Б. м. ТРОЯНОВСКИЙ
ТУРБИНЫ
ДЛЯ АТОМНЫХ
ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ
ВТОРОЕ ИЗДАНИЕ,
ПЕРЕРАБОТАННОЕ И ДОПОЛНЕННОЕ
МОСКВА «ЭНЕРГИЯ» 1978
ББК 31.363
Т 70
УДК 621.165 .[621.311.25:621.039]
Трояновский Б. М.
Т 70 Турбины для атомных электростанций.—2-е изд.,,
перераб. и доп. — М.: Энергия, 1978. — 232 с., ил.
2 р. 20 к.
В книге изложены основы проектирования турбин и турбинных
установок для АЭС; рассматриваются особенности эксплуатации и
пуска турбин, неполадки в работе.
Во втором издании расширен материал по газовым турбинам АЭС,
теплофикационным турбинам, представлены последние разработки кон-
струкции турбин как отечественных, так и зарубежных; переработаны
и дополнены главы по аэродинамике влажного пара, внутренней и
внешней сепарации, по регулированию и эксплуатации.
Книга предназначена для инженеров и научных работников, зани-
мающихся как проектированием и исследованием собственно турбин,
так и общими проблемами ядерной энергетики. Книга может быть
использована студентами технических вузов в качестве учебного по-
собия.
ББК 31.363
6П2.23
30303-310
051(01)-78 21-78
© Издательству «Энергия», 1978 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
Современный прогресс ядерной энергетики предъявляет все воз-
растающие требования как по надежности, так и по технико-экономи-
ческим показателям к турбинным установкам атомных электростанций.
В большинстве случаев это специфические установки, отличающиеся и
самой конструкцией, и обслуживанием, и подходом к выбору их основ-
ных характеристик.
Литература по атомной энергетике весьма обширна. Появились
книги по различным вопросам ядериой энергетики, по теплотехниче-
ским аспектам атомных электростанций, их тепловым схемам и пара-
метрам. Наиболее современной и полной является книга Т. X. Маргу-
ловой «Атомные электрические станции». Среди вышедших—-книги,
освещающие отдельные вопросы проектирования турбин, работающих
влажным паром, — это «Исследования и расчеты турбин влажного па-
ра», написанная сотрудниками Московского энергетического института
проф. Г. А. Филипповым, кандидатами техн, наук О. А. Поваровым и
В. В. Пряхиным и «Эрозия влажнопаровых турбин» — доцентом Ле-
нинградского политехнического института И. П. Фаддеевым. Большой
вклад в литературу по турбинам насыщенного пара для АЭС внесла
книга работников ХТГЗ и ЦКТИ, выпущенная под общей редакцией
канд. техн, наук Ю. Ф. Косяка, «Паротурбинные установки атомных
электростанций». Из этой книги автором заимствовано много материа-
ла и в первую очередь по конструкциям турбин ХТГЗ.
Книга, предлагаемая вниманию читателя, по сравнению с первым
изданием частично переработана и существенно дополнена.
Книга включает главу, посвященную схемам и параметрам АЭС и
предваряющую рассмотрение собственно турбин, содержит пара-
граф, рассматривающий теплофикационные установки АЭС. Большое
внимание уделено аэродинамике проточной части турбины, поскольку
совершенство проточной части определяет экономичность турбины и
влияет на ее надежность. Основы аэродинамического проектирования
турбин, в частности при работе влажным паром, рассматриваются
в гл. 2. Здесь широко использованы исследования, выполненные на
кафедре паровых и газовых турбин МЭИ. При этом основное внима-
ние уделено прикладным задачам; в гл. 3 разбираются некоторые во-
просы эрозии и влагоудаления и в том числе различные способы повы-
шения экономичности и надежности турбин влажного пара.
Во втором издании книги значительно сокращен материал по тер-
моаэродинамическому проектированию проточной части при работе
перегретым паром, поскольку этой проблеме уделяется много внима-
ния в других книгах [69, 93]. В соответствии с последними исследова-
ниями и опытом эксплуатации переработаны гл. 2 и 3, новыми явля-
ются § 3-3, посвященный ступеням-сепараторам, и § 3-5, где рас-
сматривается щелевая и струйная эрозия. В отдельный § 4-4 выделено
описание конструкций сепараторов-промперегревателей (СПП), в § 7-4
приведены данные по их эксплуатации. Намного подробнее излагаются
вопросы регулирования турбин АЭС и динамические процессы — им
посвящена специальная глава (гл. 6), написанная канд. техн, наук
А. Е. Булкиным.
3
Гораздо большее внимание уделено эксплуатации турбин и тур-
бинных установок. В гл. 7 рассматриваются особенности эксплуатации,
в том числе при работе турбины радиоактивным паром, анализируют-
ся некоторые проблемы маневренности, представлен ряд материалов
по испытаниям турбин, разобраны неполадки при эксплуатации и ава-
рии турбин.
Если в первом издании значительное внимание при описании кон-
струкций уделялось турбинам АЭС первого поколения — турбинам от-
носительно небольшой мощности, выполняемым обычно в одном-двух
экземплярах и по существу являющихся опытно-промышленными агре-
гатами, то в настоящем издании эти турбины, как правило, не рас-
сматриваются, и основное место отведено описаниям серийных агре-
гатов большой мощности и их характеристикам. В книге значительно
дополнен раздел, где рассматриваются отечественные турбины мощ-
ностью до 1000 МВт, спроектированные в разных модификациях. Не-
сколько расширен материал по газовым турбинам АЭС, хотя развитие
этого направления в ядерной энергетике еще не доведено до промыш-
ленной эксплуатации.
В конце книги приводится таблица характеристик мощных турбин
АЭС, составленная по многочисленным источникам.
Предполагается, что читатель знаком с основами теории ядерных
реакторов и конструктивными особенностями наиболее распространен-
ных энергетических реакторов. При необходимости следует обратиться
к специальной литературе, например к [5, 24а, 41]. Естественно, что
читатель должен иметь соответствующую подготовку по термодинамике
и механике. По общему курсу турбин рекомендуется пятое издание
учебника А. В. Щегляева [69].
Автор глубоко признателен читателям, главным образом работни-
кам ХТГЗ, высказавшим ценные замечания по первому изданию книги.
Автор благодарен сотрудникам ХТГЗ, ОРГРЭС, ЛМЗ и Минэнерго
СССР, а также руководителям конструкторских бюро фирм ББЦ, КВУ,
«Вестингауз» и ДЭ, предоставивших для использования в книге ряд
материалов.
Свою благодарность автор выражает рецензенту канд. техн, наук
Б. А. Аркадьеву, очень внимательно прочитавшему рукопись, а также
научному редактору канд. техн, наук Е. А. Игнатьевскому и коллективу
кафедры паровых и газовых турбин МЭИ, в первую очередь проф.
Г. А. Филиппову, доц. В. В. Фролову, старшим научным сотрудникам
Г. А. Салтанову и О. А. Поварову.
Автор с благодарностью примет все замечания и пожелания по
книге, которые следует направлять по адресу: 113114, Москва, М-114,
Шлюзовая наб., 10, изд-во «Энергия».
Автор
ВВЕДЕНИЕ
В современной энергетике все большее зна-
чение приобретают атомные электростанции.
По данным на 1/1 1977 г. в 19 странах
эксплуатируется 200 блоков АЭС и еще
в 12 странах строятся АЭС или планируется
их строительство Всего общая мощность АЭС
составляет 90 млн. кВт, или примерно 3,0%
всей мощности электростанций. На ядерном
горючем в 1975 г. выработана еще большая
доля электроэнергии, примерно 4% [131].
Всего по опубликованным данным на
1/1 1977 г. в эксплуатации, в строительстве
и в официальных заказах числится 467 блоков
АЭС общей мощностью более 350 млн. кВт
[131].
Бурно развивается атомная энергетика
в СССР. В 1954 г. была пущена первая в мире
АЭС, сейчас работают АЭС общей мощностью
8 млн. кВт, строятся и проектируются АЭС
с блоками мощностью 1000, 1500 и 2000 МВт
[32]
В Основных направлениях развития народ-
ного хозяйства СССР на 1976—1980 годы,
утвержденных XXV съездом КПСС, предусма-
тривается опережающее развитие атомной
энергетики, в европейской части страны наме-
чается ввести в строй мощности на АЭС в раз-
мере 13—15 млп. кВт, приступить к подгото-
вительным работам по использованию атом-
ной энергии для целей теплофикации, уско-
рить развитие атомного машиностроения.
Чем объясняется столь большое значение
атомной энергетики? Причин тому много.
Во-первых, во многих странах и в частно-
сти в СССР (в европейской части) не хвата-
ет органического топлива. В ряде случаев это
топливо оказывается чрезвычайно дорогим.
Так, в СССР в некоторых районах, а также
в большинстве стран Европы топливная со-
ставляющая стоимости 1 кВт-ч достигает 70—
80%. К тому же топливно-энергетический кри-
зис, охвативший почти все развитые капита-
листические страны, привел к дефициту обыч-
ного топлива и к резкому его подорожанию.
Во-вторых, требования научно-технической
революции и прогресс социального развития
определяют существенный рост энергетики.
Создание большого числа электростанций на
органическом топливе связано с загрязнением
окружающей среды. Строительство гидроэлек-
тростанций во многих странах имеет ограни-
ченные возможности. Иное дело — атомные
электростанции. Для их размещения требует-
ся не столь большая площадь, а загрязнения
окружающей среды практически нет.
В-третьих, если пока в среднем стоимость
строительства АЭС существенно выше, чем
ТЭС, то технический прогресс, укрупнение и
стандартизация оборудования должны приве-
сти к сокращению этой разницы. В настоящее
время в зависимости от конкретных условий
и цены на топливо стоимость 1 кВт-ч на от-
дельных АЭС ниже, чем на ТЭС. Например,
на НВАЭС в 1974 г. она составила
0,655 коп/(кВт-ч),что ниже, чем на ТЭС евро-
пейской части СССР [43]; в Англии в 1974—
1975 гг. она составила 0,48 пфен/(кВт-ч)
по сравнению с 0,74 на угольных и 0,88
на мазутных ТЭС; во Франции стоимость
1 кВт-ч составила 5 сантимов, а на ТЭС —
10,3 сантима [73].
В-четвертых, если до недавнего времени
надежность АЭС и тем самым их коэффициент
готовности, характеризующий возможность
работы блока без снижения мощности и без
внеплановых остановок, были заметно ниже,
чем на ТЭС, то сейчас происходит выравнива-
ние этих показателей. Следует отметить, что
на сегодня в атомной энергетике практически
отсутствуют случаи радиоактивного выброса
и загрязнений, опасных для человека и окру-
жающей среды.
В-пятых, развитие атомной энергетики
в определенной мере характеризует общий
научно-технический уровень той или иной
страны.
В энергетике, как известно, возможно
использование двух принципиально различных
типов ядерных реакторов: на тепловых (мед-
ленных) и на быстрых нейтронах — ВНР.
В первом типе реактора ядро атома подверга-
ется воздействию нейтронов с относительно
небольшими скоростями и энергией около
0,03 эВ (при комнатной температуре), такой
реактор для управления реакцией требует спе-
циального- замедлителя; во втором деление
5
ядра атома происходит при энергии более
миллиона эВ. Для реакторов на медленных
нейтронах в качестве горючего можно исполь-
зовать только изотоп U235, содержащийся
в природном уране в очень незначительном
количестве (0,71%). Составляющий же по-
давляющую часть природного урана изотоп
U238 не делится под действием медленных
нейтронов и может быть использован только
в ВНР.
Таким образом, АЭС с ВНР обладают
важным достоинством: в отличие от АЭС
с тепловыми реакторами они позволяют во-
влечь в энергетику в десятки раз большую
долю добываемого урана [43]. В ВНР может
оказаться экономически целесообразным
использование и более дорогого урана, так
как реактор будет не только «сжигать» его,
йо и в большом количестве производить доро-
гостоящий плутоний. Плутоний также, но в го-
раздо меньшей доле, получается и в реакто-
рах на медленных нейтронах и может слу-
жить хорошим ядерным горючим в ВНР.
В связи с этим прогнозируется следующая
принципиальная схема развития атомной
энергетики [52].
Сначала создается большое число АЭС
с реакторами на тепловых нейтронах. Кроме
своей основной функции — выработки элек-
троэнергии — реакторы накапливают плуто-
ний, используемый для загрузки реакторов на
быстрых нейтронах. Когда мощность АЭС
с ВНР будет достаточной для обеспечения ба-
зовой нагрузки энергетических систем, а ко-
личество выработанного плутония будет до-
статочным для вторичной загрузки ВНР, тогда
АЭС с реакторами на тепловых нейтронах бу-
дет целесообразно использовать как пиковые
с относительно небольшим числом часов ра-
боты.
Турбины АЭС (их иногда называют атом-
ными) — это в ряде случаев обычные турбины,
применяемые на ТЭС, но в основном это но-
вые турбины, специально спроектированные.
Именно такими особыми турбинами являются
паровые турбины, устанавливаемые на АЭС
с водоохлаждаемыми реакторами. Особыми
оказываются также газовые турбины, предна-
значенные для замкнутых циклов АЭС с высо-
котемпературными реакторами.
Обычными или мало отличающимися от
паровых турбин ТЭС являются паровые тур-
бины, работающие на АЭС с реакторами на
быстрых нейтронах и с различными типами
газоохлаждаемых реакторов. Газоохлаждае-
мые реакторы в планах развития атомной
энергетики занимают сейчас относительно не-
большое место, а реакторы на быстрых ней-
тронах потребовали гораздо большего време-
ни и средств на освоение, чем ранее предпола-
галось. В связи с этим оптимистические
прогнозы развития АЭС этого типа не под-
твердились, так как затянулся период опытно-
промышленного освоения первых АЭС с эти-
ми реакторами, да и стоимость их пока чрез-
вычайно высока. Кроме того, не следует забы-
вать, что массовое развитие АЭС с реакторами
на быстрых нейтронах требует значительного
числа реакторов, работающих на природном
или слабообогащеином уране — реакторов,
являющихся первой ступенью общего цикла
энергетической переработки ядерного топли-
ва, предшествующего использованию плуто-
ниевого горючего в ВНР.
ГЛАВА ПЕРВАЯ
ТЕПЛОВЫЕ СХЕМЫ ТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
1-1. ПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ ТЕПЛОВЫЕ СХЕМЫ
Принципиальная тепловая схема атомной
электростанции определяется главным обра-
зом типом реактора. В свою очередь принци-
пиальная схема электростанции играет основ-
ную роль в проектировании турбинной уста-
новки и ее эксплуатации. В частности, от схе-
мы зависит, работает турбина радиоактивным
или «чистым» паром или газом. Конструкция
турбины и многих элементов турбинной уста-
новки определяется параметрами пара на вхо-
де в нее, схемой включения промежуточного
перегревателя, подводом к турбине пара одно-
го или нескольких давлений и другими харак-
теристиками принципиальной схемы АЭС.
В настоящее время нашли применение или
обсуждаются и исследуются многие типы
энергетических реакторов, отличающихся
энергетическим спектром вторичных нейтро-
нов, вызывающих деление ядерного горючего,
характеристиками топлива, коэффициентом
воспроизводства, теплоносителем, замедлите-
лем, общей конструкцией (корпусной или ка-
нальной), способами изменения нагрузки
и т. д.
Ниже рассматриваются схемы АЭС толь-
ко с теми энергетическими реакторами, кото-
рые распространены на современных (как ра-
ботающих, так и проектируемых) атомных
электростанциях большой мощности.
Таблица 1-1
Распределение АЭС по типам реакторов1
Тип реактора	Блоки АЭС							Макси- мальная мощность турбины Р , МВт
	Всего блоков			Находятся в эксплуа- тации		Строятся или заказаны		
	Число реакторов	Р , МВт э	% по Рэ	Число реакторов	Р , МВт э	Р , МВт	Средняя мощность турбины Р , МВт э	
’Реакторы на обычной воде ВВРд	220	199710	56,4	69	42 400	157 310	1040	1360
ВВРк	128	99 780	28,1	57	27 200	72 580	1020	1320
ВГР	16	12 850	3,6	8	4350	8500	580	1000
Всего	364	312 340	88,1	134	73 950	238 390	—	—
Реакторы на тяжелой воде ТТРд	34	15 530	4,4	16	3210	12 320	680	820
ГТРк	5	460	0,1	5	460	—	—	НО
ВТРк	4	510	0,2	2	370	140	120	270
Всего	43	16 500	4,7	23	4040	12 460	—	—
Газографитовые реакторы ГГР	23	9170	2,6	23	9170				320
ГГРу	5	6540	1,8	2	1650	4890	660	670
ГГРт	11	6030	1,7	4	400	5630	640	780
Всего	39	21740	6,1	29	11 220	10 520	—	—
ВНР	18	3950	1,1	11	1170	2780	270	1200
Прочие	3	60	0,0	3	60	—	—	—
Всего	1	467	354 590	100,0	200	90 440	264 150	990	—
1 На 1/1 — 1977 г. [131, 137].
7
Реакторы на тепловых нейтро-
нах являются основой атомной энергетики
и в планах ее развития до 1980 г. составляют
по мощности 98% всех энергетических реакто-
ров (табл. 1-1).
Реакторы на быстрых нейтро-
нах (БНР) нашли пока ограниченное при-
менение, в основном в качестве эксперимен-
тальных и опытно-промышленных энергетиче-
ских реакторов. В настоящее время строится
и проектируется несколько АЭС большой
мощности с БНР. Несомненно, что в будущем
АЭС с реакторами этого типа будут играть
большую роль в атомной энергетике. Однако
реакторы на быстрых нейтронах, как отмеча-
лось выше, полностью вытеснить реакторы на
тепловых нейтронах, по крайней мере в тече-
ние длительного срока, не могут. БНР требу-
ют загрузки плутониевого горючего, получае-
мого от реакторов, работающих с небольшим
(меньше единицы) коэффициентом воспроиз-
водства на природном или слабообогащенном
уране.
Рассмотрим принципиальные схемы АЭС
в зависимости от типа реакторов.
Одноконтурные схемы АЭС
Если рабочее вещество поступает в турби-
ну непосредственно из реактора, то схема
электростанции называется одноконтур-
ной (рис. 1-1). Одноконтурные схемы электро-
станций возможны при использовании в каче-
стве теплоносителя обычной или тяжелой ки-
пящей воды или газа с высокой температурой
на выходе из реактора.
При проектировании и эксплуатации тур-
бинных установок одноконтурных АЭС вы-
двигаются дополнительные требования , свя-
занные с радиоактивностью рабочего вещест-
ва. В частности, при водоохлаждаемых реак-
торах необходима очистка всего конденсата,
что требует дополнительных капитальных за-
трат на строительство и оборудование АЭС.
На АЭС с одноконтурными схемами применя-
ются реакторы типа I—IV.
I.	Водоводяные реакторы кипя-
щего типа (ВВРк), в которых замедлите-
лем и одновременно теплоносителем является
обычная вода Н2О. Теплоноситель в реактор-
ной установке доводится до кипения с образо-
ванием водяного пара. На выходе из реактор-
ной установки температура пара равна темпе-
ратуре насыщения: в турбину поступает прак-
тически насыщенный пар ~(г/о=О,О2-^-О,5%).
Тепловая схема, представленная на рис. 1-1,а,,
наиболее проста. Однако умеренные началь-
ные параметры пара (р0<7,5 МПа) и работа
проточной части турбины в области влажного
пара неизбежно приводят к невысокой эконо-
мичности электростанции, специфическим
требованиям к конструкции и эксплуатации
турбины и турбинной установки, а также,
в связи с радиоактивностью пара, к особой ее
биологической защите. Реактор ВВРк корпус-
ной конструкции и обычно работает на слабо-
обогащенном уране.
По данным на 1/1 1977 г. на АЭС установ-
лены, строятся и заказаны энергетические
ВВРк общей электрической мощностью-
100 млн. кВт, что составляет 28% всех мощно-
стей АЭС. Атомные электростанции с реакто-
рами ВВРк строятся в США (33%), Японии
(54%), ФРГ (22%), Италии (57%) и других
странах [137].
II.	Тяжеловодные реакторы с за-
медлителем тяжелой водой D2O
имеют большое преимущество — возможность,
использовать в качестве рабочего вещества
природный уран, а также повышенный коэф-
фициент воспроизводства. В то же время из-за
высокой стоимости тяжелой воды удельные-
капитальные затраты почти в 2 раза выше,
чем в реакторах на обычной воде.
Тяжеловодный реактор кипящего типа мо-
жет иметь теплоноситель — тяжелую (ТТРк)
Рис. 1-1. Принципиальные одноконтурные схемы АЭС.
а — простая одноконтурная схема с реакторами кипящего типа ВВРк, ВГРк, ВТРк и ТТРк; б — одноконтурная схема с перегре-
вом пара в водографитовом реакторе ВГРп: 1 — испарительные каналы; 2 — перегревательные каналы; в — одноконтурная схема
С высокотемпературным газографитовым реактором ГГРт и гелиевой турбиной замкнутого цикла; ПТ — паровая турбина; ПН —
питательный насос; С — сепаратор; ГТ — газовая турбина; ГК — газовый компрессор; Р — регенератор; О — охладитель; ГЦН —
главный циркуляционный насос.
8
и обычную (ВТРк) воду. В этом случае схема
электростанции одноконтурная (рис. 1-1,а),
параметры турбинных установок мало отлича-
ются от параметров АЭС с ВВРк, т. е. на вхо-
де в турбину пар насыщенный среднего дав-
ления (р0=4,2-<-6,4 МПа). Такого типа реак-
торы применяются редко и относительно не-
большой мощности (см. табл. 1-1).
III.	Водографитовые реакторы
кипящего типа с замедлителем
графитом и теплоносителем обыч-
ной водой (ВГР) выполняются канальной
конструкции. В этих реакторах может генери-
роваться как насыщенный, так и перегретый
пар. В первом случае с точки зрения тепловой
схемы и параметров пара АЭС с ВГРк не
отличаются от АЭС с ВВРк (рис. 1-1,а), т. е.
схема электростанции одноконтурная, в тур-
бину поступает насыщенный пар среднего дав-
ления (ро<5-*-6,6 МПа). В СССР эксплуати-
руются АЭС с ВГРк без начального перегрева
с блоками Рэ=1000 МВт и р0=6,4 МПа, со-
здаются блоки еще большей мощности 1500
и 2000 МВт.
Канальная конструкция позволяет относи-
тельно легко увеличивать мощность реактора,
а также осуществлять перегрев в специальных
перегревательных каналах (рис. 1-1,6). Пер-
вый в мире ядерный перегрев был выполнен
на реакторе ВГРп БелАЭС до /о=5ОО-4-52О°С,
что, в частности, позволило использовать ши-
роко распространенную турбину К-100-90
ЛМЗ.
В связи с тем что перегрев пара требует
применения в реакторе нержавеющей стали,
сильно поглощающей нейтроны, ухудшаются
технико-экономические показатели АЭС.
В настоящее время в нашей стране разра-
батываются электростанции с водографитовы-
ми реакторами иной конструкции мощностью
2000—2400 МВт на р0=6,4 МПа с начальным
перегревом пара до 450°С [23, 42]. В этом
случае существенно уменьшаются расход теп-
лоносителя и мощность главных циркуляцион-
ных насосов реактора, улучшаются условия
работы ЦВД турбины.
IV.	Газографитовый высокотем-
пературный реактор (ГГРт) работает
на смеси сильнообогащенного урана с торием.
Температура газа на выходе из реактора на-
столько высока, что может оказаться рацио-
нальным применение одноконтурной схемы
с газовой турбиной (рис. 1-1,в). В этом слу-
чае, видимо, наиболее перспективен теплоно-
ситель гелий как инертный газ (см. гл. 8).
Двухконтурные схемы АЭС
Если из реактора выходит не пар, а вода,
то очевидно, что необходим парогенератор,
после которого пар направляется в турбинную
установку. Также нельзя обойтись без паро-
генератора, если на выходе из газоохлаждае-
мого реактора температура газа недостаточна
для эффективного использования его в после-
дующей газовой турбине.
Таким образом, если технически нельзя
или экономически нецелесообразно использо-
вать теплоноситель реактора как рабочее ве-
щество турбины, применяется двухконтурная
схема АЭС (рис. 1-2). В этом случае теплоно-
ситель (вода или газ) первого, так называе-
мого реакторного контура направляется в теп-
лообменник, где отдает свое тепло рабочему
веществу турбины. Турбинная установка, вхо-
дящая в состав второго контура, работает не-
радиоактивным паром.
На АЭС с двухконтурной схемой могут
применяться реакторы типа V—X.
V.	Водоводяной реактор (ВВРд)
корпусного типа с водой под дав-
лением (12—16 МПа), как и ВВРк, исполь-
зует обычную воду одновременно в качестве
замедлителя и теплоносителя. Чтобы не было
кипения, температура воды на выходе из ре-
актора должна быть ниже температуры насы-
щения при давлении в реакторе.
Вода из реактора направляется в теплооб-
менник— парогенератор, где генерируется во-
дяной пар.
АЭС с ВВРд обычно выполняются с тур-
бинами насыщенного пара. Однако имеются
Рис. 1-2. Принципиальные двухконтурные схемы АЭС.
“	дг7™тУРная схема с реакторами ВВРд, ТТРд. ГТР и ГГР; б - двухконтурная схема с турбиной двух давлений
и Д£акт°Р°м 1 1 рм в — двухконтурная с ема с промежуточным перегревом пара в парогенераторе (с реакторами ГГРу и ГГРт)-
ПТ— паровая турбина; ПГ - парогенератор; ПН - питательный насос; Г - газодувка; ГЦН - главный циркуляционный насос. ’
9
схемы, при которых на входе в турбину пар
немного перегрет (см., например, рис. 5-29 и
5-38). Этот перегрев, осуществляемый в паро-
генераторе, повышает надежность и эконо-
мичность турбины и всей установки, облегчает
эксплуатацию агрегата и его маневренность.
