В. Я.ГИРШФЕЛЬД
Л.А.КАРОЛЬ

ОБЩИЙ
КУРС
ЭЛЕКТРО-
СТАНЦИЙ


6П2.21

Г 51

УДК 621.311.2(07)

Гиршфельд В. Я. и Кароль Л. А.

Г 51 Общий курс электростанций. Учеб, пособие
для учащихся энергетических и энергостроительных
техникумов. Изд. 2-е, перераб. и доп. М., «Энер-
гия», 1976.

272 с. с ил.

В книге даны основы теории тепловых и гидравлических электри-
ческих станций. Кратко изложены основные сведения по технической
термодинамике, гидравлике и теплообмену, на базе которых рассматри-
ваются принципы работы, процессы и конструкции турбинных и паро-
генераторных установок, показатели и схемы электростанций.

Первое издание книги вышло в 1970 г. под названием «Тепловая
часть тепловых электрических станций и гидромеханическая часть ги-
дроэлектростанций». Второе издание переработано с учетом изменений
в структуре курса.

Книга предназначена для учащихся энергетических и энергострои-
тельных техникумов. Книга может быть также использована студента-
ми других учебных заведений и персоналом электростанций.

_ 30303-280

Г 051(01)-76	5’76	6П2.21

©

Издательство «Энергия», 1976 г.
ОГЛАВЛЕНИЕ

Предисловие..............................................

Введение..............................................

В-1. Потребление и производство электроэнергии .

В-2. Технологическая схема тепловой электростанции .

В-3. Технологическая схема гидроэлектростанции .

Глава первая. Основы технической термодинамики и тепло
обмена ...............................................

1-1. Основные понятия.................................

1-2. Уравнение состояния идеального газа..............

1-3. Процессы в газах. Работа.........................

1-4. Тепло, теплоемкость, внутренняя энергия

1-5. Первое начало термодинамики......................

1-6. Уравнение Майера. Энтальпия......................

1-7. Адиабатный процесс ..............................

1-8. Политропный процесс..............................

1-9. Энтропия.........................................

1-10. Свойства энтропии. Т, s-диаграмма...............

1-11. Круговой процесс .	........................

1-12. Второе начало термодинамики.....................

1-13. Термодинамические свойства воды и водяного пара .

1-14. Приложение первого закона к потоку рабочего тела .

1-15. Циклы тепловых двигателей.......................

1-16. Основы теплообмена..............................

Глава вторая. Топливо и парогенераторные установки .

2-1. Общая характеристика парогенераторов ....

2 2. Технические характеристики топлива .....

2-3. Энергетические топлива...........................

2-4. Расход воздуха на горение и состав продуктов сгорания
2-5. Подготовка к сжиганию газообразного и жидкого топлив
2-6.	Подготовка к сжиганию твердого топлива	.	.	.	.

2-7. Сжигание топлива в топочных устройствах ...

2-8.	Тепловой баланс и к. п. д. парогенератора	.	.	.	.

2-9. Основы расчета поверхностей нагрева парогенератора .
2-10. Работа металла поверхностей нагрева.....................

2-11. Водный режим парогенератора........................

2-12. Регулирование и защита парогенераторов .	.	.	.

2-13. Типы парогенераторов...............................

5

6

6

10

13

18

18

20

22

24

27

28

29

29

31

32

33

35

37

42

47

51

66

66

71

74

77

79

82

85

88

91

92

95

98

101

Глава третья. Турбинные установки.........................ЮЗ

31. Общие понятия о паровых турбинах......................ЮЗ

3-2. Течение потока в соплах.............................105
3-3.	Треугольники скоростей................................107

3-4.	Процессы в рабочих лопатках ....	...	Ю8

3-5.	Уравнение Эйлера......................................109

3-6.	Энергетические характеристики	турбинной ступени .	НО

3-7.	Процесс расширения пара в многоступенчатой	турбине	115

3-8.	Геометрические размеры турбинных ступеней	.	.	116

3-9.	Конденсационное устройство .	.	.	121

3-10.	Регулирование паровых турбин .	.	.	123

3-11.	Конструкции и типы паровых турбин....................127

3 12	Газовые турбины ....	130

3-13. Воздуходувные турбомашины	.	133

3-14. Насосы . .	.............. ...	138

Глава четвертая. Тепловые электрические станции ....	142

4-1.	Пароводяной тракт.................................142

4-2.	Тепловая схема конденсационной электростанции	.	148

4-3.	Тепловая схема теплоэлектроцентрали	151

4 4.	Трубопроводы ТЭС..................................155

4-5.	Вспомогательное оборудование тепловых электростанций

и расход электроэнергии па собственные нужды	.	157

4-6.	Расчет тепловой схемы.............................165

4-7.	Тепловая экономичность ТЭС........................167

4-8.	Тепловые схемы парогазовых и атомных установок	.	.	174

4-9. Сооружения и вспомогательное хозяйство тепловых

электростанций .	.	..........................179

Глава пятая. Напор, расход воды и сооружения гидроэлектро-
станций .................................................. 187

5-1.	Физические свойства жидкостей ...	.187

5-2.	Гидростатический напор и давление воды	. . .	189

5-3.	Общие сведения о движении жидкости ....	196

5-4.	Основные уравнения движения жидкости	. . .	199

5-5.	Потери напора................ .	204

5-6.	Истечение воды через отверстия, насадки	и водосливы	207

5-7.	Понятие о гидравлическом ударе...................210

5-8.	Речной сток......................................213

5-9. Общие сведения о регулировании стока в водохранили-
щах ..................................................220

5-10 Состав и компоновка основных сооружений ГЭС .	225

5-11. Схемы плотин ....	...	229

5-12. Здания гидроэлектростанций	233

5-13. Работа ГЭС в энергосистеме .	....	237

Глава шестая. Гидротурбинное оборудование..................241

6-1.	Классификация и основные схемы гидротурбин	241

6-2.	Общее описание элементов гидротурбин..................244

6-3.	Отсасывающие трубы................................... 249

6-4.	Основное уравнение работы гидротурбин ....	252

6 5.	Подобие гидротурбин и формулы их пересчета	254

Ь-6.	Кавитация и высота отсасывания........................258

6-7. Основные характеристики гидротурбин и их номенкла-
тура ...............................................  260

6-8.	Понятие об автоматическом регулировании гидротурбин	263

Приложение.................................................267
ПРЕДИСЛОВИЕ

В книге даются основы теории тепловых и гидравли-
ческих электрических станций.

В гл. 1 сообщаются некоторые основные сведения из
технической термодинамики и теплообмена, причем
предполагается, что ряд понятий и физических законов
известен учащимся из курса физики.

Далее в главах 2 и 3 даются принцип действия и
основы конструкций парогенераторов и паровых турбин,
являющихся основным оборудованием тепловых элек-
трических станций (ТЭС). При этом показано, что паро-
вые турбины являются одним из видов турбомашин,
к которым также относятся гидравлические турбины,
насосы, вентиляторы.

В гл. 4 разбираются тепловые схемы ТЭС и их эле-
менты, показатели тепловой экономичности ТЭС и режи-
мы их работы, даются сведения о главном корпусе и
вспомогательном хозяйстве ТЭС. В главах 5 и 6 даются
некоторые основные сведения из гидравлики и теорети-
ческие основы работы ГЭС, описание гидротурбинного
оборудования и гидроэлектростанций.

Авторы считают, что настоящий учебник сообщит
учащимся необходимый минимум знаний и подготовит
их к чтению технической литературы по ТЭС и ГЭС, что
особенно будет важно в их практической деятельности.

При написании книги авторы руководствовались
ГОСТ на единицы физических величин. Авторы выража-
ют благодарность проф. В. Я- Рыжкину за рецензирова-
ние плана-проспекта учебника, инж. В. Е. Астахову за
рецензирование и канд. техн, наук Г. Н. Морозову за
редактирование рукописи.

В. Я. Гиршфельд написал главы 1—4, § В-1 и § В-2,
Кароль Л. А. написал гл. 5—6 и § В-3.

Авторы с благодарностью примут от читателей все
критические замечания и указания на недостатки, содер-
жащиеся в книге.

Авторы
ВВЕДЕНИЕ

В-1. ПОТРЕБЛЕНИЕ И ПРОИЗВОДСТВО
ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ

Электрическая энергия является основой современ-
ной промышленности. В условиях научно-технической ре-
волюции непрерывно растет энерговооруженность рабо-
чего (количество электроэнергии кВт-ч, потребляемой
в год одним рабочим), что ведет к быстрому росту по-
требления электроэнергии.

Таблица В-1

Установленная мощность и выработка электроэнергии
на электростанциях СССР

Величина	Годы						
	1913	1928	i960	1965	1970	1975	1980
Производство элек- троэнергии, млрд. кВгч 	  У станов, генная мощ- ность электростан- ций, кВт		2,04  1,14	5,01  1,91	292,3  66,7	507  114	749  166	1038  218	1340— 1380  285—  288

Производство электроэнергии удваивается в разви-
тых капиталистических странах за 15—20 лет, в СССР —
за 10 лет. Непрерывно растет и потребление электро-
энергии электротранспортом, сельским хозяйством, бы-
том. В табл. В-1 приведены данные, характеризующие
динамику роста производства электроэнергии в СССР
с учетом задания на 1980 г. Наша страна по производ-
ству электроэнергии стоит на втором месте в мире после
США, но значительно превосходит другие технически
развитые страны.

Столь значительные успехи энергетики в СССР до-
стигнуты благодаря ленинской политике электрификации
страны.
В 1920 г. по указанию В. И. Ленина Государственной
комиссией ио электрификации России (ГОЭЛРО) был
составлен «План электрификации России», известный
как «план ГОЭЛРО».

Выступая на VIII Всероссийском съезде Советов,
В. И. Ленин сказал об этом плане: «На мой взгляд,
это — паша вторая программа партии. <...> Комму-
низм — это есть Советская власть плюс электрификация
всей страны» *.

По плану ГОЭЛРО в течение 10—15 лет надо было
выстроить 30 новых районных электростанций общей
мощностью 1750 тыс. кВт. План ГОЭЛРО был перевы-
полнен: за 15 лет было введено 4,5 млн. кВт.

После Великой Отечественной войны энергетика про-
должала развиваться высокими темпами.

Успению выполнен 9-й пятилетний план развития на-
родного хозяйства СССР в 1971—1975 гг. Так, в 1974 г.
энергетический потенциал страны увеличился на 11,3
млн. кВт, что превышает мощности всех электростанций
в 1940 г. Введены в действие агрегаты на Усть-Илим-
ской и Токтогульской ГЭС, энергоблоки — на Рязанской,
Ставропольской, Каширской, Троицкой и Ермаковской
ГРЭС, на полную мощность работают Лукомльская и
Ириклинская ГРЭС. Введены в строй Ленинградская
и Кольская атомные электростанции.

Рост энергетики СССР обеспечивается топливно-энер-
гетическими ресурсами страны, которые включают в себя
запасы ископаемого химического топлива (каменные и
бурые угли, нефть, природный газ, торф, горючие слан-
цы), ядерного горючего (уран, торий), гидроэнергию рек
и морских приливов, энергию ветра, солнечную энергию,
тепловую энергию геотермальных вод.

В стационарной энергетике используются химическое
и ядерное топливо и гидроэнергия.

В СССР на тепловых электростанциях вырабатывает-
ся около 88% и на гидроэлектростанциях около 12%
электроэнергии.

Основными путями технического прогресса в энерге-
тике являются:

1)	увеличение мощности устанавливаемых агрега-
тов — парогенераторов турбин, электрических генерато-
ров, трансформаторов и т. д.;

1 Ленин В. И. Поли. собр. соч. Изд. 5-е. Т. 42, с. 157, 159.
2)	увеличение мощности отдельных электростанций;

3)	объединение электростанций в крупные энергети-
ческие системы;

4)	повышение коэффициентов полезного действия
(к. п. д.) оборудования электростанций;

5)	механизация и автоматизация всех основных и
вспомогательных процессов.

Единичная мощность турбин и генераторов за после-
военный период увеличилась со 100 до 800 МВт, мощ-
ность крупнейших тепловых электростанций Придне-
провской, Конаковской, Змиевокой и др. составляет по
2400 МВт, а Криворожской 3000 МВт. Ведется строи-
тельство Углегорской и Запорожской тепловых электро-
станций мощностью по 3600 МВт и тепловой электростан-
ции мощностью 4800 МВт; проектируются электростан-
ции мощностью до 6000 МВт.

В области гидроэнергетики СССР также занимает
ведущее место. На крупнейшей в мире Красноярской
ГЭС установлено 12 гидроагрегатов по 500 МВт каж-
дый. Электрические станции объединяются в энергетиче-
ские системы. Крупнейшая из них — Единая энергетиче-
ская система европейской части СССР (ЕЭС) — охваты-
вает территорию от Урала до западных границ страны.
Такое объединение позволяет наиболее рационально на-
гружать энергетическое оборудование, перераспределяя
потоки электроэнергии по районам страны в зависимос-
ти от потребности (из-за разницы в географических
широтах максимальные нагрузки на востоке и на запа-
де по времени не совпадают).

Высокая надежность электроснабжения обеспечи-
вается высокой надежностью оборудования электро-
станций, а также наличием аварийного резерва в энерго-
системе.

Надежность основного оборудования ТЭС (парогене-
раторов, турбин), энергетических блоков (котлоагрегат—
турбина — генератор — трансформатор) и ГЭС (гидро-
турбин, генераторов, трансформаторов) характеризуется
показателем, называемым готовностью по времени1:

Т

Кг~ Т+ Тае ’

ГОСТ 13377-67. Надежность в технике, термины.
N

где	суммарное значение времени наработки (на-

/=1

пример, за год); ti — время наработки на один отказ;
Гав —время восстановления (аварийного простоя). Для
парогенераторов и турбин кг—0,95-ь0,98. Коэффициент
готовности энергоблока равен произведению коэффици-
ентов готовности парогенератора турбины, генератора и
трансформатора. Коэффициент технического использова-
ния учитывает также время плановых ремонтов:

_ Т
Т’к ’

где Тк — календарное ,время.

Показателем экономичности ТЭС является расход
условного топлива на 1 кВт-ч отпущенной электроэнер-
гии йу, который однозначно определяет к. п. д. В девятом
пятилетием плане была решена задача снижения средне-
го удельного расхода условного топлива по всем элект-
ростанциям с 0,366 в 1970 г. до 0,340 кг/(кВт-ч) в 1975 г.

На 1980 г. намечено дальнейшее снижение удельного
расхода условного топлива—до 325—328 граммов на
киловатт-час отпущенной электроэнергии. В соответствии
с Основными направлениями развития народного хозяй-
ства СССР на 1976—1980 гг., утвержденными на
XXV съезде КПСС в марте 1976 г., в электроэнергетике
намечено: продолжить строительство тепловых электро-
станций мощностью 4—6 млн. кВт с установкой энергети-
ческих блоков единичной мощностью 500 и 800 тыс. кВт,
атомных электростанций с реакторами единичной мощ-
ностью 1—1,5 млн. кВт.

Предусмотреть более широкое применение для произ-
водства электроэнергии дешевого твердого топлива. Осу-
ществлять строительство крупных тепловых электростан-
ций, работающих на углях Экибастузского и Канско-
Ачпнского месторождений.

Предусмотреть опережающее развитие атомной энер-
гетики в европейской части СССР.

В гидроэнергетике продолжать сооружение преиму-
щественно крупных гидроузлов, позволяющих комплекс-
но решать народнохозяйственные задачи.

Повышение к. п. д.. оборудования достигается как за
счет совершенствования машин, аппаратов и технологи-
ческих систем, так и за счет повышения давления и
температуры пара на тепловых электростанциях. Совре-
9
менные крупные тепловые станции работают на паре
давлением 24,0 МПа с температурой 540 °C, что более
выгодно, чем, например, 9,0 МПа и 500 °C, как это было
в конце 40-х годов. Благодаря этим мероприятиям рас-
ход топлива на 1 кВт-ч отпущенной электроэнергии
уменьшился примерно в 1,5 раза за последние 20 лет.

Па современных тепловых электростанциях механизи-
рованы практически все процессы, начиная от разгрузки
топлива и кончая удалением золы и шлака, автоматизи-
рован также весь технологический процесс. Управление
оборудованием производится централизованно со щитов
управления. В последние годы для этого используют
электронные цифровые вычислительные машины.

В-2. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ СХЕМА ТЕПЛОВОЙ
ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ

На тепловых электростанциях (ТЭС) осуществляется
преобразование тепловой энергии, выделяющейся при
сжигании химического топлива (угля, мазута, газа) или
при распаде ядерного горючего, в электроэнергию.
В последнем случае электростанции называются атом-
ными (АЭС). Наиболее распространены электростанции
с паровыми турбинами. Рассмотрим технологическую схе-
му такой электростанции при сжигании каменного угля.

Поступающее на электростанцию твердое топливо
(уголь поступает в специальных вагонах) разгружается,
проходит предварительную обработку (дробление) и
транспортируется по территории электростанции в систе-
му пылеприготовления.

Весь комплекс устройств по разгрузке, транспорти-
ровке, хранению, предварительной обработке топлива
называется топливным хозяйством или топливопода-
чей. Наиболее сложное топливное хозяйство имеют
тепловые электростанции, сжигающие твердое топливо.
На рис. В-1 приведена технологическая схема ТЭС,
работающей па твердом топливе.

Топливоподача 1 и пылеприготовление 2 образуют
топливный тракт ТЭС. В системе пылеприготовления
происходит подготовка твердого топлива к сжиганию
(размол и подсушка).

Готовая пыль потоком горячего воздуха подается
в топку парогенератора <3, где она сгорает, а выде-
ляющееся при этом тепло расходуется на получение
пара. Воздух для горения подается с помощью вентиля-
10
Рис. В-1. Тракты и системы тепловой электростанции.

Л—топливный тракт; Б— пароводяной тракт; В — газовоздушный тракт; Г —
электротехническая часть; Д— система технического водоснабжения.

тора 4. Образующиеся при сгорании топлива дымовые
газы отводятся из парогенератора с помощью дымосо-
са 5 через специальные устройства 6, служащие для
очистки газов от золы, и выбрасываются в атмосферу
через дымовую трубу 7 при температуре 120'—140 °C.
Совокупность элементов 4—7 образует .газовоздуш-
ный тракт котла.

Полученный в парогенераторе пар по паропроводу S
поступает в паровую турбину 9, где происходит превра-
щение тепловой энергии пара в механическую работу
вращения ее вала, который соединен с валом электри-
ческого генератора 12. Совершая работу, пар расширяет-
ся от начального давления 13,0—24,0 МПа до конечного
давления 0,0035—0,0045 МПа. При этом лишь часть его
тепловой энергии превращается в работу (в современ-
ных турбинах около 45%), а остальное тепло остается
в отработавшем паре. Если попытаться возвратить отра-
ботанный пар в парогенератор, то, очевидно, для этого его-
необходимо было бы сжать до начального давления. Но
тогда, как показывают теория и расчеты, на сжатие
была бы израсходована в лучшем случае вся работа,
полученная при расширении, и полезная работа не была
бы совершена. Поэтому после расширения в турбине пар
направляют в специальный аппарат 10, называемый

1 Из-за трения и других потерь работа сжатия была бы на 20—
25% больше работы расширения.
конденсаторе м, где он, конденсируясь, превращает-
ся в воду. Образующийся конденсат пара с помощью
насоса 11 откачивается и снова поступает в парогенера-
тор; затем цикл повторяется сначала. Так как объем
конденсата в тысячи раз меньше, чем объем пара, посту-
пающего в конденсатор, то на его перекачку расходуется
относительно мало энергии — не более 3—4%' выработки
турбиной. Как известно, при конденсации пара выделя-
ется тепло. Это тепло передается в конденсаторе прохо-
дящей через него охлаждающей воде, которая называет-
ся циркуляционной. Циркуляционная вода, проходя
конденсатор, нагревается на 8—10 °C и при температуре
25—35 °C сбрасывается в водоем. Таким образом, около
55% тепла пара не используется для выработки электро-
энергии и бесполезно пропадает. Тот факт, что значи-
тельная часть тепловой энергии не может перейти
в работу, является ее специфической особенностью, отли-
чающей тепловую энергию от электрической, гидравли-
ческой и других видов энергии, о чем в дальнейшем
будет сказано подробнее.

Паровой котлоагрегат, турбина, конденсатор, насос,
трубопроводные коммуникации между аппаратами и
другое оборудование, через которое проходят вода и пар,
образуют пароводяной тракт электростанции.

Совокупность устройств, предназначаемых для снаб-
жения конденсаторов циркуляционной водой, называется
системой технического водоснабжения.
В нее входят насосы 13, подающие воду в конденсатор
(циркуляционные), подводящие 14 и отводящие водово-
ды 15, а также источник водоснабжения 16. Если элект-
ростанция сооружается на берегу многоводной реки,
такой, например, как Волга, Кама или Днепр, то
циркуляционная вода берется из реки и после прохожде-
ния конденсатора вновь сбрасывается в реку. Сброс воды
происходит ниже по течению, чем место ее забора, что-
бы не подопревать остальную воду. Такая схема водо-
снабжения называется прямоточной.

В большинстве случаев вблизи электростанции созда-
ются искусственные водохранилища, из которых забира-
ется циркуляционная вода. В эти же водохранилища
вода сбрасывается. Размеры водохранилища рассчитыва-
ются так, чтобы двигаясь от места сброса до места за-
бора, вода успевала остыть. Поэтому такие водохранили-
ща называются прудами-охладителями. Система водо-
снабжения с прудами-охладителями называется обо-
ротной. Электрический генератор, повысительный
трансформатор 17, главное распределительное устройство,
а также система электроснабжения собственных меха-
низмов электростанции через трансформатор собствен-
ных нужд 18 образуют электротехническое хозяйство.

Кроме того, на электростанции имеются вспомога-
тельные хозяйства — мастерские, склады масла и мате-
риалов, лаборатории и т. д.

Тепловая электростанция рассмотренного выше типа
называется конденсационной электростанцией. Ес-
ли такая станция отдает выработанную электроэнергию
в общие сети энергосистемы, то она называется
государственной районной электростанцией (ГРЭС).

Выше говорилось, что большая часть тепла бесполез-
но теряется с охлаждающей водой. Этих потерь можно
избежать или значительно их уменьшить, если пар
в турбине расширять до такого давления, при котором
его можно использовать для технологических нужд,
например в нефтехимии или для подогрева воды на
отопление. В этом случае в конденсатор либо совсем не
будет поступать пар, либо .поступит та его часть, которая
по тем или иным причинам не может быть направлена
потребителю. Таким образом, на электростанциях воз-
можна комбинированная выработка электрической и
тепловой энергии. Теплофикацией называется цен-
трализованное теплоснабжение на базе комбинирован-
ной выработки тепла и электроэнергии.

Электростанции, на которых осуществляется комбини-
рованная выработка тепла и электроэнергии, называют-
ся теплоэлектроцентралями (ТЭЦ). Различают
коммунальные ТЭЦ, предназначаемые для теплоснабже-
ния жилых районов, и промышленные ТЭЦ — для
снабжения предприятий технологическим паром и горя-
чей водой для отопления и других нужд.

Для комбинированной выработки устанавливаются
специальные турбины с отборами пара — так называе-
мые теплофикационные турбины.

В-3. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ СХЕМА ГИДРОЭЛЕКТРОСТАНЦИИ

При течении воды в реках она движется от более
высоких отметок русла к более низким. Произведение
массы воды на высоту ее падения (разность отметок)
определяет работу потока, или его энергию, которая
называется гидроэнергией.

В естественных условиях гидроэнергия расходуется на

размыв грунта, слагающего русло реки, перенос продук-
тов этого размыва (насосов) и преодоление сил сопро-
тивления движению воды.

Использование гидроэнергии осуществляется главным
образом путем ее преобразования в электроэнергию на
гидроэлектрических станциях — ГЭС. Гидростан-
ции представляют собой комплекс сооружений и обору-

дования, при помощи которых производится указанное
преобразование гидроэнергии.

Первоисточником гидроэнергии является солнце, теп-

ло которого испаряет воду с поверхности земного шара.
Непрерывный процесс испарения воды и выпадения ее

источником питания рек и

в виде осадков является

возобновляемости гидро-
энергии.

Возобновляемость ги-
дроэнергии является важ-
ным преимуществом ГЭС.
К их преимуществам от-
носятся также:

небольшая стоимость
эксплуатации и отсюда
низкая себестоимость
энергии, вырабатываемой
ГЭС;

Рис. В-2. Схема участка реки. большая надежность
работы, объясняемая от-
сутствием высоких температур и давлений в гидротурби-

нах и относительно невысокими частотами вращения этих
турбин и гидрогенераторов;

высокая .маневренность, определяемая небольшим
временем, требующимся для включения в работу, набора
нагрузки, а также останова ГЭС (это время составляет
всего несколько минут).

Строительство ГЭС во многих случаях решает также
задачи снабжения водой городов, промышленности и
сельского хозяйства (орошение).

Недостатками ГЭС являются Их более высокая стои-
мость и большой срок строительства в сравнении с ТЭС;
в ряде случаев требуется также затопление больших
территорий. Рациональное сочетание ТЭС и ГЭС с уче-
том их особенностей является одной из важнейших
задач энергетики. Для определения мощности и энергии
водного потока рассмотрим схему участка реки (рис. В-2)
длиной L, м, с количеством протекающей воды, называе-
мым расходом, Q, м3/с. Разность уровней воды в на-
чале участка (сечение /-/) и в его конце (сечение
называется падением Н, м.

Работа потока определяется, как отмечалось, произ-
ведением массы воды на величину ее падения. Так как
расход Q измеряется количеством воды, протекающим
в 1 с, то работа потока за это время выражает его мощ-
ность. т. е.

Nn=yQH,	(В-1)

где у=9,81 кН/м3 — удельный вес воды; 7Vn — потенци-
альная мощность, кВт, т. е. мощность потока без учета
потерь гидроэнергии при ее преобразовании в электри-
ческую.

Для подсчета потенциальной выработки энергии Эа
следует мощность Л/'п умножить на время т в секундах,
но так как выработка энергии измеряется обычно
в киловатт-часах, то приводимое ниже выражение делит-
ся па число секунд в часе:

О _ 9,81Q№ _ WH

3600	367,2 

Здесь — объем воды, протекающей за т секунд.

Приведенные выше формулы (В-1) и (В-2) выража-
ют, как отмечалось, потенциальную мощность и выработ-
ку энергии потоком. Реальная или техническая мощность
и энергия имеют меньшие значения из-за потерь в соору-
жениях, подводящих воду из реки к турбинам, в самих
турбинах и генераторах ГЭС.. Сумма этих потерь состав-
ляет 15—20% потенциальной мощности. При средних
значениях указанных потерь формулы (В-1) и (В-2) для
реальной вырабатываемой мощности и энергии на ГЭС
приобретают следующий вид:

N-8QH;

° ~~ 440 •

(В-3)

(В-4)

Для планирования строительства ГЭС важно знать
запасы или ресурсы гидроэнергии по отдельным районам,
рекам и бассейнам. Потенциальные гидроэнергоресурсы
определяются для каждой реки путем суммирования
мощности и энергии отдельных ее участков. Разбивка на
участки ведется с учетом имеющихся различии в значе-
ниях падений Н, расходов Q и других местных условий,
изменяющихся не только для разных рек, но и по длине
каждой реки. Зная средний расход воды и падение от-
дельных участков, нетрудно подсчитать по формулам
(В-1) и (В-2) потенциальную мощность и среднегодовую
выработку электроэнергии та любой реке и на всех
реках данной территории.

По гидроэнергетическим ресурсам СССР занимает
одно из первых мест в мире. Потенциальная мощность
больших и средних (мощностью более 2000 кВт) рек
нашей страны оценивается в 381 млн. кВт при соответст-
вующей среднегодовой выработке энергии
3338 млрд. кВт-ч, что составляет примерно 10% мирово-
го гидроэнергетического потенциала.

По отдельным районам СССР гидроэнергетические
ресурсы распределены неравномерно. Так, в европейской
части страны сосредоточено только 17,6% этих ресурсов,
а в азиатской части 82,4%.

Технические запасы водной энергии определяются по
потенциальным ресурсам за вычетом указанных выше
потерь энергии. Ориентировочно принимается, что техни-
ческие запасы гидроэнергии составляют примерно 0,6 по-
тенциальных гидроэнергоресурсов.

Помимо потенциальных и технических запасов водной
энергии они также оцениваются экономическим потен-
циалом . Это та часть гидроэнергетических ресурсов,
которую экономически целесообразно использовать
в обозримой перспективе, что обосновывается соответст-
вующими проектными материалами.

Экономический потенциал гидроэнергоресурсов СССР
по оценке 60-х годов составляет около 1100 млрд. кВт-ч
в год. Величина используемых гидроэнергоресурсов
к 1970 г. составляла 20%' экономического потенциала.
В других странах этот процент составлял: в Японии 83%,
Италии 70%, Канаде 55%', ФРГ 48%, США 28%.

Из рис. В-2 видно, что в естественных условиях гид-
роэнергия, как и падение реки, рассредоточены по ее
длине. Удельное падение равнинных рек составляет
обычно 5—10 см/км. Для горных рек это падение изме-
ряется,метрами, а та отдельных участках, называемых
водопадами, оно достигает десятков метров.

Использование гидроэнергии возможно главным об-
разом, ири сосредоточении падения отдельных участков
реки. Такое сосредоточение падения называется кон-
центрацией напора ГЭС. Она осуществляется
с помощью гидросооружений.

На рис. В-3 приводится наиболее .простая схема кон-
центрации напора, осуществляемая сооружениями ГЭС,
возводимых на равнинных реках.

План

Рис. В-3. Схема сооружений русловой гидроэлектростанции.

Здание ГЭС вместе с плотиной перегораживают ре-
ку. При этом создается подпор воды или напор Н, опре-
деляемый разностью горизонтов (уровней) воды в верх-
нем и нижнем бьефах вразрез А-А и Б-Б).

Верхний бьеф (ВБ) представляет собой расширенную
после создания подпора часть реки, называемую водо-
хранилищем. Нижний бьеф располагается за плоти-
ной и зданием ГЭС по течению реки.

Вода из верхнего бьефа поступает к гидротурбинам
через решетки, на которых задерживаются плавающие
в воде предметы (мусор, лед и др.). Очищенная на
решетках вода направляется по специальным камерам,
имеющим форму спирали, к гидротурбинам, в которых
гидроэнергия превращается в работу вращения рабочего
колеса турбины. На одном валу с турбиной находится
генератор, вырабатывающий электроэнергию, выдавае-
мую в сеть.

2—444


Глава первая

ОСНОВЫ ТЕХНИЧЕСКОЙ ТЕРМОДИНАМИКИ
И ТЕПЛООБМЕНА

1-1. ОСНОВНЫЕ понятия

Техническая термодинамика изучает теоретические
основы преобразования тепловой энергии в механичес-
кую. Ее законы лежат в основе работы тепловых двига-
телей: паровых и газовых турбин, двигателей внутренне-
го сгорания, паровых .машин и т. д.

Физическое тело, участвующее в .процессе преобразо-
вания энергии, называется рабочим телом. В техничес-
кой термодинамике всякое рабочее тело характеризуется
составом и техническими параметрами состояния: удель-
ным объемом, абсолютным давлением и температурой.

Удельным об ъемом называется объем, занимае-
мый единицей массы:

где V — объем, занимаемый М единицами массы.

Величина, обратная удельному объему, есть плот-
ность:

Единицы этих величин в системе физических единиц
соответственно м3/кг и кг/м3.

Величина

Y = gP=y-’	С1*3)

где g— ускорение свободного падения, a G — масса тела,
есть удельный вес. В системе физических единиц
,[у]=Н/м3.
Абсолютное давление р измеряется силой,
действующей на единицу площади поверхности тела по-
направлению нормали к ней:

Р =	(1-4)

Здесь Ра—нормальная сила; F — площадь поверх-
ности.

В системе физических единиц сила измеряется в нью-
тонах, а площадь — в квадратных метрах. Единицей
давления является паскаль (Па), равный одному ньюто-
ну на квадратный метр. Можно пользоваться более
крупными единицами— килопаскалями (1 кПа = 10а Па),
и мегапаскалями (1 МПа—106 Па).

Если сила измеряется в килограммах, а площадь —
в квадратных сантиметрах, то единица давления 1 кгс/см2'
называется технической атмосферой.

Давление может измеряться высотой столба жид-
кости

Р=уН,
откуда

Д =	(1-5)

Соотношение между единицами давления:

1 кгс/см2=0,98 • 105 Н/м2=0,098МПа = 10м вод. ст.=
— 735,6 мм рт. ст.

Манометры — приборы, предназначенные для измере-
ния давления. Они измеряют разность абсолютного и ат-
мосферного давлений. Эта разность называется избыточ-
ным или манометрическим давлением:

Ризб == Рабе—Ратм-	(1-6)

Атмосферное или барометрическое давление измеря-
ется барометром, градуированным в миллиметрах ртут-
ного столба.

Пример. Показание манометра 4 кгс/см2, показание баро-
метра 750 мм рт. ст. Абсолютное давление газа равно:

750

Дабс = Дизб 4” Даты — 4 -J- ygg g 5,02 кгс/смг — 0,49 .нПа.

Если абсолютное давление газа ниже атмосферного,
то прибор, измеряющий его-—вакуумметр, показывает
разность между атмосферным и абсолютным давле-
ниями:

Р вак—Ратм—рабе-	(1"7)

2*	19>


Вакуумметр измеряет разрежение или вакуум и гра-
дуируется в .миллиметрах ртутного столба.

Пример. Опре целить абсолютное давление в конденсаторе па-
ровой турбины, если показание вакуумметра равно рВак =
= 720 мм рт. ст., а показание барометра ратм=750 мм рт. ст.:

750—720

Рабе = Pa-at — /'гик = ' 735 g - = 0,0407 КГС/С№ = 0,004 МПа.

Относительным вакуумом называется отношение зна- 1
чения вакуума (разрежения) к значению нормального
атмосферного давления.	I

Температура является специфическим термодинами-	\

ческим параметром, который связан с интенсивностью	|

хаотического (теплового) движения молекул тела. Для	'

измерения температуры может быть использовано любое
свойство тела, зависящее от интенсивности этого движе-
ния, например изменение электрического сопротивления
проводника или изменение объема.

В системе СИ для измерения температуры принята
термодинамическая шкала температур. В этой шкале за
начало отсчета принята предельно низкая температура,
при которой прекращается тепловое движение молекул.
Она называется абсолютным нулем и обозначается
0 К (Кельвина). Температура таяния льда при давлении
0,000611 МПа принята равной 273, 16 К-

Таким образом, 1 К есть 1/273,16 часть температурно-
го интервала .между абсолютным нулем и точкой таяния
льда при указанном давлении.

В практике используется также стоградусная (эмпи-
рическая) шкала температур, где за начало отсчета при-
нята температура таяния льда. Цена одного градуса
в обоих шкалах одинакова. Пересчет абсолютной темпе-
ратуры Т в температуру, измеренную по стоградусной
шкале t, с достаточной точностью для инженерных рас-
четов выполняется по соотношению

7=/+1273.	(1-8)

1-2. УРАВНЕНИЕ СОСТОЯНИЯ

ИДЕАЛЬНОГО ГАЗА

Рассмотрим 1 кг газа в двух состояниях: начальном
(с параметрами рнач, Рнач, 7нач) и конечном (с парамет-
рами р, v, Т), в которое газ перешел в результате рас-
ширения (сжатия) и нагрева (охлаждения).	s
Из курса физики известно, что параметры газа
в двух состояниях связаны зависимостью

pv ___рначРнач	( । 0)

Т Тнач ’
называемой объединенным законом Бойля — Мариотта
и Гей-Люссака.

Поделим обе части равенства па число киломолей п
газа, содержащихся в данной массе газа:

pv рначУнач

Tn	ТначП

Так как 0//;=^ и инач/п == нач— объемы, занимаемые
1 кмолем, то

/•Д РиачЕр, на,,.	(1 -9а)

/	Агач

Примем, что в начальном состоянии газ находится
при нормальных условиях (индекс «н»):

рнач=рн= 1,013-105 Н/м2; Тнач=Гн=273,16 К-

Объем 1 кмоля любого газа при нормальных усло-
виях по закону Авогадро одинаков и равен ^=22,4 м3.
Тогда правая часть равенства (1-9а) обращается в по-
стоянную величину:

п _. 1,013-1022,4 (Н/м3)-(м3/кмоль) _

%"	273,16	°C

= 8314 Дж/(кмоль °C),
называемую универсальной газовой постоянной, а урав-
нение (1-9) принимает вид:

Это уравнение называется уравнением Клапейрона.

Ойо строго пригодно лишь для идеального газа, в кото-
ром отсутствуют силы взаимодействия между молеку-
лами и размерами молекул можно пренебречь в сравне-
нии с межмолекулярными расстояниями. Если имеется и
киломолей газа, то уравнение (1-9) запишется:

7^"^,	(1-11)

где V — объем, занимаемый п киломолями.

Чтобы получить уравнение Клапейрона для 1 кг газа,
поделим (1-10) на относительную молекулярную массу,

21
и так как	то

рт _ п

- *\ •

(1-12)

Здесь R=RJp—газовая постоянная 1 кг газа, Дж/(кг-°С).

Для М кг газа уравнение записывается в виде

^ = MR.

(1-13)

Из уравнения (1-12) следует, что независимыми па-
раметрами являются только два, например р и и. Тре-
тий параметр — в данном случае Т — не может быть на-
значен произвольно, а определяется значениями р и v.

1-3. ПРОЦЕССЫ В ГАЗАХ. РАБОТА

Изменение параметров рабочего тела, происходящее

вследствие его сжатия (расширения) или нагрева (охла-
ждения), называется процессом. Для графического изо-
бражения процессов пользуются координатной систе-

мой, на осях которой отложены р и v (рис. 1-1),

Рис. 1-1. Изображение процес-
сов в р, v-диаграмме.

называемой р, о-диаграм-
мой.

Состояние рабочего тела
в р, о-диаграмме характе-
ризуется точкой, а процес-
сы — линией.

Если в процессе объем
остается неизменным (онач=
= о = const), то из равенств
(1-9) следует:

р рнач

Т Тнач

Процесс v = const называется изохорным.
В р, о-диаграмме он изображается вертикальной ли-
нией.

Изобарным называется процесс при р= const.
Для него из равенства (1-9) получим

V____Оиач

Г	Т нач

(1-15)

Это равенство выражает закон Гей-Люссака. Про-
цесс р~ const в р, о-диаграмме изображается горизон-
22
тальной прямой. Процесс, протекающий при Т= const,
называется изотермическим. Для этого процесса из
(1-9) получим:

PV = Ркач^нач^ Const.	(1 -16)

Уравнение (1-16) является математической записью
.закона Бойля — Мариотта. В р, п-диаграмме этот про-
цесс изображается гиперболой (p=const/n).

В р, ^-диаграмме могут изображаться только про-
цессы и состояния, при которых параметры газа внутри
ч рассматриваемого объема одинаковы во всех точках
! этого объема. Такие процессы и состояния называются
равновесными. Для осуществления равновесного
процесса его надо проводить очень медленно, чтобы не
вызвать в газе возмущений, вследствие которых может
возникнуть различие в параметрах газа, находящихся
в разных точках объема, и равновесие внутри его массы
нарушится.

Равновесные процессы, протекающие без внешнего
грения, называются обратимыми. При осуществле-
нии обратимого процесса в прямом, а затем в обратном
направлении до начального состояния в окружающей
среде не возникает никаких изменений.

При изменении параметров газа совершается рабо-
та. Для ее определения рассмотрим цилиндр, заполнен-
ный газом и снабженный движущимся поршнем. Сила,
действующая на поршень, равна pF, где F—площадь
поршня. При элементарном перемещении поршня на
расстояние ds совершается элементарная работа расши-
рения

dL—pFds=pdV,

где dV=Fds — изменение объема газа.

Удельная элементарная работа расширения равна:

d/ =	— pdv.

М 1

Удельная работа расширения газа при изменении со-
стояния от точки 1 к точке 2 равна (см. рис. 1-1):

2

l — ^pdv,	(1-17)

1

> т. е. площади 1-2-2'-1' под линией расширения газа в
р, п-координатах. При изохорном процессе Д=0, так как
dv=O. При изобарном расширении газа работа равна:

I = р §dv = p(v— v,>) — R(T— То).	(1-18)

Vo

При протекании процесса при постоянной температу-
ре, называемом изотермическим,

pdv —	(1-19)

t»0	Vo

В системе СИ давление измеряется в паскалях,
объем — в кубических метрах, а работа — в джоулях:

[£]= (Н/м2)м3=Н-м=Дж.

Единица удельной работы

/=[£/Л4]=Дж/кг.

Соотношения (1-18) и (1-19) справедливы только при
обратимом протекании процесса. Если при сжатии воз-
никнет неравновесное состояние, например давление
в различных точках газа будет неодинаковым, то
начнется его перемещение из одной части объема в дру-
гую. В результате часть подведенной работы будет изра-
сходована на преодоление трения между слоями движу-
щегося газа. При неравновесном расширении возникно-
вение перетоков уменьшает полезную работу, совершае-
мую газом, поскольку часть энергии расходуется на
преодоление сил трения между слоями движущегося
газа.

В обратимых процессах работа против сил, обуслов-
ленных неравновесностью и трением, не совершается.
Следовательно, в обратимом процессе работа, подводи-
мая к телу при сжатии, минимальна, а работа, совер-
шаемая телом при расширении, максимальна по сравне-
нию с необратимым протеканием такого же процесса.

1-4. ТЕПЛО, ТЕПЛОЕМКОСТЬ,

ВНУТРЕННЯЯ ЭНЕРГИЯ

Тепло — это один из видов энергии, связанный с дви-
жением и взаимодействием молекул. При подводе тепла
изменяется скорость движения молекул и энергия их
взаимодействия. Это в свою очередь приводит к измене-
нию параметров физического тела.
24
Количество тепловой энергии dQ, подведенной к не-
которой массе М, связано с изменением температуры
dT равенством

dQ=cMdT	(1-20)

или
2

Q = M^cdT.	(1-20а)

Здесь с — массовая теплоемкость, численно
равная количеству тепловой энергии, которую надо под-
вести к единице массы, чтобы поднять ее температуру
на 1 градус. Единица массовой теплоемкости

энергия

1	J масса X ь ’

в системе СИ

Дж
кг-° С'

В тех случаях, когда теплоемкость в процессе на-
грева не меняется, т. е. с= const, равенство (1-20) мож-
но представить в виде

Q=cM(T-T0).	(1-21)

Темплоемкость зависит от состава рабочего тела, его
параметров и процесса, при котором производится под-
вод тепла. Если нагревание происходит при v— const,
то теплоемкость обозначается через cv и называется
теплоемкостью при постоянном объеме.
Для этого процесса равенства (1-20) и (1-20а) примут
вид:

dQ=cvMdT-	(1-22)

Q=cvM(T2-T1).	(1-23)

В процессе v— const работа не совершается и вся
подведенная тепловая энергия расходуется на повыше-
ние энергии молекул рабочего тела, которая называется
внутренней энергией и обозначается буквой U. Внутрен-
няя энергия 1 кг газа называется удельной внутренней
энергией и обозначается буквой и. Единицы этих вели-
чин:

[Д]=Дж; И=Дж/кг.

Таким образом, если при v= const к телу массой М
подведено Q единиц тепла, то

Q=(U—U0)—M(u—ио),	(1-24)
или на 1 кг рабочего тела

Q

(1-25).

где U, и, Uo, и0— внутренняя энергия в конечном и на-
чальном состояниях.

В изохорном процессе q=cv(T—То). Следовательно,.

и—tio=cv(T—То).	(1-26)

При бесконечно малом изменении состояния
du=c-vdT.	(1-27)

У идеального газа силы взаимодействия между мо-

лекулами отсутствуют и их потенциальная энергия равна
нулю, поэтому вся внутренняя энергия есть кинетическая
энергия теплового движения молекул. У реальных физи-

Рис. 1-2. р, «-диаграмма
кругового процесса.

ческих тел молекулы помимо
кинетической энергии имеют и
потенциальную.

Внутренняя энергия для лю-
бого рабочего тела определяет-
ся только его параметрами со-
стояния и не зависит от того,
каким путем это состояние до-
стигнуто. Величины, обладаю-
щие такими свойствами, назы-
вают функциями состояния.

Для функции состояния
справедливы следующие ут-
верждения:

1.	Изменение функции состояния при переходе от
одного значения параметров тела ро, v0, То к другому
р, v, Т не зависит от пути перехода.

2. Если тело последовательно участвует в нескольких

процессах и в результате возвращается в начальное со-
стояние, как показано на рис. 1-2 (такая совокупность
процессов называется круговым процессом), то функция
состояния не меняется.

В изобарном процессе количество подведенного тепла
определяется по соотношению

т

dQ=McpdT или Q = M^cpdT.

г»

Здесь ср — теплоемкость в изобарном про-
цессе.
Если ср — const, то

Q=Mcp(T— То).	(1-28)

При V— const подвод тепла приводил только к уве-
личению внутренней энергии, а при р= const к тому же
«совершается работа, что видно из (1-18). Поэтому
Ср^>Со-

1-5 ПЕРВОЕ НАЧАЛО ТЕРМОДИНАМИКИ

При рассмотрении процесса подогрева газа при р=
=const мы столкнулись со случаем, когда одновремен-
но подводится некоторое количество тепла dQ, изменя-
ется температура, а следовательно, и внутренняя энергия
на величину dU и совершается работа dL. То же самое
происходит и в других процессах, когда к рабочему телу
одновременно подводят тепло и оно совершает работу.

На основании закона сохранения энергии мы можем
утверждать следующее: разность между подведенной
к телу тепловой энергией dQ и совершенной им работой
dL не исчезает бесследно, а расходуется на изменение
внутренней энергии L/:

dQ—dL=dU	(1-29)

и так как dL—pdV, то

dQ=dU+pdV.	(1-30)

Для 1 кг рабочего тела

dq=du+pdv.	(1’31)

Это утверждение называется первым началом
термодинамики, а равенства (1-29) и (1-31) явля-
ются его математическим выражением.

Таким образом, первое начало термодинамики есть
частный случай всеобщего закона сохранения и превра-
щения энергии применительно к тепловым процессам.

Из равенства (1-29) следует, что при dL>dQ величи-
на du<0. Таким образом, если тело совершает работу
большую, чем то количество тепла, которое к нему под-
ведено, то внутренняя энергия этого тела убывает. Но
запас внутренней энергии у тел ограничен и на каком-то
этапе он будет исчерпан. Следовательно, нельзя создать
постоянно или периодически действующую машину, кото-
рая потребляла бы тепла меньше, чем производила ра-
боты.
1-6. УРАВНЕНИЕ МАЙЕРА. ЭНТАЛЬПИЯ

Количество тепла, подведенного к 1 кг газа в про-
цессе р= const, равно:
dq=cp(lT.

Подставляя это выражение в (1-31), получаем:
CpdT=cvdT+pdv.

В изобарном процессе pdv—RdT.
Тогда cpdT=cvdT-\-RdT и, следовательно,

Ср—cv=R.	(1-32)

Это соотношение называется уравнением Майера.
Оно дает связь между теплоемкостями при постоянном
давлении и постоянном объеме.

Преобразуем равенство (1-31), прибавив к обеим ча-
стям величину vdp:

dq+vdp=du+pdv + vdp=du + d(pv)~d(u + pv).

Обозначим
i—u+pv	(1-33)

и тогда
dq—di—vdp.	(1-34)

Величина i называется энтальпией.

Так иак и, р, v зависят только от состояния тела, то из
(1-33) следует, что энтальпия есть функция состояния.
Рассмотрим процесс р— const (dp=0). Для него из
(1-34) получим:
dq — di	(1-35)

или после интегрирования

q — J di= i — /0.	(1-36)

*0

Следовательно, в изобарном процессе количество под-
веденного тепла равно изменению энтальпии.

С помощью (1-28) изменение энтальпии в процессе
выразится через изменение параметров газа равенством
1—1о= ср (Т— То).	(1-37)

Энтальпия измеряется в джоулях на килограмм (Дж/кг).
28
1-7. АДИАБАТНЫЙ ПРОЦЕСС

Рассмотрим процесс сжатия 1 кг идеального газа без подвода
к нему тепла. В этом случае dq=O и уравнение (1-31) запишется:

crdT+pdv=0.

Так как р= RT/v—\(cp—cv)T!v, то после подстановки получим:

CpdT	————— Tdv = 0.

Поделим последнее равенство на произведение cvTt

и обозначим

dT / ср \ dv
Т + V си — J v

(>-38)

(1-39)

Подставим эту величину в (1-38) и .проинтегрируем от состояния
с параметрами TV, Vo до состояния с параметрами Т, и-.

Т	V

Г /

A (

Т	v

In -----1- (k — 1) In---= 0,

1 о	’ Vo

откуда

Vo	ь 1

или Toi^~l = Tvk-1.	(1-41)

Используя уравнение Клапейрона, из (1-41) получаем:

p,,vkt — ptfi — const;	(1-42)

1-fe 1—fe

Top<>k =Tpk = const.	(1-43)

Рассмотренный процесс называется адиабатным,
величина k — показателем адиабаты, а уравне-
ния (1-41), (1-42) и (1-43) —уравнениями адиабаты.

18. ПОЛИТРОПНЫЙ ПРОЦЕСС

Рассмотрим величину

= 1 — ?- = 1 — ^L,	(1-44)

dq dq	dq	с	'	’

выражающую отношение совершенной телом работы
к подведенному к нему теплу в некотором процессе из-

29
менения состояния рабочего тела. Для изученных в § 1-3
и 1-7 процессов эта величина равна:

при v= const<р=0 (d/=0);

при /? = const 1 ——;

при Т = const ср= 1, так как dq-dl-,
в адиабатном процессе dq — Q, a du>0 при сжатии и
du<0 при расширении. Соответственно

Ф=—оо при адиабатном сжатии;

Ф=оо при адиабатном расширении.

Процессы можно проводить при любом произвольном
-соотношении между совершаемой телом работой и под-
водимым теплом. Такие процессы называются политроп-
ными. Как видно из (1-44), каждый политропный про-
цесс характеризуется своим значением теплоемкости с,
зависящей от отношения совершенной телом работы
к подведенному к нему теплу:

Подставив в (1-31) величину

,	КГ ср —cv

dq — cdT и р =---=----------Т,

4	г v v

чим:	dv

cdT = CvdT -р (ср — cv)T —

« далее	, dT	dv

(с — cv) —= (cp — cD)

Интегрирование этого уравнения от состояния То, Vo до Т, v
дает:

Т	ср — cv	v

In ^~=  ——In —.	(а)

То	с — Со	Vo	'

Выполним преобразование:  Ср—Со	, , ,	,		С — Ср  С	 Cv	= 1 — т.
С — Cv			
Величина			
	С ,п~с	— Ср  — Cv	(1-45)

называется показателем политропы.

Из равенств (а) и (1-45) будем иметь:

7Х~* = Tv"i-1.	(1-46)

С помощью уравнения Клапейрона из (1-46) получим:

PoVom = pvm\	(1-47)

1—гт?	1—m

Торо m =Tpm .	(1-48)
Если уравнение первого закона термодинамики, за-
писанное в форме dq=ccdT+pdv, разделить на Т, то по-
лучим:

Подставляем из уравнения состояния plT=Rlv и по-
лучаем:

=	+	(1-49>

Введем обозначение

ds

dq

т '

(1-50).

Величина s называется энтропией. Ее единица
Дж/(кг-°C).

Для вычисления энтропии проинтегрируем равенство .(1-49)
в пределах от То. Vo до Т, v:

Т	v	Т Tv0

s - So = с0 In + R In —= cp In - R In

ИЛИ

T	P

s — So = Cpln-^-7? In-.	(1-51).

/о	Po

Выберем точку начала отсчета энтропии, условившись, что в со-
стоянии с параметрами То, ро, «о ома равна нулю (для газов эти
параметры обычно соответствуют нормальным атмосферным услови-
ям). Тогда из (1-51) получим:

Т	v

s—cv In yr- 4- R In ——;	(1-52).

JO	VO

т	p

s~Cp\n-^—R\n—(1-53)

0	Pfl

Соотношения (1-52) и (1-53) позволяют вычислить энтропию
для любого состояния, а также ее изменение при переходе от состо-
яния 1 в состояние 2:

S2 — S1 =

cHn^ + flln-^-
! О	V0

Ti	ni \	Т2	о2

caln^p-4- R In —— I — cv ln-~- + R In —

1 о	<4 у	11 ' Vi
'На основании (1-52) и (1-53) изменение энтропии идеального
газа в изобарном процессе равно:

s2— Si = Cpln-jT-.	(1-54)

Соответственно изменение энтропии в изохорном процессе равно:
Л

S2 — Sj —- Ср In•	(1-5о)

В изотермическом процессе

Vs	Vs

S2 —S! = cp In—=—Rin — •	(1-56)

Для этого процесса равенство (1-50) может интегрироваться не-
посредственно:

С da 1 Г (1

«2—Si = I -у?-=-уГ- I clq = ~^~-	(1-57)

Для политропного процесса из (1-45) и (1-51) получим:

/ т \ Т2 1Т2

s2 — Sj =1 ср — R	-j- 1 In — = c In —.	(1-58)

В адиабатном процессе dQ = 0 и, следовательно,

Si=Sa = const.	(1-59)

1-10. СВОЙСТВА ЭНТРОПИИ. T, s-ДИАГРАММА

Если идеальный газ, имеющий начальные параметры
До, fo, Л>, в результате какого-либо процесса перешел
в состояние с параметрами р, v, Г, то, как это видно из
(1-51), изменение энтропии будет однозначно определе-
но начальными и конечными параметрами и не будет за-
висеть от типа процесса, так как в соотношение (1-51)

Рис. 1-3. Т, s-диаграмма для
идеального газа.

не входят характеристики про-
цесса, например показатель по-
литропы m или теплоемкость
данного процесса с.

Следовательно, энтропия
идеального газа есть функ-
ция состояния, и ее значе-
ние однозначно определяется
параметрами газа и выбо-
ром точки начала отсчета. Ко-
ординатная система, на осях
которой отложены энтропия и
температура, называется Т, s-
диаграммой (рис. 1-3). Пусть

состояние до, По, То является точкой начала отсче-
та и в ней s=0. Любому другому состоянию с парамет-

рами д, v, Т соответствует единственная точка в
Т, s-диаграмме, энтропия которой определяется из (1-52)
или (1-53). В Т, s-диаграмме могут изображаться обра-
тимые процессы. Изотермический процесс изображается
горизонтальной прямой, адиабатный — вертикальной
прямой, изохорный и политропный — логарифмическими
кривыми {соответственно выражениям (1-54), (1-55) и
(1-58)]. Эти кривые проходят тем круче, чем меньше
теплоемкость газа в процессе (рис. 1-3). Площадь под
линией изменения состояния в Г, s-диаграмме соответст-
вует подведенному теплу, так как

2

Q,2=jTds.	(1-60)

I

Рассмотренные выше свойства энтропии были уста-
новлены на примере идеального газа. В термодинамике
принимается как постулат, что для любого физиче-
ского тела энтропия есть функция состояния. Из этого,
в частности, следует, что каждая точка на Т, s-диаграм-
ме соответствует единственному состоянию не только
идеального газа, по н любого физического тела.

111. КРУГОВОЙ ПРОЦ1.СС

На рис. 1-4 представлена Т, s-дпаграмма кругового
процесса А-1-В-2-А. Круговые процессы называются так-
же циклами. Циклы, состоящие из обратимых процессов,
называются идеальными. Пусть точка А с координатами
Та, sa является начальной точкой процесса. На участке
А-1-В энтропия рабочего тела возрастает, и, следова-
тельно, к нему подводится тепло в количестве

в

qi = f Tpds,
л

где Гр — температура рабочего тела на участке А-1-В.
На участке В2-А энтропия рабочего тела убывает и,
следовательно, тепло от него отводится. Количество от-
веденного тепла

л

[ T’pds.

в

Здесь Т'р—-температура рабочего тела в процессе от-
вода от него тепла.
Рис. 1-4. Т, «-диаграмма
кругового процесса.

Суммарное количество подведенного к рабочему телу
тепла во всем процессе А-1-В-2-А составляет:
в	л

q ~ Qi~ q2 = ^Tpds — j T'pds. (1-61)
A	В

В конце (процесса В-2-А рабочее тело вновь возвра-
щается в точку А, из которой процесс начался. Так как
каждая точка в Т, s-диаграмме
соответствует одному един-
ственному состоянию физиче-
ского тела, то, следовательно,
состояние тела в начале и в
конце кругового процесса яв-
ляется одним и тем же, с од-
ними и теми же параметрами
р, v, Т и одной и той же вну-
тренней энергией. Если в ре-
зультате некоторого процесса
внутренняя энергия не измени-
лась, то из первого начала тер-
модинамики следует, что алге-

браическая сумма отведенного и подведенного тепла
перешла в работу:

l=qi—(1-62)

Как указывалось в § 1-3, при необратимых процес-
сах часть работы переходит в тепло, поэтому с помощью
соотношений (1-61) можно определять количество под-
веденного и отведенного тепла только в обратимых про-
цессах изменения состояния. В противном случае qi и q2
будут включать не только тепло, подведенное извне или
отведенное от рабочего тела, но и тепло, выделившееся
в результате необратимости процессов.

