нагрузках  более
30%  номинальной,  когда  осуществляется  воз¬
врат  рабочего  пара  в  контролируемом  сечении
к  состоянию  насыщения,  значение  Bi  прини¬
мается  максимально  возможным  по  коэффици¬
енту  теплообмена  металла  с  влажным  паром.
 Начальная  температура  металла  ротора  t0
перед  подачей  пара  в  турбину  принимается
равной  температуре,  измеряемой  термометри¬
ческой  гильзой  при  ее  расположении  вблизи
контролируемого  сечения.  Для  этого  при  дав¬
лении  пара  ниже  минимального  значения,
возможного  при  наличии  расхода  пара  через
цилиндр,  на  вход  блока  умножения  подается
сигнал,  соответствующий  максимально  воз¬
можному  значению  Bi,  что  обеспечивает  авто¬
матическое  отслеживание  расчетной  темпера¬
туры  /нар  на  выходе  схемы  измеряемой  темпе¬
ратуры  tc.  Необходимые  переключения  в  схеме
могут  осуществляться,  например,  по  дискрет¬
ному  сигналу  положения  стопорных  клапанов
турбины,  уровню  развиваемой  мощности  или
давлению  рабочего  пара  в  цилиндре.  Добавле¬
ние  в  схему  контроля  прогрева  еще  одного
звена,  подключенного  к  выходу  блока  умноже¬
ния,  позволяет  при  необходимости  контроли¬
ровать  также  полную  разность  температур  ме¬
талла  по  радиусу  сечения  ротора  At  =  tHap  -  tBH.
 Кроме  того,  для  упрощения  дальнейшей
обработки  выходных  сигналов  при  расчетной
оценке  эксплуатационной  выработки  ресурса,
определении  границ  допустимых  изменений
нагрузки,  архивации  данных  и  др.,  предусмат¬
ривается  возможность  включения  в  цепи  про¬
хождения  соответствующих  сигналов  специ¬
альных  звеньев: 	фильтров, 	сглаживающих
 влияние  шумов  измерений  на  входе  схемы  в
пределах  установленных  допусков  на  колеба¬
ния  параметров  пара  в  переменных  режимах
эксплуатации.

ДИАГНОСТИКА  ТЕРМОНАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  ОСНОВНЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ  981
 В  целях  проверки  работоспособности  и
достоверности  функционирования  адаптиро¬
ванного  алгоритма  передаточных  функций  в
канале  контроля  термических  напряжений
электронной  части  системы  регулирования
турбины  выполнено  компьютерное  моделиро¬
вание  его  работы  пакета  MATLAB  5.3,  кото¬
рый  предназначен  для  имитационного  воспро¬
изведения  динамики  различных  физических
объектов,  структурные  схемы  которых  пред¬
ставлены  набором  функциональных  типовых
преобразователей,  в  том  числе  характерных
для  метода  приближенных  передаточных
функций  [21].
 Результаты  апробации  свидетельствуют  о
достоверности  и  достаточной  точности  пред¬
ставленного  алгоритма  и  выбранной  функцио¬
нальной  схемы  для  его  реализации  в  электрон¬
ной  части  системы  регулирования  турбин.
 Использование  метода  передаточных
функций  упрощает  алгоритмическую  органи¬
зацию  эксплуатационного  контроля  термона¬
пряженного  состояния  элементов  энергетиче¬
ского  оборудования.  Однако  при  этом  сущест¬
венно  ограничиваются  возможности  оператив¬
ного  прогнозирования  оптимальных  тепловых
режимов  пуска  и  изменения  нагрузки,  а  также
усложняется  решение  задач  автоматизации  ре¬
гулирования  режимных  параметров,  что  пре¬
дусмотрено  в  варианте  алгоритма,  разработан¬
ного  на  базе  аналитического  метода.
 Управление  турбоустановкой  на  перемен¬
ных  режимах  эксплуатации.  Традиционно  при¬
нято,  что  управление  пуском  и  параметрами
пара  осуществляется  на  основании  ранее  раз¬
работанных  графиков  нагружения  (разгруже-
ния)  блока  или  специальных  диаграмм.  Наря¬
ду  с  кажущейся  простотой  пользования  графи¬
ками  такому  способу  пуска  присущ  целый  ряд
недостатков.  При  разработке  пусковых  графи¬
ков,  в  частности  при  выборе  допустимых  ско¬
ростей  разворота,  нагружения  и  изменения  па¬
раметров  пара,  исходят  из  расчетной  малоцик¬
ловой  температурной  повреждаемости  элемен¬
тов  турбоустановки.  Фактически  в  процессе
длительной  эксплуатации  по  ряду  причин  вы¬
работка  ресурса  на  том  или  ином  этапе  может
существенно  отличаться  от  расчетной.  Напри¬
мер,  если  для  данного  типа  турбин  разрабо¬
танные  графики  соответствуют  требованиям
частых  пусков,  а  турбина  фактически  в  тече¬
ние  длительного  времени  работает  на  устано¬
вившейся  нагрузке,  то  использование  тради¬
ционных  расчетных  графиков  нагружения
 приведет  к  перерасходу  топлива  и  недовыра¬
ботке  электрической  энергии  по  сравнению  с
условиями,  когда  пуск  осуществляется  с  уче¬
том  фактической  выработки  ресурса.
 На  диаграммах  и  графиках  пуска  имеет
место  жесткая  однозначная  связь  между  пара¬
метрами  пара  во  времени.  Кроме  того,  такие
графики  задаются  для  нескольких  типовых,
вполне  определенных  исходных  температур¬
ных  состояний.  Очевидно,  что  в  случае,  когда
пуск  ведется  из  промежуточного  теплового  со¬
стояния,  отличающегося  от  типового,  или  в
процессе  пуска  произошли  какие-либо  откло¬
нения  хотя  бы  одного  из  параметров,  задавае¬
мых  в  графиках,  использование  этих  графиков
становится  достаточно  условным,  и  принятие
правильного  решения  зависит  от  квалифика¬
ции  оператора.  Вынужденные  задержки  при
нагружении  и  (или)  отклонения  параметров,
обусловленные  различными  причинами,  в  ус¬
ловиях  эксплуатации  практически  не  могут
быть  оценены  с  точки  зрения  их  влияния  как
на  термонапряженное  состояние,  так  и  на  вы¬
бор  дальнейшего  пути  нагружения  блока.  Это,
в  свою  очередь,  приводит  к  потере  экономич¬
ности  и  к  снижению  ресурса  турбины.
 Контроль  уровня  термонапряжений  по¬
зволяет  оперативно  выявлять  опасные  откло¬
нения  текущих  напряжений  от  допустимых  по
условиям  работы  в  переменных  режимах  экс¬
плуатации  с  целью  определения  запасов  по
скоростям  изменения  температуры  пара,  раз¬
ворота  и  нагружения  турбины,  а  также  устало¬
стного  анализа  накопления  повреждаемости
(снижения  ресурса)  металла  на  критических
участках.
 Главной  задачей  контроля  термонапря¬
жений  является  выявление  опасных,  обуслов¬
ливающих  сверхнормативную  выработку  ре¬
сурса  и  требующих  коррекции  отклонений  те¬
кущих  параметров  пара  и  нагрузки  турбины  от
заданных,  а  также  определение  допустимых
границ  изменения  этих  параметров  на  пере¬
менных  режимах  эксплуатации  исходя  из  за¬
данного  срока  службы  и  требований  к  манев¬
ренности  оборудования.
 Изложенная  теория  построения  алгорит¬
ма  диагностики  термонапряженного  состоя¬
ния  позволяет  осуществлять  подобный  кон¬
троль  в  условиях  эксплуатации,  используя  ма¬
тематическое  моделирование  в  реальном  вре¬
мени  физических  процессов  прогрева,  напря¬
женно-деформированного  состояния  и  накоп¬
ления  малоцикловой  повреждаемости  металла

982
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 ротора  в  наиболее  нагруженных  «критиче¬
ских»  зонах  по  данным  текущих  значений  тем¬
пературы  и  давления  пара,  нагрузки  и  других
режимных  параметров  турбины.
 Принятая  по  результатам  детальных  рас¬
четных  и  экспериментальных  исследований
достаточно  точная  модель  оперативного  расче¬
та  термических  напряжений,  максимальные
значения  которых  в  критических  зонах  про¬
порциональны  разности  температур  металла
на  поверхности  и  средней  интегральной  по
поперечному  сечению  контролируемого  эле¬
мента,  разработана  на  базе  изложенного  мето¬
да  суперпозиции  (наложения)  типовых  анали¬
тических  решений  одномерной  задачи  тепло¬
проводности,  отражающих  частные  темпера¬
турные  реакции  металла  на  выделенные  в  про¬
извольном  режиме  локальные  изменения
уровня  или  скорости  текущей  температуры  па¬
ра  и  коэффициентов  теплообмена  в  зависимо¬
сти  от  текущей  нагрузки  или  давления  пара  в
турбине.
 Такой  подход,  ориентированный  на  зада¬
чи  автоматизации  режимного  регулирования
энергоблока,  создает  единую  алгоритмическую
основу  для  диагностики  и  прогнозирования
оптимальных  по  быстродействию  тепловых
режимов,  обеспечивающих  оптимальную  про¬
должительность  пуска  и  изменения  нагрузки
турбины  при  заданном  уровне  термических
напряжений  в  лимитирующих  элементах.
 В  качестве  контролируемых  элементов  для
паровых  турбин  выделены  наиболее  нагружен¬
ные  участки  роторов  ЦВД  в  зоне  регулирую¬
щей  ступени  и  ЦСД  в  зоне  первой  ступени.
 Основным  содержанием  технологического
алгоритма  оперативного  контроля  термонапря¬
женного  состояния  выделенных  элементов  тур¬
бины  является  расчет  в  реальном  времени  теку¬
щих  значений  температурных  разностей  и  тер¬
мических  напряжений  в  металле  контролирую¬
щих  сечений  по  текущим  значениям  измеряе¬
мых  режимных  параметров  с  одновременным
сопоставлением  с  допустимыми  значениями
границ  их  измерения  на  различных  режимах,
расчетное  определение  удельной  повреждаемо¬
сти  материала  в  текущем  эксплуатационном
цикле,  а  также  учет  общего  накопления  повре¬
ждаемости  с  определением  выработки  ресурса
от  малоцикловой  термической  усталости  и  пол¬
зучести  за  время  работы  турбины.
 Практическая  реализация  изложенных
проблем  относится  к  наиболее  современному
и  перспективному  направлению  диагности¬
 ки  —  адаптивной  режимной  диагностике  обо¬
рудования,  работающего  на  переменных  режи¬
мах.  По  уровню  поставленных  и  решенных  за¬
дач  выполненная  работа  не  имеет  аналогов  не
только  в  нашей  стране,  но  и  за  ее  пределами.
 Основой  адаптивной  диагностики  явля¬
ется  наличие  образца,  с  которым  сопоставля¬
ется  оборудование  или  процесс,  алгоритмов
сопоставления,  диагностических  правил  для
определения  причин  отклонения  конкретных
величин  от  их  образцовых  значений  и  алго¬
ритмов  для  подсчета  последствий  этих  откло¬
нений.  Образец  должен  иметь  возможность
приспосабливаться  к  изменяющимся  исход¬
ным  данным.
 Применительно  к  пусковым  режимам  па¬
ровых  турбин  это  означает,  что  должен  быть
спрогнозирован  образцовый  в  смысле  опти¬
мальной  величины  срабатываемого  ресурса
график  пуска,  учитывающий  конкретное  тем¬
пературное  состояние  и  величину  оставшегося
ресурса  турбины.  При  выполнении  пуска  по
такому  графику  реальные  измеряемые  пара¬
метры  пара,  частота  вращения,  мощность  и
другие  необходимые  величины  должны  авто¬
матически  статистически  отрабатываться,  ана¬
лизироваться  и  сопоставляться  с  рекомендуе¬
мым  прогнозным  графиком.
 Информационно-диагностическая  система
паровых  турбин.  В  ОАО  «НПО  ЦКТИ»  разра¬
ботана  и  внедрена  на  ряде  ТЭС  информацион¬
но-диагностическая  система  (ИДС)  паровых
турбин,  которая  в  той  или  иной  мере  решает
вышеизложенные  проблемы  и  задачи.  Эта  сис¬
тема  позволяет  вести  контроль  и  диагностику
наиболее  важных  процессов,  характеризующих
общее  состояние  турбоустановки.  Одной  из
важных  задач  в  ИДС  является  диагностика  из¬
менения  основных  параметров  на  переменных
температурных  режимах:  пуска,  маневрирова¬
ния  по  нагрузкам,  останова  и  расхолаживания.
 Структурно-функциональная  схема  по¬
строения  ИДС  представлена  на  рис.  5.9.5.  К  ее
основным  функциям  относятся:
 мониторинг  всех  параметров  на  мнемо¬
схемах,  таблицах  и  графиках;
 автоматический  контроль  основных  па¬
раметров  и  сопоставление  их  с  прогнозируе¬
мыми,  максимально  допустимыми  значения¬
ми  и  критериями  надежности;
 информирование  оператора  (по  его  за¬
просу)  о  ситуации  на  том  или  ином  участке
объекта  управления  в  данный  момент  (разные
мнемосхемы);

ДИАГНОСТИКА  ТЕРМОНАПРЯЖЕННОГО  СОСТОЯНИЯ  ОСНОВНЫХ  ЭЛЕМЕНТОВ  983
 Рис.  5.9.5.  Структурно-функциональная  схема  информационно-диагностической  системы
 фиксации  времени  отклонения  некото¬
рых  параметров  процесса  за  допустимые  пре¬
делы  (журнал  событий);
 вычисление  технико-экономических  по¬
казателей  работы  объекта;
 периодическая  запись  в  архив  измеряе¬
мых  параметров,  вычисляемых  показателей  и
происходящих  событий;
 обнаружение  и  сигнализация  наступле¬
ния  опасных  (предаварийных,  аварийных)  си¬
туаций;
 помощь  в  управлении  режимами  работы
турбоагрегата  путем  представления  оптималь¬
ных  прогнозных  графиков  пуска  исходя  из  те¬
кущего  теплового  состояния  турбины;
 корректировка  режима  пуска  турбоагре¬
гата  при  значительных  отклонениях  фактиче¬
ских  параметров  от  ранее  спрогнозированных;
 формирование  и  предложение  оператору
управляющих  воздействий,  обеспечивающих
нормальное  функционирование  (приведение  в
норму)  элементов  оборудования;
 автоматический  анализ  качества  эксплуа¬
тации  турбоустановки,  позволяющий  объек¬
тивно  и  оперативно  оценить  работу  оператив¬
ного  персонала.
 В  качестве  математического  обеспечения,
представляющего  из  себя  совокупность  мето¬
дов,  моделей  и  алгоритмов  обработки  инфор¬
мации,  реализованы  как  общеизвестные  мето¬
ды,  например  обработки  данных,  так  и  вновь
разработанные,  например,  термодинамическо¬
 го  расчета  параметров  пара  перед  турбиной
при  работе  на  переменных  режимах,  матема¬
тическая  модель  прогрева  роторов  и  корпусов
турбины  с  оценкой  их  термонапряженного  со¬
стояния.
 Программный  комплекс  ИДС  включает
следующие  программы:
 1) 	прогнозирования  пуска  (останова)  бло¬
ка.  Учитывает  все  требования,  предъявляемые
к  турбоагрегату  инструкцией  по  эксплуатации  к
критериям  надежности.  Программа  рассчиты¬
вает  временные  графики  изменения  характери¬
стик  и  основных  параметров  пара  перед  турби¬
ной,  частоты  вращения  и  изменения  нагрузки
на  всех  этапах  пуска  (предтолчковый  прогрев,
разворот,  набор  нагрузки)  в  зависимости  от
фактического  исходного  температурного  со¬
стояния.  При  расчете  параметров  учитываются
допустимые  скорости  прогрева,  относительные
расширения,  ограничения  по  влажности  в  про¬
точной  части  и  на  котле,  особенности  тепловой
схемы  блока  и  системы  парораспределения
конкретной  турбины;
 2) 	корректировки  режима.  Предусматри¬
вает  перестроение  прогнозных  графиков  пуска
исходя  из  фактического  текущего  состояния
турбоустановки.  Программа  реализуется  при
длительных  временных  задержках  выполнения
технологических  операций,  при  существенных
отклонениях  фактических  параметров  от  про¬
гнозных,  других  временных  задержках  по  ука¬
занию  диспетчера  или  по  вине  оборудования.

984
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Программа  запускается  автоматически  или  по
требованию  оператора;
 3) 	диагностики  режимных  параметров.
Выполняет  контроль  и  оценку  влияния  основ¬
ных  параметров  пара  на  уровень  температуры
пара  в  регулирующей  ступени  ЦВД  (первой
ступени  ЦСД).  При  ее  отклонении  от  допусти¬
мого  значения  программа  дает  рекомендацию
об  изменении  параметров  на  выходе  из  котла,
чтобы  процесс  нагружения  блока  соответство¬
вал  прогнозному;
 4) 	расчета  термических  напряжений  и  по¬
вреждаемости  в  процессе  эксплуатации  турби¬
ны.  В  реальном  времени  рассчитывает  терми¬
ческие  напряжения  в  наиболее  ответственных
элементах:  роторах,  корпусах,  клапанах  турби¬
ны,  а  также  вырабатываемый  ими  ресурс  на¬
растающим  итогом;
 5) 	расчета  расхода  топлива  в  процессе
пуска  блока.  В  реальном  времени  рассчитыва¬
ет  расход  топлива  (текущий,  удельный  и  сум¬
марный),  позволяющий  эффективно  оцени¬
вать  качество  пусковых  операций  на  блоке;
 6) 	анализа  причин  ненормальной  работы
концевых  уплотнений.  Определяется  наличие
выбивания  пара  или  подсоса  воздуха  в  конце¬
вые  уплотнения,  разработку  зазоров  по  срав¬
нению  с  монтажными  и  место  разработки
концевых  уплотнений;
 7) 	оценки  качества  абсолютных  расши¬
рений  турбины.  Оценивается  состояние  абсо¬
лютных  расширений,  их  изменение  по  срав¬
нению  с  исходным  состоянием  после  капи¬
тального  ремонта,  ориентировочно  определя¬
ются  причины  ухудшения  состояния  расши¬
рения,  а  при  установке  дополнительных  дат¬
чиков  дает  точный  ответ  о  причине  ухудше¬
ния  расширений;
 8) 	анализа  температурного  состояния  флан¬
цев  горизонтального  разъема  ЦВД  и  ЦСД.  Свое¬
временно  показывает  необходимость  перераспре¬
деления  потоков  пара  для  обогрева  фланцев;
 9) 	анализа  и  выбора  оптимального  режи¬
ма  эксплуатации  котла.  Позволяет  рассматри¬
вать  возможные  варианты  (условия)  эксплуа¬
тации  и  состояния  оборудования,  выбирая  оп¬
тимальный  вариант,  изменяя  вид  и  характери¬
стику  сжигаемого  топлива,  температуру  на¬
ружного  воздуха,  нагрузку  блока,  плотность
газовоздушного  тракта,  загрязнение  поверхно¬
стей  нагрева,  и  др.;
 10) 	определения  КПД  проточных  частей
турбин.  Автоматически  на  любых  эксплуата¬
ционных  режимах  работы  турбины  позволяет
 получать  данные  по  КПД  как  отдельных  сту¬
пеней,  так  и  по  всей  проточной  части.
 Возможности  ИДС  позволяют  дать  пол¬
ную  и  объективную  оценку  качества  эксплуа¬
тации  турбоустановки  и  блока  в  целом.  Систе¬
ма  позволяет  не  только  автоматически  сравни¬
вать  и  оценивать  темп  изменения  параметров
пара,  но  и  сравнивать  и  оценивать  скорости
изменения  температур  металла,  получать  дан¬
ные  о  термонапряженном  состоянии  критиче¬
ских  элементов  турбины,  анализировать  при¬
чины  возникающих  отклонений.  По  результа¬
там  анализа  причины  отклонений  параметров
можно  определить  их  «природу»:  ошибки  экс¬
плуатационного  персонала,  некачественный
ремонт  (монтаж)  или  недостатки  в  конструк¬
ции  турбины.
 5.9.5. 	ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВОЙ
 ЭКОНОМИЧНОСТИ  В  ПРОЦЕССЕ
ЭКСПЛУАТАЦИИ
 При  диагностике  тепловой  экономично¬
сти  так  же,  как  при  решении  других  диагно¬
стических  задач,  основной  задачей  является
раннее  выявление  неисправностей  (дефектов),
возникающих  в  результате  износа  и  поврежде¬
ний,  и  препятствующих  или  делающих  неце¬
лесообразным  продолжение  эксплуатации  по
критериям  как  эксплуатационной  надежности,
безопасности  и  ресурса  (утрате  работоспособ¬
ности),  так  и  по  технико-экономическим  (не¬
соответствии  рабочих  и  предельных  характе¬
ристик  требуемым).  Техническое  состояние
оборудования  и  технологических  схем  при  ди¬
агностировании  тепловой  экономичности  в
этом  классе  показателей  анализируется  по  от¬
клонениям  фактических  технико-экономиче-
ских  характеристик  от  нормативных,  с  расши¬
рением  и  углублением  существующих  штатных
функций  автоматической  системы  управления
паровых  турбин  энергоблоков  [25].
 Методики  разрабатываются  в  основном
на  известных  моделях  рабочего  процесса  с  ис¬
пользованием  балансовых  методов  и  штатных
первичных  приборов  (с  некоторым  расшире¬
нием  существующего  объема).  Реализуются
они  на  штатном  информационно-вычисли¬
тельном  комплексе  (ИВК)  энергоблока.  Оцен¬
ка  ведется  непрерывно  (с  заданной  периодич¬
ностью)  на  работающем  оборудовании  без
специальных  диагностических  режимов
(функциональное  диагностирование).  Резуль¬
таты  выдаются  автоматически  при  наличии

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВОЙ  ЭКОНОМИЧНОСТИ  В  ПРОЦЕССЕ  ЭКСПЛУАТАЦИИ  985
 отключений  или  по  вызову  оператора,  интег¬
рируются  за  отчетные  интервалы  (смена,  су¬
тки,  месяц)  и  документируются.  В  практике
эксплуатации  широкое  применение  находит
типовой  алгоритм  АСУ  ТП.
 Диагностика  тепловой  экономичности  паро¬
вых  турбин  с  использованием  ИВК.  По  зарубеж¬
ным  данным  эксплуатационная  экономичность
энергоблоков  может  быть  ниже  расчетной  на
 5...  10%.  Периодический  контроль  экономично¬
сти  позволяет  удерживать  эту  разность  в  преде¬
лах  3...5%,  а  постоянный  эксплуатационный
контроль  с  применением  ИВК  дает  возмож¬
ность  сохранить  ее  на  уровне  1...2%.
 Следует  отметить,  что  использование  тра¬
диционного  диаграммного  КПД  при  испыта¬
ниях  и  диагностике  состояния  проточных  час¬
тей  турбин  часто  не  дает  ожидаемого  результа¬
та.  Известны  случаи,  когда  даже  после  модер¬
низации  проточной  части  (или  после  восста¬
новления  уплотнений  в  период  капитального
ремонта)  диаграммный  КПД  практически  не
фиксировал  повышения  экономичности.  Это
связано  с  особенностями  течения  пара  в  про¬
точной  части  турбины,  которые  состоят  в  том,
что  утечки  из  периферийных  уплотнений  пре-
дотборных  ступеней  попадают  в  патрубки  реге¬
неративных  отборов  и  поэтому  не  могут  участ¬
вовать  в  формировании  фактического  значения
энтальпии  пара  за  цилиндром.  Найденный  по
этому  значению  энтальпии  диаграммный  КПД
близок,  скорее,  к  лопаточному  КПД,  а  его  из¬
менения  характеризуют  в  основном  нарушения
в  обтекании  лопаточных  решеток,  например
из-за  повреждений  или  заноса.
 Для  общей  оценки  текущей  эффективно¬
сти  проточных  частей  цилиндров  в  НПО
ЦКТИ  применяется  методика  определения
среднего  взвешенного  диаграммного  (мощно-
стного  или  энергетического)  КПД
 Л=  ?Gjhj/  YPjHp  <5-9-4)
 j=о  /  у=о
 где  j  —  порядковый  номер  потока;  Gj  —  массо¬
вый  расход  пара  в  соответствующем  потоке;
hj  —  использованный  теплоперепаду'-го  потока
по  параметрам  на  входе  в  цилиндр  и  на  выходе
из  цилиндра;  Hj  —  соответствующий  распола¬
гаемый  теплоперепад.
 До  этого  диагностику  проточной  части
цилиндров  предлагалось  проводить  с  примене¬
нием  относительного  мощностного  внутрен¬
него  КПД,  учитывающего  использованные  и
 располагаемые  теплоперепады  всех  потоков
пара,  проходящих  через  отдельные  отсеки  и
цилиндр,  а  не  только  «сквозного»  потока,  как
это  имеет  место  при  применении  диаграммно¬
го  КПД:
 к
 Лм  =  Ло/  [1  -  1Л*Л'м*/Ло/- 	(5-9.5)
 к=2
 В  формуле  (5.9.4)  индекс  j  =  0  относится
к  сквозному  потоку,  проходящему  через  вы¬
пуск  цилиндра,  индексы  j  =  1,  2,  ...  —  к  пото¬
кам,  попадающим  в  патрубки  отборов,  индекс
j  =  п  —  к  потоку,  попадающему  в  ЗКУ,  индек¬
сы  (п  -  1)  ...  (п  -  т)  —  к  потокам,  попадаю¬
щим  в  ПКУ  и  отсасываемым  в  регенеративные
отборы  другого  цилиндра  или  в  специальный
теплообменник;  т  —  количество  отсосов  из
ПКУ,  используемых  вне  пределов  цилиндра.
 Введя  обозначения  для  относительных
расходов  пара,  относительных  теплоперепадов
и  КПД  рассмотренных  потоков  Gj=Gj/GQ,
hj  =  hj/H0,  Н  j  =  Н  j  j  Hq  ,  y\j  =  hj/Hj,  из  выра¬
жения  (5.9.4)  легко  получить  соотношение
 Ло~Л=  ^ОуН/ц-Цу)  (5.9.6)
 М
 и  с  его  помощью  оценить  погрешность,  кото¬
рая  может  быть  вызвана  заменой  фактических
величин  отборов  их  проектными  значениями:
 АтЬ.  (1.-2)=  12(Л-Л;)Я;Дёу-
;=1
 =  (л-2)(г|-Г|Др  Н  jcpAGJcp,
 где  индекс  «ср»  означает  среднее  значение  ве¬
личины.
 Обычно  число  промежуточных  отборов  в
цилиндре  (п  —  2)  <  3;  разность  (г|  -^Лу)Ср  ~  0>2;
Нjcp  ~  0,5;  AGycp  =  0,06.  Значение  AGJcp  при  за¬
мене  фактических  расходов  в  отборы  проект¬
ными  оценим  примерно  в  5%  AGJcp.  Отсюда
 ДЛ1.  (л-2)  ^  3  0,2-  0,5  0,005  0,006  <  0,001  =0,1%.
 Фактические  расходы  в  концевые  уплот¬
нения  также  можно  заменить  проектными,
умноженными  на  относительное  давление  в
камере  отсоса:
 где  j  =  п  —  т,  ...,  п\  индекс  «н»  относится  к
значениям  при  нормальном  режиме.