Разница между температурой пара на вы-
ходе из парогенератора и температурой насы-
щения обычно невелика и не превышает Д6=
=4—4s=15->-30oC. Для реализации такого
перегрева требуются специальные перегрева-
тельные поверхности в парогенераторе прямо-
точного типа, увеличение всех поверхностей
теплообменника, применение высококачест-
венных сталей и существенное его удоро-
жание.
АЭС с ВВРд в ближайшем будущем (по
крайней мере до 1980 г.) будут, судя по зака-
зам и прогнозам, наиболее распространенным
типом атомных электростанций во всем мире
(около 55%). В СССР реакторы ВВРд мощ-
ностью Рэ=440 МВт установлены на ряде
АЭС. На НВАЭС вводится в эксплуатацию
блок с турбинами Ро=500 МВт на
^6,0 МПа. Строится серия АЭС с блоками
Р3=1000 МВт. В США из общего числа рабо-
тающих, строящихся и заказанных блоков
с ВВРд примерно четвертую часть составляют
установки с перегревом пара на входе в тур-
бину —Z0s=15^-20°C.
VI.	Тяжеловодные реакторы
(ТТРд) с тяжелой водой под давле-
нием (8—11 Л4Па), как и ВВРд, применяют-
ся на АЭС с двухконтурной схемой
(рис. 1-2,я). В турбину поступает насыщен-
ный водяной пар, генерируемый в парогенера-
торе. На входе в турбину давление р0=3,8^~
4,2 МПа; из-за низких начальных параметров
пара к. п. д. электростанции невысок. Но пре-
имуществом такого типа реакторов является
то, что они работают на природном уране.
АЭС такого типа строятся в основном в Кана-
де и Индии.
VII.	Газографитовые реакторы
(ГГР) с замедлителем графитом и
теплоносителем газом получили наи-
большее развитие в Англии и Франции. До по-
следнего времени большая часть этих реакто-
ров выполнялась для работы па природном
уране. Температура металлического естествен-
ного урана и в определенной степени темпе’
ратура покрытий твэлов (тепловыделяющих
элементов) лимитируют температуру газа на
выходе из реактора: £2р=400-ь-410оС; теплоно-
сителем, как правило, является СО2. Схема
таких АЭС — двухконтурная (рис. 1-2) с ге-
нерацией перегретого водяного пара. При не-
большой температуре пара на входе в турби-
ну (А^400°С) и для того чтобы уменьшить
влажность пара и не усложнять установку,
10
начальное давление в турбине выбирается
умеренным: р0=3,5-^-4,6 МПа.
При этом обычно устанавливаются турби-
ны двух давлений (рис. 1-2,6). В первую сту-
пень турбины поступает пар, генерируемый
при высоких температурах теплоносителя.
При пониженных температурах теплоносителя
генерируется пар меньшего давления и на-
правляется уже в промежуточную ступень тур-
бины. Введение контура низкого давления по-
зволяет снизить температуру теплоносителя
на выходе из парогенератора. При этом уве-
личивается количество тепла, отводимого от
теплоносителя, и тем самым уменьшается его
расход. Другим важным достоинством этой,
правда, усложненной схемы является умень-
шение работы газодувки, затрачиваемой на
перекачку теплоносителя (для такого типа
ГГР мощность газодувки снижается до 10—
15% Рэ).
В основном ГГР на природном уране вы-
полняются с покрытием твэлов из магниевого
сплава — так называемые реакторы м а г-
ноксового типа (ГГРм). Эти реакторы
были характерны для первого этапа развития
атомной энергетики Англии, а также в мень-
шей степени Франции.
VIII.	Газографитовые реакторы
на слабообогащенном уране, так
называемые усовершенствованные ГГРу име-
ют твэлы с оболочкой из нержавеющей стали.
Температура газа (СО2) на выходе из реак-
тора в строящихся АЭС достигает 648°С.
В этом случае параметры пара на входе
в турбину могут быть равными или близкими
к параметрам электростанций на органиче-
ском топливе, в том числе с промежуточным
перегревом пара в парогенераторе (рис. 1-2,в).
Несколько АЭС с ГГРу строится в Англии на
параметры пара перед турбиной р^16 МПа,
/О=4Ш=538°С	(Рэ=660 'МВт); блок АЭС
«Данджесс» имеет:	МПа, /0=/пп=
=566°С. Общая мощность этих пяти АЭС
с ГГРу составляет 6200 МВт. При таких па-
раметрах пара повышается экономичность и
применяются обычные паровые турбины.
Высокая начальная температура теплоно-
сителя уменьшает его расход, а следователь-
но, и мощность газодувок. Усложнение схемы
введением контура второго давления в этом
случае нецелесообразно. Коэффициент полез-
ною действия таких АЭС высок, однако стои-
мость электростанций велика и пока сущест-
венно превосходит стоимость электростанций
па обычном топливе.
Следует отметить, что ГГР отличаются
простотой и высокой степенью безопасности
из-за большой тепловой инерции системы и
отсутствия радиоактивных жидких сбросов.
Существенно повышается безопасность
АЭС при расположении не только реакторов,
но всего радиоактивного контура, включая па-
рогенератор, в общем корпусе, выполненном
из предварительно напряженного бетона. В то
же время опыт длительной эксплуатации ГГР
е СО2 выявил ряд их недостатков, связанных
с проникновением водяного пара в тракт пер-
вичного контура (на стороне высокого давле-
ния), вызвавших коррозию применяемых ста-
лей, а также с попаданием СО2 в тракт вто-
ричного контура (на стороне низкого давле-
ния).
IX.	Высокотемпературные газо-
графитовые реакторы (ГГРт) могут
использоваться в двухконтурной схеме АЭС
аналогично усовершенствованным ГГР
(рис. 1-2,а), в том числе с промежуточным пе-
регревом пара (рис. 1-2,в). Как правило, эти
реакторы используются с обычными паровыми
турбинами, имеющими начальные параметры
пара /7о=16,6^-17,6 МПа,	530^-538°С.
По сравнению с другими рассмотренными вы-
ше типами ГГРт имеют существенно больший
коэффициент воспроизводства, близкий к еди-
нице.
Имеется положительный опыт работы ря-
да таких реакторов на гелии (АЭС «Драгон»
и «Пич Боттом», США; АЭС «Юлих», ФРГ).
В настоящее время в некоторых странах со-
здаются такого типа АЭС большой мощности.
В частности, в США предполагался заказ не-
скольких блоков с ГГРт общей мощностью
около 6 млн. кВт. АЭС «Форт Сент Врайн»
(Ро=330 МВт) имеет реактор ГГРт, парогене-
раторы и газодувки, расположенные в одном
железобетонном корпусе с внутренней обли-
цовкой из углеродистой стали. Интегральная
компоновка предусмотрена на АЭС «Вентроп»
(ФРГ).
X.	Газоохлаждаемые тяжеловод-
ные реакторы (ГТР) в качестве тепло-
носителя обычно используют СО2. Эти реак-
торы загружаются слабообогащенным ураном.
Схема электростанций двухконтурная, анало-
гична схемам АЭС с ГГР (рис. 1-2,а): в паро-
генераторе генерируется перегретый водяной
пар. Число АЭС с ГТР невелико; максималь-
ная мощность блока Рэ=106 МВт при ро=
=10 МПа и fo=530°C (АЭС «Нидерайхбах»,
ФРГ).
Промежуточные схемы АЭС
Существуют схемы, занимающие промежу-
точное положение между одно- и двухконтур-
ными; при этом возможны варианты:
схема, когда генерация пара происходит по
двухконтурной схеме, а перегрев его — по
одноконтурной. Такая схема применена на
первом блоке БелАЭС. Поскольку в этом слу-
чае на перегрев поступает пар из второго кон-
тура, не содержащий радиоактивных приме-
сей, то и после перегрева пар остается нера-
диоактивным. Однако опыт эксплуатации ка-
нальных реакторов показал, что и в первом
контуре пар практически нерадиоактивен, по-
этому на втором блоке БелАЭС применена
уже одноконтурная схема (рис. 1-1,6);
схема, когда большая часть пара поступа-
ет в турбину непосредственно из реактора,
а другая, меньшая часть при пониженном дав-
лении генерируется в парогенераторе (напри-
мер, АЭС «Гундремингеи»). Такие схемы при-
менялись на начальном этапе развития АЭС и
в дальнейшем не получили распространения.
Возможны и другие варианты промежу-
точных схем АЭС [46].
Трехконтурные схемы АЭС
На АЭС с трехконтурными схемами уста-
навливаются реакторы типа XI.
XI.	Реакторы на б ы ст р ы х нейтро-
нах (БНР) работают на обогащенном топли-
ве— обычно смеси урана и плутония. Глав-
ным положительным свойством БНР является
высокий коэффициент воспроизводства (1,4 и
выше), благодаря чему БНР считаются наи-
более перспективными для атомной энергети-
ки. В отличие от тепловых реакторов в актив-
ной зоне БНР не должно быть замедлителя,
поэтому теплоносителем могут быть газы и
жидкие металлы, а не вода и другие среды,
имеющие замедляющие свойства.
Все строящиеся и заказанные энергетиче-
ские БНР имеют в качестве теплоносителя
жидкий натрий Na, обладающий высокой теп-
лопроводностью и большой теплоемкостью.
При низком давлении в реакторе можно полу-
чить высокую температуру на выходе из него.
Однако большая активность Na при взаимо-
действии с водой требует сложной трехкон-
турной схемы (рис. 1-3), в аварийном случае
Рис. 1-3. Принципиальная трехконтурная схема АЭС
с реактором БНР на быстрых нейтронах и жидким нат-
рием в качестве теплоносителя.
ПТ — паровая турбина; ПГ — парогенератор; ТО — теплообмен-
t	ник; Н — насос.
11
Таблица 1-2
Сравнительные характеристики АЭС
Характеристика	Тип реактора														
	Реакторы на тепловых нейтронах													Реакторы на быстрых ней- тронах	
	водо-водяные			водографитовые			тяжеловодные			газографитоеые					
	ВВРк (рис. 1-1 ,а)	ВВРд (рис. 1-2,а)		ВГРк (рис. 1-1,а)	ВГРп (рис. 1-1,6)		ТТРд (рис. 1-2,а)	ВТРк (рис. 1-1,а)	ГГР (рис. 1-2,«)	ГГР (рис. 1-2,6)	ГГРу (рис. 1-2, в)	ГГРт (рис. 1-2,в)	ГГРт (рис. 1-1,в)	ВНР (рис. 1-3)	
Число контуров Топливо Замедлитель Теплоноситель р, МПа t, °C Рабочая среда турбины р0, МПа t0, °с -СТТ0, °/о Максимальная мощность турбины Рдр, МВт: в эксплуатации проект	1	2		1			2	1	2	2			1	3	
	<3’/oU02	<3,5°/oU02		<3«/oU02			Природ- ный уран	<2°/oLt02	1у0ио2	Природ- ный уран	2,5°/oU02	93% (U + ТЫ		До 30%UO2+ +Рц02	
	Н2О	Н2О		Gr			D2O			Gr					
	Пар Н2О	Н2О		Пар Н2О			d2o	Пар Н2О	со2	СО2		Не		Na	
	7,0	15,5		6,5	7,8*	6,5*	11	6,5	6	2	4,2	. 4,9	5,0	0,1	—
	СНП	320		енп	520	450	300	СНП	550	410	650	770	850	560	545
	Теплоно- ситель	Пар Н2О		Теплоноситель			Пар D2O	Теплоно- ситель	Пар Н2О	Пар Н2О			Теплоно- ситель	Пар Н2О	
		6,6	6,3				4,2		10	4.,6	16	18		14	18
		енп	300				СНП		535	400	538/538**	530/530**		540/540**	487
	32—33	33—34	33- 34,5	32—33	34	34	29	33,5	31	30—31	41,5	39—40	36	41	
	1100	1300	900	500	100	—	540	270	100	335	660	330	—	250	1200
	1320	1360	1000	1000	—	1200	820	270	—	—	670	780	1000	300	
* После перегревательных каналов.
** Со вторичным перегревом в парогенератору.
Таблица 1-3
Основные показатели блоков атомных электростанций СССР [5, 17, 18, 22]
Показатель	Наиме нование АЭС и № блока															
	НВАЭС I	НВАЭС II	НВАЭС III, IV и др.	НВАЭС V	Кали- нин- ская	Прото- тип	Прото- тип	Дмит- ров- град	БелАЭС I	БелАЭС II	ЛАЭС	Игна- лин- ская	Прото- тип	Прото- тип	Шев- ченко	БелАЭС III
Тип реактора			ВВРд					ВВРк			ВГР				БНР	
Тепловая мощ- ность, МВт Электрическая мощность, МВт	760	1320	1375	3000	3000	6000	6000	250	286	530	3200	4800	6000	6500	1000	1430
	210	365	440	1000	1000	2000	2000	50	100	200	1000	1500	2000	2400	350	600
Мощность тур- боагрегата. МВт	70	73	220	500	1000	1000	1000	50	100	100	500	750	1000	1200	150*	200
Давление пара перед турби- ной, МПа Температура пара перед тур- биной. °C	2,84	2,94	4,31	5,88	5,88	5,88	5,88	2,74	8,8	7,5	6,4	6,4	6,4	6,4	5,0	13,0
	СНП	СНП	СНП	СНП	СНП	СНП	310	СНП	505	500	СНП	СНП	СНП	450	430	500
К. п. д. брут- то, %	27,6	27,6	32	33	—	—	—	—	36,2	37,4	—	—	—	—	—	42
К. п. д. нет- то, % Стоимость 1 кВт установ- ленном МОЩНО- СТИ, руб. Стоимость 1 кВт-ч, коп.	25,5	25,7	29,7	31,7	—	—	—	—	32,7	34,4	31,3	31,3	—	37,0	—	—
	326	256	206	200									—		—	—
	0,92	0,7	0,55	0,5												
Год пуска пер- вого блока	1964	1969	1971	1978	—	.—		1965	1964	1967	1973	1980	—	—	1973	—
* Кроме Рэ~ 150 МВт опреснение 120 тыс. т воды в сутки.
предотвращающей опасный прямой контакт
радиоактивного натрия с водой.
Таким образом, в первом контуре циркули-
рует радиоактивный Na под невысоким давле-
нием с температурой на выходе 550—600°С;
в промежуточном — при большем давлении
(чтобы не допустить перетечки радиоактивно-
го iNa) —нерадиоактивный Na с температурой
на 20—35°С ниже. Во втором контуре темпе-
ратура пара на входе в турбину около или
более 500°С.
Очевидно, что в таких схемах могут при-
меняться обычные паровые турбины и эконо-
мичность цикла высока. Так, например, со-
здаваемая в СССР АЭС с реактором БНР-600
будет работать с турбинами К-200-130 ЛМЗ
[5, 52].
Высокая стоимость электростанций с реак-
торами на быстрых нейтронах, сложность и
еще неокончательное решение многих техни-
ческих задач создания и эксплуатации как са-
мих реакторов, так и всей электростанции
в целом задерживают широкое развитие этого
типа АЭС. Следует также упомянуть, что
из-за высокой (больше 90°С) температуры
плавления Na для пуска электростанции тре-
буется предварительный разогрев не только
реактора, но и трубопроводов первого и про-
межуточного контуров.
АЭС с газоохлаждаемыми реакторами
на быстрых нейтронах
Проектирование АЭС с газоохлаждаемыми
реакторами на быстрых нейтронах пока не
вышло за рамки предварительных прорабо-
ток. Эти АЭС могут быть как одно-, так и
двухконтурными. В качестве теплоносителя
рассматриваются Не, СО2 и диссоциирующий
газ N2O4 Преимуществами газоохлаждаемых
БНР являются уменьшение времени удвоения
ядерного горючего и лучшая восприимчивость
к изменениям нагрузки. Вместе с этими реак-
торами могут устанавливаться газовые тур-
бины (на Не, СО2 и N2O4) и конденсационные
турбины на водяном паре и N2O4 [12], но
в последнем случае требуются специальные
конструкции турбин.
Рассмотрение принципиальных тепловых
схем показывает, что в отличие от электро-
станций на органическом топливе имеется и,
видимо, еще долго будет существовать боль-
шое разнообразие схем АЭС и, как следствие
этого, разнообразие турбинных установок.
Преимущественное развитие в будущем тех
13
или иных типов АЭС будет зависеть от опыта
эксплуатации, успехов в разработке оборудо-
вания, в том числе турбин электростанций,
цен на ядерное горючее и т. д.
Сравнительный обзор наиболее распрост-
раненных АЭС дан в табл. 1-2, основные по-
казатели блоков АЭС СССР — в табл. 1-3.
1-2. ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ
ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
Показатели экономичности АЭС и турбинной
установки
Как и для электростанций на обычном топ-
ливе [46, 54], следует различать к. п. д. тур-
бинной установки
Т]э—Рэ/Qt.Yj	(1'1)
характеризующий тепловую эффективность
турбинной установки (Рэ — электрическая
мощность генератора, QT.y — тепло, подводи-
мое к турбинной установке), и к. п. д. элек-
тростанции
“Пет—Рэ/Qct>	(1“2)
где Qct — тепло, выделяющееся в реакторе
при распаде ядерного горючего.
Коэффициент полезного действия электро-
станции меньше к. п. д. турбинной установки
за счет потерь в реакторе, парогенераторе,
циркуляционной системе реакторного контура.
Если из мощности электростанции вычитается
мощность так называемых собственных нужд
электростанции Рс.и (питательных насосов,
насосов или газодувок теплоносителя и других
механизмов), то мощность электростанции
называется в этом случае отпущенной или
мощностью нетто:
Рнетго=Рэ-Р(
Отношение
нетю пнетто
71	= Г
‘ст	э
называется к. п. д. электростанции
нетто.
Тепло, выносимое из реактора теплоноси-
телем за единицу времени, Ртепл называется
тепловой мощностью реактора.
Поскольку потери в реакторе невелики (не
более 1%), то практически можно считать, что
Ртепл равно энергии распавшегося ядерного
горючего: РтеПл=<2ст-
Очевидно, что от к. п. д. электростанции
зависит удельный расход топлива.
При полном распаде 1 кг ядерного горючего
(делящегося материала) удельный расход его
на выработанную электроэнергию, кг/(кВтХ
Хч), равен:
^ZH.r=5,3 • 10~8/г]ст.	(1-4)
Однако часть делящегося материала, за-
груженного в реактор, остается неиспользо-
ванной и выводится из него при перегрузке
горючего. Если а — доля распавшегося ядер-
ного горючего, называемая глубиной вы-
горания, то общее количество делящегося
вещества, загруженного в реактор, на 1 кВт-ч
выработанной электроэнергии, кг/(кВт-ч), со-
ставит:
^я.г
_ 5,3.10-8
аг/ст
(1-5)
Если, как это обычно делают, считать
выгорание К, А4Вт-сут на 1 кг U235, то го-
довой расход ядерного горючего, кг/год, со-
ставит:
_Рэту-10-3
= 24Х7)СТ ’
(1-6)
где Ту — число часов в году использования
установленной мощности электростанции.
При проектировании АЭС, выборе обору-
дования, конструировании турбинной установ-
ки и собственно турбины и сравнении вариан-
тов основным показателем являются расчет-
ные затраты в рублях на 1 кило-
ватт-час. Расчетные затраты складывают-
ся из себестоимости отпущенной электроэнер-
гии и прибыли, пропорциональной капиталь-
ным вложениям. В свою очередь себестои-
мость электроэнергии, руб/(кВт-ч), складыва-
ется из трех составляющих:
„	___ &г 4~ $к 4~ ^экс
э.э	саотп
Фс.'Д
где 5т=Вя.гст — топливная составляющая;
ст — стоимость топлива франко-станция,
руб/кг; SK— составляющая, зависящая от
капитальных вложений и пропорциональная
стоимости электростанции; В0Кс — эксплуата-
ционная составляющая; ЭотпГОд — годовой
отпуск электроэнергии, кВт-ч.
В настоящее время топливная составляю-
щая на АЭС относительно невелика, хотя су-
щественно зависит от типа реактора. Капи-
тальные вложения для ВВР существенно
меньше, чем для тяжеловодных реакторов.
Особенно велики они для АЭС с ВНР.
При решении технико-экономических задач
следует учитывать, что увеличение единичной
мощности реактора и всего блока снижает
удельные капитальные вложения. Так, напри-
мер, по американским данным, увеличение Рэ
блока с ВВР с 600 до 1000 МВт снижает
удельные капитальные вложения примерно на
17%. К этому следует добавить снижение
стоимости АЭС за счет совершенствования
14
оборудования и строительства в связи с на-
коплением опыта и техническим прогрессом.
Поскольку топливная составляющая стои-
мости 1 кВт-ч на АЭС относительно невели-
ка, то. может создаться мнение о второстепен-
ности для АЭС вопросов экономичности. При
заданной тепловой мощности реактора блок
АЭС в зависимости от к. п. д. электростанции
нетто вырабатывает за определенный проме-
жуток времени какое-то количество электро-
энергии. Снижение к. п. д. электростанции
означает недовыработку электроэнергии, ко-
торая должна покрываться находящимися
в этой же энергосистеме тепловыми электро-
станциями па обычном, но весьма дорогом го-
рючем (например, для европейской части
страны стоимость топлива доходит до 20—
25 руб/т) или дополнительными мощностями
дорогостоящих АЭС.
Выбор начальных параметров
Как известно, к. п. д. турбинной установки
повышается с увеличением средней темпера-
туры подвода тепла. В связи с этим ТЭС ра-
ботают на параметрах пара 13—25 МПа и
535—560°С с одним или даже двумя промежу-
точными перегревами пара, см., например,
[54, 69]. Повышение начальных параметров
пара на ТЭС лимитируется в основном надеж-
ностью работы электростанции в условиях
длительной эксплуатации и определяется ее
технико-экономическими показателями.
Для атомных электростанций выбор на-
чальных параметров производится с учетом
многих факторов:
технически допустимой температуры тепло-
носителя на выходе из реактора. Эта темпе-
ратура может ограничиваться термической
стойкостью горючего или конструкционных
материалов активной зоны реактора, а также
условиями надежности и возможности изго-
товления реакторной части АЭС;
надежности работы других элементов АЭС,
в том числе надежности турбины, в частности
эрозионной;
влияния параметров теплоносителя на ко-
эффициент воспроизводства;
уменьшения глубины выгорания из-за
вредных потерь нейтронов в стальных покры-
тиях твэлов реакторов при высоких темпера-
турах теплоносителя;
влияние параметров на входе в турбину на
к. п. д. турбинной установки и к. п. д. элек-
тростанции нетто;
необходимости в некоторых случаях сни-
жения температуры теплоносителя на входе
в реактор;
влияния параметров теплоносителя и ра-
бочего вещества турбины на конструкцию и
стоимость оборудования АЭС.
В конечном счете при условии обеспечения
надежной работы АЭС выбор начальных па-
раметров определяется минимумом расчетных
затрат. При выборе параметров учитывается
опыт эксплуатации, а также перспективность
принятых решений.
Выбор начального давления ро
для турбин, работающих насыщенным паром,
производится, исходя из ряда факторов.
1.	Допустимая влажность в конце расши-
рения пара в турбине. (Это ограничение, свя-
занное с эрозией лопаток, рассмотрено под-
робно в § 3-4.) Очевидно, что чем ниже р0,
тем меньше конечная влажность ук. Если, как
это обычно принято, используется внешняя
сепарация пара, разделяющая турбину на две
части: ЧВД и ЧНД, то с учетом рационально-
го давления между этими частями турбины
выбор ро зависит также и от влажности в по-
следних ступенях ЧВД. Большая влажность
в конце ЧВД может привести к повышенной
щелевой и струйной эрозии (см. § 3-5).
2.	Термический к. п. д турбинной установ-
ки. При этом к. п. д. тр простого цикла (без
регенерации и промежуточного перегрева)
растет- с увеличением начального давления до
р0^;16^-17 МПа, снижаясь при больших дав-
лениях.
3.	Влияние влажности на к. п. д. турби-
ны т]Ог. Коэффициент полезного действия сту-
пеней и турбины в целом уменьшается при ра-
боте влажным паром. Если считать, что каж-
дый процент средней диаграммной влажности
снижает к. п. д. турбины или группы ступеней
на 0,87% (см. с. 63), то к. п. д. турбинной
установки гр при рк—5 кПа в зависимости от
начального давления р0 можно представить
в виде графика на рис. l-4,tz. Например, если
ро повысить с 7 до 9 МПа, то Дт|э/т|э=2,8%;
снижение р0 до 5 МПа ухудшит к. п. д. уста-
новки на 4,5%. С учетом влияния влажности
на относительный внутренний к. и. д. турбины
наивысший к. п. д. установки при отсутствии
влагоудаления достигается при р0=13-<-
15 МПа.
4.	Зависимость коэффициента теплоотдачи
от стенки к воде при кипении от давления,
влияющая на выбор начальных параметров
одноконтурных АЭС. Для воды наивысший
коэффициент теплоотдачи будет примерно при
ро^7 МПа. Большинство электростанций
с турбинами насыщенного пара и реакторами
кипящего типа ВВРк и ВГРк проектируется
в настоящее время на р0=6,5-г-7,3 МПа.
5.	Предельные значения давления и тем-
пературы, на которые может быть рассчитан
корпус реактора (для двухконтурных схем
с ВВРд). В настоящее время ВВРд проекти-
руются на давление до 15—15,5 МПа и дав-
ление пара перед турбиной ро=5,О-г-7,2 Д4Па.