В том же параграфе было указано, что в обратимых
процессах работа, совершенная телом, максимальная.
Поэтому с помощью соотношений (1-61) определяется
работа только для идеальных циклов, в которых она
максимальна. В любом неидеальном цикле с теми же
источниками тепла работа будет меньше.

Отношение максимальной работы, совершенной рабо-
чим телом в цикле, к количеству подведенного тепла на-
зывается термическим коэффициентом по-
лезного действия (к. п. д.) цикла.

=	(1-63)
или

в

J T'pds
^=1-4-----------.	(1-64)

j" Tpds

Л

Источник, от которого тепло отводится к рабочему
толу, называется верхним, или горячим, источни-
ком, а источник, к которому тепло подводится, называ-
ется II и ж н и м, или холодным, источником. Для то-
го чтобы осуществить рассмотренный цикл, необходимо
иметь верхний и ппжппй источники тепла.

Если предположить, что имеется только верхний ис-
чочппк, то в процессе В-2-Л тепло от рабочего тела
должно отводиться обратно к этому же источнику, по-
скольку пет нижнего источника. Однако это сделать не-
возможно, так как на участке В-2-А температура рабо-
чего тела ниже, чем температура у верхнего источника,
а тепло по может непосредственно переходить от менее
нагретого тела к более нагретому. Последнее утвержде-
ние принимается в термодинамике как постулат, осно-
ванный на повседневной практике.

Из соотношения (1-64) следует, что только часть теп-
ла, подведенного к рабочему телу, переходит в работу,
а другая часть отводится к холодному источнику.

Тепловые двигатели, в которых осуществляются кру-
говые процессы, работают циклически. В них происходит
чередование процессов подвода и отвода тепла, расши-
рения и сжатия. При этом после каждого полного цикла
рабочее тело в рабочий орган (поршень) теплового дви-
гателя возвращаются в исходное состояние. Такие тепло-
вые двигатели называются циклическими или периоди-
чески действующими.

1-12. ВТОРОЕ НАЧАЛО ТЕРМОДИНАМИКИ

При рассмотрении кругового процесса использова-
лись два постулата:

а)	для любого рабочего тела энтропия есть функция
состояния;

б)	тепло не может непосредственно перейти от хо-
лодного тела к более нагретому.
Совокупность этих постулатов составляет одну иЗ
формулировок второго начала термодинамики.

Как следствие этих постулатов, в § 1 11 было уста-
новлено; в периодически действующем тепловом двига-
теле нельзя перевести в работу все тепло, подведенное
от горячего источника к рабочему телу. Можно принять
этот вывод как постулат и рассматривать его как дру-
гую формулировку второго начала термодинамики, бо-
лее удобную при исследовании тепловых двигателей.
В этом случае первая из формулировок может быть по-
лучена как следствие.

Если круговой процесс, представленный на рис. 1-4,
осуществить в направлении А-2-В-1-А (обратный цикл),
то часть тепла от холодного источника перейдет к горяче-
му. Однако это не противоречит первой из формулировок
второго начала термодинамики. Действительно, в этом

случае тепло от холодного источника к горячему подво-
дится не непосредственно, а с помощью холодильной ма-
шины, к которой надо подвести работу извне. Примени-
тельно к холодильной машине второе начало термодина-
мики формулируется следующим образом: нельзя пере-
вести тепло от холодного источника к горячему без под-
вода работы извне.

Если между двумя источниками будут работать одно-
временно тепловой двигатель, производящий li единиц

работы, и холодильная маши-
на, потребляющая /г единиц
работы, то избыточная работа
△/=/!—/2 может получаться с
тем же к. п. д., что и при рабо-
те только двигателя с теми же
источниками тепла.

Для осуществления цикла
А-1-В-2-А, состоящего из обра-
тимых процессов, надо иметь
бесконечно большое число
источников тепла, температура

Рис. 1-5. Цикл Карно которых должна отличаться от
в Т, s-диаграмме.	температуры рабочего тела в

соответствующих точках цикла
на бесконечно малую величину.

Однако можно осуществить цикл только с двумя ис-
точниками тепла — горячим и холодным. Такой цикл был
предложен французским ученым С. Карно и носит его
имя. Цикл состоит из двух изотерм и двух адиабат
(рис. 1-5). Подвод тепла из горячего источника осуще-
ствляется при расширении по изотерме Ti, отвод тепла
холодному источнику — при сжатии по изотерме Т2.

Для цикла Карно термический к. п. д. равен:

ч 1	-г- О-65)

</i	11 (Sa — Si)

i.iKiiM образом, к. п. д. идеального цикла Карно за-
писи г только от температур горячего и холодного источ-
ников тепла: возрастает с повышением 1\ и понижением
Т2, и по зависит от свойств рабочего тела.

Цикл Карно имеет наивысший термический к. и. д.
средн всех возможных обратимых циклов, в которых
наивысшая температура рабочего тела не больше Л, а
наименьшая его температура не меньше Т2.

1 13. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ВОДЫ

И ВОДЯНОГО ПАРА

В цилиндр поместим 1 кг воды с температурой t и
будем к ней подводить тепло, поддерживая в цилиндре
постоянное давление pi с помощью подвижного поршня.

На горизонтальной прямой AD, изображающей этот
процесс в р, ^-диаграмме (рис. 1-6), отметим три харак-
терных участка. Участок АВ соответствует подогреву во-
ды до температуры Д, при которой начинается парообра-
зование, называемой температурой кипения или насы-
щения. Вода, состояние которой соответствует точке В,
называется кипящей. Па участке ВС вода испаряется и
образуется пар; температура при этом не меняется.
Двухфазная система, состоящая из кипящей воды и об-
разующегося пара, называется влажным паром; влаж-
ный пар характеризуется сухостью

Мп + Л1в’

где Л4Г|, Л4В— масса пара и воды во влажном паре.

Подводимое в процессе испарения к 1 кг кипящей
воды тепло называется скрытой теплотой парообразова-
ния и обозначается буквой г. В точке С заканчивается
процесс испарения. Пар в этой точке называется сухим
насыщенным. Правее точки С подвод тепла сопровож-
дается увеличением температуры. При t>ts пар пазыва-
37
ётся перегретым. Если процесс подвода тепла к воде
производить при каком-либо другом давлении рг, Рз и
т. д. вплоть до р = 22,129 МПа, то во всех случаях мож-
но выделить также три участка, нагрев воды до ts, испа-
рение при ts= const и перегрев пара.

Линия КМ, соединяющая все точки начала кипения,
называется нижней пограничной кривой, а линия KL,

соединяющая точки конца

Рис. 1-6. р, v-диаграмма для во-
дяного пара.

пиония (начала перегрева
пара), называется верх-
ней пограничной кривой.
i> точке /(, лежащей па
изобаре р = 22,129 МПа,
обе кривые смыкаются.
Это давление называется
критическим. Если
проводить изобарный на-
грев при критическом или
более высоком давлении,
то процесса парообразова-
ния не будет, а переход
воды в пар будет происхо-
дить постепенно аналогич-
но изменению свойств
аморфных тел при плав-
лен ин.

При низких температу-
рах вода замерзает, прев-

ращаясь в лед, и над его поверхностью имеются водяные
пары при очень низком давлении — примерно 0,0005 МПа
и ниже. Существует одна точка, называемая т р о й и о й,
при которой одновременно сосуществуют три фазы: пар,
вода, лед. Ее параметры /7=0,000611 МПа, (=0°С (Т=
= 273,16 К) !.

Соединив все точки на изобарах с одинаковой темпе-
ратурой (сплошные линии), получим сетку изотерм.
Между нижней и верхней пограничными кривыми изо-
термы совпадают с изобарами.

Удельный объем, энтропия, внутренняя энергия и
энтальпия кипящей воды обозначаются соответственно
v', s', и', i'. Соответствующие величины для сухого на-
сыщенного пара обозначаются v", s", и", i". Параметры

' Эта точка используется для определения градуса в термодина-
мической шкале температур (§ 1-1).
критической точки: fK=374,15°C, /?1С=22,129 МПа, t>It=
= 0,00326 м3/кг.

Уравнения состояния для воды и ее пара очень слож-
ны, а вычисления по ним трудоемки. Поэтому в тепло-
технических расчетах используются таблицы термодина-
мических свойств воды и водяного пара. Одна из них
была составлена в Московском энергетическом институ-
те по руководством проф. М. П. Вукаловнча, а вторая —
во Всесоюзном теплотехническом институте. Обе табли-
цы совпадают с достаточной точностью. С помощью таб-
лиц по двум параметрам (обычно р и Т) определяется
третий параметр, а также энтальпия и энтропия.

При составлении таблиц условились энтальпию,
энтропию и внутреннюю энергию воды при параметрах
тройной точки принимать за начало отсчета, т. е. пола-
гают их равными пулю:

/ тр —~0, $ тр 0, II тр — 0.

Значения i и s для любых параметров определяются
по таблице, а значение внутренней энергии может быть
вычислено по соотношению

tt=i—pv.	(1-67)

Для влажного пара удельный объем, энтальпия и
энтропия определяются по значениям соответствующих
величин для кипящей воды и сухого насыщенного пара
с помощью соотношений:

vB11=v"x+'v'(l— х);	(1-68)

sBji=s"x+t»'(l—х);	(1-69)

1пл = 1"х+Г(1—х)	(1-70)

Для определения количества тепла, подведенного
в процессе р— const, по таблицам находится энтальпия
воды или пара в конечном и начальном состоянии и тог-
да в соответствии с (1-36)

q=i—io.	(1-71)

Для изохорного процесса (§ 1-4):

q — и — и0 = (i — pv0) —Х'о'—’Ау») ~i — i» — v[p — pD).

(1-72)

Положив в равенстве (1-71) i=i" и i0=i', получим
количество тепла, подведенного к воде в процессе паро-
образования:

(1-73)
Из равенств (1-70) и (1-73) следует:

1вл —— i X —|— i' — i х= I —X(i" — i’) = i' —f- rx. (1 -74)

Так как в процессе парообразования Т— const, то
интегрируя соотношение dq=Tds от состояния с х—0
до х= 1, получаем:

q ~ f Т ds = Ts ds = Ts (s'1— s')
x=0	x—0

(при x=0 s=s', а при x—1 s = s"). Так как для процес-
са парообразования q = r, то, следовательно,
r=7\(s"-s').	(1-75)

Имея таблицы водяного пара, можно построить
Т, s-диаграмму водяного пара. Такая диаграмма приведе-
на на рис. 1-7. На диаграмме нанесены пограничные кри-

Рис. 1-7. Т, s-диаграмма водяного
пара.

вые и изобары. Изоба-
ры в области влажного
пара являются одновре-
менно изотермами.

Т, s-дпаграмма для
водяного пара исполь-
зуется для анализа
циклов с водяным па-
ром в качестве рабоче-
го тела.

Для проведения теп-
л отехп ических р а счетов
используется !, s-диа-
грамма водяного пара,
схема которой приведе-
на на рис. 1-8. На диа-
грамме нанесены погра-
ничные кривые, внутри
которых находится об-
ласть влажного пара.
В этой области изотер-
мы совпадают с изоба-
рами. В точках их пере-

сечения с верхней пограничной

мы расходятся: первые круто вверх, а вторые полого.
Состояние перегретого пара определяется в i, s-дпа-
граме двумя параметрами; либо температурой и давле-
нием, либо энтальпией и давлением, либо энтальпией и
температурой,
Обратимый адиабатный процесс изображается й
i, s-диаграмме вертикальной прямой. Это позволяет оп-
ределять графически конечное, состояние водяного пара
при адиабатном процессе, зная только один из парамет-
ров конечного состояния: давление, температуру или
энтальпию.

В области влажного пара наносят линии с рав-
ной сухостью пара. Состояние влажного пара опре-
1<‘.1яегся пересечением изобары с изохорой или линией
постоянной сухости. На I, s-днаграмме наносят также
сетку изохор.

Рис. 1-8. I, s-диаграмма водяного пара.
1-14 ПРИЛОЖЕНИЕ ПЕРВОГО ЗАКОНА

К ПОТОКУ РАБОЧЕГО ТЕЛА

а)	Уравнение первого закона для потока рабочего тела

В реальных процессах воспринятое рабочим телом
тепло к/ складывается из тепла, подведенного из внеш-
него источника 7..Г-1Ч. и тепла, выделяющегося в результа-
те внутреннего трения, 4/тр:

При реальном адиабатном процессе

<7внш==::0 и <7^|<7тр-

Следовательно, cls=dq^vIT>Q. Поэтому реальный
адиабатный процесс ие является изоэнтропийным.

Для непрерывного действия тепловой машины через
нее должен проходить поток рабочего тела, к которому
подводится тепло и который совершает работу расшире-
ния. Последняя расходуется:

на совершение технической работы /тет, т. е. приве-
дение в движение поршня двигателя внутреннего сгора-
ния или паровой машины либо лопаток паровой или га-
зовой турбины;

на перемещение рабочего тела /Пср;

па изменение кинетической энергии потока рабочего
тела /кип-

Такпм образом,

/= ZTCx + /ncp + А(ип + 1тр-	(1-76)

Работа перемещения складывается из работы, затра-
чиваемой на вытеснение потока из машины, 1выт=ри, и
работы, которая совершается внешними силами, втал-
кивающими рабочее тело в машину, /Bt=PiW

lnep=pv—pot’o	(1-77)

Работа, затраченная на изменение кинетической
энергии 1 кг рабочего тела, т. е. на изменение его ско-
рости от Со до с, равна:

/кин==-^-^.	(1-78)

Уравнение первого закона термодинамики для пото-
ка записывается следующим образом:

“Ь^тр = И — Но	(pv PoVo) -|- (~2~	2~"/
Так как

u-\-pv—i;	Wo+PtjVo=io, с/'г[>='1'гр‘

2 •

(1-79)

1 (изученное выражение первого закона термодина-
мики i.'iM потока рабочего тела означает, что тепло,
но тс юн нос к потоку рабочего тела, расходуется на
и iMeiH'inie энтальпии рабочего тела, совершение техни-
ч( коп работы и изменение его кинетической энергии.

б)	Истечение газов и паров

Уравнение (1-79) можно применить к анализу исте-
чения газов п паров через сопло. Соплом называется
капал, ирецпа шинснпый для изменения кинетической
жергнн шнока газа пли пара.

Слипаем процесс истечения адиабатным, а сопло —
неподвижным. 1 Поэтому имеем: ?Biini=0, /тех = 0, тогда
уравнение (1-79) приобретает вид:

о-80)

где о,, г скорость пара па входе в сопло и па выходе
и । iiei о.

Отсюда можно найти скорость истечения:

c = K2(/«-0 + c%.	(1-81)

Величина ы i = h, называемая действительным теп-
лина цепнем в ступени, меньше изоэптропийного тепло-
та тения h, и, получающегося при обратимом
ainaoanioM процессе. Величина /i;, определяется в
i, .s iiiaграмме вертикальным отрезком, проведенным из
начальной точки до пересечения с изобарой р2. Опреде-
ление п юэптроппнпого тсплопадеппя показано на
рис. I 8. Действительное теплопадение находится из со-
отношения

й=(1—£с)/1а.	(1-82)

1'о л|)(|)иц|1ент £(: учитывает потери па трение при
ш 104(411111 । а ;а через сопло. Подставляя значение h из
(1 82) в (1-80) н пренебрегая величиной <?20, получаем:

с = /2(1 -Сс)йа = V2h,	(1-83)

где /га находится по I, s-диаграмме, £с — по таблицам,
составленным по экспериментальным данным.
Объем газа Vc, протекающий за секунду через некоторое сечение
АВ (рис. 1-9) площадью f, составляет:

Vc=fc,	(1-84)

где с — скорость потока в данном сечении. Массовый расход рабо-
чего тела в том же сечении:

Ie fc

Л4С = —.	(1-85)

v v	v '

Массовой скоростью т называется массовый расход за секунду
через 1 м2 сечения сопла

Мс
т----j-.	(1-86)

На рис. 1-10 представлена зависимость массовой скорости т ог
степеми расширения л. Степенью расширения называется отношение
давлений рабочего тела перед расширением /'о и после него р:

л = -ст.	(1-87)

Ро

Как 'видно из графика, величина т имеет максимум. Степень
расширения, соответствующая максимальной массовой скорости
«макс, называется критической:

V
/ 2 \fe-l

"кр= ^£_|_ ij ’	(1-88)

Площадь сечения сопла сначала убывает и становится минималь-
ной в точке, где « = тмакс:

Мс

/мин — „	•	(1*89)

«макс

Затем площадь сечения вновь должна возрасти, так как т
убывает.

Таким образом, в докритической области сопло должно быть
суживающимся, а в закритической — расширяющимся.

Рис. 1-9. Схема сопла.

а — докритический поток; б — сверх-
критическнй поток.

Рис. 1-10. Зависимость
массовой скорости от
степени расширения
Если n>3tKP, а сопло суживается, то на выходе из него устано-
вится давление Ркр=роЛкр и с=сКр. Дальнейшее расширение пото-
ка будет происходить в шростраистве за соплом, и при этом его
скорость увеличиваться не будет. Если сопло состоит из суживаю-
щейся л расширяющейся частей (сопло Лаваля) и я>яКр, то, хотя
скоровть на выходе и увеличится, расход не возрастет, так как он
не может быть больше чем Ммакс=1м1ттыакс, и при л>лКр не
зависит от давления за соплом.

в)	Сжаим? газа в компрессоре

Техническая работа, получаемая в тепловой машине
при адиабатном процессе, равна изменению энтальпии
рабочего тела.

При сжатии газа в компрессоре приходится затрачи-
вать работу Д, которая является поэтому отрицатель-
ной. Для адиабатного сжатия имеем:

/к — i—

(1-90)

Определим работу при изоэнтропийпом сжатии
в компрессоре:

lK = ia-io = cp(Ta-Tll) = cpTo^- - 1). (1-91)

Здесь ia, Тя — энтальпия и температура за компрес-
сором при обратимом адиабатном сжатии.

Используя уравнение для изоэнтропийпого (обрати-
мого адиабатного) процесса (1-43), из (1-90) получим:

Заменим /?Г0 па pQu0:

I

К

(1-92)

(1-93)

Работа сжатия в компрессоре зависит только от сте-
р
пени повышения давления лк— — и от начального со-
Р«

стояния газа. Часть этой работы

/'л = ср(Тя—Т0) = иа—и0	(1-94)

расходуется па увеличение внутренней энергии,
а остальная работа

1"к — — 1'к (Рр — Cv) (Та —’ Ао) = Z? (Та То)
расходуется на вытеснение сжатого газа из области
низкого давления в область высокого давления. Так как
Ta=pv/R и To=poVolR, то из последнего равенства по-
лучим:

l"K—pv povo.	(1-$5)

В технических расчетах принимают, что жидкости,
например вода, несжимаемы, т. е. их объем не зависит
от давления. Тогда

1"к=®и(р Ри)-	(1-96)

У несжимаемой жидкости внутренняя энергия также
не зависит от давления и, следовательно, Гк—0. Поэто-
му работа, подводимая к насосу, перекачивающему не-
сжимаемую жидкость, расходуется только на ее пере-
мещение и равна:

= Ро),
где -vv — объем (постоянный) жидкости.

Наименьшая работа сжатия имеет место при изо-
термическом сжатии. Действительное сжатие газа
в компрессоре осуществляется посредством необратимо-
го адиабатного процесса, в результате которого проис-
ходит повышение температуры газа (7’ал>Т):

1к=ер(7' Та).

Для уменьшения работы сжатия следует но возмож-
ности приблизить процесс сжатия к изотермическому,
применяя промежуточное охлаждение газа.

г)	Процесс дросселирования

Уравнение первого закона термодинамики для пото-
ка рабочего тела можно применить для движения газов
и паров по трубопроводу. В случае резкого сужения
сечения трубопровода происходит увеличение скорости
за счет падения давления подобно истечению через
сопло. Если затем сечение трубопровода резко увели-
чится, то в результате трепня и завихрения потока ско-
рость гасится и переходит в тепло, а начальное давле-
ние не восстанавливается. Такой процесс называется
дросселированием. Дросселирование протекает
без подвода тепла и без совершения технической рабо-
ты, а скорости потока до и после дроссельного устрой-
ства могут быть равны:

9внш — 0; /тех — 0; С\— С%.
При этих условиях уравнение (1-79) дает i=i0. Это
означает, что дросселирование протекает при постоян-
ной энтальпии.

Дросселирование часто применяется для регулирова-
ния и для снижения давления.

1-15. ЦИКЛЫ II ИЛОВЫХ ДВИГАТЕЛЕЙ

Изучение циклов тепловых двигателей дает возмож-
ного, выявить условия эффективного их осуществле-
ния.

Идеальный цикл Карно с газообразным рабочим
телом не может быть осуществлен технически из-за не-
возможности практически осуществить изотермический
процесс подвода и отвода тепла.

В двигателях внутреннего сгорания реализуются
циклы, в которых отвод тепла происходит в процессе
v = const, а подвод тепла либо при p.=const (цикл Ди-
зеля), либо при t>=const (цикл карбюраторного двига-
теля). На рис. 1-11 показаны оба идеальных цикла,
в Т, s-дпаграмме и р, «-диаграмме.

Рис. '111. Идеальные циклы двигателей внутреннего сгорания.
а — в Т, s-диаграмме; б — в р, о-диаграмме.

Цикл газотурбинной установки (ГТУ) отличается от
цикла Дизеля тем, что отвод тепла осуществляется при
постоянном давлении.

Цикл ГТУ в Т, s-диаграмме показан на рис. 1-12.
Подвод тепла происходит по изобаре 1-2, что соответ-
ствует сжиганию топлива в камере сгорания при по-
стоянном давлении. По линии 2-3 происходит адиабат-
ное расширение, что соответствует расширению продук-
тов сгорания в газовой турбине, а по линии 3-4— отвод
тепла при постоянном давлении, соответствующий вы-
хлопу газов.

Линия 1 1 — адиабатное сжатие, соответствующее
сжатию воздуха в компрессоре. Сжатый воздух подает-
ся затем в камеру сгорания.

Определим термический к. и. д. тр цикла ГТУ:

Так как точки 3 и 2 лежат на одной адиабате, то

— (Р^_ \ k

Тг \Р3 )

Для изобар 1-2 и 4-3\

Ti __ Di 7'з Уз

V2 *	^4

Используя^ уравнения адиабаты	и p^v^—

получаем

__р«Ук<1

p2Vk2 ' Рз&з*

и поскольку /ц=/ь и /’з=/Д, то Р|/О2=г<4/Оз. Следова-
тельно, T\/l\ T-JTr, п выражение для тц принимает
вид:

Введем обозначение: рг!рз=л— степень повышения
давления в ГТУ.

Тогда предыдущее равенство примет вид:

=	(1-97)

при л=10 т|(—43,5%.

На рис. 1-13 показан цикл Карно 5-6-2'-3'-5 для на-
сыщенного пара. Поскольку для насыщенного пара изо-
бара совпадает с изотермой, осуществление изотерми-
ческих подвода и отвода тепла не представляет трудно-
стей. Однако сжатие двухфазной среды (влажного
48
пара) по адиабате 3'-5 пред-
ставляет большие трудности
и связано с большими поте-
рями. Поэтому изотермиче-
ский отвод тепла продолжа-
ют до точки 3, т. е. до пол-
ной конденсации пара. Полу-
чается паросиловой цикл
5-6-2' 3-4-5 для насыщенного
пара, называемый циклом
Ренкина.

Подвод тепла осущест-
вляется па участке 4-5, соот-
ветствующем подогреву во-
ды до температуры насыще-
ния, и на участке 5-6, соот-
ветствующем парообразова-
нию. Участок 6-2' соответ-
ствует изоэнтропийному рас-
ширению в паровой турбине.
На участке 2'-3 осуществля-

Рис. 1-12. Цикл и схема ГТУ.
а — подвод воздуха; б — подвод
топлива; в — отвод газов; 1 — воз-
душный компрессор; 2 — камера сго-
рания; 3 — турбина; 4 — генератор.

ется отвод тепла холодному источнику и происходит кои-
денсация пара. Участок 3-4 соответствует сжатию воды
от конечного до начального давления.

Потеря тепла в холодном источнике равна:

q2 = T2^s’ = i2, — i3,

где

△s' — s.„ — s3.

Па участке 3-4 осуществляется сжатие воды, в ре-
зультате которого ее энтальпия повышается до i4. Подве-
денное в цикле тепло равно qi—ie—it, а к. п. д. цикла

— С/2	(^6 — ^2') ~~~	“ ^3)

71/ = -------------——:-----------:--------------------

Q1 (й — 1з) — (U — 4з)

(1-98)

Здесь i4—»з=/н — работа насоса.

Если не учитывать работу насоса то выражение
для гр принимает вид:

(1-99)

Гб- *3

Насыщенный пар находит применение в настоящее
время на атомных электростанциях с водо-водяными и
графито-водяными реакторами.
На обычных турбинных электростанциях применяет-
ся цикл Ренкина для перегретого пара, показанный на
рис. 1-13. На участке 6-1 просходит подвод тепла к пе-
регретому пару в количестсве ср (Л—Тв). Изоэнтропий-
ное расширение соответствует участку 1-2, а отвод теп-
ла — участку 2 3.

Потеря тепла в холодном нс iочнике равна:

<7.2= TgAs = 1’2—/ 3.

Выражение для термического к. и. д. получает сле-
дующий вид:

<1 — <з — (Ы — <з)

Без учета работы насоса имеем:

Т]/

г2

(1-100)

(1-101)

Значение термического к. и. д. растет с повышением
начальных параметров пара, температуры и давления,
а также с понижением конечного давления. Для повыше-

РИ'С. 1-13. Паросиловой цикл в Т, s-
диаграмме.

ния термического к. и. д.
цикла применяют про-
межуточный перегрев
пара. Нарве. 1-13пунк-
тиром показан цикл с
начальным закритиче-
ским давлением пара и
с промежуточным 'пере-
гревом пара. Пар рас-
ширяется пзоэптропий-
ио до некоторого про-
межуточного давления
и снова перегревается
по изобаре до началь-
ной температуры, после
чего расширяется изо-
энтропийно до конечно-
го давления. Промежу-
точный перегрев пара
снижает его конечную
влажность.

Весьма эффективным для повышения термического
к. п. д. является применение регенеративного подогрева
питательной воды. При этом подогрев воды по линии
4-5 происходит не теплом от внешнего источника, а па-
ром, отбираемым из промежуточных точек при его рас-
ширении по линии 1-2. Цикл с подогревом воды отбор-
ным паром называется регенеративным. Регенератив-
ный цикл можно рассматривать как сложный цикл, со-
стоящий из нескольких циклов для разных потоков пара.
Основной поток пара расширяется по линии 12 и отда
ст тепло холодному источнику по линии 2'-3. Потоки
пара, направляемые в отбор для регенеративного подо-
грева воды по линии 4-5, после расширения отдают теп-
ло пе холодному источнику, а подогреваемой воде. Эти
потоки пара совершают циклы без потерь тепла в хо-
лодном источнике. В результате термический к. и. д. ре-
генеративного цикла оказывается выше к. п. д. цикла
Ренкина.

Регенеративный подогрев обычно осуществляется не
до точки 5, а до некоторой промежуточной точки на ли-
нии 4-5. При этом доля пара, идущего на регенератив-
ный подогрев, составляет 25—35%. Введение регенера-
тивного подогрева позволяет уменьшить расход топли-
ва па 12—14%.

1-16. ОСНОВЫ ТЕПЛООБМЕНА

а)	Виды теплообмена

В технологической схеме ТЭС ряд элементов пред-
ставляют собой теплообменники, т. е. аппараты, в ко-
торых осуществляется передача тепла от одного тела
к ДрУ1 ому.

В процессе генерации пара осуществляется теплооб-
мен между продуктами сгорания топлива и поверхно-
стями нагрева. Парогенератор па атомной станции
является теплообменником, в котором теплоноситель
(горячая вода, нагретые газы, жидкий металл) отдает
приобретенное в реакторе тепло воде. На ТЭС устанав-
ливается большое число теплообменников, в которых
греющей средой является пар. Это теплообменники по-
верхностного типа. В них тепло передается от
греющей среды к нагреваемой через разделяющую их
степку, называемую поверхностью нагрева или
охлаждения в зависимости от назначения. Поверх-
ности нагрева образуются в основном металлическими
трубками, которые являются основным элементом теп-
лообменников.

Необходимым условием передачи тепла от одного
тела к другому или от одной части тела к другой явля-
ется разность температур: тепло может переходить из
области с более высокой температурой в область
с меньшей температурой. Тепло в пространстве может
переноситься тремя способами: теплопроводностью, кон-
векцией, излучением.

При передаче тепла теплопроводностью моле-
кулы, атомы пли ионы, находящиеся в нагретых слоях
тела, сталкиваясь с частицами, находящимися в примы-
кающих более холодных слоях, отдают им часть своей
кинетической (тепловой) энергии. При таком способе
передачи тепла не происходит перемещения частиц
тела, а происходит лишь обмен энергией между ними.

При конвекции перенос тепла сопровождается пере-
носом масс, тепло переносится при этом токами нагре-
той жидкости (газа) или в результате смешения слоев.

Передача тепла излучением сопровождается превра-
щением части тепловой энергии тела в лучистую (элек-
тромагнитную) энергию, которая поглощается в прост-
ранстве другими телами и вновь переходит в тепло.

В твердых телах тепло распространяется только теп-
лопроводностью. В жидких и газообразных средах воз-
можны как теплопроводность, так и конвекция. Если
более теплые, а следовательно, и более легкие слои
жидкости или газа находятся ниже более холодных сло-
ев, то под действием выталкивающих сил нижние слои
поднимаются вверх. Возникающий при этом теплообмен
называется естественной конвекцией в отличие от при-
нудительной, когда перемещение масс жидкости или
газа происходит под действием внешних факторов. Как
теплопроводность, так и конвекция возможна лишь при
непосредственном соприкосновении между телами, об-
менивающимися теплом. При лучистом теплообмене это
условие не требуется, по необходимо, чтобы среда меж-
ду телами пропускала электромагнитные излучения.

В большинстве случаев все три вида переноса тепла
протекают одновременно. Так, например, горячая вода,
циркулирующая в системе отопления здания, отдает
тепло металлу, из которого сделаны отопительные при
боры, за счет вынужденной конвекции. Перенос тепла
через стенки приборов происходит посредством тепло-
проводности. Перенос тепла от стенок приборов к воз-
духу помещения осуществляется посредством естест-
венной конвекции и частично излучения (радиация).

б)	Теплопроводность

Теплопроводностью называется перенос тепла
от одного тела к другому при их непосредственном со-
прикосновении за счет движения микрочастиц.

Необходимым условием для переноса тепла тепло-
проводностью является наличие разности температур.
Температуры меняются в пространстве и во времени.
Совокупность мгновенных значении температур во всех
точках интересующего пас пространства называется
температурным полем. Математически это выражается
как

t=f(x, у, г, т),	(1-1'02)

при этом х, у, z — геометрические координаты; т —
время.

Процессы, при которых температура в каждой точке
меняется со временем, называются нестационарными, и,
наоборот, процессы, при которых температура в каждой
точке не меняется со временем, называются стационар-
ными.

Нестационарные процессы всегда имеют место при
переходе от одного стационарного процесса к другому.
Пуск и нагружение энергетического оборудования со-
провождаются изменением его температурных полей во
времени, т. е. являются нестационарными процессами.

Анализ стационарных процессов математически
проще и потому обычно предшествует анализу процес-
сов нестационарных.

Уравнение температурного поля для стационарных
(установившихся) режимов имеет вид:

t~f(x, у, 2).	(1-103)

Температурные поля, в которых температура меня-
ется вдоль каждой из координат, называются трехмер-
ными, вдоль двух координат — двумерными и вдоль
одной координаты одномерными.

Одномерное поле имеет место при переносе тепла
перпендикулярно поверхности плоской твердой стенки,
для которой отношение толщины к длине и ширине ни-
чтожно мало.
Если соединить псе точки поля, имеющие одинако-

вую температуру, го можно получить изотермическую
поверхность. При перемещении по направлению, нор-

Рис. 1 14. Нор-
маль к изотерми-
ческой поверхно-
сти.

мальному к изотермической поверхно-
сти, будет иметь место наибольшее
изменение температуры.

Обозначим направление, нормаль-
ное к изотермической поверхности
в сторону возрастания температур, еди-
ничным вектором По, а величину пере-
мещения по этому направлению от
исходной изотермической поверхности
I к изотермической поверхности

t+At обозначим Д/i (рис. 1-14). Пре-
дел отношения At/An при безграничном сближении изо-
термических поверхностей t и rf-f-IA/ является скалярной

величиной температурного градиента:

lim

д/

Да

___dt

Д/1->9 dn

Температурным градиентом называется
вектор, направленный по нормали к изотермической по-
верхности в сторону возрастания температур:

grad t = 110 lim

I Д/_	-  dt_

I д,г-о“ >l°dn '

(1-104)

Тепло передается в направлении снижения темпера-
туры, т. е. в направлении, противоположном градиенту
температуры.

Элементарное количество тепла dQ, передаваемое
за время dr через элементарную площадку dF на изо-
термической поверхности по направлению, нормально-
му к ней, пропорционально абсолютному значению гра-
диента температуры dtldiv.

dQ = — l~dFdt.	(1-105)

Выражение (1-105) известно под названием зако-
на Фурье.

Величина q=ndkdtldn называется вектором плотно-
сти теплового потока. Скалярная величина этого векто-
ра, выраженная в ваттах на 1 м2:

„	1 dt

q = — Х-г-,
dn

(1-106)
равна Теплу, передаваемому Через единицу площади
изотермической поверхности (1 м12) за единицу време-
ни (1 с).

Коэффициент пропорциональности 7, в формуле
(1 109) называется коэффициентом теплопро-
водности п численно равен теплу, переносимом)' за
1 с от 1 м2 одной изотермической поверхности к 1 м2
другой изотермической поверхности, отстоящих одна от
другой на расстоянии 1 м, при разности температур
этих поверхностей 1°С, причем [7.] — Вт/(м•°C).

Коэффициент теплопроводности X для различных ве-
ществ определяется опытным путем. Он зависит от
температуры и давления.

Наиболее высокие значения коэффициента теплопро-
водности имеют металлы [серебро 410, медь 360, сталь
45— 55, алюминий 200—300 Вт/(м-°С)].

Строительные материалы имеют низкий коэффи-
циент теплопроводности: бетон 1,3, кирпич 0,75, стекло
0,75, песок сухой 0,3—0,4 Вт/(м -°C).

Материалы, имеющие особенно низкий коэффициент
теплопроводности (асбест 0,15- 0,2, плита из пробки,
войлока, торфа 0,05—0,1 Вт/(м-°С) используются в ка-
честве тепловой изоляции.

Количество тепла Q, передаваемое за единицу вре-
мени, называется мощностью теплового потока.

Определим мощность теплового потока через пло-
скую стенку, у которой торцевые поверхности теплоизо-
лированы, а остальные наружные поверхности являются
изотермическими с температурами /ст1 и /стг. Мощность
теплового потока в ваттах, передаваемая через плоскую
стенку по направлению нормали к поверхности, равна:

(мот)

Изменение температуры равно:

(1-108)

Интегрируем это выражение для случая плоской
стенки:

*СТ2	8

С dt — —	С dx.

J	Аг J

<СТ1	о

(1-109)
В результате получаем:

или

/ i — Q л

ЬсТ2--- *СТ1 —	О

(1-110)

(МИ)



Плотность теплового потока при передаче тепла теп-
лопроводностью через плоскую стенку пропорциональна
разности температур п обратно пропорциональна тол-

типе стенки:		
	Q— g (Ал! ^стг)»	(1-Н2)

отсюда	,	. 	к.   б  *СТ1	?СТ2   AtCT  Q	(1-113)

При передаче тепла теплопроводностью через цилиндрическую
стенку (например, стенку трубки, образующей поверхность нагрева)
имеем согласно закону Фурье:

Q dr

(г— радиус).

Тепловой поток направлен по радиусу от центра к периферии,
и поверхность равна F=2nrl, где J— длина цилиндра. Интегриро-
вание дает:

Q Гг

/ел — /ста = "2^д7' In »	(1-115)

где гг — радиус наружной поверхности; т1 — радиус внутренней по-
верхности.

У тонкостенных цилиндров отношение ГгАт мало (около 1,2—
1,5) и расчет теплопроводности можно с достаточной точностью вес-
ти по формуле для плоской стенки.

в)	Теплопередача

В теплообменниках тепло от греющей среды пере-
дается обогреваемой среде через стенку. Этот сложный
процесс называется теплопередачей и распадается па
три процесса (рис. 1-15):

1)	перенос тепла от греющей среды к стенке за счет
конвекции и теплопроводности;

56
2)	перенос тепла через стенку посредством тепло-

проводности;

3)	перенос тепла от стенки к обогреваемой среде за
счет конвекции и теплопроводности.

Первый и третий процессы аналогичны и представ-
ляют собой явление переноса тепла от движущейся

жидкости к стенке при нали-
чии разности температур
жидкости и стенки. Это яв-
ление называется теплоот-
дачей или конвектив-
ной теплоотдачей, так
как тепло передается путем
конвекции, которая сопрово-
ждается теплопроводностью.
Количественная сторона теп-
лоотдачи отражена в законе
Ньютона, который говорит
о пропорциональности мощ-
ности теплового потока Q,

Рис. 1 15. Изменение темпера-
турь! в процессе теплопередачи.

разности температур жидко-
сти tj и стенки (<:т и площади
лообмена):

стенки /•’ (поверхность теп-

Q — Ик (jf (ст) •

В этом равенстве коэффициент пропорциональности
«к называется коэффициентом теплоотдачи от греющей
среды к стенке или от стенки к нагреваемой среде.
Коэффициент теплоотдачи сск равен плотности теплово-
го потока при разности температур в один градус и за-
висит как от физических свойств жидкости и материала
стенки, так и от характера движения и формы поверх-
ности. В системе СИ мощность теплового потока изме-
ряется в ваттах, температура в градусах, а площадь
в квадратных метрах. Тогда

[ак1=тт=Вт/(м2°С)-

Величина ctK определяется опытным путем, о чем бу-
дет сказано в следующем параграфе.

В целом процесс передачи тепла от греющей среды
к обогреваемой среде через поверхность нагрева назы-
вается теплопередачей.

Мощность теплового потока Q, передаваемая от
греющей среды с температурой (д к поверхности нагре-
ва F с температурой /CTi, равна:

Q='aviF(tfi—(1-116)
Аналогично мощность теплового потока от стенки
к обогреваемой среде

Q = aK2F(l^ tj.,).	(1-117)

Соответственно для плотности теплового потока по-
лучаются выражения:

q = -jr = aKi(th -М;	(1-118)

q = -у- = Яка (/era — //г)-	(Ы 19)

Единица этой величины — Вт/м®.

Из (1-116) — (1-119) выразим разности температур:

С‘т2 ^/2—Q/duzF.

После сложения этих трех выражений имеем:

J J. Г\ f 1	| б |	1	\

th — tfг — Q •----------------------------------В I'

<*kiF 1 AF 1 «kzF J

Для плотности теплового потока получаем:

иначе можно записать:

q = —j--------т— (^i - th).

—+-Т-+—
«К1 Л «К2

Величина

(1-121)

(1-122)

«К1 Л КК2

называется коэффициентом теплопередачи
для плоской стенки. Последний показывает количество
тепла, передаваемое через 1 м2 поверхности плоской
стенки за 1 с при разности температур между греющей
и обогреваемой средами в 1°С и имеет такую же раз-
мерность, как и коэффициент теплоотдачи.

Как видно из (1-122), коэффициент теплопередачи
k зависит от коэффициентов теплоотдачи ctpi и ак$
58
а также от соотношения 6/Х. Для стальных и латунных
трубок оно весьма мало и почти не влияет на значение
k. В тех случаях, когда один коэффициент теплоотдачи
во много раз превышает другой, определяющим в отно-
шении k является меньший коэффициент теплоотдачи и
тогда другой коэффициент теплоотдачи можно не учи-
тывать.

Пример. При теплопередаче через плоскую стенку имеем:
6=0,003 м; а„|=93 Вт/(м2-"С) (от греющих газов к стенке); Л=
=58 Вт/(м-°С); ак2=9300 Вт/(м2-°С) (от стенки к воде);

8	0,03

-у-=“-Ео-‘—5,1 7-Ю-s м2-°С/Вт (термическое сопротивление стенки);

- ~ ~ = т^-= 1,07 -10-2 м= • пС В г;
а,(,	!).,

1 1

	= gЗор;= 1,07-10- 1 м2-°С/Вт /г=хак1 = 93 Вт/(м2-°С).

В тех случаях, когда можно пренебречь термическим сопротив-
лением стенки 6/Х, выражение для коэффициента теплопередачи
упрощается:

®К1^К2
k-------г-—	(1-123)

«К1	«К2	’	'

Нап-ротив, при наличии отложений на поверхности нагрева не-
обходимо учитывать дополнительное термическое сопротивление, так
как отложения даже при незначительной толщине заметно умень-
шают коэффициент теплопередачи. В этом случае

I 8зг‘.п бег б1юк 1
aKi Лзгл 7 ст ^иак ак2

Здесь бзол и Хзол ОТНОСЯТСЯ К ЭОЛОВЫМ отложениям, биак и
Хна и— к отложениям накипи.

Незначительный слой отложений на стенке может снизить коэф-
фициент теплопередачи в несколько раз. При эксплуатации тепло-
обменников необходимо обеспечить чистоту их поверхности нагрева.

При расчете теплообменников необходимо проверить температу-
ру стенки, которая определяет температурный режим работы метал-
ла. Из (1-119) имеем:

7сТ2 = 7^2 +	

(1-125)

Используя (1-113) п (1-124), получаем:

.	, f J__ . бнак бет X

-'f2 + (jaK2 +>нак Ъе-J
Из этого выражения видно, что температура стенки
близка к температуре нагреваемой среды tfZ, если
имеется хорошее охлаждение стенки за счет высоко-
го счи. Однако наличие отложении со стороны обогре-
ваемой среды может существенно ухудшить отвод теп-
ла и повысить температуру стейки.

При хорошем охлаждении могут допускаться весьма
высокие плотности тепловых потоков при сохранении
приемлемого значения температуры стенки, т. е. могут
допускаться высокие температурные напоры /д—//2 и
высокие температуры /д i реющей среды.

г) Конвективный теплообмен

Конвективный теплообмен происходит как при сво-
бодном движении рабочего тела, так и при вынужден-
ном. Свободное движение обусловлено разностью плот-
ностей более п менее нагретых слоев. Так, передача теп-
ла от приборов отопления происходит при свободном
движении воздуха. Вынужденное движение воздуха про-
текает в каналах плп трубах.

При ламинарном движении, которое обычно имеет
место у самой поверхности, тепло передается через ла-
минарный слой за счет теплопроводности теплоносителя.
В турбулентном ядре потока тепло передается конвек-
цией. Изменение температуры от /Ср ДО tf происходит
в тепловом пограничном слое, п величина его тем боль-
ше, чем больше толщина ламинарного пограничного слоя.
Толщина теплового пограничного слоя уменьшается
с увеличением скорости теплоносителя.

Таким образом, коэффициент теплоотдачи соприкос-
новением зависит от скорости движения теплоносителя,
от физических констант теплоносителя (теплопровод-
ность, кинематическая вязкость, плотность), от темпе-
ратуры теплоносителя, от размеров поверхности нагре-
ва (диаметр трубок, шаг трубок и т. д.).

Определение коэффициентов теплоотдачи для раз-
личных теплоносителей п для различных условий ведет-
ся экспериментальным путем. В основе этих экспери-
ментов положена теория подобия, позволяющая прово-
дить опыты на моделях п распространить результаты на
действительные условия в промышленных теплообмен-
никах. Достаточная точность такой методики подтверж-
дается испытаниями выполненных теплообменников.
Для того чтобы результаты экспериментов 11а моделях Можно
было распространить на реальные образцы, должны быть выполне-
ны условия геометрического, гидродинамического и теплового подо-
бия.’ Для этого надо выдержать равенство критериев подобия —
безразмерных комплексон, составленных из физических величин, от
которых зависит данное явление. Критерием гидродинамического по-
добия является число Рейнольдса:

где с — скорость жидкости, м/с; il — геометрический размер, м; v—
кинематическая вязкость, м2/с. Кинематическая вязкость (гл. 5) v
равна отношению динамической вязкости р и плотности жидкости р;

В случае движения теплоносителя внутри трубы с—средняя
скорость движения теплоносителя, 1 — внутренний диаметр трубы.

Число Прандтля Рг составлено из физических констант тепло-
носителя, которые влияют на коэффициент теплоотдачи:

Рг = ^
Л

(1-127)

Критерием, 1иепосрсдсТ|Ве1ию относящимся к теплоотдаче сопри-
косновением, является число Нуссельта:

al

Nu = -y.	(1 128)

Теория подобия указывает', что для каждого явления важно вы-
явить определяющие и определяемые критерии и в процессе вксперм-
мента найти зависимость между определяемым критерием, в кото-
рый входит .исследуемая физическая величина, и определяющими
критериями, составленными из величин, входящих в уравнения, опи-
сывающие рассматриваемый процесс. К последним относятся физи-
ческие константы теплоносителя, геометрические размеры и форма
теплообменника, скорость и параметры теплоносителя на входе.

При обработке экспериментальных данных зависимость опреде-
ляемого критерия от определяющего выражают в логарифмических ко-
ординатах. При наличии линейной зависимости в логарифмических
координатах получается степенная зависимость между критериями.
Такие зависимости между критериями называются уравнениями
в критериальной форме и именно такими уравнениями пользуются
при определении коэффициентов теплоотдачи.

Наиболее хорошо изучена теплоотдача при турбулентном дви-
жении теплоносителя в трубах. Для этого случая дается уравнение
в критериальной форме:

Nu=0,023Re°-8Pr°.4.	(1-129)

Эта зависимость справедлива при числе Рейнольдса от 7-103 до
2-106 при чивле Прандтля от 0,6 до '100.
|Прй использова1Ийй урав-пепля (1-129) ДЛй кайалов с пекруглым
сечением в качестве геометрического размера принимается эквива-
лентный гидравлический диаметр

4s

d3 = ^-,	(1-130)

где s — площадь поперечного сечения капала; Su — суммарный смо-
ченный периметр поперечного сечения.

Если внутри капала проходят трубы, л это .распространенный
случай для теплообменников, .при подсчете s и Su надо учитывать
сечение (вычитать) и периметр (прибавлять) этих труб.

Уравнения для расчетов коэффициентов теплоотдачи соприкосно-
вением, а также табличные данные о физических константах тепло-
носителей приводятся в соответствующих справочниках.

Весьма важными случаями теплоотдачи для теплоэнергетики
являются теплоотдача при кипении жидкости и при конденса-
ции паров. В обоих случаях имеется двухфазная среда- -парово-

дяпая смесь.

Для наступления кипения жидкости необходимо зарождение пу-
зырьков пара, а последнее происходит лишь на обогреваемой по-
верхности, температура которой превышает температуру кипения на
величину А/=/ст—ts.

Зарождению пузырьков способствуют центры парообразования
в виде неровностей поверхности. Пузырьки пара, зародившиеся иа
обогреваемой поверхности, растут
уже в толще жидкости за счет пере-
дачи тепла от жидкости.

Если на графике в зависимости от
перегрева жидкости А/ откладывать
значения плотности теплового потока
q и коэффициента теплоотдачи а при
кипении воды, то изменение этих ве-
личин имеет следующий характер:
сначала при малых А/ (менее 5°С)
теплоотдача протекает в соответствии
с законами конвективного теплообме-
на, затем теплоотдача резко усилива-
ется и достигает максимума, после
чего она резко уменьшается и затем
стабилизируется на более низком
уровне. В соответствии с описанным

при кипении
естественная
кипение и
(рис. >1-16).

Рпс. 1-16. Теплоотдача при
кипении.

отмечаются три стадии:
конвекция пузырчатое
пленочное кипение

Резкий переход от пузырчатого к пленочному кипению называет-
ся кризисом кипения, соответствующие величины А/, а и q назы-
ваются критическими. Для воды при .атмосферном давлении
AZ1(P=25°C.

Весьма важно точно знать параметры кризиса кипения воды и
других теплоносителей при различных давлениях с тем, чтобы обес-
печить в теплообменниках пузырчатое кипение «I исключить возмож-
ность достижения кризиса кипения с возможным пережогом поверх-
ности нагрева из-за резкого ухудшения условий охлаждения.
Для кипения воды в (неограниченном объеме, т. е. в условиях
естественной конвекции, пользуются следующим уравнением:

а—46Л/2133р0>5.

(Ы31)

Здесь И=М|Па.

При конденсации пара, омывающего трубки, образуется пленка
конденсата, которая стекает вниз. ’Конденсация пара ца вертикаль-
ной трубке была исследована Нуссельтом, который получил расчет-
ную формулу, .в дальнейшем уточнявшуюся другими исследователя-
ми. При выводе было принято, что температура на 'поверхности
пленки равна температуре насыщения пг удельный тепловой поток
равен:

А

<7 = g (<s /cri)-

Здесь X — коэффициент тсплощхгводиости конденсата; б — тол-
щина пленки конденсата, которая меняется по высоте трубы.

Откорректированная формула Нуссельта имеет следующий вид
для вертикальной трубки:

а = 1,15

(1-132)

V уНЫ

Здесь II — высота трубки, м; A/ = /s—/Ст1.

Теплота парообразования определяется по таблицам по величине
is', р, v и А для жидкости берутся по средней температуре пленки
tm =	2 CT1 - Для п Рядов горизонтальных труб, когда пленка кон-

денсата стекает последовательно с одной трубы на другую, расчет-
ная формула имеет вид:

-14/" ДРгА3

а .. 0,72 1/  ,, ,	•	(1-133)

Г v (zjrfir) А/	'	'

Здесь с!,, — наружный диаметр трубки.

Имеются более точные, но более громоздкие формулы для рас-
чета теплоотдачи при конденсации.

При конденсации пара шероховатость поверхности трубок, обус-
ловленная коррозией последних, снижает коэффициент теплоотдачи
а. Поэтому формулы (1 132) п (1-133) применяют для латунных
трубок, а при стальных трубках вводят понижающий коэффициент
(около 0,9). При наличии в конденсирующемся паре газов коэффи-
циент теплоотдачи резко снижается.

д) Лучистый теплообмен

В некоторых случаях конвективному теплообмену
сопутствует лучистый теплообмен, происходящий в ре-
зультате излучения энергии более нагретым Д; и погло-
63
щения ее менее нагретым телом Т2. В этом случае к ко-
эффициенту теплоотдачи соприкосновением прибавляют
коэффициент теплоотдачи излучением «л:

О*134)

При лучистом теплообмене могут быть достигнуты
весьма высокие значения плотности теплового потока q,
однако интенсивное охлаждение поверхности нагрева
обеспечивает допустимую температуру стенки. Так,
в топке парового котла при температуре факела около
1800°С температура стенки трубок экранов, ограничи-
вающих топочное пространство, равна температуре ки-
пения проходящей в них кипящей воды, т. е. 300—350°С
в зависимости от давления.

Выше отмечалось, что при лучистом (радиационном)
теплообмене сначала теплота преобразуется в лучистую
энергию, испускаемую телом, а затем лучистая энергия,
поглощаясь другим телом, снова преобразуется в тепло-
ту, которую воспринимает это другое тело.

Способности тел к излучению и поглощению тепло-
вых лучей связаны между собой и различны для разных
тел. В качестве эталона введено понятие абсолютно
черного тела, которое полностью поглощает падающие
па него тепловые лучи и обладает наибольшей способ-
ностью к излучению.

Реальные тела излучают и поглощают тепловые лучи
аналогично абсолютно черному телу, но с меньшей
интенсивностью. Поэтому введено понятие серого тела,
излучение которого подчиняется тому же закону, что и
черного, но с понижающим коэффициентом.

Излучательная способность 1 м2 поверхности нагре-
того тела за 1 с при температуре Т подсчитывается по
уравнению Стефана — Больцмана

£ = еС° (тио/-	О'135)

Здесь Со — константа излучения абсолютно черного
тела: Сп=5,69 Вт/(м2-К4); е — степень черноты излу-
чающего тела, равная отношению его излучательной
способности к излучательной способности абсолютно
черного тела:

с

е

(1-136)
Тела излучают энергию ио всех направлениях, но
при этом наибольшее количество энергии излучается по
направлению нормали к поверхности тела Еа.

По направлению, составляющему с нормалью угол
Ф, количество излучаемой энергии равно:

Е^- Ен cos <f>.	(1-137)

Закон Кирхгофа устанавливает связь между способ-
ностью тел к излучению и поглощению лучистой энер-
гии:

-^- = const.	(1-138)

Здесь Л — коэффициент поглощения, выражающий
долю поглощаемой лучистой энергии.

Долю отражаемой телом лучистой энергии обозна-
чают К, и то!да

Л+Д=1.

Формулировка закона Кирхгофа следующая: отно-
шение излучательной способности твердого тела к его
поглощательной способности есть величина постоянная.

Эта постоянная может быть подсчитана из (1-138)
путем подстановки величии С0=5,69 Вт/(м2-К) и Ло=1.

Тогда получаем: С—5,69 А.

Из (1-138) п (1-13) следует, что А = е, т. е. коэффи-
циент поглощения тела равен его степени черноты. Лу-
чистый теплообмен между двумя параллельными пла-
стинами площадью F определяется выражением

«-=*^[(та)‘-(та)ф	(1-139)

Здесь Ещ,»ещз— приведенная степень черноты.

В случае лучистого теплообмена между двумя про-
извольными телами в выражение (1 139) вводится угло-
вой коэффициент значение которого для различных
условий приводится в соответствующих справочниках.

Нагретые газы обладают также способностью излу-
чать и поглощать тепло. Практически приходится иметь
дело с излучением трехатомных газов: двуокиси углеро-
да СО2 и водяного пара НгО, содержащихся в продук-
тах сгорания.
Глава вторая

ТОПЛИВО И ПАРОГЕНЕРАТОРНЫЕ УСТАНОВКИ

2-1. ОЫЦАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПАРОГЕНЕРАТОРОВ

Котельный агрегат (парогенератор) предназначен
для получения (генерации) пара заданных параметров
из поступающей в него питательной воды. Последняя
представляет собой смесь конденсата турбины и хими-
чески обработанной воды, восполняющей потери кон-
денсата. Тепло, необходимое для генерации пара, выде-
ляется в парогенераторе при сжигании энергетического
топлива (угля, торфа, мазута или газа). Па рис. 2-1
показан эскиз современного парогенератора, в котором
сжигается уголь, размолотый до пылевидного состоя-
ния. Угольная пыль вместе с необходимым для горения
воздухом через горелки 1 поступает в топочную
камеру (топку) 2, где она сгорает на лету во
взвешенном состоянии. Образующиеся при горении про-
дукты— топочные газы —имеют высокую темпера-
туру— до 1700°С. Стены, потолок и низ топочной каме-
ры покрыты стальными трубами диаметром 40 -60 мм,
образующими экраны. Внутри труб настенных экранов 5
движется кипящая вода, а в трубках потолочного экра-
на 6 — пар. Энергия, излучаемая топочными газами,
воспринимается экранами и передается воде и пару.
Поэтому топочные экраны являются радиационными
поверхностями нагрева. Экраны защищают ограждаю-
щие конструкции топки от воздействия высоких темпе-
ратур. По мере движения топочных газов вверх происхо-
дит выгорание топлива и одновременно охлаждение про-
дуктов сгорания.

Содержащиеся в топливе минеральные примеси —
зола - - при высоких температурах находятся в жидком
или тестообразном состоянии в виде мельчайших ка-
пель, увлекаемых потоком топочных газов. Слипаясь,
капли укрупняются. Часть из них выпадает из потока
топочных газов па дно топки, образуя шлак, а осталь-
ная часть уносится из топки и называется летучей
зо л о й.

Существует два способа вывода шлака из топки.
При сухом шлакоудален и и, как показано на
рис. 2-1, в нижней части топки, образованной наклонны-
ми экранированными стенками и называемой холод-
66

ной воронкой 3, создается зона Пониженных тем-
ператур. Шлак, попадая в холодную воронку, затверде-
вает и по наклонным стенкам скатывается в шлаковый
комод 4, откуда удаляется (обычно гидравлическим
способом).

При жидком шл акоудалении (рис. 2-2) низ
топки выполняется в виде слабоиаклопиого пода 1.
Нижняя часть настенных экранов и под покрыты жаро-
упорной теплоизоляцией 2. Благодаря этому собираю-

Рис. 2 2. Под топки с
жидким шлакоудаленисм.
щийся на поду шлак не
охлаждается и не затвер-
девает, а в жидком виде
стекает из топочной каме-

Рис. 2-3. Схема парогенератора
с принудительной циркуляцией.

/ — барабан; 2 — водоподводящие (опуск-
ные) трубы; 3 — насос принудительной
циркуляции; 4—экранные (подъемные)
трубы; 5 — конвективный пучок; 6 — паро-
перегреватель; 7 — водяной экономайзер;
8 — воздухоподогреватель.