986
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Формула  для  определения  фактического
внутреннего  относительного  (энергетического
или  мощностного)  КПД  цилиндра  по  изме¬
ренным  входным  и  выходным  параметрам  по¬
токов  пара  и  их  проектным  расходам  имеет
вид
 п-т-1 		п 		 _  _
 Ло  +  X  GJhJ+  YPjPjhj
л  = 	J— 	tma 	.  (5.9.7)
 п-т-\   		п
 i+  £  GiHj  +  Y.GjPjHj
 j=1 	j=n-m
 Из  формулы  (5.9.7)  следует,  что  при  ис¬
пользовании  проектных  значений  расходов  в
отборы  и  отсосы  концевых  уплотнений  отсут¬
ствует  необходимость  в  измерении  общего
расхода  пара  на  входе  в  цилиндр  или  расхода
G0  на  выходе  из  него.
 В  процессе  диагностики  помимо  инте¬
гральной  оценки  эффективности  проточных
частей  производится  выявление  причин  изме¬
нения  экономичности.  Состояние  лопаточно¬
го  аппарата  решеток  диагностируется  с  помо¬
щью  диаграммного  КПД,  а  также  по  давлению
в  контрольной  ступени.  Состояние  перифе¬
рийных  уплотнений  отсеков  ступеней  оцени¬
вается  методом,  основанным  на  известном
факте  превышения  температуры  пара  в  регене¬
ративных  отборах  над  температурой  в  проточ¬
ной  части  за  соответствующей  ступенью.  Оче¬
видно,  что  чем  больше  утечек  поверх  бандажа
поступает  в  патрубок  отбора  вследствие  повре¬
ждения  или  износа  периферийных  уплотне¬
ний,  тем  более  высокая  температура  будет  за¬
фиксирована  в  патрубке  отбора.
 Таким  образом,  контроль  состояния  пе¬
риферийных  уплотнений  основан  на  опреде¬
лении  изменения  с  течением  времени  темпе¬
ратур  tk  или  энтальпий  пара  ik  в  патрубках  ре¬
генеративных  отборов  за  исследуемыми  отсе¬
ками  цилиндров  (при  одинаковых  электриче¬
ских  мощностях  и  тепловых  нагрузках  отбо¬
ров).  С  целью  исключения  влияния  частных
условий  режимов  (например,  отклонения  на¬
чальных  параметров  и  различия  в  открытии
регулирующих  клапанов)  изменения  темпера¬
тур  в  отборах  Atk  =  tk  —  t/a  (индекс  «О»  означает
фиксированное  значение,  например,  после
пуска  турбины)  определяются  не  их  непосред¬
ственным  сравнением,  а  сравнением  перепа¬
дов  между  температурами  в  отборах  tk  и  в  спе¬
циальных  базовых  точках  /баз:
 №/с  ~  *баз)  —  (t/cO  ~  *баз())]-
 Для  исключения  влияния  раскрытия  изобар
вводится  поправка  ак  =  (/баз0  +  273)/(/‘баз  +  273).
Тогда  скорректированная  разность  энтальпий
 ^к  \-^к^к  *баз)  (^кО  *базо)]’
 В  качестве  базовых  могут  использоваться
данные  измерений  температуры  в  трубопрово¬
дах  перегретого  пара  на  входе  или  выходе  из
цилиндров  высокого  и  среднего  давления.
Оценка  изменений  утечек  периферийных  уп¬
лотнений  в  отсеках  осуществляется  косвенно,
по  изменению  внутреннего  относительного
КПД  предотборного  отсека:
 где  Р  —  коэффициент,  зависящий  от  схемы  тече¬
ния  пара  в  проточной  части  (обычно  1  <  Р  <  т\
т  —  число  ступеней  в  предотборном  отсеке);
Gk  =  Gk/G^  —  относительный  расход  пара  в  от¬
бор;  Gk  —  расход  пара  в  к-й  отбор;  G0  —  расход
сквозного  потока;  hik  —  использованный  тепло-
перепад  на  предотборную  ступень.
 Данные  о  техническом  состоянии  про¬
точных  частей  вводятся  в  память  ИВК.  Диаг¬
ностирование  осуществляется  путем  сопостав¬
ления  текущих  значений  параметров  и  выход¬
ных  показателей  с  начальными,  полученными
после  ввода  турбоустановки  в  эксплуатацию  из
монтажа  или  ремонта,  причем  текущие  значе¬
ния  приводятся  к  начальному  открытию  регу¬
лирующих  клапанов.
 Методы  диагностирования  по  показате¬
лям  тепловой  экономичности  основываются
на  использовании  стандартных  датчиков  дав¬
ления  и  температур,  что  упрощает  возмож¬
ность  полной  автоматизации  на  базе  станци¬
онных  ИВК.
 Эффективность  функционирования  сис¬
тем  диагностики  определяется  уровнем  соот¬
ветствия  выходной  информации  реальному
состоянию  объекта  диагностирования.  Досто¬
верность  диагностирования  зависит  от  ряда
факторов,  важнейшим  из  которых  является
корректность  принятой  методики,  учитываю¬
щей  реальные  изменения  параметров,  режи¬
мов  и  технологических  переключений.  Отра¬
ботка  принятых  методик  диагностирования
обычно  выполняется  на  имитационных  моде¬
лях,  по  которым  устраняются  неточности  и
ошибки.
 На  достоверность  диагностирования  влия¬
ют  ошибки  измерений  входных  параметров,  су¬

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВОЙ  ЭКОНОМИЧНОСТИ  В  ПРОЦЕССЕ  ЭКСПЛУАТАЦИИ  987
 щественное  снижение  которых  достигается
применением  датчиков  с  более  высоким  клас¬
сом  точности,  уменьшением  межповерочного
интервала,  индивидуальной  градуировкой  дат¬
чиков  и  каналов  измерения,  а  также  отбраков¬
кой  недостоверных  показаний.
 Степень  использования  диагностической
информации  во  многом  определяется  спосо¬
бом  и  качеством  ее  подачи  для  пользователя.
На  станционных  ИВК  применяются  видеокад¬
ры  фрагментов  тепловой  схемы  с  текущими
значениями  входных  контролируемых  пара¬
метров  и  выходными  диагностическими  пока¬
зателями,  а  также  получаемые  с  печатающего
устройства  информационные  бланки  и  графи¬
ческие  зависимости  последнего  по  времени
или  архивизированного  решения  задачи.  На
базе  рассмотренных  принципов  могут  разраба¬
тываться  системы  диагностики  по  экономиче¬
ским  показателям  для  различных  турбин  энер¬
гетических  блоков  ТЭС  и  АЭС.
 Диагностика  изменения  экономичности
ЦВД  и  ЦСД  турбин  ТЭС.  Методический  под¬
ход  к  решению  проблемы  создания  диагности¬
ки  тепловой  экономичности  паровых  турбин
разработан  в  НПО  ЦКТИ  [57].  При  эксплуата¬
ции  турбины  происходят  изменения  ее  про¬
точной  части,  отражающиеся  на  характеристи¬
ках  цилиндров  и  установки  в  целом.  Так,  из¬
вестно,  что  в  процессе  длительной  эксплуата¬
ции  турбины  для  получения  заданной  мощно¬
сти  необходимо  поднимать  давление  пара  пе¬
ред  цилиндром,  увеличивая  расход  и  перепад.
 Для  рациональной  эксплуатации  и  про¬
гнозирования  поведения  элементов  турбоуста¬
новки  необходимо  знать  причины  происходя¬
щих  изменений,  что  дает  уверенность  в  даль¬
нейшей  безопасной  работе,  а  в  некоторых  слу¬
чаях  может  подсказать  способ  стабилизации
или  даже  улучшения  характеристик  без  ремон¬
та  цилиндра.  Например,  в  одних  случаях  про¬
мывка  проточной  части  влажным  паром  может
привести  к  частичному  восстановлению  харак¬
теристик,  а  в  других  —  она  бесполезна.  Глав¬
ными  причинами  изменения  эксплуатацион¬
ных  характеристик,  в  качестве  которых  рас¬
сматриваются  пропускная  способность,  эко¬
номичность  и  мощность  цилиндров,  являются
износ  гребней  уплотнений,  занос  или  эрозия
поверхностей  лопаток,  раскрытие  разъемов.
Износ  гребней  приводит  к  росту  зазоров,  за¬
нос  —  к  уменьшению  проходных  сечений,
эрозия  —  к  их  увеличению.  При  этом  занос  и
эрозия  сопровождаются  ухудшением  качества
 поверхности  лопаток  (ростом  параметров  ше¬
роховатости).
 Расчетные  исследования  показали,  что
возможно  моделирование  процесса  старения  с
помощью  газодинамических  расчетов  проточ¬
ной  части,  выполняемых  при  различных  осе¬
вых  и  радиальных  зазорах,  шероховатости,
увеличенной  или  уменьшенной  площади  про¬
ходных  сечений  венцов.  При  сравнении  ре¬
зультатов  модельных  расчетов  и  измерений
появляется  возможность  диагностировать  со¬
стояние  проточной  части.  В  состав  измеряе¬
мых  параметров  входят  фиксируемые  совре¬
менными  системами  АСУ  ТП  блоков  ГРЭС
давления  и  температуры  перед  цилиндром,  за
ним  и  в  отборах,  а  также  расходы  пара,  кото¬
рые  можно  получать  проведением  прямых  из¬
менений  или  расчетным  анализом  данных
косвенных  измерений.  К  первому  из  указан¬
ных  направлений  относятся  стробоскопиче¬
ские  наблюдения  за  кромками  лопаток  с  по¬
мощью  эндоскопов  и  установка  разного  рода
специальных  датчиков  в  проточной  части.
Так,  в  НПО  ЦКТИ  разработан  метод  прямого
определения  зазора  в  уплотнениях.  Возможно¬
сти  подобных  прямых  методов  ограничены,
поэтому  значительное  внимание  уделяется
проведению  косвенных  измерений  с  после¬
дующим  расчетным  анализом.
 Однофакторный  расчетный  анализ.  В  Бел-
энергоремналадке  разработан  метод,  заключаю¬
щийся  в  построении  и  последующем  анализе
графиков,  на  которых  мощность  турбины  рас¬
сматривается  в  зависимости  от  распределения
давлений  в  характерных  точках  (на  входе  и  вы¬
ходе  из  цилиндра  и  в  отборах).  Сравнивая  эту
характеристику  с  аналогичной,  полученной  в
предыдущие  моменты  времени,  можно  оценить
изменения,  рассматривая  их,  например,  как
следствие  заносов  проходных  сечений  венцов.
 Другим  методом  такого  направления  яв¬
ляется  разработка  Южтехэнерго,  согласно  ко¬
торой  периодически,  примерно  один  раз  в  три
месяца,  необходимо  определять  величину
внутреннего  относительного  КПД  цилиндра.
При  этом  регулирующие  клапаны  должны
быть  полностью  открыты,  регенерация  вы¬
ключена.  За  точку  отсчета  принимаются  испы¬
тания  сразу  после  монтажа  или  ремонта.  Про¬
исходящие  изменения  трактуются  как  следст¬
вие  заносов.  Таким  образом  оба  метода  пред¬
полагают  однофакторную  диагностику.
 Известны  методы  оценки  потерь,  связан¬
ных  с  состоянием  надбандажных  уплотнений.

988
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 В  процессе  эксплуатации  проводятся  сравни¬
тельные  опыты,  в  которых  определяется  отно¬
сительный  внутренний  КПД  цилиндра  при  от¬
ключенных  отборах,  измеряются  температур¬
ные  перепады  между  отборами.  Рост  темпера¬
туры  в  отборах  рассматривается  как  следствие
увеличения  зазоров  над  рабочими  лопатками.
 Многофакторный  расчетный  анализ.  Та¬
ким  методом  проводится  диагностика  поло¬
мок  лопаток,  обрыва  штоков  клапанов,  заноса
и  абразивного  износа  поверхностей  лопаток.
Поскольку  отсутствует  универсальная  система
количественных  оценок,  успех  диагностики
этим  методом  определяется  профессиональ¬
ным  уровнем  приглашенного  для  ее  ведения
специалиста.
 Обратная  задача  расчетного  анализа.  Она
заключается  в  том,  что  по  опытным  характе¬
ристикам  цилиндров  расчетным  путем  оцени¬
вают  соответствующие  им  сочетания  зазоров,
шероховатости  поверхности,  проходных  сече¬
ний.  Решение  такой  обратной  задачи  пред¬
ставляет  искомую  процедуру  диагностики.
В  рамках  программного  комплекса  определя¬
ются  параметры  потока  по  венцам  (давления,
температуры,  скорости,  плотности  и  т.п.),  ус¬
танавливаются  характеристики  ступеней
(КПД,  реактивность,  мощность)  и  цилиндра  в
целом  (мощность,  КПД).  Используется  ап¬
проксимация  /5-диаграммы,  базирующаяся  на
разработке  ВТИ.  Исходные  данные  для  расче¬
та  включают  диаметры  и  высоты  лопаток,
входные  и  выходные  углы  лопаточных  реше¬
ток,  хорды,  толщины  кромок  и  количество  ло¬
паток  по  венцам,  зазоры  в  уплотнениях.  Регу¬
лирующее  колесо  характеризуется  зависимо¬
стями  перепада  и  экономичности  от  расхода.
 Как  известно,  для  получения  однозначно¬
го  решения  рассчитываемый  режим  необходи¬
 мо  характеризовать  тремя  краевыми  параметра¬
ми.  В  качестве  этих  параметров  можно  принять
давление  на  входе  и  выходе  и  температуру  на
входе  или  давление  на  выходе,  температуру  на
входе  и  расход.  Возможны  иные  комбинации
краевых  параметров.  Выбор  конкретных  пара¬
метров  зависит  от  того,  какие  из  них  более  точ¬
но  измеряются  в  рассматриваемом  случае.  При
апробации  комплекса  выполнено  сравнение
расчетных  и  опытных  характеристик  ЦВД  и
ЦСД  турбин  мощностью  200...  1200  МВт  ЛМЗ.
Некоторые  результаты  приведены  в  табл.  5.9.5.
 Метод  индивидуальной  идентификации.
Расчетная  модель  может  быть  получена  путем
ее  индивидуальной  идентификации,  заклю¬
чающейся  в  том,  что  для  каждого  конкретного
цилиндра  измеряются  фактические  проходные
сечения  венцов  и  зазоры  и  по  ним  выполняет¬
ся  расчет,  который  сравнивается  с  некоторым
базовым  экспериментом.  На  основе  сопостав¬
ления  вводятся  необходимые  поправки  к  ко¬
эффициентам  потерь  и  утечек,  обеспечиваю¬
щие  согласование  с  базовым  экспериментом
уже  не  по  трем  краевым  параметрам,  которые,
как  указано  выше,  определяют  однозначное
решение,  а  по  большему  их  количеству.  Чем
больше  измеряемых  на  турбине  параметров,
тем  больше  количество  идентифицируемых
величин.  В  итоге  идентификации  можно  ут¬
верждать,  что  на  других,  отличных  от  базово¬
го,  режимах  работы  результаты  расчета  адек¬
ватно  отобразят  реальную  ситуацию.  Если  на
некотором  режиме  по  какому-либо  параметру
возникнут  расхождения,  то  велика  вероят¬
ность  того,  что  их  причиной  является  не  не¬
достаток  расчетной  методики,  а  погрешность
эксперимента.  На  этом  основании  появляется
возможность  диагностики  показаний  прибо¬
ров,  фиксируемых  ИВК.
 5.9.5.  Сопоставление  расчетных  и  экспериментальных  значений  КПД  турбин
 Мощность  турбины,
МВт
 Цилиндр
 КПД,  %
 Расчетный
 Опытный
 800
 ЦВД
 85,4
 86,0
 800
 ЦСД
 92,2
 91...91,6
 1200
 ЦВД*
 90,2
 90,5
 1200
 ЦСД
 92,5
 91,3
 *  По  состоянию  перед  соплами.

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВОЙ  ЭКОНОМИЧНОСТИ  В  ПРОЦЕССЕ  ЭКСПЛУАТАЦИИ  989
 Наблюдаемые  расхождения  могут  касать-
ся  нескольких  параметров  и,  кроме  того,  могут
носить  закономерный  характер,  например,
быть  обратимыми,  изменяемыми  параллельно
с  нагрузкой  или,  напротив,  необратимыми,
изменяемыми  монотонно  с  течением  времени.
Рассматривая  эти  ситуации,  применим  сле¬
дующую  цепь  логических  заключений.  Чис¬
ленные  значения  коэффициентов  потерь  и
утечек  установлены  применительно  к  базово¬
му  режиму.  Потери  и  утечки  зависят  от  газо¬
динамических  критериев  (чисел  М,  Re,  отно¬
шения  и/с),  значения  которых  на  базовом  и
текущем  режимах  известны  из  расчета.  Вид  за¬
висимости  коэффициентов  потерь  и  утечек  от
указанных  критериев  известен  из  теории.
В  результате  для  любого  текущего  режима  рас¬
четным  путем  могут  быть  определены  любые
краевые  условия.  Таким  образом,  если  между
расчетом  и  экспериментом  оказываются  неко¬
торые  систематические  расхождения,  то  их
можно  понимать  как  следствие  разницы  в  гео¬
метрии  проточной  части  при  переходе  от  базо¬
вого  состояния  к  текущему.  При  этом  одно¬
значная  многофакторная  диагностика  возмож¬
на,  если  каждому  комплекту  значений  краевых
условий  соответствует  единственное  сочетание
изменений  геометрии.  Для  достижения  подоб¬
ной  ситуации  необходимо  располагать  измере¬
ниями  большого  количества  газодинамиче¬
ских  параметров.
 В  реальных  условиях  на  станциях  со
штатным  комплектом  КИП  это  нереализуемо,
так  что  при  решении  задачи  диагностики  ответ
получается  не  однозначным,  а  наиболее  веро¬
ятным,  причем  геометрические  изменения
приходится  рассматривать  укрупненно  (на¬
пример,  среднее  увеличение  всех  радиальных
зазоров  в  цилиндре  без  индивидуальной  рас¬
кладки  по  ступеням).
 В  отличие  от  многофакторного  расчетно¬
го  анализа  получаемые  выводы  обосновывают¬
ся  результатами  объективных  и  достаточно
универсальных  расчетов.  Следует  отметить,
что  подобный  подход  содержит  внутреннюю
опасность,  поскольку  выводы  диагностики  за¬
висят  от  адекватности  методики  расчета.  Если
она  недостаточна,  то  могут  быть  получены
ложные  результаты.  Предлагаемая  методика
расчета  предварительно  неоднократно  прове¬
рялась  на  паровых  и  газовых  турбинах  различ¬
ных  типов  и  были  получены  вполне  положи¬
тельные  результаты.  Можно  полагать,  что  по
мере  углубления  и  детализации  информации  о
 потерях  и  утечках  достоверность  диагностиче¬
ского  анализа  будет  повышаться.
 Описанная  расчетная  модель  адекватно
отображает  изменения  характеристик  цилинд¬
ра.  Но  применение  программного  комплекса  в
условиях  электростанции  неудобно,  поскольку
объем  задачи  полного  газодинамического  рас¬
чета  слишком  велик  для  ЭВМ,  обычно  приме¬
няемых  в  ИВК.  Кроме  того,  при  диагностике
нет  необходимости  в  детальной  информации  о
газодинамике  потока  по  венцам,  так  как  ана¬
лиз  таких  данных  предполагает  значительно
большее  число  измерений,  чем  это  возможно  в
штатной  схеме  контроля.
 Обобщенная  расчетная  модель.  Она  состо¬
ит  из  значительно  меньших  по  объему  про¬
граммных  текстов.  Графически  обобщенная
модель  выглядит  как  номограмма,  на  которой
параметры  цилиндра  —  уровни  и  перепады
давлений  и  температур  и  расход  (КПД  и  мощ¬
ность)  —  представлены  в  виде  функций  факто¬
ров  диагностики:  зазоров,  параметров  шерохо¬
ватости,  заноса  или  эрозии,  раскрытия  разъе¬
мов,  осевого  сдвига.  При  обращении  к  такой
модели  полученные  в  ходе  наблюдений  за  ре¬
альным  цилиндром  турбины  термогазодина¬
мические  характеристики  приводят  к  идентич¬
ным  условиям  по  давлениям  перед  цилиндром
и  за  ним  и  по  температуре  перед  ним.  Проце¬
дура  приведения  выполняется  по  тарировоч-
ным  графикам,  полученным  заранее  с  помо¬
щью  расчетов  по  программе.
 Таким  образом  получены  модели  цилин¬
дров  ряда  турбин.  Проведенный  по  этим  моде¬
лям  анализ  показал,  что  при  малых  радиаль¬
ных  зазорах  обычные  уплотнения  с  радиаль¬
ными  гребнями  на  бандаже  имеют  преимуще¬
ство  по  сравнению  с  уплотнениями  с  корыто¬
образными  вставками  на  корпусе,  особенно
для  первых  ступеней  ЦВД  с  короткими  лопат¬
ками.  Однако  при  значительном  износе  уплот¬
нительных  гребней  предпочтительнее  конст¬
рукция  с  корытообразными  вставками,  эффек¬
тивность  которых  сохраняется  даже  при  зна¬
чительном  износе  гребней.  Кроме  того,  уста¬
новлено,  что  эффективность  уплотнений  с  ра¬
диальными  гребнями  при  увеличении  зазора
сначала  резко  уменьшается,  а  при  больших  за¬
зорах  почти  перестает  зависеть  от  износа  греб¬
ней.  При  очень  малых  зазорах  эффективность
бандажных  и  безбандажных  конструкций
практически  одинаковая,  однако  по  мере  уве¬
личения  зазора  потери  в  безбандажных  ступе¬
нях  растут  быстрее,  чем  в  обандаженных.

990
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 При  осевом  сдвиге  ротора  в  двухпоточ¬
ном  цилиндре  увеличение  протечек  в  одном
потоке  не  компенсируется  снижением  их  в
другом,  т.е.  роль  протечек  в  целом  возрастает.
Отклонения  площадей  проходных  сечений
венцов  в  пределах  3%  вследствие,  например,
погрешностей  сборки  отражается  на  пропуск¬
ной  способности,  но  почти  не  влияет  на  КПД.
 На  основе  рассмотренных  материалов  на
ИВК  блока  1200  МВт  Костромской  ГРЭС  был
создан  и  отлажен  пакет  программ  диагностики,
который  в  комплексе  с  имеющимися  средства¬
ми  образовал  диагностическую  систему,  первые
данные  на  которой  были  получены  в  1986  г.
В  ходе  опытной  эксплуатации  системы  за  пери¬
од  1986-1989  гг.  было  проведено  более  70  диаг¬
ностических  опытов.  В  основном  измерения
выполнялись  на  двух  нагрузках:  дневной  с
мощностью  электрогенератора  1150...  1200  МВт
и  ночной  с  мощностью  800  МВт.  На  рис.  5.9.6
показаны  графики  давления  перед  ЦВД  и  за
ним  и  расхода  через  ЦВД  на  дневном  режиме.
Очевидно,  что  даже  незначительные  колебания
входного  давления  однозначно  отражаются  на
изменениях  выходного  давления  и  расхода.  Это
свидетельствует  о  достаточной  достоверности
фиксируемых  приборами  изменений  парамет¬
ров.  Аналогичная  картина  была  отмечена  при
измерениях  температур.  Установлено,  что  чув¬
ствительность  системы  на  колебания  темпера¬
туры  составляет  2...4  °С,  что  выше  порога  чув¬
ствительности,  обычно  указываемого  примени¬
тельно  к  системам  штатного  контроля.  При
этом  с  высокой  точностью  фиксируются  отно¬
сительные  изменения  температуры,  а  вопрос  о
точном  измерении  абсолютных  значений  дол¬
жен  решаться  отдельно.
 Данные  подтверждают  возможность  по¬
лучения  представительных  показаний  с  помо¬
щью  штатных  приборов.  Дальнейший  анализ
 показал  (рис.  5.9.7),  что  для  ЦВД  наблюдается
корреляция  между  приведенным  расходом
G  =  Gi  /С„ом  и  КПД  л  =Л,/лном  •  При  этом  с  те-
чением  времени  отмечается  неуклонное  их
снижение.
 Для  ЦВД  на  рис.  5.9.8  показана  обобщен¬
ная  модель  в  виде  параллелограмма,  на  сторонах
которого  отложены  шкалы  зазоров  Д8р  в  над-
бандажных  уплотнениях  и  шероховатости  лопа¬
ток.  Параллелограмм  помещен  в  декартовы  ко¬
ординаты,  по  осям  которых  отложены  измене¬
ния  КПД  и  расхода.  Шкалы  накопления  зано¬
сов,  раскрытия  разъемов,  осевого  сдвига  не  по¬
казаны.  Проследим  на  этой  модели  поведение
ЦВД  в  опытах  дневного  режима.  Номера  точек
на  рис.  5.9.8  соответствуют  тем  же  сериям  опы¬
тов,  что  и  на  рис.  5.9.7,  а.  Первые  опыты  (точ¬
ки  1—4)  группируются  в  одной  области  с  коле¬
баниями  в  1%  по  КПД  и  0,3%  по  расходу,  затем
наблюдается  сдвиг  (точки  5,  6)  в  направлении
уменьшения  расхода  и  КПД.  Судя  по  этой  но¬
мограмме,  отмеченным  изменениям  отвечает
ухудшение  шероховатости  до  0,05  мм  при  исход¬
ной  шероховатости  0,02  мм.  Следующий  сдвиг
(точки  8—11)  соответствует  дальнейшему  ухуд¬
шению  качества  поверхности  до  0,07  мм.  Следу¬
ет  отметить,  что  происходящее  перемещение  то¬
чек  не  дает  основания  предполагать  увеличения
зазоров.  Это  можно  объяснять  тем,  что  либо  из¬
нос  уплотнений  на  этом  этапе  не  происходил,
либо  проходные  сечения  заносятся  на  2%  парал¬
лельно  увеличению  шероховатости  до  0,07  мм  и
при  этом  зазор  в  уплотнениях  возрастает  на
 1...1,5  мм.  Второе  заключение  более  вероятно,
так  как  иначе  пришлось  бы  допустить  значи¬
тельное  ухудшение  качества  поверхности  без
уменьшения  проходных  сечений.
 Расположение  точек  12  и  13  подтвержда¬
ет  предположение  о  параллельном  действии
двух  этих  факторов,  поскольку  в  ином  случае
 Рис.  5.9.6.  Измеренные  приведенные  давления  перед  ЦВД  и  за  шш  и  расход  через  ЦВД  на  дневных
режимах  (/  —  номер  опыта;  р  =  pjpx;G  =Gt/Gj):
 1 	—  давление  перед  ЦВД;  2  —  давление  за  ЦВД;  3  —  расход

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВОЙ  ЭКОНОМИЧНОСТИ  В  ПРОЦЕССЕ  ЭКСПЛУАТАЦИИ  991
 Рис.  5.9.7.  Приведенные  КПД  т\  и  расход  G
ЦВД  (а,  б)  и  ЦСД  (в):
 а  —  на  дневных  режимах  (1200  МВт);
 б, 	в  —  на  ночных  режимах  (800  МВт);
 1 	—  КПД;  2  —  расход  G
 Рис.  5.9.8.  Диагностическая  обобщенная  модель  (номограмма)  ЦВД  с  результатами  дневных
испытаний  (Кь  —  шероховатость;  Дбр  —  увеличение  радиального  зазора)
 для  объяснения  положения  этих  точек  требу¬
ется  допустить  шероховатость  порядка
ОД2...ОД5  мм,  что  маловероятно.
 Из  результатов  следующих  опытов  после
ремонта  турбины  с  реставрацией  уплотнений
следует,  что  произошло  восстановление  харак¬
теристик  (точки  14—17).  Объяснить  это  можно
тем,  что  при  каких-то  пусковых  режимах  отло¬
жения  в  проточной  части  в  значительной  сте¬
пени  были  смыты  влажным  паром,  который
при  пуске  проходит  через  ЦВД.
 Как  видно  на  рис.  5.9.7,  в,  за  период  на¬
блюдения  (между  точками  1  и  13)  КПД  ЦСД
уменьшился  незначительно,  тогда  как  для
 приведенного  расхода  отмечено  сначала  рез¬
кое  снижение  с  последующим  быстрым  вос¬
становлением  и  даже  увеличением  по  сравне¬
нию  с  исходным  состоянием,  а  затем  посте¬
пенное  снижение  примерно  до  исходного
уровня.  При  этом  в  отличие  от  ЦВД  корреля¬
ции  между  графиками  КПД  и  расхода  нет.
Точка  6  составляет  исключение.
 Анализ  с  помощью  номограммы  показы¬
вает,  что  за  рассматриваемый  период  увеличе¬
ние  зазоров  в  ЦСД  практически  не  произош¬
ло,  так  что  наблюдаемые  изменения  расхода  и
КПД  являются  следствием  заносов  проточной
части.  Однако  в  отличие  от  ЦВД  толщина  за¬