15
Рис. 1-4. Влияние начальных параметров пара на эконо-
мичность турбинной установки (при рк = 5 кПа).
а влияние давления рс на Т)Э=1Ц Т]о э Установки насыщенно-
го пара, где — к. п. д. при р0=7 МПа; б — изменение
Л'Пэ/'Чэ Установки на каждые Д/=/о—/0s=10°C (где tQs — темпера-
тура насыщения) в зависимости от р0; в — изменение Д-цэ/т]э
установки на каждый процент начальной влажности At/o в зави-
симости от рс;------------без промежуточного перегрева;
------— с промежуточным перегревом пара (одно- или двух-
ступенчатым).
Рис. 1-5. Температурный график для двухконтурной схе-
мы с ВВРд и парогенератором (ПГ). Давление тепло-
носителя в реакторе др=15 МПа.
-----— — ПГ без экономайзера н перегревателя. р0=6,2МПа.
<о=/Оз=278°С;---------ПГ с экономайзером, но без перегрева-
теля, ро—6,2 МПа, 6=^0s=278oC; ---------ПГ с экономайзером
и перегревателем, р0-=6,2 МПа, /0=/0з + 19оС=297°С (см. схему на
рис. 5-38); —----—то же, ио ро=4,9 МПа, /О“^Ов+15°С—278’С.
В простейшем, наиболее распространенном
случае, когда парогенератор не имеет водяно-
го экономайзера и перегревателя, температура
генерируемого насыщенного пара tQS должна
быть ниже на |ДГ н (обычно ДГ™ =10-j-15°G),
чем температура теплоносителя на выходе из
парогенератора (на входе в реактор) /цр. По-
скольку теплоноситель в реакторе нагревается
еще на AZp=42p—Ар=25-ь-40' С, температура
на выходе из реактора t2p получается выше
температуры пара на входе в турбину t0 на
А /0=А /р-рд/ мин = 35 -г- 55°С.
г 1 исп
Поэтому давление пара на входе в турби-
ну р0 оказывается существенно ниже (на 5—
7 МПа) давления воды на выходе из реакто-
ра рр. Эта разница определяется величиной
AZo и превышением давления воды в реакторе
над давлением насыщения теплоносителя
(воды) и, следовательно, tps—/2р.
В такой схеме парогенератора (ПГ) пита-
тельная вода, поступающая в ПГ, смешивает-
ся с водой, находящейся внутри корпуса ПГ,
и нагревается до температуры насыщения tos
в основном за счет конденсации некоторого
количества пара. Практически при этом Zo=
=f0f.=const (см. линию cab на рис. 1-5).
Если имеется выделенный водяной эконо-
майзер (ВЭ), то процесс в парогенераторе
изображается линией cdb. Теоретически при
этом немного уменьшается AZ и тем са-
мым увеличиваются >tQs и р0, однако практи-
чески этот выигрыш почти не ощутим.
6.	Требования маневренности агрегата и
работы при пониженной нагрузке (см. § 7-1
и 7-2). При начальных давлениях ро>3 МПа
и дросселировании насыщенного пара увеличи-
вается степень влажности пара на входе
в проточную часть турбины. Так, например,
при ро=7 МПа и уменьшении расхода пара
вдвое влажность на входе в первую ступень
турбины достигает г/0=2%.
Выбор начальной температуры
t0 при заданном давлении определяется сле-
дующим: начальный перегрев заметно повы-
шает как к. п. д. цикла ,тр, так и (за счет
уменьшения влажности в проточной части)
к. п.д. собственно турбины т]Ог- В зависимости
от начального давления р0 каждые At=
=Z0—^os=lO°C повышают к. п. д. установки
на Дт]э/т)э=0(4-^-0,9% (рис. 1-4,6).
С другой стороны, значительная влажность
на входе в турбину снижает к. п. д. электро-
станции. Как видно из рис. 1-4,6, каждый про-
цент начальной влажности Дг/о снижает к. п.д.
установки на Дт|э/т]э=0,3^-0,4 %. Повышение
начальной влажности может существенно сни-
зить надежность ряда элементов турбины:
клапанов, лопаток первой ступени и др. Сле-
16
дует учесть, что при относительно небольшой
средней влажности локальная влажность мо-
жет оказаться весьма значительной. Для тур-
бин насыщенного пара обычно г/о<О,5°/о.
В двухконтурных схемах АЭС с ВВРд на-
чальный перегрев пара на входе в турбину
может быть достигнут:
а)	при такой же температуре пара на вхо-
де в турбину /0, как и в случае насыщенного
пара. Тогда давление пара р0 на входе в тур-
бину должно быть снижено (см. линию ghb
на рис. 1-5). Этот способ не нашел приме-
нения, так как с уменьшением средней тем-
пературы подвода тепла в турбинной уста-
новке ухудшится экономичность электро-
станции;
б)	при том же давлении пара на входе
в турбину, как и в случае насыщенного пара.
Для требуемого при этом прямоточного паро-
генератора с перегревателем температурный
график на рис. 1-5 изображен линией cdef.
Экономичность турбинной установки при
этом, естественно, будет выше, чем при насы?
щенном паре, появится ряд преимуществ в ра-
боте собственно турбины, повысится ее на-
дежность. Даже небольшой начальный пере-
грев пара существенно улучшает миневрен-
ность турбины, облегчает условия работы при
пониженной нагрузке (см. гл. 7), позволяет
надежно контролировать состояние пара на
входе в турбину. Недостатком такой схемы
-является существенное удорожание парогене-
ратора.
Разность температур между выходом воды
из реактора /йр и входом пара в турбину t0,
т. е. Д/'о, будет, естественно, меньше чем A/q.
На рис. 1-5 для такого случая показаны тем-
пературные графики для АЭС «Окони»
(США), тепловая схема которой изображена
на рис. 5-38. Начальный (перед турбиной) пе-
регрев применяет и фирма ББЦ (см. с. 145).
Существенное повышение начальной тем-
пературы, которое возможно в реакторах
ВГРп с ядерным перегревом, позволяет также
заметно снизить расход теплоносителя, умень-
шить мощность главных циркуляционных на-
сосов и, возможно, даже отказаться от проме-
жуточной сепарации и перегрева.
Выбор конечного давления
Выбор конечного давления рк для АЭС
принципиально не отличается от решения
этой задачи для ТЭС и определяется следую-
щими факторами:
снижение рк ведет к увеличению к. п. д.
электростанции. Так, например, для АЭС
с ГГРу углубление вакуума с 4 до 3 кПа по-
вышает к. п. д. на Ат]э/т]э=1,5-^—2%, а для
циклов насыщенного пара — соответственно
на 2—3%;
снижение рк требует больших поверхно-
стей конденсаторов и охладителей воды, боль-
шей мощности циркуляционных насосов
и т. д.;
снижение рк и, следовательно, увеличение
удельного объема пара за последней ступенью
(при тех же выходных потерях) усложняет
конструкцию турбины.
Таким образом, выбор рк представляет
технико-экономическую задачу.
В то же время, анализируя выбор для
АЭС, следует учесть два момента: с одной
стороны, местоположение АЭС совершенно не
связано с местом добычи топлива и может
быть выбрано вблизи водоема, достаточного
для снабжения АЭС холодной водой. С дру-
гой стороны, АЭС в ряде стран, в том числе
в СССР, будут располагаться в районах
с большой плотностью населения, где, как
известно, нет избытка воды. Таким образом,
выбор рк существенно зависит от местополо-
жения АЭС.
Анализ параметров турбинных установок
большой мощности показывает, что во многих
странах расчетное значение рк у АЭС ниже,
чем у ТЭС. Так, в ФРГ среднее значение рк
в 1970 г. для ТЭС составило 4,65 кПа, а для
строящихся и проектируемых АЭС 4,06 кПа.
В США для проектируемых и строящихся
блоков ТЭС мощностью Ро>500 МВт указы-
вается рк=8,9 кПа, а для АЭС рк=5,9 кПа.
Однако за последнее время все большее
число АЭС в этих странах проектируется
с градирнями и соответственно с ухудшением
вакуума. Так, например, если первый блок
АЭС «Библис» (ФРГ) рассчитан на темпера-
туру охлаждающей воды £О.В=9,5°С, то второй
блок — на £0.в=12°С, а второй и третий блоки
АЭС «Гундреминген» — на Zi0.B—24,4°С.
Практически нельзя рассматривать влия-
ние рк на т]э без анализа работы последней
ступени турбины.
Если паровая нагрузка на последнюю ло-
патку GKI& (где Q=ijtdl — суммарная коль-
цевая площадь лопаток последней ступеци
всех i потоков) невелика, то невелики и по-
тери с выходной скоростью ДЛв.с (см. § 2-3).
Хотя и в этом случае уменьшение рк и увели-
чение потери с выходной скоростью снизят
к. п. д. турбины т]Ог, но это снижение заметно
меньше, чем выигрыш в термическом к. п. д.
гц. Наоборот, при больших нагрузках последней
ступени G^jQ, абсолютное приращение ДЛВ.С
при снижении рк будет существенным и выиг-
рыш в т]э не столь значительным, а при опре-
деленных условиях будет даже отсутствовать
(рис. 1-6).
2—580
17
Рис. 1-6. Влияние конечного давления рк на к. п. д.
турбинной установки насыщенного пара (р0—7 МПа).
1 — при неизменной GKoK/fi для любого рк; остальные кривые:
Номер кривой —2; 3; 4; 5; Рэ№, МВт/м2— 5; 10; 15; 20.
Примечание При р0=5 МПа значения кривых 2—5
умножить па 1,15. Например, при Р0/й=8,7 МВт/м2 воспользо-
ваться кривой 3, где Рэ/П = 8,7 • 1,15=10 МВт/м2.
На этом графике для удобства отношение
GK/Q заменено отношением P^/Q, что не вно-
сит заметной погрешности при рассмотрении
установок с примерно одинаковыми т]0. Из
графика, рассчитанного для ро~7 МПа, вид-
но, что при Рэ/И=20 Л4Вт/м2 изменение рк от
7 до 4 кПа практически не сказывается на
к. п. д. установки т)э- В то же время при
Рэ/П=5 Л4Вт/м2 изменение рк в том же диа-
пазоне дает Лт]э/т)э==5,8%. Очевидно, что если
для каждого расчетного рк проектировать
турбину с новой площадью Q так, чтобы
ДЛВ.С не менялось, то выигрыш от углубления
вакуума будет наибольшим (пунктирная ли-
ния на рис. 1-6).
Промежуточный перегрев пара
и внешняя сепарация
Для турбин высоких начальных параме-
тров пара применение промежуточного (вто-
ричного) перегрева (см., например, схему па
рис. 1-2,в) повышает термический к. п. д. тц
за счет увеличения средней температуры под-
вода тепла и к. п. дЛ турбины т)Ог за счет
уменьшения влажности в ступенях.
Для промежуточного перегрева, осуществ-
ляемого в специальных пароперегревательных
трубках парогенератора, имеется наивыгодней-
шее давление р°™, при котором выигрыш в
к. п. д. будет наибольшим [69]. Обычно это
давление= (0,2-ь 0,3)д и выигрыш от
промежуточного перегрева составляет
= 3	6% в звисимости от начальных парамет-
ров пара, tnn и рк.
В турбинах насыщенного пара влажность
в ступенях низкого, а часто и в ступенях сред-
него давления настолько велика, что -qOi ока-
зывается существенно ниже, чем при работе
перегретым паром. Эрозия лопаток при этом
становится недопустимо большой.
На рис. 1-7 в is-диаграмме изображен про-
цесс расширения пара при начальном давле-
нии насыщенного пара Ро=6 МПа и конечном
давлении рк=4 кПа. Если не предпринимать
никаких мер для сепарации влаги, то конеч-
ная влажность достигает i/K^24%. При совре-
менных методах влагоудаления и внешней се-
парации (см. § 3-1—3-3, 4-3) и развитой
системе регенерации конечная влажность соста-
вит 14,3%, а для турбин со вторичным пере-
гревом до inn=260°C — даже 10,6%. Для срав-
нения на рис. 1-7 представлен процесс расши-
рения пара в турбинах высоких параметров
с промежуточным перегревом.
Рис. 1-7. Процесс расширения пара в турбине в is-диа-
грамме.
/ и Т — в турбине насыщенного пара, р0=6 МПа, рк=4 кПа,
с внешним сепаратором; 1" — то же без сепаратора; 2 и 2' —
то же с внешним сепаратором и промперегревом до /пп=260°С;
3 —в турбине высоких параметров, рс=16 МПа, fo=550°C, с про-
межуточным перегревом до Znn=535°C; -----------—процесс
расширения при обычном влагоудалении в проточной части;
--------процесс расширения при высокоэффективной системе
влагоудаления, в том числе с внутриканальной сепарацией.
18
Для турбин насыщенного пара указанные
выше значения //к=24; 14,3 и 10,6% означают
существенное снижение к. и. д. турбины за
счет потерь от влажности.
Эрозия лопаток зависит от многих факто-
ров (см. § 3-4), в первую очередь от влажно-
сти у. Большая влажность практически недо-
пустима. В связи с этим необходимы ради-
кальные меры для снижения влажности в сту-
пенях турбин насыщенного пара: подсушка
пара в сепараторах, промежуточный перегрев
пара или и то и другое одновременно.
В высокоэффективных сепараторах внеш-
няя сепарация может произвести осушку
пара до ^2=0,005-^-0,01, уменьшая влажность
в последующих ступенях, заметно улучшая
к. п. д. турбины т]ог- В тракте сепаратора,
часто требующего после него запорной арма-
туры, падает давление пара. Однако эта по-
теря не столь велика и внешняя сепарация
практически всегда повышает к. п. д. уста-
новки по меньшей мере па Ат]э/Лэ:::=2-^-2,5%.
Конечно, внешняя сепарация требует допол-
нительных капитальных вложений, тем боль-
ших, чем ниже давление пара в сепараторе,
так называемое разделительное давле-
ние Рразд (из-за увеличения удельного объема
пара), и чем меньше влажность на выходе из
сепаратора у2 (тем больше осушка пара).
Размеры сепараторов настолько велики (см.
§ 4-4 и гл. 5), что обычно для агрегатов боль-
шой мощности устанавливается несколько се-
параторов.
Выбор разделительного давления рразд,
как и других параметров, определяется мини-
мумом расчетных затрат с учетом ряда фак-
торов.
Предельная влажность в конце расширения
в турбине ^оп выбирается, исходя из условия
предотвращения эрозии лопаток последней
ступени. Очевидно, что чем ниже рразд, тем
меньше г/к.
Значение у^п зависит от многих факторов
и уменьшается с увеличением размеров лопат-
ки последней ступени, с ростом частоты вра-
щения турбины, при сокращении тсплоперепа-
да последней ступени. Допустимая влажность
пара за последней ступенью существенно за-
висит от различных методов удаления влаги
в проточной части, от материала лопаток и
специальных мер по защите от эрозии (по-
дробно этот вопрос рассматривается в § 3-4).
Следует, однако, учитывать, что чем ниже
Рразд, тем больше влажность в ступени, пред-
шествующей сепаратору ух (рис. 1-7). Опыт
эксплуатации турбин насыщенного пара по-
казал, что в ЧВД допустима большая влаж-
ность, чем в последних ступенях турбины (см.
§ 3-5 и гл. 7).
Разделительное давление рра3д влияет на
ЭКОНОМИЧНОСТЬ Как СОбСТВеННО Турбины Т]Ог,
так и всей турбинной установки. С ростом
РРазд увеличиваются потери от влажности
в ступенях ЦНД и уменьшаются в ступенях
ЦВД.
С увеличением рра3д часть ступеней из
ЦВД переходит в ЦНД. Поскольку число по-
токов в этих цилиндрах всегда больше, чем
в ЦВД, то в турбине возрастает число ступе-
ней с меньшей высотой лопаток и несколько
снижается экономичность проточной части.
Кроме того, повышение рразд при тех же раз-
мерах концевых уплотнений в ЦВД приводит
к некоторому увеличению утечки в них [51].
Все это в конечном счете приводит к тому,
что для данных параметров и конструкции
турбины имеется такое разделительное дав-
_опт
ление	при котором к. п. д. установки
будет наивысшим. В первом приближении
влияние рразд на к. п. д. установки т]э можно
взять по кривым рис. 1-8.
С ростом начального давления р0 выиг-
рыш в экономичности от сепарации несколько
возрастает, например, при увеличении р0 с 4,5
до 7 МПа этот выигрыш увеличивается
в 1,2 раза.
На рот влияют тип сепаратора, наличие
1 разд	г 1
или отсутствие арматуры после сепаратора,
такие конструктивные особенности турбины,
как частота вращения, число цилиндров, раз-
меры последней ступени и т. д. Разным будет
влияние рРазд на к. п. д. установки при кон-
структивной схеме турбины с ЦСД и без
ЦСД. Так, если турбина имеет отдельный ци-
линдр среднего давления, перед которым про-
изводится сепарация пара, то число ступеней
в ЦНД не зависит от рра3д.
На рис. 1-9 показано влияние рразд на
к. п. д. установки с турбиной насыщенного
пара мощностью Рэ=1000 МВт на /г=25 с-1
при ^2=0,01 и р0=6,4 МПа [51].
Рис. 1-8. Влияние разделительного давления рра3д на
экономичность турбинной установки по данным фир-
мы ДЭ.
1 — только внешний сепаратор; 2 — внешний сепаратор и одно-
ступенчатый промперегреватель; 3 — внешний сепаратор и двух-
ступенчатый промперегреватель; р0 — давление пара перед тур-
биной.
2*
19
Рис. 1-9. Влияние разделительного давления рразд на
характеристики турбинной установки по расчетам
ХТГЗ—ЦКТИ [51].
1 — к. и. д. установки с внешним сепаратором; 2 — к. п. д. уста-
новки с внешним сепаратором и промперегревом для турбин
с ЦСД (------) и без ЦСД (-------), £лп=260°С; 3 — оптималь-
ная температура промперегрева Расчеты проведены для
установки с турбиной насыщенного пара (р0=6,4 МПа, Рэ=
= 1000 МВт, Л=25 с-1).
По расчетам различных организаций,
с учетом диапазона применяемых конструк-
ций турбин, тепловых схем и используемых
параметров оптимальное разделительное дав-
ление в схеме с одной ступенью внешней се-
парации	= (0,050,15) р0. Выигрыш
в к. п. д. установки Дцэ/ц0=:2,5^-4%.
Возможны разные схемы включения внеш-
них сепараторов (рис. 1-10).
В турбинах большой мощности и относи-
тельно высокого начального давления (ро^
^6 МПа) иногда предусматривают две сту-
пени внешней сепарации. Такая схема, в ча-
стности, применена на турбине Р;)=660 Л4Вт
(без вторичного перегрева) для АЭС «Вюрга-
сен» с ВВРк. При р0=6,6 МПа и рк=3,4 кПа
сепарация производится при
р1 = 0,14/?о и р11 =0,026ро.
7разд ’	/0 'разд	0
Следует отметить, что установка второго
внешнего сепаратора требует выделения
в турбине части среднего давления, а при
больших мощностях даже цилиндра среднего
давления (см. рис. 5-20). Вторая ступень се-
парации повышает экономичность установки
дополнительно на Ац0/цп=0,3-г-1,0°/о. Естест-
венно, что оптимальное разделительное дав-
ление первого сепаратора также повышается.
Окончательно выбор разделительного дав-
ления определяется технико-экономическим
расчетом. С учетом изменения стоимости уста-
новки технико-экономически оптимальное раз-
делительное давление оказывается выше тер-
модинамически оптимального. Это, как уже
указывалось, объясняется упрощением конст-
рукции сепаратора с ростом рразд, меньшими
размерами ресиверов между ЦВД и ЦНД,
меньшими размерами арматуры после сепара-
тора. По расчетам ХТГЗ—ЦКТИ [51], для схе-
мы с одним сепаратором технико-экономиче-
ски оптимальное разделительное давление
выше термодинамического //^д более чем
в 1,5 раза. Следует отметить, что зависимость
расчетных затрат от рра3д существенно более
полога, чем зависимость цэ=( (Рразд)
Рис. 1-10. Возможные схемы внешней сепарации и промперегрева пара в турбинных установках насыщенного па-
ра или с небольшим начальным перегревом.
а —одна ступень сепарации; б — две ступени сепарации; в — одна ступень сепарации и одноступенчатый перегрев паром на-
чальных параметров; г — одна ступень сепарации и двухступенчатый перегрев отборным паром и паром начальных параметров;
д — две ступени сепарации и одноступенчатый перегрев паром начальных параметров; С — сепаратор; ПП — промперегреватель.
20
На большинстве электростанций с водоох-
лаждаемыми реакторами как с двухконтур-
ной, так и с одноконтурной схемой кроме се-
парации применяют промежуточный
перегрев пара, который осуществляется
паром с начальными (перед турбиной) параме-
трами, обычно до	—(15-^40) °C
(рис. 1-10,в). Этот перегрев существенно сни-
жает влажность в последующих ступенях тур-
бины и тем самым повышает их к. п. д. и на-
дежность. При промежуточном перегреве по-
вышается /?°^= (0,10-е- 0,23) р0.
Перегретый пар на входе в ЦНД позволя-
ет в условиях эксплуатации измерить параме-
тры пара (что практически невозможно, когда
пар влажный) и повышает надежность ра-
боты облопачивания первых ступеней ЦНД
(см. § 7-4).
Необходимо подчеркнуть, что промежуточ-
ный перегрев паром начальных параметров
(или отборным паром) снижает термический
к. п. д., так как дополнительный за счет этого
перегрева цикл имеет меньшую температуру
подвода тепла, чем основной цикл: 7\т<Т0
(рис. 1-11,6).
Промежуточный перегрев в циклах насы-
щенного пара применяется только для умень-
шения влажности в последующих ступенях
турбины. Особенно он невыгоден, когда нет
сепаратора и рРазд<0,05ро- Тогда, несмотря на
снижение ук, экономичность установки падает.
При столь низких Рразд перегрев оказывается
невыгодным и в сочетании с сепаратором (см.
рис. 1-8). При очень больших значениях
Рразд влажность в последних ступенях окажет-
ся значительной и к. п. д. турбины т]0< пони-
женным.
Поэтому, так же как и в схеме без пром"
перегрева, имеется термодинамически опти-
мальное значение Р°™31, которое будет боль-
ше, чем в схеме без промперегрева (см. рис.
1-8), причем чем выше температура промпере-
грева /ш, тем выше
Технико-экономически оптимальное раздели-
тельное давление и в схеме с промперегревом
будет выше термодинамически \ оптимального
д0,,т . Однако в связи с увеличением ропт
1 разд	J	1 разд
разница здесь в технико-экономически и тер-
модинамически оптимальных значениях невели-
ка.
Каждому значению рразд соответствует оп-
тимальная температура промперегрева t™T: чем
ниже /?разд, тем она меньше. Следует отметить,
что ряд зарубежных фирм, чтобы не увеличи-
вать поверхность и теплонапряженность пром-
перегревателя, выбирает /пп только из условий
допустимой влажности в конце турбины у™п,
которая, как отмечалось выше, зависит от ряда
конструктивных особенностей турбины.
Промежуточный перегрев пара будет тер-
модинамически более целесообразен, если его
выполнить двухступенчатым. После сепарато-
ра основной поток пара подогревается сначала
отборным паром (при рОТб~0,5рс), а затем
паром начальных параметров (рис. 1-10,а).
Схема такой установки показана на
рис. 1-11. Мощность установки Рэ=500 МВт,
электрический к. и. д. цэ=35,2°/о. На рис. 1-11,6
представлен цикл в /’s-диаграмме.
Двухступенчатый перегрев снижает потери
в цикле от промперегрева; при этом несколько
уменьшается Р°™3& (см- Рис- ^ем ВЬ1ше
/шт, тем более полога зависимость iq0=f (Рразд) •
Обычно отбор пара из ЦВД турбины для пер-
вой ступени промперегрева выбирается так,
чтобы нагрев пара был примерно одинаковым
в обеих ступенях.
Следует отметить, что двухступенчатый пе-
регрев усложняет как собственно промпере-
греватсль, так и тепловую схему турбины.
Экономический выигрыш от использования се-
паратора и промперсгревателя может зави-
сеть от конструктивной схемы турбины. При
ОЛТ
этом меняется также и р
1 разд
На рис. 1-9 это иллюстрируется примени-
тельно к турбине насыщенного пара мощностью
Рэ—1000 МВт на п = 25 с-1 [51]. Так, в схеме
турбины с отдельно выделенным ЦСД опти-
мальное разделительное давление при д=6,4
МПа увеличивается по сравнению со схемой
без ЦСД с цопт =0,9 МПа до /пт =1,05 МПа.
' разг	'разд
В турбинах с небольшим начальным пере-
гревом потери от влажности в ЦВД уменьша-
ются, а при том же разделительном давлении
сокращается количество отсепарировапной
в сепараторе влаги. Это приводит к тому, что,
независимо от того, применяется ли только
внешний сепаратор или вслед за ним осуще-
ствляется дополнительно одно- или двухсту-
пенчатый перегрев пара, оптимальное разде-
лительное давление по сравнению с турбина-
ми насыщенного пара несколько снижается.
По [51] давление	обратно	пропорцио-
нально отношению температур /о/Цз- Очевид-
но, что в турбинах с начальным перегревом
пара также снижается оптимальная темпера-
тура вторичного (промежуточного) перегре-
ва t .
пп
В зависимости от конструкции турбины,
тепловой схемы, параметров установки рас-
четы различных организаций дают при опти-
мальном разделительном давлении дополни-
21
31,6 К г/С
25,8 кг/с ПП1 ПП2
500МВТ
пг
Т
я
2,85 мпа
На эжектор и
уплотнения
—•- 5,66МПа
— L/ 531 кг/с, 259 °C, 3201 кДж/кг
г~Ч—н
I У,$кг/С ’\
. 751 кг/с	£
J 2783кДж/кг
ЦВД
ПЧ I
ПП1
ц.В.д.