ры через специальную

летку 3. При сухом шлакоудалеипи со шлаком выпадает
15—20% массы золы; при жидком шлакоудалеипи 60—
70%- На выходе из топки процесс горения заканчивается,
а газы за счет отвода тепла к экранам охлаждаются до
температуры ниже точки плавления золы —до 950—
—1150°С. При более высокой температуре частицы рас-
плавленной золы будут налипать на поверхности пагре-
68
ва, расположенные за топкой. Это явление называется
шлакованием.

Описанный способ сжигания топлива называется ка-
мерным или факельным. У парогенераторов небольшой
паропропзводительности (до 35 т/ч) применяют сжига-
ние кускового топлива в слое.

Непосредственно за топкой (см. рис. 2-1) располо-
жен ш и р мо вы й пароперегреватель 7, конст-
руктивно выполненный в виде лепт из труб. Эти ленты
(ширмы) отстоят друг от друга па 500—800 мм. Тепло-
обмен между продуктами сгорания и ширмами проис-
ходит как за счет конвекции, так и за счет радиации.
Такие поверхности нагрева называются полурадпа-
ц п о и п ы м и . За ширмами в горизонтальном газоходе
размещается к о и в с к г и в и а я с i у и е п ь п а р о п е-
ретре нагеля .9, выполненная в виде многорядного
пучка труб, расположенных в шахматном или коридор-
ном порядке. В опускном газоходе расположен эконо-
майзер 10, к которому подводится питательная вода.
Проходя через экономайзер, вода нагревается до темпе-
ратуры, близкой к температуре насыщения, а иногда
в пен происходит образование небольшого количества
пара. В первом случае экономайзер называется неки-
п я ш, п м, а во втором — к и п я щ и м. Перед выходом из
парогенератора продукты сгорания проходят возду-
хоподогреватель 11, где они подогревают воз-
дух, идущий на горение, а сами охлаждаются до
120—150°С. После очистки в золоуловителях 12
дымовые газы отсасываются дымососом 13 и на-
правляются ио газоходам и дымовую трубу.

Для того чтобы исключить выбивание горящих газов
из парогенераторов в помещение котельной, топка и га-
зоходы парогенератора должны находиться под разре-
жением, создаваемым дымососом. Некоторое количество
воздуха из-за неплотностей подсасывается из котельной
в парогенератор. Этот воздух называется присосом.
Дутьевой вентилятор 14 развивает напор, необ-
ходимый лишь для преодоления сопротивления по
воздушной стороне воздухоподогревателя и горелок.
В последнее время создаются парогенераторы, работаю-
щие под наддувом за счет напора дутьевого вентилято-
ра. В этом случае в топке поддерживается избыточное
давление 3000—4000 Па и дымосос отсутствует. Такой
парогенератор должен иметь плотные ограждения,
исключающие выбивание продуктов сгорания. Наиболее
эффективны парогенераторы под наддувом при сжига-
нии газообразного и жидкого топлива.

Рассмотрим подробней водяной тракт парогенерато-
ра. Питательная вода, пройдя экономайзер, поступает
в барабан 15, имеющий форму цилиндра со сферически-
ми днищами. Из барабана по опускным трубам 16 вода
подводится к нижним коллекторам экранов /7, а из них
поступает в настенные экраны. Образовавшаяся в экра-
нах пароводяная смесь от-
водится в барабан (на
рис. 2-1 показан отвод па-
роводяной смеси только из
заднего экрана по отводя-
щим трубам 8). Движение
рабочего тела по замкну-
тому контуру «барабан —
опускные трубы—экран—-
отводящие трубы — бара-
бан» называется цирк у-
л я ц и е й, а последова-
тельная цепочка элемен-
тов — ц и р к у л я ц и о н-
п ы м кон гуром. Цир-
куляция осуществляется
за счет разности плотно-
стей воды в опускных тру-

бах и пароводяной смеси в экранных и отводящих тру-
бах; такая циркуляция называется естественной.

Движение среды в циркуляционном контуре может
происходить принудительно за счет напора циркуля-
ционного насоса, установленного на опускных трубах
(рис. 2-3). Естественная циркуляция может применяться
в парогенераторе с давлением в барабане не более
19,5 МПа. При более высоком давлении разность плотно-
стей воды и пара недостаточна для создания движущего
напора циркуляции. Однако уже при давлении в бара-
бане 16,5—17,0 МПа обеспечение надежной естественной
циркуляции затруднительно. Поэтому при таком и бо-
лее высоком давлении широко применяется принуди-
тельная циркуляция.

В экранах испаряется лишь часть поступающей
в них воды. Отношение массы воды, проходящей через
циркуляционный контур, к массе получающегося в нем
пара называется кратностью циркуляции /?ц. В совре-
менных парогенераторах 7гц=4-ь8.

В барабане пар отделяется от воды — сепари-
руется— и выводится через верх барабана. Затем он
последовательно проходит потолочный экран, ширмо-
вый и конвективный пароперегреватели.

Из парогенератора пар по паропроводам направ
ляется в турбину.

Помимо рассмотренных выше барабанных парогене-
раторов с многократной естественной пли принудитель-
ной циркуляцией (/гц> 1) широкое распространение
имеют прямоточные парогенераторы, у которых /гц—1,
I. е. вся поступающая вода испаряется за один проход
через па регенерирующие поверхности.

По газовому тракту они аналогичны барабанным
пареноператорам.

На рис. 2 4 приведена схема пароводяного тракта
прямоточного парогенератора на закритическое давле-
ние. Вода из экономайзера 1 поступает в нижнюю часть
экранов топки 2, где она, нагреваясь, постепенно утра-
чивает свойства капельной жидкости. Верхняя часть
экранов 3 является паропсрсгрсвателыюй. Затем пар
проходит шпрмовый 4 и конвективный 5 пароперегре-
ватели. Все современные установки на высокие парамет-
ры пара имеют промежуточный перегрев пара, который
осуществляется в конвективном пучке 6, расположенном
между основным пароперегревателем и экономайзером.

2-2. ТЕХНИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ ТОПЛИВА

Первичным источником энергии (первичным энерго-
носителем) для тепловых электростанций является топ-
ливо — ядерпое или химическое, при сгорании1 которого
выделяется тепло. При использовании в качестве пер-
вичного энергоносителя ядерного топлива тепло выде-
ляется в результате внутриядерных реакций — распада
ядер тяжелых радиоактивных элементов — изотопа [7235
и др. В будущем станет возможным использование
в эиср| стике термоядерных реакций соединения ядер
легких изотопов в более тяжелые. Электростанции, ра-
ботающие па ядерном горючем, называются атомными
электрическими станциями (АЭС).

1 Для ядерного топлива принят термин «выгорание».
Каковы ресурсы химическою и ядериого топлива па
Земле?

На сегодняшний день в литературе оценивают запа-
сы химического топлива па планете в объеме около
12 80'0 млрд, т условного топлива, из которых уголь со-
ставляет примерно’ 11 200 млрд, т условного топлива,
природный газ 630 млрд, т условного топлива. Однако
из названных запасов извлекаемые прогнозные ресурсы
химического топлива составляет около 3800 млрд, т
условного топлива, в том числе уголь- около 2900 млрд,
т условного топлива, газ 500 млрд, т условного топ-
лива.

Мировое потребление всех энергетических ресурсов
составило в 1973 г. около 9 млрд, т условного топлива.
Прогнозируемое на 2000 г. потребление равно около
25 млрд, т условного топлива. Если предположить, что
все потребности в энергоресурсах будут удовлетворять-
ся только за счет химического топлива, то его запасов
хватит приблизительно на 150 лет. По оценкам специа-
листов запасы ядериого топлива существенно превосхо-
дят запасы химического топлива.

На обычных тепловых электростанциях используется
химическое топливо — ископаемые угли, мазут, природ-
ный газ и т. д. Энергия, заключенная в химическом
топливе, превращается в тепло в результате химической
реакции окисления — взаимодействия кислорода воздуха
с горючими веществами топлива. При высоких темпера-
турах процесс окисления протекает очень интенсивно и
называется горением.

По физическому состоянию различают твердые,
жидкие й газообразные топлива.

Важнейшей характеристикой топлива является его
химический состав.

Горючей частью топлива являются органи-
ческие вещества, состоящие из углерода С, водорода Н,
азота N, кислорода О и серы S (как органического про-
исхождения, так и входящей в состав колчедана FeS2).
Азот и кислород являются балластом, а сера- нежела-
тельной примесью. При сгорании серы образуется
SO2 — биологически вредное соединение, вызывающее
также коррозию оборудования. Кроме горючей части
в топливе содержатся вода, а также минеральная часть,
которая вместе с микроэлементами органической части
при сжигании образует золу,
72
Горючая часть топлива, Зола и вода в совокупности
образуют рабочую массу топ л ива, элементарный
состав которой записывают в виде

О’ + Нр + Ор + № + SpoP+k + Лр + 1Гр = 1 ОР/о, (2-1)
где Ср, Нр, Ор, №, Spop+k, Л₽, IW — соответственно со-
дсржапие углерода, водорода, кислорода, азота, серы
(органической и колчеданной), золы и воды, % па ра-
бочую массу (индекс «р»). Состав рабочей массы топ-
лива определяется в том его состоянии, в котором оно
поступает потребителю.

Если из топлива удалить всю влагу, тс оставшаяся
горючая часть и зола образуют сухую массу топ-
л ива. Ее состав записывают в виде

С' I 11<Ч-()с + №' + 5с + Лс=100%.

Горючая часть (без воды и золы) образует горю-
ч у то м а с с у то и л п в а. Для нее

О Iр Д. (.КNr + S‘OP+K -= 100’/о-

Количество тепла, которое выделяется при сжига-
нии 1 кг или 1 м3 (при нормальных условиях) рабочей
массы топлва, называется теплотой сгорания на
рабочую массу. Различают высшу ю теплоту
сгорания QpB и низшую теплоту сгорания Q₽H. Раз-
личие между ними состоит в том, что при определении
Qpn учитывается, а при определении QPH не учи-
тывается тепло, выделяющееся при конденсации
водяных паров, получающихся от сгорания водо-
рода п испарения влаги топлива (если охладить продук-
ты сгорания до 0°С). В СССР и странах Европы при
расчете котлоагрегатов используется низшая теплота
сгорания, так как покидающие парогенератор газы
имеют высокую температуру и содержащиеся в них во-
дяные пары не могут быть сконденсированы.

Соотношение между Qpb и Qpu

QC = Qpb — г (IJ7P + 9Нр) = Q₽B — 25Ц7Р — 225/Д,
где г — теплота конденсации (испарения).

Теплота сгорания топлива определяется лаборатор-
ным путем, ио может быть и приближенно подсчитана
по формуле Д. И. Менделеева:

Qrn = ЗЗЗСр + 1025НР - 108,5 (О₽ - Sp0P+K) - 25F₽. (2-2)
При нагревании топлива без доступа воздуха не-
устойчивые органические соединения разлагаются и вы-
деляются газообразные продукты, в основном углево-
дороды, называемые летучими. Чем больше образуется
летучих, тем легче воспламеняется н устойчивей горит
топливо, что имеет первостепенное значение при его
сжигании в топках котлов.

Количество выделяющихся летучих в процентах от
горючей массы топлива называется выходом летучих
и обозначается Кг. По ГОСТ выход летучих определяет-
ся прокаливанием топлива в течение 7 мин при темпе-
ратуре 85О°С.

После удаления летучих остается твердый остаток —
кокс. Угли, дающие сплавленный горючий остаток, идут
для приготовления металлургического кокса.

Зола топлива является его балластом, снижающим
теплоту сгорания и создающим большие трудности при
эксплуатации тепловых электростанций.

Размол кусочков угля в пыль требует затраты энер-
гии тем большей, чем тверже топливо. Отношение рас-
хода энергии на размол единицы веса эталонного топ-
лива Эр.эт к расходу энергии па размол такого же ко-
личества испытуемого топлива Эр называется лабора-
торным коэффициентом размолоспособности:

h ____5p-9t

«-Л-О- 3	•

В качестве эталонного топлива принят антрацито-
вый штыб (АШ). Для него /гл.о=1- Определение /гл.о
производится по единой для СССР методике. В пей ука-
заны тип размольного устройства (мельницы), размеры
частиц топлива до и после размола и другие показате-
ли, необходимые для однозначности результатов.

В табл. 2-1 приведены технические характеристики
некоторых энергетических топлив.

2-3. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ТОПЛИВА

Тепловые электростанции являются крупными потре-
бителями топлива. На них эффективно сооружать высо-
комеханизированные устройства для разгрузки, хране-
ния и подготовки топлива к сжиганию, а также для
удаления золы и шлака. На крупных объектах также
74
ехнические характеристики твердых и жидких топлив
легче организовать защиту атмосферы от выброса вред-
ных примесей, содержащихся в дымовых газах. Поэто-
му на ТЭС экономически целесоообразно сжигать низ-
косортные топлива с высокой зольностью и влажностью,
а бытовых потребителей, транспорт, промышленные
предприятия снабжать более качественным топливом.

Бурые угли (табл. 2-1) характерны высокой
влажностью, большим выходом летучих и сравнительно
низкой теплотой сгорания. Подавляющая часть добы-
ваемых бурых углей поступает па электростанции, рас-
положенные вблизи мест добычи, так как при дальних
перевозках они могут самовозгораться.

Каменные угли также используются в энерге-
тике, особенно высокозольные сорта (Экпбастузский
бассейн). Малозольные каменные угли с высокой теп-
лотой сгорания, а следовательно, малым весом па еди-
ницу тепла, например каменные угли Кузнецкого бас-
сейна, экономически выгодно ввозить в европейскую
часть СССР, где топлива не хватает.

Из углей Донецкого бассейна для нужд энергетики
поставляются газовые угли, малопригодные для других
потребителей из-за высокого содержания серы.

Антрациты характеризуются высоким содержанием
углерода и низким содержанием водорода и летучих.
Основное месторождение антрацита—Донбасс. Роль
антрацита как энергетического топлива постепенно
уменьшается из-за ограниченности его ресурсов.

Мазут является остаточным продуктом нефтепере-
работки. В энергетике используются высоковязкпе и вы-
сокосернистые (SP>I%) мазуты из нефтей Волго-
Уральского месторождения. Крупные месторождения
нефти имеются па Мангышлаке и особенно в среднем
течении р. Оби.

Мазут из высококачественной нефти Кавказских ме-
сторождений для энергетики не поставляется.

Природный газ — высокоэффективный вид топли-
ва. Высокая теплота сгорания, практическое отсутствие
в нем серы п золы предопределяет его использование
прежде всего бытовыми потребителями, отопительными
- котельными, а также промышленными предприятими,
расположенными вблизи городов и па городских ТЭЦ.
Зимой, когда увеличивается расход газа бытовыми по-
требителями, даже городские электростанции обычно
переходят на сжигание мазута.
2-4. РАСХОД ВОЗДУХА НА ГОРЕНИЕ

И СОСТАВ ПРОДУКТОВ СГОРАНИЯ

'При горении углерода протекает следующая реакция:

1 кмоль С+1 кмоль О2=1 кмоль СО2.	(а)

Поделив обе части равенства на массу 1 кмоля углерода
(12,01 кг), получим:

1 кгС-|- [g- цу кмоль О2 — i2~Qi кмоль СОг.	(б)

'При нормальных условиях 1 кмоль газа занимает объем 22,4 м3.
Заменив в равенстве (б) количество О2 и СО2, выраженное в кило-
молях, через объем этих веществ, будем иметь:

22,4	22,4

1 кгС-|- м3 О2 - | 9 р]- м’ СО2-	(в)

Из этого равенства следует, что для сжигания '1 кг углерода
требуется (22 4 12,01) м3 кислорода.

В I кг рабочей массы топлива содержится С₽/100 кг углерода,
и теоретически необходимое количество кислорода ( в кубических
метрах) для его полного сгорания составляет:

22,4 Ср п _
0/окисл),= |2 01’100 0.0186СР.

Аналогично подсчитывается теоретический расход кислорода
(также в кубических метрах) для полного сгорания водорода и се-
ры, содержащихся в 1 кг топлива:

22,4-0.5 Нр „
(V<’киcл)/, =	2	|Qfj=0,0555Hp;

(^,<,киcл),,, = “32	100 =0>075Рорч-к-

Масса кислорода ( в килограммах), содержащегося в 1 кг топ-
лива, составляет Ор/100. а его объем в кубических метрах

22.4 Ор

(1 ’’кисл)”” ~ ^9 Jog 0,070р.

Суммарное теоретическое количество кислорода в кубических
метрах, необходимое для полного сжигания 1 кг топлива, равно:

Т°кисл = (l’l’киcл), + ^C°Ktrcji)+ (Скисл)"' — (У’кисл)"".	(2-3 )

Так как в воздухе по объему содержится 21% кислорода, то
теоретический объемный расход воздуха V0 для полного сгорания
будет в 1/0,21 раза больше, чем расход чистого кислорода, и состав-
ляет в м3/кг:

1

Г «в = Q~2i С^исл = 0,0889 (Ср'+ 0,375Spop+k) +;0,265Нр — 0,03330р.

В действительности для горения в топку поступает количество
воздуха V„ большее, чем 1/0. Отношение

Ув

“— у в
называется коэффициентом избытка воздуха. Опреде-
лим объем газов (в м3), образующихся при сгорании 1 кг топлива.

Из соотношения :(в) следует, что при сгорании углерода, содер-
жащегося .в '1 кг рабочего топлива, образуется углекислый газ СОг
в количестве 22,4/12,01 м3 на 1 кг углерода.

Так как в топливе содержится 0/100 кг углерода, то количест-
во СО2 в м3/кг будет равно:

22,4 Ср

Vco2 = 12701 [()() 0.0186СР.

Таким же способом определяется количество SO2:

22,4 Sp<>p4-K
yso> = “32	Юб	*

Суммарное количество сухих трехатомных газов, м3/кг:
22,4	/	12	\

VROa = VCO2 + VSOs = 12,01-100 ( Ср + 32 Sp,’P+KJ ~
= 0,0186 (Ср+ 0,375 Spop+k).

Водяные пары в продуктах сгорания образуются за счет сжига-
ния водорода

22,4 Нр „.......

VHso— 2 100 °>111Ир

и испарения влаги топлива

22,4 IFP

V"hso= ~Т8~ 100 “ °-0,24К7р-

Кроме того, в воздухе, идущем на горение, содержатся водяные
пары в количестве 0,016 м3/м3, и следовательно, общее количество
паров воды, вносимых воздухом, составляет:

1 '"HrfJ = O,OIGVlt = 0,0I(iaV«lt.

Суммарное количество водяных паров в продуктах сгорания

VHao = v н2о+^',н2о + 1/'"п2о = п>|,1Нр + 0.0124ГР + 0,016aV«B.

Если а=1, то теоретический объем паров Н2О равен:

У»АО = 0,11 1Нр + 0,0124Гр + 0,016г'®,,.

В продуктах сгорания содержится азот воздуха в количестве
V'N2 = 0,79V,; = 0,79а!'%,
где 0,79— доля азота по объему в атмосферном воздухе, и азот
топлива

22.4NP	,, ,

V"ns = “28“ ]П0—0.008NP.

Суммарное содержание азота в продуктах сгорания составит:
уы = 0,79аУ»в + 0.008NP.

При а — 1 теоретический объем азота равен:

V»N> = 0,79V°B + 0.008NP.
Если a>il, то в продуктах сгорания содержится избыточный
кислород в количестве

VOj = 0,21 (VB —V«B) = 1.2П »в(а—1);

при а — 1 VO11 = 0.

Суммарный действительный объем продуктов сгорания (газов)

V г = 1' ROa + Н 1аО + 1 Na + ^Оа.	(2-4)

Суммарный теоретический объем (продуктов сгорания (a=il):
^r=VROa + l/0H2o + V°Na.	(2‘5)

Действительный и теоретический объемы продуктов сгорания
связаны соотношением

I г -= У“г + 1/ов («—)+ 0,0161/% (а — 1).	(2-6)

Теоретические объемы воздуха и продуктов сгорания некоторых
топлив приведены в табл. 2-1.

2-5. ПОДГОТОВКА К СЖИГАНИЮ

I АЗООБРАЗНОГО и жидкого топлив

Схема снабжения газом парогенератора показана на
рис. 2-5. Поступающий па электростанцию по трубопро-
водам 1 газ дросселируется с помощью клапанов 2

до давления 0,2— 0,3 МПа
и поступает в газовые ма-
гистрали котельной 3, от
которых подводится к 'па-
рогенератору. На подво-
дящих к парогенератору
трубопроводах помимо
отключающей задвижки
устанавливаются клапан
4, регулирующий подачу
газа к парогенератору и
диафрагма 5 для замера
расхода газа. В пределах
парогенератора имеется

разводка
горелке 6.

Схема
зяйства
приведена

7

Рис. 2-5. Схема снабжения па-
рогенераторов газом.

газа к каждой

мазутного хо-
электростанции
на рис. 2-6.

При доставке мазута по железным дорогам его сливают
из цистерн 1 в межрельсовые лотки 2, откуда он само-
теком стекает в приемную емкость 3 с погружным насо-
сом 4, перекачивающим топливо в основные резервуары
6. При перекачке мазута с нефтеперерабатывающих за-
водов на ТЭС по трубопроводам он непосредственно по-
ступает к резервуарам 6.

Из резервуаров по самотечным трубопроводам мазут
поступает к насосам первого подъема 8 с напором 0,6
0,7 МПа. Грубые фильтры 7 (5 отв./см2) служат для
защиты насосов от попадания в них крупных предметов.

Рис. 2 6. Схема мазутного хозяйства электростанции.

В паровых подогревателях 9 мазут подогревается до
температуры ПО—130°С. Небольшая часть подогретого
мазута отводится обратно в резервуары (рециркуля-
ция), смешивается там с вновь поступающим более хо-
лодным мазутом, благодаря чему температура в резер-
вуарах поддерживается в пределах 85—95°С.

Основной поток мазута после подогревателей про-
ходит фильтры тонкой очистки 10 (32—64 отв./см2), за-
держивающие взвешенные частицы, которые могут вы-
80
звать истирание форсунок, и насосами второго подъема
11 с напором 3,5—4,0 МПа подается в котельную. На
подводе мазута к каждому парогенератору устанавли-
вается регулятор расхода 12 и расходомер 13.

Для поддержания постоянного давления в мазуто-
проводах котельной предусматривается установка регу-
лирующею клапана 11. При повышении давления
он открывается, перепускает часть мазута в резервуар,
подача насосов увеличивается, а развиваемый ими на-
пор и, следовательно, давление в трубопроводе сни-
жаются.

Вязкость мазута существенно зависит от темпера-
туры. Для того чтобы обеспечить вязкость, необходи-
мую по условиям работы насоса, температура его долж-
на быть не ниже 70°С. Поэтому для нагрева мазута
в емкостях имеются змеевиковые подогреватели 5.
В основных резервуарах они служат лишь для началь-
ного разогрева мазута, а затем тепловой баланс под-
держивается за счет рециркуляции.

Двухступенчатая перекачка мазута обусловлена сле-
дующим:

1.	Повышается надежность работы фильтров и подо-
гревателей, поскольку они находятся под низким дав-
лением.

2.	Исключаются протечки мазута в паровое прост-
ранство, так как давление мазута меньше давления
пара, составляющего около 1,0 МПа.

3.	Уменьшается расход электроэнергии на перекач-
ку, поскольку рециркуляция для разогрева мазута в ба-
ках осуществляется пп.зкопапорпымп насосами.

4.	Насосы второго подъема, которые развивают око-
ло 80% напора, работают на горячем маловязком мазу-
те, вследствие чего их к. п. д. значительно выше, чем
у насосов первого подъема, перекачивающих более вяз-
кий мазут.

В форсунках парогенератора происходит распыл
мазута, требуемый для интенсивного безостаточного го-
рения. Чтобы получить мелкий распыл, необходимы
высокое давление мазута (около 3,5 МПа) и низкая
вязкость (не более 3—4° условной вязкости). Для до-
стижения такой вязкости мазут подогревают до НО—-
130°С. В некоторых типах форсунок распыл мазута ве-
дется с помощью пара. В этом случае такое высокое
давление не требуется.
2-6. ПОДГОТОВКА К СЖИГАНИЮ
ТВЕРДОГО ТОПЛИВА

Вагоны с углем, поступающим на ТЭС, разгружа-
ются с помощью вагоноопрокидывателя 1 (рис. 2-7)
в приемный бункер 2, откуда ленточным конвейером <3
топливо подается в узел пересыпки 4. Из узла пересып-
ки уголь может подаваться на склад по конвейеру 5,
а также приниматься со склада по конвейеру 6. По кон-

Рис. 2-7. Схема углеподачи ТЭС.

вейеру 7 поступивший из бункера уголь или уголь со
склада подается на дробление. Перед дроблением уголь
сортируется; мелкие куски угля проваливаются при
движении по наклонной решетке (грохоту) 8, а крупные
куски попадают в дробилку 9. Уголь в ней дробится,
попадая между шипами вращающихся навстречу друг
другу барабанов. В молотковой дробилке уголь падает
иа вращающиеся била и при этом дробится. Отскочив
шие от бил куски попадают па отбойные плиты и до-
полнительно измельчаются. Куски топлива размером
меньше, чем зазор между билами и нижней решеткой,
проваливаются через последнюю.

Дробление обычно ведется до кусков размером 5—
10 мм. После дробления уголь по конвейеру 10 посту-
пает в узел пересыпки главного корпуса 11, где он ссы-
пается па ленточные конвейеры 12, проложенные вдоль
всего главного корпуса. Под этими конвейерами нахо-
82
дятся бункера сырого угля парогенераторов, в которых
хранится оперативный запас топлива на 4—8 ч работы.
Тракт от вагоноопрокидывателя до бункеров угля на-
зывается топливоподачей.

Дальнейшая подготовка топлива осуществляется
в системе пылепрпготовлення (рис. 2-8). Уголь из бун-
кера подается питателем сырого угля в углсразмольную
мельницу, к которой также подводится горячий воздух
с напором 2—2,5 кПа от дутьевого вентилятора. В мель_

Рис. 2-8. Индивидуальная схема приготовления пыли с прямым вду-
вапием с молотковыми мельницами, работающими под давлением.
1 —бункер; 2— отсекающий шибер; 3 — питатель сырого угля; 4— мельница;
5 — сепаратор; 6 — распределитель пыли; 7 — пылепровод; 8 — горелки; 9 —
парогенератор; 10 — дутьевой вентилятор; 11— воздухоподогреватель; 12 —
воздухопровод; 13 — трубопровод присадки холодного воздуха; 14 — короб
вторичного воздуха; 15 - мигалка.

нице происходит размол топлива и одновременно его
подсушка теплом горячего воздуха. Частицы угля,
подхваченные потоком воздуха, содержащего также
пары влаги топлива, поступают в сепаратор, предназна-
ченный для отделения готовой пыли от недомолотого
топлива, возвращаемого в мельницу. Пылевоздушная
смесь из сепаратора по пылепроводам поступает к го-
релкам. Содержащийся в этой смеси воздух называется
первичным. Количество первичного воздуха 20—40% от
К°в. Остальной воздух подается к горелкам отдельно.

На рис. 2-9 представлена более сложная схема пыле-
приготовлепия. По этой схеме пылевоздушпый поток из
сепаратора поступает в пылеотделитель (циклон), в ко-
тором осаждается 85—90% пыли, поступающей затем
в промежуточный пылевой бункер. Из бункера пыль по-
6*	83
ступает в парогенератор по пылепроводам, в которые
она дозируется пылепптателями.

Эта схема имеет значительное гидравлическое сопро-
тивление (до 10 кПа), и напора дутьевого вентилятора
недостаточно для пневмотранспорта. Кроме того, мель-
ницы, устанавливаемые в таких системах, должны ра-
ботать под разрежением. Поэтому предусматривается

Рис. 2-9. Система приготовления пыли с промежуточным бункером.
/ — бункер; 2 — питатель угля; 3 — мигалка; 4 —нисходящий короб; 5—мель-
ница; 6 — сепаратор; 7 —циклон; в —перекидной шибер; Р —бункер пыли;
10 — шнек для передачи пыли другим системам; //—питатель пыли; 12— го-
релка; 13 — газопровод от циклона к мельиичиому вентилятору; 14— мельнич-
ный вентилятор; 15 — напорный короб вентилятора; 16 — парогенератор; /7 —
дутьевой вентилятор; 18 — воздухоподогреватель; 19 — отбор топочных газов
на сушку; 20— смеситель; 21—подвод воздуха и газов к мельнице; 22 — под-
вод вторичного воздуха; 23—клапан присадки холодного воздуха; 24— взрыв-
ной клапан.

специальный мельничный вентилятор, поддерживающий
во всасывающем тракте (мельница, сепаратор, циклоп)
разрежение, а на напорной стороне - в пылепроводах —
наддув.

Система пылеприготовления по схеме, показанной па
рис. 2-8, носит название системы с прямым вдува-
нием, а по схеме на рис. 2-9 — системы с промежу-
точным бункером. В системах с прямым вдува-
нием устанавливаются молотковые мельницы. Их
34
используют для углей с большим выходом летучих, не
требующих тонкого помола (количество пыля с разме-
рами 90 мк не более 40—60%). Принцип их работы
аналогичен работе молотковых дробилок. В отличие от
последних у них нет решетки в нижней части и готовая
пыль выносится потоком воздуха.

Для мелкого размола твердых топлив (£л.о=1-И,3)
(количество пыли с размерами 90 мкм не более 12—
15%) применяются шаровые барабанные мельницы
ШБМ. Топливо в них размалывается во вращающемся
барабане, заполненном металлическими шарами.

2-7. СЖИГАНИЕ ТОПЛИВА В ТОПОЧНЫХ
УСТРОЙСТВАХ

На тепловых электростанциях установлены пароге-
нераторы большой паропроизводительности, оборудо-
ванные камерными топками, в которых топливо сгорает
во взвешенном состоянии. В камерных топках сжигают
газообразное топливо без всякой подготовки, предвари-
тельно подогретое и распыленное с помощью форсунок
жидкое топливо и угольную пыль, вдуваемую в топку
вместе с воздухом. Для оценки тонины помола пыли
используют ситовой анализ, сводящийся к просеву про-
бы пыли через набор сит со стандартными размерами
отверстий. Показателем тонины помола является отно-
сительная величина остатка пробы пыли на сите. Так,
остаток на сите /?9о = ЗО% означает, что 30% пыли имеет
размеры, превышающие размеры отверстий данного
сита 90 мк. При размоле угля в мельницах одновремен-
но происходит его подсушка Угольная пыль обладает
способностью течь и хороню транспортируется по тру-
бопроводам с помощью воздуха. Пылевоздушпая смесь
при большом выходе летучих у исходного угля взрыво-
опасна при определенных концентрациях. Пересушенная
пыль может самовоспламеняться.

После мельницы температура пылегазовой смеси не
должна превышать: для тощего угля 130°С, для экибас-
тузского 110°С, для прочих каменных и для бурых уг-
лей 70°С.

Горение топлива — это химическая реакция окисле-
ния, скорость которой при постоянной температуре про-
порциональна произведению концентраций реагирующих
веществ, а с ростом температуры сильно возрастает.
Для того чтобы молекулы могли вступить в реакцию,
они должны обладать определенным запасом энергии,
достаточным для преодоления атомарных связей. Для
полного сгорания топлива должен быть обеспечен под-
вод окислителя к поверхности горения, что происходит
за счет диффузии. При сжигании твердого топлива
в топке оно последовательно проходит ряд стадий: по-
догрев, подсушка, газификация, сгорание летучих
веществ, сгорание частиц кокса.

При сжигании газообразного топлива имеют место
лишь две стадии - - подогрев и сгорание. Первичное сме-
сеобразование газа и воздуха осуществляется с по-
мощью горелок, в которых организуется закручивание
потока воздуха, подводимого тангенциально. Воспламе-
нение газа происходит на поверхности газовой струи и
затем распространяется на весь поток.

Природный газ может сжигаться при высоких тепло-
вых напряжениях топочного объема BQvn/VT, кВт/м3.
Здесь В — секундный расход топлива, кг/с; Ит - объем
топочной камеры, м3.

Сжигание природного газа осуществляется с избыт-
ком воздуха ат= 1,03-ь 1,05.

Горелки размещаются в несколько рядов на одной
или на двух противоположных стенках топочной камеры.

Горящий факел заполняет топочную камеру и в соот-
ветствии с уравнением Стефана — Больцмана излучает
тепло на экранные трубки, закрывающие стенки топоч-
ной камеры. Излучающая способность факела, т. е. его
степень черноты, зависит от вида топлива и способа его
сжигания. Факел в топке делится на светящуюся часть,
в которой происходит сгорание, и несветящуюся про-
зрачную часть, в которой уже нет горения. Излучение
несветящейся части факела определяется излучением
частиц золы, трехатомных продуктов сгорания и водя-
ных паров. Излучение светящейся части факела опре-
деляется излучением горящих частичек.

При сжигании природного газа факел получается
преимущественно несветящийся и степень черноты не-
велика. При сгорании мазута доля светящегося факела
и соответственно степень черноты возрастают. При сжи-
гании пыли преобладает светящийся факел.

При изменении вида сжигаемого топлива вследствие
изменения степени черноты факела меняется температу-
ра газов на выходе из топки, что влияет па условия
86
теплообмена в последующих конвективных поверхно-
стях нагрева.

При сжигании мазута воздух также закручивается
в горелках, внутри которых помещены мазутные фор-
сунки, создающие распыл мазута. Обычно применяются
механические форсунки, работающие с высоким давле-
нием мазута (около 3,5 МПа).

В мазутных топках стремятся к минимальным избыт-
кам воздуха ат = 1,02 -ь 1,03.

При неполном сгорании мазута капли его и частички
сажи могут откладываться на конвективных поверхно
стях нагрева. Хотя мазут содержит незначительное ко-
личество золы, наличие в пей ванадия создает трудно-
сти в эксплуатации. При горении ванадия образуется
пятиокись ванадия V2OS, которая, откладываясь на труб-
ках пароперегревателя в виде твердых несдуваемых
отложении, может вызвать коррозию этих трубок (так
называемая высокотемпературная коррозия, так как
V2O5 плавится при /=690°С).

При сжигании пылевидного топлива весьма важна
организация хорошего воспламенения и устойчивого го-
рения ныли. Чем больше выход летучих, тем легче вос-
пламеняется топливо. При малом выходе летучих (то-
щий уголь, антрацитовый штыб) требуется высокий
подогрев воздуха и поддержание высокой температуры
в районе горелок, что достигается закрытием экранов
в этой зоне (так называемый зажигательный
пояс). При пылевидном топливе устойчивое сжигание
пыли может быть обеспечено лишь при высоких нагруз-
ках, что лимитирует снижение нагрузки парогенерато-
ров. Для пылевидного топлива применяют как круглые
(турбулентные) горелки с закручиванием потока возду-
ха, так и прямоточные горелки. Пыль поступает в горел-
ку вместе с первичным воздухом, который уже прошел
мельничную систему и имеет низкую температуру (70—
130°С). Горячий вторичный воздух подается в улитку
горелки, где закручивается, и на входе в топочную ка-
меру перемешивается с пылевоздушной смесью. Топки
современных парогенераторов выполняются как с сухим
(для тугоплавких углей, например экибастузский, для
углей с большим выходом летучих или с высокой влаж-
ностью), так и с жидким шлакоудалением.

В топке с жидким шлакоудалением экранные трубы
в нижней части топки ошипованьг и покрыты огнеупор-
пой массой. Жидкое шлакоудалепие способствует улав-
ливанию значительной части (свыше 50% против 15%
при сухом шлакоудалении) золы в виде шлаков в топ-
ке, что снижает золовой износ конвективной части. При
этом частички золы оплавляются и теряют в значитель-
ной мере абразивность. Следует отметить, что при этом
летучая зола также в значительной мере снижает и
свою электропроводность, что сильно затрудняет ее
улавливание в электрофильтрах.

При жидком шлакоудалении применяют двухкамер-
ные топки, в которых первая камера имеет полностью
ошипованные экраны и является камерой сгорания,
а вторая камера, отделенная от первой трсхрядпым
ошипованным пучком труб, является камерой охлажде-
ния газов. В камере сгорания достигается весьма высо-
кое напряжение топочного объема (600—950 кВт/м3).

Дальнейшим развитием двухкамерных топок явля-
ются циклонные, работающие по принципу вихревых
топок. Если в обычных факельных топках частицы пыли
движутся вместе с тазами и время пребывания их в то-
почном объеме равно времени пребывания в нем газов,
в вихревых топках частицы пыли остаются в циклопе
до тех пор, пока не обгорят настолько, что выходящий
поток газов сможет вынести их из циклонного предтоп-
ка во вторую камеру жидкого шлакоудалении. Находят
применение горизонтальные и вертикальные циклонные
предтопкп.

2-8. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС И К. П. Д. ПАРОГЕНЕРАТОРА

Тепловой баланс парогенератора составляется на
1 кг (1 м3) рабочего топлива.

Приходные статьи теплового баланса следующие:

1)	теплота сгорания топлива Q%;

2)	физическое тепло топлива

Qin~ Стп^тп,
где СтЛ, tin — соответственно теплоемкость топлива пего
температура;

3)	тепло, воспринятое воздухом, идущим па горение,
при подогреве его вне котлоагрегата:

Qb.BHU1 = (/пОД /х.в)Р,

где /под, /х.в — энтальпия теоретически необходимого ко-
личества воздуха для сжигания 1 кг (1 м3) топлива
88
после подогрева вне парогенератора п энтальпия холод-
ного воздуха; р отношение количества воздуха, подо-
гретого вне парогенератора к теоретическому расходу
воздуха;

4)	тепло пара, используемого для распыла мазута,
Q,j,-W('-2500),

где It7,!, расход пара па распыл 1 кг мазута; I— эн-
тальпия пара.

Величина

Qpp = Qp„ QT„ Q

B.BIIIII + Q.|>	(2-7)

называется р а с и о л а г а е м ы м т е и л о м парогенера-
тора. Практически	за исключением случаев

подогрева воздуха паром в калориферах.

Расходные статьи теплового баланса следующие:

1)	(сило, воспринимаемое водой и паром,

Ql,=t/uc(Alc~ Gi.h) “Ьс/п.п (i и.и <-н.п) •	(2_8)

Здесь d„(, - количество острого пара, получающегося
в парогенераторе па 1 кг топлива; cfK.n—количество
пара, поступающего на промежуточный перегрев, на
1 кг топлива; im, zr,.n— энтальпия перегретого пара и
питательной воды; z"n.n, z'n.n — энтальпия пара па вы-
ходе и входе в промежуточный пароперегреватель;

2)	потери тепла с химической неполнотой сгорания
Q3. Эти потери обусловлены присутствием в дымовых
газах несгоревших соединений СО, Н2 и СНц

3)	потери тепла с механической неполнотой сгора-
ния Q',. В летучей челе и шлаке содержится некоторое
количество пестревшего твердого топлива — уноса
(в золе) и провала (в шлаке). Тепло этого несгоревше-
го топлива и есть Q>,;

4)	потери тепла в окружающую среду через ограж-
дающие конструкции топки и газоходов Q5. На элек-
тростанциях Q3 и Q4 определяют химическим анали-
зом дымовых газов, золы и шлака, a Q5 — ио опытным
данным;

5)	потерн с физическим теплом шлаков

где Ошл — доля золы топлива, превращаемой в шлак;

Апл — температура шлака: cs— теплоемкость шлака;
6)	потери тепла с уходящими газами

Qz = (/ух — /х.в) (1 —	(2'10)

где /ух — энтальпия продуктов сгорания уходящих газов
1 кг топлива при температуре за парогенератором
(обычно 120 15()°С); /Х11 энтальпия холодного возду-
ха, температура которого принимается равной 30°С
(воздух забирается из-под кровли котельной).

В последнем равенстве

/Ух=/°гН«ух -!)/%,
где /°г, /°в — энтальпия продуктов сгорания и воздуха
при а=1; аух —избыток воздуха в уходящих газах.

Приравнивая количества подведенного и отведенного
топлива, получаем:

Qi + Q.i+Q/i + Qs+'Qc.	(и)

Расходные статьи теплового баланса выражают
в процентах от Qpp

и тогда равенство (а) можно записать в виде

<71 + <72+<7з+<74+<75+<7б== 1'00%.

Величина (<7i = Qi/Qpp) 100% есть количество тепла,
воспринятого паром и водой (в процентах); опа назы-
вается коэффициентом полезного действия
парогенератора:

Лиг=<71 = 100— (q2+qs+q^+q$+qe) 	(2-11)

Потеря тепла с уходящими газами q% является наи-
большей и равна 5—10%- Потеря тепла с механическим
недожогом qt равна 0,5—6% и зависит от вида угля.
Чем больше выход летучих, тем меньше q%. Для жидких
топлив и газа <74=0. Потеря с химическим недожогом
в современных топках равна нулю, но она появляется
при переходных режимах — растопке, форсировке. По-
теря тепла в окружающую среду от наружного охлаж-
дения составляет 0,4—0,5%. Потеря тепла со шлаками
при жидком шлакоудалении составляет 1—2%. Сум-
марная величина потерь составляет 7—15%, а к. п. д.
парогенератора брутто, который учитывает только те
пловые потерн, равен 85—93%.
Полное количество тепла, которое надо подвести
к парогенератору, чтобы получить £>Пе кг свежего пара
и перегреть кг пара в промежуточном пароперегре-
вателе

Q_  Dne (гПе — 'п.в)+/Л1.п((,,п.п—i'n.ti)
поли —а
'in. г

Для этого в парогенераторе необходимо сжечь то-
пливо в количестве

q Ополи Дпе('пе—'п.в) 4~ Дп.п (1"п.п—i п.п)	]2)

Qpp	ОРр^п.г

Количество острого пара, получаемого в парогенера-
торе за 1 ч, называется паропроизводительпостью. Если
в соотношении (2 12) /2||(. и представляют собой ча-
совые расходы пара, то Н часовой расход топлива на
парогенератор.

2-9. ОСНОВЫ РАСЧЕТА ПОВЕРХНОСТЕЙ
НАГРЕВА ПАРОГЕНЕРАТОРА

Тепловой расчет производится для определения необходимой
поверхности теплообмена и параметров обогреваемой и греющей
сред в различных элементах котлоагрегата. Расчет производится по
единой методике с использованием уравнений теплопередачи и теп-
лового баланса.

Поверхности нагрева, располагаемые в топке, должны обеспечить
восприятие такого количества тепла, чтобы продукты сгорания на
выходе из топки имели температуру несколько ниже, чем точка
плавления золы, т. е. 950—1150 °C.

'Количество тепла, воспринимаемое водой и паром в топке на
1 кг сожженного топлива,

Qa =<P(Qt—/"т) ,
где

Qt = (QPji + /'тл + Q<]> + Qb)-——--------тепловыделение в топ-

ке; QB — тепло, (вносимое в топку воздухом на 1 кг топлива; Г'т —
энтальпия продуктов сгорания 1 кг топлива при температуре на вы-
ходе из тонки; <р=1—<д/100 коэффициент, учитывающий потери
тепла в окружающую среду.

В топке происходит лучистый теплообмен между продуктами
сгорай ни я и лучевоспринимающими поверхностями нагрева (экрана-
ми). Расчет размеров и лучевоспринимающих .поверхностей произво-
дится по соотношению, в основу которого положены законы Стефа-
на — Больцмана и (Кирхгофа.

Приращение энтальпии обогреваемой среды в топке определяет-
ся по уравнению теплового баланса:

BQn

ДГтоп ~ Ппе '
В современных КоТлах A(TOn= 1'200-Ml400 кДж/кг, а теплота
парообразования г» 1000 кДж/кг. Так как ДгТоп>г, то, следова-
тельно, часть тепла, воспринятого рабочим телом, расходуется
на догрев воды до кипения (при некипящем экономайзере) и на
перегрев пара.

Расчет поверхностей, находящихся в газоходах, производится
по формулам конвективного теплообмена с учетом специфики паро-
генератора загрязнения золой, неполного обтекания труб потоками
газа и т. д. Для каждого пакета составляется уравнение теплового
баланса:

<рВт(1"-Г) - D{i" i'),	,(2-1й)

где Вт—расход топлива па парогенератор; D — расход рабочего
тела '(пара или воды) через пакет; /', I"— энтальпия продуктов сго-
рания на входе в пакет и па выходе из него; i', i" — энтальпия ра-
бочего тела на входе в пакет и на выход из него.

Искомой обычно является величина Г (остальные величины
либо известны, либо ими задаются).

Определив Г', находят соответствующую этой эпталышп темпе-
ратуру газов за пакетом п затем определяют (поверхность «агрева Н
ио соотношению

Q

II	.	(2 14)

ЛД/ср.Л

где Q=Z),(i"—I') тепловоспрмягие пакета.

Из теплового расчета определяют также температуру металла.
Это необходимо для расчетов элементов парогенератора на проч-
ность, поскольку от температуры зависит допустимое напряжение
в металле.

2-10. РАБОТА МЕТАЛЛА ПОВЕРХНОСТЕЙ

НАГРЕВА

Поверхности нагрева парогенератора испытывают
высокое внутреннее давление и имеют весьма высокие
температуры стенки. Повышение температуры металла
приводит к снижению предела прочности и предела те-
кучести при длительном пребывании под нагрузкой. По-
следнее явление называется ползучестью Под пределом
ползучести понимают такое напряжение, при котором
деталь по истечении 10 тыс. ч получит остаточную де-
формацию па 1%. На электростанциях осуществляется
периодический контроль за остаточными деформациями
труб и коллекторов, работающих при температуре
450°С и выше.

Пределом длительной прочности называется напря-
жение, при котором деталь разрушится через 100 тыс. ч
работы.

Высокая температура, помимо отрицательного влия-
ния па прочностные показатели металла, приводит
92
к окалинообразовашио, т. е. к газовой коррозии, след-
ствием которой является отслаивание поверхностных
слоев окисленного металла труб.

Под действием внутреннего давления в трубе (или
в цилиндрическом сосуде) возникают аксиальное, тан-
генциальное и радиальное напряжения. Расчет на проч-
ность ведется по приведенному напряжению Опр, Н/м2:

Опр —

p(DB + s-C)
2sf

(2-15)

Здесь р — расчетное внутреннее давление (избыточ-
ное), Н/м2; Пв—внутренний диаметр, м; s — толщина
стенки, м; (р — коэффициент прочности, учитывающий
ослабление прочности из-за огнерстип.

При выборе толщины стенки s (м) пользуются той
же формулой, подставляя в нее вместо приведенного
допускаемое напряжение:

где Сприбавка к расчетной толщине стенок, учиты-
вающая технологические допуски. Обычно С= (0,064-
0,01 )s. Величина ол(И[ определяется как наименьшее из
следующих значений:

°В ,	От	од.п

Одон — 2~б ’ Одоп — Т~5 ’	Одоп —' ГТ-'

(2-17)

Здесь От — предел текучести; ид.п — длительная проч-
ность; ов — временное сопротивление растяжению, Н/м2.

Величина оЛОп зависит от температуры, снижаясь
с ростом последней. Поэтому при одном и том же внут-
реннем давлении повышение температуры вызывает уве-
личение толщины стенки. При одинаковой толщине
стенки повышение температуры приводит к снижению
допустимого внутреннего давления.

Для того чтобы трубы, работающие при высокой
температуре, противостояли действию ползучести и ока-
линообразовапню, их надо выполнять из легированных
сталей. Применяются стали перлитного и аустенитного
класса. Аустенитные стали являются высоколегирован-
ными с суммарным содержанием никеля и хрома около
25%. Как отмечалось выше, в настоящее время аусте-
нитные стали применяются весьма ограниченно из-за их
высокой стоимости. Перлитные стали разделяются на
углеродистые и легированные. Количество легирующих
добавок у последних невелико
Принятое условное обозначение марок сталей отра-
жает их состав, так как каждая буква обозначает леги-
рующий элемент, а цифра за ней—содержание этого
элемента в процентах. Если за буквой цифра нс про-
ставляется, то данного элемента в стали меньше 1%.
Цифра до первой буквы указывает содержание углеро-
да в сотых процента. Так, марка стали 12Х1МФ озна-
чает: легированная сталь с содержанием углерода
О, Г2%|, хрома 1%, молибдена и ванадия меньше одного
процента каждого.

Для изготовления труб используют углеродистую
сталь 20 и легированные стали 15ХМ, 12X1 МФ,
15Х1М1Ф, 12Х2МФСР, аустенитную сталь XI8Н12Т и др.
Зависимость величины оДОп от температуры можно по-
казать па примере стали 12Х1МФ:

t, *С.................. 250	300	400	500	580

адоп, МПа...........	166	159	145	126	53

В случае чрезмерного повышения температуры стен-
ки при заданном давлении труба приобретает остаточ-
ную деформацию, стенка при этом растягивается, уто-
няется, напряжение растет вплоть до разрушения. Раз-
рыв экранных или перегревательных трубок приводит
к аварийной остановке парогенератора. Поэтому очень
важно поддерживать допустимый температурный режим
во всех элементах парогенератора.

В первый период эксплуатации парогенератора име-
ет место отбраковка дефектных сварных стыков, что
приводит к частым аварийным остановкам, т. е. к пони
женной надежности. Высокая надежность поверхностен
нагрева обеспечивается правильным выбором сталей,
интенсивным охлаждением металла труб движущимся
в них рабочим телом - водой и паром, равномерной
раздачей но параллельно включенным трубам воды и
пара и равномерным их обогревом.

Неравномерность раздачи и обогрева называется
р а з в е р к о й. При большой неравномерности темпера-
тура в отдельных трубах может превысить допустимую
и привести к аварии.

Причиной разрушения элементов парогенератора мо-
жет быть коррозия. Среди многочисленных проявлений
коррозии поверхностей нагрева наиболее опасна высо-
котемпературная коррозия пароперегревателей п низко-
температурная коррозия воздухоподогревателей.
Высокотемпературная коррозия вызывается отложе-
нием на трубках пароперегревателей пятиокиси ванадия
V2O5 и имеет место лишь при сжигании мазута в паро-
генераторе с высокой температурой перегретого па-
ра. Для предотвращения коррозии в иастояще время
рекомендуется вводить в мазут специальные жидкие
присадки.

Низкотемпературная коррозия происходит из-за кон-
денсации паров, содержащихся в дымовых газах, на
степках воздухоподогревателей, при некоторой темпера-
туре, называемой «точкой росы».

При температуре точки росы дымовых газов пар-
циальное давление водяного пара /лцо выше, чем при
температуре насыщения чистых водяных паров, что
объясняется присутствием в дымовых газах серного
ангидрида. Серный ангидрид, содержащийся в дымовых
газах, вместе с конденсатом паров образует серную
кислоту, разъедающую металл. При сжигании мазута
коррозия предотвращается введением в топочные газы
порошка доломита (MgCO;<-СаСОл), который нейтра-
лизует серную кислоту. При сжигании твердого топлива
коррозию стремятся предотвратить, повышая темпера-
туру стенки воздухоподогревателя. Для этого осуществ-
ляют либо рециркуляцию воздуха, подавая часть горя-
чего воздуха на всас дутьевого вентилятора, либо паро-
вой предварительный подогрев воздуха до температуры
80—90°С. Последний также весьма эффективен и при
сжигании мазута.

Из-за опасности низкотемпературной коррозии при
сжигании сернистых топлив приходится повышать тем-
пературу уходящих газов.

2-11. ВОДНЫЙ РЕЖИМ ПАРОГЕНЕРАТОРА

.Пар, вырабатываемый в парогенераторе, должен обладать вы-
сокой чистотой. Содержание в насыщенном паре различных приме-
сей не должно превышать допустимых значений. В противном случае
эта вещества могут выпадать из пара и давать отложения в паро-
перегревателе, в арматуре паропроводов, в регулирующих клапанах
турбины и в проточной части турбин. Занос проточной части турбин
солями приводит к сужению проходного сечения для пара и к повы-
шению давлений .пара по ступеням, что приводит к снижению про-
пуска пара и .соответственно мощности. Легкорастворимые отложе-
ния могут удаляться при промывке турбин, которая осуществляется
при сниженной нагрузке посредством впрыска в пар конденсата.

Труднорастворимые отложения могут быть удалены лишь меха-
ническим путем при остановке турбины,
Для предотвращения солевых отложений в тракте «пароперегре-
ватель— турбина» насыщенный пар должен отвечать соответствую-
щим нормам.

'1. Содержащие 'Соединений натрия в паре:

при р = 9,0ч-10,0 МПа Си = 2С0 мкг/кг;

при р>10,0 МПа Сп = 50д-80 мкг/кг.

2.	Содержание кремпекислоты'в паре (в пересчете на SiO^““)

при р^=7.0 МПа Сп=2<)-:-30 .мкг/кг.

3.	Содержание свободной углекислоты:

при /> =4 .Ок-10.0 МПа Сп=5 : 10 мкг/кг;

при />>10,0 МПа С„ = 2-ь7 мкг/кг.

У.нос солей паром объясняется способностью пара высокого дав-
ления растворять неорганические соеднне1Ы1я.

Наиболее сложны условия в прямоточиом парогенераторе, где
вся питательная вода полностью превращается в пар и все содер-
жавшиеся в пен вещества либо переходят в пар, либо откладыва-
ются в тракте парогенератора, а именно иа тех участках, где закан-
чивается парообразование '(переходная зона).

В барабанах парогенераторов растворенные в воде вещества мо-
гут попадать п нар с каплями влаги, увлекаемыми паром. Унос со-
лей паром в этом случае зависит не только от количества захва-
ченной паром влаги, по и от концентрации солей в котловой -воде.
Для обеспечения минимальной влажности пара служат сепарацион-
ные устройства в барабане парогенератора, отделяющие влагу от
пара. Промывка лара питательной водой и на дырчатом листе по-
зволяет заменить влагу, увлеченную из котловой воды с высокой
концентрацией солей, влагой из питательной воды, содержащей не-
значительное количество солей. Солевой баланс барабанного паро-
генератора складывается следующим образом. Соли поступают в ба-
рабан парогенератора с питательной водой в количестве Dn.nCnn.
Здесь Сп.в—солесодержапне питательной воды, мг/кг. Удаляются
соли с продувочной 'водой в количество DupCnp, где Спр — солесо-
держаиие котловой воды, мг/кг. Незначительное количество солей,
составляющее D„eCu, уходит с паром (Сп— солесодержапне пара,
мг/кг). Расход питательной воды Dn.n равен расходу пара 'на тур-
бину Do плюс расход добавочной химически очищенной воды Dx,„,
которая восполняет потери рабочего гола па станции DyT п потерн
с продувкой Dnp:

Пп.в =Do 4- £)уТ 4- Dnp ~7)1:с-|- 7)jiP.	(2-18)

Уравнение солевого баланса парогенератора

Т^ивб/цв = DucCII|D,i|/?ii|,	(2-19)

млн

[Do4-DутDup) в = (Du 4-/7ут)Сп4-DnpCnp.	(2-20)

Из этого уравнения находим величину продувки:

Do (Сп.в - Сп) + Dyr (Сп.в - Сп)

ь'пп —	г-' г	•	(z-zij

Спр---- Сп.в

.Величина продувки котлов p=Dnr/Dne-100% должна составлять
от 0,3—0,5 до 3,0% в зависимости от способов подготовки химиче-
ски очищенной добавочной воды. Нормы чистоты пара были приве-
дены выше. Нормируется также щ общее солесодержание котловой
(продувочной) воды Спр, которое для современных барабанных
90
парогенераторов составляет величину 1500- -6000 мкг/кг в зависи-
мости от давления пара и конструкции парогенератора.

Нормируется также качество питательной воды — отдельно для
барабанных парогенераторов и для парогенераторов, не имеющих
непрерывной продувки (прямоточных).

Соли, растворенные в воде находятся там в виде ионов — кати-
онов и анионов. Качество воды характеризуют суммарным содер-
жанием катионов .(плп анионов), находящихся в растворе.

С iHoBi.iiHeiincM температуры растворимость в воде солей жест-
кости снижается, чю приводит к отложению накипи. При химиче-
ской очистке поды последняя освобождается от солей жесткости н
поэтому жесткость питательной волы незначительная. Соли жест-
ко т.н могут попадать в конденсат с присосами охлаждающей воды
в коп ic.iic.'iTope. Щелочность — суммарное содержание в воде анио-
нов що.|оч<й При пулевой или 'Незначительной щелочности вода
агрессивна как слабая кислота.

Содержание кремниевой кислоты II2SiO.i называется кремнесо-
держаиисм. Кремниевая кислота дает наиболее трудноудаляемые
отложения, особенно на лопатках турбины. Кремниевая кислота уда-
ляется при глубоком обессоливании воды.

Нормируется также содержание в воде кислорода, который вы-
зывает коррозию металла. Кислород удаляется нз питательной воды
при деаэрации последней.

Деаэрация питательной воды является весьма ответственным
процессом, обеспечивающим падежную работу котлоагрегата. При-
меняется в основном термическая деаэрация и как дополнение
к ней — химическая деаэрация.

Термическая деаэрация основана па том, что при доведении
жидкости до кипения растворенные в .пей газы выделяются. Следо-
вательно, надо доводить воду до кипения л удалять выделяющиеся
при этом га пл. Агрессивными являются кислород и углекислый
гач. Термическая деаэрация осуществляется в специальных
аппаратах — деаэраторах. Подогрев воды до кипения осуществ-
ляется за счет подвода пара, который берется из отбора турбины.
Деаэраторная колонка, в которой протекает процесс деаэрации,
обычно вваривается в горизонтальный бак для питательной воды.
Деаэрированная подл сливается в этот бак п из пего поступает к пи-
тательным насосам

Также нормируется содержание в воде соединений железа и
меди, которые могут давать плохо растворимые в воде отложения.