992
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 носов  здесь  меньше  и  с  течением  времени  она
не  обязательно  возрастет,  а  может  также
уменьшаться.  Для  разъяснения  этого  следует
учесть,  что  отложения  в  ЦВД  и  ЦСД  имеют
различный  состав.  Для  ЦВД  доминируют  пло¬
хо  растворимые  оксиды  меди  и  железа.  Для
ЦСД  большая  часть  отложений  состоит  из
кристаллогидратов  с  оксидами  кремния,  рас¬
творимость  которых  при  характерных  для
ЦСД  режимах  заметно  зависит  от  параметров
пара.  В  связи  с  этим  при  существенных  и
практически  ежедневных  колебаниях  режима
толщина  отложений  на  поверхности  лопаток
меняется.  При  этом  растворение  кристаллов,
образующих  занос,  сопровождается  их  оплав¬
лением.  В  результате  обдуваемая  высокоско¬
ростным  паровым  потоком  поверхность  лопа¬
ток  сохраняется  гладкой,  в  то  время  как  пло¬
щадь  проходных  сечений  венцов  и,  следова¬
тельно,  приведенный  расход  через  ЦСД  колеб¬
лются.  Как  отмечено  выше,  в  пределах  реаль¬
ных  толщин  отложений  КПД  цилиндра  не  за¬
висит  от  изменения  площади  проходных  сече¬
ний,  так  что  в  этом  диапазоне  корреляции  ме¬
жду  КПД  и  приведенным  расходом  может  не
быть,  что  и  наблюдается  на  рис.  5.9.7,  в.
 Поскольку  между  опытами  13  и  14  имел
место  останов  турбины,  после  ее  пуска  харак¬
теристики  ЦВД  заметно  возросли.  По-види¬
мому,  это  является  следствием  очистки  лопа¬
точных  поверхностей  от  сравнительно  толсто¬
го  и  шероховатого  заноса  при  движении  через
проточную  часть  пара  с  каплями  влаги,  что
характерно  для  пусковых  режимов.  В  то  же
время  показатели  ЦСД  практически  не  изме¬
нились,  что  можно  объяснить  меньшей  тол¬
щиной  отложений  и  более  гладкой  их  поверх¬
ностью.
 В  других  опытах  было  отмечено  падение
КПД  и  приведенного  расхода  ЦСД  после  дли¬
тельной  остановки  турбины,  что  можно  счи¬
тать  следствием  заноса  ЦСД  продуктами  стоя¬
ночной  коррозии,  выносимыми  из  теплооб¬
менных  поверхностей  системы  промперегрева.
Достаточно  быстрое  восстановление  характе¬
ристик  ЦСД,  вероятно,  является  следствием
самоочистки  лопаточных  поверхностей  под
воздействием  колебаний  режима  от  дневной
до  ночной  нагрузки.  Отмечены  случаи,  когда
после  остановки  и  последующего  пуска  турби¬
ны  КПД  и  пропускная  способность  ЦСД  ока¬
зывались  выше,  чем  до  останова.
 В  целом  для  ЦСД  блока  1200  МВт  харак¬
терна  стабильность  КПД  и  расхода  во  време¬
 ни.  Подобный  вывод  следует  отнести  за  счет
местных  условий  Костромской  ГРЭС.
 Как  известно,  ухудшение  КПД  и  пропу¬
скной  способности  цилиндров  сопровождает¬
ся  снижением  вырабатываемой  мощности,  для
компенсации  чего  давление  перед  турбиной
(и  связанный  с  этим  давлением  расход)  необ¬
ходимо  повышать.  Это  подтверждают  данные
рис.  5.9.7,  а:  за  время  между  опытами  1  и  13
давление  перед  турбиной  было  увеличено  на
5%,  а  приведенный  расход  —  на  3%.
 Применение  рассматриваемого  метода  по¬
казало  на  практике  эффективность  диагностиче¬
ского  анализа,  проводимого  с  помощью  штат¬
ного  комплекта  КИП,  которые  позволяют  вы¬
полнить  более  точные  замеры,  чем  это  обычно
предполагается.  Следует  отметить,  что  первич¬
ные  показания  приборов  штатного  контроля  на¬
поминают  «звездное  небо»,  и  только  с  использо¬
ванием  предлагаемой  системы  диагностики
можно  дать  им  рациональное  толкование.
 Эффективность  рассматриваемой  систе¬
мы  позволяет:
 следить  за  изменениями  заносов,  зазо¬
ров,  шероховатости,  выделяя  обратимые  и  не¬
обратимые  составляющие;
 увязывать  происходящие  изменения  с  ха¬
рактером  режима  работы,  указывая  рацио¬
нальные  режимы;
 по  мере  возможности  поддерживать  эко¬
номические  показатели  за  счет  управления  об¬
ратимыми  изменениями;
 прогнозировать  вероятные  изменения
экономических  показателей  и  с  учетом  этого
уточнять  срок  предстоящего  ремонта;
 прогнозировать  характер  и  эффектив¬
ность  предстоящего  ремонта.
 Для  достижения  необходимых  результа¬
тов  не  требуется  никакого  специального  обо¬
рудования.
 Диагностика  тепловой  экономичности  па¬
ровых  турбин  с  использованием  результатов  из¬
мерения  крутящего  момента.  Большая  перспек¬
тива  для  создания  достаточно  простой  и  тем
не  менее  эффективной  системы  диагностики
экономичности  открывается  в  случае  исполь¬
зования  для  этих  целей  системы  измерения
мощности  (СИМ),  вырабатываемой  отдель¬
ным  цилиндром  и  даже  одним  потоком  в  слу¬
чае  двухпоточного  цилиндра  (рис.  5.9.9).
 СИМ  позволяет  в  процессе  эксплуатации:
определить  мощность  турбоагрегата  (ци¬
линдра)  в  целом  и  каждого  потока  в  отдельно¬
сти  при  различных  режимах  работы;

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВОЙ  ЭКОНОМИЧНОСТИ  В  ПРОЦЕССЕ  ЭКСПЛУАТАЦИИ  993
 Рис.  5.9.9.  Измерительная  схема  диагностирования  рабочих  лопаток  и  мощности  цилиндра:
 1 	—  датчики  мощности;  2  —  датчик  частоты  вращения;  3  —  коммутатор;  4  —  предусилители;
 5 	—  компьютер;  /-///  —  потоки
 обеспечить  оперативный  контроль  со¬
стояния  проточной  части;
 определить  величину  перекоса  вала  отно¬
сительно  статора.
 Для  определения  мощности  берется  рас¬
четное  значение  податливости  на  кручение
участка  вала  между  датчиками.
 Расчет  можно  выполнять  для  вала  слож¬
ной  формы.  При  этом  общая  податливость
представляется  в  виде  суммы  податливостей
участков  постоянного  диаметра.  Для  участка
вала  постоянного  диаметра  податливость  на
кручение  вычисляется  по  формуле  (Н-1см-1)
 320/
 Q  —
 Ko(d4  - 	)
 где  /  —  длина  участка,  см;  d  —  диаметр  участка
ротора,  см;  d0  —  диаметр  внутренней  расточ¬
ки,  см;  а  —  модуль  сдвига;  для  стали  Р2  и  Р2М
а  =  0,8  105  МПа.
 Мощность  на  валу  при  известной  или  из¬
меренной  величине  ф  закрутки  участка  вала
(в  радианах)  определяется  по  формуле  (МВт)
 7V  =  _^10"3,
е9,74
 где  п  —  частота  вращения,  мин-1.
 При  помощи  СИМ  установлено,  что  при
мощности  ЦВД  100  МВт  ф  =  0,0027  рад.  Ин¬
формация  о  величине  момента  (мощности)
выдается  на  цифровой  индикатор  измеритель¬
ного  блока,  при  необходимости  данные  изме¬
рений  могут  быть  введены  в  персональный
компьютер.
 На  рис.  5.9.10  показана  зависимость  из¬
менения  мощности  N  генератора  1  и  ЦВД  2
турбины  К-300-240  ЛМЗ  Киришской  ГРЭС
 Рис.  5.9.10.  Изменение  мощности  ЦВД  при  на¬
боре  нагрузки  турбиной  К-300-240  ЛМЗ:
 х  —  по  теплотехническим  параметрам  (гаран¬
тийные  испытания);  О  —  с  помощью  СИМ
 при  наборе  блоком  нагрузки.  Данные  измере¬
ний  с  помощью  СИМ  хорошо  согласуется  с
результатами  определения  мощности  по  теп¬
лотехническим  параметрам  ЦВД  при  проведе¬
нии  гарантийных  тепловых  испытаний.  Опыт
длительной  промышленной  эксплуатации
СИМ  на  Киришской  ГРЭС,  полученные  ре¬
зультаты  измерений  свидетельствуют  о  ее  вы¬
сокой  точности  и  надежности,  а  также  воз¬
можности  получения  необходимой  информа¬
ции  о  состоянии  проточной  части  цилиндров
и,  следовательно,  об  их  экономичности.
 Таким  образом,  осуществляя  в  течение
межремонтного  периода  систематический
контроль  за  изменением  крутящего  момента
на  валу  каждого  цилиндра  с  помощью  сущест¬
вующих  в  настоящее  время  высокоточных  ме¬

994
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 тодов  и  средств  измерения  крутящего  момен¬
та,  можно  контролировать  состояние  проточ¬
ной  части  цилиндров  (уровень  экономично¬
сти)  и,  следовательно,  оценивать  целесообраз¬
ность  их  вскрытия  при  ремонте.  Диагностика
эксплуатационной  экономичности  в  сочета¬
нии  с  другими  диагностическими  задачами
(вибропрочности  валопровода,  рабочих  лопа¬
ток  и  др.)  открывает  путь  к  реализации  ремон¬
тов  по  состоянию  оборудования.
 5.9.6. 	ДИАГНОСТИКА  ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО
И  МАГНИТНОГО  СОСТОЯНИЯ
ТУРБОАГРЕГАТОВ
 Теория  возникновения  электроэрозионных
повреждений.  Конструкция  турбоагрегатов,  ис¬
пользуемых  в  электроэнергетике,  предопреде¬
ляет  возникновение  элекгроэрозии.  Во-первых,
происходит  вращение  больших  ферромагнит¬
ных  масс  роторов,  изолированных  электриче¬
ски  от  статора  паровоздушной  смесью  и  масля¬
ными  клиньями  подшипников,  создающие  ус¬
ловия  для  возникновения  переменного  магнит¬
ного  потока,  который  порождает  индукцион¬
ные  кольцевые  токи  и  ЭДС  между  различными
участками  линии  валопровода.  Во-вторых,  на¬
личие  генератора,  являющегося  мощным  ис¬
точником  паразитных  токов,  замыкание  кото¬
рых  через  подшипники  турбины  возбуждает
магнитные  поля  по  всей  длине  валопровода.
В-третьих,  статическое  электричество,  возни¬
кающее  в  результате  взаимодействия  лопаток
ротора  с  паром  и  создающее  электрическое  на¬
пряжение  между  ротором  и  статором.
 По  своему  происхождению  электроэро¬
зия  связана  с  намагниченностью  и  самовозбу¬
ждением  роторных  токов  и  с  током  статиче¬
ского  электричества.
 Ток  статического  электричества  при  от¬
сутствии  токосъемного  устройства  стекает  на
«землю»  в  результате  пробоя  паровоздушной
смеси,  масляной  пленки  подшипников  турби¬
ны,  задеваний  по  уплотнениям  или  вместе  с
роторными  токами.  Этот  ток,  за  редким  ис¬
ключением,  не  приводит  к  электроэрозион-
ным  повреждениям,  влияющим  на  надежность
турбоагрегата.  Следы  протекания  тока  стати¬
ческого  электричества  можно  видеть  только  на
шлифованных  шейках  роторов  и  баббите  под¬
шипников  только  в  том  случае,  когда  вероят¬
ность  пробоя  в  данном  месте  существенно  вы¬
ше,  чем  на  других  участках  линии  валопрово¬
да.  Размер  кратера  искрового  разряда  состав¬
 ляет  не  более  30  мкм  в  диаметре  и  глубиной
 10 	мкм.  Изменение  во  времени  напряжения
статического  электричества  между  ротором  и
«землей»  можно  наблюдать  с  помощью  осцил¬
лографа.  Отсутствие  напряжения  на  роторе
турбины  означает  замыкание  роторных  токов.
 Электроэрозия,  вызванная  самовозбуж¬
дением  роторных  токов,  возникает  при  сниже¬
нии  сопротивления  изоляции  заднего  под¬
шипника  генератора  и  замыкании  паразитных
токов  генератора  по  контуру,  образованному
ротором  генератора  —  роторами  турбины  —
одним  из  подшипников  турбины  и  задним
подшипником  генератора.  Сила  тока  в  этом
контуре  определяется  напряжением  паразит¬
ных  токов  генератора  (1...20  В)  и  сопротивле¬
нием  контура,  в  котором  может  происходить
задевание  с  сопротивлением  0,01  Ом  или  ис¬
кровой  разряд  в  масляной  пленке  подшипника
с  сопротивлением  0,1  Ом.  Токосъемная  щетка
в  этом  процессе,  как  правило,  не  участвует,
так  как  ее  сопротивление  на  порядок  выше  со¬
противления  искрового  пробоя.  Силы  пара¬
зитных  токов  генератора  может  оказаться  дос¬
таточно  для  возбуждения  такого  магнитного
поля,  что  турбоагрегат  превращается  в  подо¬
бие  электрической  машины  с  короткозамкну¬
тым  ферромагнитным  ротором,  где  вырабаты¬
ваемая  электрическая  энергия  расходуется  на
преодоление  сопротивления  контура  нагрузки
(собственно  электроэрозию)  и  возбуждение
магнитного  поля  в  самой  турбине.  Контур  на¬
грузки  совмещен  с  контуром  возбуждения
«электрической  машины».  Происходит  само¬
возбуждение  роторных  токов.  Чаще  всего  на
турбине  образуются  собственные  контуры  воз¬
буждения,  поэтому  повреждения  подшипни¬
ков  турбины  всегда  больше,  чем  повреждения
заднего  подшипника  генератора.  Иногда  при
очень  высоком  уровне  остаточной  намагни¬
ченности  процесс  может  происходить  без  за¬
мыкания  паразитных  токов  генератора.
 Для  описания  процесса  элекгроэрозии,
связанной  с  самовозбуждением,  нужно  вос¬
пользоваться  эквивалентной  схемой  турбоаг¬
регата,  теорией  электрических  машин  с  мас¬
сивным  ферромагнитным  ротором  и  техноло¬
гией  электроискровой  обработки  металлов.
Проще  всего  турбоагрегат  представить  как
униполярный  генератор  с  поперечным  и  про¬
дольным  намагничиванием  ротора.
 Иногда  в  спектре  роторных  токов  можно
обнаружить  высокочастотные  составляющие
2500,  3750,  5000  и  8250  Гц,  кратные  оборотной

ДИАГНОСТИКА  ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО  И  МАГНИТНОГО  СОСТОЯНИЯ  ТУРБОАГРЕГАТОВ  995
 частоте.  Это  объясняется  тем,  что  часть  осево¬
го  магнитного  потока  ротора  замыкается  через
длинные  лопатки  последних  ступеней  турби¬
ны,  которые  образуют  с  лопатками  статора  пе¬
ременное  магнитное  сопротивление,  которое  в
свою  очередь  порождает  пульсации  магнитно¬
го  поля.  Это  явление  вызывает  кольцевой  ток
в  элементах  статора  и  напоминает  электриче¬
скую  машину  с  индуктивным  возбуждением.
 Кроме  этого,  подшипники  турбины  обла¬
дают  не  только  активным,  но  и  емкостным  со¬
противлением.  Из-за  прецессии  ротора  и  виб¬
рации  емкость  подшипника  периодически  из¬
меняется  примерно  на  10...20%,  что  позволяет
предположить  возможность  существования
емкостного  генератора  в  одном  или  несколь¬
ких  подшипниках.
 И,  последнее,  если  сопоставить  размеры
кратеров  электроискровой  обработки  металлов
с  обнаруженными  повреждениями  на  турбоаг¬
регате,  то  можно  определить  мощность  источ¬
ника  роторных  токов,  так  как  нам  будут  из¬
вестны  электрические  параметры  промышлен¬
ного  искрового  генератора.
 С  целью  предотвращения  элекгроэрози-
онных  повреждений  на  турбоагрегате  преду¬
смотрена  изоляция  заднего  подшипника  гене¬
ратора  и  заднего  водородного  уплотнения,  а
для  снятия  статического  электричества  —  токо¬
съемное  устройство,  состоящее  из  двух  токо¬
съемных  щеток,  схемы  контроля  и  схемы  сиг¬
нализации  «снижение  подстуловой  изоляции».
Схема  сигнализации  необходима  для  того,  что¬
бы  значительные  паразитные  токи  генератора
не  замыкались  через  токосъемное  устройство.
Сила  тока  срабатывания  сигнализации  должна
соответствовать  уровню  опасному  для  самовоз¬
буждения  роторных  токов  —  порядка  0,5  А.
 На  практике  система  защиты  турбоагре¬
гата  от  электроэрозии  работает  недостаточно
надежно.  Стеклотекстолитовая  изоляция  зад¬
него  подшипника  генератора  шунтируется
маслопроводами,  изолирующие  прокладки  ко¬
торых  пропитываются  маслом  и  фильтруют
электропроводные  примеси.  Особенности
вибрационного  состояния  подшипников  или
протекание  подшипниковых  токов  могут  сни¬
зить  сопротивление  масляной  пленки  одного
из  подшипников  турбины  настолько,  что  при
снижении  изоляции  заднего  подшипника  ге¬
нератора  паразитный  ток  проходит  через  этот
подшипник,  а  не  через  токосъемную  щетку.
Поэтому  сигнализация,  как  правило,  не  сраба¬
тывает.
 Необходимыми  условиями  элекгроэрозии
являются  достаточно  низкое  сопротивление
контура  возбуждения  и  достаточно  крутая  кри¬
вая  намагничивания  турбины.  Сопротивление
контура  возбуждения  (сопротивление  между
валопроводом  и  статором)  зависит  от  качества
масла,  наличия  задеваний  по  уплотнениям  и
вибрационного  состояния  турбоагрегата.
 Крутизна  кривой  намагничивания  турбо¬
агрегата  определяется  уровнем  остаточной  на¬
магниченности  и  величиной  магнитного  со¬
противления  отдельных  узлов  и  деталей.  Сле¬
довательно,  наличие  (отсутствие)  элекгроэро¬
зии  при  снижении  подстуловой  изоляции  за¬
висит  от  индивидуальных  особенностей  турбо¬
агрегата.  Поэтому  одни  турбины  работают  го¬
дами  при  нарушении  правил  эксплуатации,  а
другие  —  нет.
 Для  успешной  борьбы  с  элекгроэрозией
необходимо:
 убедиться,  что  обнаруженное  поврежде¬
ние  имеет  электрическое  происхождение,  и  вы¬
явить  контур  возбуждения  магнитного  поля;
 принять  меры  по  увеличению  сопротив¬
ления  контура  возбуждения;
 проводить  периодическое  размагничива¬
ние  турбоагрегата  для  уменьшения  крутизны
кривой  намагничивания  агрегата.
 Диагностика  электроэрозионных  поврежде¬
ний  по  данным  визуального  осмотра.  Электро-
эрозионные  повреждения  чаще  всего  наблю¬
даются  при  пусках  турбин,  резком  изменении
вибрационного  состояния  машины,  наборе
нагрузки,  приводящем  к  появлению  низкочас¬
тотной  вибрации,  попадании  влаги  на  нагре¬
тый  ротор,  срабатывании  защиты  и  др.
 Характерными  признаками  элекгроэро-
зионных  повреждений,  как  уже  отмечалось,
являются:
 сильная  остаточная  намагниченность  дета¬
лей  непосредственно  после  вскрытия  машины;
 наличие  на  поверхности  деталей  повреж¬
дений  в  виде  точечных  углублений,  чаще  всего
заполненных  продуктами  высокотемператур¬
ного  окисления  масла;
 наличие  электроэрозионных  каверн,  не¬
редко  покрытых  теми  же  продуктами  окисле¬
ния  масла;
 отсутствие  или  пренебрежимо  малый  раз¬
мер  областей  термического  влияния  под  ка¬
вернами,  зонами  сварки  и  даже  оплавления
материала,  что  является  следствием  весьма  ма¬
лой  продолжительности  разрядов,  вызываю¬
щих  повреждения;

996
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 отпечатки  выступов  или  отверстий
контртела  на  поврежденной  поверхности;
 матовые  пятна  на  блестящей,  прирабо¬
танной  поверхности  шеек  и  вкладышей,  напо¬
минающие  по  характеру  следы  разъедания  от
капель  разбрызганной  сильной  кислоты;
 треки  (ветвящиеся  или  почти  прямые),
как  правило,  неглубокие  (до  0,2  мм),  отпечат¬
ки  каналов  разряда  на  поверхности  деталей;
 покрытые  налетом  меди  пояски  эрозион¬
ных  каверн  под  латунными  кольцами  масля¬
ных  уплотнений  и  кромками  стальных  деталей
(например,  полумуфт),  которые  являются  кон¬
центраторами  электрического  поля.
 Эти  признаки  встречаются  как  по  отдель¬
ности,  так  и  в  различных  сочетаниях,  нередко
маскируются  абразивным  износом  подшипни¬
ковых  сплавов  и  стальных  деталей.  В  этих  слу¬
чаях  для  уточнения  диагноза  полезно  исследо¬
вать  подшипниковые  сплавы  на  наличие  в
баббите  твердых  включений  —  частиц  зака¬
ленной  цементованной  стали  карбидов  вана¬
дия  и  молибдена.
 Повреждения  подшипников  обычно  рас¬
положены  на  нижних  половинах  вкладышей
левее  и  выше  пятна  приработки  от  вращения
ротора  ВПУ,  а  также  на  верхних  половинах  в
зоне  вспенивания  масла  и  поверхностной  про¬
водимости.
 Электрические  параметры  источников  ро¬
торных  токов.  К  относительно  хорошо  исследо¬
ванным  источникам  роторных  токов  относятся
паразитные  токи  электрических  машин.  Пара¬
зитные  токи  генераторов  имеют  переменную  и
постоянную  составляющие.  При  номинальной
нагрузке  частота  этих  токов  равна  основной
частоте  вращения  50  Гц.  При  частичных  на¬
грузках  появляются  высокочастотные  состав¬
ляющие,  обусловленные  стыками  магнитного
железа  ненасыщенной  машины,  однако  мощ¬
ность  источника  высокочастотных  составляю¬
щих  паразитных  токов  генератора  весьма  мала.
 Электродвижущая  сила  паразитных  токов
генератора,  определяющая  напряжение  между
концами  ротора  машины  при  измерении  его
приборами  магнитоэлектрической  системы  с
низким  входным  сопротивлением,  не  превы¬
шает  15...20  В  по  переменному  току,  но  чаще
всего  составляет  1...5  В.  Измерение  приборами
с  низкоомным  входом  используется  для  ис¬
ключения  влияния  на  результаты  измерения
высокочастотных  наводок,  обусловленных
стыками  магнитного  железа,  а  также  напряже¬
ниями  статического  электричества.
 Кроме  этого,  на  роторе  турбоагрегата
присутствуют  высокочастотные  пиковые  со¬
ставляющие,  связанные  с  внедрением  полу¬
проводниковых,  тиристорных  и  высокочастот¬
ных  систем  возбуждения.  Коммутационные
явления,  обусловленные  выпрямлением  тока
возбуждения  с  помощью  полупроводниковых
устройств,  индуцируют  в  обмотках,  в  железе
ротора,  статора  и  окружающих  генератор  и
возбудитель  металлических  конструкциях  им¬
пульсы  напряжений,  амплитуда  которых  мо¬
жет  превышать  150  В,  скважность  составляет
до  95%,  частота  следования  импульсов  300  Гц
для  тиристорных,  900  для  диодных  бесщеточ-
ных  и  3000  Гц  для  высокочастотных  систем
возбуждения  при  собственной  частоте  импуль¬
са  от  3000  Гц  для  высокочастотных  систем
возбуждения  при  собственной  частоте  импуль¬
са  от  3  кГц  и  выше.
 Максимальное  напряжение  тока  статиче¬
ского  электричества  около  1000  В  определяет¬
ся  сопротивлением  между  ротором  и  корпу¬
сом,  а  сила  тока  —  внутренним  сопротивлени¬
ем  источника  и  не  превышает  1  мА  на  25  т/ч
пара,  т.е.  не  более  150  мА  для  самых  мощных
турбин.
 Систематические  исследования  и  расчеты
показали,  что  электризация  ротора  паром,  па¬
разитные  токи  генератора  (при  подстуловой
изоляции  (более  250  Ом)  и  наводки  систем  воз¬
буждения  не  могут  вызвать  серьезных  электро¬
эрозионных  повреждений.  Эти  постоянно  дей¬
ствующие  на  роторе  источники  напряжения
только  при  нарушении  подстуловой  изоляции
(ниже  1  Ома)  и  сопротивлении  масляной  плен¬
ки  подшипников  турбины,  которая  резко  сни¬
жается  при  протекании  тока  силой  более
0,01  А,  могут  привести  к  возникновению  пере¬
менных  магнитных  потоков  и  превращению
турбины  в  электромеханический  преобразова¬
тель  энергии,  т.е.  к  самовозбуждению.  Если  си¬
ла  тока  в  контуре,  показанном  на  рис.  5.9.11,
способна  поддержать  необходимый  магнитный
поток,  то  на  турбоагрегате  развиваются  элек-
троэрозионные  процессы  и  наблюдается  рост
остаточной  намагниченности  конструктивных
элементов  турбоагрегата.  Сила  этого  тока  со¬
ставляет  5...  10  А.  Подводимая  механическая
энергия  расходуется  на  самовозбуждение  и
преодоление  сопротивления  цепей  «нагрузки»
и  «возбуждения»,  т.е.  на  нагрев,  разрушение  и
сварку  различных  узлов  и  деталей  турбоагрега¬
та.  Электрическая  схема  замещения  турбоагре¬
гата  представлена  на  рис.  5.9.12:

ДИАГНОСТИКА  ЭЛЕКТРИЧЕСКОГО  И  МАГНИТНОГО  СОСТОЯНИЯ  ТУРБОАГРЕГАТОВ  997
 Рис.  5.9.11.  Контур  тока  в  турбоагрегате:
 1—8  —  номера  подшипников
 Рис.  5.9.12.  Упрощенная  электрическая  схема  замещения  турбоагрегата
 Ех  —  источник  электризации  ротора  па¬
ром,  напряжением  до  700  В  и  внутренним  со¬
противлением  105  Ом;
 Е2  —  ЭДС  паразитных  токов  генератора,
напряжением  2...5  В,  частотой  50  Гц,  внутрен¬
ним  сопротивлением  10-4  Ом;
 Е3  —  источник,  обусловленный  комму¬
тационными  явлениями  в  системе  возбужде¬
ния  генератора  напряжением  20...500  В,  час¬
тотой  300  Гц,  внутренним  сопротивлением
500  Ом;
 Е4  —  источник  униполярной  ЭДС  в  тур¬
бине,  обусловленный  продольным  намагничи-
 tj  г  ТМ(Я22  -  Д2  )  П
ванием  ротора,  В;  Ел  =—— 	—  В,  где  п  —
 2
 частота  вращения  с-1;  В  —  магнитная  индук¬
ция  в  зазоре,  Тл;  Ru  R2  —  радиусы,  по  кото¬
рым  имеет  место  контакт  между  ротором  и
корпусом;  Е4  =0,1...0,3  В  при  самовозбужде¬
нии  до  20  В,  с  внутренним  сопротивлением
10-3  Ом;
 Е5  —  источник  униполярной  ЭДС  в  тур¬
бине,  обусловленный  поперечным  намагничи¬
ванием  ротора  и  приводящий  к  возникнове¬
 нию  разности  потенциалов  вдоль  оси  турби¬
ны;  Е5  =  InnRlB;  /  —  расстояние  между  точка¬
ми  контакта  по  длине  вала,  (м);
 Е6  —  источник  ЭДС  переменного  тока,
обусловленный  переменной  составляющей
магнитного  потока  вдоль  ротора  турбины,
внутреннее  сопротивление  10-3  Ом;
„  BSAZV_K
 Е6= 	-—cos  со/;  В  —  среднее  значение
 ^Р-К
 продольной  составляющей  магнитной  индук¬
ции  в  роторе,  Тл;  Zp.K  —  среднее  значение  маг¬
нитного  сопротивления  между  ротором  и  кор¬
пусом,  А-м/Вб-1;  AZp.K  —  абсолютное  измене¬
ние  магнитного  сопротивления  между  ротором
и  корпусом  —  амплитудное  значение,
А  м/Вб-1;  w  —  частота  изменения  сопротивле¬
ния  между  ротором  и  корпусом,  сек-1;
w  =  2npnN;  р  —  число  пар  полюсов  ротора  тур¬
бины;  п  —  частота  врвщения  ротора  турбины;
N  —  число  лопаток  последней  ступени  ЦНД;
С  —  периодически  изменяющееся  емкости  ме¬
жду  ротором  и  корпусом  (своеобразные  дина¬
мические  конденсаторы  —  подшипники  тур¬

998
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 бины);  Z  —  периодически  изменяющееся  маг¬
нитное  сопротивление  между  ротором  и  кор¬
пусом  (аналог  индукторной  машины);  R  —  не¬
линейные  сопротивления  масляных  пленок
подшипников  турбины;  L  —  индуктивность
ротор  —  корпус  агрегата.
 Большое  разнообразие  видов  элекгроэро-
зионных  повреждений  и  источников  роторных
токов  объясняется  не  конструкцией  и  размера¬
ми  турбоагрегатов,  а  крайне  низкой  организаци¬
ей  рабочей  среды  —  электромагнитного  поля  в
турбине,  распределение  которого  носит  случай¬
ный  характер.  Очевидно,  что  все  перечисленные
величины,  а  значит,  опасность  элекгроэрозион-
ных  повреждений  увеличиваются  с  ростом  оста¬
точной  намагниченности  турбоагрегата,  умень¬
шением  сопротивления  контура  возбуждения
вследствие  повышенной  вибрации,  задеваний  в
проточной  части  и  по  уплотнениям,  ухудшени¬
ем  качества  масла  вследствие  протекания  тока
или  обводнения,  при  неисправной  подстуловой
изоляции.  На  практике  подобные  условия  чаще
всего  возникают  в  момент  пуска  турбоагрегата
или  переходных  режимах,  когда  турбоагрегат  ис¬
пользуется  для  покрытия  пиковых  нагрузок.
Следует  отметить,  что  элекгроэрозия  может  воз¬
никнуть  при  осевой  остаточной  намагниченно¬
сти  роторов  и  исправной  подстуловой  изоляции
генератора  и  возбудителя,  т.е.  при  отсутствии
грубых  нарушений  правил  эксплуатации  турбо¬
агрегатов.
 Опыт  показывает,  что  наиболее  вероятно
превращение  турбины  в  подобие  униполярно¬
го  агрегата  или  индукторной  машины,  т.е.
электромеханических  преобразователей,  воз¬
буждаемых  постоянным  током.
 Связь  остаточной  намагниченности  и
электроэрозии  подтверждается  тем  фактом,
что  рассматриваемое  явление  наблюдается
на  роторных  агрегатах  не  имеющих  на  валу
электрических  машин.  Имеются  в  виду  на¬
гнетатели  химических  производств,  на  кото¬
рых  часто  проваривается  герметичный  гори¬
зонтальный  разъем,  что  и  приводит  к  намаг¬
ничиванию  агрегата.  Так  как  намагничива¬
ние  в  процессе  сварки  или  электроэрозии
происходит  хаотично,  то  два  одинаковых  аг¬
регата  намагничиваются  по-разному:  на  од¬
ном  —  электроэрозия  может  быть,  а  на  дру¬
гом  она  отсутствует.
 Учитывая  важность  размагничивания
турбоагрегатов  для  предотвращения  электро¬
эрозии,  в  ОАО  «НПО  ЦКТИ»  разработана  и
успешно  применяется  на  практике  методика
 размагничивания  узлов  и  деталей  турбоагрега¬
та  и  переносной  источник  питания  размагни¬
чивающей  обмотки,  отвечающий  требованиям
методики.  Для  выявления  причин  элекгроэро¬
зии  и  выработки  рекомендаций  по  ее  устране¬
нию  для  конкретного  случая  разработана  и  ус¬
пешно  применяется  на  практике  методика  об¬
следования  турбоагрегата,  которая  позволяет
определить:
 замыкание  паразитных  токов  генератора;
сопротивление  масляных  пленок  под¬
шипников  турбины;
 величину  тока  в  контуре  возбуждения
электроэрозионного  процесса;
 наличие  униполярного  источника  ротор¬
ных  токов;
 распределение  тока  между  штатным  то¬
косъемным  устройством  и  параллельными  це¬
пями  узлов  и  деталей  турбоагрегата;
 величину  магнитного  поля  работающей
машины  по  разности  напряжений  между  шей¬
ками  подшипников  работающей  турбины;
 остаточную  намагниченность  узлов  и  де¬
талей  турбоагрегата.
 Для  предотвращения  электроэрозии  не
следует  устанавливать  дополнительные  токо¬
съемные  щетки  или  размагничивать  узлы  и  де¬
тали  турбоагрегата  током  промышленной  час¬
тоты.
 5.9.7. 	ДИАГНОСТИКА  ПРОПАРИВАНИЙ,
ПРИСОСОВ  И  ТЕПЛОВЫХ  УДАРОВ
В  КОНЦЕВЫХ  УПЛОТНЕНИЯХ
 Диагностика  пропариваний  и  присосов.
 В  начальный  период  развития  ПТУ  контроль
за  работой  концевых  уплотнений  (КУ)  прово¬
дился  по  облачку  пара  из  «вестовой»  трубы,
отводящей  в  машинный  зал  паровоздушную
смесь  из  внешней  (первой)  камеры  каждого
уплотнения.  При  выходе  из  трубы  перегретого
(невидимого)  пара  для  визуализации  над  ней
прикреплялась  металлическая  лопасть  на  оси,
вертушка  или  полоски  тонкой  фольги.  Столь
же  простым  было  и  управление  работой  уплот¬
нений:  с  помощью  вентилей  на  трубах,  подво¬
дящих  посторонний  пар  ко  вторым  от  конца
камерам  каждого  уплотнения  (при  наличии
вакуума  в  цилиндре  или  в  соседней,  третьей  от
конца,  камере)  или  с  помощью  вентилей  на
отводящих  трубах  при  наличии  избыточного
давления  (самоуплотнение).  Вентили  распола¬
гались  так,  чтобы  при  манипулировании  ими
не  терялась  из  виду  «вестовая»  труба.