2683к Дж/к г
ЦНД
ЦНД
Ч26кг/с
5,1 кПа
2327кДж/кг
'п.8^39К/С
Уг^Ъ
У2=1°/в
Тп=5+7К
Уо~0,25в/о
ПП2
Тпгг532К
Тпп
ц.н.д.

Тк=306К y^9i7»/o
Рис. 1-11. Турбинная установка насыщенного пара Рэ^бОО МВт с внешним сепаратором и двухступенчатым про-
межуточным перегревом и шестью отборами для подогрева питательной воды.
а — бездеаэраторная тепловая схема: ПГ — парогенератор; К — конденсатор; С — сепаратор; ПП1 — промежуточный перегреватель
на отборном паре; ПП2— то же на паре начальных параметров; П1—П6 — подогреватели; ПЭ Ж. — подогреватель эжектора; СП—
сальниковый подогреватель; КН — конденсатный насос; ИН — питательный насос; ДН — дренажный насос; ДБ — дренажный бак;
б — процесс в Ts-диаграмме (без регенеративных отборов).
тельный выигрыш для одноступенчатого пром-
перегрева Дт)э/т]э=1,2^-3,00/о. При двухступен-
чатом перегреве этот выигрыш возрастает еще
на Лг]э/г]э=0,2^-0,8%.
Регенеративный подогрев питательной воды
На всех АЭС осуществляется регене-
ративный подогрев питательной
воды. Выигрыш в к. п. д. установки за счет
регенеративного подогрева зависит от конеч-
ной температуры подогрева питательной воды
^п.в, от числа отборов zp, совершенства схемы
и от начальных параметров пара.
Температура питательной воды, при кото-
рой к. п. д. турбинной установки будет наи-
высшим, называется термодинамически опти-
мальной /опт. Ее можно оценить по соотноше-
П-В
НИЮ
где tOs и /к—температуры насыщения при
давлениях соответственно р0 и рк- Для ро=
=6,5 МПа коэффициент /гр=1,0, с ростом или
снижением р0 на 1 МПа этот коэффициент
соответственно увеличивается или уменьшает-
ся на 0,07.
С увеличением /п.в усложняется и удоро-
жается оборудование АЭС как в связи с уста-
новкой дополнительных подогревателей, так
и в связи с увеличением расхода пара, посту-
пающего в турбипу при той же тепловой мощ-
ности реактора. Это в свою очередь увеличи-
вает диаметры трубопроводов, мощность пи-
тательных насосов, размеры деаэраторов и дру-
гого вспомогательного оборудования.
Особенности, характерные для турбин на-
сыщенного пара АЭС, состоят в следующем:
подогрев воды насыщенным или влажным
паром термодинамически более выгоден, чем
перегретым паром;
в местах отбора пара особенно эффективно
влагоудаленис, которое повышает к. п. д. и
22
надежность последующих ступеней турбины,
в то время как влагоудаление в ступенях, не
имеющих отбора, приводит к неизбежному
отсосу не используемой далее паровой среды,
что может снизить мощность последующих (до
ближайшего отбора) ступеней;
из-за меньшей энтальпии отборного пара
увеличивается доля отбираемого пара и, сле-
довательно, уменьшается доля пара, посту-
пающего в конденсатор. Это, в свою очередь,
приводит к большей разгрузке ступеней низ-
кого давления.
В связи с увеличением паропроизводитель-
ности кипящих реакторов с ростом £п.в долж-
ны быть увеличены их сепарационные устрой-
ства, а также величина внутриреакторной цир-
куляции. Это необходимо для обеспечения
приемлемой сухости пара на выходе из реак-
тора во избежание кризиса при кипении. При
этом, естественно, возрастает стоимость цир-
куляционного контура. Однако и в этом слу-
чае увеличивается средняя сухость пара
в реакторе, что отрицательно сказывается на
свойствах воды как замедлителя.
На одноконтурных АЭС дренаж греющего
пара ПВД содержит продукты коррозии,
образующиеся под воздействием радиолитиче-
ского кислорода. Вывод этих продуктов из
цикла усложняет схему АЭС. На двухкоитур-
ных АЭС с ВВРд повышение Ав увеличивает
сепарационный объем парогенератора. Если
парогенератор имеет экономайзер, то с ростом
Ав повышается и температура теплоносителя
на входе в реактор. Это увеличивает расход
теплоносителя и ухудшает замедляющие
свойства воды, что отрицательно сказывается
на экономических показателях электростан-
ции. При отсутствии экономайзера, как, на-
пример, па НВАЭС, питательная вода направ-
ляется непосредственно в зону испарения (см.
рис. 1-5) и нагревается до насыщения за счет
конденсации части пара. В этом случае Ав не
влияет на работу реакторного контура.
Технико-экономически оптимальная темпе-
ратура питательной роды Д'в ниже, чем термо-
динамически оптимальная А""', и связана с по-
следней соотношением
А -А=а^°пт-А).
П.В к ' п.в п/
где а=0,75<-0,85.
При этом к. п. д. уменьшается незначи-
тельно, примерно на Аг]э/т]о=0,5%, но дости-
гается заметное уменьшение расхода пара и,
следовательно, удешевление оборудования
электростанции.
1-3. ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТА ТЕПЛОВЫХ СХЕМ
Примеры развернутых тепловых схем тур-
бин ХТГЗ приведены в [46, 51] и приложе-
нии. Оптимизация тепловых схем АЭС, ра-
циональный выбор точек отбора и подробная
методика их расчета, за некоторыми исклю-
чениями, такие же, как и для ТЭС [46, 54].
Для расчета тепловой схемы необходимо
знать коэффициент полезного действия соб-
ственно турбины, ее отдельных цилиндров и
отсеков.
Ниже представлены формулы и графики
для предварительного определения экономич-
ности отдельных элементов турбины, главным
образом для турбин насыщенного или слабо-
перегретого пара.
При расчете тепловой схемы еще до де-
тального проектирования турбины необходимо
задаться к. п. д. отсеков турбины. Следует
оговорить, что при одних и тех же параметрах
и расходах пара турбина и ее отсеки могут
быть выполнены разной экономичности,
а к. п. д. турбины может быть уточнен только
при проектировании, учитывающем особенно-
сти конструкции, аэродинамического совер-
шенствования проточной части, технологии
изготовления и т. д.
Для более надежного определения к. п. д.
процесс расширения пара от состояния перед
клапанами турбины до состояния в конденса-
торе рассматривается по частям: потери
в клапанах на входе в турбину; экономичность
регулирующей ступени; экономичность других
отсеков турбины; выходные потери, включаю-
щие потери с выходной скоростью последней
ступени и при протекании пара в выходном
патрубке; потери в сепараторе, промежуточ-
ном перегревателе и вообще во всем тракте от
ЦВД до ЦНД.
Регулирующая ступень, выполняемая
в турбинах с сопловым парораспределением
(см. § 2-5), в подавляющем большинстве слу-
чаев является одновенечной ступенью. Двух-
венечные ступени скорости из-за меньшей эко-
номичности могут встретиться лишь в установ-
ках небольшой мощности.
Для одновенечной регулирующей ступени
т]0< при работе перегретым паром 1 * оценивает-
ся по формуле
7j":n= 0,830--^-,	(1-8)
'oz	Govo ’	х ’
где Go, Цо — начальные массовый расход пара,
кг/с, и его удельный объем, м3/кг.
Для группы нерегулируемых ступеней
ЦВД1 (а при дроссельном парораспределе-
нии—всех ступеней ЦВД), а также ступеней
среднего давления 1 к. п. д. равен:
т)п-п=( 0,925 -
о/ \
7/д—боо
20 000
X(i-Lc),
(1-9)
1 При дублировании потоков расход пара G и
кольцевая площадь последней ступени Q относятся
к одному потоку.
23
где Gcp=']/rG1G2 — средний расход пара через
ступени; vcp=]/rv1vz(v1 и v2 — удельные объемы
соответственно перед группой ступеней и за
ней); £в с = 2,5//7r0p(Z/Jp- располагаемый тепло-
перепад группы ступеней, кДж/кг).
Коэффициент полезного действия части
низкого давления
7/н.д _ 400
10 000
^л.с
нн.д. '
п 0
(ЫО)
здесь
+	(1.Ц)
где GKuK — объемный пропуск пара через по-
следнюю ступень; для этой ступени &z=d(l.
Если процесс расширения происходит
в области влажного пара, то три регулирую-
щей ступени, ступеней высокого и среднего
давления и ступеней низкого давления, под-
считываемый по формулам (1-8) — (1-10),
умножается на /гвл<1:
Авл=1-а(1-6,,.у)Ц^,	(1-12)
где ух и уч — влажность соответственно в на-
чале и конце расширения в предположении
равновесного состояния (см. § 2-1); а — коэф-
фициент, зависящий от давления пара, разме-
ров и конструктивных особенностей проточной
части отсека турбины: ц=0,6-е—1,0; 6В.У<1—
коэффициент, учитывающий эффективность
влагоудаления, £?ву=0,1 для обычного влаго-
удаления без регенеративных отборов; /?в.у=
=0,2 с учетом регенеративных отборов; для
высокоэффективного внутриканального влаго-
удаления £в.у увеличивается на 0,05.
Если в рассматриваемой группе ступеней
процесс расширения начинается в области пе-
регретого пара, то ^’п подсчитывается по фор-
мулам (1-8) и (1-9), а (т]"’?)* —по (1-10) до ли-
нии насыщения, а с линии насыщения уже
определяется &влтд"‘п.
Коэффициент полезного действия по при-
веденным выше формулам относится к часто-
те вращения ЦВД и ЦСД и=50 с-1. Для ча-
сти низкого давления значения (т]"'п)* при-
ведены выше также для ц=50 с-1.
При частоте п=25 с-1 эти значения к. п. д.
должны быть скорректированы согласно ука-
заниям § 4-3.
1 См. сноску па с. 23.
Потери давления в паровпуске от параме-
тров перед стопорным клапаном до входа
в первую (или регулирующую) ступень при
полном открытии клапанов принимаются рав-
ными:
Др0= (0,04^-0,05) р0.	(1 -13>
В аэродинамически отработанном выход-
ном патрубке диффузорного типа при перегре-
том и слабо влажном паре (рк<0,05) для осе-
радиальной конструкции можно в первом при-
ближении принять восстановление давления
Pk<P2z и увеличить теплоперепад ЦНД па
Д/г=О, 1=0,2Д/гв.с.	(1-14)
При значительной влажности пара pK=p2zr
где рчг — давление пара за последней сту-
пенью.
Эффективность внешнего сепаратора и по-
тери давления в нем зависят от конструкции-
сепаратора и его размеров.
Потери давления в сепараторе от выхода
из ЦВД до выхода из сепаратора Др/рразд=-
=2-4-5% (большее значение соответствует
меньшему давлению рразд), а с учетом дроссе-
лирования в клапанах добавляются потери:
Ар /Рразд— 1	% •
Обычно сепарация заканчивается с конеч-
ной влажностью р2=0,005-М),020. Иногда для
характеристики эффективности сепарации
ИСПОЛЬЗуЮТ коэффициент Г]сеп:
Следует учесть, что увеличение влажности
на каждые 0,01 снижает к. п. д. на Дт^/тр,^
^0,32 %.
Если применяется промежуточный пере-
грев, то обычно для уменьшения потерь дав-:
лсния и большей компактности сепаратор и
пароперегреватель объединяются (см. § 4-4).
Тогда потери давления от выхода из ЦВД да
входа в ЦНД (с учетом дросселирования-
в клапанах) Др/рра3д=8%, а при двухступен-
чатом перегреве Др/рразд=9%• Если при быст-
ром сбросе нагрузки превышение частоты вра-
щения без отсечки парового объема СПП не-
окажется чрезмерным, то запорная и отсечная
арматура перед ЦНД не устанавливается (см.
§ 6-3) и соответственно потери давления
AplPpaw на 1—2% оказываются ниже, чем
в схемах с арматурой.
В табл. 1-4 приведены некоторые характе-
ристики турбин насыщенного пара (р0=-
=6,5-4-7 МПа; рразд=0,15 ро; рк=5 кПа) и
данные о том, как влияет изменение некото-
рых характеристик на к. п. д. установки
[61, 75].
24
Таблица 1-4
Данные к расчету тепловых схем турбин насыщенного пара (р0 = 6,4 МПа, рк = 5 кПа)
Наименование	Номинальное значение	Отклонение	Дт)э/7]э, обусловленная отклонением
Потери давления в паровпускных органах	Ар/ро = 4—5%	+ 1%	—0,15%
Потери давления1 от выхода из ЦВД до входа в ЦНД (без клапанов): только сепаратор сепаратор-перегреватель (перегрев паром начальных парамет- ров) сепаратор-перегреватель (перегрев отборным паром) и от- дельно перегреватель паром началь- ных параметров	Ар/Дразд — 2,7%; А/* / Дразд = 6°/° (при /?разд <0,2 МПа) Ар/Дразд=3,3% Ар/Рразд — 4,7%	+ 1%	От —0,12% (при /-фазд=0,1 МПа) до —0,14% (при ^разд=2 МПа)
Дополнительные потери в клапанах пе- ред ЦНД	А Р/Рразд = 1 > 0%		
Эффективность промперегрева: одна ступень перегрева паром на- чальных параметров двухступенчатый перегрев свежим и отборным паром	Без промперегрева	С промпере- гревом	+ 1,3%
	Недогрев А/ = 15°С	А (Д/) = 3°С	—0,02о/о при Аразд=0,1 МПа; —0,03% при /’разд==0,5 МПа; —0,04% при /7разд = 1 МПа; —0,06% при Дразд = 2 МПа
	Без перегрева отборным паром Недогрев Lt = 15°С	С перегре- вом А (ДЦ = 3°С	+0,5% —0,02% при /’разд = 0,1 МПа; —0,025% при /’Разд = 0,5 МПа; ’ —0,032% при /фа3д= 1 МПа; —0,05% при дРазд=2 МПа
Потери давления на линии промперегре- ва от паропровода до промперегрева- теля	Ар/Д0 = 1.5%	1%	—0,01%
Изменение температуры подогрева воды	tn Б = 215°С	—5*С	—0,41%
Изменение числа отборов на регенера- тивный подогрев воды	2р= 6	+ 1 —1	+0,25% —0,3%
1 Опыт эксплуатации многих агрегатов показал, что потери давления от выхода из ЦВД до входа в ЦНД с учетом клапанов доходят до
LPiP } — Ю%, а в ряде случаев еще выше.
Примеры подробных расчетов тепловых
схем турбин насыщенного пара имеются
в [46]. Некоторые итоговые данные расчета
тепловой схемы турбин Рэ=500 МВт приведе-
ны на рис. 1-11,а.
Детальная методика предварительной оценки
экономичности паровых турбин
При расчетах экономичности турбин и турбинных
установок, сравнении различных вариантов широко ис-
пользуется методика, разработанная фирмой ДЭ. Эта
методика предназначена для предварительного опре-
деления характеристик проектируемых мощных паро-
вых турбин, работающих насыщенным и слабоперегре-
тым (до t0—60s=55°C) паром при частоте вращения
п=30 с-1 [75]. Для определения экономичности всей
турбинной установки и расчета тепловой схемы ис-
пользуется методика фирмы ДЭ для обычных электро-
станций [7, 147].
Методикой можно пользоваться для определения
характеристик турбины как при расчетном, так и
при переменном режимах, т. с. при измененных рас-
ходах пара, отклоненных начальных параметрах, пере-
менном конечном давлении, отключении верхнего по-
догревателя.
Методика базируется па конструктивных решениях,
применяемых фирмой ДЭ для тихоходных турбин
АЭС (см. § 5-4), причем предполагается, что кон-
струкция турбины, се проточной части и других ее
элементов подчиняется требованию наивысшей тепло-
вой экономичности. Методика составлена на основе
испытаний натурных турбин, модельных и лаборатор-
ных исследований.
Конструктивными данными, необходимыми для рас-
чета, являются: схема турбины, т. е. число цилиндров
и потоков в них, диаметр регулирующей ступени (при
25
Таблица 1-5
Порядок расчета турбин для предварительной оценки экономичности
Наименование	чвд	чед			ЦНД		
Определение потерь давления	по рис. 1-12	по табл. 1-6			по табл. 1-6		
Состояние пара: на входе на выходе Базовый к. п. д. Поправка на Geu0 Учет влажности Поправка на размеры регу- лирующей ступени и откры- тие клапанов Отклонение конечной точки процесса при /?к^5,1 кПа Выходные потери	влажный, сухой насы- щенный пар, перегретый влажный да* Йу по рис. 1-14,а fep ст по рис. 1-15 Д/г„.с по рис. 1-16,а	перегре- тый перегре- тый по рис. 1	перегре- тый СНП1 -13,а	сухой насы- щенный пар или влаж- ный влажный по рис. 1-13,6" и в по рис. 1-13,г k„ по рис. Уо	г 1-14, б и в А^В.С по рис. 1-16, а	перегретый перегретый (О по рис. Дгк по рис. 1-17 ^вых по рис. 1-16,б	перегре- тый СНП1 * 1-13,а	влажный или сухой насыщен- ный пар влажный 01*oi)o по рис. 1-13,б и в по рис. 1-13,г ky0 ПО рис. 1-14,6" и в Дг’к по рис. 1-17 и формуле (1-23) ^вых по рис. 1-16,6") и формуле‘(1-26
1 Отсек турбины до линии насыщения.
сопловом парораспределении), типоразмер последней
ступени конденсационной турбины, число ступеней
с применением влагоудаления с Зубчиковыми лопат-
ками (см. § 3-3).
Для расчета необходимо знать расход пара через
турбину, обеспечивающий заданную мощность (опреде-
ляется итерацией по расчету тепловой схемы), на-
чальные (перед стопорным клапаном) параметры пара,
схему сепарации и промперегрева и температуру пара
после промперегрева /Пп, давление пара перед сту-
пенями ЦНД (в турбинах фирмы ДЭ это давление
равно примерно 1,4 МПа и определяется, с одной сто-
роны. оптимизацией разделительного давления, с дру-
гой — использованием унифицированных проточных
частей ШЩ) и давление в конденсаторе ри.
В связи с тем что турбина проектируется на про-
пуск пара, па 5% превышающий расход, необходимый
для обеспечения номинальной мощности, то расчетным
режимом является режим G0=G0o/1,05=0,9524 Goo, где
Goo — расход пара, обеспечиваемый полностью откры-
тыми регулирующими клапанами при номинальных на-
чальных параметрах. Для расчета тепловой схемы,
естественно, необходимо знать /п.в, число и места от-
боров и т. п.
Расчет проводится в последовательности, при ко-
торой определяются:
потери давления в паровпускных органах;
экономичность цилиндра высокого давления;
потери давления от ЦВД до входа в проточную
часть ЦНД;
экономичность проточной части ЦНД без учета
выходных потерь в предположении номинального дав-
ления в конденсаторе рк=5,1 кПа;
выходные потери;
уточняется конечная точка процесса с учетом рас-
четного давления рк.
Экономичность отсеков турбины учитывает следую-
щие факторы:
а)	объемный пропуск пара; от объемного пропуска
пара при заданном диаметре, обратно пропорциональ-
ном частоте вращения, зависят размеры облопачива-
ния, потери в решетках, потери от утечек и трения ди-
ска, т. е. к. п. д. Для частоты вращения «=25 с-1
вместо применяемой фирмой ДЭ частоты «=30 с-1
значения Gv в графиках этого параграфа пересчитаны
/30 V
в отношении (Gu)25 = (Gu)30 ( rjg" j ’
б)	влажность пара; при этом предполагается, что
в ступенях ЦНД, работающих влажным паром, имеется
периферийное влагоудаление;
в)	окружная скорость; для ЦВД учитывается
окружная скорость регулирующей ступени, которая
при принятом для расчетного режима отношения ско-
ростей и/сф=0,5 определяет теплоперепад этой сту-
пени.
Методика расчета сведена к использованию се-
рии графиков и ряду простых формул и представлена
здесь с некоторыми упрощениями. Следует подчерк-
нуть, что прямое использование методики фирмы ДЭ,
даже пересчитанной на «=25 с-1, для конструкции
других заводов может привести к существенной по-
грешности в определении экономичности турбины. По-
этому предлагаемая методика рекомендуется только
для сравнительных расчетов и оценок. Естественно, рас-
чет проводится по is-диаграммам, построенным (для
влажного пара) в предположении термодинамически
равновесного состояния.
Для расчета вся конденсационная турбина разби-
вается на несколько частей (цилиндров), как правило,
на ЦВД и ЦНД (или, реже, па ЦВД, ЦСД и ЦНД).
Если на входе в цилиндр (часть) нар перегретый, то
рассматриваются в данном цилиндре два отсека: пер-
вый — от начального состояния до пограничной кривой
х=1,0 (здесь не учитываются потери от влажности и
выходные потери); второй отсек — от линии насыще-
26
для режима 6о/6оо—0.9524 они составляют Лр/ро=
=0,0486; для других расходов пара и переменных на-
чальных параметров определяются по рис. 1-12 в за-
висимости от эквивалентного расхода:
ния до конечного давления. Для каждого отсека пара-
метры на входе имеют индекс 0, на выходе — индекс 2.
Порядок расчета приведен в табл. 1-5.
Потери давления в стопорном и регулирующем
клапанах при их полном открытии принимаются рав-
Рис. 1-12. Потери давления в паровпускных органах
ЦВД в зависимости от эквивалентного расхода пара G,
если открыты два регулирующих клапана и более.
V p0/v0
(1-17)
где индекс 00 соответствует режиму, обеспечивае-
мому полностью открытыми клапанами.
Кривой на рис. 1-12 можно пользоваться только
при режимах двух или более открытых клапанов. При
режиме одного частично или полностью открытого кла-
пана, так же как при дроссельном парораспределении,
потери давления рассчитываются по формулам пере-
менного режима, см. § 2-5 и [57, 69].
Экономичность ЦВД определяется по формуле
76ВД = W) * Мр-ст— £в.с;	(1-18)
здесь	—к. п. д. проточной части ЦВД при ра-
боте на перегретом паре и без учета потерь с выходной
скоростью. Этот к. п. д. определяется для режима
0,85
0,80
0,75
0,92
12 МПа
S 12 18 24 К 60 90 120 180 240 420 600900-Ю3м3/ч' 0 0,5 1 1,5 2 3	4	5 6	7 8	9 Ю
0,65'
* I
О,Si
0,90
0,89
0,86
0,87
0,86
							I । 	 Рп/Р?=1-						
г~												
	—				—			г/,5				
"1=				—				-2 -2.5			—	
				=				- 3 - 4		—		
	у							- 6				
	X							~ 10				
		—										
								20				
								~ 50				
		рк~5,1кПа										
												
												Ро
0,5
О 0,05 0,1	0,2
м в) °’"
1,00
0,99
0,96
0,97
0,96
0,95
0,94
0,93
0,92
0,9/
0,90
0,89
0,66
0,87
														
	0	По/	Р2-	-IUUU										
																
,7^		<ГП												
														
/0								——						
														
														
г	4/													
2 2 ? 7								—						
	Л' / к							—						
														
	<!?													
														
L	/													
	1 \													
1	1													
Г	/													
														
														
								—						GdVo
														
МПа ’	9 1Z 18 29 42 60 90 120 180 290 420 600 900 Ю"3/ч
Рис. 1-13. Базовый к. и. д. без учета выходных потерь для расчета частей (отсеков) паровых турбин при п = 25 с-1,
о—для ЧВД или отсеков ЧСД и ЦНД при работе перегретым паром к. п. д. (т]*0<)п.п в зависимости от G0t>0— объемного пропу-
ска пара па входе в отсек и отношения давлений р0/Рг до и за отсеком. Для ЧВД используется при полностью открытых регули-
рующих клапанах; б и в — для ЧСД и ЦНД или их отсеков, когда на входе пар сухой насыщенный, объемный пропуск на
входе Gcoc^40 • 105 м3/ч, (T]*oi)o в зависимости от р0 — давления пара перед отсеком и Ро/Рг — отношения давлений до и за отсе-
ком; ----------конечное давление р2=рк=5,1 кПа; г — уменьшение (T]*oi)o, определяемое по рис. 1-13,6, при Gone<40  105 м3/ч.
27
Рис. 1-14. Поправки к. п. д. отсека па влажность,
а — поправочный коэффициент fey для ЧВД в зависимости от началь-
ного давления ра и средней влажности г/ср; б, в — поправочный ко-
эффициент fey0 для ЧСД, ЦНД или группы ступеней, если на входе
в отсек пар не насыщенный, а влажный, в зависимости от начального
давления р0 и отношений давлений рУрг до и за отсеком;-------—
р2=рк = 5,1 кПа.
с полностью открытыми клапанами в зависимости от
объемного пропуска пара на входе в турбину Go^o и
отношения давления Ро/р2 ДО и за ЦВД по рис. 1-13,а.
Если ступени ЦВД или хотя бы часть из них работа-
ют влажным паром, то вводится по рис. 1-14,а по-
правка на среднюю влажность /гу<1. Эта поправка
зависит от средней влажности:
У о + У 2 п i
2	’
(1-19)
где У2 — влажность в конце расширения пара в ЦВД, а
Н™/Нi учитывает, какая доля использованного тепло-
перепада ЦВД перерабатывается ступенями па влаж-
ном паре, т. е. ниже липни насыщения. Кроме того,
ky зависит также от начального давления р0. Однако
влияние р0 в реальном диапазоне используемых зна-
чений ро мало ощутимо.