Особенно жесткие требования предъявляются к питательной во-
че прямоточных парогенераторов. В установках с прямоточными
парогенераторами предусматривается очистка конденсата после кон-
денсатора, состоящая из фильтра для обезжелезивания и фильтра
смешанного действия, в котором осуществляется замещение катионов
па ион II*- и анионов на ион ОН-. В результате получается пол-
ностью обессоленный конденсат.

Поскольку в прямоточных парогенераторах 'имеются отложения
солей и продуктов коррозии, эти парогенераторы при каждом пуске
подвергают водной промывке горячим конденсатом, при которой из
тракта парогенератора выводятся растворимые в воде отложения
натрия, кальция и магния. Для удаления нерастворимых в воде от-
ложений периодически производят химическую промывку, используя
раствор щелочи пли кислоты.
После окончания .монтажа перед пуском парогенератора произ-
водят предпусковую химическую очистку парогенератора для удале-
ния оставшихся внутри поверхностей нагрева продуктов коррозии,
сварочного грата, песка, масла и т. п.

Выше говорилось о том, что потери пара и конденсата воспол-
няются химически очищенной 'водой. Последняя получается в ре-
зультате химической очистки сырой воды, которая берется обычно из
системы технического водоснабжения электростанции.

После коагуляции, в результате которой из воды удаляются
взвешенные частицы, м механических фильтров вода пропускается
через ионнообменныс фильтры. Вначале вода проходит через катио-
яиттовые фильтры, ,в которых катион заменяется водородом. Этот
способ хнмводоочистки называется Н-катиопнропаппем. Для глубо-
кого обессоливания воду дополнительно пропускают через апиоин-
товые фильтры, в которых анионы замещаются ионом ОН. В ре-
зультате общее солесодержа1пие снижается до нескольких долей мил-
лиграмма -на килограмм воды.

2-12. РЕГУЛИРОВАНИЕ И ЗАЩИТА

ПАРОГЕНЕРАТОРОВ

Система регулирования парогенератора предназначается для
обеспечения безаварийной экономичной выработки требуемого коли-
чества пара заданных параметров.

Схема регулирования питания барабанных парогенераторов во-
дой (рис. 2-10) осуществляется с помощью трсхнм.пульсных регуля-
торов.

Рис. 2-10. Схема регулирования питания барабанных парогенера-
торов.
При отклонении уровня воды в барабане от нормального -им-
пульс от уровнемера 2 поступает на регулятор питания 1, который
во < гействует на питательный клапан 5, изменяющий расход воды
h i парогенератор. При резком изменении нагрузки уровень воды
в барабане может выйти за допустимые пределы, поскольку вмести-
мость барабана невелика, а для изменения проходного сечения
в клапане требуется .некоторое время. Чтобы предупредить это яв-
-leniie, к регулятору питания подаются еще два импульса: от 'изме-
рителен расхода ияра 3 и воды 4. Если расход пара Dne больше, чем

Рис. 2 11. Схема регулятора нагрузки парогене-
ратора.

расход питательной воды £)пв, то. не ожидая изменения уровня
в барабане, поступает опережающий импульс на открытие клапана,
а если £)п.в>Впе, то наоборот.

Соотношение между расходом топлива и паропроизводмтель-
ностыо котлоагрегата иоддсржп'вается с помощью регулятора на-
грузки (рис. 2 11). Если количество топлива, поступающего в котлы,
не соответ! тпуег требуемому расходу пара на трубипе, то давление
в паровой магистрали изменяется (при .недостатке топлива оно сни-
жается). С .помощью датчика 4 импульс от -изменения давления по-
ступает на -регулятор нагрузки 1, а от пего па регуляторы топлива 2
каждого из параллельно работающих парогенераторов. Эти регуля-
торы в свою очередь воздействуют па механизмы, изменяющие рас-
ход топлива па парогенератор 3: пылепитатели в системах с проме-
жуточным бункером, питатели сырого угля в системах с прямым
вдуванием пыли, клапаны, регулирующие подачу газа ила! мазута.
К регулятору топлива каждого парогенератора, помимо импульсов
от регулятора нагрузки, поступают также импульсы от расхода пара
5 и скорости изменения давления в барабане 6. Если потребность
в паре .не изменилась, а на одном из парогенераторов уменьшилась
паропроизводмтелыюегь вследствие каких-либо внутренних причин
(например, уменьшился расход мазута из-за засорения форсунок),
то по импульсам от изменения расхода пара и от скорости падения
давления в барабане регулятор топлива увеличит открытие клапана
на мазуте. Это повлечет за собой увеличение расхода мазута, и па-
7*	99
роп|ройзвид'П'1ельность данного парогенератора восстановится, а па-
раллельные парогенераторы режима не изменят. Иначе говоря,
сохранится распределение нагрузки между параллельно работающи-
ми агрегатами.

В парогенераторах высокого давления регулирование

температуры перегрева пара осуществляется впрыском
в него воды (рис. 2 12).

По импульсу от датчика температуры пара за кот-
лом регулятор температуры / воздействует па клапан 2,

Рнс. 2-12. Схема регулирования
пературы перегретого пара.

который увеличивает пли
уменьшает количество во-
ды, подводимой к пароох
ладителю 3 для впрыска
в пар, уменьшая его тем
пературу 'в большей или
меньшей мере. Таким ре-
гулятором повысить тем-
пературу нельзя. Поэтому
пароперегреватель рас-
считывают па большее
тепловоспрпятие, чем это
нужно для получения за-
данной температуры. Бла-

годаря этому запасу ста
ловится возможным под-
держание необходимого

перегрева соответствующим уменьшением впрыска воды
при отклонениях в сторону уменьшения тепловосприятия

в пароперегревателе.

Для обеспечения необходимой чистоты пара впрыс-
киваемая вода должна иметь почти такую же чистоту,
как и пар. Питательная вода прямоточных парогенера-
торов удовлетворяет этому требованию, и се использу-
ют для впрыска. В барабанных парогенераторах тре-
бования к качеству питательной воды менее жесткие, и
ес нельзя впрыскивать в пар. Поэюму у барабанных
парогенераторов для впрыска используется дистиллят.
Его получают в специальном конденсаторе пз сухого

насыщенного пара.

В парогенераторе также регулируется подача возду-
ха на горение и производительность дымососа воздей-
ствием на направляющие аппараты дутьевых вентиля-
торов и дымососов.
Для предотвращения повышения давления пара в па-
рогенераторе он снабжается автоматически открываю-
щимися предохранительными клапанами, выпускающи-
ми пар в атмосферу. При перерыве в питании парогене-
ратора водой if.nn недопустимом упуске уровня воды
в барабане и в ряде других случаев предусматривается
автоматическое прекращение подачи топлива п останов
парогенератора. При аварийном останове одного из
дымососов или вентиляторов автоматически по блоки-
ровке отключится часть горелок и парогенератор пере-
водится на сниженную нагрузку.

2-13. ТИПЫ ПАРОГЕНЕРАТОРОВ

В настоящее время парогенераторы большой паро-
пропзводительности (от 220 т/ч и выше) выпускаются
котлостроптельными заводами в СССР па следующие
параметры пара:

9,8 МПа, 54(ГС; 13,75 МПа, 5бО°С (только для ТЭЦ);

13,75 МПа, 515ПС с иромнерегревом до 545'°С (только
для ГРЭС);

25 МПа, 545°С с иромнерегревом до 545°С.

Па закритическое давление выпускаются, естествен-
но, только прямоточные парогенераторы, а на другие
параметры — также и барабанные. Конструкция паро-
генераторов зависит не только от паропроизводителыю-
стн и параметров, по и от вида сжигаемого топлива.
Так, например, парогенераторы паропропзводптель-
постыо 420 т/ч па 13,75 МПа (130 кгс/см2), 545°С вы-
пускаются семи типов: для каменных углей, АШ, при-
родного газа, мазута и одновременного сжигания двух
и даже трех видов топлива.

Для парогенераторов приняты следующие обозначе-
ния:

Е--с естественной циркуляцией, II прямоточные
без промперсгрева; Еп и Пи — то же, по с промперегре-
вом; первая цифра после букв—паропропзводитель-
пость, т/ч; вторая — абсолютное давление пара, кгс/см2.

При сжигании газа или мазута после цифр ставятся
буквы «г» или «м», а для парогенераторов на оба то-
плива «гм»; для парогенераторов на твердом топливе
с жидким шлакоудалением после цифр ставится бук-
ва «ж».
Рис. 2 13. Разрез парогенератора ПП-2600-255ж.

1 — пылеугольная горелка; 2 — нижняя радиационная часть; 3 — средняя радиа-
ционная часть; 4 —ширмы 11 ступени пароперегревателя; б, б — ширмы II сту-
пени пароперегревателя; 7 — верхняя радиационная часть; 8, 9 — промежуточ-
ный пароперегреватель,
В обозначении парогенераторов, сжигающих твердое
топливо с «сухим» шлакоудалением, буквы после цифр
отсутствуют. Примеры обозначений:

Г 420/140 парогенератор с естественной циркуля-
цией, £)im=420 т/ч, абсолютное давление рас= 140 кгс/см2,
па твердом топливе с сухим шлакоудалением;

Ни 1000/255ж прямоточный парогенератор с про-
межуточным перегревом, £)пс=1000 т/ч, абсолютное
1.1 в. it-п но	255 кгс/см2 па твердом топливе с жидким

ш. 1зкоудалеппсм;

Еп-670/130гм -- парогенератор с естественной цирку-
ляцией, с промежуточным перегревом, £>Пс = 670 т/ч,
абсолютное давление />ш- 140 кгс/см2, для работы па
I a ie п мазуте.

(’.онремепиые Koi.Toarpcr.Tгы имеют либо П-образную,
либо I обр 1 шую компоповку. Последняя получается
при выносных воздухоподогревателях регенеративного
типа. Встречается также Т-образная компоновка, при ко-
торой с обеих сторон от топки размещаются две конвек-
тивные шахты. Эта компоновка применяется для много-
зольных м лей с абрачшной золой (экибастузский
уголь), так как позволяет <а счет увеличения сечения
для проход! газов снизить их скорость.

Па рис. 2-13 приведен разрез прямоточного котло-
агрегата Пп-2600-255ж. Этот котлоагрегат состоит и?
двух одинаковых корпусов с суммарной паропроизводи-
тельностью 2600 т/ч. Возможно оставление в работе
одного корпуса при аварийном выходе из строя другого
корпуса. Котлоагрегат имеет топку с жидким шлако-
удален нем, предназначенную для сжигания ЛШ.

Itoi котлоагрегат устанавливается в блоке с турби-
ной 800 МВт.

I лапа третья

ТУРБИННЫЕ УСТАНОВКИ

3 I. ОБЩИЕ ПОНЯТИЯ О ПАРОВЫХ ТУРБИНАХ

Лопастные машины, преобразующие тепловую энер-
гию или потенциальную энергию рабочего тела в меха-
ническую работу па валу или осуществляющие сжатие
жидкости или газа за счет механической энергии, под-
водимой к валу, называются трубомашинами.
Рис. 3-1. Схема одноступенчатой
турбины.

соплах, был рассмотрен в §

Турбомашины первого типа называются турбинами.
Преобразование энергии в турбине происходит в два
этапа (рис. 3-1). Вначале поток пара расширяется и,
следовательно, ускоряется в неподвижном сопле 1 или
в группе параллельных сопл (сопловой решетке). При
этом его тепловая энергия убывает, а кинетическая уве-
личивается. Из неподвижных сопл поток пара поступа-
ет в каналы, образован-
ные рабочими лопатками 2
(рабочая решетка), закре-
пленными па диске 3, же-
стко соединенном с вра-
щающимся валом 4. В ра-
бочей решетке протекает
второй этап: кинетическая
энергия потока превраща-
ется в механическую ра-
боту вращения ротора
турбины (вала с дисками
и лопатками).

Процесс перехода теп-
ловой энергии в кинети-
ческую, протекающий в
-14. Механизм превраще-

ния кинетической энергии в работу обусловлен центро-
бежными силами, возникающими при повороте потока,
протекающего в каналах рабочей решетки.

Совокупность соплового и лопаточного аппаратов
называется турбинной ступенью. Турбина может
быть как одноступенчатой, как на рис. 3-1, так и много-
ступенчатой (рис. 3-2). В многоступенчатой турбине
чередуются неподвижные сопловые и рабочие решетки.
Для ускорения потока пара, протекающего в соплах,
необходимо, чтобы давление перед соплами было
больше, чем за соплами р\.

В зазоре между сопловой и рабочей решетками дав-
ление не меняется и, следовательно, перед рабочей ре-
шеткой оно тоже равно pi. Давление за рабочей решет-
кой р2 может быть равно давлению pi или меньше его.
Если pi=p2, то в каналах рабочей решетки поток не
ускоряется. Если же р£>ръ то в каналах рабочих реше-
ток происходит ускорение потока. Ступени первого типа
называются активными, а второго типа — ступе-
нями с р е а к ц и е й.
Турбины различаются по направлению движений по-
тока рабочего тела. На рис. 3-1 и 3-2 приведены схемы
турбин, в которых направление потока рабочего тела
параллельно осн вращения. Такие турбины называются

Рис. 3-2. Схема многоступенчатой турбины.

1 — ротор; 2, 3 — рабочие лопатки; 4, 5 — сопловые лопатки.

осевыми. На рис. 3-3 представлена турбина ради-
ального типа. В ней поток пара движется по ради-
усу от оси вращения к периферии.

В дальнейшем будут рассматриваться только паро-
вые турбины осевого типа, так как радиальные паровые
турбины в энергетике СССР практически не применя-
ются.

3 2. ТЕЧЕНИЕ ПОТОКА В СОПЛАХ

При обратимом адиабатном процессе скорость исте-
чения потока из сопл в соответствии с (1-81) равна:

С it ==: 2 (io	iia) —р С2о = р^2Йс.а -р С20,	(3-1)

где	/ica=i0—ila — изоэптроппйный теплоперепад

(рис. 3-4).
В действительном процессе из-за трения и вихрей
скорость будет меньше теоретической:

^-==<р<1,	(3-2)

Рис. 3-3. Схема радиальной турбины.

1 и 8 — лопатки; 2 и 7 — диоки; 3 и 6 — валы; 4 и S — пароподводящие трубы.

Таким образом, действительная скорость истечения
определится из (3-1) п (3-2) с помощью равенства

с, = <fCu ~ <р у2hca -J- с2о -	(3-3)

Потеря кинетической энергии от трения и вихрей со-
ставит:

△Ле = -2----------2—^(1-?*).

(3-4)

Из равенств (3-1) и (3-4) следует:
3-3. ТРЕУГОЛЬНИКИ СКОРОСТЕЙ

На рис. 3-5 дана схематическая развертка ступени
осевой активной турбины по окружности, проходящей
через середину лопаток средней окружности. На этом

же рисунке показаны векторы скоростей в разных точ-

ках развертки. 11а выходе из сопл
поток имеет абсолютную ско-
рость < направленную по каса-
тельной к выходным кромкам
сопловых лопаток. Скорость сд
образует угол ей с плоскостью
вращения рабочего колеса. Рабо-
чет- колесо, в каналы которого
этот поток поступает, вращается
с угловой скорое изо то. Окруж-
ная скорость точек на средней
окружности равна:

u = Dcrf0-=^^-,	(3-6)

где Иц, — диаметр средней ок-
ружности; и частота вращения
ротора.

Скорость потока относительно

ширепия пара в сопле
турбины.

рабочих лопаток на

входе в каналы рабочей решетки Wj определяется по
общим правилам механики как геометрическая разность

векторов Ci и и:

W1 ~ Cl — и.

(3-7)

Векторный треугольник, i рафпчески изображающий
эго равенство, называется входным треугольником ско-
ростей.

Как видно из рис. 3-5, направление вектора w, со-
впадает с направлением касательной к входной кромке
рабочих лопаток. Это делается для того, чтобы улуч-
шить обтекание потоком рабочей лопатки и свести
к минимуму потери при преобразовании кинетической
энергии потока в механическую работу в лопаточном
аппарате.

При выходе с рабочих лопаток поток имеет некото-
рую относительную скорость w2. Абсолютная скорость
с2 потока за рабочими лопатками определяется как гео-
метрическая сумма окружной скорости и и относитель-
ной скорости w2:

с, —	(3-8)
Рис. 3 5. Tpeyiодышки cKopocicii осевой акошпой паровой турбины.

Векторный треугольник, графически изображающий
последнее равенство, называется выходным треугольни-
ком скоростей.

3-4. ПРОЦЕССЫ В РАБОЧИХ ЛОПАТКАХ

Если бы в активной ступени течение в канале про-
исходило без трения, то относительные скороегп па вхо-
де н выходе из рабочих лопаток были одинаковы. При
наличии трения

(3-9)

где ф — коэффициент скорости для лопаток.

Потеря кинетической энергии в лопатках активной
ступени

л /	И'21	К'22	И,21	Z1  „ч	/О 1 СП

△Лл — 2	2	2	(	(3-Ю)

откуда

__W2!	д f	/О 1 /Л х

~2	2	bJi.f	(3-10а)

В ступени с реакцией пар расширяется нс только
в соплах, но и в каналах рабочих лопаток (рис. 3-6).

Изоэнтропа 1-2а соответствует идеальному процессу
расширения в рабочем канале без трения и вихрей. Дей-
108
i тигельный процесс изображается линией 1-2. Отпоси-
гельная скорость потока в идеальном процессе

= 2 (Z i — Z2a) —|- W2! = 2йл.а 0У21.	(3- 1 1)

1} реальном процессе опа будет меньше:

— =ф<1.	(3-12)

11:	после дпих равенств получим:

гп., 'регь/ — 1^2/1.,!.а-j- w2i = ]/2/г.„.а4'2 + &Уг1ф2-	(3-13)

Нотерн в лопатках ступени с реакцией равны:

=	=	_ф2).	(3-14)

11з равенств (3-11) и (3-1'1) следует:

к'г=^..а	ДЛ-	(3-15)

( iMH'iii. ( реакцией характеризуется степенью реак-
ции (I, равной отношению нзоэптропийного теплоперепа-
Ш па рабочих лопатках к сумме изоэнтропийпых тепло-
перепадои в соплахи лопатках:

Р	(3-16)

При р 0,5 ступень называется реактивной.

3-5. УРАВНЕНИЕ ЭЙЛЕРА

Рис. 3-7. Составляющие векто-
ров абсолютной скорости.

Рис. 3-6. Процесс расширения па-
ра в ступени с реакцией
и с2— скорости потока на входе и выходе из рабочей решетки, то
изменение количества движения потока при его протекании в кана-
лах решетки равно:

ЛР=7И(с1—с2).	(3-17)

Составляющая количества движения потока, направленная по
касательной к средней окружности лопаток, изменится иа величину
APu=M(ciu—с2и) —M(ctcos ai—c2cos аг),	(3-48)

где Ci„, с2м—окружные составляющие скоростей щ и с2 (,рис. 3-7).

Изменение количества движения лз .направлении оси вращения
APa=Af(cla—с2а) =M(Ci sin ai—c2sin а2).	(3-19)

Так как изменение количества движения за единицу времени
равно силе, то, поделив равенство (3-17) на t, получим:

М

F == — (Ci — с2) = т (Ci — с2),	(3-20)

где F— сила, действующая ма лопатки; m=M[t — секундный расход
рабочего тела.

Из равенств (3-18) и (3-19) аналогично получим выражения для
окружной и осевой сил:

Fu = пг (Сщ — cau) = т (c'i cos иц — с2 cos а2);	(3-21)

Fa~ т (c’ia — с2а) - т (щ sin 04 — с2 sin а2).	(3-22)

Для осевой турбины величина

Nn=FuU—m(ciu—Сги)и	(3-23)

есть работа иа лопатках силы Fu за единицу времени или мощность.
Сила Fa работу не совершает, так как в осевом направлении
ротор не перемещается. Работа, совершенная I кг рабочего тела на
лопатках осевой турбины, равна:

1л	—с2и) U-	(3-24)

У радиальных машин окружные скорости иа входе в лопатки ut

и на выходе из них и2 не одинаковы, и для этих машин
во равенство

/л ===Ct uWl—CiuU2.

Из треугольников скоростей можно записать:

2ci и и t=c2i+u2i—w2i; 2сг и иг=с22+п22—w2i.

Подставляя эти выражения в (3-25), получаем:

c2i — сг2 _ ш22 — ш2, _ n2t — «2г

/л =	2	+	2	+	2	‘

справедли-
(3-25)

Для осевых турбомашин ni = U2=n, и тогда

С21—с22 w2s — W2l
1л =	2	+	2

(3-26)

(3-26а)

3-6. ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

ТУРБИННОЙ СТУПЕНИ

Подставим в равенство (3-26) значения величин c’i/2 и w2J2
из (3-5) и (3-15):

С20	С22	К>21	К>21

/л = he.а Д- ~~2	~2	2 + а ~2 hha',
отсюда следует

/л — he.а 4~ йл а 4~	4~ Айд 4~ Айв.с) >	(3-27)

где iAAB.c=c2s/2—потеря с выходной скоростью из ступени.

Так как hc.a+hn.a~ha (см. рис. 3-6), то

/л = йа + ~2	(^!с 4*	4~ Д^в.с)-	(3-28)

Если бы процесс истечения протекал обратимо без потерь
(Айс — Miл=0) и вся кинетическая энергия потока использовалась

Рис. 3-8. Энергетический баланс турбинной ступени.

бы для получения работы (сг=0 и, следовательно, ДйВс=0), то
была бы получена максимальная теоретически возможная работа,
называемая располагаемой энергией ступени.

Действительная работа на лопатках всегда меньше, чем ho'-

С2о	с20

ho — йс.а 4~ ^л.а 4~ ~2	4“ ~2~*	(3-29)
Совершенство рабочего процесса в ступени характе-
ризуется относительным к. п. д. иа лопатках

С20

ha “9” — (Дкс Ч- АЛЛ Ч~ Д^в.с)

т — С) _ Д__________________________________

Ло	Ло	—

= ] _ а^+.^.71-.а/,"-ч 1 _ __ вл - ^.г, (з-зо)

Ло

где

р. ЛЛС р ЛЛл t Л.Лцс

•— относительные потери в соплах, рабочих лопатках и
с выходной скоростью.

При проектировании турбин стремятся получить воз-
можно большее значение тр,.Это достигается за счет
применения высокоэкопомпчиых профилен сопловых и
рабочих лопаток, для которых <( п ф близки к единице.
У современных турбин <р 0,964-0,97 и ф = 0,95-М),96.
Уменьшение потерь с выходной скоростью достигается
за счет рационального соотношения между скоростью
потока и окружной скоростью, а также правильного вы-
бора углов входа и выхода потока из сопл и рабочих
лопаток. Для ступени активного типа минимальные по-
тери с выходной скоростью будут при «[=0 и при усло-
вии, что

(3-31)

Практически принимают «1= 12ч-14° и тогда
(и! Ci) опт=0,454-0,48.

Для реактивных ступеней (р—0,5) минимальные по
терн с выходной скоростью будут при

(3-31а)

При р<0,5 (активная ступень с реакцией)

(3-315)

Помимо рассмотренных в турбинной ступени имеют-
ся еще три вида потерь:
112
а)	из-за протечек пара через зазор между вращаю-
щимся валом и неподвижными диафрагмами, в которых
крепятся сопла, Д/гПр;

б)	от влаги, содержащейся в паре, при его расши-
рении под кривой насыщения Д/г'вл (эта потеря обуслов-
лена тем, что частицы влаги движутся медленней пара
п входят в каналы рабочих лопаток не по касательной
к их передней кромке, а под углом; в результате капли
ударяются о спинку лопатки и тормозят вращение ро-
тора);

в)	из-за сил трепня, возникающих при вращении ди-
ска, к которому крепятся лопатки в паровой среде, и
вентиляционного эффекта A/zT.n. Этот эффект имеет ме-
сто лишь в первых ступенях некоторых турбин, о чем
будет сказано ниже. Из-за этих потерь работа, совер-
шенная паром в ступени и называемая внутренней ра-
ботой /,, будет меньше, чем работа па лопатках:

/z 1л	(АЙпр ~ф“ А/Гвл ~ф" АЙт. в) — ho — (&hc "ф" А/Тл ~ф*

-ф A/inp —ф А/гВл  ф A/z,.n -ф- АЛв.с)-	(3-32)

Если с=0, то /zu=/za и тогда

z== ha— (Д/ц -ф- А/гл -ф- Д/гВл -ф- A/zi-.b -ф- A/Znp -ф- Айв.с). (3-32а)

Отношение внутренней работы к располагаемой
энергии ступени

-^с+ел-Нпр-НвлЧ-М (3-33)
или

(З-ЗЗа)

называется внутренним относительным к. и. д. ступени.
Здесь

*ирЙо ’ 5вл — ТАГ; 5т-в— ~hT

~ коэффициенты потерь с протечками, от влажности,
на трение и вентиляцию.

На рис. 3-8 показан процесс расширения пара в тур-
бинной ступени с реакцией. Процесс расширения пара
в соплах изображается линией 0-1, а в рабочих лопат-
ках — линией 1-2. Отрезки A/zc и Айл соответствуют по-
терям в соплах и лопатках. Остальные потери, являю-
щиеся общими для всей ступени, отнесены к концу
8—444	1 io
йроЦесса расширения. На выходе из рабочих лопаток па-
раметры пара соответствуют точке 3, а кинетическая энер-
гия потока равна	В зависимости от конст-

рукции турбины дальнейшее движение потока может
быть различным. Поток может затормозиться, давление
его при этом не изменится (изобарное торможение),
а энтальпия возрастет на Л/гп.с (отрезок 3-4') и пара-
метры пара за ступенью будут соответствовать точке 4
с энтальпией й.

Величина

Ai — Z’o—Zi

называется действительным теплоперепа-
д о м.

Значение h, может быть определено следующим образом.

Если пренебречь незначительной 1пепараллелыюстыо изобар рг и
pi, то из рис 3-8 следует, что

Гт ~ пО'=А/ic-	(а)

Так как

00" = 1'т Айд Айвд -V Айт.в Айдр + Айв.с “Ь й* (б)
и

ha=00",	(в)

то из i(a), (б) и |(в) получим:

й/ = йа — (Айс Айл "В Айвл -|- Айу.в -р Айдр -р Айв.с). (3-34)
Сопоставляя (3-32а) и (3-34), убеждаемся, что внутренняя ра-
бота равна действительному теплоперепаду в ступени: й=й«.

Используя соотношения (3-33) и (З-ЗЗа), будем иметь:

Й,-=1Цо1Йа.	(3-35)

Когда на входе в ступень поток располагает кинети-
ческой энергией с20/2, то

hi = i)oz (ha -f-— tioiha.	(3-35а)

Если, поток, выходящий из лопаток, не тормозится, то все рав-
но его кинетическая энергия в данной ступени не используется и
работа й также равна й,.

Однако условия работы пара в последующей ступени при за-
торможенном и незаторможенном потоках различны. Когда поток
тормозится, располагаемая энергия в последующей ступени равна
адиабатному теплопадепию (отрезок 4-5). При незаторможенном
потоке располагаемая энергия потока складывается из кинетической
энергии йв.с (отрезок 4'-3) и адиабатного теплопадения 3-5'.

Так как

(4'-3) +1(5-5') >\(4-5),

то, где это возможно, поток на выходе из лопаток не затормажи-
вают.

Если известны внутренний относительный к. п. д. ступени Цоь
располагаемая энергия й0 и секундный расход пара т, то внутрен-
няя мощность ступени

ЛГ<с1=тйо»)о«=щ/ц.	(3-36)
3-7. ПРОЦЕСС РАСШИРЕНИЯ ПАРА
В МНОГОСТУПЕНЧАТОЙ ТУРБИНЕ

Для того чтобы обеспечить оптимальное значение
и/С[, теплоперепад в ступени должен составлять 40—
60 кДж/кг. Полный теплоперепад в современных турби-
нах составляет 1200 1400 кДж/кг, и следовательно, пар
должен проходить через 25—30 ступеней. По конструк-
тивным соображениям группируют по 5-12 ступеней

Рис. 3-9. Цилиндр турбины с активными ступенями.

в одном корпусе. Каждая такая группа называется ци-
линдром. На рис. 3-9 показана конструктивная схема
восьмнступспчатого цилиндра. Пар подводится в каме-
ру 1 п затем к соплам первой ступени 2. На вал наса-
жены диски 3 с лопатками 4, между которыми помеще-
ны сопла промежуточных ступеней 6 и диафрагмы 5,
препятствующие перетеканию пара помимо сопл. От-
работавший пар выходит через выхлопной патрубок 7.

На рис. 3-10 приведена t, s-диаграмма процесса рас-
ширения пара в многоступенчатом цилиндре. Потери
в отдельной ступени приводят к увеличению энтальпии
пара на выходе из ступени и одновременно к увеличе-
нию располагаемого теплоперепада последующей ступе-
ни из-за расхождения изобар (Ла<йа3).

В результате получается, что сумма располагаемых
п

теплоперепадов всех ступеней hai оказывается больше
»=1
распологаемого теплоперепада по изоэнтропе i0— /к.а~Яа:

2 Ла» = Л/а(1 + ат),	(3-37)

1=1

где ат>0 называется коэффициентом возврата тепла.

Располагаемая энергия ступени 1ц> = ha -ф- больше
располагаемого теплоперепада, поскольку для данной
ступени Со есть выходная скорость с2 предыдущей сту-
пени. Только после регулирующей ступени п за послед-
ней ступенью каждого цилиндра кинетическая энергия
практически полностью переходит в тепло, увеличивая
энтальпию потока. Внутренняя мощность турбины есть
сумма внутренних мощностей ступеней:

М,-=2 (М(СТ)А,	(3-38)

k-\

где z — число ступеней; N{Ci — мощность /г-н ступени,
определяемая равенством (3-36).

Если расход пара через все ступени одинаков, то из
(3-36) и (3-38) получим:

Ni = 2 mhi.k = m 2 fli’ k'	(3-39)

л=1	fe=i

где hi,k — действительный теплоперепад в /г-i’i ступени.

В ряде случаев из промежуточных ступеней турбины
выводится некоторое количество пара для подогрева
воды, идущей на питание котла, пли для отдачи его
внешним потребителям (на рис. 3-9 за пятой ступенью
показана камера, из которой отбирается пар). Когда
через различные ступени проходит разное количество
пара, соотношение (3-38) принимает вид:

М=2 mkhi-k’	(3-40)

fe=i

где nik — расход пара через k-ю ступень.

3-8. ГЕОМЕТРИЧЕСКИЕ РАЗМЕРЫ
ТУРБИННЫХ СТУПЕНЕЙ

При расширении пара его абсолютное давление ме-
няется от начального (12,7—23,5 МПа) до конечного
(0,0035—0,004 МПа). При этом объем его увеличивается
116
в 1000 раз и больше. Вследствие этого с уменьшением
давления должны увеличиваться и проходные сечения
лопаток и сопл.

Высота лопаток определяется в зависимости от про-
пуска пара т иа основании уравнения сплошности или
неразрывности:

mv2—Fczsin аг,

где c2sin«2 — осевая составляющая скорости пара па
выходе из рабочих лопаток; v2 — удельный объем пара
в том же сечении; F—-
проходное сечение ра.

бочсй решетки,

(3 41)



где /л — высота
чей лопатки; J
средний диаметр
пени.

рабо-

ту-

Подставляя значе-
ние F из (3-41) в урав-
нение расхода, получа-

ем формулу для
деления высоты
патки:

опре-
ло-

mv2

с a sin а2пОср ‘  (3-42)

Таким образом, вы-
сота лопаток, завися-
щая от объемного про-
пуска tnvz, растет с по-
нижением давления.

При проектирова-
нии первых ступеней,
работающих при высо-
ких давлениях пара,
возникает проблема
обеспечения такой вы-

Рис. 3-10. Процесс расширения naps,
в многоступенчатой турбине.

соты лопаток, при кото-

рой будет достаточно высокий внутренний относительный
к. п. д. Дело в том, что коэффициенты потерь в соплах и
на лопатках уменьшаются с ростом высоты лопаток. То
же самое относится к коэффициенту потерь с утечками
gyT. Этого можно достичь, уменьшая с?, что всегда це-
лесообразно, и угол аг. Можно также уменьшить Dcp.
Однако это не всегда целесообразно по следующим со-
ображениям. Как уже указывалось, для обеспечения
малых потерь с выходной скоростью должно выбирать-
ся оптимальное отношение u/ct. Для активной турбины
(п/ci) ош'=0,5.

Так как	и Ci = jZ2/z0 то,

/2Ло = О,5,

откуда

эт2£>2СрИ2

1800

(3-43)

Из этого равенства видно, что с уменьшением Оср
примерно в 1,4 раза теплоперепад в ступени уменьшает-
ся в 2 раза и увеличивается число ступеней турбины,
что приводит к ее удорожанию. На основе технико-эко-
номических и конструктивных расчетов в современных

Рис. 3-11. Паровпуск турбины.

/—4 — сопловые коробки.

турбинах для ступеней, работающих в парс высокого
давления, средний диаметр принимается равным 1000—
1200 мм, а минимальные высоты лопаток (кроме первой
ступени, о которой будет сказано ниже) составляют
50—60 мм.

Для того чтобы увеличить высоты лопаток первой
ступени, которая называется регулирующей, при не-
больших начальных объемных расходах пара (до 40—
118
45 тыс. м;’/ч), их конструируют следующим образом.
Свежий пар подводится не по всей окружности, а лишь
по дуге с углом у (рпс. 3-11 и 3-12), и пар проходит
лишь через те рабочие лопатки, которые в данный мо-
мент времени находятся против сопл. Доля этих лопаток
от общего их количества

(3-44)

называется парциальностью ступени.

Для ступени с парциальностью проходное сечение
рабочей решетки получим аналогично (3-41):

в = ЗЫ> 7tZJ'P/” — s^ciZ

(3-45)

где

. ___ mvt

ж ес2 Sin а2п£)Ср*

(3-46)

Из последнего равенства видно, что при парциаль-
ном подводе /л возрастает, так как е<1.

За ступенью с парциальностью предусматривается
камера, аналогичная камере за первой ступенью на
рис. 3 9. В пей скорость с2 гасится, пар заполняет всю
камеру и последующая ступень парциальности не имеет.

Повышение начального давления пара приводит
к уменьшению объема пара и снижению высоты лопа-

Сопла

Диафрагма с полным
подводом пара

Диафрагма с парциальным
подводом пара

Рис. 3-12. Конструкция диафрагм с полным и парциальным подво-
дом пара.
Ток первых ступеней п, следовательно, к снижению 1)о«
первых ступеней. Кроме того, при этом повышается
влажность пара в последних ступенях, что приводит
к снижению последних ступеней. Поэтому для тур-
бин малой мощности при малом пропуске пара эффек-
тивность повышения начального давления снижается и
может быть даже сведена па нет из-за снижения цщ.
У турбин большой мощности с большими пропусками
пара высота лопаток первых ступеней достаточна при
самых высоких давлениях пара.

При проектировании последних ступеней турбины,
особенно самой последней, где абсолютное давление
пара мало, а удельные объемы велики, возникает проб-
лема обеспечения заданного пропуска пара при пре-
дельной высоте лопатки. Последняя определяется
условиями прочности, причем нагрузка от центробежных
сил па вращающуюся лопатку пропорциональна квадра-
ту окружной скорости II.

В настоящее время выполняют лопатки последней
ступени высотой около 1 м при среднем диаметре около
2,3 м и частоте вращения ротора п=3000 об/мин.

При таких размерах окружная скорость па среднем
диаметре

3 000 „ „	/

и = тс— 2,3 — 360 м/с.

Ы)	1

Принятая скорость истечения щ^бОО м/с является
практически предельной для суживающихся сопл.

При таких скоростях n/ci=360/500==0,72, что значи-
тельно выше, чем оптимальное значение w/ci для актив-
ной ступени, равное 0,5. Поэтому последние ступени
делаются со значительной степенью реакции. В этом
случае оптимальное значение u/ct возрастает до 0,7—•
0,8, т. е. становится близким к его фактическому значе-
нию. Для увеличения пропускной способности послед-
них ступеней возникает необходимость принимать вы-
сокие значения Cz, а следовательно, и Дйв.с- Обычно
в турбостроении принимают:.

Д/гЕС= (0,02-4-0,025) До,

где Но — располагаемый теплоперепад в турбине.

Для современных турбин Но—14004-1600 кДж/кг и,
следовательно, Л/?в.с = 28-н40 кДж/кг, что соответствует

С2 = V'2Kh^c = 180-=- 280 м/с.
Рис. 3-13. Схема мпогоцплнпдровой турбины большой мощности.

Если пропускная способность последней ступени не-
достаточна, то для увеличения пропускной способности
турбины п части низкого давления приходится дубли-
ровать последние cry пени, применяя двухпоточный ци-
линдр низкого давления, как па рис. 3-13, или два и
даже три таких цилиндра.

3-9. КОНДЕНСАЦИОННОЕ УСТРОЙСТВО

Чем ниже давление пара за турбиной, тем больше
располагаемый теплоперепад. Для того чтобы понизить
давление пара па выходе из турбины, его направляют
в специальное устройство, называемое конденсатором,
в котором поддерживается низкое абсолютное давление,
равное 0,005—0,0035 МПа. Устройство конденсатора
схематично показано па рис. 3-14.

Вода с температурой tni через входной патрубок по-
ступает в трубки конденсатора и выходит через выход-
ной патрубок при температуре /в2, нагреваясь на A/i =

Рис. 3-14. Конструктивная схема конденсатора.

1 — патрубок для выхода воды; 2— крышка водяных камер; 3 — водяные ка-
меры; 4— трубные решетки; 5 — корпус конденсатора; 6— пароприемиая гор-
ловина; 7 —трубки; в—сборник конденсата; 9 — патрубок для подвода воды;
III -патрубок для удаления воздуха;
— tB2—tBl за счет тепла конденсирующегося пара. Пар
в конденсатор поступает через горловину, заполняя
межтрубное пространство внутри корпуса. Нагрев воды
в конденсаторе определяется пз теплового баланса:

ДЛ

Дк (Gt -- 1'к} __ 1к ---- 1'к

cGo.b	ст

(3-47)

Здесь /к и 1'к — энтальпия пара, поступающего в кон-
денсатор, и образующегося конденсата, который стекает
в сборник и затем откачивается пз пего насосом; с —
теплоемкость воды; GOE, DK—расход охлаждающей
воды и пара в конденсатор; m=G0.E/DK— кратность
охлаждения.

Для того чтобы тепло конденсации пара можно было
отводить к воде, его температура конденсации tK долж-
на быть выше температуры воды на выходе iB2 на вели-
чину Д/2:

tx = tsi Д/2 == G1	Д/ I —Д^2 = /в1 -j КС1п К 1- △G-

(3-47а)

В современных турбинах т~ 40-^70; Д/2—4Ч-5°С;
iK—i'tt= 22004-2300 кДж/кг; с=4,19 кДж/(кг-°С); отсю-
да /к~^Б1+ 14.

Расчетная температура охлаждающей воды на вхо-
де в конденсатор обычно 12 20°С и, следовательно, =
= 2б4-34°С.

При такой температуре конденсации абсолютное
давление пара в конденсаторе рк=0,0035-к 0,0045 МПа.

Из (3-47а) следует, что величина /к, а, следователь-
но, и рк зависит от уровня температуры охлаждающей
воды /В1 и от ее расхода G0B. Увеличение кратности
охлаждения т позволяет снизить /к и углубить вакуум,
но это требует дополнительных затрат. При снижении
нагрузки турбины величина DK снижается, что приводит
к углублению вакуума.

Углубление вакуума в конденсаторе влечет за собой
увеличение удельного объема пара и2, что приводит
к увеличению с2, а следовательно, к увеличению потери
с выходной скорости Д/zn.c. При некотором вакууме
в конденсаторе дальнейшее углубление его не приводит
уже к увеличению мощности из-за возникновения кри-
тического режима в рабочих лопатках. Такой вакуум
называется предельным,
122
3-10. РЕГУЛИРОВАНИЕ ПАРОВЫХ ТУРБИН

При .работе турбины вращающий момент, развиваемый ма валу
гурбины, преодолевает полезный реактивный момент генератора,
а также .момент, вызываемый потерями в подшипниках. При нару-
шении равенства этих моментов .меняется частота вращения ротора
турбины. Для поддержания равенства указанных моментов, а сле-
довательно, равенства развиваемой турбиной мощности и нагрузки
генератора служит автоматическое регулирование скорости. Основ-
ным элементом системы регулирования паровой турбины является
регулятор скорости, который реагирует на изменение числа оборо-
тов. В качестве регулятора скорости может использоваться центро-
бежный регулятор, вертикальный вал которого приводится во вра-
щение от вала турбины посредством червячной передачи. В верх-
ней части вертикального вала регулятора подвешены два груза,
перемещение которых иод действием центробежной силы вызывает
перемещение муфты pci улян>ра. Перемещение муфты регулятора
в свою очередь вызывает перемещение сливных клапанов на масло-
проводе системы регулирования и тем самым изменение давления
масла, что определяет перемещение золотника, управляющего пода-
чей масла к масляному сервомотору.

Перемещение последнего вызывает изменение открытия регу-
лирующих клапанов и, следовательно, изменение подачи пара
в турбину.

Парораспределение бывает двух типов: дроссельное и сопловое.
При дроссельном парораспределишв изменение подачи лара в тур-

Рис. 3-15. Процесс расши-
рения пара в регулируемой
ступени.

Рис. 3 16. Процесс расширения пара
в турбине при дроссельном парорас-
пределении.

бину осуществляется за счет прикрытия дроссельного клапана, что
сопровождается дросселированием пара. Давление, устанавливающе-
еся за дросссельным клапаном, пропорционально пропуску пара че-
рез турбину.

При сопловом парораспределении подача пара осуществляется
через последовательно открывающиеся клапаны. При полностью
Открытых клапанах Дросселирование пара отсутствует. Однако при
частичном открытии одного из клапанов поток пара, проходящий
через «его, подвергается дросселированию. При малых нагрузках
в области работы первого клапана осуществляется уже чисто дрос-
сельное регулирование

При частичных нагрузках сопловое парораспределение экономич-
нее, чем дроссельное. Однако в мощных современных турбинах для
упрощения конструкции идут на применение дроссельного регули-
рования, которое позволяет также работать со скользящим началь-
ным давлением пара.

Рис. 3-17. Принципиальная схема регулирования паровой турбины.

При сопловом парораспределении первая 'ступень является регу-
лирующей с парциальным подводом пара. На рис. 3-15 показано рас-
ширение пара в регулирующей ступени. При снижении расхода пара
давление в камере регулирующей ступени снижается пропорциональ-
но пропуску пара через последующие ступени и, следовательно, рас-
полагаемый теплоперепад па регулирующей ступени возрастает.
Коэффициент полезного действия регулирующей ступени ниже к. п. д.
последующих ступеней и снижается с уменьшением пропуска пара.

На рис. 3-16 показан процесс в турбине с дроссельным парорас-
пределением. При снижении пропуска пара процесс перемещается
вправо, что приводит к повышению температуры и сухости пара
в последних ступенях.
На рис. 3-17 приведена принципиальная схема регулирования
паровой турбины. Движение штока регулирующего клапана 1 осу-
ществляется посредством .масляного привода, называемого сервомо-
тором. Последний представляет собой цилиндр 3, в котором под дей-
ствием давления масла перемещается поршень 2. Масло подается
в сервомотор масляным насосом 5 через маслопровод 6 и золотни-
ковую коробку 4. При среднем .положении цилиндрического золот-
инка 7 доступ масла к обеим полостям цилиндра сервомотора за-
крыт и поршень находится в среднем ,положении; перемещение муф-
ты центробсЖ|Пиго регулятора скорости 9, достигаемое при помощи

z7

Рис. 3-18. Схема регулирования с двойным усилением.

рычага 8, приводит к перемещению золотника 7. Конец рычага 8
соединен в точке 71 со штоком .регулирующего клапана, что обеспе-
чивает обратную связь золотника сервомотора.

Рассмотрим действие регулятора при изменении нагрузки турби-
ны та величину AN при индивидуальной работе турбины на потре-
бителя. При снижении нагрузки нарушится равенство вращающего
момента па валу турбины и реактивного момента генератора, в ре-
зультате чего частота вращения турбины увеличится. На увеличение
числа оборотов будет реагировать центробежный регулятор, грузы
которого разойдутся, что вызовет перемещение муфты регулятора
вверх и соответствующее опускайте золотника. Золотник отойдет от
своего среднего положения и откроет доступ масла в цилиндр сер-
вомотора. Поршень сервомотора опустится и прикроет регулирующий
клапан в такой мере, чтобы сниженный расход пара развил мощ-
ность, соответствующую новой нагрузке. Опускание поршня сервомо-
тора будет сопровождаться опусканием рычага, в результате чего
золотник окажется в среднем положении.

На рис. 3-18 приведена более совершенная схема регулирования
конденсационной турбины. Это схема с двойным усилением посред-
ством сервомоторов 3 и 5, в которой первое звено имеет проточную
гидравлическую передачу. Центробежный регулятор скорости 1 сое-
динен с .проточным золотником 2, который изменяет открытие окна
Ц и тем самым управляет давлением масла рх в импульсной систе-
ме, соединенной с сервомотором 3 первого звена усиления. Масло
й импульсную систему подается через диафрагму /о с постоянным
сечением.

Поршень сервомотора 3 нагружен пружиной и соединен с зо-
лотником 4 главного сервомотора 5. Золотник 4 в своем среднем
положении полностью отсекает поток масла, поступающего к цилинд-
ру сервомотора 5, и поэтому называется отсечным.

При повышеинии числа оборотов турбины муфта центробежного
регулятора 1 перемещает проточный золотник 2 и гем самым уве-
личивает открытие сливного сечения fx, в результате чего понижает-

Рпс. 3-19. Статическая характе-
ристика регулирования скоро-
сти.

ся давление импульсного масла.
При снижении давления импульс-
ного масла поршень сервомотора
3 под действием пружины подни-
мается и при этом перемещает
вверх отсечной золотник 4, вызы-
вая тем самым опускание поршня
главного сервомотора 5. Опускание
поршня главного сервомотора
приводит к прикрытию регулирую-
щих клапанов и уменьшению впу-
ска пара в турбину. В то же вре-
мя золотник 4 возвращается
в среднее положение штоком
поршня главного сервомотора (об-
ратная связь). Что касается порш-
ня сервомотора первого звена уси-
ления 3, то он достигает положе-

ния равновесия между пружиной
и давлением импульсного масла.

На рис. 3-49 приведена зависимость между мощностью турбины
N и частотой вращения п. Эта зависимость определяется тем, что
каждому положению муфты регулятора скорости соответствует,
с одной стороны, определенное положение клапана, а следовательно,
определенный пропуск пара в турбину и определенная мощность и,
с другой стороны, определенная частота вращения.

Зависимость N от п называется статической характеристикой
регулирования. При изменении мощности от 0 до A\i частота вра-
щения снижается от «2 до п,. Отношение неравномерности /г2—ni
к 'номинальной частоте вращения называется степенью неравномер-

ности регулирования:



/?нсм

(3-48)

В схеме регулирования, показанной на рис. 3-17, предусмотрено
устройство 9, а 'в схеме на рис. 3-18 — устройство 6, называемое
синхронизатором. 'При перемещении точки Е меняется также поло-
жение муфты регулятора, т. е. меняется положение статической ха-
рактеристики последнего (это показано на рис. 3-19 пунктиром).

При пуске турбины с помощью синхронизатора 'можно менять
частоту вращения ротора турбины и синхронизировать их с часто-
той 'электрической сети. После 'включения генератора в электриче-
скую сеть частота вращения ротора турбины соответствует частоте
в энергетической системе, а синхронизатор, меняя открытие клапа-
нов, позволяет менять мощность, развиваемую турбиной.
Каждая турбина снабжена автоматической защитой, отключаю-
щей подачу пара в турбину путем закрытия быстродействующего
стопорного клапана при чрезмерном повышении частоты вращения.
Кроме того, защита срабатывает при осевом сдвиге вала турбины,
при недопустимом падении вакуума в конденсаторе, при недопус-
тимом падении давления масла в системе смазки .подшипников. На-
иболее трудную задачу создает для системы регулирования случай
полного сброса нагрузки при отключении электрического генератора
от сети. При этом .регулирование должно удержать турбину на хо-
лостом ходу, прикрыв регулирующие клапаны.

Для подачи масла в систему регулирования, а также в систему
смазки через редуктор служит главный масляный насос, приводи-
мый во вращение от вала турбины через редуктор. Для обеспечения
системы смазки маслом предусматривают два аварийных масля-
ных электронасоса, из которых один имеет электродвигатель пере-
менного, а другой — постоянного тока, питаемый от аккумуляторной
установки. Для подачи масла в систему регулирования и на смазку
при пуске турбины, когда главный масляный насос еще не работает,
служит вспомогательный масляный насос, который прежде приво-
дился от паровой турбины, а в современных установках имеет элек-
трический привод.

Следует отметить, что по соображениям пожарной безопасности
в современных установках в систему .регулирования подают не мас-
ло, а негорючую жидкость. В некоторых конструкциях для регули-
рования используется турбинный конденсат.

В современных турбинах функции регулятора скорости выпол-
няет центробежный масляный пятое, напор которого пропорциона-
лен квадрату числа оборотов. Система регулирования с насосом
в качестве регулятора скорости называется гидродинамической.

3-11. КОНСТРУКЦИИ И ТИПЫ ПАРОВЫХ

ТУРБИН

Паровая турбина представляет собой весьма слож-
ный агрегат, требующий тщательной разработки кон-
струкции и технологии изготовления, а также выбора
материалов.

Турбина состоит из вращающейся части — ротора —
и неподвижной части — корпуса. Современные турбины
большой мощности многоцилипдровые, причем цилинд-
ры низкого давления выполняются двухпоточными.

Роторы различных цилиндров соединяются между
собой и с ротором генератора жесткими муфтами. Ротор
турбины опирается па подшипники, один из которых,
обычно передний, выполняется опорно-упорным и вос-
принимает осевые усилия, возникающие в турбине.

Диски, к которым крепятся рабочие лопатки, либо
отковываются заодно с валом (в ступенях высокого дав-
ления), либо насаживаются на вал.
Для уменьшения протечек пара из одной ступени
в другую помимо сопловой пли рабочей решеток, а так-
же в местах прохода вала сквозь цилиндр применяют
уплотнения лабиринтового типа. В последних пар про-
ходит последовательно кольцевые зазоры, чередующие-
ся с камерами, где гасится приобретаемая паром ско-
рость. Гребешки уплотнения, показанные па рис. 3-20,
позволяют иметь зазоры, измеряемые десятыми долями
миллиметра. Кольцевые уплотнения состоят из секций.

а)	о)

Рис. 3-20. Гребешки лабиринтовых уплотнений.

а — елочные уплотнения; б— односторонние горизонтальные гребни.

Из паровых камер между секциями протечки пара от-
водятся в регенеративные подогреватели. При пуске
турбины, когда вся турбина находится под разрежением,
пар подается к концевым уплотнениям, чтобы шзбежать
присосов воздуха. К концевым уплотнениям цилиндров
низкого давления подводится пар из протечек концевых
уплотнений цилиндра высокого давления.

При вращении ротора в лопатках возникают напря-
жения от центробежных сил. Наибольшие напряжения
возникают в корневом ссчеппп лопатки, причем значе-
ния этих напряжений пропорциональны квадрату сред-
ней окружной скорости лопатки и относительной высоте
лопатки lfDcv.

Кроме того, в лопатках возникают изгибающие на-
пряжения от действия потока рабочего тела. Лопатки
турбины подвержены вибрации.

Вал турбины подвержен изгибным колебаниям, обу-
словленным тем, что под действием собственной массы
вал прогибается и получается смещение центра тяжести
по отношению к горизонтальной осп вращения ротора
(эксцентриситет). При некотором критическом числе
оборотов может наступить разрушение вала. Обычно
128
применяются жесткие валы, у которых критическое чис-
то оборотов выше рабочего.

Турбины, у которых отработавший пар поступает
в конденсатор, называются конденсационными.

Большое распространение получила конденсационная
турбина К-200-130 мощностью 200 МВт, на начальное
абсолютное давление 12,75 МПа (130 кгс/смЕ). Турбина
имеет три цилиндра. В цилиндре высокого давления
(ЦВД) пар расширяется от 12,75 до 2,45 МПа, проходя
последовательно одновенечную регулирующую ступень
и 11 ступеней давления. Осуществлен центральный под-
вод пара, причем пар движется по направлению к пе-
реднему подшипнику. После ЦВД пар направляется
в нарогеператор па промежх ючпын перегрев, после чего
поступает в цилиндр среднего давления (ЦСД). Пройдя
ступени ЦСД, пар по перепускным трубам подходит
к двухпоточному цилиндру низкого давления (ЦНД),
в котором расширяется до абсолютного давления в кон-
денсаторе рк=0,0034 МПа.

Подводом пара к регулирующей ступени ЦВД управ-
ляют четыре регулирующих клапана. Перед ЦСД пре-
дусмотрены два быстрозапорпых и четыре регулирую-
щих клапана, которые открываются полностью уже при
30%-пой нагрузке.

Опорно-упорный подшипник расположен между
ЦВД и ЦСД. Турбина имеет семь отборов пара для
регенеративного подогрева питательной воды.

Общая длина турбины достигает почти 20 м.

Если давление за турбиной выше атмосферного, то
опа называется турбиной с противодавлением.
Оiработавший пар из турбины с противодавлением
обычно направляется на промышленные предприятия,
где его используют в качестве энергоносителя для вы-
парных, сушильных и других процессов. Электрическая
мощность турбины с противодавлением однозначно
определяется расходом пара, который нужен потреби-
телю. Для того чтобы избежать зависимости электриче-
ской мощности от количества пара, отдаваемого потре-
бителю, применяются турбины с регулируемыми
отборами. Отборы пара для регенеративного подо-
грева питательной воды являются нерегулируемыми, и
давление в них устанавливается пропорционально рас-
ходу пара через последующие ступени. В регулируемых
отборах давление поддерживается постоянным на за-
данном уровне. Поддержание постоянного заданного
давления осуществляется автоматически с помощью ре-
гулятора давления, который управляет положением
регулирующей поворотной диафрагмы, устанавливаемой
после камеры отбора. Промышленный регулируемый
отбор имеет давление 1,3 0,3 или 1,0—0,3 МПа, а те-
плофикационный отбор (пар берется на подогрев воды
для целей теплоснабжения)—от 0,05—0,07 до 0,2—
0,25 МПа.

Турбины с регулируемыми отборами пара могут так-
же работать иа конденсационном режиме при закры-
тых отборах, развивая при этом номинальную мощность.

Государственным стандартом приняты следующие
обозначения для турбин:

конденсационные  ....................... К-М-До

с противодавлением ... ................. Р-МДо/Дпр

с промышленным отбором пара...........- П-^-До/Рог

с отбором пара:

для нагрева воды, идущей на отопление зда-

ний (теплофикационный отбор)........ T-N-p0

с двумя отборами (промышленным и теплофика-

ционным,............................ ПТ-/У-д0/дот

В этих обозначениях:

К, Р, П, Т, ПТ — индексы соответствующих типов
турбин: конденсационная, противодавлепческая, с про-
мышленным отбором, с теплофикационным отбором и
с двумя отборами;

•N— номинальная мощность турбины; р0 — началь-
ное давление пара; дпр— противодавление турбины;
Рот — давление пара в промышленном отборе.

Так, например, марка турбины К-500-240 означает:
конденсационная, мощностью 500 МВт, начальное абсо-
лютное давление 240 кгс/см2; марка Р-50-130/30 — тур-
бина с противодавлением, мощностью 50 МВт, началь-
ное абсолютное давление 130 кгс/см2; противодавление
30 кгс/см2; марка Т-100-130 — турбина с отборами для
нагрева сетевой воды (теплофикационная) мощностью
100 МВт, начальное абсолютное давление пара
130 кгс/см2.

3-12. ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ

Рабочим телом в газовых турбинах является смесь
продуктов сгорания топлива с воздухом (газы), посту-
пающая в турбину при высокой температуре из камеры
130
КС

Рис. 3-21. Схема газотурбинной установки.

В1\ — воздушный компрессор; ГТ — газовая турбина; ГЭТ— генератор электри-
ческого тока; TH — топливный насос; ПМ — пусковой мотор; КС — камера
сгорания.

сгорания. Схема газотурбинной установки (ГТУ) при-
ведена на рис. 3-21. На одном валу с газовой турбиной
помимо электрического генератора находится воздуш-
ный компрессор, сжимающий холодный воздух до дав-
ления р"к. Отношение давления воздуха за компрессо-
ром р"к к его абсолютному давлению перед компрессо-
ром р'к называется степенью повышения дав-
fl е н и я:

ntK —

Р”к

Р’к •

(3-49)

Сжатый в компрессоре воздух и топливо поступают
в камеру сгорания. Если в камеру сгорания подавать
воздуха ровно столько, сколько нужно для полного сго-
рания топлива, то продукты сгорания будут иметь тем-
пературу более 2000°С, что недопустимо по условиям
прочности и окалиностойкости элементов турбины. Для
того чтобы снизить температуру газа до приемлемого
уровня (750—770°С), в камеру сгорания подают в 3,5—
4,5 раза больше воздуха, чем нужно для сгорания то-
плива.