ДИАГНОСТИКА  ПРОПАРИВАНИЙ,  ПРИСОСОВ  И  ТЕПЛОВЫХ  УДАРОВ
 999
 Следует  отметить,  что  тяга  в  «вестовой»
трубе,  возникающая  благодаря  разности  плотно¬
стей  пара  рп  и  воздуха  рв,  создавала  во  внешней
камере  небольшое  разрежение  Ар  =  (рв  -  рп)Д
которое  при  высоте  трубы  Я  =1,8  м  и  темпера¬
турах  пара  100  °С  и  воздуха  20  °С  не  превышало
0,01  кПа.  Поэтому  при  легком  парении  скоро¬
сти  и  расходы  пара  и  воздуха,  а  значит,  и  окруж¬
ная  неравномерность  разрежения  в  этой  камере
были  ничтожными,  а  разрежение  поддержива¬
лось  с  «высокой»  точностью.  В  этих  условиях
такие  явления,  как  обводнение  масла  в  подшип¬
никах  или  присосы  воздуха  в  вакуумную  систе¬
му,  зависели  от  машиниста.
 С  появлением  многоцилиндровых  турбин,
с  переносом  щита  управления  в  специальное
помещение  и  закрытии  турбины  кожухом  на¬
блюдать  за  многочисленными  «вестовыми»  тру¬
бами  и  управлять  таким  же  количеством  венти¬
лей  стало  неудобно.  Кроме  того,  их  признали
неэстетичными,  а  выбросы  пара  посчитали
причиной  повышенной  влажности  в  машин¬
ном  зале.  При  автоматизации  работы  уплотне¬
ний  пар  в  систему  уплотнений  стали  подавать
через  общий  автоматический  регулятор  давле¬
ния  с  выводом  манометра  и  задатчика  по  тру¬
бам  в  «сальниковый»  охладитель,  где  с  помо¬
щью  эжектора  поддерживалось  разрежение
около  10...20  кПа.  С  учетом  гидравлического
сопротивления  труб  это  должно  было  бы  обес¬
печить  в  камерах  разрежение  примерно  6  кПа,
что  вроде  бы  гарантировало  отсутствие  пропа¬
риваний,  но  теперь  создавало  предпосылки  для
большой  окружной  неравномерности  разреже¬
ния.  На  корпусах  уплотнений  (каминах)  были
предусмотрены  приливы  для  установки  штуце¬
ра  импульсной  линии  к  манометру.
 Но  низкая  точность  (цена  деления  при¬
мерно  10  кПа),  неопределенность  поправки  на
высоту  водяного  столба  при  давлениях,  близ¬
ких  к  атмосферному,  ненадежность  самих
стрелочных  манометров,  неудобство  их  распо¬
ложения  вблизи  управляющих  вентилей  обу¬
словило  исключение  манометров.  Индивиду¬
альный  контроль  за  работой  уплотнений  был  в
значительной  степени  утрачен  (если  не  счи¬
тать,  что  пропаривание  можно  было  наблю¬
дать  непосредственно  по  запотеванию  стекол
на  сливе  масла  из  прилегающего  подшипника,
а  также  «на  ощупь»,  поднеся  ладонь  к  камину,
а  присос  воздуха  «на  слух»  по  его  шипению).
Однако  вследствие  высокого  уровня  шума  в
машинном  зале,  жары  и  плохой  видимости
под  кожухом  индивидуальный  контроль  за  ра¬
 ботой  уплотнений  был  полностью  утрачен,  так
что  иногда  не  устанавливали  даже  управляю¬
щие  индивидуальные  вентили  на  подводе  па¬
ра.  При  этом  требовалось  держать  более  глубо¬
кое  разрежение  в  сальниковом  охладителе  и
минимальное  избыточное  давление  в  общем
коллекторе  подачи  пара  на  уплотнение  (чтобы
не  начал  садиться  вакуум),  чтобы  обеспечива¬
лось  минимально  возможное  в  таких  условиях
обводнение  масла.  Однако  глубокое  разреже¬
ние  во  внешних  камерах  и  недостаточное  дав¬
ление  в  камерах  подачи  приводили  к  присосам
воздуха  в  вакуумную  систему.  Это  хотя  и  не
влияло  на  глубину  вакуума  ввиду  хорошей  ра¬
боты  основных  эжекторов,  но  вызывало  попа¬
дание  масляных  паров  в  конденсат  —  непо¬
средственно  через  конденсатор  или  через  кон¬
денсат  сальникового  охладителя.  Происходило
замасливание  конденсата,  выводившее  из
строя  фильтры  конденсатоочистки  и  загряз¬
нявшее  пар  органическими  кислотами.  Уста¬
новка  дополнительного  отсоса  масляных  па¬
ров  эксгаустером  из  картеров  подшипников
вновь  вызывала  обводнение  масла.
 Таким  образом  возникла  необходимость
в  специальной  диагностике  пропариваний  и
присосов  в  КУ.  В  НПО  ЦКТИ  разработан  и
успешно  опробован  на  турбинах  200,  300,  500
и  800  МВт  оперативный  метод  температурного
контроля  КУ  ЦНД  и  избыточного  давлений
[68,  70].  Трубопроводы  каждого  КУ  снабжают¬
ся  датчиками  температуры  (рис.  5.9.13):  tB  —
окружающего  воздуха;  tB  =  30...50  °С);  /пв  —
паровоздушной  смеси;  tn  —  уплотняющего  па¬
ра  в  подводящей  линии;  /пц  —  пара  в  вакуум¬
ном  отсосе;  tu  —  пара  в  цилиндре  или  в  отсосе
избыточного  давления;  /пк  —  уплотняющего
пара  в  коллекторе  подачи.
 При  использовании  стороннего  уплот¬
няющего  пара  от  коллектора  1  имеют  место
следующие  условия  нормальной  работы  уплот¬
нений  без  пропаривания  и  присоса  воздуха:
 1) 	для  вакуумных  уплотнений  tB  <  tnB  <  tn;
 2) 	для  уплотнений  избыточного  давления
с  вакуумным  отсосом  пара  tB<tnB<tn<  tnn  <  tn;
 3) 	при  увеличении  открытия  вентиля  на
линии  подвода  уплотняющего  пара  от  коллек¬
тора  1  tnB  должна  повышаться  и  наоборот;
 4) 	уплотнения  избыточного  давления  мо¬
гут  работать  и  без  подвода  стороннего  уплот¬
няющего  пара,  т.е.  в  режиме  самоуплотнения
паром  из  цилиндра;  при  этом  температура  па¬
ровоздушной  смеси  tnB  не  зависит  от  степени
открытия  вентиля  на  линии  подачи.  При  само¬

1000
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  5.9.13.  Схема  температурного  контроля  уплотнений:
 1 	—  коллектор  подачи  уплотняющего  пара;  2  —  коллектор  вакуумного  отсоса  пара;  3  —  коллектор
аварийного  сброса  пара  из  камеры  подачи;  t  —  датчики  температуры
 уплотнении  должны  соблюдаться  другие  усло¬
вия  нормальной  работы:  tB  <  tnB  <  tn  <  tTm<  tn;
 5) 	при  увеличении  открытия  вентилей  на
линиях  к  коллекторам  аварийного  сброса  3  и
вакуумного  отсоса  2  tnB  должна  понижаться,  и
наоборот.
 Обратный  результат  испытания  по  усло¬
виям  3  и  5  означает  неисправность  уплотнения
(например,  сильный  износ  гребней)  или  арма¬
туры  и,  следовательно,  необходимость  их  ре¬
монта.  Испытания  производятся  эпизодиче¬
ски.  В  периоды  между  ними  регулярно  прове¬
ряется  выполнение  условий  1,  2  и  4.
 Если  в  процессе  эксплуатации  температу¬
ра  паровоздушной  смеси  повышается  и  при¬
ближается  к  температуре  пара  из  коллектора  1
или  из  цилиндра  (tnB^>tn  или  ^пв->^пц)>  то
появилась  опасность  «пропаривания»  в  ма¬
шинный  зал;  если  она  понижается  и  прибли¬
жается  к  температуре  воздуха  (/пв->  tB),  то  это
значит,  что  создалась  опасность  появления
присоса  воздуха.  В  этих  случаях  следует  изме¬
нить  степень  открытия  вентилей  в  соответст¬
вии  с  условиями  3  и  5.  О  величине  износа  уп¬
лотнений  можно  судить  по  степени  открытия
регулирующих  вентилей  при  фиксированной
нагрузке  турбины,  для  чего  они  должны  быть
снабжены  указателями  открытия.
 Показания  датчиков  температуры  удоб¬
но  вывести  на  показывающие  приборы  блоч¬
ного  щита  с  групповым  переключением  с  од¬
ного  уплотнения  на  другое  или  на  дисплей  с
 цифровыми  значениями  соответствующих
температур,  меняющими  цвет  в  случае  выхода
за  установленные  пределы.  Приводы  венти¬
лей  должны  быть  электрифицированы,  чтобы
ими  можно  было  управлять  также  с  блочного
щита.
 При  наличии  информационно-вычисли¬
тельного  комплекса  возможна  полная  автома¬
тизация  работы  уплотнений  либо  действенная
интеллектуальная  поддержка  оператора.
 Диагностика  тепловых  ударов.  Под  тепло¬
вым  ударом  подразумевается  такое  изменение
температуры  пара  (омывающего  ротор  и  ста¬
торные  детали  уплотнения),  скорость  и  вели¬
чина  которого  вызывают  пластическую  дефор¬
мацию.  Тепловые  удары  снижают  ресурс  рото¬
ра,  вызывают  коробление  статорных  деталей,
что  приводит  к  дополнительному  износу  уп¬
лотнений  вследствие  задеваний,  к  раскрытию
разъемных  соединений  и  др.
 До  недавнего  времени  конденсационные
турбины  проектировались  так,  что  даже  в  ци¬
линдрах  избыточного  давления  к  концевым
уплотнениям  всегда  подводился  посторонний
пар  с  температурой  около  150  °С.  Для  этого,
как  уже  упоминалось,  третьи  камеры  сообща¬
лись  с  вакуумными  отборами.  Тем  самым
обеспечивалось  постоянство  направления  дви¬
жения  пара  во  внутренних  отсеках  этих  ци¬
линдров  (от  цилиндра  к  третьей  камере)  даже
при  глубоком  разгружении  турбины  (и  в  пус¬
ковых  режимах)  с  возникновением  разреже¬

ДИАГНОСТИКА  ЗАЗОРОВ  В  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЯХ  В  ПРОЦЕССЕ  ЭКСПЛУАТАЦИИ  1001
 ния  в  полостях,  имеющих  под  нагрузкой  из¬
быточное  давление.
 После  утраты  индивидуального  контроля
за  работой  каждого  уплотнения  участились
случаи  присосов  воздуха  в  вакуумные  отсосы  и
недогревов  конденсата  в  соответствующих  по¬
догревателях.  Специально  на  коллекторе  этих
отсосов  были  установлены  регуляторы  давле¬
ния,  и  они  перестали  быть  вакуумными.  Те¬
перь  при  сбросе  нагрузки  холодный  посторон¬
ний  пар  мог  проникать  в  отсеки,  нормально
омываемые  горячим  паром  из  цилиндра,  т.е.
возникла  опасность  возникновения  теплового
удара  в  уплотнениях.
 Кроме  того,  повышение  начальных  пара¬
метров  пара,  переход  на  маневренный  режим
работы  турбин.  Это  привело  к  тому,  что  уча¬
стились  задевания  в  уплотнениях,  и  вследст¬
вие  износа  фактические  зазоры  оказались  бо¬
лее  чем  в  2  раза  увеличенными  против  задан¬
ных,  на  которые  рассчитывались  проходные
сечения  камер  и  трубопроводов  уплотнений.
Такое  несоответствие  даже  без  регуляторов
приводило  к  самозапиранию  вакуумных  отсо¬
сов,  к  вытеснению  постороннего  пара  из  ка¬
мер  и  линий  подачи,  т.е.  к  самопроизвольному
переходу  на  самоуплотнение.  При  снижении
нагрузки  питание  уплотнений  посторонним
паром  восстанавливалось  и  мог  произойти  те¬
пловой  удар.
 Когда  режим  самоуплотнения  был  уза¬
конен,  то  во  избежание  тепловых  ударов  по¬
требовались  два  источника  постороннего  уп¬
лотняющего  пара:  холодный  и  горячий.  Это
существенно  усложнило  обслуживание,  тем
более  что  горячий  источник  требуется  лишь
при  малорасходных  режимах,  а  линию  при¬
ходится  держать  постоянно  в  прогретом  со¬
стоянии.
 Наличие  температурного  контроля  за  ра¬
ботой  концевых  уплотнений  позволяет  диаг¬
ностировать  и  предупреждать  тепловые  удары.
Для  этого  программируется  измерение  скоро¬
сти  изменения  температуры  пара  в  линиях  вы¬
сокотемпературных  отсосов  и  в  случае  превы¬
шения  определенной  скорости,  например
 10 	°С/мин,  производится  измерение  диапазона
этого  изменения.  Если  при  этом  изменение
температуры  превысит  заданную  величину,
например  50  °С,  то  фиксируется  угроза  тепло¬
вого  удара,  о  чем  оповещается  оператор  для
принятия  мер  по  ограничению  скорости  изме¬
нения  температуры.  При  выходе  диапазона  из¬
менения  температуры  за  пределы,  скажем,
 75  °С,  информация  о  тепловом  ударе  архиви¬
руется  и  по  запросу  выводится  на  дисплей  и
на  печать.
 5.9.8. 	ДИАГНОСТИКА  ЗАЗОРОВ
В  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЯХ
 В  ПРОЦЕССЕ  ЭКСПЛУАТАЦИИ
 В  процессе  эксплуатации  современных
паровых  турбин  при  различных  режимах  рабо¬
ты  возможны  значительные  взаимные  переме¬
щения  ротора  и  статора  как  в  осевом,  так  и  ра¬
диальном  направлениях,  приводящие  к  изме¬
нению  осевых  и  радиальных  зазоров.  С  одной
стороны,  перераспределения  радиальных  и  из¬
менение  осевых  зазоров  может  вызвать  задева¬
ния  в  проточной  части,  например,  в  уплотне¬
ниях,  а  с  другой  —  стремление  избежать  заде¬
вания  может  привести  к  необоснованно  завы¬
шенным  зазорам  или  ограничению  маневрен¬
ных  возможностей  турбины  (увеличению  вре¬
мени  пуска,  ужесточению  нормативных  скоро¬
стей  прогрева,  нагружения  и  др.)
 Расчетные  методики  позволяют  рассчи¬
тывать  назначаемые  осевые  и  радиальные  за¬
зоры.  На  головных  образцах  турбин  выпол¬
няются  экспериментальные  исследования
относительных  перемещений  роторов  и
уточняются  величины  назначенных  зазоров.
Однако  в  процессе  длительной  эксплуатации
по  целому  комплексу  неучтенных  факторов
как  конструктивного,  так  и  эксплуатацион¬
ного  характера  возможны  ситуации,  когда
взаимное  смещение  статоров  и  роторов  мо¬
гут  достигать  предельных  значений  и  возни¬
кать  задевания  в  проточной  части.  В  этой
связи  организация  систематического  диагно¬
стического  контроля  в  процессе  эксплуата¬
ции  зазоров  в  проточных  частях  цилиндров
обеспечит  повышение  надежности  и  эконо¬
мичности  ПТУ.
 Диагностика  радиальных  зазоров.  Диагно¬
стика  радиальных  зазоров  путем  непосредствен¬
ного  измерения.  Для  непосредственного  изме¬
рения  зазоров  можно  использовать  аппаратуру
НПО  ЦКТИ  для  измерения  осевых  и  радиаль¬
ных  зазоров  в  проточных  частях  цилиндров
турбин  блоков  СКД,  а  также  устанавливаемых
на  турбинах  АЭС.  В  комплект  аппаратуры  вхо¬
дят  датчики  для  измерения  зазоров  (радиаль¬
ных  или  осевых),  приспособления  для  их  кре¬
пления  и  вывода,  защитные  экраны  (труб)  с
проводами  от  датчиков  и  измерительное  уст¬
ройство  (рис.  5.9.14).

1002
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  5.9.14.  Датчик  (а)  и  установка  датчиков  осевых  зазоров  в  ЦСД  (б,  в)  и  радиальных  зазоров
 в  ЦВД  (г—е)  турбины  К-1200-240-3:
 б 	—  в  четвертой  ступени  обратного  потока;  в  —  в  седьмой  ступени  прямого  тока;  г  —  расположение
датчиков;  д  —  крепление  датчика  к  статору;  е  —  вывод  датчиков  из  цилиндра;  1  —  корпус;  2,  4  —
первичные  обмотки;  3,  5  —  вторичные  обмотки;  6  —  провода  от  обмоток;  7  —  предохранительная
трубка;  8  —  крышка;  9  —  термопара;  10  —  сердечник;  11  —  датчик;  12  —  диафрагма;  13  —  ротор
 Функциональная  схема  измерительной
аппаратуры  приведена  на  рис.  5.9.15.  Аппара¬
тура  содержит  дифференциально-трансформа¬
торные  датчики,  входные  устройства,  блок
коммутации,  блок  питания  датчиков  силой  то¬
ка  0,1  А,  частотой  2  кГц,  блок  фильтров,  уси¬
литель  сигнала,  детектор,  регистратор  статиче¬
ской  составляющей  зазора,  блок  выделения
динамической  составляющей  сигнала,  регист¬
ратор  динамической  составляющей  зазора  и
стабилизированный  выпрямитель  для  питания
измерительной  аппаратуры.  В  качестве  регист¬
раторов  статической  и  динамической  состав¬
ляющих  зазоров  используются  электронный
автоматический  потенциометр  КСП-04  и  све¬
толучевой  осциллограф  Н-105.
 Так  как  характеристики  датчиков  термо¬
зависимы,  каждый  датчик  оснащен  термопа¬
 рой  и  обработка  результатов  измерения  ведет¬
ся  по  градуировочным  графикам  зависимости
показаний  регистраторов  статической  и  дина¬
мической  составляющих  зазора  от  температу¬
ры  датчика.
 Аппаратура  позволяет  измерять  статиче¬
ские  составляющие  зазоров  0,5...8  мм  и  дина¬
мические  составляющие  зазоров  0,1...  1  мм  с
относительной  погрешностью  измерения  не
более  5%.
 Датчики  сохраняют  работоспособность
при  температуре  окружающей  среды
0...550  °С,  давлении  паровой  среды  до  20  МПа,
высокой  влажности  паровой  среды  при  пуско¬
вых  режимах.  Согласно  разработанной  в  НПО
ЦКТИ  методике  измерения  радиальных  зазо¬
ров  предусматривается  попарная  установка
датчиков  зазоров  по  одному  диаметру  с  обеих

ДИАГНОСТИКА  ЗАЗОРОВ  В  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЯХ  В  ПРОЦЕССЕ  ЭКСПЛУАТАЦИИ  1003
 Рис.  5.9.15.  Функциональная  схема  аппаратуры  контроля  радиальных  зазоров:
 Д  —  датчик;  Р  —  ротор;  ВУ  —  входное  устройство;  БК  —  блок  коммутации;  БП  —  блок  питания;
СВ  —  стабилизированный  выпрямитель;  РТ  —  регистратор  температуры;  БФ  —  блок  фильтров;
У  —  усилитель;  Дт  —  детектор;  РСт  —  регистраторы  статической  и  динамической  составляющей
зазора;  БВ  —  блок  выделения  динамической  составляющей
 сторон  ротора.  Датчики  располагают  в  местах,
в  которых  ожидаются  наибольшие  радиальные
перемещения  и  имеются  участки  гладкого  вала
(необходимые  из  условий  работы  применяемых
дифференциально-трансформаторных  датчи¬
ков),  на  которые  «смотрит»  датчик.  В  сечении
паровпуска  внутреннего  корпуса  двухпоточного
ЦСД  датчики  крепят  к  специальным  бобыш¬
кам  на  его  внутренней  поверхности:  по  два  в
вертикальной  и  горизонтальной  плоскостях
(рис.  5.9.16).
 Взаимное  смещение  осей  статора  и  рото¬
ра  ЦСД  в  двух  плоскостях  определяют  по  за¬
висимостям:
 в  вертикальной  плоскости
 Рис.  5.9.16.  Установка  датчиков  радиальных
зазоров  ЦСД  турбины  К-1200-240-3:
 а  —  схема  трассировки;  б  —  установка  датчиков
по  оси  паровпуска;  1  —  датчик;  2  —  вывод;
 3 	—  ротор;  4  —  внутренний  корпус
 в  горизонтальной
 ег  =  (Длг  -  Дпгр)/2>
 где  А®,  А",  Ар,  А1?15  —  изменения  радиальных
зазоров  по  сравнению  с  установочными  вели¬
чинами.  Возможные  причины  таких  смещений
показаны  на  рис.  5.9.17.
 Положительное  значение  ев  и  ет  свиде¬
тельствует  о  смещении  оси  статора  вверх  и
влево  по  отношению  к  ротору  (или  о  смеще¬
нии  ротора  вниз  и  вправо).  При  положитель¬
ных  значениях  ев  верхние  зазоры  увеличены  и
определяющим  становится  уменьшение  ниж¬
них  радиальных  зазоров  и,  наоборот,  при  от¬
рицательных  значениях  ев  определяющим  ста¬
новится  уменьшение  верхних  зазоров.
 Принимая  с  достаточной  степенью  точ¬
ности  допущение  о  том,  что  изменение  ради¬
альных  зазоров  равно  величине  смещения
осей,  получаем,  что  для  определения  пределов
допустимого  смещения  осей  можно  основы¬
ваться  на  значениях  установленных  в  проточ¬
ной  части  радиальных  зазоров  (фактических
или  расчетных  —  в  зависимости  от  поставлен¬
ной  задачи).  Если  в  качестве  примера  принять,
что  величина  радиальных  зазоров  в  уплотне¬
ниях  равна  0,7  мм  сверху  и  снизу,  то  с  запасом
 0,2  мм  будем  иметь  -0,5  <  ев  <  0,5.
 Диагностика  радиальных  зазоров  по  косвен¬
ным  признакам.  Прямое  измерение  зазоров  с
помощью  датчиков  и  аппаратуры,  разработан¬
ных  в  НПО  ЦКТИ,  выявило  ряд  трудностей.
В  частности,  длительный  период  эксплуатации
(более  двух  лет)  экспериментальных  датчиков
показал  реальность  их  отказа  в  течение  межре¬
монтного  периода.  Это  побудило  изыскивать

1004
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Температурный
прогиб  вала
 Динамический
прогиб  ввала
 Вибрация
 ротора
 Деформация  и
вибрация  ротора
 Упругая
деформация
корпуса  при
сборке
 Всплывание  вала
на  масляной
пленке
 Силовая
 Причины  изменения
радиальных  зазоров  в
уплотнениях
 Расцентровка
 уплотнений
 Температурная
 Разность
температур  в
поперечном
сечении  корпуса
 Воздействие
 присоединенных
 трубопроводов
 Искажение  круглой
формы  расточек
уплотнений
 Изменение
величины  зазора  в
стыке  между
половинками
диафрагм
 Неодновременный
прогрев  диафрагмы
или  обойм
по  радиусу
 Рис.  5.9.17.  Классификация  причин  изменения  радиальных  зазоров
 возможность  оценки  состояния  радиальных  за¬
зоров  при  помощи  косвенных  диагностических
признаков,  более  удобных  для  эксплуатации.
 Анализ  опыта  эксплуатации  паровых  тур¬
бин,  результаты  экспериментальных  исследо¬
ваний  радиальных  зазоров  в  проточных  частях
турбин  позволили  выявить  некоторые  зависи¬
мости  величины  зазора  от  совокупности  (ком¬
бинации)  факторов,  характеризующих  режим
работы  турбоагрегата:  мощности,  темпа  нагру¬
жения,  разности  температур  «верх-низ»  корпу¬
са  цилиндра,  теплового  состояния  цилиндра,
разности  температур  между  паром  и  металлом
и  др.  Экспериментальные  данные  по  измене¬
нию  радиальных  зазоров  получены  их  непо¬
средственным  измерением  на  турбине
К-800-240-3  во  время  ее  пусков  из  различных
тепловых  состояний,  при  работе  на  стацио¬
нарных  нагрузках  и  при  остановах,  в  том  чис¬
ле  и  с  расхолаживанием.  Всего  были  рассмот¬
рены  24  исходные  входные  переменные
(Xf  факторов,  /  =  1,  ...,  24),  которые  могут  ока¬
зать  существенное  влияние  на  3  выходные  пе¬
ременные  (у,  откликов,  /  =  1,  ...,  3),  характери¬
зующие  взаимное  смещение  осей  ротора  и  ста¬
тора  и  деформацию  корпуса  цилиндра.  Среди
факторов  хследующие:
 частота  вращения  ротора;
 мощность  турбины;
 температура  пара  на  входе  в  цилиндр,
температура  корпуса  цилиндра  (внутреннего  и
наружного);
 разность  температур  между  верхней  и
нижней  половинами  корпуса  цилиндра;
 разность  температур  пара  перед  цилин¬
дром  и  металла  внутреннего  (наружного)  кор¬
пуса  цилиндра;
 приращение  за  единицу  времени  указан¬
ных  факторов.
 В  качестве  откликов  yt  были  выбраны:
смещение  оси  статора  относительно  оси
ротора  в  вертикальной  плоскости  у{;
в  горизонтальной  плоскости  у2;
деформация  статора  (разность  вертикаль¬
ного  и  горизонтального  диаметров).
 На  первом  этапе  для  анализа  были  ис¬
пользованы  24  исходных  входных  данных
(Xj  факторов),  которые  могли  оказать  сущест¬
венное  влияние  на  три  выходных  переменных
(у,  откликов),  характеризующих  взаимное  сме¬
щение  осей  ротора  и  статора  в  вертикальном  и
горизонтальном  направлениях  и  деформацию
ЦСД.  Предварительный  расчетный  анализ  с
использованием  методов  математической  ста¬
тистики  позволил  ограничить  количество  ис¬
ходных  входных  элементов,  так  как  было  уста¬
новлено,  что  наибольшее  влияние  на  измене¬
ние  состояния  радиальных  зазоров  в  ЦСД  ока¬
зывают:  частота  вращения  ротора  (х2),  мощ-
 /  ч 	dN
 ность  турбины  (х3),  скорость  нагружения
 dx
 (х4),  температура  пара  перед  ЦСД  (х5),  средняя
температура  внутреннего  ЦСД  (х7),  разность
температур  между  верхней  и  нижней  полови¬