При сопловом парораспределении с четырьмя ду-
гами подвода пара, которые при впуске могут объ-
единяться, вводятся поправки &р.Ст. Эти поправки по
рис. 1-15 учитывают: ku — отклонение окружной ско-
рости регулирующей ступени от номинальной ир.ст=
= 152 м/с и тем самым изменение расчетного тепло-
перепада регулирующей ступени; /гц — эквивалентный
расход пара G по (1-17) и 1гЁ —влияние отношения
давлений в ЦВД ро/рг- Поправка на работу регули-
рующей ступени находится как произвсднис коэффи-
циентов:
Йр.ст - kukJiQ.
Потеря с выходной скоростью в ЦВД определяется
по рис. 1-16, а в зависимости от давления р2 за ЦВД.
Относительная величина этой потери с = Д^в.с/
где /7ОЦВД — располагаемый теплоперецад ЦВД.
Потери давления между цилиндрами с учетом
прохождения пара через сепаратор, промперегреватель
и отсечные клапаны определяются по табл. 1-6.
Для части среднего давления, работающей пере-
гретым паром, к. п. д. определяется так же, как для
ЦВД, но без учета влияния регулирующей ступени и
поправки па влажность.
Для ЧСД или отсека ЧСД, когда па входе пар
влажный или сухой насыщенный, к. п. д. подсчиты-
вается по формуле
^oz ~ (V*oi)o^o (1	^0£/о)	бй.с*	(1-20)-
Здесь к. п. д. (т]*0г)о не учитывает потери с вы-
ходной скоростью и предполагается, что пар па входе
сухой насыщенный, а объемный пропуск на входе
Got>o>40-106 м3/ч (для /г=25 с-1); (r]*oi)o определяет-
ся по рис. 1-13,6 пев зависимости ог начального
(перед отсеком или ЧСД) давления р0 и отношения
давлений Ръ/р2- Поправка /го по рис. 1-13,г учитывает
влияние объемного пропуска пара па входе, т. е.
влияние размеров облопачивапия первой ступени. По-
правка k по рис. 1-14,6 и в определяется в зави-
симости от начального давления и отношения давлений.
Потеря с выходной скоростью принимается по
рис. 1-16, а.
Для цилиндра низкого давления, работающего пе-
регретым паром, к. п. д. без учета выходной потери
/гвых определяется по рис. 1-13,а. Выходная потеря
Лных находится по рис. 1-16,6 в зависимости от осе- \
вой составляющей выходной скорости из последней
ступени:
где GK — расход пара через последнюю ступень; цк —
удельный объем пара в конце процесса расширения
28
Рис. 1-15. Поправки на к. п. д. части высокого давле-
ния, учитывающие работу парораспределения /гр.Ст=
= kukzkG-
а — поправочный коэффициент ku, учитывающий окружную
скорость регулирующей ступени и отношение давлений pdpi до
и за ЧВД; б — коэффициент /ге в зависимости от эквивалентно-
го расхода G и отношения давлений polp2 до и за ЧВД; в — по-
правка k(;, учитывающая окружную скорость регулирующей
ступени и эквивалентный расход G.
(без учета йвых); Q=n<i2Z2— кольцевая площадь ло-
паток последней ступени.
При отклонении конечного давления от поминаль-
ного рк=5,1 кПа конечная энтальпия уточняется на
величину AiK0 с помощью графика на рис. 1 17.
Если на входе в ЦНД пар перегретый, а па вы-
ходе влажный, то для отсека до линии насыщения
определяется к. п. д. по рис. 1-13,а, а от линии насы-
щения сначала находится к. п. д. без учета выходных
потерь в предположении, что рк=5,1 кПа. Для этого
случая
n*oi=(T]*oi)o^o;
здесь (11*о г) о принимается по рис. 1-13,6 и в п вво-
дится поправка /г0 по рис. 1-13,г на объемный про-
пуск в начале процесса. Если перед ЦНД пар влаж-
ный, то по рис. 1-14,6 и в находится поправка
К. п. д. без учета выходных потерь и в предположе-
нии /7к—5,1 кПа равен:
=	Vo)' С1'22)
Рис. 1-16. Выходные потери.
а — для ЧВД и ЧСД в зависимости от конечного давления р2:
б — для ЦПД в зависимости от осевой составляющей выходной
скорости с2а, определяемой по (1-21), а для влажного пара
с учетом (1-26).
Далее учитывается влияние рк на состояние пара
в конце расширения (без учета выходных потерь):
AZk—AikqE,
(Е23)
где	У=0,87(1—//)(1—0,65#)^0,87—l,43t/;	(1-24)
Ай<о принимается по рис. 1-17; здесь у — в конце про-
цесса расширения при рк—5,1 кПа и без учета вы-
ходных потерь.
После уточнения конечной точки процесса нахо-
дится i2 по формуле
Ц = ie — ^?HVoi"+ Дгк>	(!*25)
где — располагаемый тсплоперепад ЦНД до р^~
Рис. 1-17. Уточнение параметров пара в конце расшире-
ния в ЦНД при отклонении конечного давления рк от
номинального значения рк = 5,1 кПа.
29
Таблица 1-6
Потери давления в тракте сепаратора-
промперегревателя дла турбин Рэ>200 МВт*
Наименование	Только сепара- тор	Сепаратор и одно- ступенча- тый пром- псрегрев	Сепаратор и двухсту- пенчатый промпере- грев
Потери давления (%) основ- ного потока между ЦВД ЦНД:			
от выхода из ЦВД до входа в сепаратор	0,7	0,7	0,7
в сепараторе	1,9	1,1	1,1
в перво;! ступени пром- перегрева	—	1,8	1,3
во второй ступени пром- перегрева	—	—	1,5
от выхода из СПП до отсечных клапанов	1,1	1,1	1,1
в отсечных клапанах до входа в первую сту- пень ЦНД	3,3	3,3	3,3
Всего Потери давления (%) грею- щего пара:	6,838	7,768	8,689
свежий пар — до входа в ПП	—	0,7	0,7
отборный пар до вхо- да в ПП	—	—	0,7
от входа в ПП до вы- хода из него	—	0,8	0,8
Эффективность сепаратора Температурная разность ПП:	100%	100%	100%
перегрев отборным па- ром	—	—	14°С
перегрев свежим паром (при G = 0,9524)			14°С	14°С
* По данным фирмы ДЭ.
=5,1 кПа; т)*Ог определяется по формуле (1-22),
a AiK — по формуле (1-23). При расчетных рк и i2
по (1-25) определяются удельный объем пара v2 и
влажность у2. Затем по рис. 1-16,6 определяются вы-
ходные потери (сухие) ^вых в зависимости от с2а
по (1-21). Окончательно выходные потери находятся
по формуле
<	= '•»”'°-87 0-й) (1-0.65!/,) =
=	(0,87- 1,43//,).	(1-26)
Следует учесть, что выходные потери, определяе-
мые по рис. 1-16,6, отвечают только конкретным кон-
струкциям тихоходных (на п=30 с-1) турбин фирмы
ДЭ со следующими размерами последних лопаток:
/2, мм		2, М2
889	3,14	7,8
965	3,35	9,8
1092	3,07	11,5
Если скорость с2а превышает скорость звука, то
выходные потери возрастают, так как перепад давле-
ния от р», отвечающего с2а—а*, до рк в ступени не
используется [69].
В турбинах фирмы ДЭ в последних ступенях при
давлениях ниже р=0,4 М.Па и влажности у>0,04 при-
меняются зубчиковыс лопатки, которые, по данным
фирмы, позволяют удалить заметную часть влаги. По
методике это влагоудаление должно учитываться при
определении конечной точки процесса и выходных по-
терь ЦНД. Детально этот вопрос рассматривается
в § 3-3.
Потери от утечек через концевые уплотнения и
штоки клапанов, механические потери и потери в элек-
трическом генераторе существенно зависят от конкрет-
ных конструктивных решений, в частности от частоты
вращения. Данные об этих потерях для турбин, вы-
пускаемых заводами СССР, можно найти, например,
в [69]. По [75] для /г=30 с-1 механические потери
составляют примерно 0,4%; потери в электрическом
генераторе при номинальном режиме равны примерно
1,1%, мало меняясь вплоть до 0,35 Рномэ, в то же
время они зависят от способа охлаждения.
1-4. КОМБИНИРОВАННАЯ ВЫРАБОТКА ТЕПЛА
И ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ
Общие принципы
Наиболее эффективным способом ком-
плексного использования топлива, как извест-
но, является комбинированная выра-
ботка тепла и электроэнергии.
Темпы строительства теплоэлектроцентралей
(ТЭЦ) в крупных промышленных центрах
страны, недостаток органического топлива
в европейской части СССР, тенденция к повы-
шению цеп на органическое топливо в этих
районах, забота о защите окружающей среды,
в частности требования предотвращения за-
грязнения воздуха в больших городах, — все
это стимулирует использование ядерного го-
рючего и для снабжения тепловых потреби-
телей.
Один из возможных путей этого снабже-
ния— непосредственное использование тепла
реактора — прогнозируется в основном для
промышленных потребителей. Рассмотрение
этого способа выходит за рамки книги
Другой, к тому же во многих случаях наи-
более экономически целесообразный путь,—
создание атомных теплоэлектроцен-
тралей (АТЭЦ).
Комбинированная выработка тепловой и
электрической энергии на атомных теплоэлек-
троцентралях связана с рядом особенностей
и специфических требований.
1.	Пар и горячая вода, поступающие
с АТЭЦ, не должны содержать радиоактив-
ных примесей.
2.	Для обеспечения радиационной безопас-
ности должны быть выдержаны санитарные
нормы по допустимому расстоянию от АТЭЦ
до потребителей (предприятий, населенных
пунктов).
3.	Если надежность электроснабжения
определяется энергосистемой в целом, то бес-
перебойность в подаче тепла зависит обычно
30
от одной электростанции, к которой потреби-
тель подключен. Для повышения надежности
теплоснабжения от АТЭЦ возможно несколь-
ко решений:
сооружение резервного реактора, что зна-
чительно дороже, чем установка резервного
котла на ТЭЦ;
использование на АТЭЦ нескольких реак-
торов относительно небольшой мощности с та-
ким расчетом, чтобы остановка одного из них
приводила лишь к незначительному (на 10—
15%) недоотпуску тепла в период максималь-
ных тепловых нагрузок. Это обычно допусти-
мо из-за непродолжительности таких режи-
мов. Такое решение для АТЭЦ является более
дорогим, чем для ТЭЦ, вследствие более су-
щественной зависимости удельных капиталь-
ных вложений от единичной мощности обо-
рудования;
установка на АТЭЦ двух-трех мощных
бло-ков с относительно небольшой долей пара,
отбираемой на теплофикацию. При остановке
одного из них на остальных блоках может
быть снижена электрическая нагрузка, а по-
лучающийся на этих блоках избыток пара
использован для покрытия дефицита в тепло-
вой энергии. На обычных ТЭЦ такое решение
не принимается, так как оно повлекло бы за
собой ухудшение санитарных условий, услож-
нило выбор площадок для ТЭЦ. Кроме того,
в турбинах с отборами имеются дополнитель-
ные потери от дросселирования, что снижает
их экономичность. Учитывая отрицательные
стороны других способов резервирования,
можно считать, что на АТЭЦ такое решение
окажется приемлемым, особенно при необхо-
димости удаления АТЭЦ от потребителей по
санитарным соображениям.
4.	В связи с существенно большей, чем для
ТЭЦ, зависимостью стоимости оборудования,
строительных работ и защиты от единичной
мощности блока технико-экономические рас-
четы показывают, что АТЭЦ предпочтительнее
ТЭЦ при расчетном отпуске тепла более
5000—7000 ГДж/ч [27].
5.	Ввиду существенно большей составляю-
щей капитальных вложений и меньшей топ-
ливной составляющей в стоимости вырабаты-
ваемой энергии па атомной электростанции по
сравнению с ТЭЦ для АТЭЦ предпочтительна
работа реактора с постоянной нагрузкой,
В связи с этим может оказаться целесообраз-
ным специфический режим работы турбин
АТЭЦ — с постоянным расходом пара и пере-
менной электрической мощностью, зависящей
от тепловой нагрузки, по крайней мере в до-
вольно широком диапазоне режимов. Отме-
тим, что па ТЭЦ [9, 69], наоборот, в широком
диапазоне режимов электрическая и тепловая
нагрузки независимы.
Выбор типа реактора
Из распространенных в настоящее время
типов энергетических реакторов не будем по-
ка рассматривать АТЭЦ с ВНР из-за недоста-
точного опыта их промышленной эксплуа-
тации.
Одноконтурные схемы АТЭЦ с реакторами
ВВРк и ВГРк требуют выполнения промежу-f
точного контура по сетевой воде, что не толь-
ко заметно повышает стоимость электростан-
ции, по и усложняет эксплуатацию. Для полу-
чения же пара, идущего на технологические
нужды, нужны специальные паропреобразова-
тели. В то же время надо отметить достоин-
ство канальных реакторов ВГР, не требующих
остановки для перегрузки горючего. Если
остальное оборудование АТЭЦ и в первую
очередь турбина имеют длительную межре-
монтную кампанию, скажем, не менее трех
лет, то на АТЭЦ с ВГР упрощается решение
вопроса о резервировании. Дополнительные
преимущества для АТЭЦ будет иметь исполь-
зование реакторов ВГР с начальным перегре-
вом пара.
Все же в настоящее время для основных
районов размещения мощных АТЭЦ может
идти речь в первую очередь о двухконтурных
схемах, в которых относительно просто орга-
низуется защита от попаданий радиоактивных
примесей в тепловую сеть. Особенно легко
обеспечивается эта защита на АТЭЦ с газо-
охлаждаемыми реакторами, где давление теп-
лоносителя ниже давления пара на входе
в турбину, что практически исключает его ра-
диоактивное загрязнение. На АТЭЦ с реакто-
рами ГГР возможен отпуск пара непосредст-
венно из отборов турбин.
Эффективность теплофикации увеличивает-
ся с возрастанием параметров пара перед тур-
биной. Сопоставление установок с характер-
ными начальными параметрами пара
12,7 МПа, 540°С для обычных ТЭЦ и 6 МПа
(насыщенный пар) для АТЭЦ с ВВРд пока-
зывает, что на единицу отпущенного тепла
в первом случае вырабатывается электро-
энергии больше: в 2,3—2,5 раза при давлении
в отборе 1,5 МПа и в 1,5—1,7 раза при дав-
лении в отборе 0,2 МПа.
В [61] представлена одна из возможных
схем АТЭЦ с ГГРу. Однако в настоящее вре-
мя усовершенствованные газографитовые
реакторы не считаются перспективными. Для
будущего развития атомной теплофикации
более оптимистично можно говорить о высоко-
температурных гелиевых реакторах ГГРт.
В связи со сказанным выше наиболее
реально развитие АТЭЦ с двухконтурной схе-
31
мой и реакторами с водой под давлением
ВВРд*, см. также [109, 129].
Если речь идет о технологических потреби-
телях тепла, то надо учитывать, что в схемах
с ВВРд при нарушении плотности в парогене-
раторе возможно радиоактивное загрязнение
пара. Кроме того, пар из отборов турбин явля-
ется влажным и перед отпуском с АТЭЦ дол-
жен был осушен и дополнительно перегрет,
чтобы исключить выпадение влаги в тепло-
трассе. Перегрев отборного пара не только
усложняет схему, но и снижает тепловую эко-
номичность, поскольку для перегрева часть
тепла берется непосредственно из реактора.
Для АТЭЦ, снабжающих теплом теплофика-
ционного потребителя, эти трудности отпа-
дают.
Выбор коэффициента теплофикации
На АТЭЦ, снабжающих теплом потребите-
ля — систему отопления и горячего водоснаб-
жения, горячую (сетевую) воду потребитель
получает в результате нагрева в одном или
нескольких теплообменниках поверхностного
типа (бойлерах). Этот нагрев может осущест-
вляться как паром из отборов турбины, так и
паром от постороннего источника. Использо-
вание для этого специального реактора или
дополнительное нагружение основного реакто-
ра экономически неоправданно ввиду большой
-относительной стоимости реакторной части
АТЭЦ и неполного использования его в лет-
нее время. Для ТЭЦ на органическом топли-
ве пиковая тепловая нагрузка, т. е. обеспе-
чение теплового потребителя в наиболее
холодное время года, создается благодаря до-
полнительному нагреву сетевой воды в пико-
вом бойлере, питаемом от водогрейного котла.
Использовать отбор из турбины относительно
высокого давления в этом случае нецелесооб-
разно, так как мощность, вырабатываемая
этим паром, незначительна, а выигрыш в рас-
ходе топлива, зависящий главным образом от
этой мощности [9, 69], не покрывает дополни-
тельных капитальных затрат и недоиспользо-
вания оборудования ТЭЦ при остальных ре-
жимах работы.
Доля тепловой нагрузки, получаемой от от-
боров турбины, так называемый коэффици-
ент теплофикации aT3q = QTyp3/Q, харак-
теризует использование комбинированной вы-
работки тепла и электроэнергии в общем ба-
лансе потребления тепла.
* За рубежом имеется одна действующая АТЭЦ
г реакторами кипящего типа и ряд таких АТЭЦ за-
проектирован [130].
32
Для ТЭЦ обычно «тэц = 0,5-г- 0,6; для
АТЭЦ при переменной мощности реактора
адтэц=1, а при неизменной нагрузке реакто-
ра адтэц^=0,7, т. е. выше, чем для ТЭЦ (рис.
1-18) [27]. Это объясняется главным образом
большим влиянием мощности реактора и мень-
шей топливной составляющей в стоимости
вырабатываемой энергии.
При аАТЭЦ < 1 необходима установка на
АТЭЦ оборудования на органическом топли-
ве, системы его подготовки, храпения и т. д.1
1 Возможен вариант с установкой пикового котла
вне АТЭЦ — промежуточный между ТЭЦ и индиви-
дуальной котельной путь теплофикации.
Рис. 1-18. Отклонение расчетных затрат As на АТЭЦ от
минимума s в зависимости от коэффициента теплофика-
ции «АТЭц при различных методах расчета:
Asnep— при переменной и А$пост—ПРИ заданной неизменной
тепловой мощности реактора Рт. Расчеты выполнены для
Q=10 ТДж/ч; нижние кривые относятся для Asncp к стоимости
электроэнергии 3Э0=1 коп/(кВт • ч) и для Asn0CT к тепловой
мощности реактора Рт = 1550 МВт; верхние кривые — к Зээ=
= 1,2 копДкВт • ч) и Рт=4600 МВт.
Рис. 1-19. Принципиальная тепловая схема ВТИ турбин-
ной установки ТК-150/250-60 для АТЭЦ с ВВРд (две
турбины).
Б1, Б2 — основные бойлеры, ПБ— пиковый бойлер, П1—П7 —
подогреватели питательной воды, Рп б — давление пара на ПБ,
РТ1 — то же на Б1, рт2—то же на Б2, Д—деаэратор, 1, 2 —
вход н выход сетевой воды.
Это в некоторой степени усложняет эксплуа-
тацию электростанции. В связи с этим рас-
сматривается возможность разработки тепло-
фикационной турбины с аАТЭЦ =1 и питани-
ем пикового бойлера из отбора турбины.
Такая схема, разработанная ВТИ [13], показа-
на на рис. 1-19. Предполагается, что на один
реактор устанавливаются две турбины с мак-
симальной мощностью 250 МВт каждая, а на
АТЭЦ — несколько реакторов.
Выбор типа теплофикационной турбины
Как указывалось выше, для теплофика-
ционной турбины предпочтительна работа
•с примерно постоянным расходом пара, обес-
печивающим неизменную максимальную на-
грузку реактора. Сама же турбина может
проектироваться двух типов: обычного типа Т,
используемого на ТЭЦ, и с большой привя-
занной конденсационной мощностью типа ТК-
Турбина типа Т имеет большую долю теп-
ловой нагрузки, и при режимах наивысшей
тепловой нагрузки мощность, вырабатываемая
на базе теплового потребления, почти совпа-
дает с мощностью турбины, т. е. по существу
турбина при этом работает как турбина
с противодавлением. Через ступени ЧНД пос-
ле отбора пара на сетевой бойлер проходит
в этом режиме лишь небольшой расход пара,
необходимый для обеспечения надежности
юблопачивапия ЧНД. Очевидно, что такая
установка будет обладать наивысшей тепло-
вой экономичностью [69]. В то же время наи-
более дорогостоящая часть турбины — ЧНД,
а также конденсационное устройство * в тече-
ние года будут использоваться в недостаточ-
ной мере. Кроме того, опыт эксплуатации тур-
бин с большими высотами лопаток последних
ступеней показал их недостаточную надеж-
ность при режимах малых нагрузок. Влияние
СПП па экономичность установки при режи-
мах малого пропуска в ЧНД будет незначи-
тельным, а при определенных условиях даже
отрицательным. В то же время полностью
отказаться от СПП при этих режимах, види-
мо, нельзя, так как при этом резко возрастает
влажность в ступенях, предшествующих ЧНД.
В последних ступенях турбины, несмотря на
дросселирование перед ЧНД, влажность пара
при отказе от СПП может оказаться недопу-
стимой. При этом следует учитывать, что из-за
малых теплоперепадов в последней ступени
практически не будет работать в ней сепара-
ция влаги (см. § 3-1).
* В турбинах насыщенного пара части низкого
давления и конденсационное устройство составляют
гораздо большую долю стоимости всей установки, чем
в турбинах высоких начальных параметров (см. §4-1).
В турбине типа ТК при всех режимах че-
рез ЧНД проходит значительный пропуск па-
ра и даже при режиме наивысшей тепловой
нагрузки в ЧНД вырабатывается немалая
доля мощности. Установка с турбиной такого
типа в конечном итоге термодинамически бу-
дет менее экономична, так как мощность, вы-
рабатываемая на базе теплового потребления,
сокращается. В то же время отсутствуют рас-
смотренные выше трудности и недостатки, при-
сущие установкам с турбинами насыщенного
пара типа Т. Главным же достоинством блока
с турбинами ТК является возможность ис-
пользования АТЭЦ с меньшими тепловыми
нагрузками или повышение мощности реакто-
ра, что снижает капитальные затраты.
Для установки с турбинами типа ТК ВТИ
[13] предложена схема, приведенная на
рис. 1-19. Базовая тепловая нагрузка обеспе-
чивается нагревом сетевой воды в двух бой-
лерах (Б1 и Б2), питаемых из отборов турби-
ны. Такая ступенчатая схема, повсеместно
применяемая на отечественных ТЭЦ [9, 69],
дает при том же расходе пара через турбину
и той же тепловой нагрузке дополнительную
электрическую мощность. Один из этих отбо-
ров (или даже оба отбора) является регули-
руемым; давление его в широком диапазоне
изменения режимов поддерживается постоян-
ным.
При пиковых тепловых нагрузках подклю,
чается пиковый бойлер (ПБ), питаемый паром,
отбираемым из турбины. Следовательно, коэф-
фициент теплофикации аАТЭЦ=1. Этот отбор
находится за ЧВД, т. е. при рразд. В связи
с этим разделительное давление должно выби-
раться пе только с точки зрения экономично-
сти установки, как это делалось для АЭС (см.
§ 1-2), но и должно обеспечить требуемую
температуру сетевой воды.
По расчетам ВТИ, целесообразно, чтобы
в зависимости от режима при расчетной тем-
Рис. 1-20. Изменение полной электрической мощности
теплофикационной турбины Рэ и мощности на тепловом
потреблении Рт.а при “атэц — 1 в зависимости от тем-
пературы наружного воздуха £н.в-
3—580
33
пературе наружного воздуха £н.в=—26°С дав-
ление отбора на пиковый бойлер составляло
от 0,6 до 1,0 МПа. При этом оптимальным
является примерно равное распределение теп-
ловой нагрузки между пиковым и основными
бойлерами.
На рис. 1-20 показано изменение полной
мощности турбины Рэ и мощности, вырабаты-
ваемой на тепловом потреблении, Рт.п в зави-
симости от температуры наружного воздуха.
Как видно из графика, при наинизшей темпе-
ратуре (Д.в=—26°С) мощность турбины со-
ставляет 60% максимальной (летней) мощ-
ности.
Давление в отборах на основные бойлеры
зависит от режима и составляет для верхнего
отбора от 0,075 до 0,11 МПа, а для нижнего —
от 0,02 до 0,035 МПа. Максимальные значе-
ния этих давлений характерны для холодного
времени года, минимальные — для /н.в=0°С.
Из графика рис. 1-20 видно, что даже при
режиме с наинизшей расчетной температурой
наружного воздуха разница между мощностя-
ми Рэ и Рт.п довольно велика, и следователь-
но, в ЦНД проходит много пара. В связи
с этим выработка электроэнергии на базе теп-
лового потребителя в течение года составляет
всего 26% общей выработки электроэнергии,,
что существенно меньше, чем на обычных
ТЭЦ.
В настоящее время на УТМЗ разрабаты-
вается турбина типа ТК максимальной мощ-
ностью 500 МВт. Наибольшая мощность при
работе по тепловому графику составляет
400 МВт. Для этой турбины возможны два ва-
рианта питания пикового бойлера: от отбора
турбины на ЦВД, т. е. с аЛТЭЦ =1, и от водо-
грейного котла на органическом топливе
с а атэц = [10].