Из камеры сгорания горячие газы поступают в тур-
бину, где они расширяются примерно до атмосферного
давления, совершая работу, и затем выбрасываются че-
рез дымовую трубу.

В § 1-15 рассматривался к. п. д. идеального цикла
газотурбинной установки, который согласно (1-97) Sa-
s’	131
вйсит от степени повышения давления л. В действитель-
ной установке к. п. д. зависит также от внутренних
относительных к. и. д. турбины и компрессора.

Тепловой расчет газовых турбин можно 'производить, исполь-
зуя уравнения состояния идеального газа. Исходными данными для
расчета являются: параметры наружного воздуха До, То, степень
.повышения давления в компрессоре л и температура газов перед
турбиной Т'т.

Давление воздуха непосредственно перед компрессором p'v ни-
же, чем атмосферное, на ве.тпчп'пу гидравлических потерь \рк: р'к=
= рв—&рк- Обычно Арк= (0,02 : 0,03)До

Давление за компрессором определяется но заданной вели-
чине лк:

р^'к—^кр'к-

Температура за компрессором T"vt и работа It при изоэнтропий-
ном сжатии определяются соотношениями (1-43) и (1-92).

Действительная работа сжатия из-за потерь от необратимости
будет равна:

/ _J

/к = - — = Дт А’7 n I V - 1 I ——.	(3-50)

ДоГДм k I К у ДггДм

где Дог-—внутренний к. п. д. компрессора; в современной ГТУ
дог=0,854-0,87 при лк = 6-:8; Дм=0,99— механический к. п. д.

Действительная температура за компрессором

Г''к = Т» +(3-51)

где ср —теплоемкость воздуха.

Количество сжигаемого топлива определяется тепловым балан-
сом камеры горения:

тт<2риДи.с= (1+шт) (г'т—'"«),

где тт—количество сжигаемого топлива на 1кг воздуха; QpH—теп-
ло, выделяющееся при сгорании 1 кг топлива (низшая теплотвор-
ная способность); дк.с=0,98+0,99— к. п. д. камеры сгорания, учи-
тывающий неполноту сгорания и потери тепла в окружающую сре-
ду; 1"к=СрТ"к — энтальпия воздуха за компрессором; 1'?—СргТ'т—
энтальпия газов перед газовой турбиной; срг— теплоемкость смеси
продуктов сгорания и избыточного воздуха (газов), зависящая от
величины тт. В первом приближении

срг= (1,02-ы1,05)Ср.

Давление газа перед турбиной p't ниже давления за компрес-
сором на величину гидравлических потерь (Дрк.с в камере сгорания
и соединительных трубах:

р'т=р"к—'АРк.с.

В современных турбинах

|Дрн.с= (0,03 4-0,04) рн.

Работа, совершаемая газом при расширении в идеальной турби-
не до давления /гт,
Это равенство можно Получить аналогично соотношению (1-92).

Давление за газовой турбиной р"т на 2—3% выше атмосферно-
го (сопротивление выхлопного гранта) и, следовательно:

р"т = (1,024-1,03) р0

Полезная (электрическая) работа 1 кг воздуха

/, (/;т—/«)»],= (ZfTtjoitlM	(3-52)

где т)г — к. и. д. генератора; 1]о; = 0,89-ь0,91; i]M = 0,99.

Расход воздуха па ГТУ мощностью N составит:

Л1п = ^-,	(3-53)

а электрический к. п. д. равен:

(3-54)

У современных газовых турбин с jtk=6—8 и Гт =
= 750°С электрический к. п. д. равен 20 22%.

Мощность на налу гурбпны должна превышать мощ-
ность генератора па величину мощности, потребляемой
компрессором, причем последняя превышает мощность
генератора. В этом состоит весьма существенный недо-
статок ГТУ. Другим важным недостатком ГТУ является
то, что продукты сгорания поступают в проточную часть
турбины. Поэтому сжигать в камере сгорания можно
только газообразное пли легкое жидкое топливо, не даю-
щее отложений на лопатках.

/Достоинствами ГТУ являются: отсутствие громоздко-
го котельного агрегата, незначительная потребность
в охлаждающей воде, высокая маневренность. Однако
к. п. д. газовых турбин существенно ниже, чем паровых.

ГТУ целесообразно использовать как пиковые агре-
гаты.

Из-за того что в газовой турбине срабатывается ма-
лый изоэнтропийный перепад /7а, газовая турбина обыч-
но имеет малое число ступеней и большой массовый и
объемный пропуск газов па единицу мощности. Послед-
нее обстоятельство обусловливает большую высоту ло-
паток и ограничивает единичную мощность газовой
турбины.

На рис. 3-22 приведен разрез газовой турбины, имею-
щей только три ступени.

3 13. ВОЗДУХОДУВНЫЕ ТУРБОМАШИНЫ

Воздуходувные турбомашмны со степенью повышения давления
до 1,1 называются вентиляторами. На рис 3-23 приведена схе-
ма радиального вентилятора. Газы входят через патрубок 1 в осе-

133
жиг дохд

f’50*2900
вам направлении и, поворачивая на 90°, попадают в каналы между
лопатками рабочего колеса 2, которое насажено на вал 5. Выход
газов осуществляется в радиальном направлении в улитку 3 и да-
лее в выхлопной патрубок 4, имеющий форму диффузора. Обычно
вентиляторы приводятся во вращение посредством электродвигателя,
вал которого соединяется муфтой с валом вентилятора.

В энергетике применяются различные типы вентиляторов: ради-
альные с лопатками, загнутыми вперед, как на рис. 3-23, и с лопат-
ками, загнутыми назад, а также осевые вентиляторы (рис. 3-24).

Риг 3-23, Схема радиального вентилятора.

Рис. 3-24. Схема осевого вентилятора.

1 — лопатка колеса; 2 — втулка колеса; 3 — обтекатель; 4 — коллектор; 5 — ко-
жух; 6 — вял вентилятора; 7 — задний обтекатель.

Удельная работа сжатия в соответствии с уравнением Эйлера
(3-25) равна:

(wgCsn—-itiCiu).	(а)

Работа вентилятора может быть также определена по соотно-
шению (1-98) для адиабатного сжатия:

1с ж ==рхОх—piVi,
где Р2, V2 — давление и удельный объем на выходе из вентилятора;
pi, Vi — то же на входе в вентилятор.
Так как степень сжатия у вентиляторов невелика и объемы ме-
няются незначительно, то вместо Vz и Vi в предыдущее равенство
можно подставить их среднее значение оСр = (Р1+Р2)/2 и тогда

/с ИС == ^ср'(р2-/?1).	(б)

Из (а) и (б) получаем выражение для теоретического напора
(Н/м2), развиваемого вентилятором:

ЛТ = PZ — Р\ = Рср (С2««2 —	-	(3-55)

Здесь Рср = 1/оСр — средняя плотность газа в вентиляторе;
hT=pz—pi—теоретический напор, развиваемый вентилятором.

Иначе в 'Сочетании с (3-26) можно записать:

Сг2 - С21	W22 — W-1	U22 --U=1

«т = pep 9	+ Рср 9	- г Рср 5	•	(3-56)

Из этого следует, что теоретический напор (давление), равный
изменению энергии, приходящейся на I м3 газа, складывается'из трех
составляющих:

рср(с2г—c2i)/2 — возрастание кинетической энергии за счет
увеличения скорости за колесом;

Рис. 3-25. Вентилятор 07-3/.

а — аэродинамическая схема; б — характеристика.-.
pcjv(ffiiz2—wzi)/2— возрастание статического давления за счет
падения относительной скорости при протекании воздуха .в лопатках
рабочего колеса (диффузорный эффект);

f>c₽(«z2—hzj)/2 — возрастание статического давления за счет
центробежных сил.

Обычно поток в (вентилятор входит в осевом направлении, так
как закручивание потока на входе и радиальная составляющая ско-
рости отсутствуют, т. е. С1И=0.

Уравнение (3-55) при с1и =0 принимает вид:

h’s = РсрИзСги = .//трср-Чз2.	(3-57)

Здесь _йт = С2«/и2=Лт/рсри22 — коэффициент теоретического дав-
ления.

Действительное давление, Па, равно:

// — //'I'^rpcpW-z >

(3-58)

где т|г — гидравлический к. п. д. вентилятора, учитывающий гидрав-

лические потери па лопатках, в кожухе и т. д.

Максимальный гидравлический к. п. д. (до 90%) имеют венти-
ляторы с лопатками, загнутыми назад, наименьший — с лопатками,
загнутыми вперед (около 70%).

Вентилятор определяется его аэродинамической схемой, в кото-
рой все размеры даются в долях ют размера наружного диаметра
колеса ,и, кроме того, указываются число лопаток колеса, их форма
и углы. Аэродинамическая схема характеризуется двумя цифрами,
из которых первая дает относительную величину ( в процентах)

диаметра входа па колесо от его наружного диаметра, а вторая —
угол выхода Рг.

Па рис. 3-25 приведена аэродинамическая схема (вентилятора
0,7-31. Этот вентилятор отличается большим числом (32) загнутых
вперед лопаток (Р2=1143°) и коническим передним диском.

Из выражения (3J57) следует, что теоретический напор пропор-

ционален квадрату частоты враще-
ния, так как u2=:riD2n. В геометри-
чески подобных вентиляторах тре-
угольники скоростей также подобны,
и следовательно, u2/c2=const. Поэто-
му расход газа, пропорциональный с2,
также пропорционален и частоте вра-
щения п.

Поскольку мощность, затрачивае-
мая вентилятором, пропорциональна
QH [формула (3-61)], можно сделать
вывод, что она пропорциональна
третьей степени частоты вращения.

Таким образом, в вентилято-
рах расход газа пропорционален
первой степени, теоретический на-
пор — второй, а затрачиваемая мощ-

Рис. 3-26. Q, //-характери-
стика вентилятора (а) и
сети (б).

ность — третьей степени частоты вращения.

Вентилятор всегда работает на некоторую сеть, причем действи-
тельный напор вентилятора равняется гидравлическому сопротивле-
нию сети, т. е. характеристики вентилятора и .сети в координатах
расход — напор (Q—Н) должны пересекаться. На рис. 3-26 приведе-
ны в координатах Q, //-характеристика вентилятора и характеристи-
ка сети. На рис. 3-26 видно, что при отклонении от расчетног-о ре-
жима характеристики вентилятора и сети расходятся, и развиваемый
вентилятором напор оказывается больше гидравлического сопротив-
ления сети. Излишний напор можно снять посредством регулирую-
щей заслонки, что, однако, неэкономично. Для регулирования венти-
лятора применяют методы, позволяющие менять их характеристики
так, чтобы для данного режима получить равенство сопротивления
сети и напора вентилятора. Это может быть достигнуто путем за-
кручивания потока газов перед входом на рабочее колесо. При этом
возникает составляющая скорости с1и, что согласно уравнению
(3-55) снижает теоретический напор.

Другой путь — регулирование частоты 'вращения посредством
гидромуфты. Часто применяют двухскоростпые илекгродвигатели.
Определим мощность, потребляемую для привода вентилятора.

Из (3-55) следует, что Лт=Рср/сж. С другой стороны, 1СЖ =
=Мсж/т. Мощность двигателя для привода вентилятора ранга:
Асж tnlciv.	mil?

N ~------ —-------------- (3-59)

Т]дв	Т]дв	РсрТ)дв	'

Из (3-58) следует, что действительное давление равно

Н = Т]гЛт.

Подставляя в выражение для N значение Лт, имеем
т 11	QH

N=-----------— —------»

Рср 'УДО	ДгД.К

где Q — объемный расход, м3/с; И — давление, Па; 1]дв — к. п. д.
электродвигателя.

Обычно подсчитывают в киловаттах и тогда

(3-60)

(3-61)

Для того чтобы электродвигатель мог обеспечить разворот вен-
тилятора, мощность его должна быть выше, чем мощность, получен-
ная расчетом по формуле (3-61). Применение пусковых муфт позво-
ляет сначала набрать обороты электродвигателя, а затем уже по-
степенно раскручивать ротор вентилятора. При этом можно отка-
заться от запаса в мощности электродвигателя. Для выбора венти-
лятора надо знать потребную производительность Q, м3/с, и напор
И, Па, а также плотность газа р. Последняя величина определяет-
ся составом газа и его температурой.

На тепловых электростанциях вентиляторы применяются для
подачи воздуха в топку парогенератора (дутьевые вентиляторы) и
для отсоса дымовых газов из парогенератора (дымососы). Дымосо-
сы выпускаются как радиальные, так и осевые. Осевые машины от-
личаются высокой производительностью и достаточно высоким
к. п. д. (до 80—87%), я также благоприятными регулировочными
свойствами. Последние обеспечиваются возможностью применения
поворачиваемых на ходу рабочих лопаток, что конструктивно невы-
полнимо при радиальных машинах.

3-14. НАСОСЫ

Как уже отмечалось выше, к гидравлическим турбо-
машинам относятся гидравлические турбины и насосы.
Гидравлические турбины, являющиеся основными агре-
138
тэтами ГЭС, рассмотрены в гл. 6. Насосы же широко
применяются в качестве вспомогательного оборудования
турбинных установок. Они бывают радиальные
(центробежные) и осевые (пропеллерные).

На рис. 3-27 приведена схема одноступенчатого ра-
диального насоса консольного типа. Жидкость через при-
емный патрубок 1 поступает на рабочее колесо 2, с кото-
рого отводится через улитку 3 п напорный патрубок 4.
В улитке и в диффузорном напорном патрубке кинети-

Рис. 3 27. Схема одноступенчатого радиального насоса

77О/Уа/77Ла

Рис. 3-28. Схема многоступенчатого радиального насоса.

139
Рис. 3-29. Схема осевого на-
соса.

ческая энергия потока жидкости частично преобразуется
в потенциальную энергию давления.

На рис. 3-28 приведена схема многоступенчатого ра-
диального насоса. Рабочее колесо этого насоса имеет
четыре одинаковые ступени, через которые последова-
тельно проходит сжимаемая
жидкость. На рис. 3-29 при-
ведена схема осевого насо-
са, рабочее колесо которого
состоит из втулки 1, иа ко-
торой крепятся лопатки 2.
На втулке рабочего колеса
крепятся также лопатки на-
правляющего аппарата 3, в
котором кинетическая энер-
гия потока преобразуется в
потенциальную энергию дав-
ления. Теоретический напор,
развиваемый насосом, также
как и напор вентилятора, вы-
ражается формулой (3-55):

/Д — р (C271W2 CjuU) .

При отсутствии закру-
чивания потока па входе
С1«=0 и

//т =Р^2гг^2-

Д ей ствительны й	н апор

Н, развиваемый насосом,

меньше теоретического напора Нт па величину гидрав-
лических потерь ha, которые складываются из: 1) потерь
на трение и повороты; 2) потерь на удар при входе
в рабочее колесо и в отводящий канал.

Потери на удар связаны с впхреобразованисм, воз-
никающим при отрыве потока от стенок и слиянии по-
токов с различными скоростями.

Мощность, потребляемая насосом, также выражается
формулой (3-61):

где т]н—к. п. д. насоса.

Для насосов справедливы соотношения для подоб-
ных турбомашин:
140

11019— 1з
1)	.подача подобных насосов пропорциональна часто-
те вращения и третьей степени диаметра рабочего
колеса;

2)	напор подобных насосов пропорционален квадра-
ту частоты вращения;

3)	мощность подобных насосов прямо пропорциональ-
на кубу частоты вращения, пятой степени геометриче-
ских размеров, первой степени плотности перекачивае-
мой жидкости.

Эти же соотношения справедливы для насоса при
изменении его частоты вращения.

Для подобных насосов найден критерий подобия —
коэффициент быстроходности

3,65/1

"s “	/У3/-1

(3-62)

гидр а вл ич еским и удар а ми

Рис. 3 30. Характеристики на-
соса и сети в Q, п-коордииа-

Здесь [Q] — в м3/с, [//]— в м (метры столба перека-
чиваемой жидкости); [/?] — в об/мин.

На рис. 3-30 даются в координатах Q, //-характери-
стика насоса и характеристика сети. Последняя при Q =
=0 даст /7=/7п, т. е. геометрический напор. Если харак-
теристика насоса в координатах Н, Q имеет максимум,
то слева от пего будет зона неустойчивой работы насоса,
работа в которой сопровождается резкими изменениями
подачи, колебаниями напора,
и вибрацией. Поэтому насос-
ная установка имеет линию
рециркуляции, позволяющую
при малых расходах воды
не работать в неустойчивой
зоне.

Регулирование работы
радиальных насосов эконо-
мично осуществлять путем
изменении числа оборотов,
осевых — поворотом лопа-
стей. На рис. 3-30 показана

параллельная работа двух одинаковых насосов на об-
щую сеть (/ характеристика одного работающего на-
соса, // — суммарная характеристика двух работающих
насосов, получаемая удвоением Q при том же И).

Как видно из рис. 3-30, при параллельной работе двух
насосов по сравнению с одним насосом подача возраста-
ет не в 2 раза, а несколько меньше.
Если поток жидкости при входе па рабочее колесо
отстанет от рабочих лопаток, на лопатках возникает раз-
режение, приводящее к вскипанию жидкости. Это явле-
ние вскипания движущейся жидкости из-за понижения
давления называется кавитацией. Кавитация вызы-
вает эрозию лопаток и нарушение работы насоса. При
вскипании жидкости выделяются растворенные в ней
газы, что может вызвать коррозию. Для предотвращения
кавитации напор на входе в рабочее колесо должен
преодолевать сопротивление входа на рабочее колесо.
Напор на входе в насос должен быть тем больше, чем
быстроходнее насос и чем выше его производительность.
Так, перед питательными насосами рекомендуется иметь
подпор, кгс/см2,

У «Кр J

Здесь скр — кавитационный коэффициент быстроход-
ности; скр= 1500-Г-4700,

Глава четвертая

ТЕПЛОВЫЕ ЭЛЕКТРИЧЕСКИЕ СТАНЦИИ

41.	ПАРОВОДЯНОЙ ТРАКТ

Среди ТЭС ведущую роль играют паротурбинные
электростанции как на органическом, так и на ядерном
горючем.

Выше (§ В-2) уже отмечалось, что пароводяной
тракт является важнейшим звеном паротурбинной ТЭС.
На рис. 4-1 приведена схема пароводяного тракта уста-
новок с промежуточным перегревом пара и без промежу-
точного перегрева. Такие схемы называются принци-
пиальными тепловыми схемами ТЭС.

Пар из парогенератора 1 по паропроводу 2 поступает
к цилиндру высокого давления (ЦВД) турбины 3.
В установках с промежуточным перегревом из ЦВД пар
направляется в парогенератор, где он снова перегрева-
ется, обычно до начальной температуры, и возвращается
в цилиндр среднего давления (ЦСД) турбины За.
В установках без промежуточного перегрева пара из
ЦВД пар поступает непосредственно в ЦСД. Отрабо-
142

11019—2э
ТаВший пар из цилиндра низкого давления Зб (ЦНД)
поступает в конденсатор 4, из которого конденсат отка-
чивается конденсатным насосом 5, развивающим напор
1,2—2,0 МПа. Этот напор необходим для подачи конден-
сата в деаэратор 6. Собственно деаэратор установлен на
баке питательной воды 7, в котором содержится запас
питательной воды на 5—20 мин работы парогенератора,
при номинальной паропроизводительности. На линии
конденсата от насоса 5 до деаэратора 6 устанавливают-
ся четыре — пять подогревателей 8, в которых конденсат
нагревается за счет тепла пара, отбираемого из проме-

Рис. 4-1. Принципиальная тепловая схема установки с промежуточ
ным перегревом пара.
жуточных точек турбины. После питательных Насосов Д
перекачивающих деаэрированную питательную воду из
деаэраторного бака в парогенератор, устанавливаются
обычно еще три подогревателя 10, также обогреваемых
отборным паром из турбины. Подогрев воды теплом от-
борного пара называется регенеративным подогревом,
целесообразность которого была объяснена выше
(см. § 1-15). Для подогрева в регенеративном подогрева-
теле G кг воды на	—1' из турбины должно быть

выведено некоторое количество пара ПОТб, определяемое
тепловым балансом:

бСрА/ = 7?отб(^О’Гб—1'копд) >

где 1ОТб — энтальпия отборного (греющего) пара;
А<онд — энтальпия конденсата греющего пара (дренажа).

Из приведенного теплового баланса подогревателя
получаем:

£>ОТб =

*ОТО -- «кснд

(4-1)

Отборный пар участвует в выработке электроэнергии,
но не связан с потерями тепла в холодном источнике
(конденсаторе). Тепло отборного пара, отданное пита-
тельной воде, повышает ее температуру и тем самым
снижает расход топлива на парогенератор. В результате
к. п. д. установки повышается.

Подогреватели 8, находящиеся по водяной стороне
под давлением конденсатного насоса, называются по-
догревателями низкого давления (ПНД). Подогревате-
ли 10, находящиеся по водяной стороне под полным
давлением питательного насоса, называются подогрева-
телями высокого давления (ПВД).

В регенеративных подогревателях поверхностного ти-
па вода обычно нагревается до температуры, которая на
2—5СС ниже температуры насыщения греющего пара.
Поэтому чем выше требуется температура подогрева во-
ды, тем выше должно быть давление отборного пара для
того, чтобы повысить температуру насыщения, а сле-
довательно, и температуру воды.

Так, например, в первый по ходу воды ПНД пода-
ется пар с давлением 0,02 МПа (£н=60°С) и вода в нем
подогревается до 55—58°С, а в последнем по ходу воды
ПВД подогрев ведется паром давлением 5,5 МПа (/н=
=268 °C) и вода в нем подогревается примерно до 265°С.

Конденсат греющего пара каскадно сливается из
одного подогревателя в другой с более низким давлени-
144
ем. Из первого по ходу воды ПВД он поступает в деаэ-
ратор, а дренаж ПНД закачивается в линию основного
конденсата с помощью дренажного насоса 11.

Кроме упомянутого оборудования на схеме показаны
еще охладитель эжектора 12 и охладитель эжектора от-
соса пара из уплотнений 13. Основной эжектор служит
для отсоса воздуха, поступающего в конденсатор через
неплотности. Эжектирующий пар, с помощью которого
осуществляется этот отсос, а также некоторое количест-
во пара, отсасываемого вместе с воздухом, направляется
в охладитель эжектора, где пар конденсируется. Эжек-
тор пара уплотнений отсасывает пар из концевых уплот-
нений турбины, не допуская парения в машинный зал.
Как эжектирующий, так и эжектируемый пар уплот-
нений конденсируется в охладителе, отдавая тепло
конденсату.

Конструктивно регенеративные подогреватели пред-
ставляют собой трубчатые теплообменники, причем
греющая система заключена в сварном цилиндрическом
корпусе с приварным днищем. В подогревателе низкого
давления греющая система состоит из U-образных ла-
тунных трубок, концы которых развальцованы в трубной
доске. Вода поступает в водяную камеру, затем входит
в трубки, и, выходя из них, попадает в другую часть
водяной камеры, отделенной от входной части специаль-
ной перегородкой. Пар омывает трубки, конденсируется,
и конденсат стекает вниз. В нижней части корпуса подо-
гревателя поддерживается уровень конденсата, который
удаляется по сливной трубе.

В подогревателях высокого давления вода движется
в горизонтальных двойных стальных трубчатых спира-
лях, концы которых вварены в распределительные кол-
лекторы питательной воды.

На рис. 4-2 приведена принципиальная тепловая схе-
ма турбоустановки К-300-240, аналогичная схеме рис. 4-1.
Отметим ее отличия. Турбина — трехцилиндровая и име-
ет три выхлопа в конденсатор. Подогреватели высокого
давления имеют встроенные в корпус охладители пара
и охладители дренажа. Протечки пара из уплотнений
отводятся в предпоследний по ходу воды ПВД, в деаэра-
тор и во второй по ходу воды ПНД (на схеме не пока-
заны). Деаэратор питается паром из самостоятельного
отбора. В деаэраторе с помощью регулирующего клапа-
на на линии подвода пара поддерживается постоянное
Рис. 4-2. Принципиальная тепловая схема турбоустановки 300 МВт.

<
давление (0,7 МПа). При пониженных нагрузках тур-
бины, когда давление в отборе, питающем деаэратор,
снижается, деаэратор переводится на подачу пара из
вышележащего отбора. Из деаэраторного бака питатель-
ная вода бустерным насосом (3000 об/мин) пода-
ется в быстроходный главный питательный насос
(5600 об/мин), имеющий паротурбинный привод. При-
водная турбина питательного насоса получает пар из
отбора ЦСД. Пар из противодавления приводной тур-
бины возвращается в ЦНД главной турбины, а также
поступает на подогреватель ППД-З.

Добавочная вода для восполнения потерь рабочего
тела подается в конденсатор турбины. В конденсато-
сборнике турбины организуется процесс деаэрации кон-
денсата, для чего подводится пар из отбора турбины.

На современных ТЭС добавочная вода в количестве
1—2% от расхода пара на турбину подается из обессо-
ливающих установок. В некоторых случаях при сильно-
минерализованной сырой воде применяется термическое
обессоливание с получением дистиллята. Дистиллят при-
готавливается в испарительной установке, состоящей из
испарителя, в котором из химически очищенной воды
вырабатывается вторичный пар, и конденсатора испари-
теля, в котором этот вторичный пар конденсируется за
счет основного конденсата. Греющим паром для испари-
теля служит пар одного из отборов низкого давления.

Из принципиальных тепловых схем рис. 4-1 и 4-2
видно, что все подогреватели системы регенеративного
подогрева, кроме деаэратора, являются поверхностными.
Однако в последние годы в установках на сверхкритиче-
ское давление пара имеется тенденция выполнять подо-
греватели низкого давления как смешивающие подогре-
ватели. При таком решении не требуются латунные
трубки подогревателей. Из латунных трубок в ре-
зультате электрохимической коррозии медь попада-
ет в конденсат и далее в парогенератор, с паром выно-
сится в турбину и откладывается на лопатках последней.
Кроме того, в каждом подогревателе смешивающего ти-
па осуществляется деаэрация конденсата, что предот-
вращает коррозию в тракте ИНД до деаэратора. В на-
стоящее время па блоках 300 МВт и большей мощности
два вакуумных подогревателя низкого давления выпол-
няют смешивающего типа.
4-2. ТЕПЛОВАЯ СХЕМА

КОНДЕНСАЦИОННОЙ ЭЛЕКТРОСТАНЦИИ

На рис. 4-3 и 4-4 показаны два основных типа тепло-
вых схем: блочной и с поперечными связями. При блоч-
ной схеме (парогенератор — турбина) все оборудование
пароводяного тракта образует автономную систему, не
имеющую по воде и пару поперечных связей с соседни-
ми блоками. Помимо чистого блока парогенератор —
турбина, называемого моноблоком, применяют блоки
с двумя парогенераторами на турбину, называемые 1
дубль-блоками.

В схеме ТЭС с поперечными связями в отли-
чие от блочной схемы имеется ряд соединительных ма-
гистралей: по свежему пару — а, по питательной воде
после деаэраторов — б, после питательных насосов — в

1	1 ншЯижка v Вистонцианным упраблением

v 7 —-к- Обратный клапан

____________| Т —Л- Обратный клапан с принудительным
накрытием

—ih- Регулирующий иная	-нз-РеОукциинноя yawmtm

—\л-^Пре0и:1рпншг1еттый к/шнии —(-у- Стопорный клапан

—(р— 4'а?  'ытРтетии оглпОитсль

Рис. 4-3. Тепловая схема блока.

Обозначения те же, что и иа рис, 4-1,
148

I
Рис. 4-4. Тепловая схема ТЭС с поперечными связями.

Обозначения те же, что н на рнс. 4-1.

и перед котлами — г, по конденсату турбин после ПНД—
д, по греющему пару деаэраторов — е. Кроме того, име-
ются так называемые уравнительные линии у деаэрато-
ров: по воде — ж и по пару — з.

Назначение уравнительных линий — поддерживать
одинаковые давления и уровень воды во всех деаэратор-
ных баках питательной воды.

Преимущество схем с поперечными связями состоит
в том, что благодаря этим связям становится возмож-
ным иметь единый резерв по парогенератору, питатель-
ным насосам и другому оборудованию для всех турбин,
установленных на электростанции.

При неисправности парогенератора в схеме с попе-
речными связями включается резервный парогенератор
и станция нагрузки не снижает. Резервный котлоагрегат
при блочной схеме вообще не устанавливается, и, следо-
вательно, при неисправности парогенератора моноблок
полностью останавливается, а дубль-блок переходит на
нагрузку 50 % •

В блочной схеме потребовался бы резервный паро-
генератор к каждой турбине и, следовательно, общая
паропроизводительность котельной возросла бы в 1,5 ра-
за при дубль-блоке и в 2 раза при моноблоке, что по-
влекло бы за собой существенное увеличение капитало-
вложений. Поскольку в блочных схемах резервных паро-
генераторов не устанавливают и при этом снижается
надежность электроснабжения, приходится в энергоси-
стемах иметь повышенный резерв энергетических мощ-
ностей, что дороже, чем резервные парогенераторы в схе-
ме с поперечными связями, но дешевле, чем резервный
парогенератор у каждого блока.

Преимуществом блочной схемы является простога
трубопроводных коммуникаций, меньшее количество
арматуры, независимость работы блока от соседних бло-
ков. Для установок с промежуточным перегревом и с по-
перечными связями дополнительно к перечисленным по-
требовались бы магистрали, соединяющие паропроводы
пара до промежуточного перегрева и после него. Нали-
чие этих магистралей очень сильно усложнило бы регу-
лирование парогенератора и турбин в силу следующих
причин.

В парогенераторах и турбинах должно поддерживать-
ся строгое соотношение между расходами свежего пара
и пара промежуточного перегрева. Если, например, часть
параллельно работающих парогенераторов будет иметь
нагрузку по свежему пару 600 т/ч, а остальные пароге-
нераторы— по 500 т/ч, то пар, поступающий на проме-
жуточный перегрев в эти парогенераторы должен рас-
пределяться между ними в отношении 600 : 500. В про-
тивном случае конечная температура пара промежуточ-
ного перегрева не будет выдержана из-за нарушения
теплового баланса в парогенераторе. В турбине также
должно выдерживаться это соотношение, так как при
произвольном расходе пара через ЦСД турбины ее мощ-
ность нельзя регулировать.

В поперечных магистралях будет происходить смеше-
ние потоков пара промежуточного перегрева, поступаю-
щих из разных агрегатов, а последующее его распреде-
ление на 6—8 парогенераторов и турбин пропорциональ-
но нагрузке агрегата потребовало бы сложной схемы
автоматического регулирования с системой регулирую-
Щих клапанов перед парогенераторами и турбинами.
В этих клапанах происходило бы дросселирование пара,
поскольку давление пара и его расход через турбину
связаны между собой, а дросселирование пара приводит
к снижению к. п. д.

По этим причинам для установок с промежуточным
перегревом применяются только блочные схемы.

В настоящее время конденсационные электростанции
создаются по блочному принципу. На ТЭЦ применяется
как централизованная схема с поперечными связями, так
и блочная схема.

4-3. ТЕПЛОВАЯ СХЕМА

ТЕПЛОЭЛЕКТРОЦЕНТРАЛИ

Тепловая схема ТЭЦ с отпуском технологического
пара выполняется как схема с поперечными связями.
Это объясняется отсутствием на ТЭЦ промежуточного
перегрева пара. Кроме того, при параллельной работе
парогенераторов, связанных общей переключательной
магистралью, удобно подключить резервный парогенера-
тор и редукционно-охладительные установки (РОУ),
призванные обеспечить потребителя паром при выходе
из строя турбины.

Рис. 4 5. Схема редукционно-охладительной установки.

В РОУ происходит дросселирование (редуцирование)
пара от начального давления до давления, необходимо-
го потребителю технологического пара с последующим
охлаждением пара. Схема РОУ приведена на рис. 4-5.
От магистрали свежего пара 1 предусмотрено ответвле-
ние на РОУ. Перед дроссельным клапаном 3 предусмо-
трепа задвижка 2, за дроссельным клапаном — пароох-
ладитель 4, в который через форсунку 7 впрыскивается
питательная вода, подача которой дозируется регули-
рующим клапаном 6. После пароохладителя на паропро-
воде устанавливают предохранительный клапан 9 и за-
движку 2. Регулирующие клапаны 3 и 6 получают
команду от датчиков 8 давления и температуры в паро-
проводе.

Рис. 4-6. Схема теплоснабжения.

1 — сетевой подогреватель на ТЭЦ, 2 — водогрейный котел на ТЭЦ; 3 — подаю-
щая линия тепловой сети; 4 — обратная линия тепловой сети; 5 — сетевой на-
сос иа ТЭЦ; 6 — подпиточный насос тепловой сети; 7 — деаэратор подпитки;
8— конденсатный насос сетевого подогревателя; 9—абоненты отопительной на-
грузки; 10— элеватор для подмешивания воды из обратной линии; 11, /2 —по-
догреватели горячего водоснабжения.

Основная задача ТЭЦ — отпуск гепла потребителям
с технологическим паром и с горячей водой. При выходе
из строя одного из парогенераторов ТЭЦ должна обес-
печить тепловых потребителей, для чего необходимо
иметь тепловой резерв по парогенераторам.

Тепло с горячей водой идет на нужды теплоснабже-
ния, т. е. на обеспечение отопления, горячего водоснаб-
жения и вентиляции как промышленных, так и жилых
152
и общественных зданий. На рис. 4-6 приведена схема
теплоснабжения. Подача горячей воды от ТЭЦ потреби-
телям и возврат охлажденной воды на ТЭЦ осущест-
вляется посредством системы трубопроводов, называе-
мой тепловой сетью. Соответственно вода, подавае-
мая от ТЭЦ в тепловую сеть, называется сетевой
водой. Сетевая вода на ТЭЦ подогревается последо-
вательно в подогревателях сетевой воды (бойлерах) за
счет пара из теплофикационного отбора турбины (дав-
ление 0,07—0,25 МПа) и в пиковом водогрейном котле,
обычно работающем на мазуте. Тепловая нагрузка по
сетевой воде липейно зависит от температуры наружного
воздуха /н.в в диапазоне до ее расчетного значения.
Максимальная тепловая нагрузка Qmukc выбирается для
определенной температуры наружного воздуха, напри-
мер для Москвы — 26'С. Примерно половина от фмакс
покрывается за счет отборного пара, другая половина —
за счет пикового водогрейного котла. Таким образом,
в комбинированной выработке тепла и электроэнергии
участвует лишь базовая тепловая нагрузка, что обеспе-
чивает одинаковую загрузку теплофикационного отбора
турбины в течение большей части отопительного сезона.
Включение пикового водогрейного котла становится не-
обходимым после того, как исчерпана тепловая мощ-
ность отбора турбины. Обычно это соответствует /н =
= —3-4—5°С.

Вертикальный сетевой подогреватель конструктивно
похож на регенеративный подогреватель низкого давле-
ния, но вместо U-образпых трубок имеет прямые труб-
ки, позволяющие очищать п\ от внутренних отложений.
Трубки развальцованы с двух сторон в трубных досках,
причем к нижней трубной доске крепится нижняя водя-
ная камера, что дает возможность греющей системе сво-
бодно расширяться вниз. Сетевые подогреватели гори-
зонтального типа по конструкции близки к конденсато-
рам паровых турбин. В сетевых подогревателях исполь-
зуются тонкостенные латунные трубки.

Водогрейные котлы обычно имеют один ход по газо-
вой стороне, работают на естественной тяге, не имеют
воздухоподогревателя.

Магистральные водоводы, отходящие от ТЭЦ, назы-
ваются подающей линией сетевой воды. Перекачка воды
осуществляется посредством сетевых насосов, установ-
ленных на ТЭЦ.
При значительном удалении ТЭЦ от района тепло-
снабжения предусматривают промежуточную перекачи-
вающую станцию. Обычно применяют подземную про-
кладку тепловых сетей. Ответвления от магистралей ве-
дут к центральным тепловым пунктам (ЦТП), от кото-
рых идет внутриквартальная разводка. На ЦТП уста-
навливают подогреватели (бойлеры) горячего водоснаб-

Рис. 4 7. Тепловая схема ТЭЦ с турбинами типа ПТ-60430.

/—13— те же обозначения, что и на рис. 4-1; 14— сетевой подогреватель;
15 — конденсатный насос сетевого подогревателя; 16 — пиковый водогрейный
котел; 17—деаэратор подпиточной воды; 18— подпиточный насос; 19—редук-
ционно-охладительная установка; 20 — деаэратор химически очищенной воды;
21 — перекачивающие насосы; 22 — подогреватель химически очищенной воды.
154
жения, в которых водопроводная вода подогревается
сетевой водой до температуры 60°С п по специальной
разводке поступает к потребителям. Охлажденная сете-
вая вода по обратным магистралям возвращается па
ТЭЦ. Таким образом, в тепловой сеги осуществляется
циркуляция сетевой воды. Утечки сетевой воды воспол-
няются путем подпитки тепловой сети деаэрированной
химически очищенной водой, что осуществляется на
ТЭЦ. Подпитка производится автоматически специаль-
ным подпиточным насосом, подающим подпиточную во-
ду на всас сетевых насосов.

На рис. 4-7 представлена тепловая схема ТЭЦ с тур-
бинами типа ПТ-60-130. Пар из промышленного отбо-
ра (П) направляется к потребителям технологического
пара. Последние обычно возвращают на ТЭЦ лишь
часть конденсата пара. Потеря конденсата у потребите-
лей обычно восполняется химически очищенной водой,
которая деаэрируется и подогревается в регенеративных
подогревателях турбины.

Пар из теплофикационного отбора поступает в сете-
вые подогреватели для подогрева сетевой воды. Конден-
сат греющего пара из сетевых подогревателей насосом
подается в линию основного конденсата турбины.

Широкое применение па ТЭЦ получили теплофикаци-
онные турбины с двумя теплофикационными отборами
для подогрева сетевой воды типа Т-100-430. Дальней-
шим развитием этого типа турбин являются турбины
Т-175-130. ТЭЦ с турбинами Т-100-130 при газомазут-
ном топливе в настоящее время выполняются по блоч-
ной схеме. Применяются также турбины Т-250-240 на
свсрхкрптпчсское давление пара с промежуточным пере-
гревом пара и блочной схемой.

4-4. ТРУБОПРОВОДЫ ТЭС

Главными трубопроводами ТЭС называются
паропроводы свежего пара и паропроводы промежуточ-
ного перегрева, а также питательные трубопроводы от
питательных насосов до парогенераторов. Все остальные
трубопроводы принято называть трубопроводами низко-
го давления (р<2,2 МПа).

Главные паропроводы являются весьма ответствен-
ным элементом ТЭС и выполняются из качественных
труб в соответствии со специальными техническими
условиями. Выбор марки стали определяется темпера-
турой и давлением пара.

Выбор внутреннего диаметра труб dBU производится
на основании уравнения расхода

Dvcp =-^-d2 Р11/гс,

(4-2)

где D— расход среды, м3/с; с - скорость среды, м/с; для
пара с=30-н60 м/с, для воды с=1,5-н8 м/с; иср— сред-
ний удельный объем протекающей среды, м3/кг, оср=
= (ui + u2)/2, т. е. иср определяется как среднеарифмети-
ческое удельных объемов в начале и в конце рассчиты-
ваемого участка; п— число ниток трубопровода.

В главных трубопроводах желательно иметь мини-
мальное число ниток, что сокращает количество арма-
туры и упрощает схему. При сокращении числа ниток
диаметр труб возрастает, что приводит к увеличению
толщины стенки. Однако это компенсируется указанны-
ми выше преимуществами. Блочная схема позволяет
значительно сократить число запорной арматуры. При
установке на одну турбину двух парогенераторов паро-
производительностью по 50% каждый (так называемый
дубль-блок) требуется установка двойной запорной
арматуры на всех линиях высокого давления (это дик-
туется требованиями техники безопасности на случай
вывода в ремонт одного из парогенераторов). Поэтому
считается целесообразным применять более простую и
дешевую схему моноблока.

При расчете любых трубопроводов необходимо ори-
ентироваться на экономические скорости среды. Повы-
шение скорости увеличивает гидравлическое сопротивле-
ние, что приводит к снижению к. п. д. ТЭС, но умень-
шает диаметр труб, а следовательно, их массу и стои-
мость.

Падение давления в трубопроводе определяется как
сумма сопротивления трения и местных сопротивле-
ний, Па:

&Р —	“ Рч”	(4-3)

где рСр — средняя плотность среды, кг/м3; dp— расчет-
ный внутренний диаметр трубы, м; L — длина участка
трубопровода, м; £м— коэффициент местных сопротив-
лений, к которым относятся гибы, тройники, вентили,
задвижки, обратные клапаны; £тр —коэффициент трения
156
труб, который подсчитывается по формуле

1

Стр =

U14 + 21g^

(4-4)

где кэ — эквивалентная шероховатость (0.2 — для бес-
шовных труб, 0,3 — для сварных труб).

Для расчета гидравлических сопротивлении необхо-
димо предварительно произвести трассировку трубопро-
вода, позволяющую определить длину участка L и мест-
ные сопротивления. При трассировании трубопровода
необходимо обеспечить достаточную его гибкость для
восприятия температурных удлинении участков трубо-
провода. Последнее особенно важно для паропроводов
с высокой температурой пара. Определение толщины
стенки труб ведется но формуле (2-16).

Исключительно важное значение для эксплуатации
ТЭС имеет устанавливаемая на трубопроводах армату-
ра: вентили, задвижки, регулирующие, обратные и пре-
дохранительные клапаны. Чем выше давление и темпе-
ратура, тем сложнее выполнить арматуру и поэтому так
важно упростить схему п уменьшить количество армату-
ры (уменьшение числа ниток, переход к моноблокам).

На трубопроводах высокого давления арматура при-
варная, т. е. фланцевые соединения отсутствуют. Арма-
тура имеет дистанционное, а в ряде случаев — автома-
тическое управление. Для блоков на сверхкритпческое
давление применяется арматура с бесфланцевым само-
уплотняющимся соединением корпуса и крышки, что
повышает его надежность и снижает массу.

4-5. ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТЕПЛОВЫХ
ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ И РАСХОД ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ

НА СОБСТВЕННЫЕ НУЖДЫ

а)	Котельное вспомогательное оборудование

К котельному вспомогательному оборудованию отно-/
сятся углеразмольные устройства и тягодутьевые маши-
ны. Шаровые барабанные мельницы (ШБМ) применя-
ются для углей с малым выходом летучих (тощие угли,
антрацитовый штыб). Обычно принимается система
с промежуточным бункером .пыли. На парогенератор
устанавливаются обычно две пылесистемы с ШБМ. На
йеблочных электростанциях с парогенераторами 420 т/ч
и ниже допускается устанавливать по одной пылесисте-
мс на парогенератор. Производительность мелышц вы-
бирается с запасом 10—15%.

Шаровые барабанные мельницы характеризуются
диаметром и длиной барабана и производительностью
но антрацитовому штыбу (АШ). Пересчет производи-
тельности В и расхода электроэнергии Э при размоле
в ШБМ на другую марку топлива можно вести по фор-
мулам:

где В, ВАШ— часовая производительность мельницы на дан-
ном топливе и на АШ, т/ч; R*™ = 6% — рекомендуемая
тонина помола для АШ; “ = 30 -г- 40 кВт • ч/т — удель-
ный расход электроэнергии на размол АШ; Эм — часо-
вой расход электроэнергии па мельницы, кВт-ч/т,
на размол В т/ч угля, /гл.« — коэффициент размоло-
способности.

Очевидно, что мощность, потребляемая двигателем из
сети, NM, кВт, численно равна Эм-

Следует отметить, что мощность холостого хода
ШБМ почти не отличается от мощности при нагрузке.
Поэтому ШБМ следует загружать возможно полней, на-
капливая запас топлива в промбункере, и расходовать
его, останавливая одну из мельниц. Удельный расход
электроэнергии на помол, кВт-ч/т:

При молотковых мельницах применяется схема
с прямым вдуванием. Число и производительность мо-
лотковых мельниц выбирают таким образом, чтобы их
было не меньше трех и чтобы при остановке одной из
них оставшиеся в работе могли обеспечить не менее 90%
номинальной производительности котла. Мощность, по-
требляемую мельницей, можно подсчитать ио формуле
158
N=NynDL,

(4-7)

где D и L — диаметр и длина ротора, м; Муд —удельная
нагрузка ротора, кВт/м2, равная для аксиальных мель-
ниц при 730 об/мин 50 кВт/м2 и при 900 об/мин
27 кВт/м2, а для тангенциальных мельниц соответст-
венно 45 и 27 кВт/м2.

Производительность молотковых мельниц В ориен-
тировочно

В = ВР	j/ln / /1п	(4-8)

«Л.О.р Т /\Руо / * АЭО

где Вр, /гл.о.р, /?р9о — производительность, т/ч, коэффи-
циент размолосиособности и остаток на сите RSo при
размоле топлива, па которое мельница рассчитывалась
при проектировании.

При высоковлажном топливе и блоках мощностью
500 и 800 МВт рекомендуется применение центрального
пылезавода с паровыми сушилками.

Обычно устанавливают по два вентилятора и по два
дымососа на парогенератор, причем производительность
каждого выбирается на 50% нагрузки. При работе одно-
го вентилятора или одного дымососа должна быть обес-
печена нагрузка парогенератора не менее 70% (при ра-
боте на АШ и тощих углях).

При выборе дымососов и вентиляторов принимается
запас по производительности 5% и по напору 10%•

Регулирование дымососов и вентиляторов центробеж-
ного типа осуществляй гея посредством направляющих
аппаратов с поворотными лопатками. На блоках уста-
навливаются двухскоростпыс электродвигатели. Осевые
дымососы регулируются направляющими аппаратами
при односкоростных электродвигателях.

Мощность, потребляемая дымососом или дутьевым
вентилятором, кВт, равна:

N =	С4'9)

где V— объемный расход газа или воздуха, м3/с; И —
напор, кПа; гц— к. п. д. вентилятора.

В случае двухкориусных котлов каждый корпус име-
ет один дымосос и один дутьевой вентилятор; при выхо-
де из строя любого из них срабатывает защита на от-
ключение корпуса.
Для пуска в зависимости от крутящего момента элек-
тродвигателя и от момента инерции (махового момента)
ротора машины мощность электродвигателя берется
с запасом 10% и выше против величины, полученной со-
гласно (4-9).

Для очистки уходящих дымовых газов от летучей
золы в настоящее время применяют преимущественно
электрофильтры, позволяющие получить степень улавли-
вания до 99% (степень улавливания — это отношение
массы установленной золы к массе золы перед электро-
фильтром) .

В электрофильтре между электродами, к которым по-
дается выпрямленный ток высокого напряжения, созда-
стся коронный разряд, в зоне которого частицы золы
получают отрицательный заряд и движутся к положи-
тельному осадительному электроду. Осадительные элек-
троды составляются из пластин коробчатого сечения, на
которых имеются штампованные карманы. При встряхи-
вании осадительных электродов с помощью специальных
молотков осажденная зола ссыпается в золовок бункер.

Электрофильтры выпускаются вертикального типа
ДВП (дымовой, вертикальный, пластинчатый) и гори-
зонтального типа ДГП-2 и ДГП-3 (дымовой, горизон-
тальный, пластинчатый, двух- и трехпольный).

Выбор электрофильтров ведется по сечению для про-
хода газов, которое подсчитывается по допустимой ско-
рости газов 1,2—1,7 м/с. При блоках большой мощности
габариты электрофильтров настолько велики, что именно
они определяют ширину ячейки блока.

б)	Вспомогательное оборудование турбоустановок

К вспомогательному оборудованию турбоустановки,
помимо теплообменников и эжекторов, отсасывающих
воздух из конденсатора, относятся различного типа на-
сосы.

Важным элементом являются питательные насосы.
При неблочной схеме число и производительность пита-
тельных насосов выбираются таким образом, чтобы при
выходе из строя любого из них оставшиеся могли обес-
печить работу всех установленных парогенераторов при
номинальной производительности. Для блоков на давле-
ние пара 12,75 МПа раньше устанавливали два пита-
тельных насоса с электроприводом на 100% нагрузки
Чо
каждый, причем один из них является резервным. Но-
вые нормы проектирования не предусматривают уста-
новки для блоков резервных питательных насосов. На-
сосы снабжаются гидромуфтами для регулирования по-
дачи изменением числа оборотов на валу насоса.

Для блоков 300 МВт на сверхкритическое давление
пара yciанавлпвается один питательный насос с турбо-
приводом на 100% нагрузки. Пар на приводную турбину
берется из отбора после промежуточного перегрева и
после турбины возвращается в цилиндр низкого давле-
ния главной турбины. Кроме турбонасоса, устанавли-
вается пускорезервный электронасос на 50% нагрузки.

В случае отключения генератора от сети (полный
сброс нагрузки) из-за падения давления пара в отборе
турбонасос отключается и автоматически включается
электронасос. При этом имеет место перерыв в питании
парогенератора па время около 8—10 с. Опыты показа-
ли, что прямоточные парогенераторы допускают перерыв
в питании до 30 с.

В случае установки на блок двух или трех турбонасо-
сов с турбинами конденсационного типа и с возможно-
стью подачи пара к ним также и от постороннего источ-
ника (магистраль собственных нужд 1,3 МПа) можно не
устанавливать пускорезервного насоса. В этом случае
турбонасос может обеспечивать пусковые операции бло-
ка, поскольку он может работать автономно. Быстро-
ходные турбонасосы (п=5600 об/мин) требуют установ-
ки бустерных (подкачивающих) насосов, которые созда-
ют давление па всасе питательного насоса около
2,0 МПа.

Напор питательного насоса для барабанных пароге-
раторов. Па,

&Рп.н Рб.макс Д~ Дрв.э Д' ДРтР Д- ДДув — put (4-10)

где Рб.макс — максимальное давление в барабане кот-
ла, Па: кръ.ъ — гидравлическое сопротивление водяного
экономайзера, Па; Артр— гидравлическое сопротивление
питательных трубопроводов, включая ПВД, Па; рд—
давление в деаэраторе, Па; MI— разность отметок меж-
ду барабаном котла и деаэраторным баком, м; ув—
удельный вес воды, Н/м3.

В случае прямоточных парогенераторов

Дрп.н = Рпе.м Д- Арк.а Д~ Артр Д~ А/7ув — рд»	(4-11)

11—444	161
где Рпе.м — максимальное давление пара за парогенера-
тором, Па; Дрк.а — гидравлическое сопротивление прямо-
точного парогенератора, Па.

Мощность, необходимая для привода насоса, кВт,

Л7 ___ УвДп.вАрп.н	,л .

/Уп.н— 10зу;н ,	(4-12)

где £>п.в — расход питательной воды, кг/с; vB — удельный
объем воды, м3/кг; т)н — к. п. д. насоса.

Обычно устанавливают несколько конденсатных на-
сосов, в том числе один резервный. Резервный насос
включается автоматически при падении давления кон-
денсата. Автомат включения резерва (АВР) получает
команду от электроконтактного манометра (когда стрел-
ка доходит до заданного предела, замыкается контакт).

Циркуляционные насосы устанавливаются без резер-
ва и выбираются по летнему режиму, когда температу-
ра охлаждающей воды максимальная. Па блочных элек-
тростанциях циркуляционные насосы устанавливаются
также блочно без связи по охлаждающей воде между
блоками. Это весьма упрощает схему водоводов и сокра-
щает число запорной арматуры. Напор циркуляционных
насосов зависит от системы водоснабжения и от геоде-
зических отметок и составляет 10—15 м вод. ст.

Для подачи сетевой воды устанавливаются сетевые
насосы, включая резервный насос.

Весьма ответственны насосы для подачи масла в си-
стему смазки и регулирования турбины.

При наличии масляного насоса на валу турбины уста-
навливают два резервных масляных электронасоса си-
стемы смазки, один из которых снабжен двигателем по-
стоянного тока с питанием от аккумуляторной батареи
на случай обесточивания системы собственных нужд.

На крупных блоках (мощностью 300 МВт и выше)
системы смазки и регулирования выполняются раздель-
ными (в систему регулирования подается негорючая
жидкость или конденсат). В этом случае устанавливают
не менее чем два электронасоса для каждой системы
с электродвигателями переменного тока, а также ава-
рийные насосы с электродвигателями постоянного тока.
Резервный насос постоянного тока для системы регули-
рования предназначен для кратковременной работы
в течение 15 мин в случае выключения собственных
нужд.
На блочных электростанциях собственные нужды
блока питаются от блочного трансформатора собствен-
ных нужд. Поэтому при отключении генератора от сети
блок должен удержать нагрузку собственных нужд. При
аварии с трансформатором собственных нужд через 1,5 с
включается резервный трансформатор и осуществляется
самозапуск электродвигателей. Анализ и опыт показы-
вают, что при столь кратковременном перерыве в пита-
нии собственных нужд блок может удержать нагрузку
без нанесения ущерба оборудованию. Необходимо, что-
бы защиты блока имели соответствующие выдержки
времени. Если резервный трансформатор не включается,
то через 9 с срабатывает защита па остановку блока.

®) Удельный расход электроэнергии
на собственные нужды

Удельный расход электроэнергии на собственные
нужды в процентах от выработанной электроэнергии за-
висит от ряда факторов, из которых важнейшими явля-
ются следующие:

1)	Вид топлива. На электростанциях, работаю-
щих на твердом топливе, добавляются механизмы угле-
подачи, дробильного отделения, пылеприготовления, зо-
лоудаления, что дает дополнительный расход электро-
энергии. Последний зависит от вида твердого топлива.

2)	Тип привода питательных насосов. Применение
турбопривода питательных насосов существенно сокра-
щает расход электроэнергии на собственные нужды.

3)	Начальные параметры пара и единичные мощно-
сти. С ростом начального давления пара растет расход
электроэнергии на питательные насосы при электриче-
ском приводе.

4)	Водоснабжение. От типа водоснабжения зависит
напор циркуляционных насосов, что определяет их мощ-
ность.

5)	Совершенство механизмов собственных нужд и их
регулирования. Повышение к. п. д. тягодутьевых машин,
питательных и циркуляционных насосов, так же как и
-совершенствование их регулирования, имеет первосте-
пенное значение для снижения расхода электроэнергии
на собственные нужды.

6)	Соответствие производительности и напоров тяго-
дутьевых машин и насосов характеристикам сетей, на
11*	163
Удельный расход электроэнергии на собственные
нужды конденсационных электростанций

Тип турбоагрегата или блока	Вид топлива	Удельный расход электро- энергии на собственные нуж- ды, % от выработанной элек- троэнергии			
		Нагрузка, % номинальной			
		too	8П	60	40
В К-100-6 или	АШ	8,6	9,6	12	15,5
ВКТ-100	Каменный уголь	7,1	8,0	9,9	12,8
	Бурый уголь	6,6	7,4	9,2	4,9
	Мазут	5,6	6,3	7,8	10,1
К-150-130-Р500*	АШ	7,1	7,5	7,8	9,2
	Каменный уголь	6,1	6,4	6,7	7,9
	Бурый уголь	5,6	5,9	6,2	7,3
	Мазут	4,5	4,7	5,0	5,9
К-200-130-рб70*	АШ	6,9	7,2	7,6	9,0
	Каменный уголь	5,9	6,2	6,5	7,7
	Бурый уголь	5,4	5,7	5,9	7,0
	Мазут	4,3	4,5	4,7	5,6
К-200-130+2X335*	АШ	7,2	7,6	7,9	8,3
	Каменный уголь	6,2	6,5	6,8	7,1
	Бурый уголь	5,7	6,0	6,2	6,5
	Мазут	4,6	4,9	5,0	5,3
К-300-240+2Х500*	АШ	5,1	5,3	5,6	5,9
	Каменный уголь	4,1	4,3	4.5	4,7
	Бурый уголь	3,6	3,8	4,0	4,1
	Мазут	2,5	2,6	2,9	3,2
К-300-240+1000*	АШ	5,1	5,1	5,4	6,4
	Каменный уголь	4,1	4,1	4.3	5,1
	Бурый уголь	3,6	3,6	3,7	4,4
	Мазут	2,5	2,5	2,6	3,0

♦ Паропроизводительиость котлоагрегата в т/ ч.

которые они работают. Из тишине запасы приводят к пе-
рерасходу электроэнергии.

В табл. 4-1 приводятся расчетные значения удель-
ного расхода электроэнергии на собственные нужды для
различных типов турбоустановок, различных видов топ-
лива и при различных нагрузках1. Задачей эксплуата-

1 Таблица заимствована из книги В. Г. Жилина «Проектирова-
ние тепловых электростанций большой мощности». М., «Энергия»,
1964 г.
ции является достижение расчетных показателей. Так.
на Бурштынской ГРЭС (12X200 МВт, каменный уголь
марки «Г» Львовско-Волынского месторождения) удель-
ный расход электроэнергии на собственные нужды за
1971 г. составил 6,75%, что почти соответствует проект-
ным показателям (при средней нагрузке 75% —по табл.
4-1 6,4%).