ДИАГНОСТИКА  ЗАЗОРОВ  В  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЯХ  В  ПРОЦЕССЕ  ЭКСПЛУАТАЦИИ  1005
 нами  внутреннего  ЦСД  (*8),  скорость  измене¬
ния  средней  температуры  внутреннего  ЦСД
 dx  7  ^
 *9,—И,  средняя  температура  наружного
 dx  )
 ЦСД  (*13),  разность  температур  между  верхней
и  нижней  температурой  наружного  ЦСД  (*14),
скорость  изменения  средней  температуры  на¬
ружного  ЦСД  (*15).
 На  первом  этапе  расчетного  анализа  по¬
лученных  экспериментальных  данных  были
выполнены  расчеты  по  упрощенной  модели  в
предположении,  что  смещения  осей,  а  также
деформация  статора  линейно  зависят  от  неко¬
торых  определяющих  факторов.  Определяю¬
щие  факторы  в  свою  очередь  были  определены
с  помощью  корреляционного  анализа  ряда  ре¬
жимов,  в  ходе  которого  были  выявлены  коэф¬
фициенты  корреляции,  что  позволило  значи¬
тельно  ограничить  число  факторов,  принимае¬
мых  для  построения  упрощенной  модели.
 К  наиболее  существенным  факторам  от¬
носятся:  частота  вращения  ротора  (х2),  мощ¬
ность  турбины  (*3),  средняя  температура  на¬
ружного  ЦСД  (*13),  разность  температур  между
верхней  и  нижней  половинами  наружного
ЦСД  (*14),  скорость  изменения  средней  темпе¬
ратуры  наружного  ЦСД  (*15).  После  анализа
на  ряде  режимов,  а  также  после  определения
зависимости  смещения  оси  статора  относи¬
тельно  оси  ротора  в  вертикальной  плоскости
0^)  от  других  факторов  получена  формула,  в
которой  ух  и  хх  связаны  линейно.
 Сравнение  расчетных  и  эксперименталь¬
ных  данных  показывает  их  определенное  совпа¬
дение.  Однако  построение  математической  мо¬
дели,  включающей  только  исходные  факторы,
при  описании  нелинейных  объектов  может  не
дать  удовлетворительного  результата.  Потому
была  поставлена  задача  построения  модели  пу¬
тем  обработки  экспериментальных  данных  ме¬
тодом  гибкой  (управляемой)  регрессии  [18].  В
качестве  базовых  функций  приняты  многомер¬
ные  полиномы  второго  порядка:  собственно  ис¬
ходный  фактор,  его  квадрат  или  квадратичная
функция,  а  также  произведения  факторов  —
регрессоры.  Регрессоры,  коррелированные  меж¬
ду  собой  при  |*^-|  >  0,985,  были  устранены.
 Исходя  из  этого  получены  математиче¬
ские  модели  для  определения  Yx  и  Y2.  При  ин¬
терпретации  этих  моделей  необходимо  учиты¬
вать,  что  при  оценке  влияние  тех  или  иных
факторов,  входящих  в  модель,  необходимо  рас¬
сматривать  связи,  отражающиеся  для  каждой
модели  корреляционной  матрицей  факторов.
 Модель  вертикального  смещения  имеет
 вид:
 Гх  =  4,117  -2,547*5  +  0213х7  +  0,408*17  +
 +  0,073x|  -  0,188*2  +  0Д58Д52  +  0,02  Ц28  +
 +  0,402х18  -  0,036*2*14  +  0,15bc14  +  0,013*3*4  +
 +  0,045*3  -  0,225*4  +  0,041*4*7  -  0,093;*5*18,
 (5.9.8)
 где  хХ7  —  разность  температур  между  температу¬
рой  пара  перед  ЦСД  и  температурой  наружного
цилиндра;  *18  —  приращение  разности  темпера¬
тур  между  температурой  пара  перед  ЦСД  и  тем¬
пературой  наружного  цилиндра  за  1  мин.
 Аналогичный  вид  имеет  уравнение  для  У2
(смещения  осей  статора  и  ротора  в  горизон¬
тальной  плоскости):
 Г2  =  1J86  -  0,196x2  -  0,402х4  -1,142*5  +
 +  0,424*6  +  0,087*14  +  0Д42*17  +  0,0055*18  +
 +  0,0122jci9  +  0,07х2  +  0,154^  +  0,035х28  -
 -  0,025*2*14  +  0,0828*4^5  -  0,081*5*6  +
 +  0,113*15*22  -0,122*17*18, 	(5.9.9)
 где  *6  —  приращение  температуры  пара  горя¬
чего  промперегрева  за  1  мин;  *19  —  температу¬
ра  пара,  омывающего  ротор  в  районе  паро-
впуска;  *22  —  приращение  разности  темпера¬
тур  между  температурой  пара  горячего  пром¬
перегрева  и  температурой  пара,  омывающего
ротор  в  районе  паровпуска  за  1  мин;
 ^ 	_  ^(*ГПП  “  ^п.рот  )
 *22 			.
 dx
 Деформация  статора  определяется  из  вы¬
ражения
 Y3  =  YX-  Y2. 	(5.9.10)
 Таким  образом,  анализ  полученных  экс¬
периментальных  данных  по  величинам  измене¬
ния  радиальных  зазоров  позволяет  разработать
математические  модели,  которые  могут  быть
использованы  в  программах  для  определения
оптимальных  условий  пуска  турбины  и  опасно¬
сти  задеваний  при  пусках.  Реализация  этих  мо¬
делей  и  программ  на  блочной  ЭВМ  ГРЭС  по¬
зволит  определить  тенденцию  изменения  ради¬
альных  зазоров  во  время  эксплуатации.
 Возможно  решение  обратной  задачи:  исхо¬
дя  из  безопасных  (с  точки  зрения  радиальных
задеваний)  условий  ведения  режима  эксплуата¬
ции,  можно  задавать  необходимое  значение  или

1006
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 11 	12 	13 	14 	15 	т,ч
 Рис.  5.9.18.  Сравнение  экспериментальных  и
расчетных  результатов  смещения  оси  статора
относительно  оси  ротора  в  вертикальной  плос¬
кости  ух:
 +  —  расчет  ЦКТИ;  О  —  эксперимент  ЦКТИ;
 А  —  расчет  по  рассматриваемой  методике
 скорость  изменения  определенных  факторов
(параметров).  Полученные  результаты  позволя¬
ют  рекомендовать  для  внедрения  методику  и  ал¬
горитм  диагностирования  радиальных  зазоров
по  косвенным  признакам  с  использованием
штатных  измерений,  при  этом  штатные  измере¬
ния  должны  производиться  средствами  повы¬
шенной  надежности  или  средствами,  восстанав¬
ливаемыми  в  процессе  эксплуатации.
 Реализация  алгоритма  диагностирования
радиальных  зазоров  по  косвенным  признакам
требует  надежного  представительного  измере¬
ния  средней  температуры  металла  внутреннего
цилиндра,  которое  должно  производиться  в
сечении  паровпуска  либо  штатными  средства¬
ми  измерения,  либо  дополнительной  штатной
оснасткой.
 Оценивая  качество  полученных  моделей,
следует  считать  его  достаточно  высоким
(рис.  5.9.18).
 Применительно  к  другим  цилиндрам  (на¬
пример,  ЦНД)  или  типоразмерам  турбин  при¬
менение  методики  и  алгоритма  диагностиро¬
вания  радиальных  зазоров  по  косвенным  при¬
знакам  потребует  проведения  предваритель¬
ных  исследований  с  использованием  датчиков
радиальных  зазоров  НПО  ЦКТИ  для  получе¬
ния  массива  данных  для  статистического  ана¬
лиза  и  определения  закономерностей.
 Диагностика  осевых  зазоров.  Повышение
эксплуатационной  надежности  и  экономично¬
сти  современных  паровых  турбин  АЭС  и  ТЭС
может  быть  обеспечено  путем  введения  систе¬
матического  диагностического  контроля  осевых
зазоров  в  проточной  части  при  эксплуатации.
Как  известно,  для  такого  контроля  используют¬
ся  датчики  относительного  расширения  роторов
 (ОРР),  устанавливаемые  на  концах  ротора,  наи¬
более  удаленных  от  упорного  подшипника.  Од¬
нако,  как  показали  последние  исследования,
вследствие  определенной  осевой  податливости
корпусов  цилиндров  датчики  ОРР  не  всегда  аде¬
кватно  отражают  состояние  осевых  зазоров  в
проточной  части.  Это  особенно  сильно  прояв¬
ляется  у  крупногабаритных  двухпоточных  ци¬
линдров  больших  размеров,  широко  используе¬
мых  в  составе  турбоустановок  АЭС  и  ТЭС.
 При  изменении  теплового  состояния  ос¬
новных  элементов  турбины  (статора  и  ротора)
вследствие  изменения  режима  работы  из-за
различной  тепловой  инерции  ротора  и  стато¬
ра  происходит  относительное  смещение  этих
элементов.  На  величину  относительных  рас¬
ширений  ротора  относительно  статора  в  про¬
точной  части  оказывают  влияние  как  конст¬
руктивные  особенности,  так  и  эксплуатаци¬
онные  факторы.  К  конструктивным  особен¬
ностям  относятся:
 осевая  жесткость  статора  и  диафрагм;
марка  применяемых  материалов;
система  опирания  цилиндров  и  др.
Примерами  эксплуатационных  факторов
являются:
 темп  нагружения  (разгружения);
температурные  перекосы  по  цилиндру;
величины  и  темп  изменения  параметров
пара  и  др.
 Кроме  того,  на  величину  зазоров  в  про¬
точной  части  может  оказывать  влияние  за¬
трудненность  перемещений  стульев,  вызываю¬
щая  дополнительную  деформацию  статоров,  а
также  элементов  фундамента.
 Поскольку  процесс  изменения  ОРР  имеет
многофакторный  характер,  то  это  вносит  неоп¬
ределенность  в  оценку  состояния  зазоров  в
проточной  части,  если  их  величину  оценивать
только  по  показаниям  штатного  датчика  ОРР.
 Поэтому  определение  величины  зазоров
должно  базироваться  также  на  дополнитель¬
ных  измерениях.  Например,  в  методике  НПО
ЦКТИ  предложены  дополнительные  измере¬
ния  зазоров  внутри  проточной  части  при  по¬
мощи  датчиков,  разработанных  в  НПО  ЦКТИ,
измерения  температуры  металла  статора,  тем¬
пературы  и  давления  среды,  омывающей  ро¬
тор,  осевого  сдвига  ротора,  абсолютных  удли¬
нений  статора  (штатного  и  двух  дополнитель¬
ных).  Последние  измерения  позволяют  опре¬
делить  величину  деформаций  статора  и  эле¬
ментов  фундамента.  При  определении  величи¬
ны  зазоров  в  проточной  части  учитываются

ДИАГНОСТИКА  ЗАЗОРОВ  В  ПРОТОЧНЫХ  ЧАСТЯХ  В  ПРОЦЕССЕ  ЭКСПЛУАТАЦИИ  1007
 также  прогибы  диафрагм,  в  которых  установ¬
лены  датчики  зазоров,  и  осевая  деформация
ротора  под  действием  центробежных  сил.
 Предложенная  система  диагностики  ба¬
зируется  на  вычислении  теплового  удлинения
ротора  и  статора,  главным  образом  по  показа¬
ниям  штатных  измерений.  Так,  для  определе¬
ния  состояния  зазоров  в  ЦСД  турбины
К-1200-240  из  68  точек  измерения  46  штатные.
В  этом  случае  для  решения  задачи  диагности¬
ки  осевых  зазоров  в  ИВК  необходимо  вводить
следующие  измерения,  количество  точек  кото¬
 рых  приведено  ниже.
 Температура  пара*:
 после  промперегрева 	 4
 перед  стопорными  клапанами  ЦСД 	 2
 на  выпуске  ЦСД 	 8
 в  коллекторе  уплотнений  ЦВД  и  ЦСД 	 1
 Температура  металла:
 наружного  корпуса  ЦСД 	 6
 фланцев  ЦСД 	 6
 Давление  пара:
 перед  стопорными  клапанами  ЦСД 	 2
 в  третьем  отборе 	 1
 в  четвертом  отборе 	 1
 в  коллекторе  уплотнений  ЦВД  и  ЦСД
 Относительное  расширение  ротора  ЦСД
АОРР
 Абсолютное  расширение  ЦСД*
 Осевой  сдвиг  ротора  ЦСД
 Частота  вращения  ротора
 Мощность  на  выводах  генератора
 Температура  масла  на  сливе  из  подшипника....
 Величина  изменения  зазора  в  четвертой  сту¬
пени  обратного  потока  ЦСД**
 Величина  изменения  зазора  в  седьмой  ступе¬
ни  прямого  потока  ЦСД
 Температура  датчика  зазоров,  установленно¬
го  в  четвертой  ступени  обратного  потока
 Температура  датчика  зазоров,  установленно¬
го  в  седьмой  ступени  прямого  потока
 Абсолютное  расширение  половины  статора
ЦСД  (справа  и  слева)
 Температура  пара,  подаваемого  на  концевые
 уплотнения:
 обратного  потока 	 2
 прямого  потока 	 2
 Температура  металла  статора 	 18
 *  Датчики  штатные,  сигналы  нормированы  и
введены  в  ИВК.
 **  Датчики  экспериментальные,  сигналы  не
нормированы  и  не  введены  в  ИВК.
 В  целях  вычисления  теплового  удлине¬
ния  статор  разбивается  на  восемь  элементов
(рис.  5.9.19,  а),  затем  определяется  температу¬
ра  металла  в  точках  статора,  наилучшим  обра¬
зом  характеризующих  его  тепловое  состояние.
Для  определения  теплового  состояния  и  удли¬
нений  ротор  разбивается  на  16  элементов
(рис.  5.9.19,  б),  температура  которых  измеряет¬
ся  с  помощью  штатных  термопар,  определяю¬
щих  температуру  пара  на  входе  и  выходе  из
цилиндра,  в  концевых  уплотнениях,  а  также  с
помощью  термопар,  установленных  в  датчиках
зазоров,  расположенных  внутри  проточной
части.  Кроме  того,  для  определения  темпера¬
тур  металла  отдельных  элементов  статора  и
ротора  используются  экспериментальные  за¬
висимости  между  штатными  измерениями  и
температурой  отдельных  элементов.
 Изменение  зазоров  в  четвертой  ступени
обратного  потока  и  в  седьмой  ступени  прямо¬
го  потока  (Ajy  и  Ауц),  рассчитанное  по  темпе¬
ратурному  состоянию  статора  и  ротора  с  уче¬
том  деформации  ротора  от  центробежных  сил
и  осевого  сдвига  (с  учетом  знака),  а  также  про¬
гиба  диафрагм  в  месте  установки  датчиков,  со¬
ставляет:
 А^  =  АЬл-  МА  -12N  +  0,45л2  +  Аос;
 А^н  =  ALa+в  +  А1А+в  -1,0N  -1,1  п  -  Аос,
 где  APW  —  расчетное  изменение  зазора  в  месте
установки  датчика  зазоров  НПО  ЦКТИ  в  чет¬
вертой  ступени  обратного  потока;  —  рас¬
четное  изменение  зазора  в  месте  установки
датчика  зазоров  НПО  ЦКТИ  в  седьмой  ступе¬
ни  прямого  потока;  ALA,  АЬа+в,  АЬА+В+С  —
температурное  удлинение  участков  А,  (А  +  В)
и  (А  +  В  +  Q  статора,  рассчитанное  по  факти¬
ческим  температурам  статора,  мм;  А1А,  А1А+В,
А  1А+в+с  —  то  же,  участков  А,  (А  +  В)  и  (А  +  В  +
+  С)  ротора,  мм.
 Неравенство  величин  удлинений  роторов
в  ступенях,  определенных  расчетным  путем  по
измерениям  температур  и  полученных  при  из¬
мерении  с  помощью  датчиков  зазоров,  свиде¬
тельствуют  о  наличии  деформации  цилиндра.
 Необходимо  отметить,  что  поскольку  уд¬
линение  ротора  определяется  косвенным  пу¬
тем  по  температуре  пара,  омывающего  ротор,
то  вычисление  удлинения  будет  достаточно
точным  при  установившемся  температурном
состоянии  ротора.

1008
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Деформации  корпуса  обратного  потока
определяются  по  следующим  формулам:
по  датчику  в  четвертой  ступени
 ^обр(ГУ)  —  ^  iv  —  ^  IV  ’
 по  датчику  в  седьмой  ступени
 ^o6p(VII)  —  A  Yu  —  A  vil'
 Деформация  корпуса  прямого  потока
ЦСД  может  быть  определена  как
 dnp  =  0$ALa+b+c  -  0ДАлабс  +  Апабс).
 Деформация  всего  корпуса  цилиндра
 D  =  Aqpp  —  ^A  +  B+C  +  ^А  +  В+С  + 	+  А0.с-
 Деформация  ригеля  (или  ригелей)
 А  риг  =  (  Дабс  +  Дабс  )  ”  ^ЦСД  •
 Полученная  информация  должна  быть
выведена:
 на  автоматическое  печатающее  устрой¬
ство;
 на  дисплей.
 Рис.  5.9.19.  Разбивка  элементов  статора  (а)  и  ротора  (б)

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ  ЦИЛИНДРОВ
 1009
 Оператору  блока  выдается  следующая
информация:
 величины  зазоров  в  ступенях  и  допусти¬
мые  границы  их  изменения;
 величины  деформации  всего  статора,
прямого  и  обратного  потоков,  а  также  дефор¬
мации  ригеля;
 удлинения  участка  В  ротора;  расчетное
А/в  и  полученное  с  использованием  результа¬
тов  измерений  А/в.
 Информация  должна  выдаваться:  по  вы¬
зову;  с  интервалом  15  мин;  ежечасно;  раз  в
смену;  непрерывно.
 5.9.9. 	ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВЫХ
РАСШИРЕНИЙ  ЦИЛИНДРОВ
 Математическое  моделирование  процесса
расширения-сжатия  одноцилиндровой  турбины
на  упругом  фундаменте.  С  увеличением  нара¬
ботки  у  турбин  возрастают  трудности  расши¬
рения,  что  удлиняет  продолжительность  пуска
и  приводит  к  значительным  потерям  эконо¬
мичности.  Существующий  чисто  эмпириче¬
ский  подход  к  задаче  преодоления  за¬
трудненного  расширения,  основанный  на  ви¬
зуальном  анализе  массива  штатных  измерений
температуры  цилиндров  и  перемещения  стуль¬
ев  (подвижных  подшипниковых  опор),  не  га¬
рантирует  получение  информации,  необходи¬
мой  для  принятия  оперативных  решений  по
ускорению  пуска.  Кроме  того,  процесс  расши¬
рения-сжатия  современного  турбоагрегата  но¬
сит  сложный  и  недостаточно  изученный  ха¬
рактер,  определяемый  многообразием  дейст¬
вующих  на  подвижные  стулья  нагрузок,  часть
которых  является  существенно  нелинейными.
 К  основным  нагрузкам,  возникающим  в
системе  цилиндры  —  стулья  —  фундамент
(ЦСФ),  относятся:
 вертикальные  силы,  определяемые  весом
стульев,  опирающихся  на  них  цилиндров  и  ро¬
торов,  а  также  присоединенных  паропроводов;
 продольные  термоупругие  силы,  возни¬
кающие  из-за  стесненной  деформации  нагре¬
ваемых  или  охлаждаемых  цилиндров;
 упругие  реакции  фундамента  в  местах
опирания  стульев  на  ригели;
 продольная,  вертикальная  и  поперечная
горизонтальная  составляющие  термоупругой
реакции  присоединенных  паропроводов;
 неупругое  сопротивление  страгивания,
объединяющее  действие  на  стул  силы  «сухого»
трения  покоя  в  плоскости  скольжения  стула  по
 фундаментной  раме  (создается  за  счет  верти¬
кальной  нагрузки),  сухого  трения  покоя  на  бо¬
ковых  поверхностях  продольных  шпонок  (вы¬
зывается  различными  поперечными  горизон¬
тальными  силами  и  моментом,  возникающем
при  неодинаковом  нагреве  левой  и  правой  сто¬
рон  цилиндра),  а  также  сухого  трения  покоя  в
других  узлах  сопряжения  деталей  системы;
 неупругое  сопротивление  движения,  воз¬
никающее  при  скачках  стульев  за  счет  сухого
трения  движения  в  различных  узлах  системы;
 продольные  инерционные  нагрузки,  появ¬
ляющиеся  во  время  скачков  стульев  из-за  вне¬
запного  перемещения  больших  масс  системы.
 Предлагаемые  математические  модели  сис¬
темы  ЦСФ  учитывают  главные  из  перечислен¬
ных  нагрузок,  что  позволяет  достаточно  полно
описать  процесс  расширения-сжатия  турбины.
 Математическая  модель  одноцилиндровой
турбины.  Эта  модель  имитирует  расширение  —
сжатие  ЦВД  турбоагрегата  при  условии  непод¬
вижности  стула  2  (среднего).  Она  описывает
перемещение  стула  1  (переднего)  относитель¬
но  стула  2.  Модель  представляет  собой  термо¬
упругую  систему  с  двумя  степенями  свободы
(рис.  5.9.20,  а).  Координата  Z  определяет  про¬
дольное  положение  стула  1  относительно  не¬
подвижной  оси  I—I,  Zp  —  упругую  деформа¬
цию  ригеля  2  относительно  той  же  оси.  Тер¬
моупругие  свойства  цилиндра  имитирует  на¬
греваемая  (охлаждаемая)  пружина  с  жестко¬
стью  С  и  характерной  температурой  t,  упру¬
гость  ригеля  —  холодная  пружина  с  жестко¬
стью  Ср.  В  плоскости  скольжения  стула  дейст¬
вует  сила  неупругого  сопротивления  F,  созда¬
ваемая  сухим  (кулоновым)  трением  на  фунда¬
ментной  раме  и  продольных  шпонках.
 На  рис.  5.9.20,  б  показана  усложненная
одноцилиндровая  модель  с  добавлением  на¬
греваемой  пружины  Сп,  1п,  моделирующей
один  из  паропроводов  цилиндра.
 Исследование  процесса  нагрева  —  охлаж¬
дения  системы  ЦСФ  базируется  на  математи¬
ческом  описании  продольных  термоупругих
нагрузок,  действующих  на  стулья  со  стороны
цилиндров,  а  также  препятствующих  смеще¬
ниям  стульев  неупругих  сил  сухого  трения  и
термоупругой  реакции  паропроводов.
 Рассмотрим  термоупругую  силу,  возни¬
кающую  при  стесненном  нагреве  (охлажде¬
нии)  цилиндра.  Теоретическое  (нестесненное)
удлинение  цилиндра  X(t),  соответствующее  ха¬
рактерной  температуре  t,  имеет  определяющее
значение,  так  как  служит  базой  для  отсчета

1010
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  5.9.20.  Схемы  модели  одноцилиндровой  турбины:
 а  —  простой;  б  —  усложненной;  1  —  стул;  2  —  ригель
 упругой  деформации  цилиндра  при  стеснен¬
ном  нагреве  (охлаждении).  В  качестве  t  можно
выбрать  температуру  острого  пара  или,  что  бо¬
лее  правильно,  температуру  наиболее  горячей
точки  горизонтального  фланца  цилиндра.
Расчет  X(t)  должен  выполняться  с  максималь¬
но  возможной  точностью  и  быстротой  с  уче¬
том  изменений  температуры  по  длине  и  радиу¬
су  цилиндра  непосредственно  в  процессе  пус¬
ка  (останова)  турбины.
 Продольная  термоупругая  деформация
цилиндра
 5(0  =  X(t)  —  Z. 	(5.9.11)
 Продольная  термоупругая  сила,  дейст¬
вующая  на  стул,  может  быть  представлена  од¬
ной  из  двух  равнозначных  формул:
 Р  =  С5(0; 	(5.9.12)
 P=C[\(t)-Z\, 	(5.9.13)
 где  С  —  продольная  жесткость  цилиндра.
 Используя  формулу  (5.9.13),  задачу  опреде¬
ления  термоупругой  силы  можно  решить  с  по¬
мощью  построения  графиков  в  координатах  си¬
ла  —  температура  —  перемещение  (СТП-диа¬
грамма).  Если  по  оси  абсцисс  откладывать  отно¬
сительное  перемещение  стула  Z,  по  оси  орди¬
нат  —  развиваемое  цилиндром  термоупругое
усилие  Р,  то  наклонные  ниспадающие  прямые
будут  представлять  изменение  Р  в  зависимости
от  координаты  Z  при  фиксированной  темпера¬
туре  t  (рис.  5.9.21,  а).  Угол  наклона  таких  сило¬
вых  изотерм  к  оси  абсцисс  при  небольшой
жесткости  цилиндра  С  близок  180°.  По  мере
увеличения  С  угол  наклона  уменьшается,  стре¬
мясь  в  пределе  к  90°,  дополнительный  острый
угол  при  этом  меняется  от  0  до  90°.
 Воспользуемся  СТП-диаграммой  для  оп¬
ределения  термоупругой  нагрузки  на  стул  1
при  неподвижном  стуле  2  турбины  К-800-240.
Выберем  изотерму,  соответствующую  харак¬
терной  температуре  ЦВД  t  =  330  °С.  Изотерма
пересекает  ось  абсцисс  в  точке  Z',  ось  орди¬
нат  —  в  точке  Р'  =  6  МН.  Значение  %'  дает
теоретическое  (нестесненное)  удлинение  ЦВД
при  t  =  330  °С.  Сила  соответствует  максималь¬
но  возможной  при  этой  температуре  толкаю¬
щей  силе,  возникающей  при  условии,  что  стул
удерживается  в  исходном  положении  (Z  =  0).
Рассмотрим  два  положения  стула  с  координа¬
тами  Z'  =  6,8  мм  <  X  и  Z"  =  22  мм  >  X'.  В  пер¬
вом  случае  перемещение  прямой  Z'  с  выбран¬
ной  изотермой  в  точке  А'  дает  сжимающую
термоупругую  силу  3,33  МН.  Во  втором  случае
пересечение  прямой  Z"  с  изотермой  в  точке
А  "  соответствует  растягивающей  термоупругой
силе  -  2,67  МН.
 На  практике  более  удобны  графические
построения  в  координатах  деформация  —
температура  —  перемещение  (ДТП-диаграм-
ма,  рис.  5.9.21,  б).  При  этом  по  оси  абсцисс
по-прежнему  откладывается  координата  Z,  а
по  оси  ординат  вместо  силы  Р  —  упругая  де¬
формация  5,  вызываемая  этой  силой  соглас¬
но  формуле  (5.9.11).  Преимущества
ДТП-диаграммы  состоит  в  том,  что  по  гори¬
зонтальной  и  вертикальной  осям  откладыва¬
ются  параметры  одинаковой  размерности,  а
силовые  изотермы  всегда  наклонены  к  оси
абсцисс  под  одним  и  тем  же  углом  135°  (до¬
полнительный  угол  45°).  Для  рассмотренного
примера  сжатие  цилиндра  в  ДТП-диаграмме
определяется  ординатой  и  отрезком  X'Z'  по
оси  абсцисс,  растяжение  —  ординатой  A"Z"
и  отрезком  Z"X'.