В настоящее время в эксплуатации кроме
Билибинской АТЭЦ (СССР) с ВВРд и
с турбинами Ро=12 МВт и Q=60->-
100 ГДж/ч находятся АТЭЦ «Агеста» (Шве-
ция) с ВВРк, Ps= 10 МВт и Q=
=230 ГДж/ч и опытно-промышленная уста-
новка в США. Упоминается проект АТЭЦ
с ВВРк для г. Стокгольма конденсационной
мощностью Рэ=1000 МВт и отбором пара для
дальнего теплоснабжения, «Берзебек 3»
(Швеция) той же электрической мощности и
Q=3400 ГДж/ч, АТЭЦ «Хельсинки» Рэ—
= 1000 МВт и Q=4200 ГДж/ч, АТЭЦ с ГГРт
«Кирхгартхаузен» (ФРГ) с Рэ=1100 МВт и
Q=2100 ГДж/ч [130].
ГЛАВА ВТОРАЯ
ТЕРМОАЭРОДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ
И РАБОТА ТУРБИНЫ ВЛАЖНЫМ ПАРОМ
Основные зависимости для определения
размеров и экономичности турбинных ступе-
ней, оптимальные характеристики этих ступе-
ней при работе перегретым паром, примеры
выполнения ступеней и всей проточной части
турбины подробно рассмотрены в литературе,
в частности в учебнике по паровым турбинам
А. В. Щегляева [69]. Во многих книгах, см.
например [20, 93], имеются сведения о тур-
бинных решетках, образующих турбинную
ступень, о путях их профилирования.
В данной главе рассматриваются особен-
ности работы турбины и ее элементов влаж-
ным паром и те общие вопросы термоаэроди-
намического расчета проточной части и тур-
бины в целом, которые играют особую роль
в конструировании агрегатов насыщенного
пара и которые необходимы для последующе-
го анализа конструкций турбин АЭС.
2-1. ОСНОВНЫЕ ТЕРМОАЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ
ХАРАКТЕРИСТИКИ ВЛАЖНОГО ПАРА
В большинстве ступеней турбин насыщен-
ного пара, а также в последних ступенях
конденсационных турбин перегретого пара
процесс расширения проходит ниже погранич-
ной кривой (см. рис. 1-7). Таким образом,,
в этих ступенях рабочим телом является двух-
фазная среда, включающая как паровую, так
и жидкую фазу одного вещества — воды.
Практически в турбинных ступенях большую,
а часто подавляющую часть составляет паро-
вая среда. Жидкая фаза во влажном парс мо-
жет находиться в мелкодисперсном состоя-
нии— в виде тумана, в крупнодисперсном со-
стоянии — в виде капель и, наконец, в виде
пленки, движущейся по твердым поверхностям
профилей лопаток, стенок и т. д., а также
в виде струй, срывающихся с этих поверхно-
стей.
Дисперсность влаги характеризуется раз-
мером капель, и так как в общем случае
в данном объеме имеются капли разного раз-
мера, то под размером понимают некоторый,
средний диаметр d. Двухфазная среда может
находиться в состоянии устойчивого термо-
динамического равновесия и в состоянии вре-
менного метастабильного равновесия, а также
в состоянии фазового перехода — конденсации
или испарения.
34
Рис. 2-1. Процесс расши-
рения пара в ру-диа-
грамме.
0-1 — линия изоэнтропийного
расширения перегретого па-
ра; 1-2 — линия изоэнтропий-
пого расширения в предпо-
ложении термодинамическо-
го равновесия; 1-3 — то же
в предположении полного
переохлаждения.
В отличие от перегретого пара во влажном
паре в равновесном состоянии давление р и
температура t не являются взаимно независи-
мыми параметрами, так как температура пара
равна температуре насыщения ts и однозначно
определяется давлением ts=t(p).
Термодинамическим параметром влажного
пара является влажность у, характери-
зующая относительную массу жидкой фазы
в определенном объеме среды *:
(2-1)
и tn m -{- m"	'
или сухость х=1—у.
Для анализа процессов, происходящих
в турбинной решетке, принципиально важно
знать, какой пар на входе в решетку: перегре-
тый или влажный. Если процесс начинается
от состояния пара выше пограничной кривой
х=1 (рис. 2-1), а заканчивается ниже ее, то,
как правило, при расширении пара в решетке
конденсация де успевает произойти. Такой
процесс происходит без возникновения жидкой
фазы, без выделения скрытой теплоты испа-
рения; температура пара ниже, чем темпера-
тура насыщения при давлении в потоке, т. е. он
переохлажден. Это связано с большими ско-
ростями расширения пара, характеризуемыми
величиной
р=- —	(2-2)
г р dz >	'	'
где т — время.
Обозначив da — дифференциал длины
в осевом направлении, получим:
(2-3)
г р da dz	р да	v '
где da)dx=^ca — осевая скорость потока.
Если предположить процесс расширения
изоэнтропийным, то в рц-диаграмме (рис. 2-1)
он будет проходить сначала от состояния ро
и t0 (точка 0) до линии насыщения х=1 и
давления pi (точка 1) по изоэнтропе 0-1, за-
тем до давления р2 не по изоэнтропе 1-2, со-
ответствующей равновесному состоянию, а по
* Здесь и далее все параметры и характеристики
жидкой фазы обозначаются штрихом, а паровой фа-
зы— двумя штрихами.
изоэнтропе 1-3 при метастабильном состоянии
пара, что приводит к большему снижению
температуры по сравнению с процессом по
изоэнтропе 1-2, т. е. t3<t2. Здесь t2=ds=t(p2).
Разность температур &t=ts—13 называется
переохлаждением. Еще в опытах
А. Стодолы было получено переохлаждение
до Д/=15-^-25°С, а в экспериментах МЭИ на
сверхзвуковых соплах до А/=30^-45°С. Мерой
неравновесиости может быть также степень
перенасыщения p2/ps, т. е. отношение давле-
ния р2 к давлению насыщения ps при задан-
ной температуре плоской поверхности раздела
фаз.
Перенасыщенный (переохлажденный) пар,
находясь в метастабильном состоянии, в про-
цессе возникновения жидкой фазы перейдет
в термодинамически равновесное состояние.
Конденсация в потоке происходит на мо-
лекулярном уровне в результате спонтанного
(непроизвольного, т. е. без внешних воздей-
ствий, и обычно скачкообразного) образова-
ния капель субмикронного размера. По кине-
тической теории фазовых превращений при
тепловом движении молекул в результате
флуктуации существует вероятность образова-
ния ассоциаций молекул, их объединения в бо-
лее крупные группы, составляющие конденси-
рованную фазу. Такие флуктуации называют-
ся гетерофазными.
Для того чтобы образовавшийся зародыш
конденсированной фазы был устойчивым, не-
обходимо, чтобы паровая фаза была несколь-
ко переохлаждена и, кроме того, диаметр
возникшего зародыша d должен быть не ме-
нее некоторого критического значения
(2-4)
где о — поверхностное натяжение; г — тепло-
та фазового перехода.
Капли размером больше критического в пе-
ренасыщенном паре служат центрами конден-
сации, dKp существенно зависит от переохлаж-
дения А/; давление же на влияет слабо.
По расчетам, приведенным в [34], для А£=
= 10°С и р—\ МПа критический диаметр
dKp=2,2-10~3 мкм; с уменьшением до р=
=0,01 МПа б/кр=1,8-10—3 мкм, а с увеличени-
ем до АА=25°С диаметр ^кр=(0,7-^-
0,8) 10~3 мкм.
С увеличением теплоперепада в области
влажного пара А£ увеличивается и в соответ-
ствии с (2-4) dKp уменьшается. Скорость обра-
зования центров конденсации и соответственно
скорость фазовых превращений увеличивает-
ся. Это приводит к тому, что невозможно су-
ществование глубоко перенасыщенного (пе-
реохлажденного) пара и может произойти
«скачок конденсации» (спонтанная конденса-
3*
35
Рис. 2-2. Потери энергии от переохлаждения в зависи-
мости от отношения давлений &=pjpo.
1 — расчетный коэффициент £п0 при предельно неравновесном
процессе расширения; 2 — расчет МЭИ при скачках конденса-
ции; 3 — зона начала интенсивного выделения влаги (спонтан-
ной конденсации); О — опыты с сопловой решеткой (переохлаж-
дение); А — то же при скачках конденсации; X—опыты с за-
торможенной одновенечной активной ступенью.
Рис. 2-3. Процесс расширения пара с переохлаждением
в ts-диаграмме.
а — липни Вильсона xB=const в зависимости от р; б — построе-
ние изобаров области влажного пара с учетом переохлаждения;
h0 — располагаемый теплоперепад от линии насыщения в пред-
положении термодинамического равновесия; h'o — то же с уче-
том переохлаждения.
ция), аналогичный скачкам уплотнения в га-
зодинамике, когда протекает скачкообразный,
малой протяженности процесс конденсации.
Теория скачков конденсации и их экспери-
ментальное исследование представлены в ра-
ботах МЭИ, см. например [21, 55]. По опы-
там и расчетам МЭИ, характер спонтанной
конденсации существенно зависит от v"/v',
т. е. от давления пара.
При исследованиях, проведенных на сверх-
звуковом сопле, при условии е<$Се*, локальная
интенсивность «скачков конденсации» падала
с повышением давления, спонтанная конденса-
ция развивалась уже па участке большей про-
тяженности. Начало спонтанной конденсации
(рис. 2-2) соответствует сверхзвуковому по-
току.
При расширении пара по изоэнтропе 1-3
(см. рис. 2-1) метастабилыюго состояния его
объем из-за переохлаждения убывает быст-
рее, чем по изоэнтропе 1-2, несмотря на кон-
денсацию в последнем случае части пара. По-
этому располагаемая работа во втором случае
(h0) больше, чем в первом (Мо), площадь
a-l-2-б больше, чем а-1-З-б. Относительное
уменьшение
^=^4^	(2-5)
''О
называется потерями от переохлаждения. Тео-
ретически подсчитанные потери £ПО=2,5—5%
при е=0,7-^-0,4 (рис. 2-2). Вследствие запаз-
дывания процесс.конденсации начинается не
при х=1, а при какой-то диаграммной сухо-
сти Хв< 1.
Линия XB=const (рис. 2-3), зависящая от
р, называется линией Вильсона. Поскольку
каждому р соответствует своя линия Вильсо-
на, а р в свою очередь зависит от размеров
и формы решетки, от режима течения в ней и
от давления р, то правильнее в общем случае
говорить о некоторой области или зоне Виль-
сона, ограниченной реальными значениями
х-в=1 (р) •
На рис. 2-3,а показаны линии Вильсона
в зависимости от р. В пределах от р=10 1/с
до р—10 000 1/с по расчетам по формуле (2-3)
зона Вильсона занимает Хв=0,977^-0,963
[103].
При расчетах области между линией насы-
щения х=1 и линией Вильсона %в термодина-
мические характеристики влажного пара при-
ближенно можно принимать, как и для пере-
гретого пара.
Практически для сопловых турбинных ре-
шеток, когда на входе пар перегретый, пере-
сечение зоны Вильсона возможно только при
сверхзвуковых скоростях, т. е. для суживаю-
щихся решеток — в косом срезе.
В is-диаграмме для области ниже кривой
насыщения можно построить изобары пере-
охлажденного пара и тем самым получить зна-
чения h'o — фактического располагаемого теп-
лоперепада с учетом переохлаждения
(рис. 2-3,6). Очевидно, что чем больше потери
от переохлаждения, тем выше интенсивность
скачка конденсации, и, следовательно, Нпо бу-
дет уменьшаться с ростом давления р.
Фактически при дозвуковых скоростях па-
ра конденсация происходит главным образом
в кромочных следах решетки (в осевом зазо-
ре) и на поверхности вращающейся рабочей
36
лопатки. В кромочном следе в центрах вихрей,
срывающихся с выходной кромки профиля,
имеется зона пониженной температуры. Пере-
сыщенный пар, попадая в эту зону, бурно кон-
денсируется; образовавшиеся капли центро-
бежными силами выносятся из вихря в ядре
потока.
Процесс расширения пара в решетках с на-
чальной влажностью на входе весьма сложен.
Поскольку в реальных условиях турбины на
входе в решетку пар имеет переменные по
шагу и высоте степень влажности и дисперс-
ность, а скорости капель влаги отличаются от
скорости пара и по значению и по направле-
нию, то практически нельзя дать какой-либо
общей схемы движения влажного пара. Тра-
ектории капель влаги в канале решетки могут
быть очень различны (см. § 2-2). Капли влаги
в паровом потоке могут терять устойчивость,
дробиться. Характеристикой устойчивости ка-
пель является число Вебера
We = dlc’-Z-^	(2-6)
"O S	'
В зависимости от ряда параметров потока
WeKp=9-^18 [55]. Если We<WeKp, то капли
устойчивы (при условии, что разность скоро-
стей паровой и жидкой фаз, вызывающая
дробление, устанавливается за период, соиз-
меримый с периодом собственных колебаний
капли). Если время воздействия па каплю
очень мало, то она может не разрушиться и
при We>Weiqp.
Если процесс расширения начинается
в области выше пограничной кривой, то воз-
никновение жидкой фазы зависит от значе-
ния р, параметров пара и отношения давле-
ния ъ=Р1/ро', для случая, когда на входе в ре-
шеку или канал уже имеется жидкая фаза,
конденсация проходящего пара кроме указан-
ных характеристик зависит от влажности и
дисперсности пара на входе, которые играют
в процесе конденсации определяющую роль.
Так, при крупно дисперсной среде степень пе-
реохлаждения уменьшается, спонтанная кон-
денсация начинается при больших значениях,
р [21, 55].
Интенсивное выделение тепла при скачко-
образной конденсации пара в сверхзвуковом
потоке может привести к образованию неста-
ционарных ударных волн. Периодическая не-
стациопарность этого процесса характеризует-
ся заметной пульсацией параметров потока с
частотой в зоне спонтанного влагообразования,
равной 500—2000 Гц. Это явление, обнару-
женное сначала в одиночных соплах Лаваля
[8], наблюдается и при обтекании турбинных
решеток как с суживающимися, так и с рас-
ширяющимися каналами. В первых оно на-
Рис. 2-4. Нестационарные явления при скачках конден-
сации в турбинной решетке.
а — схема; б — пульсация давлений на спинке профиля в ко-
сом срезе; в — изменение во времени давления и влажности
в одной из точек на спинке профиля в косом срезе, п=2,04 кГц.
Ро“4,5 МПа.
блюдается при режимах отклонения потока
в косом срезе, во вторых — при нерасчетных
режимах с повышенным противодавлением.
Волновая структура течения для суживаю-
щейся решетки схематично представлена на
рис. 2-4.
При небольших сверхзвуковых скоростях
потока М=1,1-^-1,3 и расширении с линии на-
сыщения за волной разрежения, отходящей
от выходной кромки, переохлаждение макси-
мально, и оно завершается интенсивным вы-
делением тепла и возникновением ударной
волны 1. Эта волна неустойчива и перемеща-
ется против потока. При этом в узкой зоне
происходит повышение температуры и резкое
сокращение степени переохлаждения и соот-
ветственно снижение скорости конденсации.
В результате этого ударная волна распадает-
ся. Через некоторое время в этом сечении вновь
достигается максимальное переохлаждение и
процесс повторяется. Такое периодическое из-
менение параметров приводит к изменению по-
ложения и интенсивности скачков уплотне-
ния 2, перемещающихся по спинке профиля
в косом срезе решетки вследствие перерасши-
репия потока. Это, в свою очередь, приводит
, к образованию дополнительных возмущающих
сил. Экспериментальные и теоретические
исследования этого явления, выполненные
МЭИ [49, 55], показывают, что вероятность
этого процесса возрастает с увеличением дав-
ления пара на линии насыщения. На рис. 2-4,6
представлена качественная зависимость пуль-
сации давления Лр/р вдоль спинки профиля
от горла канала до выходной кромки.
37
Рис. 2-5. Влияние начальных давления ро и влажности уо
на характеристики сверхзвукового сопла.
V — коэффициент скольжения; т]с—к. п. д. сопла; ц. — коэффи-
циент расхода (опыты МЭИ).
Важной характеристикой течения двухфаз-
ной среды является коэффициент сколь-
жения или разгона v—c']с". От значения v
зависят показатели экономичности ступени и
эрозионной надежности, а также возможность
эффективной сепарации. Так, крупные капли
(с t/>80 мкм при р<0,1 МПа) с коэффициен-
том скольжения v<0,4-е-0,6, являются причи-
ной эрозии лопаток. Мелкие же капли с d<’
<1-е-5 мкм практически следуют линиям тока
основного потока; скорость их как по значе-
нию, так и по направлению мало отличается
от скорости пара. Анализ распределения вла-
ги и дисперсности ее в сечении за решеткой
показывает, что основная доля жидкой фазы
сконцентрирована в виде капель крупного раз-
мера. При этом большое значение приобретает
механическое воздействие со стороны крупных
капель на паровой поток из-за их относитель-
ного движения (скольжения между фазами).
Сила этого механического воздействия на
единицу объема среды находится из формулы
р___.. 3 Сх vr (с")2 (1	у)2	(97}
где Сх — коэффициент сопротивления, под-
считываемый по известным соотношениям
в зависимости от числа Re. Отношение удель-
ных объемов фаз практически определяется
давлением пара, с увеличением которого R
уменьшается, так как уменьшается и" и рас-
тет V.
На рис. 2-5 представлен, по данным МЭИ,
график влияния влажности и давления пара
на коэффициент скольжения v, относительное
изменение к. п. д. сопла	и коэффициент
расхода цвл/цп-п. Кривые построены при изме-
рении параметров на срезе сопла. Качественно
эти данные могут быть применимы и к тур-
бинным решеткам. Они показывают, что при
одинаковых у с ростом давления р рассогла-
сование фаз существенно уменьшается, что
свидетельствует об уменьшении динамической
неравномерности системы.
Увеличение коэффициента скольжения v и
уменьшение £По с повышением давления пока-
зывают, что расходные характеристики сопла
также должны зависеть от давления, умень-
шаясь с ростом последнего.
2-2. ТЕЧЕНИЕ ВЛАЖНОГО ПАРА
В ТУРБИННЫХ РЕШЕТКАХ
Течение влажного пара в неподвижных ре-
шетках имеет в общем случае следующие осо-
бенности:
расширение влажного пара происходит
с запаздыванием конденсации, т. е. с переох-
лаждением, которое может быть различным не
только по потоку (в продольном направле-
нии) и, следовательно, по обводу профиля, но
и в поперечных сечениях канала, а также по
высоте решетки;
на входе в решетку пар может включать
капли влаги разного размера и имеющие ско-
рости, различные по значению и направлению;
внутри канала могут образовываться новые
капли, может происходить испарение капель,
их разрушение, переход в водяную пленку;
траектории капель в канале в общем слу-
чае отклоняются от линии тока основного по-
тока;
на поверхности профиля и на торцевых
стенках каналов образуется водяная пленка,
которая в зависимости от места и режима
обтекания решетки имеет разную толщину и
форму поверхности. С поверхности пленки
срываются жидкие частицы, при ударе капель
о пленку часть жидкости может выбрасы-
ваться в поток;
в канале происходит тепломассообмен,
а также трение между фазами.
В результате этого сложного процесса по
сравнению с течением перегретого пара ме-
няются истинные параметры потока на выходе
из решетки как интегральные, так и локаль-
38
яые, в частности меняются скорости и углы
потока и его фаз, распределение поперек ка-
нала, т. е. по шагу, концентрации влаги и дис-
персности, меняются такие интегральные ха-
рактеристики, как коэффициенты скорости и
расхода; меняется распределение давлений по
обводу профиля, а для кольцевых решеток и
по радиусу.
Хотя в настоящее время проведено мало
экспериментальных исследований обтекания
влажным паром плоских и особенно кольце-
вых решеток, известных главным образом по
работам МЭИ, ЛПИ, ХПИ, ЦКТИ, фирмы
КЕМ, но некоторые качественные и даже ко-
личественные выводы из них уже можно сде-
лать.
Рассмотрим картину движения влаги
внутри сопловой решетки.
Расчеты, подтвержденные эксперименталь-
но, показывают (рис. 2-6), что траектории ка-»
пель в первую очередь зависят от их разме-
ров. Очень мелкие капли диаметром (в зави-
симости от давления) d< 1-4-5 мкм практиче-
ски следуют линиям тока основного потока и
вместе с ним проходят через решетку, не со-
прикасаясь с поверхностью профиля (кроме
узкой зоны пограничного слоя). Капли боль-
шего размера отклоняются от линий тока,
причем тем сильнее, чем больше d. Очень
крупные капли (б£>50-е—100 мкм) движутся
через сопловой канал почти независимо от на-
правления потока. Относительный шаг t и
углы ata и р2э в большинстве решеток таковы,
что канал или вообще не имеет просвета (т. е.
осевая линия, проведенная от выходного уча-
стка спинки профиля, пересекает соседний
профиль), или этот просвет невелик. В первом
случае практически все крупные капли будут
попадать на вогнутую поверхность; во втором
случае это касается только части крупных ка-
пель. Очевидно, что по шагу на выходе из ре-
шетки будет меняться удельная концентрация
влаги бвл/1 на единицу длины. Обычно наи-
большей она будет в кромочном следе.
Кривая 1 на рис. 2-7 характеризует по-
перечное распределение массы жидкой фазы,
прошедшей через решетку без контакта с про-
филем, а кривая 2 — распределение капель по
диаметру d. Этот теоретический расчет сделан
без учета дробления капель влаги и конденса-
ции пара внутри решетки. Кроме того, здесь
также нс учтена водяная пленка, движущаяся
по обводу профиля.
Водяная пленка, движущаяся в газовом
(паровом) потоке вдоль твердой стенки в за-
висимости от числа Re, может быть устойчи-
вой, как с гладкой, так и с волнообразной
внешней поверхностью. С ростом скорости
основного потока близкая к синусоидальной
форме волновая поверхность искажается и
гребни волн могут срываться и уноситься по-
током. При ударе капель о поверхность, по-
крытую пленкой, часть жидкой фазы отража-
ется и также уносится потоком.
В криволинейных каналах на формирова-
ние пленки большое влияние оказывают кри-
визна поверхности и локальный градиент дав-
ления. В опытах наблюдалось интенсивное
отражение частиц жидкости от вогнутой по-
верхности и перенос их на спинку профиля.
Это отражение будет тем больше, чем меньше
t и nig- Срыв жидкости с поверхности пленки
наиболее интенсивен на участках большой
кривизны и в диффузорной области косого
среза на спинке профиля.
Общая схема движения основных потоков
частиц жидкости в канале сопловой решетки
при azo=9O° показана на рис. 2-8. В струях 1
и 2 частицы влаги имеют наибольшие разме-
ры и наименьшие скорости.
Рис. 2-6. Траектории и скорости водяных капель в ка-
нале сопловой решетки (при р<0,1 МПа).
а — капли на входе различного размера: I — d=2 мкм; II — d=
=20 мкм; HI — d—200 мкм (е~0,6); б — капли на входе одного
размера, d=10 мкм (е==0,6); в — капли на входе одного разме-
на, d—0,2 мкм (е=0,75); г — скорости капель с' для различных
траекторий согласно рис. 2-6,6.
Представление о распределении жидкости по шагу
за сопловой решеткой можно получить по результатам
опытов МЭИ (рис 2-9). Исследования проводились
Рис. 2-7. Распределение жидкой фазы, прошедшей через
канал сопловой решетки без контакта с поверхностью
профиля. ^4>4/3>^2>^1=1 мкм;
/ — Gb.t=/(x); 2—d=f(x).
39
при разных шагах I. Как видно из кривых, распре-
деление по шагу представительного по массе диаметра
капель очень неравномерно. При шаге £=1 в кро-
мочном следе и вблизи него капли очень крупные
(4=150-ь-180 мкм), по направлению к вогнутой по-
верхности профиля диаметр капель уменьшается при-
мерно вдвое; однако при пересечении со струей 2,
где сконцентрирована значительная доля крупнодис-
персной влаги, измеренный за решеткой диаметр кап-
ли достигает d=150 мкм.
Далее дисперсность влаги снова уменьшается до
d=60 мкм, пока в зоне следующего срывного потока
влаги (струя 3) размер капель не увеличится до d—
= 130 мкм. В решетке с меньшим шагом t струя 3 по-
падает на вогнутую поверхность профиля, что уве-
личивает кромочную зону, в то же время ликвидируя
пик кривой d=f(x), вызванный струей 3. Интересно
отмстить, что изменение £ в большом диапазоне, от t=
= 1,0 до £=0,5, нс увеличило максимального размера
капли, определяемого при данных условиях обтекания
стекающей с кромок водяной пленкой, но несколько
повысило минимальный (представительный) диаметр
капли.
Изменение по шагу коэффициента скольжения v,
полученное в опытах с той же решеткой (Г—0,69),
показано на рис. 2-10 [19]. Это распределение по
шагу представлено при различных отношениях давле-
ний е=/?]//?о- Обращает внимание то, что от ядра по-
тока до кромочного следа v при малых перепадах мо-
жет уменьшаться в 3 раза. При снижении е значение
v по шагу выравнивается, а в ядре потока падает.
С ростом начальной влажности г/0 при том же е зна-
чение v уменьшается.
Рис. 2-8. Схема движения частиц влаги в канале сопло-
вой решетки с а'о = 9О° и с'0==с/,0.
1 — «кромочный» капельный поток; 2 и 3 — срывные капельные
потоки; 4 — отраженный капельный поток.
Рис. 2-9. Распределение по шагу среднего диаметра ка-
пель жидкости за решеткой С-90-12-А при уо = О,О6ие =
= 0,75, Ь—72 мм = const.
/—7=1,0; II — 7=0,75; III —7=0,5.
Рис. 2-10. Распределение коэффициента скольжения v по
шагу на срезе сопло_вой решетки С-90-12-А (Re"=
= 6-105, 6 = 72,5 мм, £=0,69, cti3=15o) при различных
режимах обтекания.
a — ffo—0.08; б — 8—0,67.