4-6. РАСЧЕТ ТЕПЛОВОЙ СХЕМЫ

Для того чтобы провести расчет тепловой схемы, т. е. опреде-
лить расход тепла, расход рабочего пара па турбину и другие эле-
менты, необходимые для обеспечения заданных электрической и
тепловой нагрузок, надо прежде всего знать процесс расширения
пара в турбине. Для построения процесса в I, «-диаграмме надо
знать параметры свежего лара (ре, t0), параметры промежуточного
neper рева (р'п.п, р"п.п, /пп), давления отборов и давление в кон-
денсаторе. Всеми этими величинами задаются на основании имею-
щихся рекомендаций и накопленного опыта. При разработке новых
установок указанные параметры требуют технико-экономического

Рис. 4-8. Процесс расширения пара в турбине в г, «-диаграмме.

обоснования. В случае типовых турбоустановок указанные парамет-
ры 'Известны. Внутренние относительные к. п. д. (т)о0 ступеней или
групп ступеней турбины, которые также должны быть известны при
построении процесса расширения пара, зависят от объемного про-
пуска пара и могут приниматься на основании данных, имеющихся
по уже выполненным турбоагрегатам.
На рис. 4-8 приведен процесс расширения пара в турбине с про-
межуточным перегревом пара. Точки пересечения линии расширения
пара с изобарами, соответствующими давлениям отборов, дают па-
раметры пара отборов (энтальпию и температуру). Для определе-
ния расхода пара на турбину воспользуемся выражением (3-40) и
вынесем mi — расход пара через первую ступень (группу ступеней)
турбины — за знак суммы:

k

Nt — mi nikhi, k-

1

где mh=mklmi (при этом ini =11) —относительный расход пара
через k-ю ступень (группу ступеней) турбины.

С учетом механических потерь и потерь в генераторе имеем:

Мв = mir^'Zmk'hi, k.	(4-13)

где — (мощность на клеммах генератора; т]м — механический
к. п. д., учитывающий потери на трение в подшипниках, которые
могут составлять 1—3%; т]г— к. п. д. генератора, учитывающий по-
тери, связанные с нагревом обмоток генератора, а также с потерями
в стали и составляющие 1—3%.

Из (4-13) получаем выражение для расхода пара через первую
ступень турбины:

Nb
nii =-----------

rIMrlr^mkhi, k

Расход лара на турбину то больше mi на (величину протечек
пара через штоки клапанов и переднее уплотнение вала турбины
шПр. Тогда получаем:

। Л । ,Л!пр \
т0 — т i -f- /»пр = т i ( 1	1 •

Окончательно получим:

— N9

то = (I + /Дпр)	*	(4-15)

ЧмчдгЗ k
।

Здесь тпр = ~~ (тлр 1 ч- 2»/0).

Величины ink определяются последовательно путем вычитания из
mk-i относительной величины отбора перед k-й ступенью.

Часовой расход пара на турбину 1£>о=3600 то.

Расход тепла на турбоустановку определяется выражением

Qg mgl^io—In.в) “Ь'/Лп.П^/п.П,	(4-16)

где io—энтальпия свежего пара; in.в— энтальпия питательной во-
ды; Д/'п.п — повышение энтальпии пара в результате промежуточно-
го перегрева; тп.п—расход пара через промежуточный паропере-
греватель.

Величины отборов пара на регенеративный подогрев питатель-
ной воды определяются из уравнений тепло>вого баланса подогрева-
166
телей (4-1). Теплофикационные отборы пара в случае ТЭЦ опреде-
ляются режимом тепловой нагрузки.

4-7. ТЕПЛОВАЯ ЭКОНОМИЧНОСТЬ ТЭС

а) Тепловая экономичность КЭС

Энергетический блок развивает мощность Na, затра-
чивая при этом мощность на привод механизмов собст-
венных нужд Aic.H и сжигая за 1 с В кг топлива.

Коэффициент полезного действия нетто блока равен:

<4-17)

Величина BQi’n=Qfij[ есть секундный расход тепла на
блок.

В условиях эксплуатации цнбЛ подсчитывают для от-
четности за некоторый период времени — за смену, за
сутки, за месяц, за квартал, за год. Например, за год:

Q ___ ОГОД

Т]н6л.год ~~ 7ОРСД~	<4’18)

£>годЧ'Ря

Для подсчета по (4-18), построенной по прямому ба-
лансу энергии, нужны измерения Э и Эс.п (по счетчи-
кам), а также Втк. Последнее с достаточной точностью
возможно лишь при газовом топливе.

Что касается твердого и жидкого топлива, то изме-
рение его расхода при наличии промежуточных емкостей
представляет значительные трудности. К тому же тепло-
та сгорания твердого топлива Qr„, как уже отмечалось
выше, меняется вместе с изменением зольности и влаж-
ности. Поэтому расход топлива определяют путем рас-
чета т]п.г обратным балансом.

По показаниям приборов определяют расход пита-
тельной воды £>п.в, паропроизводительность парогенера-
тора Впе и параметры пара и воды. По этим данным
можно определить количество воспринятого парогенера-
тором тепла, которое с учетом тепла продувочной воды
равно:

Qi = Dne{io — in.в) -ф- ОпрДг’п.п -ф- Дпр(«пр — in.в), (4-19)

где	—Dnc — расход продувочной воды.

Потери тепла Q2, Qs, Qi, Qs и Qe определяются, как
описано в § 2-8, и по этим данным определяется расход

167
топлива на парогенератор:

в=^7-

Такой метод определения расхода топлива называет-
ся обратным балансом.

Выражение (4-17) можно записать следующим обра-
зом:

н ___Л'э — уУс.нЛ'э Сэ Qi

73 6л — ~уэ ОТ ОТ ~BQpT 

Далее имеем: 2V3/Q3 —т]э— электрический к. и. д.
турбоустановки; Qs/Qi = iJtp — к.п.д. транспорта тепла,
учитывающий потери тепла в трубопроводах^станции, с
учетом потерь пара и воды £)ут и с продувкой, ~
— 7]б₽г — к.п.д. брутто парогенератора, учитывающий, в
отличие от к. п. д. по (2-11) и (2-12), тепло продувочной
воды; Агс.к/Л^э=^с.н — коэффициент, учитывающий собст-
венные нужды и составляющий при номинальной мощ-
ности от 4 до 7% в зависимости от вида топлива и типа
привода питательного насоса (электро- или турбопри-
вод).

В результате имеем:

Чнбл = Ч]эЧ]трЧ1нп.г(1 — Лс.н),	(4-20)

т. е. к. п. д. блока (станции) нетто равен произведению
к. и. д. трубоустановки, к. и. д. парогенератора нетто,
к. п. д. транспорта тепла и коэффициента, учитывающего
собственные нужды. Важнейшим является электрический
к. п. д. т]э, отражающий совершенство цикла.

При наличии турбопривода питательного насоса, пита-
емого паром из отбора турбины, подсчитывают и т]нэ:

^ = ^±^5;	(4.21)

Гэ = §--	(4-22)

Величина т]э зависит от величины т]ог- турбины, а так-
же от начальных параметров пара, давления в конден-
саторе, от температуры регенеративного подогрева и
промежуточного перегрева.

168
Повышение начальной температуры увеличивает к. п. д.
цикла и благоприятно сказывается на величине за
счет снижения конечной влажности пара при отсутствии
промежуточного перегрева. На современном этапе на-
чальная температура свежего пара достигает 540—560°С.

Повышение начального давления увеличивает М,
однако одновременно увеличивает работу на перекачку
воды питательным насосом и неблагоприятно влияет на
т)о н снижает объемный пропуск пара через первые сту-
пени и повышает конечную влажность. При температуре
перегрева 540—565°С повышение давления сверх 10,0—
11,0 МПа приводит к недопустимо большой влажности,
и поэтому необходим промежуточный перегрев. Введение
промежуточного перегрева не только позволяет поднять
начальное давление пара, по и повышает к. п. д. на
4—5% *- Повышение начальных параметров пара и про-
межуточный перегрев дают увеличение действительного
теплопадения пара в турбине й, и, следовательно, снижа-

ют расход пара на турбину
турбины при сохранении той
же мощности. Увеличение
hi облегчает решение проб-
лемы повышения единич-
ной мощности турбоагрега-
тов.

Весьма эффективным
средством повышения т]э яв-
ляется регенеративный подо-
грев питательной воды, ко-
торый не требует значитель-
ных дополнительных капита-
ловложений, но дает боль-
шой выигрыш в к. и. д. (до
15%). Обычно применяется

и через последнюю ступень

Рис. 4-9. Паровая характери-
стика турбины.

от 7 до 9 регенеративных

отборов пара. Давление верхнего отбора определяется
принятой на основании технико-экономических расчетов
температурой питательной воды. Для характеристики
тепловой экономичности вводится понятие удельного рас-
хода тепла на турбоустановку q3 и по блоку в целом
9бл, а также удельного расхода условного топлива Ьу.

* Здесь и далее имеется в виду относительный выигрыш в к. п. д.,
т. е. Дт)=:(т)1---Т]2)/Т12 • 100%.
Электрический к. п. д. однозначно связан с удельным
расходом тепла на турбоустановку:

Оэ 1

<4-23>

Аналогично

<424>

Расход условного топлива в килограммах на произ-
водство 1 МДж (103 кДж) электроэнергии называется
удельным расходом условного топлива и определяется
соотношением

,у__ Юз	0,0343

' Тбл-29 300

Аналогично удельный расход условного
в килограммах на 1 кВт-ч равен:

ЙУ —	3600	0,123

Тбл' 29 300	7|бд

(4-25)

топлива

(4-25а)

Изменение расхода пара на турбину при изменении
ее мощности называется паровой характеристи-
кой турбины. С достаточной точностью паровая ха-
рактеристика выражается линейной зависимостью (иног-
да с переломом)

£>о=Дх.х+/-Ма,	(4-26)

показанной на рис. 4 9. В этом соотношении Дх.х— рас-
ход пара на холостой ход турбины при Мэ—0. Величи-
на г есть приращение расхода пара при увеличении мощ-
ности на 1 кВт.

Из рис. 4-9 следует:

или

Д|   XdnowNНом	Йном(1   X)Nэ,

где dH(jM=DKOM!NHOM— удельный расход пара на турбину
при номинальной нагрузке; x=£)x.x/Z)H0M— коэффициент
холостого хода. Обычно х=а0,05.

Соответственно удельный расход пара равен.

d — xdnosi -------b йном( 1 — X) — dnoM



(4-27)
Величина f=Ng/NBoM называется коэффициентом на-
грузки.

Зависимость между расходом топлива на блок В^л
и его нагрузкой N3 называется топливной характеристи-
кой блока.

Приближенно топливная характеристика выражается
прямой с изломом

Вбл = Вх.х+т+'й"(^—М).	(4-28)

Здесь jBx.x — расход условного топлива при холостом
ходе; Ь' — коэффициент относительного прироста в ин-
тервале от 0 до М; Ь" — коэффициент относительного
прироста в интервале от Ni до Мтом.

Приводим значения этих показателен для некоторых
блоков в табл. 4-2.

Среднегодовой удельный расход условного топлива
на отпущенный 1 МВт-ч можно определить:

/;“год = Л"ном( 1	е).	(4-29)

Величина надбавки на среднегодовой режим е зави-
сит от многих факторов:

I "граб \	,	/ mi \

Ьхх(1-^	)+А1Ь	i-С?)

Е==	bx.x—ki(b'f — b') + b"	

(4-30)

Здесь Ьх.х = ^х.х/А^ном! Г/ZpaC “Траб/Ттюм, ГДе Траб ЧИСЛО
часов работы блока в год; тНОм — число часов использо-
вания номинальной мощности в год:

Тяом=>Эгод/А^ном;	(4-31)

•ki=Ni/NBOM, m1=9i/9r0R, где — выработка электро-
энергии за год при мощностях N^.Ni, 9i определяется
по годовому графику продолжительностей нагрузок;

Из (4-30) видно, что среднегодовой удельный расход
условного топлива тем меньше, чем больше тяом, т. е.
чем больше выработка электроэнергии за год.

б) Тепловая экономичность ТЭЦ

На ТЭЦ производится два вида продукции: электро-
энергия и тепло, отпускаемое с паром или горячей во-
Тепловые характеристики блоков

Таблица 4-2

Тип блока	Вид топ- лива	Показатели					
		ех.х		NT in т.м	Ь'	Ь"	ь11  ном
		т/ч	МВт		т/(МВт-ч)		
К-160-130	У	5,91	130	85	0,293	0,338	0,360
	гм	5,73	130	60	0,287	0,328	0,344
К-200-130	У  ГМ	7,32  7,00	150  150	ПО  80	0,288 0,279	0,327 0,318	0,353 0,337
К-300-240	У  гм	10,4  10,2	250  250	170  140	0,286 0,278	0,309 0,300	0,339  0,324
К-500-240	4	15,8	400	290	0,284	0,309	0,336
К-800-240	У	25,2	640	520	0,283	0,307	0,330
	гм	24,5	640	360	0,276	0,298	0,318

Примечание. —уделыый расход услов.юго топлива па отпущенный
МВт • ч при номинальной нагрузке; У — топливо — уголь; Г/М — газомазутпос топли-
во; AZTM — допустимая минимальная нагрузка.

дой. Соответственно применяются частные к. п. д. от-
дельно по каждому виду продукции.

Коэффициент полезного действия ТЭЦ по отпуску
тепла равен:

'/1qc = TJn.r'flTpTJn.

(4-32)

Здесь т]п — коэффициент, учитывающий потери при
отпуске тепла.

При отпуске пара непосредственно из отбора ц,г= 1
При отпуске тепла с горячей водой, нагреваемой в сете-
вом подогревателе, цп~0,99.

Таким образом, к. п. д, по отпуску тепла имеет для
ТЭЦ тот же вид, что и для котельной. Это означает, что
выгоды теплофикации условно отнесены к частному
к. п. д. по выработке электроэнергии:

Ч=''3п-г73трЧ

(4-33)

где tiN — частный электрический к. п. д. по выработке
электроэнергии, равный отношению тепла, превращенно-
172
го в электроэнергию, к теплу, затраченному на выработ-
ку электроэнергии:

(4’34)

где Qn — тепло, отпускаемое потребителю.

Для турбоустановки с противодавлением (П-устаиов-
ка), схема которой представлена на рис. 4-10, имеем:

Л^э=Д(^о 1п)г)мТ)г; Q/y = D(iB—in)',

-- ^п)	/л

Ч — £>(<„—/„) ''МГ — ’МГ ’	(4‘35)

Таким образом, наиболее высокий к. п. д. по выработ-
ке электроэнергии имеет установка с противодавлением,
в которой пет потерь тепла в холодном источнике. Ве-
личина tjv. не зависит от совершенства процесса выра-
ботки электроэнергии, что является недостатком этого
показателя, который не позволяет сравнивать между со-
бой тепловую экономичность П-установок. Поэтому для
оценки совершенства П-устаповок применяют еще дру-
гой показатель — удельную выработку электроэнергии
на тепловом потреблении, кДж/кДж:

эт=МЖ	(4-36)

Для турбин с противодавлением

Д(<о — г’п) „ _ io — in	i л

Эт ~ D(in-io.K) — 7n-io.K	(4'37)

Здесь i'o.k — энтальпия конденсата, возвращаемого от

геплового потребителя.

В

денсацией можно общую вы-
работку электроэнергии раз-
делить на теплофикацион-
ную на базе теплового по-
требления и конденсацион-
ную. Чем выше доля тепло-
фикационных потоков пара,
тем выше частный электри-
ческий к. п. д. по выработке
электроэнергии.

При этом выработку элек-
троэнергии отборным паром
на регенеративный подогрев

турбине с регулируемыми отборами пара и с кон-

Рис. 4 10. Схема турбоустанов
ки с противодавлением.
питательной воды следует распределить между теплофи-
кационной и конденсационной выработками пропорцио-
нально потокам пара в регулируемые отборы и в кон-
денсатор.

Выработка электроэнергии теплофикационным пото-
ком пара происходит с частным к. п. д. по выработке
электроэнергии, равным к. п. д. установки с противодав-
лением:

Ч]Л'С — ’’Мг^тр’Чп.г-

(4-38)

Часовой расход топлива на ТЭЦ можно условно раз-
делить на топливо, затраченное на выработку тепла,
и топливо, затраченное на выработку электроэнергии,,
B?N:

пу _ Qn-3600 _ 0,123(?п
Q т;^. 29300 7)Qc

(4-39)

Здесь Qu — отпуск тепла потребителю, кВт;

Вул=Ву—ByQ	(4-40)

Расход условного топлива в килограммах на отпуск
10® кДж тепла равен:

/W _	106	_ 34'2

^.29 300 — t]Qc '

Удельный расход условного
1 кВтч электроэнергии равен:
_3600 __

N 7)^.29 300

топлива на выработку

0,123

(4-41)

4-8. ТЕПЛОВЫЕ СХЕМЫ ПАРОГАЗОВЫХ

И АТОМНЫХ УСТАНОВОК

а)	Парогазовые установки

Газотурбинные установки (ГТУ) применяются в на-
стоящее время в ряде стран в качестве пиковых. Это>
полностью автоматизированные установки, работающие
по 1,5—2 ч в сутки для покрытия пиковой нагрузки.
При таком режиме работы пониженная тепловая эконо-
мичность может компенсироваться за счет сравнительно
невысокой удельной стоимости. Кроме того, подобные
условия работы упрощают проблему топливоснабжения,
которая осложнена тем, что ГТУ способны работать на.
газе или легком жидком топливе.
Комбинация газотурбинной и паротурбинной уста
новок называется парогазовой установкой
В настоящее время разработаны серии парогазовых уста
новок по б^еме ЦКТИ

с высоконапорным па-
рогенератором. Прин-
ципиальная схема по-
добного парогазового
блока мощностью
200 МВт приведена на
на рис. 4-11.

Высокопапорный па-
рогенератор (ВПГ) па-
ропроизводителыюстыо
430 т/ч получает для
горения сжатый до
0,5—0,6 МПа воздух,
нагнетаемый компрес-
сором, который приво-
дится от газовой тур-
бины. Уходящие газы
парогенератора при
температуре 750°С по-
ступают в газовую тур-
бину, которая, помимо
компрессора, приводит
во вращение генератор
40 МВт. Пар из пароге-

Рис. 4-11. Принципиальная тепловая
схема парогазового блока 200 МВт.

1 — газотурбинный агрегат 40 МВт; 2 —
паротурбинный агрегат 160 МВт; 3, 4 —
экон о м а из ер ы.

нератора при парамет-
рах 14 МПа и 545'°С
направляется в серий-
ную турбину К-160-130

с начальными параме-

трами пара 13 МПа и 540°С. Имеется промперегрев до
540°С. Отработавшие газы газовой турбины охлаждают-
ся в теплообменниках, служащих экономайзером паро-

генератора.

Подобный блок по расчетам имеет к. in. д. выше,
а удельную стоимость ниже, чем обычный паротурбин-
ный блок на те же параметры пара.

б)	Атомные электростанции (АЭС)

В настоящее время в мире уже эксплуатируется
большое число АЭС, но доля их выработки электроэнер-

175
гии пока невелика. Однако в ближайшие годы ожида-
ется быстрый рост мощностей АЭС.

В настоящее время перспективными являются АЭС
с водо-водяными реакторами (ВВР) и с газографитовы-
ми реакторами (ГГР).

АЭС с ВВР имеет двухконтурную схему: реактор
охлаждается водой под давлением, и эта вода, подогре-
тая до 275°С, отдает тепло в парогенераторах-испарите-
лях, вырабатывающих насыщенный пар. Таким образом,
особенностью АЭС с ВВР являются турбины, работаю-
щие на насыщенном паре. Для того чтобы влажность
пара не выходила за допустимые пределы, после ЦВД
пар направляется в сепараторы, после которых подсу-

Рис. 4-12а. Принципиальная схема атомной электростанции с ВВР
176
шенный пар направляется в ЦНД. Сепараторы могут
дополняться паровым промежуточным перегревом пара.

Турбины, работающие на насыщенном паре, имеют
малое действительное теплопадение hi и соответственно
большой расход пара. Это обстоятельство усложняет
конструкции турбин большой мощности. Получили рас-
пространение ВВР с двумя турбинами на насыщенном
паре по 220 МВт. На подобной АЭС устанавливается
два блока с общей мощностью 880 МВт. На рис. 4-12а
представлена принципиальная схема АЭС с ВВР. Сле-
дующий этап — это реакторы с электрической мощно-
стью 1000 МВт, к которым подключаются две турбины
К-500-65, работающие на насыщенном паре. Применяют-
ся два типа реакторов: корпусные водо-водяные и ка-
нальные графито-водяные (ГВР).

При ГВР применяется одноконтурная схема АЭС.
АЭС с турбинами 500 МВт имеют мощность 2000 МВт.
Все перечисленные АЭС имеют реакторы, работающие
на медленных нейтронах, причем замедлителем служит
либо графит, либо дистиллированная вода. Ядерным го-
рючим служит обогащенный уран. В природном уране
и2зв имеется около 0,7% другого изотопа U235. Именно
U235 делится медленными нейтронами и является ядер-
ным горючим. В обогащенном уране содержание U2s5
доводится до 3—5%, что естественно увеличивает затра-
ты на ядерное горючее. Помимо ядерной реакции деле-
ния ядер нейтронами, происходит реакция захвата ней-
тронов ядрами U2S8. В результате захвата нейтрона по-
сле цепочки преобразований из U238 образуется Р12з9 —
новый радиоактивный изотоп, который также делится
медленными нейтронами и может служить ядерным го-
рючим.

Отношение числа атомов нового делящегося веще-
ства, полученного в реакторе, к числу выгоревших ато-
мов ядериого горючего называют коэффициентом
воспроизводства. Теоретически максимальное значение
этого коэффициента равно 1,1.

Реакторы, в которых коэффициент воспроизводства
больше единицы, называются реакторами-размножителя-
ми. Наиболее перспективны реакторы-размножители на
быстрых нейтронах. Теплоносителями для этих реакто-
ров могут служить жидкие металлы (натрий), обеспе-
чивающие весьма высокий теплосъем с единицы объема
активной зоны. Именно АЭС с реакторами-размножите-
лями на быстрых нейтронах являются перспективными,
а АЭС с реакторами на медленных нейтронах будут при-
меняться лишь до освоения АЭС на быстрых нейтронах
и для накопления для них Р1гз9-

При применении в качестве теплоносителя жидкого
натрия во втором (или третьем) контуре можно полу-
чить водяной пар с перегревом и осуществить промежу-
точный перегрев пара. Таким образом, в этом случае
возможно применение тех же паровых турбин, что и на
обычных ТЭС.

В настоящее время установка на быстрых нейтронах
проходит промышленное освоение на опытных АЭС.

Рис. 4-126. Принципиальная схема АЭС с .реактором на быстрых
'нейтронах.

Г —реактор; 2 — циркуляционный насос I контура; 3 — Na—Na — теплообмен-
«ик; 4 — парогенератор; 5 — турбина К-200-130; 6 — ПНД; 7 ~ ПВД; 8 — цир-
лсуляцнонный насос II контура.

На рис. 4-126 приведена принципиальная тепловая
«схема АЭС с реактором на быстрых нейтронах. В пер-
вом и промежуточном контурах теплоносителем служит
жидкий натрий. На выходе из активной зоны реактора
теплоноситель имеет температуру 545—580 °C. На тур-
бину К-200-130 подается пар с давлением 12,7 МПа и
температурой 540—505°С, промежуточный перегрев осу-
ществляется до той же температуры.

Блок включает в себя реактор тепловой мощностью
1470 МВт, три прямоточных парогенератора и три тур-
боагрегата К-200-130.

Л78
4-9. СООРУЖЕНИЯ И ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ХОЗЯЙСТВО
ТЕПЛОВЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

а)	Техническое водоснабжение ТЭС

Задача системы технического водоснабжения состоит
в обеспечении ТЭС необходимым количеством воды. Вы-
ше (§ 3-9) было указано, что кратность охлаждения для
конденсаторов современных турбин равна т = 40-т-70, что-
определяет расход охлаждающей воды. Так, например,
для турбин К-300-240 бо.в=т1)к=60-600=36 тыс. м3/ч..
Для электростанции мощностью 8x300 = 2400 МВт по-
требуется 36-Ю3Х8=288 тыс. м3/ч, пли 80 м3/с воды.
Для сопоставления укажем, что расход воды в р. Оке
равен 40—45 м3/с, а в р. Доп 60 м3/с.

Для водоснабжения ТЭС (применяют либо прямо-
точную, либо о б о р о т ну ю с и с т ем у.

При прямоточной системе охлаждающая вода заби-
рается из реки и после конденсатора снова сбрасывается
в реку ниже по течению. Прямоточная система возмож-
на в том случае, если расход воды в реке превышает от-
вод воды па водоснабжение.

Вода из реки поступает в водоприемник через грубые
решетки, после чего проходит еще вращающиеся сетки,
промываемые водой. Далее вода поступает в циркуля-
ционные насосы, которые устанавливаются на береговых
насосных. Последние могут совмещаться с водоприемни-
ком. Для мощных блоков система водоснабжения также
выполняется по блочному принципу, т. е. без поперечных
связей. Применение блочной схемы позволяет отказать-
ся от установки на напорных водоводах обратных клапа-
нов и задвижек, что существенно удешевляет систему
водоснабжения. В качестве циркуляционных обычно при-
меняют осевые насосы вертикального типа. После кон-
денсаторов вода отводится по сливным каналам.

В том случае, когда река не может обеспечить нуж-
ного для ТЭС расхода воды, на ней сооружают плотину
и образуют искусственное водохранилище, которое назы-
вают прудом-охладителем. Вода забирается с одного
конца пруда-охладителя и по отводящему каналу сбра-
сывается в другом его конце. В этом случае пруд имеет
вытянутую форму и транзитный поток воды движется
через пруд. Кроме транзитного потока, часть пруда за-
нята водоворотной зоной, а часть — застойными
участками. В некоторых случаях для организации тран-
12*	17»
зитного потока сооружают направляющую дамбу или
.струенаправляющее сооружение. Для электростанции
мощностью 2400 МВт (8 блоков по 300 МВт) потребная
площадь водохранилища равна 1900—2400 га, т. е. 8—
10 м2/кВт.

Другим типом оборотной системы водоснабжения
является система с башенными охладителями, называе-
мыми градирнями. Конструкция градирни показана на

Рис. 4-13. Башенная пленочная градирня с железобетонной башней.

рис. 4-13. Охлаждающая вода нагревается в конден-
саторе 1 на 8—10°С и по трубопроводу подачи теплой
воды 2 поступает на водораспределительное устройст-
во 3. состоящее из распределительных желобов и рабо-
чих лотков. В днищах последних установлены насадки,
через которые вода струями падает вниз на разбрызги-
вающие фарфоровые розетки, установленные под насад-
ками. Струи воды отражаются от розеток и разбрызги-
ваются. В результате капли воды падаю г на щиты оро-
сителя 5 и стекают вниз в виде водяной пленки в водо-
сборный бассейн 6. Поэтому градирни такого типа на-
зываются пленочными. Вытяжная башня 9 создает есте-
ственную тягу воздуха, поступающего через окна 4. Из
водосбросного бассейна охлажденная вода по каналам
7 самотеком поступает к циркуляционным насосам 8.

Применение находят и вентиляторные градирни, в ко-
торых тяга для прососа воздуха осуществляется с по-
мощью вентиляторов, а вытяжная башня отсутствует.

Обычно оборотная система водоснабжения с градир-
нями применяется для ТЭЦ, поскольку градирни требу-
ют значительно меньше места, чем пруд-охладитель, и
180
расход пара в конденсатор на ТЭЦ меньше из-за отбора
пара для тепловых потребителей. К этому надо доба-
вить, что мощность ТЭЦ обычно меньше мощности
ГРЭС. Однако при неблагоприятных условиях водоснаб-
жения градирни устанавливаются также и на ГРЭС.

При оборотной системе водоснабжения охлаждение
воды происходит преимущественно за счет теплоотдачи
испарением и лишь частично — за счет теплоотдачи кон-
векцией. Поэтому такое охлаждение воды носит назва-
ние испарительного охлаждения. Теоретически при испа-
рительном охлаждении воду можно охладить до темпе-
ратуры 6 установленного на воздухе смоченного термо-
метра, которая зависит от температуры воздуха /11Яр и
от относительной влажности воздуха гр. Величина 0 выше
температуры насыщения по ниже /пар. Практически
температура охлажденной воды tt всегда выше 0 на ве-
личину б, характеризующую совершенство охладителя.
При испарительном охлаждении воды испаряется при-
мерно столько же, сколько пара конденсируется в кон-
денсаторе. Потерю воды с испарением приходится вос-
полнять добавочной водой.

В последние годы начинают находить применение
«сухие» градирни (градирни Геллера). При этом вода
циркулирует в закрытой системе «смешивающий кон-
денсатор— циркуляционный насос — «сухая» градирня—
конденсатор». Охлаждающей водой служит турбинный
конденсат. «Сухая» градирня представляет собой ком-
плект теплообменников из алюминия, в которых вода
охлаждается омывающим их воздухом. Движение воз-
духа обеспечивается либо самотягой, либо вентилято-
рами.

Таким образом, «сухая» градирня также выполняется
как башенный охладитель.

Следует отметить, что на долю технического водо-
снабжения приходится 6—12% удельных капиталовло-
жений в электростанцию.

6)	Генеральный план электростанции

Место сооружения электростанции выбирается с уче-
том размещения потребителей электроэнергии, топлив-
ной базы и источника водоснабжения.

Мощность электростанции определяется этими же
факторами, а также мощностью энергетической системы.
Увеличение мощности электростанции снижает ее удель-
ную стоимость, но удорожает линии электропередачи^
так как возрастает радиус действия и, следовательно,
протяженность ЛЭП.

Мощность электростанции может лимитироваться
размерами топливной базы и источников водоснабжения,
а также необходимостью поддержания санитарных норм
чистоты воздушного бассейна.

Площадка должна иметь подъездные железнодорож-
ные и автомобильные пути. Основные сооружения — это

Рис. 4-14. Генеральный план электростанции 2400 МВт.

1 — водохранилище; 2 — главный корпус; 3 — открытое водораспределительное
устройство; 4 — топливное хозяйство; 5 — склад угля; 6 — объединенно-
вспомогательный корпус; 7 — мазутное н масляное хозяйства.

главный корпус с дымовыми трубами, открытое распре-
делительное устройство (ОРУ), топливное хозяйство, си-
стема водоснабжения, объединенный вспомогательный
корпус, в котором размещаются химводоочистка, мастер-
ские, служебные помещения. При выборе генерального’
плана электростанции надо предусмотреть рациональное
182
взаимное расположение основных сооружений, обеспе-
чивающее удобство эксплуатации и экономичность.

Главный корпус, в котором установлено основное и
вспомогательное тепломеханическое и электрическое
оборудование, размещается параллельно береговой ли-
нии источника водоснабжения и обращен к последнему
машинным залом. Это позволяет приблизить источник
водоснабжения к конденсаторам турбин, сократив про-
тяженность подводящих и отводящих водоводов и высо-
ту подъема воды насосами.

При ровном рельефе местности можно расположить
ОРУ между водохранилищем и машинным залом. При
крутом рельефе применяется вариант с размещением
главного корпуса непосредственно рядом с водохранили-
щем, а ОРУ — за угольным складом. В этом случае
осуществляется переход электрическими линиями через
главный корпус, что показано на генплане типовой
ГРЭС 2400 МВт, изображенной на рис. 4-14.

Размещение ТЭЦ определяется расположением по-
требителя технологического пара. Отопительная ТЭЦ
может размещаться на некотором удалении от отопи-
тельного района (10—15 км), что облегчает выбор пло-
щадки для нее.

в)	Главный корпус электростанции

Главный корпус представляет собой каркасное зда-
ние. Каркас выполняется из сборного железобетона или
металла.

Применение типового проекта из универсальных
строительных конструкций из сборного железобетона по-
зволяет сократить сроки строительства и тем самым уде-
шевить его.

Главный корпус состоит из котельного, турбинного и
бункерно-деаэраторного отделений, пролеты которых
определяются габаритами оборудования. Ячейка блока
определяется габаритами котло- и турбоагрегатов и
вспомогательного оборудования. Ширина ячейки берется
кратной шагу колонн и составляет:

Для блока	200	МВт................ 3X12	м

Для блока	300	МВт............... 4X12	м

Для блока	500	МВт................ 5X12	м

Для указанных блоков применяется поперечное рас-
положение турбин в машинном зале, при котором ось
турбин перпендикулярна продольной оси машинного за-
ла. При этом получается одинаковая длина турбинного
и котельного отделений и сокращаются трубопроводы
между парогенераторами и турбинами.

Пролет машинного зала составляет 45 м для турбин
200 и 300 МВт и 51 м для турбин 500 МВт. Одновальные
турбогенераторы 800 и 1200 МВт устанавливают в ма-
шинном зале продольно. Пролет котельного отделения
составляет 33—42 м. В бункерно-деаэраторном отделе-
нии размещаются бункера сырого угля, бункера пыли,
углеразмольные мельницы, деаэраторы, блочные щиты
управления. Пролет бункерно-деаэраторного отделения
12 м. Углеразмольные мельницы размещаются на фун-
даментах на нулевой отметке, блочные щиты управле-
ния — на отметке 9 м, которая называется отметкой об-
служивания и проходит по всему главному корпусу, хотя
перекрытие не является сплошным. Бункера подвешива-
ются к каркасу здания. Деаэраторы размещаются на
отметке 21 м.

Бункерно-деаэраторное помещение размещается меж-
ду котельным и турбинным отделениями.

На ТЭЦ выполняют два промежуточных помеще-
ния — бункерное и деаэраторное; в последнем размеща-
ется трубопроводная галерея, деаэраторы, щит управ-
ления и другое оборудование.

Для газомазутной ТЭС бункерное отделение отпадает
и остается деаэраторное отделение.

Турбина и генератор устанавливаются на общем фун-
даменте на отметке обслуживания. Пол конденсационно-
го помещения соответствует нулевой отметке (в типовом
проекте +0,6 м), а под ним находится подвал, через
который проходят циркуляционные водоводы. Питатель-
ные насосы устанавливают на фундаментах на нулевой
отметке или несколько выше.

У наружной стены машинного зала размещаются
распределительные устройства собственных нужд.

Машинный зал оборудуется железнодорожным въез-
дом, двумя мостовыми кранами, ремонтными площад-
ками.

Котельное отделение оборудуется железнодорожным
въездом, двумя мостовыми кранами, грузовыми и пас-
сажирскими лифтами. Котельное отделение имеет значи-
тельную высоту (для пылеугольных котлов 1000 т/ч она
достигает 56,7 м). Вращающиеся регенеративные подо-
греватели, золоуловители, дымососы и вентиляторы раз-
мещаются рядом с котельным отделением, как правило,
на открытом воздухе. Только для электростанций, рабо-
тающих на твердом топливе в районах с расчетной тем-
пературой отопления ниже —28'°С, требуется установка
указанного оборудования в помещении. На рис. 4-15
представлена компоновка блочной конденсационной
электростанции 2400 МВт на твердом топливе.

Дымовые трубы выполняют из железобетона, уста-
навливая одну трубу на два пли на четыре блока. Диа-
метр устья трубы можно определить, задаваясь скоро-
стью газов сг=20-т-30 м/с.

Повышенная скорость выхода газов из дымовой тру-
бы улучшает условия рассеяния летучей золы и SO2
в атмосфере, однако увеличивает гидравлическое сопро-
тивление газового тракта после дымососа. При высоких
скоростях газа в верхнем участке дымовой трубы может
иметь место избыточное давление, что приводит к диф-
фузии SO2 сквозь внутреннюю защитную футеровку н
к разъеданию ствола трубы.

В новых проектах ТЭЦ нулевую отметку совмещают
с полом подвала, т. е. отказываются от заглубления.

Для электростанций большой мощности начинают на-
ходить применение многоствольные металлические ды-
мовые трубы.

Повышение высоты дымовых труб является в настоя-
щее время единственным средством поддержания кон-
центрации летучей золы и SO2 в атмосферном воздухе
на уровне дыхания в пределах установленных санитар-
ных норм. Согласно этим нормам предельно допустимая
концентрация как для золы, так и для SO2 составляет
0,5 мг/м3. Расчет воды дымовых труб проводится на
основании специальной методики.

Шлаки из-под топок парогенераторов и летучая зола
из-под электрофильтров удаляются с территории элек-
тростанции с помощью системы золоудаления. По
самотечным каналам с побудительными соплами гидро-
золовая смесь поступает в багерную насосную, где уста-
новлены специальные насосы для перекачки шлакозоло-
вой пульпы. Перед поступлением в насосы шлакозоловая
смесь проходит металлоуловитель и решетку, с которой
крупные куски шлака попадают в шлакодробилку. Ва-
терные насосы по золошлакопроводам подают пульпу на
специально предусмотренные золоотвалы.
250,0

Рис. 4-15. Компоновка главного корпуса блочной конденсационной электростанции 2400 МВт с индивидуальным
пылеприготовлением,
/ — турбоагрегат типа К-300-240 ; 2 — котлоагрегат 1000 т’ч; 25,5 МПа, 545/545°С: 3 — кран грузоподъемностью 75/20 т; 4 — шаровая
барабанная мельница; 5 — питатель пыли; 6 — сепаратор пыли; 7 —циклон пылевой; S — регенеративный воздухоподогрева-
тель; 9 — электрофильтры; 10 — дымосос; // — дымовая труб?,
Значительный интерес представляет использование
летучей золы (удаляемой в сухом виде) и шлака в ка-
честве строительных материалов.

Системы топливоподачп были описаны в гл. 2.

Глава пятая

НАПОР, РАСХОД ВОДЫ И СООРУЖЕНИЯ

ГИДРОЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

5-1. ФИЗИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ЖИДКОСТЕЙ

Работа гидравлических п тепловых электростанций
в значительной мере основывается на использовании за-
конов равновесия и движения жидкостей. Эти законы
изучаются специальной наукой — гидравликой.

Прежде чем перейти к ознакомлению с указанными
законами, остановимся на основных физических свой-
ствах жидкостей.

Наряду с понятием плотности жидкости р (см. § 1-1)
в гидравлике широко используется понятие удельного
веса у, т. е. веса 1 м3 жидкости:

М

где g — ускорение силы тяжести, м/с2; р — плотность
жидкости, кг/м3.

Жидкость, в отличие от газов, обладает малой сжи-
маемостью. Так, например, коэффициент объемного сжа-
тия, т. е. относительное уменьшение первоначального
объема, при увеличении давления на 1 бар составляет
для воды лишь 1 :21000 (при ее температуре от 0 до
20°С). Поэтому в инженерных расчетах жидкость в боль-
шинстве случаев считается несжимаемой.

Капиллярность — известная из физики способность
некоторых жидкостей, в том числе воды, подниматься
в трубках малого диаметра. Капиллярное поднятие жид-
кости происходит за счет сил поверхностного натяжения.
При обычных гидравлических расчетах влиянием этих
сил пренебрегают ввиду их малости.

Температурное расширение или изменение объема
жидкости при повышении температуры также весьма ма-
ло и чаще всего не учитывается в гидравлических рас-
четах, когда имеют дело с холодной водой.
Движение жидкости сопровождается трением между
ее частицами, что вызывает сопротивление их переме-
щению. Это свойство называется вязкостью.

Для выяснения физической сущности вязкости рас-
смотрим схему, показанную на рис. 5-1. В пространстве
между двумя параллельными пластинками А и В нахо-

Рис. 5-1. Схема к пояснению фи-
зической сущности вязкости.

дится жидкость. Пусть
нижняя пластинка непо-
движна, а верхняя посту-
пательно движется с по-
стоянной скоростью с. При
этом верхний слой жидко-
сти, прилегающий к пла-
стинке В, будет двигаться
вместе с ней со скоростью
с, а нижний слой у пла-
стинки А окажется непод-

вижным. Промежуточные слои жидкости будут сколь-
зить друг по другу со скоростью, пропорциональной рас-
стоянию между пластинками п.

Таким образом, скорость движения слоя жидкости
сп, находящегося на расстоянии Дп от нижней пластин-
ки, определяется зависимостью

По предположению Ньютона, которое подтверждает-
ся опытом, силы сопротивления, возникающие при сколь-
жении слоев жидкости, пропорциональны изменению
скорости по нормали к направлению движения и площа-
ди соприкосновения слоев. Сила сопротивления s, отне-
сенная к единице площади соприкосновения, определя-
ется формулой

de	/г

s = ^'	<5-!)

где р— коэффициент пропорциональности, зависящий от
рода жидкости и называемый динамическим ко-
эффициентом вязкости, или абсолютной вяз-
de

костью; — изменение скорости с по глубине потока п.

т. е. по нормали к направлению движения.

Единица динамического коэффициента вязкосгп ц
в технической системе измерений— (кгс-с)/м2, в системе
СИ — (Н-с)/м2.
Отношение коэффициента динамической вязкости р
к плотности жидкости р называется коэффициентем
кинематической вязкости у, м2/с:

Iх
v = —.

р

(5-2>

Коэффициенты ji и -v являются физическими констан-
тами жидкостей и газов, их значения приводятся в спра-
вочниках в зависимости от температуры.

Величина ц для жидкостей снижается с ростом тем-
пературы (так, для воды при 0°С р = 1,79 10-3 Н-с/м2,
при 80°С р=0,355-10-3 Н-с/м2), для газов — ц при уве-
личении температуры растет (так, для воздуха при 0°С
ц= 17,2-10-6, а при 500°С р=35,2-10 5 6 Н-с/м2).

Изменение давления практически не влияет на вели-
чину ц для жидкостей, но несколько меняет значение,
этого коэффициента для газов. Обычно у находят, опре-
делив по таблицам значения ц и р.

Для получения некоторых гидравлических зависимо-
стей иногда приходится упрощать физические явления
в жидкостях. При этом нс учитываются сравнительно
малые силы вязкости, сцепления между отдельными ча-
стицами п капиллярности. Такая схематизированная
жидкость носит название идеальной.

5 2. ГИДРОСТАТИЧЕСКИЙ НАПОР
И ДАВЛЕНИЕ ВОДЫ

а) Гидростатический напор

Для определения давления жидкости на дно и стенки
сосудов и сооружений, удерживающих эту жидкость,
воспользуемся известным из курса физики основным
уравнением гидростатики:

p=p0+yh,	(5-3)

где р — полное или абсолютное гидростатическое давле-
ние, измеряемое в единицах силы на единицу площади,
т. е. Н/м2 или Н/см2; р0— внешнее давление, действую-
щее на свободную поверхность жидкости и измеряемое
в тех же единицах; yh — избыточное (по отношению
к р0), или весовое, давление столба жидкости, равное
Рис. 5-2. Схема к опре-
делению гидростатиче-
ского напора.

глубине погружения h рассматриваемой единицы площа-
ди, умноженной на удельный вес жидкости у.

Напомним далее, что если внешнее давление равно
атмосферному (барометрическому), т. е. р=р&, то избы-
точное давление называется манометрическим. В случае,
когда полное давление меньше ат-
мосферного, эта разность пред-
ставляет собой вакуум: /?Вак=
=Р—Ро-

Преобразуем формулу (5-3).
Для этого рассмотрим сосуд с
жидкостью (рис. 5-2), находя-
щийся под внешним давлением
Ро, расположенный над некоторой
произвольно выбранной горизон-
тальной плоскостью 00, назы-
ваемой плоскостью сравнения.
Высота уровня жидкости над этой
плоскостью z0. Возьмем в жидко-

сти произвольную точку А с глубиной погружения h и
высотой этой точки над плоскостью сравнения z. Тогда
й=г0—z, а полное давление в точке А на основании
уравнения (5-3) составит:

p=po+y(zo—z),

откуда

-у- + г = -у-Д- Zo — Дс = const,	(5-4)

где р/у— пьезометрическая высота, соответствующая ма-
нометрическому давлению, т. е. высоте столба жидкости
в данной точке, м; z— высота над плоскостью сравне-
ния, м; Нс— гидростатический напор, являющийся по-
стоянной величиной для любой точки жидкости, м.

Нетрудно доказать, что гидростатический напор — это
удельная потенциальная энергия единицы веса жидко-
сти, поднятой над плоскостью сравнения па высоту z.

Так, если умножить (5-4) на массу жидкости G, то
получим:

^-^Gz^GHc.	(5-5)

Все члены этого выражения имеют размерность энер-
гии. Но если принять 0=1, то получим исходную зави-
симость (5-4). Из этого следует, что гидростатиче-
190
ский напор равен сумме удельной энергии давления и
удельной энергии положения жидкости над плоскостью
сравнения, отнесенных к единице веса (кгс-м/кгс или
11-м/Н=Дж/Н).

б)	Давление воды на плоскую поверхность

Рассмотрим общий случай, когда плоскость пло-
щадью ш наклонена под углом а (рис. 5-3). Совместим
координатную плоскость хОу с чертежом, а ось Оу — со

следом рассматривае-
мой плоскости (линией
АВ). Давление dp па
элементарную полоску
dco, выделенную на пло-
щади со и перпендику-
лярную чертежу, на
основании (5-3) выра-
жается следующим об-
разом:

dp (Po+yh)da, (5-6)
где h — глубина погру-

Рис. 5-3. Схема к определению дав-
ления жидкости на плоскую поверх-
ность.

жепия элементарной

площадки da, а остальные обозначения — те же, что
в (5-3).

Если выразить h через «/sinа и проинтегрировать
(5-6) по площади со, то получим полное значение давле-
ния Р:

Р — J (р0 4- yh)dw = Рош + Y sin a J у d<».

(5-7)

Последний член этого выражения представляет собой
статический момент площади ы относительно оси Oz, пер-
пендикулярной чертежу. Из теоретической механики из-
вестно, что

J ydw = y„<D,

<0

где у0 — расстояние от оси Oz до центра тяжести пло-
щади о. Но так как z/osina=^o (рис. 5-3), то (5-7) при-
обретает следующий вид:

Р=роа+ууо&> sin а— (Ро+у)Лою, (5-7а)
где h0 — глубина погружения центра тяжести площа-
ди и.
Таким образом, сила давления жидкости на рассма-
триваемую поверхность равна произведению ее площади
на гидростатическое давление в центре тяжести этой
площади.

Помимо значения гидростатического давления необ-
ходимо также установить направление и точку прило-
жения равнодействующей силы. Из элементарной физи-
ки известно, что гидростатическое давление направлено

Рис. 5-4. Действие сил при давлении жидкоегп па вертикальную
стейку.

перпендикулярно поверхности, воспринимающей это дав-
ление. Действительно, наклонное направление гидроста-
тического давления давало бы касательную составляю-
щую этой силы к рассматриваемой поверхности, что вы-
звало бы движение жидкости. Но это несовместимо с ее
статическим состоянием и поэтому исключается.

Рассмотрим вертикальную прямоугольную стенку
АВ шириной b и высотой Н (рис. 5-4), которая находит-
ся под действием одностороннего давления жидкости.
В соответствии с (5-3) избыточное давление жидкости
в любой точке стенки меняется по прямолинейному за-
кону рПзб=уЛ. При Л=0 (точка А на рис. 5-4) это дав-
ление равно нулю, а в точке В оно соответствует вектору
СВ=уН. Таким образом, избыточное давление на стенку
при любой высоте определяется глубиной погружения.
Если соединить прямой точки А и С, то избыточное дав-
ление в любой промежуточной точке, например, т, по-
груженной на глубину h, будет выражаться графически
длиной отрезка, проходящего через точку т и парал-
лельного основанию прямоугольника АВС (для точки т
отрезок пт). Треугольник АВС называется эпюрой
гидростатического давления. Очевидно, что
общая сила этого давления Р на рассматриваемую стен-
ку равна произведению площади эпюры давления па ши-
192
рнну стенки b, т. е.

р_

9

ь.

(5-8)

Рис. 5-5. Давление жидкости па на-
клонную стенку.

Внешнее давление, равное атмосферному ра
(рнс. 5-4), не учитывается, так как оно уравновешивает-
ся аналогичным действием ра на противоположную к во-
де сторону стенки. Что касается направления вектора
гидростатического давления, то оно, как отмечалось вы-
ше,	пе рпепдикул я р н о

плоскости рассматри-
ваемой стенки.

Точка приложения
р авподе й ст в у ю i де ii ги -
дростатнноского давле-
ния называется цен-
тром давления (ЦД,
см. рнс. 5-3). ЦД рас-
полагается ниже цен-
тра тяжести (ЦТ) фи-

гуры, воспринимающей гидростатическую нагрузку.
Указанная равнодействующая проходит через центр
тяжести эпюры гидростатического давления, как
это видно из прямоугольного треугольника АВС
(рис. 5-4). Но центр тяжести этого треугольника нахо-
дится на расстоянии VsH от дна или I 2/3Н от поверхно-
сти воды, что ниже расположения центра тяжести пло-
щади прямоугольной стенки, помещающегося на рас-
стоянии

При наклонном расположении стенки, воспринимаю-
щей давление воды (рис. 5-5), площадь эпюры этого
давления составляет уН2: 2 sin а, а гидростатическое дав-
ление

р _

2 sin а

(5-9)

I рафическое построение для этого случая эпюры ги-
дростатического давления и нахождение ее центра тяже-
сти (точка пересечения медиан) видны иа рис. 5-5.

При двустороннем давлении воды на вертикальную
стенку соответствующая эпюра получается в виде трапе-
ции, так как из треугольной эпюры со стороны верхнего
бьефа с глубиной воды Hi вычитается эпюра с глуби-
ной Н2.

13—444	193
Графическое определение центра тяжести трапеции
ABCD и точки приложения равнодействующей гидроста-
тического давления показано на рис. 5-6. Стороны трапе-
ции АВ и CD делятся пополам и через 'соответствующие

Рис. 5-6. Двустороннее давление
жидкости па вертикальную стенку.

точки проводится пунк-
тирная линия ab. Далее
от точки В вниз отклады-
вается отрезок Bd—Dc,
а от точки D вверх откла-
дывается отрезок De—АВ
и проводится пунктирная
прямая ed. Пересечением
полученных пунктирных
линий ab и ed определяет-
ся центр тяжести эпюры
ЦД-

Равнодействующая при
двустороннем давлении
воды определяется по вы-
ражению

№i — №2

2

Ь.

(5-10)

в)	Давление воды на цилиндрические поверхности

Усилие на цилиндрическую поверхность от давления
жидкости складывается из двух сил:

1)	горизонтальная сила Рх, которая передается на
криволинейную поверхность АВ через отсек жидкости
АВС (рис. 5-7,а). Эта составляющая определяется по
(5-8), а точка приложения ее равнодействующей нахо-
дится, как и для вертикальной стенки, на глубине 2/3Д;

2)	вертикальная сила веса жидкости в отсеке АВС.
равная G и реакции дна Ry, также передающейся на
криволинейную поверхность АВ через отсек АВС. Сила
веса G=yV, где V—-объем жидкости в отсеке АВС и у —
ее удельный вес, направлена вниз. Точка приложения
силы G находится в центре тяжести этого отсека. На-
хождение этой точки может быть выполнено графически
(рис. 5-7,г).

Для этого проводят кривые через середины верти-
кальных и горизонтальных отрезков. Точка пересечение
этих кривых есть центр тяжести.

194
Реакция дна Направлена вверх и определяется как
Rv=yblH, где Ь — ширина стенки в направлении, перпен-
дикулярном плоскости чертежа. Точка ее приложения —
середина отрезка ВС (рис. 5-7,а).

Равнодействующая R указанных трех сил определяет-
ся путем геометрического сложения этих сил, т. е.

R =	+	(5-11)

Точка приложения, а также величина равнодействую-
щей могут быть получены из графического построения
треугольника сил, как это видно из рис. 5-7,6, 1де в при-
нятом масштабе по горизонтали отложена сила Рх, а по
вертикали Ry G. Равнодействующая R и ее направле-
ние определяются отрезком On и углом и.

Показанная на рис. 5 7.0 равнодействующая R на-
правлена в сторону подъема криволинейной стенки, что

Рис. 5-7. К определению давле-
ния жидкости на цилиндриче-
скую поверхность.

соответствует тому случаю, когда вертикальная состав-
ляющая давления Ry~>G. Этот случай имеет место, когда
объем ЛЕВ (рис. 5-7,а), называемый телом давления, не
заполнен водой. Если же соответствующий объем или
тело давления заполнены водой (на рис. 5-7,6 и в обо-
значено знаком « + »), то вертикальная составляющая
13*	195
давления Ry—G in равнодействующая давления R на-
правлены таким образом, что криволинейная поверхность
прижимается вниз.

5-3. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О ДВИЖЕНИИ ЖИДКОСТИ

Движение жидкости определяется внешними и внут-
ренними условиями, или факторами.

Внешние факторы движения характеризуются родом
и конфигурацией поверхности русла пли стенок, направ-
ляющих поток. Эти стенки могут быть параллельными,
плавно изменяющимися или резко изменяющимися. Кро-
ме того, твердые стенки различаются шероховатостью
своей поверхности, соприкасающейся с водой.

Внутренние факторы определяются физическими кон-
стантами — ПЛОТНОСТЬЮ, (ВЯЗКОСТЬЮ и другими услови-
ями. Сечение потока, перпендикулярное продольным стен-
кам русла, называется ж и в ы м сечением. Оно пзме-

Рис. 5 8. Гидравлические элементы потока для безнапорного («) и
напорного (б) движения.

ряется в единицах площади и обычно обозначается ю или
S. Линия соприкосновения жидкости с руслом потока по
живому его сечению носит название смоченного пе-
риметра, который обозначается буквой %. Отношение
живого сечения к смоченному периметру называется
гидравлическим радиусом R = m/% (рис. 5-8).

Если поток движется внутри окружающих его твер-
дых стенок (например, в трубе) и жидкость оказывает
давление на эти стенки, отличное от атмосферного, то та-
кое движение называется напорным, а поток — за-
крыт ы м (рис. 5-8,6).

В каналах и реках, где верхняя часть потока соприка-
сается с воздухом и подвержена атмосферному дав-
лению, движение является безнапорным (рис. 5-8, а),
а поток -открытым.
Важными характеристиками потока являются объем-
ный расход жидкости и средняя скорость ее движения.
Объемный расход, называемый в гидравлике просто рас-
ходом, определяется объемом протекающей жидкости
через живое сечение потока в единицу времени. Расход
жидкости обозначается через Q и измеряется в м3/с.

Средняя скорость потока с, измеренная в м/с. получа-
ется как частное от деления расхода па живое сечение,
т. е.

с = ^-.	(5.12)

Скорость движения отдельных частиц жидкости, в от-
личие от скорости частиц движущегося поступательного
твердого тела, нс одинакова но всему объему. Кроме то-
го, скорость каждой частицы меняется во времени, т. е.
при движении жидкости имеет место пульсация скоро-
стей. Средняя скорость представляет собой оередненпое

I	I

Рис. 5-9. График для определения средней скорости движения жидко-
сти во времени (а) и по сечению потока (б)“

значение скорости отдельных частиц жидкости не только
в различных точках живого сечения, но и во времени.
Осреднение пульсирующей во времени скорости и для
отдельной частицы жидкости показано на рис. 5-9,с. По-
лучение средней скорости по всему живому сечению <о
видно из рис. 5-9,6.

Важным показателем движения жидкости является
число Рейнольдса Re. Это безразмерное число определя-
ется формулой

Re = ^.	(5-13)

где с—средняя скорость потока, м/с; L — линейный раз-
мер, м; v — коэффициент кинематической вязкости
(§ 5-1).
Для труб в качестве линейного размера L принимает-
ся внутренний диаметр D, для открытых потоков — гид-
равлический радиус R.

Безразмерное число Re является критерием режима
движения жидкости. При малых значениях числа Re
имеет место ламинарное движение. Оно характеризуется
тем, что жидкость движется отдельными слоями, кото-
рые не перемешиваются между собой. Такое движение
имеет место главным образом в капиллярных грунтах и
в жидкостях с большой вязкостью (нефть, мазут и др.).

При увеличении скорости! течения с и соответственно
числа Рейнольдса Re между отдельными слоями жидко-
сти начинается поперечное перемешивание частиц и ла-
минарный режим движения переходит в турбулентный.
Последний характеризуется пульсацией скорости в от-
дельных точках потока и перемешиванием жидкости.

Опытным путем установлены критические значения
числа Рейнольдса, при которых ламинарный режим на-
чинает переходить сначала в турбулентный неустойчи-
вый, а затем при дальнейшем увеличении скорости
в турбулентный устойчивый режим.

Указанным режимам движения жидкости соответст-
ствуют следующие числа Рейнольдса: ламинарному ре-
жиму Re^GOOO, турбулентному режиму Re^'12 000т-
13 000. При Re=2000-н12 000 наблюдается неустойчи-
вый, или переходный, режим.

Турбулентное движение воды имеет место в реках,
каналах, трубопроводах и других водоводах ГЭС, а так-
же в трубопроводах и теплообменниках ТЭС.

Однако при турбулентном движении потока жидко-
сти вблизи стенки имеет место ламинарное движение,
а у самой стенки скорость равна пулю, так как жид-
кость «прилипает» к стенке. Ламинарный слой жидкости,
примыкающий к стенке, носит название погранично-
го с л о я. В зависимости от изменения средней скорости
движения потоков во времени различаются следующие
виды движения.