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ  ЦИЛИНДРОВ
 1011
 Рис.  5.9.21.  СТП-диаграмма  (а)  и  ДТП-диаграмма  (б)  определения  термоупругих  нагрузок  Р
 и  деформаций  6
 Другим  вариантом  представления  форму¬
лы  (5.9.11)  являются  графики,  построенные  в
координатах  перемещение  —  температура
(ПТ-диаграмма).  В  этом  случае  по  оси  абсцисс
откладываются  значения  /,  а  по  оси  ординат  —
перемещение  стула  Z  (рис.  5.9.22);  изотермы
имеют  вид  вертикальных  прямых,  а  прямая
(в  общем  случае  кривая)  теоретического  (не¬
стесненного)  удлинения  цилиндра  X(t)  прохо¬
дит  через  начало  координат  и  точку  макси¬
мального  теоретического  удлинения  ^тах.  Де¬
формация,  соответствующая  tx  =  330  °С,  для
рассмотренного  примера  составляет  при  на¬
греве  Х'А'  (сжатие),  при  охлаждении  А"Х'  (рас¬
тяжение).
 Деформация  цилиндра  и  ригеля  фундамен¬
та.  Страгивание  (начало  проскальзывания)  и
скачкообразное  перемещение  подвижного  стула.
Условия  равновесия  системы  ЦСФ  согласно
рис.  5.9.20,  а  имеют  вид:
 Р  =  F;
 %  =  F,
 где  Р  —  действующая  на  стул  термоупругая  си¬
ла,  задаваемая  формулой  (5.9.12)  или  (5.9.13);
F  —  неупругое  сопротивление,  определяемое
сухим  (кулоновым)  трением  в  плоскости
 Рис.  5.9.22.  ПТ-диаграмма  перемещения  стула
 скольжения  по  фундаментной  раме  и  на  про¬
дольных  шпонках  стула;  Zp  —  горизонтальное
перемещение  фундаментной  рамы  вследствие
деформации  ригеля;  Ср  —  жесткость  ригеля.
 С  учетом  соотношения  (5.9.13)  условие
(5.9.14)
 (5.9.16)
 где  деформация  цилиндра  5  задана  формулой
(5.9.11).

1012
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 На  начальной  стадии  прогрева  цилиндра
стул  движется  вместе  с  ригелем  и  без  отрыва
от  него:
 Zp  =  Z. 	(5.9.17)
 Исключая  из  уравнений  (5.9.15),  (5.9.16)
с  помощью  соотношения  (5.9.17)  неупругую
силу  F  и  координату  Zp,  находим  перемещение
стула  и  деформацию  цилиндра  до  первого
скачка:
 С  +  Сг
 ■4t)\
 (5.9.18)
 6(0  =  -%-Х(0-
С  +  Ср
 Складывая  эти  зависимости,  получаем
Z(0  +  5(0  =  X(t).
 Исключив  из  формул  (5.9.18)  X(t),  прихо¬
дим  к  уравнению  деформации  цилиндра  до
первого  скачка  в  координатах  5,  Z:
 5 	=  —Z.
 С
 Из  соотношений  (5.9.18)  следует,  что  по¬
сле  начала  прогрева  цилиндр  и  ригель  упруго
деформируются  пропорционально  температу¬
ре  t  цилиндра.  Рост  деформации  происходит
до  тех  пор,  пока  неупругое  сопротивление  не
достигает  своего  порогового  значения  F  =  Fc,
соответствующего  моменту  первого  страгива-
ния  (началу  проскальзывания)  стула.
 При  этом  уравнения  равновесия  стула  и
ригеля  (5.9.14),  (5.9.15)  принимают  вид
 Q5C  =  Fc, 	(5.9.19)
 где  5С,  tc,  Zc  —  соответственно  термоупругая
деформация  цилиндра,  его  температура  и  ко¬
ордината  в  момент  первого  страгивания.
 В  соответствие  с  формулами  (5.9.18),
 (5.9.19) 	получаем
 Zr  =
 с  +  с,
 -Wc);
 dc=X(tc)-Zc
 с  +  с(
 -X(tc);  (5.9.20)
 6 	=—Z
ос  Czc.
 Из  выражений  (5.9.19),  (5.9.20)  находим
 Очевидно,  что  чем  больше  жесткость  ци¬
линдра  и  ригеля,  тем  ниже  (при  заданном  Fc)
температура  первоначального  страгивания
(проскальзывания).
 Неупругое  сопротивление  в  момент  стра¬
гивания
 Fc  =  р  CQ  +  Тс, 	(5.9.22)
 где  Q  —  вертикальная  нагрузка  на  стул;  рс  —
коэффициент  сухого  трения  страгивания  (на¬
чала  проскальзывания)  на  фундаментной  ра¬
ме;  Тс  —  неупругое  сопротивление  страгива¬
ния  на  продольных  шпонках,  зависящее  от
разности  температур  между  левой  и  правой
сторонами  цилиндра,  а  также  от  поперечных
нагрузок,  создаваемых  паропроводами;  при
симметричной  продольной  нагрузке  Тс  =  0.
 После  страгивания  неупругое  сопротив¬
ление  уменьшается  до  сопротивления  движе¬
ния  Fa:  F  =  Fa<  Fc,  вследствие  чего  возникает
скачкообразное  перемещение  стула  по  фунда¬
ментной  раме.  Процесс  скачка  ввиду  кратко¬
временности  происходит  при  постоянной  тем¬
пературе,  т.е.  является  изотермическим.  Он
длится  до  тех  пор,  пока  накопленная  при  на¬
греве  (охлаждении)  потенциальная  энергия  де¬
формации  цилиндра  не  перейдет  в  работу  не¬
упругих  сил  сопротивления  движению  стула
(сухого  трения  скольжения).
 Потенциальная  энергия  деформации  ци¬
линдра  в  момент  страгивания
 П'  =  -СЬ\,
 2
 (5.9.23)
 где  5С  =  X(tc)  -  Zc  —  деформация  цилиндра  в
начале  скачка
 В  конце  скачка  координата  стула  воз¬
растет  до  Z  =  Zc  +  А,  а  деформация  цилиндра
снизится  до  5С  -  А,  где  А  —  длина  скачка  де¬
формации  цилиндра,  равная  длине  скачка  пе¬
ремещения  стула.
 При  этом  потенциальная  энергия  цилин¬
дра  уменьшится  до  значения
 П"Лс(  5СД)2.
 (5.9.24)
 Mtc)  =  (C~x  +C-y)Fc.
 (5.9.21)
 Изменение  энергии  деформации  цилинд¬
ра  за  время  скачка  равно  работе  неупругой  си¬
лы  движения
 Я'  -  Я"  =  РДА, 	(5.9.25)
 где  Рд  —  неупругое  сопротивление  движения,
обусловленное  сухим  трением  при  скольжении

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ  ЦИЛИНДРОВ
 1013
 стула  по  фундаментной  раме  и  продольным
шпонкам.
 Подставим  в  уравнение  (5.9.25)  значения
П'  и  Я",  получаем
 С(5с-0М)  =  ^Д. 	(5.9.26)
 Первое  уравнение  равновесия  стула  для
момента  страгивания  (5.9.19)  можно  записать
в  виде
 5С  =  FJC.
 Исключая  с  помощью  этого  соотношения
деформацию  5С  из  уравнения  (5.9.26),  находим
длину  скачка  деформации  цилиндра
 A=2^Lz£a.=2(6c-5Д), 	(5.9.27)
 где  6Д  =  FJC.
 Скачок  деформации  ригеля
 Ap=2Fc~Fa  =  АС/Ср.  (5.9.28)
 К  полученному  результату  можно  прийти
более  простым  путем.  Падение  неупругого  со¬
противления  после  страгивания  от  значения  Fc
до  Fa  можно  рассматривать  как  внезапное  воз¬
растание  термоупругой  нагрузки.  Согласно  из¬
вестному  правилу  механики,  максимальная  упру¬
гая  деформация  цилиндра  в  этом  случае  в  2  раза
превышает  значение,  получаемое  при  медленном
нарастании  внешней  силы  (Fc  -  Fa)/C,  что  отра¬
жено  в  формуле  (5.9.27).  В  момент  последующих
скачков  условия  равновесия  имеют  вид
 Щ)  -  ZCJ-  =  Fcj/C; 	(5.9.29)
 CpZp  —  Fcp 	(5.9.30)
 где  j  —  номер  скачка;  tcj  —  температура  цилин¬
дра  при  у-м  скачке.
 При  этом  вместо  условия  (5.9.17)  дейст¬
вует  равенство
 Zp  =  Zcj-(j-  1)а, 	(5.9.31)
 где  о  =  А  +  Ар  —  период  скачкообразного  дви¬
жения  (расстояние  между  соседними  скачками).
 С  учетом  соотношений  (5.9.30),  (5.9.31)
получаем
 4tCJ)-ZCJ  =^-[ZCj  -(У-1)0],  (5.9.32)
 откуда  находим  координату  стула  в  момент
у-го  страгивания
 ^СУ  =  7A—[Ck(ty)  +  Сри-  1)о]  (5.9.33)
С  +  Сп
 и
 bcj=^±[Zc-0-1)0], 	(5.9.34)
 где  5cj  —  деформация  цилиндра  при  у-м  стра-
гивании.
 Полученные  результаты  можно  предста¬
вить  графически  на  ДТП-диаграмме
(рис.  5.9.23,  а).  По  оси  абсцисс  откладывается
перемещение  стула  Z,  по  оси  ординат  —  тем¬
пературная  деформация  цилиндра  5  =  Р/С.
Наклоненные  под  углом  45°  прямые  tl,  t11,  ...
представляют  собой  изотермы  изменения  тер¬
моупругой  деформации  цилиндра  5  в  зависи¬
мости  от  координаты  стула  Z.  Для  простоты
считаем,  что  нагрев  начинается  от  О  °С,  т.е.
нулевая  изотерма  проходит  через  начало  коор¬
динат.  По  мере  нагрева  цилиндра  движение
стула  вместе  с  ригелем  на  начальном  участке
происходит  по  прямой  Оаь  наклоненной  к
оси  абсцисс  под  углом  Ф,  задаваемом  соотно¬
шением  tgiD  =  Ср/С.  При  Ср  =  С  угол  Ф  =  45°,
при  Ср  —>  (жесткий  ригель)  iD->90°.
 В  точке  ах  упругая  деформация  ригеля
достигает  значения,  равного  сжатию  цилинд¬
ра,  вызванному  неупругим  сопротивлением
страгивания  5С  =  Fc/C,  после  чего  стул  скач¬
ком  проскальзывает  относительно  ригеля,  пе¬
ремещаясь  вдоль  изотермы  tl  в  точку  Ьь  лежа¬
щую  на  горизонтальной  прямой  с  ординатой
5*  =  25д  -  5С.
 Одновременно  ригель  по  своей  характери¬
стике  скачком  перемещается  в  точку  bQ.  По  ме¬
ре  дальнейшего  нагрева  стул  и  ригель  медленно
двигаются  совместно  по  прямой  Ьха2,  парал¬
лельно  характеристике  ригеля  Оах  до  тех  пор,
пока  деформация  ригеля  снова  не  достигнет
линии  5С.  Затем  цилиндр  скачком  по  изотерме
tu  перемещается  в  точку  Ь2,  а  ригель  по  своей
характеристике  возвращается  в  точку  Ь0  и  т.д.
 На  рис.  5.9.24  этот  же  процесс  представ¬
лен  в  ПТ-диаграмме.  Линия  0ХШ  представляет
собой  зависимость  теоретического  удлинения
цилиндра  X  от  температуры.  Наклонная  пря¬
мая  Оаь  как  и  на  рис.  5.9.23,  а,  соответствует
совместной  деформации  цилиндра  и  ригеля  до
момента  страгивания  (проскальзывания)  стула
в  точке  а{,  после  чего  графики  цилиндра  и  ри¬
геля  расходятся.  Верхний  график  характеризу¬
ет  скачкообразную  деформацию  цилиндра  при
нагреве  (и  равное  ее  перемещение  стула),
нижний  относится  к  скачкообразной  дефор¬
мации  ригеля.  Вертикальные  отрезки  а{Х},
а2Х11,  а3Хш,  ...  дают  величину  деформации  ци-

1014
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Рис.  5.9.23.  ДТП-диаграммы  начального  этапа  расширения:
 а  —  податливый  ригель  (Ср/С  =  2,5);  б  —  жесткий  ригель  (Ср/С  ->  °°)
 Рис.  5.9.24.  ПТ-диаграмма  начального  этапа
расширения  (податливый  ригель)
 линдра  в  точках  страгивания.  Отрезок  a{tl  ра¬
вен  максимальной  деформации  ригеля  в  мо¬
мент  страгивания.
 На  рис.  5.9.23,  б  показана  ДТП-диаграм-
ма  начального  этапа  расширения  одноцилинд¬
ровой  турбины  на  жестком  ригеле.
 Теоретические  диаграммы  расширения  —
сжатия  одноцилиндровой  турбины.  Эти  диа¬
граммы  основаны  на  графическом  представле¬
 нии  решения  уравнений  равновесия  подвиж¬
ного  стула  (5.9.14),  (5.9.15).
 Полная  ДТП-диаграмма  для  цилиндра,
параметры  которого  приблизительно  совпада¬
ют  с  параметрами  ЦВД  К-800-240,  представле¬
ны  на  рис.  5.9.25.
 В  качестве  исходных  данных  при  по¬
строении  этой  диаграммы  приняты:
 отношение  жесткости  ригеля  к  жесткости
цилиндра  Ср/С  =  1;
 коэффициент  неупругого  сопротивления
страгивания  (начала  проскальзывания  стула)
рс  =  0,3;
 коэффициент  неупругого  сопротивления
движения  рд  =  0,27.
 Продольные  нагрузки  на  правой  и  левой
лапах  цилиндра  приняты  одинаковыми,  коэф¬
фициенты  трения  и  при  охлаждении  имеют  те
же  значения,  что  при  нагреве.
 На  график  наносятся:
силовые  изотермы  цилиндра  в  виде  парал¬
лельных  прямых,  наклоненных  под  углом  45°  к
оси  Z,  представляющих  собой  графическую  ин¬
терпретацию  правой  части  уравнения  (5.9.16);
 параллельные  оси  Z  прямые  5С  и  —5С,  со¬
ответствующие  деформации  цилиндра  от  не¬
упругой  нагрузки  страгивания  Fc\
 параллельные  оси  Z  прямые  5С,  -6С,  соот¬
ветствующие  деформации  цилиндра  от  неуп¬

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ  ЦИЛИНДРОВ
 1015
 Рис.  5.9.25.  ДТП-диаграмма  одноцилиндровой  турбины  (податливый  ригель)
 ругой  нагрузки  F*  =  2Fa  -  Fc,  где  Fa  =  рд£?  —
неупругое  сопротивление  движения.
 Полоса  между  прямыми  5С,  5*  определяет
размах  скачков  стула  при  нагреве,  а  между
прямыми  -5С,  -6С  —  при  охлаждении  цилиндра.
 Характерные  точки  ДТП-диаграммы:
 0 	—  соответствующая  состоянию  системы
ЦСФ  после  монтажа  (температура,  при  кото¬
рой  проходил  монтаж,  принята  0  °С);
 А0  —  первое  страгивание  после  монтажа
(начало  проскальзывания  и  скачкообразного
движения  стула),  находится  как  пересечение
упругой  характеристики  ригеля  F  =  1  •  Z  и  ли¬
нии  неупругой  деформации  страгивания  при
нагреве  5С;
 Ах  —  первое  страгивание  при  повторном
пуске,  находится  как  пересечение  прямой,
проведенной  из  точки  В2  параллельно  ОА0,  и
линии  неупругой  деформации  сжатия  5С;
 А2  —  окончание  скачкообразного  расши¬
рения  и  начало  постепенного  сжатия  из-за  ох¬
лаждения  цилиндра,  определяется  как  пересе¬
чение  графика  скачкообразного  расширения  и
силовой  изотермы,  соответствующей  макси¬
мальной  температуре  цилиндра  tmax;
 Вх  —  первое  страгивание  и  переход  к
скачкообразному  движению  при  сжатии,  нахо¬
дится  как  пересечение  прямой,  проведенной
из  точки  А2  параллельно  силовой  характери¬
стике  ригеля  ОА0  и  линии  неупругой  деформа¬
ции  страгивания  -8С;
 В2  —  окончание  скачкообразного  процес¬
са  сжатия  и  начало  расширения  при  повтор¬
ном  пуске,  определяется  как  пересечение
скачкообразного  графика  сжатия  и  силовой
изотермы,  соответствующей  температуре  ма¬
шинного  зала  (0  °С);
 ^шах  —  теоретическое  (расчетное)  не¬
стесненное  удлинение  цилиндра  при  макси¬
мальной  температуре  tmax.
 Таким  образом,  на  диаграмме  расширения
сжатия  можно  выделить  два  типа  участков:
 1) 	наклонные  ОА0,  А2ВЬ  В^х  —  непре¬
рывная  совместная  деформация  цилиндра  и
ригеля;
 2) 	AqAx,  АхА2,  ВхВъ  на  которых  наблюда¬
ется  скачкообразное  перемещение  стула.
 Эти  участки  могут  быть  непараллельны
оси  Z,  если  неупругое  сопротивление  страги¬
вания  меняет  свою  величину  в  процессе  рас¬
ширения  —  сжатия.
 Приведенная  ДТП-диаграмма  подтвер¬
ждает  то,  что  реальное  расширение  цилиндра  в
принципе  не  может  достичь  теоретического  не¬
стесненного  удлинения  Хтах.  В  то  же  время  при
охлаждении  длина  цилиндра  в  принципе  не
может  возвратится  к  первоначальному  значе¬
нию,  которое  было  до  первого  пуска  агрегата.
 ПТ-диаграмма  расширения  —  сжатия  для
рассматриваемого  цилиндра  фактически  распа¬
дается  на  два  отдельных  графика  (рис.  5.9.26):
верхний  АХА2,  ВхВ2  —  деформация  соответст¬
венно  цилиндра  и  нижний  А[А2,  В[В2  —  дефор¬
мация  ригеля.  В  таком  разделении  графиков
состоит  практическое  удобство  ПТ-диаграммы.
При  этом  силовые  изотермы  являются  верти¬
кальными  прямыми.  Деформация  цилиндра
находится  способом,  показанным  на
рис.  5.9.24.  При  построении  диаграммы  пред¬
полагается,  что  теоретическое  удлинение  X(t)
линейно  зависит  от  температуры.  При  нели¬
нейном  характере  функции  X(t)  соответственно
будут  изменяться  графики  неупругого  сопро¬
тивления  АхА2  и  ВХВ2.

1016
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Для  описания  цикла  расширения—сжатия
не  обязательно  изображать  полностью  все
скачки,  которые  делает  стул.  Конфигурация
цикла  и  его  основные  параметры  фактически
задаются  положением  четырех  угловых  точек
Аь  А2,  Вь  Въ  которые  с  точностью  до  длины
одного  скачка  могут  быть  определены  всего  по
двум  параметрам:  величине  неупругого  сопро¬
тивления  страгивания  Fc  (или  деформации  ци¬
линдра  5С)  и  жесткости  ригеля  Ср  (или  относи¬
тельной  Ср/С).  Получаемые  таким  путем  уп¬
рощенные  ДТП-  и  ПТ-диаграммы  просты  в
построении,  наглядны  и  удобны  для  анализа
влияния  различных  факторов.  На  рис.  5.9.27
показана  упрощенная  ДТП-диаграмма,  по¬
строенная  по  параметрам  рис.  5.9.25  (рс  =  0,3;
Ср/С  =  1),  а  на  рис.  5.9.28  —  упрощенные
ПТ-диаграммы.
 Из  упрощенной  ПТ-диаграммы  при  бес¬
конечно  большой  жесткости  ригеля
(рис.  5.9.28,  а),  но  с  увеличенным  коэффици¬
ентом  трения  страгивания  (рс  =  0,6)  следует,
что  увеличение  сухого  трения  между  стулом  и
фундаментной  рамой  снижает  предельное  уд¬
линение  цилиндра  при  нагреве  и  увеличивает
невозврат  при  охлаждении.  Из  сравнения  гра¬
 фиков  с  изменяющейся  величиной  неупругого
сопротивления  следует  (рис.  5.9.28,  в),  что
цикл  А\А2ВХВ2  соответствует  случаю  увеличе¬
ния  коэффициента  трения  рс  при  пуске  и  его
уменьшению  при  останове;  цикл  А[А2В[В2  ха¬
рактерен  для  трения,  снижающегося  при  пуске
и  возрастающего  во  время  останова.
 Построенные  выше  диаграммы  основа¬
ны  на  допущении,  что  зависимость  расчетно¬
го  нестесненного  удлинения  цилиндра  X(t)
является  линейной  функцией  температуры.
При  нелинейном  характере  X(t)  линий  посто¬
янного  неупругого  сопротивления  АХА2  и  ВХВ2
превращаются  в  кривые,  эквидистантные
функции  X(t).
 Из  анализа  диаграмм  очевидны  следую¬
щие  основные  свойства  цикла  расширения  —
сжатия:
 деформация  системы  ЦСФ  при  пуске  —
останове  состоит  из  двух  главных  этапов:  до
первого  скачка  при  нагреве  (охлаждении),  ко¬
гда  цилиндр  и  ригель  деформируются  совмест¬
но,  и  после  первого  страгивания  (проскальзы¬
вания)  —  скачкообразного  движения  стула,
вплоть  до  достижения  предельной  температу¬
ры  нагрева  (охлаждения)  цилиндра;
 Рис.  5.9.26.  ПТ-диаграмма  одноцилиндровой  турбины  (податливый  ригель)

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ  ЦИЛИНДРОВ
 1017
 Рис.  5.9.27.  Упрощенная  ДТП-диаграмма  одноцилиндровой  турбины  при  разной  податливости  ригеля:
 Л2,  В[,  В2  —  более  жесткий  ригель  (Ср/С  =  3);  А(',  Л2,  В",  В2  —  абсолютно  жесткий  ригель
 (Ср/С->оо)
 Рис.  5.9.28.  Упрощенные  ПТ-диаграммы  одноцилиндровой  турбины:
 а  —  податливый  ригель  (Ср/С  =3,  рс  =  0,3);  б  —  жесткий  ригель  (Ср/С-><*>)  при  различном  коэффи¬
циенте  неупругого  сопротивленР1я  рс;  в  —  то  же,  при  зависимости  рс  от  температуры

1018
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 каждый  скачок  состоит  из  участка  собст¬
венно  скачка  (стул  и  ригель  быстро  расходятся
в  противоположные  стороны)  и  участка  мед¬
ленной  совместной  деформации  цилиндра  и
ригеля  до  величины,  соответствующей  неупру¬
гому  сопротивлению  страгивания;
 величина  полной  деформации  цилиндра
определяется  длиной  отрезка  S  —  DXD2  (расстоя¬
ния  по  оси  Z)  между  точкой  предельного  удли¬
нения  Л2  и  точкой  максимального  сжатия  В2;
 отрезок  dn  =  XmaxD2  (Хтах  —  теоретическое
нестесненное  удлинение  цилиндра  при  макси¬
мальной  температуре  нагрева)  дает  величину
недорасширения  цилиндра;
 отрезок  dQ  -  ODx  определяет  недосокра-
щение  (невозврат)  цилиндра  при  охлаждении;
 полное  удлинение  цилиндра  S  =  DXD2,
как  и  положение  точек  Аъ  Въ  практически  не
зависит  от  податливости  ригеля;
 вместе  с  тем  соотношение  между  участ¬
ком  В^АЬ  на  котором  происходит  совместная
деформация  цилиндра  и  ригеля,  и  участком
АХА2  скачкообразного  движения  системы  ЦСФ
определяется  жесткостью  ригеля  Ср  (точнее,
отношением  Ср/С);  при  жестком  ригеле  длины
отрезков  абсциссы,  соответствующих  участкам
В2АХ  и  А2Вх,  равны  нулю.
 Математическое  моделирование  процесса
расширения-сжатия  двухцилиндровой  турбины
на  упругом  фундаменте.  Структура  и  парамет¬
ры  модели  двухцилиндровой  турбины  на  упругом
фундаменте.  Модель  двухцилиндровой  высо¬
котемпературной  части  энергетической  турби¬
ны  представляет  собой  термоупругую  систему
с  четырьмя  степенями  свободы  (рис.  5.9.29).
Модель  состоит  из  стульев  1  и  2,  связанных
нагреваемой  (охлаждаемой)  пружиной  (Cb  tx),
имитирующей  ЦВД.  Стул  2  соединен  с
фикс-пунктом  нагреваемой  (охлаждаемой)
 пружиной  (С2,  t2),  моделирующей  термоупру¬
гие  свойства  ЦСД.  Стулья  1  и  2  опираются  на
упругие  ригели  с  жесткостью  Ср1  и  Ср2.  Поло¬
жение  стула  1  относительно  неподвижной
оси  I-I  определяется  координатой  Zb  риге¬
ля  —  координатой  Zpl.  Соответственно  поло¬
жение  стула  2  и  его  ригеля  относительно  не¬
подвижной  оси  II-II  задано  координатами  Z2
и  Zp2.  К  стульям  приложены  вертикальные  на¬
грузки  Qx  и  Q2.  В  плоскости  скольжения  стуль¬
ев  действуют  неупругие  силы  Fx  и  F2,  обуслов¬
ленные  сухим  трением  по  фундаментной  раме
и  на  продольных  шпонках.
 Термоупругая  деформация  ЦВД  и  ЦСД
соответственно
 §1(^1)  ^  ^i(^i)  —  Zx  +  Z2
 и
 ^2(^2)  = 	—  ^2>
 где  ^(/j)  —  теоретическое  (нестесненное)  уд¬
линение  ЦВД  при  характерной  температуре
цилиндра  tx\  X2(t2)  —  теоретическое  (не¬
стесненное)  удлинение  ЦСД  при  характерной
температуре  цилиндра  t2.
 Термоупругая  сила,  развиваемая  ЦВД  и
ЦСД  соответственно
 Рх  =  CMtx)'  Р2  =  C2d2(t2).  (5.9.35)
 Деформация  системы  цилиндров  и  ригелей.
Страгивание  (начало  проскальзывания)  и  скач¬
кообразное  движение  стульев.  Условия  равно¬
весия  модели  имеют  вид
 Р\  =  Fx;  Р2  -  Рх  =  Р2, 	(5.9.36)
 где  Рх,  Р2  —  термоупругие  силы,  действующие
на  стулья  со  стороны  ЦВД  и  ЦСД;  Fx,  F2  —
 Рис.  5.9.29.  Схема  модели  высокотемпературной  части  двухцилиндровой  турбины

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ  ЦИЛИНДРОВ
 1019
 противодействующие  движения  стульев  7  и  2
неупругие  силы,  обусловленные  сухим  трени¬
ем  в  плоскости  скольжения  по  фундаментной
плите  и  на  продольных  шпонках;  F{  =  CplZpl;
^2  ==  Cp2Zp2.  Предельных  значений  неупругие
силы  достигают  в  момент  страгивания  (начала
проскальзывания)  стульев
 =  fic  =  picfii  +  Т1с;  (5.9.37)
 ^2  =  ^2с  =  Р2с£?2  +  Т2с,
 где  р1с,  р2с  —  коэффициенты  сухого  трения
страгивания  на  фундаментной  плите;  Г1с,
Т2с  —  неупругое  сопротивление  страгивания
на  продольных  шпонках;  ТХс  =  0,  ТХс  =  0  при
симметричных  продольных  нагрузках.
 В  некоторых  случаях  удобно  пользовать¬
ся  другой  формой  уравнений  равновесия:
 Р\=  Fь  Pi  =  F\  +  F2. 	(5.9.38)
 Второе  уравнение  получено  суммирова¬
нием.  Деформация  цилиндров  Ьх  =  Fx/Cx,  52  =
=  (5  ХСХ  +  F2)/C2.
 Из-за  нелинейного  характера  неупругой
нагрузки  анализ  систем  (5.9.36)—(5.9.38)  про¬
изводится  раздельно  для  каждого  из  этапов:
деформация  системы  до  момента  первого
страгивания  (начала  проскальзывания)  хотя
бы  одного  стула;
 деформация  системы  в  момент  страгива¬
ния  (начала  проскальзывания)  стула  7;
 деформация  упругих  элементов  и  переме¬
щение  стульев  после  страгивания  стула  7;
 деформация  системы  в  момент  страгива¬
ния  (начала  проскальзывания)  стула  2;
 деформация  упругих  элементов  и  переме¬
щение  стульев  после  страгивания  стула  2.
 В  начале  нагрева  до  момента  первого
страгивания  (проскальзывания)  стулья  пере¬
мещаются  безотрывно  от  ригелей,  вследствие
чего  можно  полагать
 Zpi  =  Z\\ 	^р2  =  ^2 	(5.9.39)
 С  учетом  этих  соотношений  система
(5.9.36)—(5.9.37)  сводится  к  двум  уравнениям:
 (Сх  +  Cpl)Zx  -  CXZ2  =  CxXx(tx);
 —CXZX  +  (Cx  +  C2  +  Cp2)Z2  —
 =  C2X2(t2)  -  CxXx(tx).  (5.9.40)
 Отсюда  находим  значения  абсолютных
перемещений  стульев  до  первого  страгивания:
 Zx  —  axxXx(tx)  +  aX2X2(t2);
 Z2  —  —d2\Xx{tx)  +  a22X2(t2)', 	(5.9.41)
 a\\  ~  GX(CX  +  Cp2)/T); 	ax2  =  CxC2/D-
 a22  =  C2(CX  +  CpX)/D\ 	a2x  =  CXCPX/D,
 где  D  —  (Cx  +  Cpl)(C2Cp2)  +  CxCpl.
 На  рассматриваемом  начальном  этапе  на¬
грева  относительное  удлинение  ЦВД
 Z\  —  Z2  —  (ах  j  +  a2X)Xx(tx)  +
 +  (ах2  —  a22)X2(t2)  =  U,
термоупругие  деформации  ЦВД  и  ЦСД
 5i  =  A,i(?i)  —  Zx  +  Z2  —
 —  (1  —  axx  —  a2x)Xx(tx)  —  (ax2  —  a22)X2(t2);
 ^2  ==  ^2(^2)  —  Z2  =  (1  —  a2X)Xx(tx)  —  a22X2(t2).
 В  случае  возможного  одновременного
первого  страгивания  обоих  стульев  координа¬
ты  стульев,  которые  согласно  (5.9.36),  (5.9.37),
 (5.9.39) 	при  симметричных  продольных  на¬
грузках
 z2  =  Z2c  =  —  = 	(5.9.42)
 Ср2  Ср2
 Они  должны  удовлетворять  уравнениям
 (5.9.40).
 Последнее  возможно  лишь  для  специаль¬
но  подобранной  пары  значений  температур
цилиндров  tx,  t2.  Таким  образом,  вероятность
одновременного  страгивания  стульев  7  и  2  ма¬
ла,  вследствие  чего  в  дальнейшем  рассматри¬
вается  только  раздельное  страгивание.
 Если  задана  величина  неупругого  сопро¬
тивления  страгивания  стула  7  FXc,  то  коорди¬
ната  стула  7  в  момент  его  первого  страгивания
Zlc  определяется  согласно  первому  соотноше¬
нию  (5.9.42).  Подставляя  значения  *.с  в  пер¬
вую  формулу  (5.9.41),  получаем  зависимость
между  неупругим  сопротивлением  страгива¬
ния  4  й  температурами  цилиндров:
 Р\с  =  Gp\[flllMric)+  ^12  ^2  (^2  )1»
 где  tXc  —  температура  ЦВД  при  страгивании
стула  7;  t2  —  температура  ЦСД  для  этого  же
момента  времени.