В этих же исследованиях обнаружено влияние
числа Re, подсчитываемого по скорости парового по-
тока. С ростом Re (при том же е и возрастании дав-
ления р) коэффициент скольжения увеличивается.
Как известно, см. например [20, 69], распределе-
ние давления по обводу профиля позволяет проанали-
зировать эффективность обтекания решетки, наметить
пути оптимального се профилирования.
На примере трех решеток рассмотрим, как влияет
влажность на это распределение. На рис. 2-11 пока-
заны кривые распределения давления по обводу про-
филя для дозвуковых сопловой и рабочей (активного
типа) решеток (опыты МЭИ) и для сверхзвуковой
решетки с расширяющимися каналами, представляющей
периферийное сечение рабочей лопатки последней сту-
пени турбины /5э=600 МВт на п=50 с-1 [139]. Эта
решетка имела £=1,0 и толстые выходные кромки
(рис. 2-11,в).
Как видно из графиков, а также из других ана-
логичных исследований, пока не обнаружено принци-
пиального, качественного изменения распределения
давления по обводу профиля под влиянием влажности;
коифузориость и диффузорпость потока меняются не-
значительно, перерасширение потока несколько умень-
шается, точка минимума давления на спинке профиля
почти не сдвигается.
Очевидно, что при переходе с перегретого на влаж-
ный нар должно меняться и распределение давления
торможения pi по шагу, которое характеризует как
местные, так и интегральные потери энергии (рис. 2-12).
По данным МЭИ, за сопловой решеткой с увеличе-
нием влажности pi/po по всей ширине уменьшается и,
следовательно, не только интегральные, по и местные
потери увеличиваются. Аналогичные результаты с дру-
гими решетками получены в опытах Л ПИ [34]. По
данным фирмы КЕМ, эффективность решетки при рас-
четном режиме (по [139], скорость потока М=1,7) не-
высока и даже при течении перегретого пара ядре»
40
б)
Рис. 2-11. Распределение давления ио обводу профиля при различной влажности.
а — сопловая решетка С-90-12-А, 7^0,75, £=0,74: 1 - перегретый пар; 2-у^О-, 3-t/o=O,O6; б - рабочая решетка Р-30-21-А. f=0.62,
8=0 74- ₽;=30°- J' — перегретый пар; 2 - до=О,О18; 3-до=0,03; 4 — до=О,О45; в - сверхзвуковая решетка с расширяющимся кана-
„ ’ 72.10 с-по (пяечгтиый режим)- / — Уо=О; 2 — «о=О,О6; 3 — Дг>”0,19; г —та же решетка Р 30-21-А. но в опытах с обращенной
"уХ-й	пар; 3 - до=0,07; 4 - До=О,12;
потока с минимальными потерями занимает очень ма-
лую часть шага. С переходом в область влажного пара,
вплоть до г/=19%, интегральные потери увеличива-
ются.
При течении влажного пара потери в ре-
шетках возрастают, т. е. £вл—£п.п=Д?вл>0,
вследствие:
увеличения потерь на трение в водяной
пленке и парокапельном пограничном слое;
потерь энергии парового потока на разгон
частиц жидкости;
увеличения кромочного следа, дробления
пленки при сходе с выходных кромок и допол-
нительного при этом завихрения потока;
изменения турбулентности потока в канале
и на стенках профиля;
переохлаждения пара, а при некоторых
режимах — потерь в «скачках конденсации»;
интенсификации вторичного течения с уча-
стием в нем жидкой фазы.
Эти причины приводят к росту профильных
потерь £пр, причем основным является увсли-
41
Рис. 2-12. Давление торможения по шагу за решеткой
при разной влажности пара.
а — сопловая решетка С-90-12-А, /=0,75, е=0,42: 1 — перегретый
пар; 2 — уо=О; 3 — г/0=0,03; б — сверхзвуковая расширяющаяся
решетка (решетку и обозначения см. рис. 2-11,в).
чение кромочных потерь и потери на разгон.
Интенсификация вторичного течения обуслов-
ливает увеличение концевых потерь.
Потери от переохлаждения, полученные по
опытам с сопловой решеткой С-90-12-А, в за-
висимости от	видны из кривой на
рис. 2-2. При самых больших в опытах скоро-
стях (до е>0,4) эти потери не превышают
£по<0,04.
На рис. 2-13 показаны некоторые результа-
ты исследования различных решеток на пере-
гретом и влажном паре. По этим данным про-
фильные потери £пр с ростом влажности уве-
личиваются. Следует, правда, отметить, что
все эти опыты проводились при искусственном
увлажнении перед решетками, как правило, при
более крупных размерах капель, чем в реаль-
ных условиях многоступенчатых турбин, а так-
же при давлениях пара ниже атмосферного.
В то же время повышение давления, связан-
ное с меньшей разницей в плотности пара и
воды, изменением размеров капель и расстоя-
ния между ними и увеличением числа Re, при-
водит к меньшим потерям Д£вл.
По [105] при переходе от р—1 кПа к р=
=2,45 МПа, т. е. увеличении давления в 350
раз, при влажности (/=0,10 и числе М=0,5
максимальный диаметр капли уменьшается
с //=500 мкм до (/=10 мкм, т. е. в 50 раз,
отношение плотности воды и плотности пара
Рис. 2-13. Опытные данные по потерям от влажности
при обтекании турбинных решеток.
а данные МЭИ, ЛПИ и ЦКТИ по зондовым измерениям; б —
зависимость к. п. д. решетки (см. рис. 2-11,в) от отношения
давлений для перегретого и влажного пара.
Рис. 2-14. Характеристики сопловой решетки С-90-12-А
(//6 = 0,7, (=0,75), полученные взвешиванием лопатки
(опыты МЭИ).
с 21 000 до 70, а межкапельное расстояние по
сравнению с диаметром капли с 50 до 7.
Опыты МЭИ подтвердили гипотезу об уве-
личении концевых потерь в решетках при те-
чении влажного пара [21]. Исследования об-
текания решеток влажным паром по данным
зондовых измерений и дренирования имеют
некоторую неопределенность методического
характера. Более надежным, хотя и дающим
только интегральные характеристики, являет-
ся метод взвешивания. Результаты испытаний
на взвешивающей установке [67] показаны
па рис. 2-14. Из опытов следует, что полные
потери £вл с увеличением влажности растут.
Влияние числа М на £пл обнаруживается толь-
ко при е=0,33, когда потери £вл немного воз-
растают. Изменение шага t показало, что
оптимальный шаг /опт при переходе к влажно-
му пару несколько увеличивается, что объяс-
няется расширением кромочной зоны повы-
шенных потерь при течении влажного пара.
Так, по этим опытам переход от перегретого
и насыщенного пара к влажному (г/о=О,О8)
увеличил оптимальный шаг /Опт от 0,78 до 0,85.
Средний угол выхода щ увеличивается
с ростом влажности, что можно объяснить уве-
личением угла выхода крупных капель, не сле-
дующих линиям тока основного потока (см.
рис. 2-6), и общим снижением эффективности
решетки. Это увеличение, полученное взвеши-
ванием лопатки, при переходе от перегретого
42
'Рис. 2-15. Распределение по шагу углов потока на выхо-
де из кольцевой сопловой решетки С-90-12-И.
dll=2,"Z\ /=0,67; а1э=20°; По—0,1 МПа; 8=0,6; 1 — перегретый
пар; 2 — ^о=О,О45; 3 — #о=О,083; 4 — г/с=0,18.
пара к влажному с уо=О,08 доходит до- Аоц=
=5°.
Интересны измерения местных углов си,
полученные в опытах МЭИ на кольцевой ре-
шетке. Результаты представлены на рис. 2-15.
В средней части капала ai^ato и практически
не зависит от влажности. В широком кромоч-
ном следе, слившемся со струей 2 (см.
рис. 2-8), угол оц возрастает при z/o=0,18% на
Aai=7°, в то время как при течении перегрето-
го пара Aai=l°.
Интегральные коэффициенты скольжения
у, измеренные на взвешивающей установке
[67], практически не меняются в исследован-
ной зоне влажности (до уо=О,О8) и почти не
зависят от числа М (несколько увеличиваются
при s=0,33). В то же время переход к другим
t обнаружил существенное изменение у. Если
при ?=?ОПТ=0,75-^0,9 коэффициент скольже-
ния у=0,4-^-0,5, то как с ростом t, так и с его
уменьшением коэффициент скольжения увели-
чивается. При малых t значительная часть
влаги попадает на вогнутую поверхность ло-
патки, толщина пленки увеличивается и срыв
капель усиливается. При очень больших 6, как
видно из рис. 2-9, значительная доля влаги
проскакивает через канал, не соприкасаясь со
стенкой профиля.
Важно знать, как с расстоянием от решет-
ки меняется коэффициент скольжения у. На
рис. 2-16 [19] приведены некоторые данные
по изменению локального значения у в зави-
симости от s=2/sinai3 по опытам с решеткой
С-90-12-А при уо=О,О32. При небольшом уда-
лении (s=13 мм, т. е. 2/6=0,043) коэффици-
ент v для ядра потока увеличивается в 1,2 ра-
за, а для кромочного следа — в 2 раза. Удале-
ние измеряемой плоскости до s=46 мм, т. е.
до 2/6=0,165, соответственно увеличивает
значения у еще в 1,3—1,4 раза.
Для расчета турбинной ступени и выбора
размеров ее решеток необходимо знать коэф-
фициенты расхода ц. В связи с тем что
Рис. 2-16. Влияние расстояния за решеткой на локаль-
ный коэффициент скольжения v по опытам с сопловой
решеткой С-90-12-А при z/o = 0,032, e=pi/po = O,67, Re" =
= 6-103 (6=72,5 мм, 7=0,69, а1э=15°).
/ —х//=0,5 (ядро потока); 2 — x/t=0,92; 3 — х//=0,05; 4— x/t=0.
в минимальном сечении решетки и за решет-
кой удельный объем влажного пара оказыва-
ется меньше, чем в предположении термодина-
мического равновесия, то, несмотря на сниже-
ние скорости и некоторое загромождение
пленкой минимального сечения, расход влаж-
ного пара почти всегда оказывается выше, чем
перегретого при тех же условиях.
Таким образом, в уравнения неразрывно-
сти, по которым определяются размеры реше-
ток или расход через них, подставляются па-
раметры пара, взятые по is-диаграмме и таб-
лицам в предположении термодинамического
равновесия, но вместо рТп по [69] следует
Рис. 2-17. Влияние влажности на расходные характери-
стики сопловых решеток.
а — опыты ХПИ; б — опыты МЭИ на установке взвешивания.
43
учитывать р,вл>р,пп. В этом случае расход мо-
жет оказаться даже больше теоретического,
т. е. цвл>1.
Отношение цвл/рп-п, по опытам ХПИ [50]
и МЭИ [67], приведено на рис. 2-17. С увели-
чением влажности коэффициент расхода рас-
тет. Опыты МЭИ показали, что при измене-
нии шага наивысшие значения цвл/цп-п соот-
ветствуют наименьшим потерям. Число М
слабо влияет на цвл/рпп. Влияние давления р
па рвл/[1п-п иллюстрируется рис. 2-5, где пред-
ставлены кривые по данным опытов МЭИ,
выполненных, правда, на сверхзвуковом осе-
симметричном сопле.
С увеличением давления отношение рвл/ц,п п
уменьшается.
Обобщенные данные по цвл, полученные
МЭИ, приводятся в § 2-4.
Дать какие-то окончательные рекоменда-
ции по оптимальному профилированию реше-
ток для работы их в области влажного пара
пока еще нельзя. Однако некоторые выводы,
видимо, можно уже сделать. Так, для умень-
шения потерь £вл следует несколько увеличи-
вать относительный шаг i, утонять выходную
кромку и, естественно, учитывать при проекти-
ровании ступени уточненные характеристики
решеток.
2-3. ТУРБИННЫЕ СТУПЕНИ И ИХ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Вопросы проектирования турбинных сту-
пеней высокого и среднего давления, их ха-
рактеристики при работе на перегретом паре
(газе), проблемы прочности элементов этих
ступеней достаточно подробно рассмотрены
в [1, 20, 53, 69]. В связи с этим в данном па-
раграфе разбираются вопросы, относящиеся
к работе последних ступеней конденсацион-
ных турбин, а также работа всех турбинных
ступеней влажным паром.
Проектирование последних ступеней зани-
мает особое место в создании турбин, а тем
более турбин насыщенного пара. Как уже от-
мечалось в § 1-2, это объясняется тем, что от
размеров последней ступени, а именно кольце-
вой площади П=лД2/2, зависит выходная поте-
ря А/гв.с турбины, доля которой в общем ба-
лансе экономичности всего агрегата очень ве-
лика. В связи с этим очевидна тенденция
увеличения размеров последней ступени, что
приводит к тому, что возрастают диаметр сту-
пени, ее веерность, увеличиваются скорости
потока Mt и М2 и вследствие этого усложня-
ется ее аэродинамическое проектирование;
одновременно усложняется обеспечение на-
дежности рабочих лопаток — возрастают на-
пряжения как от центробежных сил, так и от
парового усилия, уменьшается частота собст-
венных колебаний.
Выбор основных характеристик
последних ступеней
Последняя ступень работает в существенно
переменном режиме, характеризуемом измене-
нием объемного расхода пара GKuK- Посколь-
ку обычно в последних ступенях поток
па выходе из рабочей решетки сверх-
звуковой, т. е. М2/>1, то увеличение GKnK
скажется только на процессе течения па-
ра в косом срезе рабочей решетки. В то
же время уменьшение GKnK, начиная с
М.2<=1, вызовет изменение параметров вну-
три ступени и, как показали опыты, чревато
перераспределением расходов по высоте ступе-
ни и радиальным отрывом потока в корневой
зоне. В результате этого резко снижается эко-
номичность ступени, вследствие чего воз-
можно увеличение динамических напряжений
в лопатках [69]. В этой связи целесообразно
проектировать ступень на уменьшенный рас-
ход (Окг,н)расч<С (GKyK)MaKC. Правда, при этом
при режиме (Ск^к)макс угол а2<л/2 и потери
Д/гв.с возрастут. С другой стороны, часто целе-
сообразно выбирать для номинального режи-
ма работы турбины /г20= 165-4-190 кДж/кг, что-
бы перед последней ступенью можно было
организовать отбор пара в регенеративный
подогреватель. Такой отбор повышает эрози-
онную надежность последних лопаток, умень-
шает потери от влажности (см. гл. 3), улуч-
шает обтекание периферийной зоны последней
диафрагмы.
Степень реакции выбирается таким обра-
зом, чтобы обеспечить устойчивость работы
ступени в широком диапазоне изменения GKvK,
В связи с этим крайне нежелательно, чтобы
рк=0, поскольку диффузорный канал рабочей
решетки, характерный для этого условия,
очень чувствителен к изменению режима на-
текания, неравномерности на входе, корневому
подсосу. Наоборот, рациональна конфузор-
пость канала корневого сечения, т. е.
sin (31/sin р2э> 1. что требует повышенного зна-
чения рк. С увеличением рк улучшается обте-
кание значительной части рабочей решетки
(кроме периферийной зоны, где при большом
р и в <2,7 может быть нежелательное Mwi>
>1), уменьшается неравномерность с2 по ра-
диусу.
При выборе закона закрутки сопловой ре-
шетки, т. е. зависимости сс1э=/(г), в первую
очередь приходится обращать внимание на
возможность благоприятного аэродинамиче-
ского профилирования решеток и обеспечения
надежности лопаток. Особо важно для по-
следней ступени уменьшить неравномерность
по высоте скорости с2. Для этого наиболее це-
лесообразен закон постоянства удельного рас-
хода. Для повышения устойчивости работы
44
Рис. 2-18. Лопатка последней ступени турбины насыщенного пара (Рэ=1000 МВт, п=25 с ’).
а _ изменение по высоте реакции р и чисел Mlf, Mwl и М2г; б — треугольники скоростей ступени при расчетном режиме Gv=
=0,8(Gt»)MaKc; в —лопатка длиной 1400 мм, 0=3,0. Центробежная сила одной лопатки (без хвостовика и связей) С=2760 кН, цен-
тробежная сила всех 72 лопаток SC==200 МН; г — напряжения в одиночной лопатке при п.=25 с-1; д потери энергии по высоте
рабочей решетки, полученные по данным статических испытаний плоских решеток.
ступени при пониженных пропусках б?кик це-
лесообразно уменьшение к периферии удель-
ного расхода через сопловую решетку. Часто
для уменьшения влияния концевых зон на
к. п. д. ступени и повышения жесткости кор-
невого сечения лопатки угол О1Э у корня и пе-
риферии уменьшают.
На рис. 2-18 показаны распределение по
радиусу основных параметров последней сту-
пени мощной турбины насыщенного пара при
«=25 с-1 и треугольники скоростей в трех ее
сечениях.
При проектировании последних ступеней
основные трудности связаны с профилирова-
нием рабочей решетки, и объясняются они
значительными напряжениями, необходимо-
стью отстроить лопатки от резонанса, больши-
ми числами М.
Приняты допускаемые напряжения па раз-
рыв:
„ДОП______ /	| \ДОП.________ (Ст) 0,2
Сг>язп v раст1~ °изг) ’ h
где при номинальной частоте вращения kr=
= 1,65-4-1,8. Это означает, что при оДО11=^
35 МПа для высокохромистой нержавеющей
стали одоп =5= 265 МПа, а для стали ЭИ-802
разр
ояоп^410 МПа [53].
разр	1 J
Определение частоты первого тона танген-
циальных колебаний лопаток /гСоб, высших то-
нов, характеристик крутильных колебаний
производится известными методами, см., на-
пример, [53].
Величина пСоб должна по меньшей мере от-
стоять па 15—20% от ближайшей кратности
k, т. е. необходимо, чтобы
(0,8= 0,85) (Л-ф-1)>-^-> (1,15=1,2) k.
Ограничение размеров последней ступени, связан-
ное с прочностью лопаток и с необходимостью умень-
шения окружной скорости на периферии лопаток по
условиям эрозионной надежности (см. § 3-4), а также
из-за ухудшения экономичности ступени в связи
с очень большой весрностыо и резким раскрытием
проточной части, привело к некоторым необычным кон-
структивным решениям ЦНД. Одним из таких реше-
ний является использование ступени Баумана, при-
меняемой в паровых турбинах английской фирмы
АДЭ-АЕИ, в том числе турбинах АЭС, и в турбинах
лмз.
Ступень Баумана представляет собой пред-
последнюю ступень турбины, имеющую перегородки,
разделяющие как сопловую, так и рабочие решетки
на два яруса — нижний и верхний. Поток, проходя-
щий через нижний ярус, направляется в последнюю
ступень, которая отличается от обычных ступеней
только крутым наклоном периферийного обвода диа-
фрагмы. Поскольку через нижний ярус и последнюю
ступень проходит не весь расход GK, а только часть
его Сг, то соответственно уменьшается высота по-
следней лопатки. Поток, направляющийся в верхний
ярус, поступает прямо в конденсатор.
В связи с тем что расход пара через верхний ярус
примерно равен половине расхода через последнюю
ступень, такая схема выхода часто называется полу-
т о р п о и.
Преимущество схемы полуторного выхода заклю-
чается в том, что при тех же размерах последней сту-
пени можно или существенно увеличить расход пара
через ЦНД, что означает уменьшение (примерно
в 1,5 раза) числа основных потоков, а следовательно,
ЦНД, или при том же расходе уменьшить потерю с вы-
ходной скоростью (примерно в 2 раза).
Влияние влажности на характеристики
турбинной ступени
Процесс преобразования энергии в турбин-
ной ступени существенно зависит от того, ка-
кой пар поступает в сопловую решетку — пе-
45
регретый или влажный. Если расширение пара
заканчивается ниже линии насыщения, а на
входе в ступень пар перегретый, то влияние
влажности на интегральные характеристики
ступени невелико, а в ряде случаев просто не-
заметно. Если же пар на входе в ступень
влажный, то следует различать, каким обра-
зом образовалась и распределена эта влага.
Можно представить четыре модели распреде-
ления влаги перед ступенью.
1.	Крупнодисперсная влага, более или ме-
нее равномерно распределенная по входной
площади сопловой решетки. Такая схема
обычно встречается в лабораторных условиях
при испытаниях одноступенчатых эксперимен-
тальных турбин с искусственным увлажнени-
ем (или в первой ступени экспериментальной
многоступенчатой турбины).
2.	Влага разной дисперсности, в основном
крупной, неравномерно распределенная и по
высоте, и по окружности. С такой схемой ра-
ботают первые ступени ЦНД и ЦСД турбин
насыщенного пара после внешнего сепаратора
либо перепускного ресивера или первая нере-
гулируемая ступень ЦВД турбины насыщен-
ного пара, расположенная после регулирую-
щей ступени со степенью парциальности, су-
щественно меньшей единицы.
3.	Равномерно распределенная по окруж-
ности и относительно равномерно распреде-
ленная по высоте мелкодисперсная влага
в промежуточных ступенях ЦВД.
4.	Влага с наибольшей концентрацией и
наибольшей дисперсностью в периферийной
зоне; случай, характерный для промежуточ-
ных и последних ступеней ЦНД (ступени
большой веерпости).
Если пар па входе в ступень влажный
(z/o>0,03-5-0,05) или при больших теплопере-
падах в сопловой решетке возникает скачок
конденсации, то на стенках ее профиля обра-
зуется водяная пленка. Стекая с выходных
кромок сопл, эта пленка разрывается, уносит-
ся паром по направлению к рабочим лопат-
кам, причем в закрученном потоке часть влаги
стремится к периферии.
Жидкую фазу, выходящую в рабочее коле-
со, можно разделить на несколько фракций:
влага, в основном мелкодисперсная, вме-
сте с паром проходящая через рабочую решет-
ку без соприкосновения с лопатками и направ-
ляемая далее в следующую ступень или в па-
трубок;
влага, ударяющаяся о входную часть спин-
ки рабочих лопаток и при |3<90° частично от-
брасываемая обратно в осевой зазор. Влага
при ударе о поверхность лопаток отбрасыва-
ется в поток в виде мелких капель и образует
пленку, частично сепарируемую благодаря цен-
тробежной силе, частично срываемую с выход-
ных кромок рабочих лопаток.
Очевидно, что процесс прохождения влаги
в турбинной ступени и влияние влаги на ха-
рактеристики должны зависеть от физических
и геометрических параметров ступени: влаж-
ности и ее распределения, дисперсности, отно-
шения плотностей пара и воды, отношения
скоростей ufc^, рассогласования скоростей
(в том числе и по направлению) основного
потока и частиц влаги, чисел М и Re, реак-
ции р, а также весрности решеток 1 /0, профи-
лей, меридиональных обводов решеток, зазо-
ров, наличия бандажа, проволочных связей
и т. п.
Несмотря на проведенные исследования
ступеней и турбин, работающих влажным па-
ром, накопленный экспериментальный мате-
риал не столь обширен и систематизирован,
чтобы можно было сделать достаточно уни-
версальные обобщения по влиянию влажности
на характеристики ступени.
Влияние влажности на реакцию ступени р
обнаруживается во всех опытах. При перехо-
де от перегретого пара к влажному и с ростом
влажности у0 средняя и локальная реакции
(подсчитываемые на данном радиусе) растут.
Это объясняется главным образом тем, что
во влажном паре коэффициенты расхода ре-
шеток увеличиваются, в особенности в сопло-
вой решетке, где расширение происходит с пе-
реохлаждением.
г Поскольку реакция является прямой функ-
цией действительных проходных сечений реше-
ток, т. е. p = f (HjEj/ix^), то из-за того, что
П	H.9V2 П реакция с ростом влажности
у увеличивается. Особенно значителен этот
рост в активных ступенях и в корневых зонах
ступеней большой веерности.
Другими факторами, влияющими на зави-
симость p=f (у), являются увеличение угла си
при течении влажного пара и рассогласование
скоростей паровой и водяной фаз, когда c'i<Z
<с'\. И то и другое влияние идентично увели-
чению отношения скоростей и/с± и тем самым
приводит к повышению р. Кроме того, при ма-
лых зазорах на периферии за счет заполнения
их влагой уменьшается перетечка пара, вызы-
вающая снижение р.
Опыты МЭИ со ступенями с 0=8 при е=
=0,85 показали, что при переходе от Д/о=
=100°С к уо=О,О6 корневая реакция возросла
на Дрк=0,09, а периферийная на Дрп—0,07.
Следует отметить, что при больших и/с$ рас-
тет абсолютное значение р, а влияние на нее
влажности уменьшается. Аналогичная картина
наблюдалась в опытах МЭИ [31] со ступенью
с 0=2,75 (рис. 2-19,я) и в опытах ХТГЗ, про-
веденных на многоступенчатой турбине [48].
46
Как и следовало ожидать, влияние влажности
на степень реакции, оказывалось меньшим
в ступенях, где р выше.
На рис. 2-19,6 представлено изменение сте-
пени реакции в зависимости от н/Сф при раз-
личной начальной влажности. Опыты [67]
подтвердили теоретически обоснованную
В [57] зависимость реакции от п/сф и пока-
зали заметное влияние влажности на реакцию
по всей высоте ступени. В исследованиях, по-
скольку каждая «ступень» имела небольшую
веерность 0=8, не наблюдалось перестройки
потока по высоте с изменением ufc^. Этим
можно объяснить качественно различные ре-
зультаты экспериментов по влиянию влажно-
сти на р для периферийной зоны по данным
опытам и по испытаниям ступени d/1=2,75.
Подсчет изменения реакции Др=рвл—рп-п,
принимая во внимание главное—-влияние ко-
эффициентов расхода, можно выполнить, вос-
Рис. 2-19. Изменение реакции р в зависимости от состоя-
ния пара перед ступенью.