Н е у ст ан о вн в ш е ес я движение характеризу-
ется изменчивостью во времени скорости и давления
в различных сечениях потока. Примерами неустановив-
шегося движения являются: истечение жидкости из ре-
зервуара при переменном горизонте, явление гидравличе-
ского удара, движение воды в нижнем бьефе ГЭС при
переменном режиме ее работы и др.
Установившееся движение отличается от
псустановившегося постоянством во времени средней
скорости и давления в различных сечениях потока.

Установившееся движение подразделяется на р а в.,
номерное и неравномерное. Первое из них
отличается постоянством живого сечения и скорости во-
ды на всем протяжении потока. Примерами равномерно-
го движения являются: напорное движение жидкости
в цилиндрической трубе при постоянном расходе, тече-
ние воды в канале с постоянным живым сечением и оди-
наковой глубиной по длине капала.

Установившимся неравномерным движением назы-
вается такое движение жидкости, при котором по длине
потока изменяются живые сечения и скорости воды.
Примеры неравномерного движения: поток воды на уча-
стке реки, подпертом плотиной, где глубина и живые се-
чения возрастают по напра1вленпю к плотине, а скорость
воды уменьшается; движение жидкости в конически схо-
дящейся или расходящейся трубе и т. д.

5-4. ОСНОВНЫЕ УРАВНЕНИЯ ДВИЖЕНИЯ
ЖИДКОСТИ

Ура в по п не неразрывности. Выше указыва-
лось, что средняя скорость движения получается от деле-
ния ее расхода Q па площадь живого сечения ы (5-12).
Отсюда следует, что

Q = ac.	(5-14)

Если же рассматривать несколько различных сечений
по длине потока с постоянной величиной расхода жидко-
сти, то вследствие закона сохранения материи последнее
выражение можно написать следующим образом

Q = miCi = G)9C2=const.	(5-15)

Эта зависимость носит'название уравнения неразрыв-
ности потока. Из пего следует, что средние скорости
в двух сечениях обратно пропорциональны площадям
живых сечений, т. е.

(5-16)

Уравнение Бернулли является второй основной
зависимостью, определяющей движение жидкости. Это
уравнение можно получить из приводившегося выше
(§ 5-2) выражения потенциальной энергии или гпдроста-
199
тичсского напора Нс. Указанное выражение (5-4) приме-
нительно к неподвижной жидкости для двух сечений тру-
бы, расположенной над плоскостью сравнения 0-0
(рнс. 5-10) можно написать следующим образом:

z, Ц- — = z2 = Нс = const. (5-4а)

При наличии движения жидкости в рассматриваемой
трубе часть потенциальной энергии превращается в ки-
нетическую, но сумма обоих видов энергии останется по-
стоянной в соответствии с законом сохранения энергии

Рис. 5-10. Схема к уравнению Бернулли.

Чтобы отнести кинетическую энергию тс1 2/2 к едини-
це веса воды, как в выражении (5 4а), заменим массу in
через силу веса G и ускорение g:

=	(5-17)

Считая жидкость движущейся и включая в уравнение
(5-4а) удельную кинетическую энергию (6=1), из выра-
жения (5-17) получаем:

z' + = 22=const (5-18)

Последняя зависимость носит название уравнения
Бернулли для идеальной жидкости. В этом уравнении ве-

1 Потери энергии на трение 'будут рассмотрены ниже

20Q
личины ,п г2 представляют собой высоту расположения
центра тяжести сечений потока I и II над плоскостью
сравнения н выражают удельную энергию положения
жидкости!. Члены /ц/у и />д/у соответствуют пьезометри-
ческой высоте или энергии давления и, наконец, c\)2g и
c^frg представляют собой удельную кинетическую энер-
гию жидкости в рассматриваемых сечениях, называемую
также с к о р о с тп ы м напором. Все члены уравнения
Бернулли .имеют размерность длины.

Из этого уравнения видно, что сумма потенциальной
и кинетической удельной энергии в различных сечениях
является величиной постоянной, что выражает закон со-
хранения энергии для потока идеальной жидкости.

Если обозначить эту постоянную величину через II,
то вместо (5-18) можно написать:

//1 = //2=//,=const,	(5-18а)

где I— 1, 2 ... номера сечений потока; II — гидродина-
мический напор, который в отличие от гидростатического
напора II, называют просто напором.

При рассмотрении реального потока жидкости в урав-
нение (5-18) внося 1ся следующие коррективы.

1)	Учитывается влияние неравномерности распределе-
ния скоростей по сечению потока путем умножения кине-
тической энергии на коэффициент а. Последний представ-
ляет собой отношение действительной кинетической энер-
гии к ее значению, полученному по средней скорости.
Для равномерных турбулентных потоков ге= 1,03ч-1,1.
При наличии значительной неравномерности распределе-
ния скоростей но сечению потока значение коэффициен-
та а заметно возрастает но сравнению с указанными.

2)	При движении жидкости от одного сечения к дру-
гому в реальных условиях необходимо потратить та-
кое количество энергии или напора h\-2, которое необ-
ходимо для преодоления силы сопротивления движению
жидкости.

Таким образом, для реального потока жидкости урав-
нение Бернулли приобретает следующий вид:

z. + f+Л>_2-	(5-19)

Все члены этого уравнения показаны па рис. 5-10.
Течение потока характеризуется также его уклонами:
геометрическим I, пьезометрическим ip и гидравлическим
1. Если длину рассматриваемого участка потока обозна-
чить через /, то указанные уклоны выражаются следую-
щим образом:

. = . (520а)

/И__А

iP= Y z Y ;	(5-206)

I =	=h'~.	(5-20b)

Уравнение Бернулли ('5 19) связывает между собой
основные показатели потока: скорость, давление и поте-
ри напора, а поэтому оно широко применяется для раз-
личных расчетов. При этом обычно вместе с уравнением
Бернулли 'используется также и уравнение неразрывно-
сти (5-15).

Водомер Вентури. В качестве примера 'исполь-
зования уравнения Бернулли приведем описание прибора
для измерения расхода воды —водомера Вентури, кото-
рый установлен на некоторых гидро- и теплоэлектростан-
циях.

Этот прибор состоит .из двух цилиндрических труб А
и В (рис. 5-1(1) диаметром сЦ, соединенных двумя кони-
ческими трубками Е и D, м цилиндрической вставкой L
с диаметром d%. В сечениях 1 и 2 цилиндрических уча-
стков водомера вставлены пьезометрические

Рис. 5-11. Схема водомера Вентури.

трубки а и Ь, уровень жидкости которых показывает
разность пьезометрических высот в этих сечениях h.

Приняв за плоскость сравнения ось водомера 0-0, со-
ставим уравнение Бернулли для сечений 1 м 2:

р\ I С21  £2 I С22

(5-21)
В этом выражении не приведены члены z< и z2, так как
•плоскость сравнения совмещена с горизонтальной осью
0-0 и, кроме того, опущены коэффициенты а и потери
напора Значения этих величин учтены далее соот-
ветствующим коэффициентом т.

Из уравнения (5-21) следует:

Но так как pt/y—р2/у=й, то и
= (5'22)

Для того чтобы в последнем выражении заменить две (неизвест-
ные скорости одной, воспользуемся уравнением неразрывности
С10)1 = С2(02,
откуда
(Оо
с, с2—.	(5-22а)

Подставив значение скорости с из выражения (5-22а) в (5-22),
получим:

откуда средняя скорость в сечении 2 составляет:

С учетом отмеченного выше поправочного коэффициента т

Если затем 'выделить из (5-23а) все постоянные величины и
обозначить .их буквой А, то получим окончательную формулу водо-
мера Вентури:

Q=AV2li.	(5-24)

Величина А, называемая постоянной водомера, может быть по-
лучена как расчетным, так и опытным путем.

В первом случае следует вычислить потери напора, учитывая
коэффициент т, а «о втором — определить Q опытным путем —
тарированнем вод < > м ер а.
Следует отметить, что уравнение Бернулли применимо только чля
таких сечений установившегося движения, вблизи которых поток не
имеет заметного искривления и соответствующих инерционных сил,
не учитываемых этим уравнением. Кроме того, в промежутке между
сечениями, для которых применяется уравнение Бернулли, может
иметь место нарушение плавности изменения потока, но не должен
изменяться расход воды.

5-5. ПОТЕРИ НАПОРА

Определение потерь напора и энергии является важ-
ной задачей нроскнировапня и эксплуатации ГЭС. Эти
потери возникают, как отмечалось, вследствие гидравли-
ческих сопротивлении! в движущейся жидкости.

Указанные сопротивления 'разделяются на два вида:
по длине потока и местные. Первые зависят от сил внут-
реннего трения, они пропорциональны длине потока и
обозначаются йд.

Местные coiipoi явления h„ возникают при 'изменении
направления или значения скорости течения на коротком
отрезке потока, когда он резко сужается, расширяется,
поворачивается или обтекает какое-либо препятствие
(затвор, решетка и т. д.).

Потери напора по длине и местные можно определять
лабораторным путем применительно к схемам рис. 5-12.

Рис. 5 12. Потери напора.
а — по длине; б — местные.

При этом измеряются вес члены уравнения Бернулли,
кроме четвертого, который затем находится из самого
этого уравнения.

На основании указанных экспериментальных 'иссле-
дований, 'проведенных в лабораторных и натурных усло-
виях, составлены формулы и рекомендации по определе-
нию потерь напора h.
В качестве обобщенной зависимости принята следу-
ющая:

(5-25)

тд.е £ — обобщенный коэффициент сопротивления; cz!2g —
скоростной напор.

Для потерь напора по длине в цилиндрических тру-
бах последняя формула может быть преобразована сле-
дующим образом:

=	(5-26)

где 7.1! d=t безразмерный коэффициент гидравличе-
ского сопротивления, который зависит от числа Рей-
нольдса Re и шероховатости внутренней поверхности
трубы; /, d длина п диаметр трубы.

Если в (5-26), называемом формулой Дарси, заме-
нить диаметр гидравлическим радиусом R, то эту фор-
мулу можно применять и для безнапорных потоков.

Так как гидравлический радиус трубы R=m!r^=
=nd2l^d=dl4, то d=4R. а подставив это выражение
в формулу Дарси, получим:

<5-27>

Если решить последнее выражение относительно ско-
рости, то получим:

С =	(5-28)

где hn/l = / - гидравлический уклон, или потеря напора

-А- —С,и"- коэффициент, ха-
рактеризующий шероховатость русла.

Подставив в выражение (5-28) принятые обозначения
I и Сш, получим зависимость, которая называется фор-
мулой Шезп, ,в следующем виде:

С = СШ/£Г	(5-28а)

Формула Дарси попользуется главным образом при
расчете водопроводных труб. Коэффициент % при этом
определяется по рекомендациям, приводимым в специ-
альной литературе.

Водоводы ГЭС обычно рассчитываются по формуле
Шези. Для использования последней необходимо опреде-
205
лить значение коэффициента Сш. Существуют несколько
эмпирических формул этого коэффициента. Наибольшее
распространение получила формула Н. Н. Павловского:

=	(5-29)

где п— коэффициент шероховатости русла, значения ко-
торого приводятся ,в справочниках по гидравлике; у —
переменный показатель степени, зависящий от коэффи-
циента шероховатости и гидравлического радиуса R.

Формула Шези (5-28) при определении потерь напо-
ра по длине может быть преобразована следующим об-
разом:

= <5'30)

где Дд=//со2С2ш/? коэффициент сопротивления по дли-
не потока.

Из приведенных формул потерь напора по длине сле-
дует, что эти потери пропорциональны квадрату скоро-
сти или расхода воды. Это соответствует развитому тур-
булентному режиму, когда внутри потока преобладают
инерционные силы, что имеет место в большинстве слу-
чаев движения воды при 1использова1гии гидроэнергии.

Коэффициенты местных сопротивлении
£м. Эти коэффициенты для различных видов местных
сопротивлений получены опытным путем (рис. 5 12,6).
Они приводятся в справочниках и пособиях в табличной
форме.

Потеря напора от местных сопротивлений /гм может
быть выражена аналогично (5-30) следующим образом:

Лм — Еч -у- = Еч	— A,QS,	(5-31)

где Д,	---коэффициент

CD zg

местного сопротивления.

Сложение потерь и а п о р а. Обычно при дви-
жении жидкости одновременно происходят потери по
длине и в различных местных сопротивлениях. При этом
общая потеря напора определяется суммой этих потерь,
что соответствует выражению

h = йд + А, = S 4- s Al(22=AQ2' (5‘32)
ri	Pt
где — сумма коэффициентов сопротивления по длине
п

п участков водовода (если эти участки различны по значе
ниям коэффициента Лд); — сумма коэффициентов
til

местных сопротивлений ио числу этих сопротивлений /и;
А — суммарный коэффициент гидравлических сопротив-
лений всей системы.

Классификация систем гидравлических
сопротивлений. В зависимости от соотношения гид-
равлических сопротивлений по длине и местных сопротив-
лений системы разделяются на грн группы:

1)	системы истечения щпжепне жидкости через
отверстия в сосудах и водосливах (§ 5-6). В этих систе-
мах учитываются только местные потери напора йм;

2)	короткие системы (трубы и лотки небольшой дли-
ны), имеющие большую протяженность потока, чем при
истечении. В этом случае величины hM и йд соразмерны
и учитываются совместно;

3)	длинные системы (трубопроводы, каналы), в ко-
торых ввиду их знача гелыпой протяжен пости потери на-
пора обусловлены главным образом сопротивлениями по
длине. При этом местные потери составляют всего не-
сколько процентов и ориентировочно учитываются вели-
чиной до 5—ilO% потерь по длине.

5-6. ИСТЕЧЕНИЕ ВОДЫ ЧЕРЕЗ ОТВЕРСТИЯ,
НАСАДКИ И ВОДОСЛИВЫ

Для определения скорости и расхода воды через во-
досбросные сооружения ГЭС необходимо ознакомиться
с формулами истечения жидкости.

Истечения разделяются на напорные и открытые, т. е.
со свободной поверхностью. При напорном истечении вода
проходит через отверстия и насадки (короткие трубы),
которые погружены под уровень жидкости. Открытое ис-
течение имеет место в водосливах. Истечение из отвер-
стий и насадков может происходить в воздушную среду
или под уровень.

Истечевие через отверстия с тонкой стен-
кой. Простейший вид такого истечения осуществляется
при постоянном напоре Н (рис. 5-13), атмосферном дав-
Ленин р& и наличии тонкой стенки. Последнее условие со-
ответствует случаю, когда струя огибает входную кромку,
не касаясь внутренней поверхности отверстия (рис 5-13).

При истечении через отверстие с тонкой стенкой про-
исходит сжатие струи, так как частицы жидкости, обте-
кая кромку отверстия, устремляются по инерции к его

Рис. 5-13. Схема к определению ско-
рости истечения жидкости.

центру, что приводит
к искривлению траек-
торий частиц и некото-
рому сжатию попереч-
ного сечения струи. Это
явление характеризует-
ся коэффициентом сжа-
тия е:

в—(5-33)

где йс - - площадь струи
в сжатом сечении; со —
площадь отверстия.

Для определения скорости истечения и расхода воды
в рассматриваемом случае (рис. 5-13) воспользуемся
уравнением Бернулли, приняв за плоскость сравнения
плоскость 0-0, проведенную через центр тяжести сжатого
сечения струи 1-1:

И

. Сво __ С2

Д 2g 2g

+

(5-3-1)

где Н — напор в центре тяжести отверстия, м; е0 — ско-
рость в сечении O'-О', м/с, при площади этого сечения
аю; с — скорость в сжатом сечении 1-1, м/с; hK—^,c-{2g—
местная потеря напора при истечении пз отверстия в тон-
кой стенке.

Написав уравнение неразрывности относительно се-
чений О’-О' и 1-1, получим:

СйоСо = СО(С,
откуда

(5-35)

Подставив выражение (5-35) в уравнение Бернулли
(5-34), найдем:

,, С = C=o / ыс \ , е С2

W-2g 2g\<ooJ + 52g •
Но так как (сос/<эо)2~О, то последнее выражение можно пере-
писать следующим образом:

с*

Н = 2g-

откуда
/" 2<///	----

(5-36)

где <р - К1 | ьм - коэффициент скорости.

Расход воды через отверстие определяется так:

Q = сосс = сое<р К2g// = гор. И2g//.	(5-37)

Здесь р. = еу коэффициент ри-хода.

При истечении из малых отверстий, когда напор Н
в 5—10 раз больше .вертикального размера отверстия, зна-
чение коэффициента расхода р -составляет 0,6 0,62.

В случае истечения жидкости нз отверстия под уро-
вень можно получить с помощью уравнения Бернулли
формулы, аналогичные (5-36), (5-37), а именно:

с = ?]/r2gZ-

Q -= р.о> ]/"2gZ>

(5-38)

(5-39)

где Z~H. I1-,— разность уровнен жидкости до и после
отверстия; ф, р — коэффициенты скорости и расхода,

принимаемые такими же, как
при истечении в свободное про-
странство.

Истечение через водо-
сливы. Водослив можно предста-
вить как стенку, через которую пере-
ливается жидкость. Для получения
выражения расхода через водослив
рассмотрим истечение жидкости в ат-
мосферу из прямоугольного отверстия
в тонкой стенке. Размеры этого от-
верстия: ширина b и высота а (рис.
5-14). Так как напор Н меняется па
высоте этого отверстия, то выделим

Рис. 5-14. Схема к опреде-
лению истечения через боль-
шие отверстия и водосливы

из него элементарную площадку вы-

сотой dH и шириной Ь и найдем расход через эту площадку rfQ
в соответствии с формулой (5-37):

rIQ = [ibdH VgH,

(5-40/

где Н — глубина погружения центра -тяжести рассматриваемого
элементарного сечения.
Полный расход через все отверстие поЛучиМ после йПтСгриро-
вамия выражения (5-40):

/Л

Q = j |4> VZgH dH = -j- pb	(Я|/2>— H3/2).	(5 41)

и,

Если учесть, что для водослива Hi—О, а 2/3 р, заменить
на т, то получим основную формулу расхода воды че-
рез водосливы:

Q =	(5-41 а)

где Н— напор на водосливе.

Значение коэффициента расхода у принято постоян-
ным, и он вынесен за знак интеграла. Это оказывается
возможным потому, что коэффициент расхода водосли-
ва т определяется опытным путем и практически явля-
ется постоянной величиной для различных типов водо-
сливных отверстий.

5-7. ПОНЯТИЕ О ГИДРАВЛИЧЕСКОМ УДАРЕ

Гидравлическим ударом называется повышение или
понижение давления (напора) в трубопроводах при бы-
стром изменении скорости воды. Для выявления физиче-
ской сущности гидравлического удара рассмотрим
следующую схему (рис. 5-15).

Вода из резервуара А с постоянным уровнем выте-
кает по трубопроводу одинакового сечения <о со скоро-
стью с. Трубопровод заканчивается насадком, перед
которым в сечении В установлен затвор. Пренебрегая по-
терями напора на трение,
которые в данном случае
относительно малы, про-
ведем горизонтальную ли-
нию 0-0, определяющую
напор Я в трубопроводе
при установившемся ре-
жиме.

Предположим, что в
момент времени t0 произ-
ведено мгновенное закры-

тие затвора В и течение воды в трубопроводе останови-
лось. При этом кинетическая энергия стала равной нулю,
но за счет этого произошло увеличение потенциальной
энергии, выражающееся в повышении внутреннего дав-
ления и соответственно напора.

<

Рис. 5-15. Схема к пояснению яв-
ления гидравлического удара.
Это повышение напора при внезапном прекращении
течения воды носит название положительного гидравли-
ческого удара. Если расположить затвор не в конце,
а в другом сечении трубопровода, то одновременно с по-
ложительным гидравлическим ударом за затвором воз-
никнет резкое понижение давления, так как движущаяся
жидкость, обладая силой инерции, не может сразу оста-
новиться. Такое понижение давления называется отрица-
тельным ударом.

При образовании положительного гидравлического
удара также действует сила инерции, благодаря чему
масса текущей воды в трубопроводе останавливается не
сразу. В начальный момент после закрытия затвора
останавливается ближайший к нему слой жидкости, ко-
торый несколько сжимается от повышенного давления.
При этом стопки трубопровода соответственно в какой-
то мерс расширяются, как это схематически показано
на рис. 5-15.

В дальнейшем па остановившийся слой воды натал-
кивается следующий, который также останавливается,
несколько сжимается и вызывает расширение стенок
трубопровода. Таким образом, зона повышенного давле-
ния, возникшая сперва перед затвором па расстоянии Л/,
распространяется против течения воды в виде волны по-
вышенного давления, которая называется скоростью рас-
пространения волны гидравлического удара.

Через некоторый промежуток времени ti=lla, где I—
длина трубопровода, а—скорость распространения вол-
ны, последняя достигнет резервуара А (рнс. 5-15). Но
так как в открытом резервуаре большой емкости уро-
вень воды остается постоянным, го волна повышенного
давления гасится соответствующим понижением давле-
ния и поэтому в трубопроводе возникает отраженная или
отрицательная волна, которая движется со скоростью
а от резервуара до затвора. Время пробега положитель-
ной и отрицательной волны tr~2lla называется фазой
гидравлического удара.

На этом не заканчивается процесс гидравлического
удара. Волны повышенного и пониженного давления бу-
дут перемещаться в обоих направлениях трубопровода.
Эти колебания имеют постепенно затухающие амплиту-
ды вследствие потерь энергии на трение и деформацию
стенок трубопровода. Наибольшее значение повышения
напора АН при гидравлическом ударе определяется фор-
14*	211
мулой II. Е. Жуковского:

Д// = я-^-,	(5-42)

где а — отмеченная выше скорость распространения вол-
ны гидравлического удара, среднее значение которой
для стальных трубопроводов составляет 1000 м/с; для
железобетонных 800 м/с и деревянных 400 м/с; Ас —
изменение скорости воды в трубопроводе за время А/;
g— ускорение силы тяжести.

Формула (5-42) дает наибольшее значение повыше-
ния напора, соответствующее прямому гидравлическому
удару. Для того чтобы судить о прямом гидравлическом
ударе, найдем его значение при следующих исходных
данных.

Пусть изменение скорости воды в трубопроводе Ас=
= 3 м/с, скорость распространения волны «=1000 м/с и
ускорение силы тяжести £—10 м/с2. При этих данных,
представленных в (5-42), повышение напора АЯ=
= 300 м. Это большое и поэтому опасное повышение на-
пора, особенно с учетом того, что Л.Н суммируется со
статической величиной напора Н.

Но обычно в трубопроводах ГЭС удается избежать
появления прямого гидравлического удара благодаря
следующпм обстоятсл ьства м.

Время закрытия затвора пли другого механизма, за-
крывающего сечение трубопровода, никогда ие бывает
мгновенным. Оно, как правило, продолжается не менее
3—4 с. Поэтому наибольшее значение гидравлического
удара может наступить лишь в том случае, если отра-
женная волна достигнет зат.вора после его полного за-
крытия. В противном случае, т. е. если отраженная вол-
на достигнет закрывающего механизма до того, как он
полностью перекрыл сечение трубопровода, дальнейшее
изменение напора происходит по формулам, отличным
от (5-42).

Из сказанного следует, что прямой гидравлический
удар наступает при таком сочетании его фазы tr п вре-
мени закрытия затвора ts, когда Zs<4 пли ts<2lla.
В противном случае, т. е. при ts>tr, наступает непрямой
гидравлический удар, который характеризуется значи-
тельно меньшим повышением напора, чем это имеет ме-
сто при прямом гидравлическом ударе.

Поэтому трубопроводы гидростанций принимаются
с таким сочетанием I и ts, чтобы получить непрямой
212
удар, при котором повышение напора \Н пе превышает
15—20% статического напора Н.

5-8. РЕЧНОЙ СТОК

При использовании рек для получения гидроэнергии,
водоснабжения, орошения и других целей необходимо
знать их сток, т. е. объем воды, протекающий в рассма-
триваемом поперечном сечении или створе реки, за ка-
кой-либо промежуток времени.

Изучением речного стока занимается гидрология су-
ши паука о естественных водоемах и деятельности вод
на земном шаре. Величина стока реки определяется
средним расходом воды Q в м3/с за сутки, месяц или
другой промежуток времени. По расходу воды находится
объем стока

W=Qx.	(5-43)

Здесь т- число секунд в данном промежутке вре-
мени.

При различном расходе воды за отдельные интерва-
лы времени объем стока находится следующим образом:

т

=	(5-44)

ч

где Qi и т,- — расход воды и время, в течение которого
расход принимается постоянным.

Помимо указанных абсолютных единиц стока он вы-
ражается также удельными и относительными показа-
телями. Удельным показателем является модуль стока
q л/(с-км2), который равен количеству стекающей воды
в литрах за секунду с 1 км2 водосборной площади рас-
сматриваемого створа или поперечного сечения реки.

Модуль стока подсчитывается по соотношению

q = _g_ . ЮОО,
/ у.

(5-45)

где F— водосборная

По приведенным
промежуток времени

площадь, км2.

показателям стока за какой-либо
Qi, ^г, Яг МОЖНО ПОЛучПТЬ ОТПОСИ-

тельные величины стока, которые называются модульны-
ми коэффициентами

' Qo W, -	'

(5-46)
где Qo, U7o, до — среднемноголетние значения расхода во-
ды, объема и модуля стока.

Основные данные о величине стока и его режиме, т. с.
изменчивости пли распределения во времени, могут быть
получены в результате гидрометрических работ, которые
охватывают измерения горизонтов воды, ее скоростей,
расходов и других показателей стока. По результатам
этих измерении строится ряд графиков, называемых ги-
дрологической характеристикой.

По годовому графику изменения уровней воды в реке
Z и связи расходов с этими уровнями Q—f(Z) оиределя-

Рис. 5-16. Гидрографы рек.

а — среднесуточных расходов; б — среднемесячных расходов.

ется расход воды за каждые сутки и строится основная
характеристика стока Q=f(t), которая называется ги-
дрографом (рис. 5-16). Последний строится не только
в виде непрерывной кривой - по суточным значениям
расходов, по и в виде ступенчатого графика — по средне-
арифметическим расходам за пятидневки, декады, меся-
цы пли другие интервалы времени, в зависимости от
требуемой точности тех расчетов, для которых использу-
ются гидрографы.

При построении годовых гидрографов за их начало
необязательно принимать первое января календарного
года. Часто гидрографы строятся с начала весны пли
осени, что удобно для расчетов по заполнению и опо-
рожнению водохранилищ.

Иногда гидрографы строятся за ряд лет, по которым
велись наблюдения, в виде непрерывного графика, из
214
Которого можно выбрав характерные по Стоку годы'.
В качестве таковых отметим гидрографы с наибольшим,
средним и наименьшим годовым стоком. Для сопостав-
ления такие гидрографы удобно строить в виде совме-
щенных графиков, как это показано на рис. 5-17.

В любом из приведенных выше гидрографов, а также
на соответствующих им графиках связи уровнен с рас-

Рле. 5-47. Совмещенные гидрографы многоводного, среднего по вод-
ности и маловодного года для р. Камы у г. Перми.

ходами воды для большинства рек пашен страны можно
выделить следующие характерные периоды или гидроло-
гические сезоны:

1)	весеннее половодье — резкое повышение уровней
и расходов воды, поступающей в реку, главным обра-
зом, за счет таяния снега;

2)	летняя межень или снижение стока в засушливое
время, когда питание реки осуществляется в основном
за счет подземных запасов влаги;

3)	осенний паводок — увеличение стока при обильном
выпадении дождей. Эти паводки отличаются от полово-
дий главным образом меньшей величиной подъема уров-
ней и расходов воды, а также тем, что в некоторые го-
ды они отсутствуют по причине недостаточного количе-
ства осадков в осеннее время года;

4)	зимняя межень—- время наименьшего стока, по-
лучаемого только от подземных запасов воды.
Гидрографы определяют величину стока и его рас-
пределение за то время, в течение которого велись на-
блюдения. Рассматривая гидрографы какого-либо створа
реки за ряд лет, можно убедиться в наличии, с одной
стороны, годовой цикличности стока, т. е. повторения
гидрологических сезонов и общего хода колебании сто-

Рис. 5-18. Построение графики обеспеченности расходоп поды.

величине расходов па одинаковые даты, так и по вре-
мени наступления и продолжительности отдельных сезо-
нов (см. рис. 5-17).

Для выполнения расчетов при проектировании ГЭС
и других установок, когда требуется предвидение стока
на будущее время, гидрограф перестраивается в более
устойчивые характеристики распределения стока, назы-
ваемые графиками продолжительности и обеспеченности
(рис. 5-18). Методика построения таких графиков в про-
стейшем случае заключается в том, что значения сред-
них расходов воды за сутки, декады, месяцы или дру-
гие интервалы времени откладываются не в хронологи-
ческом порядке, как это показано на гидрографе
(рис. 5-18,а), а .в порядке убывания этих расходов — по
ранжиру (рис. 5-18,6). При этом если по оси абсцисс
время отложено в абсолютных единицах (дни, декады
и т. д.), то полученная ступенчатая или плавная линия
216
называется графиком продолжительности.
Если же время стояния каждой величины расхода от-
кладывается в долях единицы пли процентах от всего
рассматриваемого периода, например года, то получен-
ная характеристика носит название графика обеспе-
ченности.

Графики продолжительности и обеспеченности дают
возможность судить о том, в течение какого времени
обеспечивается (т. е. следует ожидать) расход воды не
ниже заданного или, что то же, в течение какого време-
ни обеспечивается заданный и большие расходы воды.
Так, например, из рис. 5-18 следует, что расходы воды,
равные 50 м3/с и большие, соответствуют продолжитель-
ности в 6 месяцев, пли обеспеченности 50% Среднего-
довой расход данного гидрографа 55 м3/с составляет
обеспеченность 42%.

Помимо внутригодовой изменчивости, речной сток
также заметно меняется и по отдельным годам. По дан-
ным многолетних гидрологических наблюдений изменчи-
вость годового стока рек зависит от места их располо-
жения, условий пн гания, величины водосборной площади
и ряда других факторов. Так, например, у рек, распо-
ложенных в северных и северо-западных районах стра-
ны, имеющих .в составе своей водосборной площади озе-
ра, болота и леса, сток в многоводные годы в 2 3 раза
больше, чем в маловодные. Для рек, протекающих в за-
сушливых и полупустынных районах, это соотношение
изменяется в 10 15 и более раз.

Опытом установлено, что колебания годовых величин
стока происходят около его средпемноголетнего значе-
ния, называемого нормой стока. Последняя имеет
устойчивое значение и является основной характеристикой
водности реки. При наличии длительных гидрометриче-
ских наблюдений (не менее 20 -30 лет) норма стока
Qo определяется как его среднеарифметическая величина
за отдельные годы, т. е.

п

(5-47)

п

где 2^' —' сУмма среднегодовых расходов воды за п лет
1

наблюдений.
При отсутствии наблюдений за стоком его норма мо-
жет быть определена по специальным формулам пли по
карте изолиний среднемноголетпего модуля стока <70. Эта
карта построена по ряду опорных гидрометрических
створов, расположенных на многих реках, где ведутся
длительные наблюдения за стоком и его климатически-
ми факторами (осадки, температура, скорость и направ-
ление ветра и др.).

По величине среднемноголетпего модуля стока qn и
водосборной площади реки для данного створа F, км2,
его норма стока определяется следующим образом:

Qo=(),0017OF.	(5-48)

Условия использования стока зависят не только от
его величины, по и от его изменчивости как в течение
года, так и за отдельные годы.

Колебания расхода воды в течение года, показанные
в приведенных гидрографах, имеют, как отмечалось, го-
довой цикл в соответствии с таким .же циклом климати-
ческих явлений (температура, осадки и т. д), от которых
зависит сток.

В зависимости от источников питания реки нашей
страны разделяются ио внутригодовому распределению
стока па три основных тина.

1)	У рек с весенним половодьем при его продолжи-
тельности в 2 -3 месяца сток за это время составляет
обычно 60—70% годовой величины.

2)	Реки с летним половодьем. Эти половодья образу-
ются за счет регулярно выпадающих летом дождей
(Дальний Восток) пли от обильного таяния в горах сне-
га и ледников (горные районы Средней Азии и Кавка-
за); объем половодья таких рек достигает 70—80% и
более годового стока.

3)	Реки с паводковым режимом характерны для
районов Причерноморья, Северного Кавказа, Прикар-
патья. Эти реки вместо регулярно повторяющихся в оп-
ределенное время половодий изобилуют паводками, воз-
никающими в любое время года из-за дождей или тая-
ния снегов.

При проектировании и эксплуатации ГЭС и других
установок, потребляющих и использующих воду, необ-
ходимо предвидеть величину и режим (распределение
во времени) стока на будущее время. Такое предвидение
21?
по величине возможно только в отношении нормы стока.
Прогнозирование же годового стока, особенно при про-
ектировании, когда требуемые данные необходимо иметь
заранее на 5—10 и более лет, не может быть выполнено
с достаточной точностью. Это объясняется тем, что фак-
торы стока и в первую очередь климатические явления
при современном уровне науки не могут быть предска-
заны на длительный срок. Такие многофакторные явле-
ния, в том числе и сток, причины и законы формирова-
ния которых еще недостаточно изучены, относятся к слу-
чайным событиям. Для их математической оценки ис-
пользуется вероятностная методика.

Рассматривая гидрографы за ряд лет, можно выде-
лить наибольший расход воды не только за каждый год,
но и за все годы наблюдений. Эта наибольшая наблю-
денная величина называется максимальным расходом
воды Qm»kc- Кроме этих наблюденных значений, разли-
чают еще расчетные максимумы, т. е. расходы, кото-
рые возможны в данных условиях и на пропуск кото-
рых должны быть рассчитаны гидротехнические со-
оружения.

Максимальные расходы воды необходимо знать для
проектирования, строительства и эксплуатации ГЭС.
Объясняется это тем, что в большинстве случаев невоз-
можно полностью использовать сток реки, особенно
в многоводные годы, по причине его неравномерности и
ограниченности пропускной способности турбин. Эта про-
пускная способность принимается значительно меньшей
максимального расхода, так как его продолжительность
мала и поэтому рассчитывать оборудование па макси-
мальный расход при редком его использовании невы-
годно.

Таким образом, ту часть максимального расхода, ко-
торая нс может быть пропущена через турбины, а также
не используется для заполнения водохранилища (если
оно имеется), приходится сбрасывать из верхнего бьефа
в нижний.

Пропуск сбрасываемых расходов осуществляется че-
рез специальные отверстия в плотинах пли другие водо-
сбросные сооружения, расчет которых ведется по мак-
симальному расходу. Обеспечение пропуска этого рас-
хода представляет собой важную и ответственную зада-
чу, решение которой невозможно без предвидения QManc-
5-9. ОБЩИЕ СВЕДЕНИЯ О РЕГУЛИРОВАНИИ СТОКА
В ВОДОХРАНИЛИЩАХ

Внутригодовая неравномерность стока, а также его
изменчивость по годам затрудняют использование рек
для получения гидроэнергии, водоснабжения и других
целей. В короткие промежутки времени (сутки, недели),
когда сток практически мало меняется, гидростанции, иа.
против, нуждаются пе в равномерном, а в переменном
расходе воды в соответствии с суточной и недельной не-
равномерностью потребления энергии.	1

Таким образом, для более полного и экономичного
использования речного стока необходимо его перераспре-
деление во времени в соответствии с требованиями раз-
личных отраслей народного хозяйства. Это перераспре-
деление, т. е. искусственное увеличение пли уменьшение
расходов воды в реке, называется регулированием
стока. Для регулирования стока требуются водохрани-
лища, .в которых можно запасать воду во время избыт-
ка, а затем использовать ее по мере надобности и тем
самым управлять стоком.

Водохранилища образуются в большинстве случаев
плотинами, возводимыми в руслах и долинах рек. Иног- j
да в качестве водохранилищ используются естественные
озера, а сравнительно небольшие водохранилища, или
бассейны, создаются также путем выемки груша и со-
здания дамб, образующих объем, требуемый для регу-
лирования.

Горизонт воды при полном-заполнении объема водо-
хранилища называется нормальным подпорным уровнем
НПУ. Продолжительность наполнения водохранилища1
с отметкой НПУ характеризуется длительным временем
в отличие от кратковременной и редко встречающейся
форсировки, т. е. увеличения подпорного уровня реки
при пропуске максимального расхода.

Не весь объем водохранилища может быть использо-
ван для регулирования стока. Используемый или полез-
ный объем 11Г заключен между отметками НПУ и ми-
нимальным горизонтом, который соответствует мертвому
объему водохранилища ГМО. Последний определяется
ограничениями работы гидротурбин при значительном
изменении напора, необходимостью наличия специальной
емкости для отложения наносов в водохранилище и дру-
гими условиями.
Энергия полезного объема водохранилища [формула
(В-2)]:

(5-49)

где Н — средневзвешенный напор ГЭС, определяемый
разностью отметок центра тяжести полезного объема Гп,
и уровня нижнего бьефа; ц — среднее значение к. и. д.
ГЭС.

Создание и использование водохранилищ для регули-
рования стока приводит к потере некоторой части воды.
Эти потери происходят за счет испарения с поверхности
водохранилища, фильтрации, т. е. просачивания воды
через сооружения и грунт, и льдообразования в зимнее
время. Рассматриваемые потери характеризуются так
называемым слоем потерь, равным убыли уров-
ня воды в водохранилище за выбранный промежуток
времени.

Объем воды, теряемый при испарении, определяется
площадью водохранилища и слоем потерь испарения,
который зависит от района страны, времени года и дру-
гих условий. Величина слоя потерь за теплую часть
года составляв! от нескольких сотен миллиметров в се-
верной части страны до 1 м н более в ее южной части.

Потери на фильтрацию определяются главным обра-
зом утечкой воды через грунт ложа водохранилища и
пропорциональны его площади. В зависимости от филь-
трационных свойств этого грунта слой потерь колеблется
от 0,5 до 1—2 м/год.

Количество воды, теряемой в зимнее время на обра-
зование льда, зависит от его толщины, среднее значение
которой колеблется от 0,1 0,2 м на юге до 1- 1,5 м на
севере страны, и площади береговой полосы, где лед
оседает па дно водохранилища при его сработке (опо-
рожнении) .

Водохранилище характеризуется пе только абсолют-
ным значением объема, но и относительной величиной
P=V„: Wo, которая представляет отношение полезного
объема к среднемноголетнему стоку реки в створе водо-
хранилища.

Регулирование стока различается главным образом
по длительности цикла, т. е. по времени, в течение ко-
торого происходит наполнение и опорожнение водохра-
нилища. По этому признаку регулирование делится на
суточное, недельное, годовое и многолетнее. Первые два
221
йНДа относится к регулированию с коротким циклом,
а вторые — к регулированию с длительным циклом.

По степени использования стока регулирование раз-
деляется на полное и неполное. Первое отличается от-
сутствием холостых сбросов, т. е. полным использовани-
ем стока, второе — наличием холостых сбросов, причи-

Рис. 5-19. Суточное регули-
рование стока.

нами которых в ОСНОВНОМ ЯВЛЯ-
ЮТСЯ превышение притока
воды над потреблением и недо-
статочная вместимость водо-
хранилища для задержания
всего стока.

Суточное регулиро-
вание осуществляется с целью
перераспределения равномер-
ного расхода воды и энергии
в неравномерную мощность и
выработку ГЭС при располо-
жении последней в пиковой ча-
сти суточного графика нагруз-
ки. Так, например, если бы
ГЭС работала без суточного

регулирования с постоянным бытовым расходом Q и на-

пором Н, то ее среднесуточная мощность ТУгэс «86Д/

располагалась бы в базе графика нагрузки, что показано
пунктиром в нижней части рис. 5-19.

Для увеличения рабочей мощности ГЭС и соответ-
ственно уменьшения мощности ТЭС, а также для более
равномерного режима работы последних суточная ги-

дроэнергия в размере Э= Л/гэс 24 располагается в пи-
ковой части графика нагрузки (рис. 5-19). При этом
в ночное время и в часы дневного провала нагрузки,
когда ГЭС работает с малой мощностью пли совсем
останавливается, водохранилище заполняется.

Суточное регулирование делится на неограниченное
и ограниченное. При неограниченном суточном регули-
ровании возможно любое внутрисуточнос перераспреде-
ление стока и гидроэнергии. Основными причина-
ми ограничения суточного регулирования являются сле-
дующие.

1)	недостаточная емкость водохранилища или бассей-
на суточного регулирования;
2)	ограничение величины установленной мощности
ГЭС, что при большом количестве гидроэнергии, напри-
мер во время паводка, вынуждает располагать гидро-
энергию в тюлуба <е или базе графика нагрузки. При
этом удается избежать или уменьшить холостые сбросы
воды;

3)	необходимость осуществления в некоторых случа-
ях постоянного пропуска воды в нижний бьеф для под-
держания его уровня в соответствии с требованиями су-
доходства, водоснабжения, сани гарных условий и т. д.

При осуществлен пи су i очного регулирования часть
гидроэнергии теряется в связи с некоторым уменьшени-
ем напора ГЭС. Это уменьшение происходит за счет сни-
жения уровня верхнего 6i ефа при сработке водохрани-
лища в часы максимума нагрузки и повышения уровня
нижнего бьефа в эти же часы, когда турбины ГЭС рабо-
тают с наибольшей пропускной способностью.

Эти потери напора более существенны для низкона-
порных ГЭС, где соответствующее снижение выработки
энергии по сравнению с работой ГЭС без суточного ре-
гулирования может достигать 3- 5°/о- Увеличение потерь
энергии сверх указанного значения может привести
к ограничению суточного регулирования.

II ед с л ьп о е регулирование, как и суточное,
применяется главным образом в маловодное время го-
да, когда бытовые расходы воды за педелю практически
не меняются, а электрическая нагрузка в рабочие и вы-
ходные дни резко различна. Поэтому в выходные дни
ГЭС иногда использует меньшее количество воды, что
дает возможность ее накапливания в водохранилище и
использования затем в рабочие дни недели.

Годовое регулирование, с помощью которого
осуществляется выравнивание стока в течение года, по-
казано па рис. 5-20. В меженное время, когда бытовые
расходы меньше расчетного Qpac, водохранилище сра-
батывается, а в половодье оно наполняется. Если объем
половодья превосходит полезную емкость водохранили-
ща, а максимальная пропускная способность гидротур-
бин меньше расхода реки в это время, то часть воды,
как уже отмечалось, сбрасывается в нижний бьеф через
водосбросные устройства. Такое годовое регулирование
с неполным использованием стока носит название се-
зонного регулирования.
Водохранилища годового и сезонного регулирования
обычно используются в меженное время также для су-
точного и недельного регулирования.

Водохранилища годового регулирования ежегодно
срабатываются и наполняются до отметки НПУ. Только
в катастрофически маловодные годы, когда сток поло-
водья меньше полезного объема водохранилища, оно
может остаться не заполненным до НПУ.

Водохранилища м и о г о л е г и е г о регул и-
р о в а и п я, в отличие от водохранилищ годового регу-

Рис. 5 20. Сезонное регулирование стока.

лирования заполняются до отметки НПУ только в мно-
говодные годы, и этот объем затем распределяется па
несколько маловодных лет.

Особенностью миюголетпего регулирования стока
является непостоянство продолжительности цикла регу-
лирования, так как чередование лет различной водности
носит случайный характер. Поэтому наполнение и сра-
ботка такого водохранилища может продолжаться раз
личное число лет.

Объем водохранилищ многолетнего регулирования
составляет не менее 30—40% среднемноголетнего объе-
ма стока реки, пли относительный объем этих водохра-
нилищ р=0,3-т-0,4, При этом они помимо многолетнего
могут вести также годовое, недельное и суточное регу-
лирование.
Расчет любого вида регулирования стока представ-
ляет собой прогноз режима работы ГЭС с водохранили-
щем. Для такого расчета необходимо иметь данные
о потреблении воды и режиме стока на будущее время.
Если данные о потреблении воды и энергии могут быть
получены на основании планирования развития данно-
го района, то будущий режим стока принимается глав-
ным образом по результатам наблюдений за прошед-
шее время.

При наличии указанных данных расчет регулирова-
ния представляет собой сопоставление стока и потреб-
ности воды для получения электроэнергии и других на-
добностей. Уравнение балансового расчета регулирова-
ния имеет вид:

1Грм.= И/б—W± V,	(5-50)

где П''рС1- — регулируемый объем воды, получаемый из
водохранилища за время Т\ VEr— бытовой или естест-
венный приток в водохранилище за это же время; Ай/—
потери воды из водохранилища за это же время; V —
объем водохранилища, используемый в этот же интер-
вал времени. Знак плюс соответствует времени сработки
водохранилища, знак минус — его наполнению.

Задачей расчета регулирования является определе-
ние полезного объема водохранилища Уп при заданном
потреблении воды 1Е11ег (или, наоборот, при заданном
Уп определяется 1Грег).

5-10. СОСТАВ И КОМПОНОВКА ОСНОВНЫХ
СООРУЖЕНИЙ ГЭС

Концентрация падения реки и напора ГЭС осущест-
вляется, как известно (§ В-3), с помощью гидросоору-
жений. Последние обеспечивают создание водохрани-
лищ. а также подвод воды к турбинам и отвод ее в ниж-
ний бьеф.

По способу концентрации напора, а также составу
и компоновке сооружений гидростанции разделяются па
плотинные и деривационные. Гидростанции с плотинной
схемой концентрации напора разделяются на два типа:
русловые и и р и п л от и н н ы е. Деривационные ГЭС
также принято делить на два типа: с безнапорной и на-
порной деривацией. Ниже приводится перечисление со-
става сооружений и наиболее распространенные схемы
их компоновки по указанным четырем типам ГЭС.
Для гидростанций с напором до 25—30 м сооруже-
ниями, достаточными для использования энергии водо-
тока, являются плотина и здание станций. Последнее,
как и плотина, воспринимает напор и располагается
в русле реки, являясь продолжением плотины. Такие ги-
дростанции называются русловыми. В них здание
станции вместе с плотиной создает напорный фронт и
разделяет реку на верхний п нижний бьефы.

Для того чтобы воспринимать напор воды, станци-
онные здания должны обладать достаточным весом и
объемом. Поэтому с ростом напора объем строительных
работ для сооружения таких зданий заметно увеличива-
ется. Указанная выше предельная величина напора рус-
ловых ГЭС в 25—30 м обусловлена соображениями эко-
номики.

Компоновка или взаиморасположение основных со-
оружений русловых ГЭС была показана на рис. В-3. Там
же приведены поперечные разрезы по зданию станции
и водосливной плотине.

Так как русловые гидростанции часто располагаются
на судоходных реках, то к комплексу их сооружений,
или гидроузлу, добавляется судоходный шлюз. Иногда
в состав такого гидроузла включается рыбоход, служа-
щий для пропуска рыбы из одного бьефа в другой,
а в некоторых случаях — плотоход — сооружение, позво-
ляющее сплавлять лес через створ ГЭС. Типичная схема
компоновки гидроузла русловой ГЭС с судоходным шлю-
зом показана на рис. 5-21,а.

При плотинной схеме концентрации напора, когда
его величина превосходит 25—30 м, здание ГЭС помеща-
ется за плотиной. Такие ГЭС носят название п р и п л о-
т и иных.

Этот тип ГЭС характерен гем, что весь напорный
фронт воспринимается плотиной. Здание ГЭС не воспри-
нимает напора и не примыкает к верхнему бьефу. По-
этому для забора воды и подачи ее к спиральным каме-
рам турбин необходимо наличие водоприемников и тур-
бинных водоводов, как это показано па рис. 5-21,6, где
эти сооружения совмещены с бетонной плотиной.

В случае, когда плотина рассматриваемого типа ГЭС
сооружена не из бетона, а из грунта или каменной на-
броски, водоприемник, турбинные водоводы, а также во-
досбросы устраиваются несовмещенными с плотиной, как
это видно из рис. 5-21,в и г.
Помимо основных сооружений приплотинных ГЭС—
плотины, здания станции, водоприемника и турбинных
водоводов — в состав гидроузла может также входить
судоходный шлюз и рыбоход, а в случае большой длины
турбинных водоводов — уравнительные резервуары.

Деривационные схемы концентрации напоров ГЭС
в свою очередь, как отмечалось, разделяются на схемы
с напорной и безнапорной деривацией. Сооружения этих
ГЭС располагаются в двух узлах: головном п станцион-
ном, которые соединены между собой деривацией.

2?

Рис. 5-21. Схемы компоновки сооружении русловой (я) и |цриплотин-
ной (б, в, г) ГЭС.

/ 'шлюз; 2 — водосливная плотина; 3—здание ГЭС; 4 — водоприемники;
о — глухая бетонная плотина; 6 — турбинные водоводы; 7 —земляная или
каменионабросная плотина; 8— уравнительные резервуары; 9— шахтный
водосброс; 10 — водосбросный туннель.

Головной узел ГЭС с безнапорной дериваци-
ей (рис. 5-22) состоит пз плотины с водосбросом и по-
верхностного водоприемника. Последний называется так
потому, что вода поступает к нему пз верхних слоев
водохранилища, что характерно для этого типа ГЭС.

Безнапорная деривация устраивается в большинстве
случаев в виде открытого канала, чему благоприятствует
наличие малопересеченной местности по трассе дерива-
ции. У станционного узла канал заканчивается и перехо-
дит в напорный бассейн, откуда вода по турбинным тру-
15*	'	227
бопроводам поступает к зданию станции. Отработавшая
в турбинах вода направляется в реку с помощью отво-
дящего канала.

При отсутствии благоприятных условий для сооруже-
ния безнапорной деривации устраивается напорная —
с использованием напорного туннеля или трубопровода
(рис. 5-23). Состав основных сооружений головного узла
ГЭС с напорной деривацией также включает плотину

Рис. 5-22. Схема сооружений ГЭС с безнапорной подводящей дери-
вацией.

с водосбросом и водоприемником, но забор воды в во-
доприемник, как правило, осуществляется из глубинных
слоев водохранилища. Плотина в этих схемах создает
большее водохранилище, чем у 'ГЭС с безнапорной де-
ривацией.

Отличительной особенностью сооружений станционно-
го узла рассматриваемого типа ГЭС является наличие
уравнительного резервуара, который служит главным
образом для борьбы с гидравлическим ударом.

В рассмотренных схемах деривационных ГЭС
(рис. 5-22 и 5-23) деривация является подводящей: вода
подается к зданию ГЭС, располагающемуся в конце ис-
пользуемого участка водотока. Существуют также схемы
с подземным расположением здания ГЭС и отводящей
деривацией, выполняемой в виде напорного или безна-
порного туннеля. Пример такой схемы деривационной
ГЭС показан на рис. 5-24.
5-11. СХЕМЫ ПЛОТИН

Плотины перегораживают реку и создают подпор во-
ды пли разность уровней верхнего и нижнего бьефа.
Наиболее общей является классификация плотин по сле-
дующим признакам:

1)	по материалу: бетонные плотины (рис. 5-25) и
плотины из местных материалов (рис. 5-26), выполняе-
мые главным образом из различных грунтов п камня;

2)	по конструктивным особенностям:

а)	гравитационные плотины, создающие своим боль-
шим весо.м силы трения и сцепления по основанию пло-

Рнс. 5-23. Схема сооружений с безнапорной подводящей дерива-
цией.

ГолоВнои узел

ДериВация

Рис. 5-24. Состав сооружений ГЭС с безнапорной отводящей дери-
вацией.
тины, противодействующие гидростатическому давлению
воды (рис. 5-25,и, б);

б)	арочные плотины, криволинейные в плане
(рис. 5-25), передающие давление воды скальным бере-
гам реки;

в)	контрфорсные плотины, у которых давление воды
воспринимается плитами (рис. 5-25,г) и передается ос-
нованию через устои, называемые контрфорсами;

Рис. 5-25. Схемы основных типов бетонных плотни.

а—глухая гравитационная; б — водопропускная гравитационная, в — арочная;
г — контрфорсная; 1 — козловой кран; 2 — затворы; 3 — гребень водослива;
4 — водоспуск; 5 — носок; 6 — водослив; 7 — плита; 8 — контрфорсы (устои);
9 — балки жесткости.

г)	арочно-гравитационные, многоарочные и другие
плотины, представляющие собой комбинации первых
трех основных конструктивных типов;

3)	в зависимости от возможности пропуска воды че-
рез плотину: глухие плотины, не допускающие перелива
воды (рис. 5 25,а, в, г) и водопропускные плотины
(рис. 5-25,6).

Бетонные плотины строятся как глухими, так и водо-
пропускными. Последние выполняются с поверхностными
(водосливными) или заглубленными (донными) отвер-
стиями для пропуска воды. Плотины русловых ГЭС со-
стоят обычно из глухой и водосливной частей. Высокие
плотины в узких ущельях часто строятся глухими. В этом
случае сброс излишней воды осуществляется в обход
230
плотины по поверхностному или туннельному водосбро-
су. Размеры 'водосбросных отверстий определяются мак-
симальными расходами воды в створе гидроузла.

Земляные плотины устраиваются однородными, если
грунт, из которых они возводятся, маловодопроницаем
(например, суглинки). При этом напорная грань или от-
кос со стороны верхнего бьефа (рис. 5-26,а) снабжается
креплением в виде каменного мощения или бетонными

Рис. 5-2(5. Схемы земляных и камеп'иопабросных плотин.

а — земляная плотина из однородного грунта; б — земляная плотина на
сильнопроницаемом основании; в — земляная плотина с ядром; г — плотина
из разных грунтов; д — плотина из каменной наброски.

плитами для защиты от размыва при действии волн и
льда. Низовой откос со стороны нижнего бьефа укреп-
ляется дерном (травяной покров) и снабжается в неко-
торых случаях горизонтальной площадкой, называемой
бермой. Она служит для защиты откоса от смыва грунта
дождевой водой.

Величина заложения откосов m = ctga принимается
в зависимости от свойств грунта и высоты плотины
в пределах, указанных на рис. 5-26,а и д.

Важным элементом земляной плотины является дре-
нажная призма (рис. 5-26,о—г), которая пропускает-
фильтрующуюся через тело плотины воду, но задержи-
вает при этом вынос мелких частиц грунта, что является
обязательным условием долговечности земляных плотин.
Фильтрационный поток, верхняя граница которого (ука-
зана пунктиром на рис. 5-26,а, б) носит название л и-
нии депрессии, проходя через дренажную призму,
оставляет в ней мелкие частицы грунта. Это происходит
потому, что дренажная призма устроена в виде обрат-
ного фильтра, где песок и гравии расположены слоями
от мелких к более крупным фракциям по направлению
движения фильтрующейся воды.

Если земляная плотина сооружается пз сильно водо-
проницаемых грунтов (например, крупного песка), то
для оорьбы с фильтрацией применяются преграды ,в ви-
де экрана, понура (рис. 5-26,6) пли ядра (рис. 5-26,в).
Эти преграды устраиваются из глины или другого водо-
непроницаемого материала. Наличие указанных водо-
непроницаемых преград понижает уровень линии депрес-
сии, благодаря чему фильтрационный поток направля-
ется под уровень нижнего бьефа при меньших размерах
поперечного сечения плотины и ее объема.

Нередки случаи сооружения земляных плотин из раз-
ных грунтов (рис. 5-26,г). При этом более водонепрони-
цаемые грунты, например суглинок, располагаются со
стороны верхнего бьефа.

Плотины из каменной наброски выполняются пз кам-
ня различных размеров, который сбрасывается в тело
плотины с некоторой высоты и уплотняется струей воды
под давлением в несколько атмосфер. Водонепроницае-
мость этих плотин достигается путем устройства экрана
со стороны верхнего откоса. Экран выполняется из же-
лезобетона, металла или дерева, укладываемых па спе-
циальную устраиваемую подэкрановую сухую (без
раствора) кладку с перевязкой швов, как это показано
на рис. 5-26,6. Основание экрана закрепляется в бетон-
ный зуб. Последний вместе с цементационной завесой
(на скале) или шпунтом (па нескальном грунте) служит
для борьбы с фильтрацией воды в основании плотины.

Каменп’опабросные плотины используются обычно
в качестве глухих плотин в горных районах. Наиболь-
шая высота этих плотин достигает 120 м.

Деревянные плотины используются при строительст-
ве гидростанций главным образом в качестве перемычек.
Последние являются временными сооружениями, кото-
рые ограждают во время строительства котлован, т. е.
ту часть русла, где возводится бетонная плотина, здание
ГЭС пли другие основные сооружения. В качестве пере-
мычек применяются также земляные и каменнонаброс-
ные плотины.

Деревянные перемычки строятся из отдельных пря-
моугольных срубов, называемых ряжа м и . Последние
опускаются па дно реки и заполняются камнем и мало-
водопроницаемым грунтом.

5-12. ЗДАНИЯ ГИДРОЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ

Эти сооружения служат для размещения основно-
го (турбины п генераторы) и вспомогательного обору-
дования.

К зданиям ГЭС, как и к другим гидросооружениям,
предъявляются требования по их экономичности и удоб-
ству эксплуатации. Эти требования иногда противоречат
ДРУГ ДРУГУ, так как значительная экономия при строи-
тельстве может привести к излишним расходам и не-

Рнс. 5 27. Вертикальный разрез ио зданию прнплотинной ГЭС.