1020
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 Из  второго  соотношения  (5.9.42)  находим
координату  стула  2  при  страгивании  стула  7:
 Z2  =  Z2  =-a2lX{(tlc)+  a22X2(t2).
 Неупругое  сопротивление  стула  2  в  мо¬
мент  страгивания  стула  7  можно  вычислить  по
второй  формуле  (5.9.42):
 F2=F{  =  Cp2Zi. 	(5.9.43)
 Основная  система  уравнений  (5.9.40)  при
страгивании  стула  7  принимает  вид
 ClSlc
 Fxc  =  0;
 С252  —  С'151с  -Cp2Z2  -0,
 где  8lc=Xl(tlc)-Zlc+Z$;  52  =  X2{t2c)-Z'2  -
деформация  ЦВД  и  ЦСД  в  момент  страгива¬
ния  стула  7.
 Если  известны  tXc  и  координаты  стульев  в
момент  страгивания  стула  7  Zlc,  Z2,  то  из  пер¬
вого  уравнения  можно  определить  неупругое
сопротивление  страгивания  стула  1  Flc,  а  вто¬
рое  уравнение  использовать  для  контроля  пра¬
вильности  замеров.
 После  страгивания  стула  7  неупругое  со¬
противление  внезапно  уменьшается  от  Flc  до
значения  неупругого  сопротивления  движения
F{д,  что  вызывает  перемещение  стула  7  в  виде
скачка  и  соответствующую  деформацию  всех
элементов  системы  ЦСФ.  Накопленная  к  мо¬
менту  страгивания  потенциальная  энергия  де¬
формации  цилиндров  и  ригелей  переходит  при
этом  в  работу  неупругих  сил  движения  соглас¬
но  уравнению
 n;-n;'=FiaM,
 где  А/  —  длина  скачка  стула  7;  П[  —  потенци¬
альная  энергия  в  начале  скачка;  П"  —  потен¬
циальная  энергия  в  конце  скачка.
 Для  П[  можно  написать  выражение
 П[  =  О^С,  (5,  с  )2  +  0,5С2(б'2)  +
 +  0  ДСр1  (Zlc  )2  +  0,5Cp2(Zp2  )2.  (5.9.44)
 Четвертый  член  в  выражении  (5.9.44)
представляет  потенциальную  энергию  дефор¬
мации  ригеля  стула  2.  Энергия  деформации
ригеля  стула  7  (третий  член)  реализуется  толь¬
ко  при  скачке  самого  ригеля  и  на  деформацию
остальных  элементов  системы  ЦСФ  не  влияет,
ввиду  чего  далее  не  учитывается.
 Принимая  во  внимание,  что  в  конце  скач¬
ка  стула  7  координаты  стульев  Zx  —  Zlc  +
 Z2  -Z2  +  Д2,  где  Д2  —  перемещение  стула  2,
приходим  к  формуле  для  энергии  в  конце  скачка:
 П"  =  О#,  (51с-Д,  +  Д'2  )2  +  0,5С2(52-Д2)2  +
 +  0,5Cp2(Z;  +  a;)2.
 Тогда
/7  j  —  772  =  Aj
 +  А2{С252  -Cj81c  -Cp2Z2  +
 +  1[С1Д,-(С,+С2+Ср2)ДШ  =  0.
 Приравнивая  нулю  отдельно  скобки  при
А!  и  Д2,  приходим  к  двум  уравнениям:
 0,5^  (7^  —  Aj  +  Д2  )  =  Fx  д;
 СхAi  -(Cj  +  С2  +  Ср2)Д2  =  0.
 Отсюда  определяем  величины  скачков
после  страгивания  стула  7:
 скачок  (проскальзывания)  стула  7  отно¬
сительно  его  ригеля
 д  =21—+ 	—
 \С, 	С2+С„
 -1  ^2^р2у
перемещение  стула  2  вместе  с  ригелем
 2
 Ат
 Считая  продольные  нагрузки  симметрич¬
ными  и  полагая  в  этих  формулах  для  4  й  FXn?
получаем
 д  =21—+ 	—
 !с,  с2+с,
 р2
 р,с-р1д)а;  (5.9.45)
 Д/  =  2(Plc  Pu  )g|
 Ср2  +
 Ha  ригель  стула  7  действует  та  же  нагруз¬
ка,  что  на  стул,  но  с  обратным  знаком.  Скачок
_  О  Pic  ~Pl  д  ,
 сп
 этого  ригеля  Ар1  =-2Г1с^  Г1Д^;  перемеще¬
 ние  ригеля  такое  же,  как  и  его  стула  2:
 Др2  =  ^2-
 Если  упругая  реакция  ригеля  стула  2
Cp2=(Z2-A2)  превысит  величину  неупругой
силы  страгивания  стула  R2c  =  р2с£?2>  т0  eu*e  Д°

ДИАГНОСТИКА  ТЕПЛОВЫХ  РАСШИРЕНИЙ  ЦИЛИНДРОВ
 1021
 окончания  скачка  стула  1  начнется  скачок  сту¬
ла  2,  что  практически  будет  давать  картину  как
бы  одновременности  скачков.
 Рассмотрим  первое  страгивание  стула  2,
происходящее  в  тот  момент,  когда  неупругое
сопротивление  F2  =  Ргс-  Подставляя  значения
координаты  страгивания  стула  2  Z2  =  Z2c  во
вторую  формулу  (5.9.41),  получаем
 ^2  с  =Cp2[-fl21^l(^)+  Я22^2(^2с)]>
 где  t2c  —  температура  ЦВД  в  момент  страгива¬
ния  стула  2;  t[  —  температура  ЦВД  при  страги-
вании  стула  2.
 Формула  (5.9.45)  определяет  зависимость
между  неупругим  сопротивлением  страгива¬
ния  Р2с  и  температурами  цилиндров.
 Из  второй  зависимости  (5.9.41)  находим
координату  стула  1  Z{  =  Z[  в  момент  страгива¬
ния  стула  2:
 Zi  =fljjX,^(/j)+  о.Х2\2^2с). 	(5.9.46)
 Неупругое  сопротивление  стула  1  при
страгивании  стула  2  F{c  =CplZ(.  Система  урав¬
нений  (5.9.40)  для  момента  первого  страгива¬
ния  стула  2  принимает  вид
 Cft-CplZ{  =  0;
 САс-СД'^с, 	(5.9.47)
 где  8[ 	+  Z2c;  S2c  =  l2(hc)  ~  zic  ~
 деформации  ЦВД  и  ЦСД  в  момент  страгива¬
ния  стула  2.
 Потенциальная  энергия  системы  ЦСФ  в
этот  момент
 Щ  =  0,5С,6[2  +  0,5Cplz;2  +  0,5Cp2Z22c,  (5.9.48)
 где  Z[  —  координата  стула  1  в  момент  страги¬
вания  стула  2;  Z2c  —  координата  стула  2  в  мо¬
мент  его  страгивания.
 Потенциальная  энергия  ригеля  стула  2
при  страгивании  влияет  только  на  скачок  са¬
мого  ригеля,  ввиду  чего  последний  член  в
формуле  (5.9.48)  далее  не  учитывается.  Пола¬
гая  Zj  =  Z[  +  Д[;  Z2  =  Z2c  +  Дс,  получаем  выра¬
жение  для  потенциальной  энергии  системы
ЦСФ
 Щ  =  ОДС,  (S;  -  Д[  +  Д2с  )2  +  0,5С2(52с  -  Д2  )2  +
 +  0  $Cpl(Z[  +  Д[)2.
 Уравнение  работы  неупругих  сил  при
скачке  стула  2  П2  -  П2  =  F2aA2  после  подста¬
новки  значений  П2,  П2  принимает  вид
 —  ^д1^1  ^>5[(^1  ^pi  )^i 	^1^2]}"*”
 ^2  {  ^1^1  "*”^2^20  —
-(С1+С2)Д2]-Р2д}  =  0.
 Это  уравнение  удовлетворяется  лишь  в
том  случае,  когда  выражение  в  фигурных  скоб¬
ках  по  отдельности  обращается  в  ноль.  В  ре¬
зультате,  учитывая  условия  равновесия  (5.9.47),
приходим  к  системе
 (Cj  +Cpl)Aj  —CjA2  =0;
 -ClA[+(Cl+C2)A2=2(F2c-F2jl).
 Тогда
 2СХ(Flc  -F2js)— 	(5.9.49)
 С,Ср1+С2(С1+Ср1)
 Д2  =2(C1  +Cpi)№c  -*2д) 	(5 	9 	50)
 С,Ср1+С2(С1+Ср1)
или,  полагая  F2c  =  |32с02; 	= 	р2д02,
 д/  _  2с;(р2с-|з2д)й  .
 1  с.ср.+с^с,+<:„,)’
 д  _2(С,  +  Ср,)(Р2с  -p2j)g2
2 	+С2(С1+Ср1) 	’
 где  р2с  —  коэффициент  неупругого  сопротив¬
ления  страгивания;  р2д  —  коэффициент  неуп¬
ругого  сопротивления  движения  стула  2.
 Перемещение  ригеля  совпадает  с  переме¬
щением  своего  стула  7,  Др1  =Д[.  Скачок  риге¬
ля  стула  2
 Др2  =-2fZc-f2t  =-2^1с  ~^2д  Q2.
 Ср2 	Ср2
 Если  упругая  реакция  ригеля  стула  1  пре¬
высит  величину  неупругой  силы  страгивания
стула  7,  т.е.  CpX(Z[  +  А[)>  Flc  =PlcQ1,  то  еще  до
окончания  скачка  стула  2  начнется  скачок  сту¬
ла  7,  что  практически  будет  давать  картину  как
бы  одновременности  скачков.
 Рассмотрим  несколько  частных  случаев.
 1. 	Одноцилиндровая  турбина.  Полагая
жесткость  ригеля  стремящейся  к  бесконечно¬
сти  (Ср2  -»  оо)  и  X2(t2)  =  0,  получаем  для  этапа
до  первого  страгивания:
 а\\  ~Q(Q  +  ^pi)  1'•>  an  0;  а2\  -*  0;  а22  -»  0;

1022
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 )’  z2  -  ZP2  ->  0;
Ч  +  Ср2
 5i->
 С\  +Ср2
 Щ)
 Параметры  системы  ЦСФ  при  страгива-
нии  стула  в  этом  случае
 С,С„
 ^-♦тгттг-М'ю);
 Ч  +  Ср1
 ci  +  СР1
 «.с-»-
 "pi
 ^1  +^pl
Длина  скачка  стула  и  ригеля
 Ч 	Ср1
 Скачок  стула  А'2  -»  0.
 2. 	Двухцилиндровая  турбина  на  жестком
фундаменте.  Полагая  Ср1  =  Ср2  -»  получаем
Лц  —^  0;  flj2  —^  0;  ^21  —^  0;  а22  —^  0.
 Ввиду  этого  координаты  стульев  до  стра¬
гивания  Zx  -»  0,  Z2  -»  0.
 Так  как 	Ср1я12-»0,  то
 1^-1  У  1с)  >  откуда  определяется  температу¬
ра  ЦВД  при  страгивании  стула  1  tlc.
 Деформация  ЦВД  и  ЦСД  при  этом,  учи¬
тывая,  что  Z2l  =0,  составит  соответственно
 Sic  =^l(^l  )>  ^2  =^2(^2)-
 Длина  скачков  стульев  1  и  2  при  страги-
 2
 вании  стула  1  Аг  -»—(Flc  -  F2д);  А  2  -»  0;  при
 страгивании  стула  2  Д[  -»0;  Д2  -»
 2№с-^2д)
 Cl  +С2
 3. 	Жесткости  цилиндров  и  ригелей  оди¬
наковые.
 Полагая  Q  =  С2  =  Ср1  =  Ср2  =  С,  получаем
 *11  =  2/5;  *12  =  1/5;  *21  =  1/5;  *22  =  2/5;
*11  +  *21  =  3/5;  я12  —  *22  =  —1/5;
 1 	-  *п  -  *21  =  2/5.
 Тогда
 Zt  =  1/5[2  X2(tx)  +  X2(t2)]-,
 Z2  =  1/5[-Щ)  +  2^2)];
 Z,  -  Z2  =  1/5[ЗХМ  +  Hh)\\
 5,  =  \/5[2Х2  (tx)  +  X2(t2)]  =  Zx\
 Ъ2  =  1/5[^(/,)  +  3X2(t2)]  =  Zj  +  Z2.
 Построение  ДТП-  и  ПТ-диаграмм  двух¬
цилиндровой  турбины  значительно  сложнее,
 чем  одноцилиндровой,  главным  образом  из-за
большого  числа  параметров,  характеризующих
состояние  системы  ЦСФ.
 5.9.10. 	СИСТЕМА  ДИАГНОСТИКИ
КОНДЕНСАЦИОННЫХ  УСТАНОВОК
 Применительно  к  конденсационной  уста¬
новке  СТД  может  быть  определена  как  сово¬
купность  методов  алгоритмов  и  программ  для
выявления  тех  ее  узлов,  которые  имеют  ухуд¬
шенные  функциональные  параметры  из-за  на¬
личия  определенных  аномалий  или  дефектов,  а
также  для  прогнозирования  развития  выявлен¬
ных  дефектов  и  выработки  рекомендаций  по
эксплуатации  оборудования  с  учетом  сделанно¬
го  прогноза.  Следует  отметить,  что  структура
СТД  включает  в  себя  непосредственное  диаг¬
ностирование  не  только  конденсационного
устройства,  но  и  пространственно  сопряжен¬
ных  с  ним  систем  воздухоудаления  и  водоснаб¬
жения,  что  повышает  ее  эффективность.  Одна¬
ко  никакие  способы  структурной  оптимизации
при  проектировании  СТД  не  использовались,
т.е.  компоновка  системы,  ее  функций  и  диаг¬
ностируемые  элементы  выбраны  только  на  ос¬
нове  накопленного  в  НПО  ЦКТИ  опыта.
 Первым  шагом  создания  СТД  было  обес¬
печение  подготовки  объектов  к  диагностирова¬
нию  [20].  При  этом  сразу  же  выявились  значи¬
тельные  трудности,  которые  удалось  преодо¬
леть  только  к  настоящему  времени.  Прежде
всего  штатный  конденсатор  оказался  неконтро-
лепригоден,  т.е.  с  использованием  только  штат¬
ных  измерений  и  штатной  аппаратуры  оценить
корректно  состояние  конденсатора  не  удается.
Это  связано  с  рядом  причин:
 с  некорректной  регистрацией  режимных
параметров.  Например,  оценка  давления  в
конденсаторе,  как  правило,  осуществляется  по
температуре  пара,  измеренной  в  одной  точке,
хотя  при  высокой  неравномерности  поля  дав¬
лений  очевидным  представляется  установка
специальных  интегрирующих  зондов;
 с  отсутствием  регистрации  ряда  необхо¬
димых  параметров.  Например,  штатная  систе¬
ма  АСУ  ТП  не  предусматривает  ни  одного  из¬
мерения  по  водоструйным  эжекторам,  что
полностью  исключает  возможность  оценить  их
состояние;
 с  отсутствием  необходимых  диагностиче¬
ских  средств.  Например,  одним  из  самых  важ¬
ных  параметров,  характеризующих  состояние
всей  низкопотенциальной  части,  является  зна¬

СИСТЕМА  ДИАГНОСТИКИ  КОНДЕНСАЦИОННЫХ  УСТАНОВОК 	1023
 чение  расхода  охлаждающей  воды,  однако  до
настоящего  времени  отсутствовали  надежные
средства  для  измерения  этого  показателя.
 На  первом  этапе  осуществлялось  трудо¬
емкое  дооснащение  конденсатора  датчиками  в
необходимых  количествах  и  нужного  качества,
хотя,  несомненно,  более  прогрессивным  явля¬
ется  применение  серийных  аппаратов  задан¬
ной  контролепригодности.
 На  этапе  непосредственного  диагности¬
рования  диагностируемую  систему  представим
как  динамический  объект,  который  в  каждый
момент  времени  t  может  находиться  в  одном
из  возможных  состояний  х,  при  этом  текущее
состояние  х  рассматривается  как  точка  вектор¬
ного  пространства  X  [3].  Выделим  в  этом  про¬
странстве  некоторую  замкнутую  область  Х0,
ограничивающую  допустимые  перемещения
точки  х  в  процессе  функционирования,  с  урав¬
нением  границы  области  Д^0)  =  0.
 Пусть  в  какой-то  момент  времени  t0  с  Т
диагностируемый  объект  находится  в  состоя¬
нии  х  с  Х0.  Под  влиянием  внешних  и  внутрен¬
них  возмущений  в  момент  времени  t  с  Т  он
перешел  в  состояние  х,  причем  процесс  пере¬
хода  может  быть  описан  оператором  Р:
 х(г)  =  P(t,  /0,  х(г0))  при  г  <  t0.
 Задача  диагностики  заключается  в  том,
чтобы  определить,  принадлежит  ли  состояние
объекта  х  допустимому  множеству  параметров
Х0.  Эта  задача  решается  совместным  исследо¬
ванием  приведенных  уравнений.  Решение  дос¬
тигается  путем  формирования  проблемных  си¬
туаций  {К)  =  Kh  ...,  Кп  на  множестве  возмож¬
ных  состояний  X  с  последующей  классифика¬
цией.  Задача  формируется  следующим  обра¬
зом:  задано  описание  множества  X,  информа¬
ция  М  о  классах  проблемных  ситуаций  {К}  и
описание  некоторой  совокупности  параметров
X(t).  Требуется  установить,  какому  из  классов
Кь  ...,  Кп  принадлежит  совокупность  х.
 Задача  решается  в  два  этапа.  На  первом
(при  проектировании  системы)  формируется
решающее  правило  к  для  вычисления  принад¬
лежности  любых  возможных  совокупностей
параметров  х  к  каждому  из  классов  {Щ.  На
втором  этапе  происходит  автоматическое  оп¬
ределение  класса  Kh  к  которому  относится
данная  совокупность  х  cz  X,  с  использованием
решающего  правила  тс.
 Первым  этапом  является  задача  наблюде¬
ния  за  состоянием  диагностируемой  системы  пу¬
тем  построения  информационного  базиса  I.  Для
 этого  из  множества  X  вырезается  подмножество
 S, 	определенное  на  элементах  I  и  определяющее
ситуацию  на  диагностируемом  объекте.
 В  состав  системы  диагностики  входит
множество  моделей  {Ms}  для  анализа  оценоч¬
ных  аспектов  ситуации  S,  которое  использует¬
ся  для  связывания  S  с  одним  из  классов  ситуа¬
ции  К  (задача  классификации  состояния).  На
основе  проведенной  классификации  множест¬
во  {Ms}  используется  также  для  выбора  цели  Ц,
достижение  которой  необходимо  обеспечить  в
данном  классе  (задача  формирования  цели).
Как  правило,  в  качестве  цели  Ц  выступают  ме¬
роприятия  по  устранению  выявленных  анома¬
лий  для  данного  класса.
 В  систему  диагностики  также  включено
пространство  отражений  С,  определенное  на
множестве  {Ms}  и  задающее  те  модели  Ms,  кото¬
рые  позволяют  достичь  цели  Ц  (задача  модель¬
ной  классификации).  Затем  производится  по¬
иск  решений  на  основании  выбранной  модели
М5  и  выполняется  оценка  качества  решений  в
соответствии  с  отношением  предпочтения  (за¬
дача  обоснования  решений).  Этот  процесс
можно  представить  в  виде  последовательности
процедур,  задаваемых  кортежами.  Процедура
ситуативной  классификации  fx  относит  наблю¬
даемую  ситуацию  S  к  одному  из  классов:
 А  =  <S,  /,  Кр,  Ks>,
 где  S  —  ситуация,  определенная  на  элементах
информационной  модели  /;  J  —  множество
экспертных  предпочтений  по  выбору  решаю¬
щей  процедуры,  определенное  на  элементах
{5^};  Кр  —  множество  решающих  процедур;
Ks  —  множество  классов  ситуаций.
 Процедура  модельной  классификации  /2
позволяет  определить  те  модели  принятия  ре¬
шений,  используя  которые  можно  найти  иско¬
мое  решение,
 /2  =  <5,  Ks,  Аи  Ms>,
 где  Ах  —  множество  предпочтений  по  их  выбо¬
ру,  заданное  на  элементах  {^М5};  Ms  —  множе¬
ство  моделей  поиска  решений.
 Процедура  формирования  цели  /3  позво¬
ляет  определить  необходимые  цели,  которые
надо  решить  в  данном  классе  ситуаций,  т.е.  при
выходе  за  границу  Г(х0)  выдать  такие  советы  и
рекомендации,  которые  вернули  бы  диагности¬
руемый  объект  в  зону  допустимых  значений  Х0:
 /3  =  <S,  Ks,  Ц,  Kri(,  С>,
 где  Ц  —  множество  целей;  Krit  —  критерии  ди¬
агностирования,  т.е.  комплекс  параметров  со-

1024
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 стояния  объекта,  задающий  отсутствие  или
наличие  проблемных  ситуаций;  С  —  множест¬
во  стратегий  достижения  указанных  ситуаций.
 Процедура  поиска  управляющих  реше¬
ний  Д  позволяет  организовать  поиск  решения
для  каждой  из  полученных  проблемных  ситуа¬
ций:
 /4  =  <S,  С,  MS9  Ru>,
 где  Rn  —  множество  целевых  управляющих  ре¬
шений,  которые  могут  быть  найдены  с  ис¬
пользованием  модели  поиска  М5  и  стратегии
поиска  С  для  текущей  проблемной  ситуации  S.
 Процедура  обоснования  решений  /5  по¬
зволяет  определить  достижимость  представ¬
ленных  решений  для  конкретных  условий  ди¬
агностируемого  объекта  и  его  окружения,  а
также  проранжировать  их  по  степени  опти¬
мальности  в  соответствии  с  выбранными  це¬
лями  и  критериями:
 fs  = 	Ц'  Krit,  Rn0P(>,
 где  Ruopt  —  решение,  находящееся  в  зоне  опти¬
мальности  и  удовлетворительное  по  реализуе¬
мости.
 Процедура  построения  информационно¬
го  базиса  /6  осуществляет  связь  с  системой
сбора  информации  и  организует  базу  данных
системы:
 /6  =  <S,  МА>,
 где  Л/д  —  информационная  модель,  задающая
текущее  состояние  диагностируемого  объекта.
 Процедура  отображения  и  диалогового
взаимодействия  /7  организует  взаимодействие
оператора  с  системой  диагностики:
 /7  =  </1,/2,/з,/4,/5,/б>-
 На  рис.  5.9.30  приведена  логическая  схе¬
ма  системы  диагностики,  которая  может  быть
представлена  как  процесс  ф\|/0,  состоящий  из
 7
 композиции  этих  процедур  ф=  К(/))  вида  GH¬
z'=  1
 туация  —  цель  —  модель  —  решение  —  обос¬
нование  и  дающий  возможность  оценить  все
неполадки  диагностируемого  объекта  и  выра¬
ботать  эффективные  рекомендации  по  их  уст¬
ранению.
 При  этом  поиск  неисправностей  и  выра¬
ботка  советов  оператору  строятся  на  основе  экс¬
пертных  моделей,  т.е.  путем  набора  утвержде¬
ний  (базы  знаний  Af3),  отражающих  знания  опе¬
раторов-технологов  о  диагностируемом  объекте
 Рис.  5.9.30.  Логическая  схема  системы
диагностики
 и  окружающей  его  среде  и  знания  машины  ло¬
гического  вывода,  функционирующей  на  мно¬
жестве  Мъ.
 Знания  в  данной  системе  реализованы  как
логико-алгебраические  модели  LAM,  определен¬
ные  выражением  LAM=  <TiHh  \|//,  0/,  Р(\|//,  0/)>,
где  Г/  —  термы  модели;  Ht  —  синтаксис  LAM
(правила  построения  выражений);  \|//  —  аксио¬
матика  LAM;  0/  —  правила  вывода;  0/)  —
область  интерпретации.
 При  этом  задачей  в  логико-алгебраиче¬
ской  постановке  назовем  выражение  <\|//,  \|/>,
 7),  Р<\|//,  0/>,  где  \|//  —  утверждение,  которое
необходимо  доказать.  Задача  полностью  опре¬
деляется  выражением  <\|//,  \|/>,  но  вне  зависи¬
мости  от  его  конкретного  значения.  Терм
t  е  7),  приводящий  задачу  к  истине  в  области
интерпретации  Р(щ  0/),  называется  ответом
задачи.
 Таким  образом,  работа  данного  механиз¬
ма  осуществляется  в  два  этапа.  На  первом  эта¬
пе  специальный  планировщик  в  зависимости
от  выражения  <\|//,  \|/>  выявляет  классы  утвер¬
ждений,  выводимость  которых  может  быть  до¬
казана,  и  строит  графы  вывода  для  доказуемых
утверждений.  Затем  строится  специальная
управляющая  структура,  ставящая  в  соответст¬
вие  каждому  выражению  <7),  Нь  щ  0/,  \|/>
 7
 оператор  К  (/,)[©/,  S7),  Нь  щ  \j/],  т.е.  выре-
 /=  1
 зается  определенное  подмножество  из  дерева