1— здание ГЭС; 2—генератор; 3—спиральная камера; 4 — отсасывающая
труба; 5 — турбинный водовод; 6—глубинный водоприемник; 7 — решетка;
8—плоский затвор; 9 — подъемный механизм щитов; W — провода на распре-
делительную подстанцию.
удобству при эксплуатации и, в частности, при ремонте
оборудования. Получение оптимальных решений затруд-
нено многообразием условий (топография, геология, на-
пор, мощность и т. д.), в которых строятся и работают
гидростанции. В соответствии с этими условиями и тре-
бованиями здания ГЭС классифицируются по следую-
щим признакам.

1.	В зависимости от того, воспринимается ли напор
зданиями ГЭС, они разделяются на две группы:

а)	воспринимающие напор (см. рис. В-4) и являю-
щиеся наряду с плотиной частью водонапорного фронта,
как на русловых ГЭС;

Рт>ан разрез ZZ-7P а ^-1

Рис. 5-28. Здание русловой ГЭС с донными водосбросами
234
3

Рис. 5-29. Типы зданий ГЭС.

— полуоткрытый; б -открытый; /- съемная крышка; 2— индивидуальный
•колпак; 3 — козловой кран.

б)	невосприиимающие напор, как в приплотиипых,
так п в деривационных ГЭС (рис. 5-27).

2.	По устройству для сброса воды из верхнего в ниж-
ний бьеф здания русловых ГЭС делятся на:

а)	несовмещенные с водосбросами (см. рис. В-3), где
удаление излишней воды из верхнего бьефа осуществля-
ется через водосливные отверстия плотины, или другие
устройства, не связанные со зданием ГЭС;

б)	совмещенные с. водосбросами, причем последние
обычно располагаются в массивной (подводной) части
здания, как это показано на рис. 5-28, хотя применяются
и другие конструкции.

3.	По типу подъемного оборудования здания ГЭС
отроятся:

а)	закрытыми — с внутренним расположением подъ-
емного оборудования — мостового крана (см. рис. 5-27);

б)	полуоткрытыми — при расположении основного
подъемного оборудования (портального крана) над ма-
шинным залом (генераторным помещением). Генератор-
ный зал — низкое помещение со съемными крышками
над генераторами (рис. 5-28 и 5-29,д);

в)	открытыми — машинный зал отсутствует, а гене-
раторы укрыты колпаками (рис. 5-29,6). Подъемным
оборудованием здесь являются также портальные краны.

4.	По расположению относительно земной поверхно-
сти здания ГЭС разделяются на:

а)	наземные (см. все приведенные выше иллюстра-
ции зданий ГЭС);
б)	подземные — расположенные ниже поверхности
грунта. Эти здания устраиваются в деривационных схе-
мах концентрации напора при таких топогеологпческпх
условиях, когда деривация выполняется в виде туннеля
(рис. 5-24).

5.	В зависимости от положения оси агрегата, состоя-
щего из турбины и генератора, различают здания с вер-
тикальными и горизонтальными агрегатами. Последние
в настоящее время применяются главным образом на
гидростанциях с напором до 10—15 м.

Часть здания ГЭС, соответствующая длине по фронту
одного агрегата, называется турбинным пли агрегатным
блоком. Размеры блока зависят от мощности (напора
и расхода воды) агрегата. Обычно на гидростанциях
устанавливается не менее двух-трех одинаковых агрега-
тов и соответственно блоков.

Сороудерживающпе решетки, служащие для очистки
воды от плавающих тел, устанавливаются наклонно или
вертикально. Наклонные решетки легче очищаются от
мусора, но требуют увеличения размера бычков в сторо-
ну верхнего бьефа. Стержни решеток толщиной 0,5—
2,0 см и шириной 5—12 см приварены к металлической
раме. Просвет между стержнями решеток составляет 5—
12 см. Скорость воды в решетках достигает 2—2,5 м/с.

Обычно на входе в водоприемную галерею, т. с. в во-
доприемник, помимо решеток устанавливаются забраль-
ные балки. Они служат для задержания крупных пла-
вающих тел и защиты решеток от повреждения этими
телами. Забральные балки служат также для исключе-
ния подсасывания воздуха к турбине и снижения потерь
напора на вход воды в водоприемник, поэтому забраль-
ным балкам обычно придается обтекаемое очертание.

Для очистки наклонных решеток применяются специ-
альные ковши с граблями, которые не требуют направ-
ляющих пазов. Эти грабли, как и наклонные решетки,
устанавливаются при сравнительно небольшой глубине
водоприемника (до 3—4 м).

При вертикальном расположении решеток их очистка
производится ковшами с зубьями или грейферами. По-
следние устроены в виде раскрывающегося ковша, кото-
рый механически захватывает своими «челюстями» и
затем разгружает тела, задержанные решеткой. Ковши
с зубьями и грейферами передвигаются по специальным
пазам, соответственно предусмотренным в бычках.
Монтажная площадка служит для ремонта и сборки
оборудования. Опа является частью машинного зала.

5-13. РАБОТА ГЭС В ЭНЕРГОСИСТЕМЕ

Гидростанции, как правило, работают в энергосисте-
мах совместно с тепловыми станциями. Распределение
нагрузки между ГЭС и ТЭС выполняется исходя из усло-
вий экономичности и надежности работы всей энергоси-
стемы. При этом учитываются технические и энергетиче-
ские особенности каждого вида электростанций.

Для гидростанций эти особенности кратко формули-
руются следующим образом:

1)	непостоянство количества энергии, вырабатывае-
мой в различное время года и ио отдельным годам, что
•обусловлено изменчивостью стока. Меняющееся во вре-
мени количество вырабатываемой энергии на ГЭС долж-
но компенсироваться соответствующим режимом и вы-
работкой энергии тепловых станций;

2)	независимость расходов па эксплуатацию ГЭС от
величины стока и количества вырабатываемой энергии.
Поэтому при наличии большой приточности она должна
возможно полнее использоваться для получения энергии,
что приведет к экономии топлива па ТЭС и издержек
в системе;

3)	высокая маневренность и работа с хорошими
к и. д. в широком диапазоне нагрузок. Включение ги-
дроагрегатов в работу требует всего лишь нескольких
минут, а изменение включенной гидромощности в соот-
ветствии с колебаниями нагрузки осуществляется авто-
матически за несколько секунд.

Эта высокая маневренность ГЭС дает возможность
использовать их в качестве резерва мощности энергоси-
стемы и для работы в неравномерной части графика на-
грузки, что улучшает режим работы ТЭС.

Для лучшего использования указанных свойств ГЭС
к их режиму работы предъявляются следующие требо-
вания:

1.	В многоводные сезоны и годы вырабатывать наи-
большее количество электроэнергии.

2.	В маловодное время года работать в неравномер-
ной части графика нагрузки и выполнять роль резервной
мощности, необходимой для восполнения колебаний на-
грузки и замены мощности при возможной аварии.
3.	В соответствии с первыми двумя требованиями ре-
жим работы ГЭС должен способствовать максимальной
экономии топлива, снижению мощности ТЭС и экономии
их эксплуатационных издержек.

Перечисленные требования к режиму ГЭС не всегда
могут быть выполнены полностью как по техническим
условиям, так и в силу ограничений, накладываемых на
работу ГЭС другими потребителями воды. Ниже дастся
краткое перечисление этих условии и ограничений.

1.	При недостаточно большой емкости водохранилищ
в многоводное время приходится сбрасывать часть сто-
ка в нижний бьеф и снижать выработку энергии.

Для уменьшения этих сбросов требуется увеличить
установленную мощность ГЭС, но это решение ограничи-
вается экономической целесообразностью.

2.	Часть установленной мощности ГЭС не всегда мо-
жет быть использована из-за недостатка воды или сни-
жения напора. В зимнее время, особенно в маловодные
годы и при малой емкости водохранилищ, ГЭС снижает
свою располагаемую (готовую к использованию в дан-
ное время) мощность. Такое же снижение располагае-
мой мощности и соответствующее появление связанной
мощности имеет место и при уменьшении напора в кон-
це зимы и за счет глубокой сработки водохранилища^
а также при пропуске половодья, когда уровень ниж-
него бьефа повышается и напор русловых ГЭС сущест-
венно снижается.

3.	Ограничения водохозяйственного комплекса зави-
сят от вида и размера потребления воды для неэнерге-
тическцх надобностей.

Построение баланса мощности смешанных энергоси-
стем, т. е. энергосистем, состоящих из ГЭС и ТЭС, ве-
дется для лет различной водности. При проектировании
в качестве такцх лет принимаются: маловодный — обе-
спеченностью 90—95%, который принято называть рас-
четным маловодным годом; средневодный — обеспечен-
ностью 50% и для низконапорных ГЭС — многоводный
год обеспеченностью около 10%, по которому выясня-
ются условия работы ГЭС и других станций во время
половодья, когда возрастает связанная по напору мощ-
ность. В условиях эксплуатации энергобаланс обычно
составляется на обеспеченность стока в 75 и 50%.

Расположение рабочих мощностей ГЭС и ТЭС в ба-
лансе мощности системы показано на рис. 5-30, где.
в меженное время часть мощности ГЭС расположена
в базе нагрузки в соответствии с неэнергетическими тре-
бованиями, о которых говорилось выше. Остальная
энергия и мощность ГЭС размещены в неравномерной
части графика нагрузки: для маловодного года в пике
нагрузки, а в годы с большим стоком — в полупике или

Рис. 5-30. Схема годового баланса мощности энергосистемы.

1 максимальная нагрузка; 2—-рабочие мощности ГЭС; 3 — рабочие мощно-
сти ТЭС; 4 — установленная мощность ГЭС и ТЭС; 5 — располагаемая мощ-
ность ГЭС и ТЭС; / — нагрузочный резерв ГЭС; // — нагрузочный резерв ТЭС;
III — аварийный резерв; IV — ремонтная площадь оборудования ТЭС;
V — капитальный ремонт гидроагрегатов.

Во время паводков ГЭС обычно работают кругло-
суточно полной мощностью, особенно после заполнения
водохранилища. При этом ТЭС покрывают неравномер-
ную часть нагрузки.

Помимо участия в покрытии нагрузки часть мощно-
сти ГЭС, имеющих водохранилище, обычно использует-
ся также для выполнения резервных функций системы.
Эти функции разделяются на нагрузочный и аварийный
резерв. Первый представляет собой недогруженную
мощность работающего оборудования ГЭС и ТЭС. Эта
мощность воспринимает толчки нагрузки, получающие-
ся за счет быстрого включения и отключения таких
крупных потребителей, как прокатные станы, электро-
поезда и т. д. Восприятие этих колебаний нагрузки не-
обходимо для поддержания постоянства частоты тока и
его напряжения, и поэтому нагрузочный резерв иногда
называют частотным.

Величина нагрузочного резерва принимается в зави-
симости от мощности энергосистемы, пропускной способ-
ности ЛЭП и других причин. Для больших систем эта
величина соответствует нижнему пределу. На гидро-
станциях в меженное время размещается часть нагру-
зочного резерва; при избытке воды весь нагрузочный
резерв передается на ТЭС (см. рис. 5-30).

Аварийный резерв предназначен для возмещения той
мощности, которая иногда отключается от работы в ре-
зультате случайных повреждений оборудования. На
основании опыта эксплуатации и соответствующих энер-
гоэкономических расчетов рекомендуется принимать ве-
личину аварийного резерва в размере 8 10% от макси-
мума нагрузки, но не меньше мощности двух самых
крупных агрегатов системы. Па гидростанция^ иногда
предусматриваются мощность и специальная емкость
водохранилища для участия в аварийном резерве.
В многоводное время года аварийный резерв полностью
передается тепловым электростанциям.

Помимо нагрузочного и аварийного резерва в годо-
вом балансе мощности предусматривается также вывод
в капитальный ремонт оборудования ГЭС и ТЭС. От-
дельные агрегаты или энергоблоки ГЭС ремонтируются
в зависимости от их состояния 1 раз в год или в 2 года,
а иногда еще реже. Продолжительность среднего годо-
вого простоя для ремонта гидроагрегатов составляет
в среднем */2 месяца.

Ремонт гидроагрегатов приурочивается к тому вре-
мени, когда на ГЭС имеется свободная мощность. Агре-
гаты ТЭС ремонтируются главным образом весной и
летом, когда ГЭС при избытке воды работают на пол-
ную мощность (рис. 5-30). Летнее снижение нагрузки
освобождает от работы часть тепловой мощности.
Глава шестая

ГИДРОТУРБИН НОЕ ОБОРУДОВАН И Е

6-1. КЛАССИФИКАЦИЯ И ОСНОВНЫЕ СХЕМЫ
ГИДРОТУРБИН

Преобразование энергии воды в электроэнергию осу-
ществляется, как отмечалось в § В-3, на гидростанциях
с помощью гидравлических турбин и генераторов, обра-
зующих гидроагрегаты.

Гидравлическая турбина представляет собой турбо-
машину, в которой энергия потока используется для вра-
щения ротора или рабочего колеса.

Общие понятия о турбомашпнах, изложенные выше
(§ 4-1), справедливы и для гидравлических турбин (на-
пример, деление на активные и реактивные турбины).

Рабочие колеса активных турбин вращаются иод воз-
действием свободной струп, имеющей атмосферное дав-
ление при входе на рабочее колесо и на выходе с него.
Такие турбины применяются главным образом в виде
ковшовых для напоров от 300 до 1700 м. Для малых
гидроагрегатов мощностью не более 1000 кВт диапазон
напоров, используемых для ковшовых турбин, составля-
ет от 40 до 250 м.

Рис. 6-1. Принципиальная схема ковшовой гидротурбины.

Принципиальная схема ковшовой турбины приведена
на рис. 6-1. Вода из верхнего бьефа подводится трубо-
проводом к рабочему колесу, выполненному в виде ди-
ска, закрепленного на горизонтальном пли вертикальном
валу турбины. По окружности диска расположены ков-
16—444	241
шеобразные лопасти (рис. 6-2). Трубопровод заканчи-
вается насадком — соплом, из которого струя воды
с большой скоростью попадает на какой-либо ковш и
обтекает его, меняя направление. При этом колесо пово-
рачивается, подставляя под действие струи следующий
ковш, и таким образом осуществляется вращение рабо-
чего колеса. На валу турбины расположен ротор гене-
ратора, который, вращаясь вместе с рабочим колесом,
преобразует механическую энергию в электрическую.

Рис. 6 2. Лопасти ковшовой
турбины.

Ковшовая турбина работает, как отмечалось, за счет
кинетической энергии, в которую преобразуется напор,
но так как рабочее колесо и сопло турбины расположе-
ны над уровнем воды нижнего бьефа на высоте а
(см. рис. 6-1), то используемый напор меньше распола-
гаемого Н на величину а. Такая потеря напора, состав-
ляющая обычно I—2 м, при общем напоре ГЭС с актив-
ными турбинами, равном сотням метров, считается впол-
не допустимой.

Рабочие колеса реактивных гидротурбин вращаются
в сплошном (напорном) потоке, обладающем кинетиче-
ской и потенциальной энергией. Эти турбины имеют пре-
имущественное распространение при напорах от 1,5 до
500 м.

Основные схемы реактивных турбин показаны на
рис. 6-3. Вода в них поступает к рабочему колесу через
направляющий аппарат и отводится в нижний бьеф
с помощью отсасывающей трубы. Перед рассмотрением
этих элементов реактивных турбин остановимся на осо-
бенности использования ими энергии потоку..
I (о уравнению Бернулли удельная энергия /Л перед
входом на рабочее колесо составляет:

w — 7 4-

а на выходе из рабочего колеса

w ___/ I Д2 .1 c2g

Разноси. И— Hi Ih соответствует удельной энергии,
отданной потоком рабочему колесу, т. е.

Я^Я,-Я2 =	+	+

(6-1)

Здесь уравнение Бернулли написано без учета по-
терь напора.

Из последнего выражения видно, что реактивные
турбины работают под воздействием разности давлении
и скоростей иа входе и выходе. Таким образом, эти тур-

Рис. 6-3. Схема основных реактивных гидротурбин.

а — осевая; б—радиально-осевая; 1—рабочее колесо; 2 — направляющий
аппарат; 3 — отсасывающая труба.

бины используют как потенциальную, так и кинетиче-
скую энергию потока. Ковшовые же турбины работают,
как отмечалось, только за счет кинетической энергии,
так как используемая ими удельная энергия равна:

=	'	(6-2)

При этом давления на входе и выходе потока рав-
ны, а скорость воды при выходе ее с рабочего колеса Сг
ничтожно мала по сравнению со скоростью воды, по-
ступающей из сопла, т. е.

= Zt=Z2- с2~0.

16*

ИЗ
По направлению движения воды и конструктивным
особенностям реактивные турбины разделяются главным
образом на о с е в ы е и радиально-осевые. У пер-
вых (рис. 6-3,н) движение потока в зоне рабочего коле-
са параллельно осп турбины. У радиально-осевы,х тур-
бин (рис. 6-3,6) вода поступает к рабочему колесу в ра-
диальном направлении, а затем меняет его па осевое.

Осевые турбины, выполняемые с неподвижно закреп-
ленными лопастями рабочего колеса, называются про-
пеллерными. У осевых поворотнолопастных турбин ло-
пасти рабочих колес могут поворачиваться па некоторый
угол.

6-2. ОБЩЕЕ ОПИСАНИЕ ЭЛЕМЕНТОВ ГИДРОТУРБИН

Ковшовая турбина состоит из рабочего колеса, назна-
чение которого рассмотрено выше, направляющего аппа-
рата в виде сопла и кожуха, служащего для предохра-
нения от разбрызгивания воды в здании I ЭС.

Лопатки пли ковши рабочего колеса разделены пере-
городкой, называемой ножом, на две половины, а по пе-
риметру ковша имеется специальный вырез (см. рис. 6-2).

Рис. 6-4 Схема подвода воды к ковшовой турбине.

1 — игла; 2 — сопло; 3 — отклонитель струи.

Поток из сопла попадает на нож, разделяется по-
полам и обтекает внутреннюю гладкую поверхность ков-
ша. При этом поток меняет свое направление, а скорость
воды на выходе с лопасти снижается, как отмечалось,
почти до нуля. Вырез служит для перехода струи с од-
ного ковша на другой без разбрызгивания. С лопастей
рабочего колеса вода падает вниз, где располагается
отводящий канал
Направляющий аппарат ковшовой турбины выполнен
в виде конического насадка или сопла (рис. 6-4), слу-
жащего для преобразования энергии давления в скоро-
стной напор и регулирования расхода воды, подаваемой
к рабочему колесу. Эго регулирование расхода осущест-
вляется с помощью иглы, которая представляет собой
подвижный стержень с обтекаемым конусом. Передви-
жение иглы в осевом направлении изменяет выходное
сечение сопла, а следовательно, размер струи и расход
воды, подаваемой к рабочему колесу.

При сбросе нагрузки турбиной игла автоматически
закрывает сопло сравнительно медленно (5—10 с), что
необходимо для предохранения трубопровода от возник-
новения в нем прямого гидравлического удара. Для того
чтобы при таком закрытии направляющего аппарата бы-
стро прекратить подачу воды к турбине и остановить ее,
устраивается специальное приспособление в виде откло-
нителя струи. Последний представляет собой подвиж-
ную лопатку, которая также автоматически, по значи-
тельно быстрее (2—3 с), меняет направление струп, от-
клоняя ее от рабочего колеса и направляя прямо в отво-
дящий канал.

Для увеличения числа оборотов и мощности ковшо-
вых турбин последние снабжаются иногда не одним,
а двумя направляющими аппаратами. Есть ковшовые
турбины с четырьмя и даже шестью направляющими
аппаратами. Такие турбоагрегаты выполняются с верти-
кальным валом.

Основными элементами проточного тракта реактив-
ных турбин (рис. 6-5) являются: турбинная камера 1,
статор турбины 2, направляющий аппарат 3, рабочее
колесо 4, камера рабочего колеса 5 (у радиально-осевых
турбин отсутствует), отсасывающая труба 6.

Вода из верхнего бьефа низконапорных ГЭС посту-
пает непосредственно к турбинной камере. В высокона-
порных гидростанциях вода в турбинную камеру направ-
ляется по трубопроводу.

Турбинные камеры для средних и крупных
турбин выполняются спиральными; такие камеры подво-
дят воду к направляющему аппарату со сравнительно
небольшими потерями энергии при минимальном объеме
строительных работ по зданию ГЭС.

Для турбин с напором до 40 м спиральные камеры
выполняются бетонными таврового (рис. 6-6) или полу-
таврового (см. рис. 6-5) сечения. При более высоких на-
порах применяются металлические, сварные или литые
спиральные камеры круглого сечения (рис. 6-6,6).

Площадь входного сечения спирали зависит от рас-
хода и скорости потока. В бетонных спиралях скорость
воды принимается в пределах 2 5 м/с, в металлических
спиралях эта скорость в зависимости от напора дости-
гает 5- -8 м/с.

Рис. 6-5. Схема проточного тракта реактивной гидротурбины.

Для сохранения постоянной скорости воды в спирали
сечение последней уменьшается по мере поступления
воды в направляющий аппарат. Угол охвата спирали
<р°макс отсчитывается от начального сечения до ее кон-
цевой части, называемой зубом спирали. В бетонных
спиральных камерах этот угол принимается не менее
180°. У стальные спиралей угол охвата достигает 345 —
360°. Снижение угла ф°макс Для низконапорных ГЭС
приводит к уменьшению ширины подводящего водовода
(размер В на рис. 6-6) и объема строительных работ.
246
Та часть направляющего аппарата турбины раство-
ром 360° — <р°макс, которая не охватывается спиральной
камерой, питается водой непосредственно нз подводяще-
го водовода.

Колонны статора турбин, служащие для передачи
веса гидроагрегата на фундамент ГЭС, устанавливаются

Рис. 6-6. Схемы спиральных камер.

а — бетонная таврового сечения; б — металлическая круглого сечения; /- ко-
лонна статора; 2 — ось турбины; 3 ~~ зуб спирали.

по внутреннему диаметру спиральной камеры. Высота
колонн статора Ьо соответствует высоте направляющего
аппарата турбины (рис. 6-6).

Направляющий аппарат реактивных
турбин, опоясывающий рабочее колесо, обеспечивает
плавный подвод воды к турбине и регулирует расход
при необходимости изменения мощности агрегата, при-
водя его в соответствие с нагрузкой.

Направляющий аппарат состоит из двух опорных
колец и лопаток, размещенных между этими кольцами
(рис. 6-7). Лопатки обтекаемой формы насажены на
неподвижные оси 5. Одновременный и одинаковый по-
ворот всех лопаток осуществляется регулирующим
кольцом 1, к которому каждая лопатка присоединена
шарнирно поводком 2 и пальцем 3. Регулирующее коль-
цо поворачивается под воздействием специальных меха-
низмов системы регулирования, прикрепляемы^ тягой 4.

Расход воды, подаваемой к турбине, зависит от ве-
личины открытия направляющего аппарата, определяе-
мого кратчайшим расстоянием между соседними лопат-
ками. В закрытом положении лопаток направляющего
аппарата доступ воды к рабочему колесу прекращается.

Рис. 6-7. Схема действия лопаток направляющего аппарата.

Рабочие колеса радиально-осевых тур-
бин (рис. 6-8) состоят из трех основных частей: сту-
пицы /, лопастей 2 и нижнего обода 3. Лопасти имеют
сложную пространственную форму. Число их зависит от
напора и колеблется от 9 для низкоиапорны.х до 21 для
высоконапорных турбин.

Рис. 6-8. Рабочее колесо радиально-осевой гидротурбины.

При работе турбины через зазоры между вращающи-
мися и неподвижными элементами часть воды уходит,
не попадая на рабочее колесо. Для снижения этих уте-
чек воды, называемых объемными потерями, устраива-
ются специальные уплотнения с зазорами от 1 до 2,5 мм.
Характерным размером турбины является ее диаметр.

Рабочие колеса осевых турбин отличаются от
колес радиально-осевых турбин отсутствием нижнего
обода, .мепыиим числом лопастей и их формой, анало-
гичной гребному впиту или пропеллеру.

Основными частями рабочего колеса осевой турби-
ны (рис. 6-9) являются: корпус пли втулка 1. лопасти 2
и обтекатель 3. Рабочее колесо располагается в камере
4 с небольшими зазорами, составляющими до 0,001Dt.

У пропеллерных турбин лопасти рабочего колеса жестко
скреплены со втулкой.

Количество лопастей рабочего колеса осевых турбин
зависит от напора. Для напоров до 20 м обычно прини-
мается 4 лопасти, а при напоре 40—60 м — до 8 лопа-
стей.

6-3. ОТСАСЫВАЮЩИЕ ТРУБЫ

Важным элементом реактивных турбин является ui-
сасывающая труба, которая служит для отвода воды от
рабочего колеса в нижний бьеф с наименьшими потеря-
ми энергии.

Для выяснения роли отсасывающей трубы рассмо-
трим вначале схему такой трубы с постоянным сечением
и соответственно равными скоростями воды на входе
в нее из рабочего колеса С3 и на выходе воды в нижний
бьеф С4 (рис. 6-10). Найдем давление в начале отсасы-
вающей трубы (точка В), написав уравнение Бернулли
для сечений II и 11-П-, первое из сечений принимаем
за плоскость сравнений, не учитывая пока потерь па тре-
ние в отсасывающей трубе:

Ра . |_Сг4

Y "r2g

= hs-\

Рз I сгз

Y ’2g’

(6-3)

где ра/у атмосферное давление па уровне нижнего
бьефа; р3/у искомое давление в начале отсасывающей
трубы; lis- - расстояние oi начала отсасывающей трубы
до уровня нижнего бьефа (1П>).

Так как с3=<4, то из выражения (6 3) получаем:

Рис. 6-'1О. Схема реактивной турбины
с цилиндрической отсасывающей тру-
бой и открытой подводящей камерой
(вращающиеся части заштрихованы).

(6-4)

Это выражение означает, что давление в начале от-
сасывающей трубы меньше атмосферного на величину /ы
и при выходе потока из рабочего колеса имеется разре-
жение, равное превышению нижней кромки турбины над
уровнем нижнего бьефа.

Наличие этого разрежения увеличивает сраба-
по сравнению с турби-
ной без отсасывающей
трубы на величину Лк.
Таким образом, 'нали-
чие отсасывающей тру-
бы приводит к полному
использованию напора,
несмотря на возможное
расположение турбины
выше уровня нижнего
у бьефа. Это преимуще-
ство реактивных тур-
бин перед активными
дает возможность бо-
лее полного использо-
вания энергии низко- и
средненапориых ГЭС,
оборудованных осевы-
ми и радиально-осевы-
ми турбинами.

Однако применение отсасывающей трубы постоянно-
го сечения одинаковой скоростью воды на входе и выхо-
де невыгодно из-за большой скорости с4 и соответствен-
но больших потерь кинетической энергии. Последнюю
можно снизить, если принять выходную скорость из
отсасывающей трубы С/, меньшей, чем с3, что обычно
достигается применением конически расширяющейся
формы отсасывающей трубы, показанной на рис. 6-11.
Для выяснения условий работы такой отсасывающей
трубы, называемой прямоосной, напишем опять уравне-
ние Бернулли, аналогичное (6-3), по с учетом различия
скорости Сз и и потерь напора в отсасывающей тру-
бе /? ip.

f + g +	+	(6-5)

откуда получаем:

/'а	Р» _ ь | с2з — t,

—	— — Us 1	Па"

(6-5а)

Из последнего выражения видно, что применение ко-
нической отсасывающей трубы увеличивает разрежение
под рабочим колесом, благодаря чему увеличивается и

использование энергии
потока, но потери на-
пора hw в отсасываю-
щей трубе соответст-
венно снижают величи-
ну используемой энер-
гии.

Таким образом, при-
менение отсасывающих
труб в виде конически
расходящегося насадка
дает возможность рас-
полагать рабочее коле-
со выше уровня нижне-
го бьефа с минималь-
ными потерями напора
и использовать значи-
тельную часть кинети-
ческой энергии потока,
выходящего из турби-
ны. Особенно большое
значение имеет отсасы-

Рис. 6-М. Схема прямоосной отсасы-
вающей трубы.

вающая труба для низ-

конапорных гидротурбин, в которых поток на выходе
с рабочего колеса сохраняет еще до 40—50% общего за-

паса энергии.

Минимальные потери энергии имеют прямоосные от-
сасывающие трубы с углом конусности р = 4ч-6° на одну
сторону (см. рис. 6-11). Длина такцх отсасывающих
труб L принимается равной (4 5)£>i, т. е. в зависимости
от диаметра турбины.

Применение прямоосных отсасывающих труб для
больших турбин приводит к необходимости значительно-
го заглубления подземной части здания ГЭС, что невы-
годно. Поэтому такие трубы применяются для турбин

Рис. 6-12. Схема изогнутой отсасывающей трубы.

с диаметром до 1,5- 2 м. При больших диаметрах тур-
бин обычно применяются изогнутые отсасывающие гру-
бы (рис. 6-12), состоящие из конически расходящегося
патрубка /, колена 2 п горизонтального раструба 3.
Основные габариты изогнутой отсасывающей трубы
определяются высотой Л = (1,9-ь2,3)£)1 и длиной L =
= (3,5 <4,5)Оь

Изогнутые отсасывающие трубы даю г возможност ь
уменьшить величину заглубления здания ГЭС и тем са-
мым снизить ее стоимость, по ио энергетическим свойст-
вам такие отсасывающие трубы несколько хуже прямо-
осных.

6-4. ОСНОВНОЕ УРАВНЕНИЕ РАБОТЫ

ГИДРОТУРБИН

К

Передача энергии воды рабочему колесу турбины осуществляет-
ся путем изменения скорости и направления потока при его взаимо-
действии с лопастями рабочего колеса.

В общем случае работа, совершенная 1 кг рабочего тела на ло-
патках турбины, определяется выражением (3-25), которое назы-
вается- у-p а в не н и е м Эйлера (§3-5):

G=«lClu—«2C2u=tZlC1COS cti—IZ2C2COS d2.	»
Удельная работа равна:

N _QHyrtr
т т '

где т — секундный расход рабочего тела, кг/с.

Так как Qy=wig. то из 'предыдущего равенства получим:

/л=Т)г^-

В результате уравнение Эйлера можно записать в следующем
виде:

t}vgH — и\С\СО& «1—H2C2COS а»,	(6-6)

где т),_гидравлический коэффициент полезного действия, g—уско-

рение силы тяжести; Н — действующий на турбину напор.

Остальные обозначения показаны на рис. 6-13 и приняты таки-
ми же, как и для 'тепловых турбомашин. В турбинах активного типа

Рис. 6-13. Схема движения воды через радиально-осевую гурбииу.

относительные скорости потока па входе он и па выходе о>г одина-
ковы. В турбинах реактивного типа каналы между рабочими лопас-
тями сужаются, относительная скорость потока увеличивается и
происходит преобразование потенциальной энергии потока в кинети-
ческую.

Основное уравнение работы турбины (6-6) дает возможность
установить форму лопастей рабочего колеса при заданных значе-
ниях напора турбины Н, абсолютной скорости tj, определяемой
расходом воды через турбину, скоростью вращения п (которая
в свою очередь связана с окружной скоростью m тиаметром тур-
бины (гл. 3).

Лучшее использование энергии потока, т. е. работа турбины
с наибольшим к. п. ч., соответствует безударному входу воды, ког-
да величины-скоростей <д и Со равны, а направления их совпадают.
При несовпадении направления этих CKopocieii увеличиваются поте-
ри эпе>|ит1и. Оптимальное значение а,, .при котором к. и. л. турбины
достигает максимума, называется углом безударного входа.

Однако при изменении нагрузки турбины .меняется открытие на-
правляющего аппарата, и следовательно, скорость со. Поэтому
в .радиально-осевых ш пропеллерных турбинах, лопасти которых
жестко закреплены, безударный вход соответствует только одному
оптимальному режиму работы, который обычно принимается в пре-
делах от 0,75 до 0,9 полной мощности турбины.

В поворотно-лопастных турбинах безударный вход и высокое
значение к. и. д. имеют место в широком диапазоне изменения мощ-
ности. Это достигается тем, что вместе с поворотом лопаток направ-
ляющего аппарата меняется также положение лопастей рабочего
колеса, что обеспечивает равенство с0~ Ci.

6-5. ПОДОБИЕ ГИДРОТУРБИН И ФОРМУЛЫ
ИХ ПЕРЕСЧЕТА

Подобные турбины характеризуются геометрическим
подобием формы проточных частей и треугольников ско-
ростей (рис. 6-13). К проточным частям относятся ка-
налы рабочего колеса, т. е. просветы между его лопа-
стями, просветы между лопатками направляющего аппа-
рата, а также полости турбинных камер и отсасываю-
щих труб.

Подобные турбины, различающиеся размерами своих
проточных частей, составляют серин гидротурбин. Изго-
товлению турбин новых серий предшествует расчет, про-
ектирование и экспериментальная проверка модели про-
точной части.

Использование результатов испытания модели про-
изводится путем пересчета ее основных энергетических
параметров (мощности, числа оборотов, к. п. д., расхода
воды) па натурную турбину данной серин. Формулы для
такого пересчета получаются следующим образом.

Окружная скорость натурной турбины и и модели пм
определяются следующими соотношениями’

u^ku \f 2gH=	;

иы = kuУУуУ =	,

где k-u — скоростной коэффициент, одинаковый для обе-
их турбин; Di, DtM — Диаметры рабочих колес Натурной
и модельной турбин; Н, Нк, п, пм — соответствующие на-
поры и частоты вращения ротора.
Решая совместно эти уравнения, получйёй:
ku V2g Н __ ^Diti "Di j у /у
kuV^fh^ r.DiMnM > "MD1M У ~ff~’

откуда

<6-7)

Расход воды натурной турбины и модели можно вы-
разить через соответствующие средние осевые скорости
воды с и см и диаметры рабочих колес и DiM (при
этом не учитываются протечки воды в уплотнениях):

Q = ст. ~ = я Ас У 2gH;

Qa = СмЯ D-^ ^D-^kc У2ёНы,

где 1гс — скоростной коэффициент, одинаковый для на-
турной турбины и ее модели.

Решая совместно эти уравнения, получаем

откуда

<Ma>

Мощности турбины и ее модели в предположении ра-
венства и,х к. п. д. составляют:

N=9,81Q//rj; Mm=9,81Qm//mt].

Отсюда с учетом (6-8) получим:

N  QH £>г, . /~7Г Н _
Nm QmTZm £>2imF //м Нм'

У Нм-

Формулы (6-7) — (6-9) называются формулами
подобия. Для удобства пользования этими формулами
и сопоставления между собой подобных турбин они
сравниваются с условной турбиной, имеющей диаметр
рабочего колеса 1 м и работающей при напоре в 1 м.
Параметры такой условной турбины называются п р н-
в еденным и. Этими параметрами являются: приведен-
ная частота вращения п\, приведенный расход Q\ и
приведенная мощность N\.
Заменив в (6-7)— (6-9) частоту вращения, расход и
мощность модели приведенными величинами, а также
учитывая, что DiM=l м; //м-1 м, получим для туропиы
следующие формулы подобия:

, V//  " п' l)t ;	(6-10)	
Q'JA У И;	(6-11)	
N —N'lD'dl /И	(6-12)	
Из этих уравнений легко получигь	выражения для	
11 риведон ных вел и чип:		
,	nD,  " 1 ~~ VTl ’	(6-10а)	
Q\ = —•  ГН, /// ’	(6-11а)	
Л 1 =		7= .  1)Ы1 V и	(6-12а)	

В полученных формулах подобия приняты одинаковые
значения к. п. д. для турбины и ее модели. В действи-
тельности е увеличением диаметра реактивных турбин
значения их к. и. д. также увеличиваются. При этом
с ростом размера турбин потери энергии — гидравличе-
ские, механические и объемные (связанные с утечкой
воды в зазор между ротором и статором турбины) — от-
носительно снижаются.

Теоретическое определение этих потерь ие представ-
ляется возможным ввиду сложности явления Поэтому
к. п. д. турбины находится путем его пересчета с модели
по эмпирическим формулам:

для турбин, работающие при напоре до 150 м,

73=1	(1	(6-13)

а для турбин, работающих при напоре свыше 150 м,

ч=1 - (1	<б-14>

Практикой установлено, что для ковшовых турбин
к. п. д. натуры равен к. п д. ее модели, при этом диа-
метр струи испытываемой модели должен быть более
55 мм.

Помимо приведенных величин п\, Q\ и N'i важным
показателем гидравлических свойств турбин различных
типов является их коэффициент б ы стр ох о дно-
с т и ns. Этот коэффициент равен числу оборотов турби-
ны, которая развивает мощность в 0,736 кВт (одну ло-
шадиную силу) при работе под напором в 1 м.

Выражение для определения коэффициента быстро-
ходности может быть получено из формул подобия пу-
тем подстановки в (6-7) вместо лм при /7Л1=1 и заме-
не в (6-9) значений /V4=O,736 кВт и /7М=1 м. В резуль-
тате указанных преобразований получаем:

l,17nV/V

4 -	’

// , 11

(6-15)

где п, И, N— соответственно частота вращения, об/мин,
напор, м, и мощность, кВт.

Так как турбины могут работать при меняющихся

в некоторых пределах папорад, мощностях и соответст-
венно расходах воды, то сравнение турбин различных

типов ведется по величинам лк, определяемым для их
номинальной мощности при расчетном напоре и нор-
мальной частоте вращения.

Из приведенной формулы коэффициента быстроход-
ности очевидна выгодность увеличения этого коэффици-
ента при заданных значениях мощности и напора тур-
бины, так как это приводит к увеличению частоты вра-
щения п и соответствующему снижению габаритов и
массы турбины. Однако принятие слишком больших зна-
чений коэффициента пя ограничивается явлением кави-
тации (см. § 6-6). С учетом этого явления практика
выработала допустимые значения быстроходности раз-
личных типов турбин, которые приводятся ниже.

Типы турТнн	Коэффициент

быстроходности

Когшовые:	ns

односопловые	4 —	35

двухсопловые. .	  17	—	50

четырехсопловые................... 24	—	70

Радиально-осевые:
тихоходные.......................... 80— 120

нормальные......................120 — 250

быстроходные ...	  250	—	350

сверхбыстроходные................ 350	—	450

Пропеллерные и поворотно-лопастные:
тихоходные........................... 300	—	550

нормальные....................... 550	—	750

быстроходные ... •............... 750	—	1000
Эта таблица представляет собой классификацию гид-
ротурбин по коэффициенту быстроходности па. Кроме
того, в зависимости от мощности и размеров гидротур-
бины условно делятся на малые, средние и крупные.

К малым относятся турбины с диаметром рабочего
Колеса 1,2 м при низких напорах п />1^0,5 м при
высоких напорах. Мощность таких турбин пе превосхо-
дит 2 МВт. У средних турбин соответствующие размеры
составляют Р^й.бм и /Л 1,6 м; их мощность 16МВт.

У крупных поворотно-лопастных турбин диаметр ра
бочего колеса достигает 10,5 м, а у радпалыю-осевыл
£6^7,5 м. Мощность крупных гидротурбин достигает,
как отмечалось, 500 МВт.

6-6. КАВИТАЦИЯ И ВЫСОТА ОТСАСЫВАНИЯ

Работа гидротурбин в ряде случаев сопровождается
кавитацией, представляющей собой сложное физиче-
ское явление, приводящее к разрушению поверхности
лопастей рабочего колеса и других элементов турбины.
Кавитация сопровождается шумом и вибрацией машины,
а также снижением к. п. д., пропускной способности и
мощности турбины.

Основной причиной возникновения кавитации счи-
тается пульсация гидродинамического давления .в местах
образования вакуума. Возникновение вакуума приводит
:к парообразованию, причем образовавшийся нар создает
:в воде полости, или каверны. Последние уносятся тече-
нием в зоны более высокого давления, где пар быстро
конденсируется, в результате чего каверны мгновенно
заполняются водой. При этом возникают давления в сот-
ни и даже тысячи атмосфер, что и является причиной
механического разрушения поверхностей металла и бе-
тона. Кроме того, при кавитации наблюдаются электри-
ческие явления, а также химические реакции, приводя-
щие к коррозии металла из-за окисления его кислоро-
дом, который выделяется из воды, где он находился
в растворенном состоянии, и попадает в каверны, за-
полняемые водяным паром.

У реактивных турбин кавитационному разрушению
подвержены главным образом нижние (по потоку) по-
верхности лопастей рабочего колеса, его камера, а так-
же другие части турбины, где образуется пониженное
давление. У ковшовых турбин кавитации подвержены
сопла.

Основными мерами борьбы с разрушительным дей-
ствием кавитации являются применение особо стойких
материалов (хромоникелевые стали) для деталей про-
точного тракта н обеспечение бескавитациопных усло-
вий работы реактивных турбин. Эти условия определя-
ются выбором соответствующего заданному напору?
типа и быстроходности турбины, а также высоты отса-
сываниия fis, определяемой расположением турбиньл
относительно уровня нижнего бьефа.

Допустимая по условиям предотвращения кавитации!
высота отсасывания определяется следующей зависи-
мостью:

(6-16))

где В — барометрическое давление, м вод. ст., которое
зависит от расположения турбины над уровнем моря и:
определяется следующим образом: В = 10,33-V/900)
(10,33 -атмосферное давление па уровне моря,
м вод. ст., а V — абсолютная отметка местоположения
турбины над уровнем моря, м); о — кавитационный ко-
эффициент, изменяющийся в зависимости от типа турбин
и их нагрузки. Обычно этот коэффициент находится пу-
тем соответствующих испытаний модели турбины.

Для того чтобы перейти от значения коэффициента <т
модели к его значению для натуры, вводится поправоч-
ный коэффициент k= 1,05-ь 1,1. Таким образом, для на-
турных турбин формула (6-16) приобретает следующий
вид:

/Д-=10,33	/га//.	(6-17)

Высота отсасывания /Д представляет собой разность
отметок проточной части турбины с минимальным дав-
лением п уровня воды в нижнем бьефе (рис. 6-14). За
отметку с минимальным давлением принимаются сле-
дующие сечения:

1)	для вертикальных радпалыю-осевых турбин —
нижняя плоскость направляющего аппарата (рис.
6-14, а);

2)	для горизонтальных радиально-осевых турбин —
плоскость, проходящая через наивысшую точку рабочего
колеса (рис. 6-14,6);
Рис. 614. Отсчет высоты отспсышпшя для турбин различных типов.

3)	для вертикальных поворотно-лопастных турбин
плоскость осей поворота лопастей рабочего колеса (рис.
6-14,в).

Высота отсасывания принимается положительной, ес-
ли уровень воды в нижнем бьефе находится ниже ука-
занных плоскостей отсчета, и отрицательной - в обрат-
ном случае.

6-7. ОСНОВНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
ГИДРОТУРБИН И ИХ НОМЕНКЛАТУРА

Энергетические характеристики турбин: и,х мощность,
число оборотов и к. п. д. при разных напорах и расходах
воды определяются, как отмечалось, сначала для моде-
ли, а затем пересчитываются по формулам подобия для
натурных турбин данной серии. Кавитационные коэффи-
циенты о также находятся по модельным испытаниям.

Указанные энергетические и кавитационные свойства
выражаются соответствующими графиками, которые но-
сят название ^характеристик гидротурбин, Основными
260
характеристиками, полученными в результате испытания
моделей турбин, являются их главные универ-
сальные характеристики (рис. 6-15). Они стро-
ятся в координатах приведенных частот вращения /i'j и
расходов Q't, где нанесены липни к. п. д. модели т]м,
линии равных открытий направляющего аппарата а0 и
равных коэффициентов кавитации о, а для поворотно-
лопастных турбин проведены также линии равных углов
поворота лопастей рабочего колеса тр.

Рис. 6-15. Главная универсальная характеристика поворотпо-лонаст
ной турбины.

По главным универсальным характеристикам и фор-
мулам подобия строятся различные эксплуатационные
характеристики патурны,х турбин, в том числе их рабо-
чие характеристики. Они представляют собой зависи-
мость к. п. д. от мощности (пли расхода воды) при по-
стоянном напоре и числе оборотов турбины. На рнс. 6-16
приведено сопоставление рабочих характеристик т] =
=f(Af) различных типов турбин, по которому можно су-
дить об их энергетических свойствах.

Поворотно-лопастные турбины имеют, как отмеча-
лось, высокие значения к п. д. в большом диапазоне
мощности, что достигается благодаря возможности пово-
рота лопастей рабочего колеса, при изменении открытия
направляющего аппарата.
Радиалыю-осевые турбины имеют также высокое зна-
чение к. п. д. в оптимальной зоне, но эта зона по мощно-
сти меньше, чем у поворотно-лопастных турбин. Наи-
меньшая зона оптимального значения к. п. д. соответст-
вует пропеллерным турбинам, поэтому они применяются
сравнительно редко.

Для ковшовых турбин характерно несколько меньшее
значение максимального к. н. д. при большом его диа-
пазоне по мощности сравнительно даже с поворотно-ло-
пастными турбинами.

По рабочим характеристикам	для различных

напоров турбины, при которых предусматривается ее
работа, строится эксплуатационная универсальная ха-
рактеристика (рис. 6-17). На этом графике в координа-
тах напора и мощности наносятся линии равных к. п. д.
и высот отсасывания Яя, а также проводятся линии
ограничения мощности по генератору (при высоких на-
порах) и пропускной способности турбин (при низких
напорах).

Эксплуатационные универсальные характеристики
дают наиболее подробное представление об энергетиче-
ских и кавитационных свойствах турбины во всем диа-
пазоне изменения напора и мощности. Этот диапазон
определяет тип турбин, принимаемый в соответствии
с цх номенклатурой. Последняя устанавливает для реак-
тивных турбин тип рабочего колеса (Пр-—пропеллер-

Рис. 6-16. Рабочие характеристики гидротурбин различных типов.

/ — радиальио-осевой; 2 — пропеллерной;	3 — поворотнолопастной;	4 «

ковшовой<
Рис. 617. Эксплуатационная универсальная характеристика понорот-
по-лопастпой турбины.

пый, ПЛ — поворотно-лопастный или РО — радиально-
осевой), наибольший напор в метрах, при котором эта
турбина может применяться, тип установки (вертикаль-
ная и горизонтальная) и диаметр рабочего колеса в сан-
тиметрах. Так, например, марка турбин ПЛ-40-В-600
обозначает: поворотно-лопастная турбина с максималь-
ным напором в 40 м, вертикальным валом и диаметром
рабочего колеса Z9j = 6,0 м.

На рис. 6-18 показан график номенклатуры крупных
гидротурбин в зависимости от их напора и мощности.

6 8. ПОНЯТИЕ ОБ АВТОМАТИЧЕСКОМ

РЕГУЛИРОВАНИИ ГИДРОТУРБИН

Условием работы гидроагрегатов является постоянст-
во их частоты вращения, что вызывается требованием
поддержания заданной частоты электрического тока.
Для выполнения этого условия необходимо, чтобы мощ-
ность турбины в каждый момент времени соответствова-
S S' 7 g 07072 747373202420323040 30 OOOOgO 700720740 7SO200 300 MOJH
ла нагрузке генератора, которая обычно меняется в те-
чение суток.

Необходимое изменение мощности турбины дости-
гается быстрым увеличением пли уменьшением расхода
воды, поступающей па рабочее колесо. Регулирование
расхода воды для поддержания постоянства числа обо-
ротов турбины и генератора выполняется системой авто-

Рис. 6-19. Схема котельного регулятора.

матического регулирования скорости гидроагрегата, ко-
торая в принципе аналогична системе регулирования
паровых турбин, описанной выше. Поршень и шток сер-
вомотора меняют положение направляющего аппарата
турбины, приводя ее мощность в соответствие с нагруз-
кой генератора.

Для средних и крупны,* гидротурбин применяются
регуляторы котельного тина (рис. 6-19) с подачей мас-
ла к распределительному золотнику 1 из масловоздуш-
ного котла 2. Уровень и давление масла в котле поддер-
живаются насосом 3, который снабжен клапанами: пре-
дохранительным 4, перепускным 5 и обратным 6. Сжа-
тый воздух, нагнетаемый в котел компрессором, создает
запас энергии, необходимый для пуска турбины и управ-
ления ею в течение некоторого времени при остановлен-
ном насосе.

Распределительный золотник котельного регулятора
в среднем положении полностью перекрывает рабочие
265
окна. В процессе регулирования под воздействием цен-
тробежного маятника 7 масло под давлением поступает
из масловоздушного котла в рабочие окна золотника,
а затем в полости сервомотора S, где оно создает необ-
ходимое усилие для управления регулирующим органом
турбины.

В этой схеме шток сервомотора соединен с рычагом
регулятора обратной связью в виде упругого или изо-
дромного механизма, который в отличие от жесткого
выключателя дает возможность уменьшить или полно-
стью исключить неравномерность регулирования.

Изодромный механизм выполняется в виде пружин-
но-масляного катаракта (компенсатора), представляю
щего собой цилиндр 9, заполненный маслом, внутри ко-
торого расположен поршень. В последнем имеются от-
верстия, через которые масло может перетекать из
одной полости в другую, что способствует возвращению
поршня в среднее положение после изменения этого по-
ложения в процессе регулирования.

Котельные регуляторы состоят обычно из колонки
управления, маслопапорной установки (МНУ), серво-
моторов направляющего аппарата автоматического пу-
ска и останова турбины и системы масляных трубопро-
водов.

В колонке управления расположены: центробежный
маятник, распределительный золотник и другие механиз-
мы управления турбины Маслопапорпая установка со
стоит из напорного маловоздушпого котла, сливного
бака и масляных насосов.

Сервомоторы направляющих аппаратов устанавлива-
ются вблизи регулирующего кольца, а сервомотор рабо-
чего колеса поворотно-лопастной турбины — во втулке
рабочего колеса.
Приложение

ХАРАКТЕРИСТИКИ БАРАБАННЫХ
И ПРЯМОТОЧНЫХ ПАРОГЕНЕРАТОРОВ
Маркировка		Паропроизводительность. т/ч	Параметры пара			Топливо	Топка
ио ГОСТ	заводская		Давление, МПа	Темпера- тура пере- гретого пара, °C			
				первичного	Промежуточ- ного		
						Таганр >гский котел ь	
Е-220/100	ТП-13	220	10	540	—	Каменные уг- ли, коксовый и доменный газы	Открытая
Е-22и/1(юГМ	ITM-I51	220	10	540	—	Природный газ п мазут	То же
E-320/I40	111-67	320	14	570	570	стопскпе сланцы	
Елаи/ипгм	ТГМ-84	12	11	570	—	1 1р|||1ОДНЫЙ газ н ма jy г	•
E-42i i/IKl	11 [-87	420	11	570	—	АШ тощий уголь, природ пый г;и	11олуот- к рытая
Е-48П/И11ГМ	ТГМ-9С»	18'	1 1	570	570	1 (рпродпый газ п мазут	Открытая
Е-ЯИ1/140ГМ	ГГМ-94	500	14	570	570	11|Ш]м»дный газ и мазут	То же
Е-640-140Ж	ГП-100	64(1	14	570	570	АIII, тощие угли и при- родный газ	
Е-640/140	ТП-101	640	14	570	570	Эстонские сланцы	-
Е-640/140	ТГ1-К8	64 0	11	570	570	Фрезерный горф  Тарна улы	:кий кошель
Е-160/100ГМ	БКЗ-16Э-100ГМ	КХ)	10	540	—	Природный газ и мазут	(И к рыта я
E-210/I40	БКЗ-210-140	210	14	570	—	Alli и пицце угли	Полуот- крытая
E-320/I40	БКЗ-320-140	320	14	570	—	Каменные угли	Открытая
Е-320/140Ж	БКЗ-320-140ПТ	32	14	570	—	1Газаровский бурый уголь	Полуот- крытая
Е-320/140ГМ	БКЗ-320-140ГМ	320	14	570	—	Природный газ и мазут	То же
Е-420/140	БКЗ-420-140	420	14	570	—	Экибастуз- ский камен- ный уголь	Открытая
	пора	
	о X Ф	
Способ уда-	S.	Воздухоипдо-
ления шлака	Компоновка па	гревгцель

[ей испарения	Габариты пароге- нератора, м: верхняя отметка X Хширппа фронта но	Примечание
<и	осям кололи <	
с	Xглубина по осям	
Число ст	колеи III	

пый завод (Т1\3)

В твердом состоянии	п	Дву ХСТуПС! 1ЧДТЫН трубчатый	2	.41,1X16,13x11.2	—
—	IF	Два РВВ	3	зд.гл. io/х 13,4	Для (икрытой установки в сей- с м и чес кои мест! ю стп
В твердом состоянии		Трубчатый одно- ступенчатый	о	3'1,2x16,5.'27,0	—
—	И	Два РВВ	3	31.4.-J5.4 <13,9	Для установки в блоке с чеичо фикационной тур- биной 100 MBj
В твердом состоянии	II.	Грубчатын двух- ступенчатый	2; 3	•49,7x15.8x18,2	Tn же
—	П	Три РВВ	2	32,76x15.95X16,(1	—
—	И	Три РВВ	9	.32,9x18x20,9	Для энергоблока  150 МВт
В жидком состоянии	Т	I ступень — РВВ, II ступень — труб- чатый	2	43.5 x30,8 x 20,4	Для энергоблок л 200 МВт
В твердом состоянии		Грубчатын одно ступенчатый	о	13x16,3X27,0	То же
То же  пый завов (Ы\с	П  9	То же	9	43,27x15,0x21,9	• *
—	п	Два РВВ	9	25,43x8,Пу 11,23	—
В твердом состоянии	п	Трубчатый двух- ступенчатый	2	33,2X8,12X16,0	—
То же	п	То же	2	34,2X13,16X17,15	—
В жидком состоянии	п	.. »	2	31,3x13,16x16,28	—
—	п	Два РВВ	2	27,37x13,3x12,7	—
В твердом состоянии	т	Трубчатый двух- ступенчатый в от- дельном газоходе	2	37,9X11,15X25,44	Для установки в блоке с тепло- фикационной тур- биной ЮЭ МВт
*3		□	3	=		3	3	3	л	3	3	3	□		□	□
	л	д	S	3	zj	а		д	э	д		—		)—	а	
©	ю			tb	• —1	tb	<Ь	to		<Ъ	>ц	• —>		СО	чО	<ь
	3	d	3		О	о		г	1	СП		g	СП	СП	СП	g
	•~2~1		~~~			*~~ _	—  —	’						*-.	*~~ _	11-,
				*to	о	to	о			"to	to	to	ГС	to	to	to
	to сп	to сп	to  Л	СЛ		СП СП	й	to	"ю	СЛ ет	СП	8	Сп		--1	
	СП	сп	СП  *		*	S		СП  S	Сп	S		S		S		

П-61	П-57	П-49	П-59	П-50	ПК-41	Е	1  1 ПК-39	ТГМП-204	н а to	ТГМП-324	ТПП-322	ТГМ П-314	ТИП-312	ТГМ П-114	0I6-U1U	1 TI1TI-1I9
S			СО		<3	to	to от	to	to	со	tn			о	to
СП	00	У	о	S	СП О	СП	о	3	от	ОТ	54	X'	ОТ	ОТ	с.
to	to	to	to	to	to	to	to	to	to	to	to	to	го	го	to
(	СП		с		-	СП	СП	СП	СП	СП	r	СП		СП	Сп
															
СП	СП	СП	СП	on	сп	СП	СП	СП	от	СП	СП		СП	СП	— *
						СП									
2	СП	ОТ	ч?	сп от	СП	ОТ 00  О СП	от	сп	СП от		от	- 1	Z—4	от	СП
Сп	Сп	Сп	сп	СП	СП	<Л|	ОТ	сп	СП	СП	'Л	СП		сп	с.
Сп	СП	Сп	сп	СП	СП	сп	2	СП	от	сп		d		сп	СП
Сп	СП	о	о	о	О	о	СП	—	о	-	от	—	-	—	—

5gn	|h  «groans  aS^SgSSgs “sVFs 5»^  egg|3E^g ?§3gS| §i;	Л1П, тощие угли и при- родный газ  То же I Природный i ;u и мазут  ГСШ Природный газ и мазут  ГСШ Природный газ и мазут АШ и то- щие угли Природный газ и мазут  Подолье
V.'i IXpbHdH По. л у от- крытая To же Открытая Полуог- к рытая Открытая То же	Таган рогл Полуот- крытая То же Откры-  тая То же Полуот- к рыгая Открытая кий машина
о СТ g со g СТ 2 СТ	gc  Q Н	Оу  I	о <?	os	2>2 °	1	S £  1	2 та	* J5	эта gj,	1	= -  g§	l§	S§5§	=|  s g	s i	s S s 1	as	:кий к ппель В жидком состоянии То же ’В жидком состоянии В жидком состоянии В жидком состоянии ^строитель 1 R	•

по ГОС Г		Маркировка
заводская		
Паропроизводительность, т/ч		
Давление, МПа		1 Параметры пара
первичного	Температу- ра пере- гретого пара, °C	
промежуточ- ного		
Топливо		
Топка		
с > О г и b 5 5 с  * X о  О Д Q1 а		
		

Компоновка парогенератора			
Воздухоподо- греватель			
Газовый тракт: Р - ние, Н — наддув		- разреже-	
Числа автоном- ных пото- ков			
	Тин навил  НРЧ		
	S		
ценно ширина и глубина по осям подвес- ных стоек)	нт фронта ио осям колонн X X глубина по осям колонн (или соответст-	генератора, м- верхняя от- метка X шири-	Габариты наро-

Пройол жснис табл.