СИСТЕМА  ДИАГНОСТИКИ  КОНДЕНСАЦИОННЫХ  УСТАНОВОК 	1025
 вывода  всех  задач  данного  класса  и  маркирует¬
ся,  связывается  с  информационным  базисом,
подаются  на  выход  промаркированных  сетей
текущие  ситуативные  утверждения  и  находит¬
ся  та  топология,  которая  определяет  выполни¬
мость  данного  утверждения,  а  следовательно,
его  истинность.
 Организация  системы  диагностики,  та¬
ким  образом,  привела  к  ряду  положительных
моментов  [74]:
 обеспечила  высокую  гибкость  и  модифи¬
цируемость  системы  (например,  включение
нового  объекта  в  систему  диагностики  приво¬
дит  к  простому  расширению  множества  пе¬
риодов  Т{  и  правил  вывода  0/  без  принципи¬
альной  переделки  программы);
 ясность  эвристик,  стратегий  и  правил,  ле¬
жащих  в  основе  0/,  дала  возможность  самообу¬
чения  системы  в  процессе  функционирования.
 Выше  рассмотрена  логическая  схема  сис¬
темы  диагностики  на  теоретико-множествен¬
ном  уровне  и  основные  принципы  ее  работы,
однако  не  менее  важным  является  описание  ее
функциональных  возможностей,  некоторых
результатов  отработки  на  имитационных  мо¬
делях  и  стадии  опытной  эксплуатации.
 Система  диагностики  реализуется  в  виде
двухкомпонентного  комплекса:  ядра  системы  и
охватывающей  его  оболочки  [3].  Оболочка
представляет  подсистемы  диагностики  различ¬
ных  функциональных  структур  и  элементов
конденсационных  установок:  системы  воздухо-
удаления,  неисправностей  в  тракте  циркуляци¬
онного  водоснабжения,  циркуляционных  насо¬
сов  и  др.  Оболочка  благодаря  модульному
принципу  построения  может  легко  модифици¬
роваться  и  видоизменяться.  Ядро  системы  ди¬
агностики  состоит  из  управляющей  програм¬
мы,  обеспечивающей  вызов  функциональных
программ  из  оболочки,  программы-диспетчера,
синхронизирующей  работу  СТД  конденсатора  с
работой  диагностируемого  оборудования.
 Первой  подпрограммой  оболочки  являет¬
ся  подсистема  диагностики  основных  функ¬
циональных  неисправностей  конденсатора
(ухудшение  деаэрирующей  способности,  залив
нижнего  рада  трубок,  неисправности  в  систе¬
ме  сбросов  в  конденсатор,  нарушение  плотно¬
сти  находящегося  под  разрежением  конден-
сатного  тракта).  В  рамках  этой  подсистемы  в
настоящее  время  разрабатывается  специаль¬
ный  программно-аппаратный  комплекс  для
определения  факта  попадания  охлаждающей
воды  в  паровое  пространство  конденсатора  на
 ранней  стадии  развития  дефекта  и  локализа¬
ции  места  попадания  воды  с  целью  сокраще¬
ния  времени  на  поиск  места  протечек.
 Вторая  подсистема,  диагностирующая  за¬
грязненность  конденсатора,  работает  в  трех
режимах.  В  первом  режиме  она  оценивает  ка¬
чество  проведенной  очистки,  сравнивая  фак¬
тические  показатели  конденсатора  со  значе¬
ниями,  полученными  при  одинаковых  режим¬
ных  параметрах  на  эксплуатационно-чистом
аппарате.  Во  втором  режиме  на  основе  разра¬
ботанной  НПО  ЦКТИ  модели  процесса  за¬
грязнений  конденсатора  определяется  дина¬
мика  этого  процесса  во  времени.  Путем  мини¬
мизации  суммарных  потерь,  включающих  по¬
терю  мощности  турбоагрегатом  из-за  ухудше¬
ния  вакуума,  связанного  с  загрязнением  кон¬
денсатора,  и  потерь,  связанных  с  очисткой
(затраты  на  проведение  очистки  и  затраты
из-за  сброса  мощности  во  время  очистки),  оп¬
ределяется  оптимальный  срок  будущей  очист¬
ки.  Ввиду  вероятной  невозможности  выполне¬
ния  эксплуатационным  персоналом  рекомен¬
дованных  сроков  определяется  также  стои¬
мость  отступления  от  оптимальной  стратегии.
 В  третьем  режиме  система  выдает  график
проведения  очисток  с  учетом  фактического
графика  режимов  работы  блока  (учитываются
выводы  блока  в  ремонт  и  другие  остановы  с
гарантированной  очисткой  во  время  простоя
блока),  т.е.  производится  условная  минимиза¬
ция  суммарных  потерь  на  заданном  интервале.
 Подсистема  диагностирует  тракт  воздухо-
удаления  и  позволяет  организовать  непрерыв¬
ное  измерение  величины  присосов  воздуха  в
конденсатор,  удаляемого  водоструйными
эжекторами,  по  результатам  измерений  давле¬
ний  и  температур  рабочей  воды  и  паровоздуш¬
ной  смеси  на  каждом  из  эжекторов.  Для  этого
используется  программа,  моделирующая  про¬
цесс  отсоса  эжекторами  паровоздушной  смеси
с  учетом  ее  фактических  характеристик.
 Диагностируются  также  основные  непо¬
ладки  в  тракте  воздухоудаления  (засорение
или  образование  воздушных  мешков  в  слив¬
ной  трубе,  засорение  сеток  на  линии  подвода
рабочей  воды  и  др.),  а  кроме  этого,  выдаются
советы  оператору  по  оптимальной  конфигура¬
ции  включенной  эжекторной  группы.  Очевид¬
но,  что  включение  дополнительного  эжектора
(а  тем  более,  дополнительного  ПНЭ)  означает
увеличение  отбора  воды  перед  конденсатором
и  соответственно  ухудшение  вакуума  и  вы¬
званную  этим  потерю  мощности  блоком.  Од¬

1026
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 нако  суммарная  производительность  эжектор¬
ной  группы  при  этом  увеличивается,  и  потому
при  высоких  температурах  охлаждающей  во¬
ды,  при  малой  нагрузке  блока  или  при  боль¬
ших  присосах  воздуха  целесообразно  включе¬
ние  всей  группы  эжекторов;  на  ряде  режимов
часть  эжекторов  целесообразно  отключать.
 Подсистема  диагностирования  работы
циркуляционных  насосов  производит  диагно¬
стику  основных  неполадок  насосов  (износ
торцов  или  лопастей  насосов,  выход  из  зоны
рабочей  характеристики  и  др.).
 Кроме  непосредственно  диагностирова¬
ния  система  рассчитывает  график  рациональ¬
ного  водопотребления,  давая  оператору  советы
по  оптимальному  расходу  воды,  обеспечиваю¬
щему  оптимальный  вакуум.  Под  оптимальным
понимается  такой  режим  работы  циркуляци¬
онных  насосов  (такая  частота  вращения  элек¬
тродвигателя  п  и  угол  установки  лопастей  а),
при  котором  разность  между  мощностью,  раз¬
виваемой  турбиной  ANT,  и  мощностью,  по¬
требляемой  двигателем  насосов  ANCH  макси¬
мальная.  Задача  формулируется  как  {п,  а:
ANC  н 	max}  и  решается  на  основе  расчетов
 последствий  варьирования  в  сторону  увеличе¬
ния  и  уменьшения  расхода  от  его  фактическо¬
го  значения.  В  связи  с  демонтажом  механизма
разворота  лопастей  на  блоке  К-800-240  выда¬
ются  советы  только  по  поддержанию  частоты
вращения  оптимального  значения.  Постанов¬
ка  задачи  может  быть  расширена  для  учета
всех  связанных  с  изменением  расхода  воды
эффектов  (обусловленных  введением  цен  на
потребляемую  воду  и  изменением  темпа  за¬
грязнений,  связанного  с  изменением  расхода
воды).
 Разработана  также  система,  производящая
диагностирование  состояния  тракта  циркуля¬
ционного  водоснабжения  конденсационной  ус¬
тановки,  поскольку  вращающиеся  сетки,  на¬
порный  водовод  и  гидравлический  тракт  кон¬
денсатора  могут  забиваться  илом,  взвешенны¬
ми  веществами,  мусором  и  биообрастаниями.
 Основываясь  на  результатах  анализа  ста¬
тистической  информации,  можно  считать,  что
темп  увеличения  гидравлического  сопротивле¬
ния  с  достаточной  для  целей  диагностики  точ¬
ностью  может  быть  представлен  в  виде  степен¬
ной  функции  от  времени:  Ар  =  архп.  В  соответ¬
ствии  с  характеристикой  циркуляционных  на¬
сосов  это  приводит  к  уменьшению  количества
протекающей  через  конденсатор  воды  на  ве¬
личину  AN.  В  свою  очередь,  это  является  при¬
 чиной  ухудшения  вакуума  в  конденсаторе,  что
приводит  к  увеличивающейся  во  времени  не¬
довыработке  мощности  турбиной:  AN  =  апхт.
 В  зависимости  от  вида  диагностируемого
элемента  тракта  циркуляционного  водоснаб¬
жения  существенно  отличаются  по  величине  и
составляющим  экономические  затраты  Н  на
приведения  тракта  в  состояние  эксплуатаци¬
онной  степени  чистоты.
 Таким  образом,  реализован  подход  к  по¬
строению  стратегии  поддержания  оптимально¬
го  состояния  тракта,  основанный  на  миними¬
зации  удельных  суммарных  затрат,  включаю¬
щих  стоимость  потерь  мощности  блоком
SeANt  (Se  —  удельная  себестоимость  замыкаю¬
щей  электроэнергии),  и  затрат  на  очистку  Н:
(SeANt  +  Н)  х  -»  min.
 Реализованный  подход  позволяет  сплани¬
ровать  мероприятия  по  поддержанию  рацио¬
нальной  степени  чистоты  тракта  циркуляцион¬
ного  водоснабжения.  Кроме  того,  он  может  не¬
посредственно  использоваться  при  управлении
поплавковым  сигнализатором-уровнемером,
задающим  темп  очистки  вращающихся  сеток.
 СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ
 1. 	Авруцкий  Г.Д.,  Дубровский  С.Л.,  Савен¬
кова  И.А.  Металлографическая  лента  на  по¬
верхностях  скольжения  корпусов  подшипни¬
ков  турбин  //  Теплоэнергетика.  1995.  №  5.
С.  56-62.
 2. 	Алгоритмическое  и  программное  обес¬
печение  режимной  диагностики  паровых  тур¬
бин  /  B.C.  Шаргородский  и  др.  //  Тр.  АООТ
«НПО  ЦКТИ».  1997.  Вып.  281.  С.  56-71.
 3. 	Башлыков  А.А.  Проектирование  систем
принятия  решений  в  энергетике.  М.:  Энерго¬
атомиздат,  1986.  120  с.
 4. 	Березина  Т.Г.,  Ашихнина  Л  А,  Брагер  С.И.
Исследование  повреждений  дисков  турбин  при
высоких  температурах  пара  //  Теплоэнергетика.
1995.  №  1.  С.  46-51.
 5. 	Бидерман  В.Л.  Прикладная  теория  ме¬
ханических  колебаний.  М.:  Высшая  школа,
1972.  248  с.
 6. 	Биргер  И.А.  Техническая  диагностика.
М.:  Машиностроение,  1978.  568  с.
 7. 	Биргер  И.А.,  Шорр  Б.Ф.,  Иосилевич  Г.Б.
Расчет  на  прочность  деталей  машин.  М.,  Маши¬
ностроение,  1993.  640с.
 8. 	Боришанский  Б.Н.  Колебания  рабочих
лопаток  паровых  турбин  и  меры  борьбы  с  ни¬
ми.  СПб.:  Изд-во  Art-Xpress,  2011.  324  с.

СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ
 1027
 9. 	Вибрация  в  технике:  Справочник.  М.:
Машиностроение,  1981.  В  6-ти  томах.
 10. 	Вибродиагностика  /  С.Ш.  Розенберг  и
др.  СПб.:  ПЭиПК  Минэнерго  РФ,  2003.  148  с.
 11.  Внедрение  систем  принудительного
охлаждения  элементов  турбин  мощностью
200-800  МВт  /  Л.П.  Сафонов  и  др.  //  Тяжелое
машиностроение.  1996.  №  1.  С.  43-47.
 12. 	Водичев  В.И.,  Губанов  Д.Е.,  Сурис  П.Л.
О  работе  поперечных  шпоночных  соединений
цилиндров  и  корпусов  подшипников  паровых
турбин  //Теплоэнергетика.  1981.  N°  9.  С.  25-28.
 13. 	Гладштейн  В.И.  Эксплуатация  с  тре¬
щинами  и  выборками  литых  корпусных  дета¬
лей  турбин  с  давлением  пара  более  9  МПа  //
Тяжелое  машиностроение.  1999.  №  8.  С.  47-56.
 14. 	Гнесин  В.И.,  Колодяжная  Л.В.  Числен¬
ный  анализ  аэроупругих  характеристик  тур¬
бинной  ступени  в  трех  мерном  потоке  вязкого
газа  //  Вестник  НТУ  «ХПИ».  2009.  N°  3.
С.  23-32.
 15. 	Гнесин  В.И.,  Колодяжная  Л.В.  Числен¬
ный  анализ  влияния  соотношения  чисел  лопа¬
ток  статора  и  ротора  на  нестационарные  на¬
грузки  и  режимы  колебаний  лопаток  //  Вест¬
ник  НТУ  «ХПИ».  2009.  N°  3.  С.  32-36.
 16. 	Гольдин  А.А.  Вибрация  роторных  ма¬
шин.  М.:  Машиностроение,  1999.  298  с.
 17. 	Гордеева  Т.Д.,  Жегина  И.П.  Анализ
изломов  при  оценке  надежности  материалов.
М.:  Машиностроение,  1978.  248  с.
 18. 	Гординский  А.А.  Построение  регресси¬
онных  моделей  непрерывных  технологических
процессов  для  целей  управления  //  Измерения,
контроль,  автоматизация.  1988.  №  4.  С.  64-76.
 19. 	Горелов  Д.Н.  Курзин  В.Б.  Сарен  В.Э.
Аэродинамика  решеток  в  нестационарном  по¬
токе.  Новосибирск:  Наука,  1971.  272  с.
 20. 	Гуляев  ВА,  Склеров  В.Ф.,  Полищук  В.Б.
Техническая  диагностика  энергетического  обору¬
дования  //  Изв.  АН  СССР.  Энергетика  и  транс¬
порт.  1990.  N°  2.  С.  14-26.
 21. 	Гультяев  A.  MATLAB  5.3.  Имитацион¬
ное  моделирование  в  среде  WINDOWS.  Визуа¬
лизация,  программирование,  анализ  данных.
СПб.:  Корона,  1998.  148  с.
 22. 	Дейч  М.Е.  Газодинамика  решеток  тур¬
бомашин.  М.:  Энергоатомиздат,  1996.  348  с.
 23. 	Диагностика  и  прогнозирование  со¬
стояния  паровых  турбин  /  Л.П.  Сафонов  и  др.
НИИЭИнформэнергомаш,  1987.  248  с.
 24. 	Диагностика  повреждаемости  турбины
К-800-240-3  и  котла  ТГМП-204  в  процессе  экс¬
плуатации  с  прогнозированием  пусков  /  А.Н.  Ко¬
 валенко  и  др.  //  Тр.  ЦКТИ.  1994.  Вып.  279.
С.  44-48.
 25. 	Диагностика  состояния  проточных
частей  мощных  паровых  турбин  с  применени¬
ем  станционных  вычислительных  комплек¬
сов  /  И.А.  Перминов  и  др.  //  Тр.  ЦКТИ.  1992.
Вып.  273.  С.  32-35.
 26. 	Жирицкий  Г.С.,  Стрункин  В.А.  Конст¬
рукция  и  расчет  на  прочность  деталей  паровых
и  газовых  турбин.  М.:  Машиностроение,  1968.
356  с.
 27. 	Идельчик  И.Е.  Справочник  по  гидрав¬
лическим  сопротивлениям.  М.:  Машинострое¬
ние,  1975.  558  с.
 28. 	Исследование  изменения  зазоров  в
проточной  части  турбины  К-1200-240-3  /
С.Ш.  Розенберг  и  др.  //  Энергомашинострое¬
ние.  1987.  №  5.  С.  46-54.
 29. 	Исследование  силового  взаимодейст¬
вия  корпусов  и  подшипников  турбины
К-800-240-3  /  С.Ш.  Розенберг  и  др.  //  Тепло¬
энергетика.  1981.  N°  9.  С.  57-60.
 30. 	Капинос  В.М.,  Гаркуша  А.В.  Перемен¬
ный  режим  работы  паровых  турбин.  Харьков:
Высшая  школа,  1989.  174  с.
 31. 	Качанов  Л.М.  Теория  ползучести.  М.:
Физматгиз,  1960.  148  с.
 32. 	Ковалев  И.А.  Разработка  алгоритмов
функционирования  и  распознавания  дефектов
для  АСВД  //  Тр.  ЦКТИ.  1992.  Вып.  273.
С.  48-56.
 33. 	Ковалев  И.А.  Цели  и  задачи  техниче¬
ской  диагностики  //Тр.  ЦКТИ.  1992.  Вып.  273.
С.  72-76.
 34. 	Ковалев  И.А,  Кальменс  В.Я,  Витахо-
 ва  Г.С.  Устойчивость  ротора  мощного  турбоаг¬
регата  в  подшипниках  с  подвижными  сегмен¬
тами  под  действием  сил  в  проточной  части  //
Энергомашиностроение.  1974.  N°  5.  С.  11-13.
 35.  Ковалев  И.А.,  Хоменок  Л.А.,  Ель-
кин  Д.В.  Проблема  прогибов  ротора  паровых
турбин  и  пути  ее  решения  //Теплоэнергетика.
2003.  №  3.  С.  54-58.
 36. 	Костюк  А.Г.  Динамика  и  прочность
турбомашин.  М.:  Машиностроение,  1982.  246  с.
 37. 	Костюк  А.Г.  Колебания  рабочих  вен¬
цов  последних  ступеней  паровой  турбины  в  не¬
расчетных  условиях  работы  //  Теплоэнергети¬
ка.  1983.  №  1.С.  34-38.
 38. 	Куличихин  В.В.,  Хоменок  Л.А.,  Реме¬
зов  А.Н.  Промышленные  исследования  эксплуа¬
тационных  характеристик  головной  турбоуста¬
новки  К-1200-240-3  на  Костромской  ГРЭС  //
Электрические  станции.  1999.  №  7.  С.  38-45.

1028
 Глава  5.9.  ДИАГНОСТИКА  ПАРОВЫХ  ТУРБИН
 39. 	Ласкин  А.С.  Выбор  оптимального  за¬
зора,  обеспечивающего  минимум  аэродинами¬
ческого  возбуждения  колебаний  рабочих  лопа¬
ток  газовой  турбины  //  Энергомашинострое¬
ние.  1987.  №  2.  С.  18-21.
 40. 	Ласкин  А.С.  Нестационарные  процес¬
сы  //  Аэродинамические  характеристики  сту¬
пеней  тепловых  турбин  /  Под  ред.  В.А.  Черни¬
кова  Л.:  Машиностроение,  1980.  262  с.
 41. 	Ласкин  А.С.,  Саливон  Н.Д.  Нестацио¬
нарные  силы,  действующие  на  бандаж.  Энер¬
гомашиностроение.  1974.  №  7.  С.  34-40.
 42. 	Левин  Р.,  Дранг  Д.,  Эдельсон  Б.  Прак¬
тическое  введение  в  технологию  искусственно¬
го  интеллекта  и  экспертных  систем  с  иллюст¬
рацией  на  бэйсике.  М.:  Финансы  и  статистика,
 1990. 	348  с.
 43. 	Мандельштам  П.И.  Лекции  по  теории
колебаний.  М.:  Наука.  1972.  346  с.
 44. 	Методы  индивидуальной  оценки  ре¬
сурса  и  межремонтный  период  энергетического
оборудования  /  К.С.  Фролов  и  др.  //  Тр.  ЦКТИ.
 1988. 	Вып.  246.  С.  4-6.
 45. 	Нормализация  тепловых  расширений  /
Г.Д.  Авруцкий  и  др.  //  Тяжелое  машинострое¬
ние.  1999.  N°  8.  С.  72-75.
 46. 	Обеспечение  температурных  расшире¬
ний  цилиндров  турбоагрегатов  при  реконст¬
рукции  энергоблоков  /  Э.А.  Дон  и  др.  //  Энер¬
гетик.  1995.  №  2.  С.  34-37.
 47. 	Олимпиев  В.И.  Влияние  конструкции
бандажных  уплотнений  на  газодинамическое
возбуждение  низкочастотной  вибрации  рото¬
ра  //  Теплотехника.  1977.  №  7.  С.  24-28.
 48. 	Олимпиев  В.И.  Проблемы  борьбы  с
низкочастотной  вибрацией  валопровода  энер¬
гетических  паротурбинных  агрегатов  большой
мощности  //  Теплоэнергетика.  1978.  N°  9.
С.  45-49.
 49. 	Опыт  освоения  головных  турбоустано¬
вок  энергоблоков  мощностью  800  МВт  /
Ю.И.  Моногаров  и  др.  //  НИИЭИинформ-
энергомаш.  1980.  N°  7.  С.  15-17.
 50. 	Паровые  турбины  сверхкритических
параметров  ЛМЗ  /  Под  ред.  А.П.  Огурцова,
 B.К. 	Рыжкова.  М.:  Энергоатомиздат,  1991.  348  с.
 51. 	Паротурбинные  установки  атомных
электростанций  /  Под  ред.  Ю.Ф.  Косяка.  М.:
Энергия,  1978.  356  с.
 52. 	Повышение  надежности  и  продление
срока  службы  роторов  ВД  и  СД  турбин
К-210-130  ЛМЗ  на  ТЭЦ  Болгарии  /  Л.А.  Хоме-
нок  и  др.  //  Электрические  станции.  2001.  N°  9.
 C. 	63-66.
 53. 	Повышение  технического  уровня  паро¬
вых  турбин  при  внедрении  систем  принуди¬
тельного  парового  охлаждения  роторов  /
 B.C.  Шаргородский  и  др.  //  Тр.  ЦКТИ.  1997.
Вып.  281.  С.  137-143.
 54. 	Повышение  эффективности  эксплуа¬
тации  паротурбинных  установок  ТЭС  и  АЭС.
Т.  1,  2  /  Л.А.  Хоменок  и  др.  СПб.:  Изд-во
ПЭИПК,  2002.  338  с.
 55. 	Позняк  Э.Л.  Исследования  устойчиво¬
сти  движения  роторов  на  подшипниках  сколь¬
жения  //  Изв.  АН  СССР.  Механика  и  машино¬
строение.  1963.  N°  2.  С.  102-103.
 56. 	Прочность  элементов  турбин  /  Под
ред.  Л.А.  Шубенко-Шубина.  М.:  Машино¬
строение,  1973.  268  с.
 57. 	Разработка  системы  диагностики  при¬
чин  изменения  экономичности  ЦВД  и  ЦСД  тур¬
бин  ТЭС  /  Г.В.  Жуковский  и  др.  //  Тр.  ЦКТИ.
1992.  Вып.  272.  С.  45-52.
 58. 	Расчетно-экспериментальное  исследо¬
вание  различных  вариантов  охлаждения  рото¬
ров  среднего  давления  турбины  К-300-240
ЛМЗ  /  B.C.  Шаргородский  и  др.  //  Тр.  ЦКТИ.
 1989. 	Вып.  257.  С.  126-130.
 59. 	Расчетно-экспериментальное  исследо¬
вание  теплового  и  термонапряженного  состоя¬
ния  роторов  высокого  и  среднего  давления
турбины  К-800-240-3  /  Л.П.  Сафонов  и  др.  //
Тр.  ЦКТИ.  1979.  Вып.  168.  С.  78-82.
 60. 	Резенских  В.Ф.  Диагностика  роторов
паровых  турбин  //  Тяжелое  машиностроение.
1999.  N°  8.  С.  34-38.
 61. 	Розенберг  С.Ш.,  Орлик  В.Г.,  Марчен¬
ко  Ю.А.  Исследование  аэродинамических  по¬
перечных  сил  в  лабораторных  условиях  при  на¬
личии  эксцетриситета  /  Энергомашинострое¬
ние.  1974.  №  8.  С.  15-17.
 62. 	Розенберг  С.Ш.,  Сафонов  Л.П.,  Хоме¬
нок  Л.А.  Исследование  мощных  паровых  тур¬
бин  на  электростанциях.  М.:  Энергоатомиздат,
1994.  348  с.
 63. 	Розенберг  С.Ш.,  Хоменок  Л  А,  Ильин  В  А
О  силовом  взаимодействии  цилиндров  и  корпусов
подшипников  турбины  К-300-240  ЛМЗ  //  Элек¬
трические  станции.  1985.  N°  8.  С.  46—50.
 64. 	Роземблюм  В.И.  Приближенный  анализ
искривления  вращающихся  валов,  обусловленно¬
го  ползучестью.  СПб.:  ЛГУ,  1971.  №  8.  С.  34-38.
 65. 	Самойлович  Г.С.  Возбуждение  колеба¬
ний  лопаток  турбомашин.  М.:  Машинострое¬
ние,  1975.  288  с.
 66. 	Сафонов  Л.П.,  Селезнев  К.П.,  Кова¬
ленко  А.Н.  Тепловое  состояние  высокоманев¬

СПИСОК  ЛИТЕРАТУРЫ
 1029
 ренных  паровых  турбин.  Л.:  Машиностроение,
1983.  248  с.
 67. 	Системы  установки  на  фундаменте  и
температурные  расширения  многоцилиндро¬
вых  паровых  турбин  /  Х.Я.  Герцберг  и  др.  //
НИИЭИинформэнергомаш.  1982.  N°  8.
С.  45-48.
 68. 	Снижение  присосов  воздуха  в  конден¬
сатор  через  концевые  уплотнения  /  В.Г.  Орлик
и  др.  //  Энергетик.  1987.  N°  2.  С.  15-16.
 69. 	Теория  ползучести  и  длительной  проч¬
ности  металлов  /  И.А.  Одинг  и  др.  М.:  Метал  -
лургиздат,  1959.  348  с.
 70. 	Термоконтроль  за  работой  концевых
уплотнений  паровых  турбин  /  А.С.  Григорьев
и  др.  //  Электрические  станции.  1989.  №  10.
 С. 	43-47.
 71. 	Технические  средства  диагностирова¬
ния  /  Под  ред.  В.В.  Клюева.  М.:  Машинострое¬
ние,  1989.  456  с.
 72. 	Тондл  А.  Динамика  роторов  турбоагре-
гатоа.  Л.:  Энергия.  1973.  246  с.
 73. 	Туляков  Г.А.,  Скоробогатых  В.Н.,  Гри¬
невский  В.В.  Конструкционные  материалы  для
энергомашиностроения.  М.:  Машиностроение,
 1991. 	456  с.
 74. 	Уотермен  Д.  Руководство  по  эксперт¬
ным  системам.  М.:  Мир,  1989.  388  с.
 75. 	Усталость  металлов  при  высокой  тем¬
пературе  /  Под  ред.  Р.П.  Скелетова.  М.:  Метал¬
лургия,  1988.  348  с.
 76. 	Устойчивость  рабочего  процесса  в  дви¬
гателях  летательных  аппаратов  /  М.А.  Ильчен¬
ко  и  др.  М.:  Машиностроение,  1995.  320  с.
 77. 	Хоменок  Л.А.,  Ильин  В.Н.  Определе¬
ние  усилий  и  деформации  при  перемещении
среднего  стула  турбины  К-1200-240-3  ЛМЗ  //
Отчет  НПО  ЦКТИ.  1988.  №  13883.  148  с.
 78. 	Цзе  Ф.С,  Морзе  И.Е,  Хинкл  Р.Т.  Меха¬
нические  колебания.  М.:  Машиностроение,
1966.  148  с.
 79. 	Чернина  B.C.  Статика  тонкостенных
оболочек  вращения.  М.:  Наука,  1968.  256  с.
 80. 	Шаргородский  B.C.,  Хоменок  Л.А.,  Кур-
накаев  М.К.  Нормализация  тепловых  расшире¬
ний  мощных  паровых  турбин  //  Электрические
станции.  1996.  N°  6.  С.  34-36.
 81. 	Экспериментальное  исследование  на¬
пряженно-деформированного  состояния  кор¬
пуса  ЦСД  турбины  К-800-240-3  /  Г.Д.  Авруц-
кий  и  др.  //  Электрические  станции.  1991.  №  4.
 С. 	56-60.
 82. 	Aeroelasticity,  aeroacoustics,  and  unstea¬
dy  aerodynamics  /  V.A.  Skibin  and  as.  М.:  TORUS
PRESS,  2006.  472  p.
 83. 	Rudolf  M.  Stobindurierte  stromungsos-
zillaiionen  in  dampfturbinen  diffuser  //  Energie-
techik.  1988.  N°  4.  38  s.
 84. 	Cloger  М.,  Neumaun  K.,  Termuehlen  H.
Design  criteria  for  reliable  low-pressure  blaging.
ASME,  Paper  86  -  JPGC  -  Pwr  42.

НАУЧНОЕ  ИЗДАНИЕ
 Рассохин  Виктор  Александрович
Хоменок  Леонид  Арсеньевич  и  др.
 МАШИНОСТРОЕНИЕ.  ЭНЦИКЛОПЕДИЯ
Т.  ГУ-19
ТУРБИННЫЕ  УСТАНОВКИ
 Редактор  З.М.  Рябкова,  ЕД.  Макаренко
Дизайнер  по  переплету  Т.Н.  Голицына
Корректор  Л.И.  Сажина,  Л.Е.  Сонюшкина,  М.Я.  Барская
Инженер  по  компьютерному
макетированию  А.Д.  Деева
 Подписано  в  печать  07.05.2015  г.
 Формат  70x100  1/16.  Бумага  офсетная.  Гарнитура  Newton.
Печать  офсетная.  Уел.  печ.  л.  83,85.  Уч.-изд.  л.  102,76.
Заказ  781
 ООО  «Издательство  Машиностроение»
 107076,  Москва,  Колодезный  пер.,  д.  2а.
www.mashin.ru
 Отпечатано  в  ППП  «Типография  «Наука»
 121099,  Москва,  Шубинский  пер.,  6.
 ISBN  978-5-94275-790-8
 9  785942  757908

Для  заметок

Для  заметок