«--------корневая реакция; О — 0=2,75; X — 0=8,3 (опыты
МЭИ); Д—0=6,3; А — 0=4,8; V — 0=2,82 (опыты ХТГЗ); б —
по опытам МЭИ со ступенями 0=8, имитирующими зоны по
высоте ступени большой веерности: I — корневая зона; II —
средняя зона; III и IV — периферийные зоны.
пользовавшись формулой из [57]:
(вл ? п.п \
1 _ ^2 /9-2	\
1	ВЛ / П.П I •
н /н )
(2-8)
Для частных случаев формулу (2-8) мож-
но заменить более простыми выражениями:
для рпп=0
Др = 0,7(1 -ГУ);	(2-9)
для рп-п = 0,5
Др = 0,35^1-	(2'10)
где х2—сухость пара за ступенью.
Коэффициент полезного действия ступени
при работе влажным паром, как правило,
ухудшается. Эю объясняется следующими
причинами:
увеличением потерь энергии в решетках,
связанным с образованием водяной пленки,
внутренним трением между фазами, концен-
трацией влаги в концевых зонах, изменением
кромочных составляющих потерь, появлением
скачков конденсации и т. д. (см. § 2-2);
потерями энергии на разгон влаги в зазоре
в связи с меньшей скоростью влаги, особенно
крупнодисперсной, и трением между паром и
жидкой фазой;
ударным, тормозящим воздействием частиц
жидкости, попадающих на рабочие лопатки.
Из условно построенных треугольников
скоростей ступени (рис. 2-20) видно, что из-за
меньшей по сравнению с основным потоком
скорости жидкой фазы c'i<Ci и большего угла
направления ее (a'i>ai) влага попадает на
рабочие лопатки под углом |3/i>₽i, ударяя
Рис. 2-20. Треугольники скоростей в трех сечениях по
высоте ступени большой веерности (/ — периферийное;
II — среднее; III — корневое сечение) для основного по-
тока и части жидкости; пунктиром обозначены векторы
скорости жидкой фазы.
47
в спинку профиля и тем самым оказывая тор-
мозящее действие па лопатки, т. е. уменьшая
полезную работу ступени.
Такая гипотетическая схема потока влаги
подтверждается как опытами, так и косвенно:
следами эрозионного разрушения на этой ча-
сти лопаток (см. § 3-4).
Ухудшение коэффициента полезного дейст-
вия ступени объясняется также дополнитель-
ными потерями во вращающейся рабочей ре-
шетке, связанными с сепарацией водяной
пленки, отбрасыванием влаги к периферии,
увеличением концевых потерь в периферийной
зоне и т. д.
Отсутствие в настоящее время универсаль-
ной и достаточно надежной методики опти-
мального проектирования ступеней при работе
их влажным паром также сказывается на
к. п. д. ступени. Это относится и к распреде-
лению параметров влажного пара по радиусу
в ступенях большой веерности, профилирова-
нию решеток с учетом истинных скоростей и
углов потока, выбору оптимальных характери-
стик ступени (решеток, зазоров, перекрыт,
и/Сф и т. д.), специальному профилированию
решеток, наиболее эффективно работающих
во влажном паре, и т. п.
Если унос из ступени вместе с влагой и
части пара, неизбежный в ступенях, где орга-
низована как внутриканальная (см. § 3-1), так
и периферийная (см. § 3-2) сепарация, проис-
ходит из сопловой решетки или за ней, т. е.
до рабочего колеса, то в данной ступени неиз-
бежно уменьшение полезной работы и, сле-
довательно, снижение к. п. д.
В общем балансе потерь по влажности
&	В. ГТ	ВЛ	/ 1 1 \
(2-И)
доля отдельных составляющих потерь различ-
на и зависит от многих физических и геоме-
трических факторов. Однако в большинстве
Рис. 2-21. Распределение потерь от влажности по
высоте ступени.
а — расчет в предположении заданной дисперсности; б — расчет
отдельных составляющих потерь от влажности (£доп — не
учтенные расчетом дополнительные потери);--------вся вла-
га мелкодисперсная; —  — • — • — • — — вся влага крупнодне-
персная;-------------— дисперсность, полученная в опытах.
случаев в ступенях многоступенчатых турбин
решающими являются потери на торможение
и на разгон крупнодисперсной влаги.
На рис. 2-21 показано расчетное [16] распределе-
ние потерь по высоте для типичной ступени низкого
давления, работающей в отсеке из четырех ступеней
со следующими характеристиками:
Давление пара перед ступенью, кПа.............15,7
Влажность перед ступенью:
средняя....................................0,041
по мелкодисперсной влаге...................0,033
по крупнодисперсной влаге ................. 0,008
Давление за ступенью, кПа ...................... 3,5
Диаметр капли, мкм:
мелкодисперсной втаги ..................... 0,32
крупподисперсной влаги....................120
Кривые на рис. 2-21,6 показывают, что потери
от влажности в основном определяются наличием круп-
нодисперспой влаги, которая в ступенях большой ве-
ерности многоступенчатых турбин_ концентрируется
в периферийной зоне. На высоте Z=0,95 суммарные
локальные потери £вл=0,10; из них £ТОрм = 0,06—
потерн от торможения крупнодисперсной влаги,
а £Разг=0,015 — потери от ее разгона.
Проведенные расчеты показали: если принять всю
влагу мелкодисперсной, £ЕЛ<ё;0,01, а если крупнодис-
персной, то (£фл) сР=0,11 (у периферии £Вл=0,28).
При распределении влаги, по данным испытаний, сред-
ние значения (t,Bл)ср=0,06 (рис. 2-21,а).
Для определения коэффициента скольжения v=
=с'/с", который необходим при подсчете потерь от
влажности, в [34] предлагается замкнутая система
уравнений, описывающая в общем виде движение двух-
фазной среды и изменение ее состояния для процесса
с диссипацией:
dF , de dv dT
т+т--------й—ГГТ' = 0;
(1 4- y*c) cdc 4- y*cz dv 4- v dp (1 4- Г) = 0;
rfc	dv	_ 3	Cx v'	(1 —	v)2
c v 4 d v" v ^S’
— (1 4- f/*v2) cdc — y*czv dv = (1 — ga9p) v dp 4-
3 Cx v'
+тт
F’ v’ y*
здесь Г = p__P~~	J У* — степень влажности,
отнесенная к расходу пара; s — путь; £аэр — коэффици-
ент аэродинамических потерь.
Уравнения выведены в предположении неизменно-
сти у* и замены поверхностного трения коэффициен-
том потерь, а также при условии пренебрежения не-
которыми второстепенными членами исходных урав-
нений, в том числе изменением энтальпии жидкости
di, диссипацией под влиянием теплообмена между
фазами и т. п.
По [14] для обычно встречающихся параметров
коэффициент скольжения подсчитывается по простой
формуле
где ~ находится из выражения
т2 — s.
2 4*т	sin a”i с"г
Л = 9,75 Vp"/vn v'd~l>5;
здесь у/'— динамическая вязкость пара.
(2-13)
48
Рис. 2-22. Взаимозависимость давления р, абсолютной
скорости паровой фазы с", пути, проходимого водяной
каплей, s и коэффициента скольжения v по данным
фирмы ББЦ.
Формулы (2-12) и (2-13) показывают, и это под-
тверждается опытом (см. рис. 2-16), что с увеличением
расстояния коэффициент скольжения сначала растет
интенсивно, а затем медленно. Так, при $=0,2 коэф-
фициент v=0,45, а с увеличением расстояния в 5 раз
до $=1,0 коэффициент возрастает только до v=0,7.
При одном и том же осевом расстоянии s с умень-
шением диаметра капли $ растет и v увеличивается.
В последних ступенях паровых турбин при вязкости
jx"=2,l Па-с и v"—5 м3/кг для s=20 мм, </5=400 м/с,
«'5=20° и капель диаметром rf=100, 250 и 500 мкм
соответственно коэффициент скольжения v=0,25; 0,1 и
0,05. С увеличением давления v растет (см. также
рис. 2-5).
На рис. 2-22 представлена номограмма фирмы ББЦ
[145], по которой при известных скорости пара с",
давлению р и пути, проходимому каплей s, можно опре-
делить коэффициент скольжения v.
Коэффициент затрат энергии на разгон капель
в межвепцовом зазоре можно найти из выражения
<Р2ру*v (2 + V£/*) (1 — р).
£разг = (J vy*)2	’ I
где фр — условный коэффициент скорости, учитываю-
щий потери энергии от разгона капель в сопловой ре-
шетке.
Формула МЭИ [67]
(2-15)
1 t/o
по сравнению с формулой (2-14) дает практи-
чески в два раза меньшее значение £ра3г- На
рис. 2-23,6/ показано сравнение опытов, выпол-
ненных с заторможенным рабочим колесом
(и/Сф=0), и расчета по (2-15): при этих рас-
четах было принято v=0,5 и <р=0,95.
Для потери от торможения рабочих лопа-
ток имеется [67] простая полуэмпирическая
формула
^торм= 4//0 (1 — V) {и/сфу.	(2-16)
Эта формула базируется на опытах МЭИ, вы-
полненных с серией ступеней активного типа
(рис. 2-23,6). При начальной влажности у0=
=0,08 сумма потерь дРазг+£торм, по данным
МЭИ, при v=0,5 составляет:
^Разг4“ ^тоРм=0,94//о=0,07.
Для потерь от торможения выводится [34] более
сложная зависимость, которой можно воспользоваться
и для ступеней большой веерности.
Представим мощность торможения в ступени на
основании уравнения Эйлера:
гп
7?торм= J (ис1и^6|,л — tic^dG^1),	(2-17)
гк
здесь с'т и с'2и — окружные составляющие скоростей
крупнодисперсной влаги на выходе из сопловой ре-
шетки и из ступени, dG*31—элементарный расход вла-
ги на входе в рабочую решетку и соответственно на
выходе из нее.
Хотя	и cf2u<Zu, примем для простоты, что
a'i=ai и с'2и=и (см. рис. 2-20). Очевидно, что при
этом абсолютное значение РТОрМ возрастет и расчет
даст несколько завышенные значения £ТОрм. Приняв
получим:
гп
Лорм = J (ус^иЛС^ — utdG^1).
Считая, что на входе и выходе из рабочей решет-
ки известен закон распределения по высоте крупно-
дисперсной влаги, что v неизменно по высоте, и для
простоты приняв, что ступень спроектирована по за-
кону cIuu=const, получим:
Дгорм —	— x2u®G|ji;
здесь Xi и %2 зависят от 0 и подсчитываются по из-
вестному закону распределения влажности х=0,6-/-1,
где меньшее значение относится к последним ступе-
ням большой веерности, а большее — к коротким
лопаткам. Разделив РТорм на теоретическую мощность
ступени Ро=О,5бс2ф и обозначив yKVi=GB3li/G; yKv2=
Рис. 2-23. Основные составляющие потерь от влажности
в ступени по расчетам МЭИ для серии ступеней актив-
ного типа (р=0,1) с /1=15-^50 мм при Ё=0,7-ь0,87.
а —потери на разгон крупных капель; О — по опытам; /—рас-
чет по (2-15); б—потери от торможения; О—по опытам- 2______
расчет по (2-16) при i/o<0,08.
4—580
49
Рис. 2-24. Потери от торможения в ступени .в зависимо-
сти от окружной скорости и.
О — опыты; /—расчет по (2-18) при х=1, d—25 мкм и пг=3,5.
—G^zjG, получим приближенное выражение для ко-
эффициента потерь в ступени за счет торможения:
(2-18)
В этом выражении множитель т показывает уве-
личение потерь от торможения за счет многократного
отбрасывания влаги в зазоре между решетками. По
опытам и расчетам ЛПИ, представленным на рис. 2-24,
т=хЗ,5.
Влияние влажности на интегральные поте-
ри в ступени £ВЛ неоднократно было объектом
исследований. Для большой группы ступеней
с лопатками постоянного профиля и tZ/Z>8
выполнены исследования на одноступенчатой
экспериментальной турбине МЭИ на влажном
паре. В зависимости от Q=d/1 результаты
этих опытов обобщены на рис. 2-25,6 и в.
Опыты проводились для ступеней активного
типа с разными геометрическими и физиче-
скими параметрами, преимущественно при до-
звуковых скоростях. Исследования показали
существенное влияние влажности на к. п. д.,
причем большее, чем обнаруживается при ис-
пытаниях многоступенчатых турбин, что объ-
ясняется крупнодисперсностью влаги на входе.
На рис. 2-25,6 представлены результаты опы-
тов МЭИ со ступенями, имитирующими от-
дельные зоны ступени большой веерности.
Опыты БИТМ, проведенные на увлажнен-
ном воздухе с активными ступенями [34], по-
казали результаты, качественно аналогичные
полученным в опытах на паре, но с меньшими
потерями £вл (рис. 2-25,6, кривая 4).
Опыты Б14ТМ обнаружили, что установка
бандажа на коротких лопатках увеличивает
двл в 1,3—1,8 раза, что, видимо, связано с кон-
центрацией влаги в периферийной зоне рабо-
чей решетки, поскольку отбрасываемая к пе-
риферии водяная пленка в обандажированных
лопатках почти не сепарируется. Аналогичные
результаты были получены в опытах на реак-
тивных турбинах фирмы «Парсонс» [134].
Опыты на ступенях большой веерности, ха-
рактерных для ЦНД паровых турбин, выпол-
нялись как в одно-, так и в многоступенчатых
турбинах.
МЭИ [31] детально исследовалась модель
типичной последней ступени с 0=2,75. Инте-
гральные результаты этих испытаний приведе-
ны на рис. 2-26. Опыты показали, что даже
при большом теплоперепаде влияние влажно-
сти обнаруживается только при г/о>0,015 (т. е.
при (/2> 0,045) и потери от влажности пример-
но пропорциональны средней влажности //ср
и составляют двл=0,7//ср- С увеличением теп-
лоперепада при r/0=const (уменьшением е)
потери £вл растут. Например, при г/о=О,О5 и
возрастании теплоперепада в 2 раза Д£вл=
=0,028. Это объясняется главным образом
увеличением влажности на входе в рабочую
решетку, ростом угла pi и тем самым (ЗЭ, что
ПРИВОДИТ К ПОВЫШеНИЮ дторм.
Рис. 2-25. Влияние начальной влажности у0
и геометрических характеристик активных ступеней с облопачиванием
постоянного профиля на экономичность.
« — зависимость к. п. д. T]oi от «/сф и у0, 0-8, Л=48 мм, е=0,85 (опыты МЭИ): / — перегретый пар; 2 — </о=О,ОО8; 3 — ^=0,019;
4 — t/o=O.O43; 5—ио=О,О68; б — зависимость £вл/ 7^=КУоУ- / — ©**>27; 2 —©*=16; 3 — ©=8; 4 — опыты БИТМ: м/сф=0.5: 0=9,2;
в — опыты МЭИ с 0=8 и необандаженными лопатками (см. также рис. 2-19,6): / — решетка пластин с «/сф = 0,7; 2 - отдельные
сечения ступени большой веериости с «/сф=0,5-г0,7.
50
Рис. 2-26. Изменение к. п. д. т]ог. и оптимального отно-
шения скоростей u/сф в зависимости от влажности пара
и числа Re" Опыты МЭИ со ступенью 0=2,75.
ступенью увлажнение было искусственным и
влага распределялась равномерно по высоте;
ко второй же ступени подводился пар, увлаж-
ненный в первой ступени. Во второй ступени
при условиях, характерных для многоступен-
чатых турбин, при ц/Сф=0,55 и //=0,10 потери
Опыты (рис. 2-26) показали, что во влаж-
ном паре заметнее сказывается влияние числа
Re на к. п. д. ступени, что, видимо, объясня-
ется большим влиянием Re на обтекание ре-
шеток с водяной пленкой и на скорости дви-
жения частиц жидкости.
Некоторые итоги исследований Л ПИ со
ступенями, имевшими d/1=4,7 (рср=0,45) и
d 11=3,9 (рСр=0,3), представлены на рис. 2-27.
Отметим, что в этих ступенях различными
были условия подготовки влаги: перед первой
Рис. 2-27. Потери от влажности в ступенях двухступен-
чатого отсека модельной турбины ЛПИ при и/сф = 0,55.
1— первая ступень, 0=4,7; 2— вторая ступень, 0=3,9.
Рис. 2-28. Распределение степени влажности уг за сту-
пенями большой веерности.
а — опыты МЭИ со ступенью с 0=2,75; б — обобщение опытов
разных организаций; □ — опыты ЦКТИ; О — опыты ХТГЗ; £ —
опыты МЭИ; А — опыты Паметрада; 1 — осредненные значения
в ступени без влагоудаления; 2 — осредненные значения уг
в ступени с периферийным влагоудалением (в зоне Z>0,8); в —
степень влажности у периферии ступени в зависимости от
средней диаграммной влажности </2ср и РаспРеДеление п0 вы-
соте за ступенью модального размера влаги [38]:
Кривые	1	2	3	4	5	6	7
#2Ср	0,06	0,09	0,06	0,09	0,08	0,08	0,08
«/«ном	0,5	0,75	0,75	1,0	0,78	0,89	1,0
Опыты	ктз	ктз	ктз	ктз	ХТГЗ	ХТГЗ	ХТГЗ
4*
51
£вл=0,085. В первой ступени при тех же пара-
метрах £вЛ больше на 0,02.
В связи с тем что с ростом ц/Сф возраста-
ют и потери от влажности, что объясняется
главным образом увеличением £торм, то, как
показали опыты МЭИ, БИТМ, ЛПИ, ЦКТИ,
при работе во влажном паре уменьшается
оптимальное отношение скоростей (м/Сф)ыакс-
Это. например, видно из рис. 2-25 и 2-26.
Одним из важнейших результатов экспе-
риментального исследования ступеней являют-
ся данные о распределении влажности по вы-
соте за ступенью. Это распределение в значи-
тельной мере определяет влияние влажности
как на к. п. д. ступеней, так и на се-
парационную способность влагоулавливающих
устройств; оно позволяет уточнить расчет сту-
пеней, особенно при большой их веерности, да-
ет направление в оптимальном проектирова-
нии и профилировании решеток.
Для ступени с 0=2,75 с лопатками, имею-
щими две проволочные связи, это распределе-
ние показано на рис. 2-28,а. При //о=О,О25 и
большом теплоперепаде в нижней части лопа-
ток //2<0,03, а на периферии влажность дохо-
дит до £/2=0,08-4—0,10, увеличиваясь с ростом
Ц/Сф.
Аналогичные результаты были получены
в опытах ХТГЗ, ЦКТИ, ЭВ. Обобщение опыт-
ных данных (рис. 2-28,6) показало, что при
отсутствии влагоудаления распределение
влажности по высоте за ступенью большой
веерности можно принять линейным с ростом
у от корня к периферии примерно в 2—3 раза.
При периферийном влагоудалении в области,
охватывающей верхнюю зону лопатки 1=
=0,8-4-1, влажность резко возрастает, дости-
гая по сравнению со средним значением че-
тырехкратного увеличения.
Иными оказались результаты измерений на
натурном экспериментальном ЦНД фирмы
«Вестингауз» [148а]. Измерения проводились
на входе в последнюю ступень в месте отбора
пара. От корневой зоны (/^0,13), где влаж-
ность была невелика (//=^0,004-н 0,007), она
почти не менялась до Z=t=0,35; затем возраста-
ла по высоте, достигала при /=0,65-4-0,7 мак-
симального значения //=0,018-4-0,022, далее
монотонно снижалась и при /=^0,92 составля-
ла //=0,014-4-0,016.
По опытам КТЗ [38], проведенным на
многоступенчатой турбине, влажность за ра-
бочими лопатками последней ступени у пери-
ферии в 2—5 раз превышала среднюю диа-
граммную влажность //2ср за ступенью
(рис. 2-28,в).
Интересны исследования, проведенные КТЗ по из-
менению дисперсности влаги по высоте ступени, пред-
ставленные на рис. 2-28,в. Опыты показали, что сред-
ний (модальный) размер частиц влаги, оставаясь при-
мерно одинаковым от корня до среднего диаметра,
к периферии за ступенями возрастает примерно в два
раза. Однако аналогичные исследования, выполненные
на другой многоступенчатой модельной турбине, нао-
борот, показали, что при и<пНом дисперсность влаги
уменьшается от среднего диаметра ступени к пери-
ферийному. Эти противоречивые данные показывают
значительное влияние на размер капель геометрических
и режимных параметров ступеней.
2-4. ОСОБЕННОСТИ ТЕПЛОВОГО РАСЧЕТА
ТУРБИННЫХ СТУПЕНЕЙ ПРИ РАБОТЕ ВЛАЖНЫМ
ПАРОМ
Тепловой расчет турбины, когда рабочим
веществом является газ или перегретый пар,
подробно разбирается во многих книгах [1, 69,
155]. В то же время имеются некоторые осо-
бенности теплового расчета турбин на влаж-
ном паре. Эти особенности касаются характе-
ристик решеток (коэффициентов скорости и
расхода, углов выхода) и турбинных ступеней
(степени реакции, к. п. д., сепарации, осевого
усилия).
Все характеристики при работе влажным
паром зависят не только от степени влажно-
сти, но и от доли крупнодисперсной влаги //кр.
По данным МЭИ [66], значение //кр можно
принять для расчета турбинных ступеней в за-
висимости от места образования влаги в про-
точной части турбины, т. е. от порядкового но-
мера ступени, отсчитываемого от той, где
произошла первичная конденсация. Так, но-
мер группы ступеней с сухим насыщенным па-
ром на входе является общим номером ступе-
ни. Другим фактором, влияющим на //кр,
Рис. 2-29. Зависимость доли крупнодисперсной влаги
укр от места возникновения влаги (а) и поправка /?Р,
учитывающая влияние давления (б).
52
Рис. 2-30. Приращение коэффициентов потерь энергии от
влажности для сопловых (а) и рабочих (б) решеток
в зависимости от степени влажности перед решеткой.
является давление пара р, с ростом которого
г/кр уменьшается.
Таким образом,
= Л	(2-19)
где г/^и kp— см. рис. 2-29.
Для построения треугольников скоростей,
изображения процесса расширения влажного
пара в is-диаграмме и особенно при расчете
ступеней большой веерности по отдельным се-
чениям примем, что коэффициенты потерь
энергии в решетках равны:
.^вл=^п.п+;Д^	(2-20)
Зависимость .А£ от z/K₽ и начальной влаж-
ности представлена на рис. 2-30. При больших
степенях влажности z/o>0,10 (для рабочих ре-
шеток z/i) и //кр>0,3 можно считать:
для сопловых решеток
А£с=0,4г/0;	(2-21)
для рабочих решеток
A£p=0,6z/i.	(2-22)
При расчете по сечениям ступеней большой
веерности (0>5) распределение влажности У2
по высоте принимается согласно рис. 2-31.
Коэффициент расхода турбинной решетки
при обтекании ее влажным паром, в том числе
при небольшом перегреве перед решеткой и
при Xi< 1,0, в конце процесса расширения ока-
зывается выше, чем для перегретого пара.
Рис. 2-31. Распределение влажности ydycv за ступенью
большой веерности и влажности у периферии z/гп для
различных значений #кр.
Скорости clt и 0,21, удельные объемы Vu и
vzt определяются в предположении равновес-
ного процесса. Данные по коэффициентам рас-
хода, полученные в различных исследованиях,
могут быть обобщены.
На рис. 2-32, а приведена зависимость
цБЛ/цпп для ступеней ЦНД от степени влаж-
ности в горле решетки (в предположении рав-
новесного состояния и изоэнтропийного рас-
ширения) z/i и у2 при давлении pi и р2 для
сопловой и рабочей решеток соответственно
или pi* и р2* (при критическом режиме),
а также от реактивности ступени р.
Коэффициент расхода можно определять
по формуле
(2-23)
где Др, принимается по рис. 2-32, б, а — по
рис. 2-32, в. Влияние давления р можно учесть
поправочным коэффициентом
Давление .... 3—10 кПа 0,1 МПа 1 МПа 5 МПа
Коэффициент^1. 1,0	0,9	0,7	0,3
Коэффициенты расхода для перегретого
пара pi и р,2 можно принять по [69].
Если рассчитываются ступени большой ве-
ерности, то р,1 и р.2 следует принимать пере-
менными по высоте [93]; так же переменными
по высоте должны быть р,вл/р,пп с учетом
влажности, меняющейся по радиусу. Если рас-
чет производится для ступени большой или
даже умеренной веерности (0<8^-5), то ис-
пользование отношения цБЛ/рп-п, взятого по у
па среднем диаметре, даст заниженные значе-
ния цБЛ, так как в верхней части решетки и у
53
больше, и больше расход. В результате этого
давление перед ступенью окажется ниже рас-
четного, что подтверждается некоторыми ре-
зультатами испытаний натурных турбин.
Угол выхода потока из решетки (усреднен-
ный), если нет опытных данных, относящихся
к конкретным решеткам и определенным усло-
виям течения, можно для построения треуголь-
ников скоростей подсчитать по формуле
а^==а^ + 20у0,	(2-24)
где а — в градусах, a а”*п — угол выхода по-
тока при течении перегретого пара.
Иногда для сопловых решеток пользуются
следующей формулой:
Рис. 2-32. Обобщенные данные по коэффициенту расхода
турбинных решеток при течении влажного пара.
а — цвл/цп.п в зависимости от у — влажности в горле решетки
при равновесном процессе и изоэнтропийном расширении папа
и р — степени реакции; б — поправка к коэффициенту расхода
Др в зависимости от влажности перед решеткой г/0 (или yt) и
конфузорности решетки; в — поправка^ на отношение давле-
Р- __
ний в решетке ei=pi/po или е2=Р2/р j_ (где р0 — давление тормо-
жения перед сопловой решеткой, p'i — давление торможения
в относительном движении перед рабочей решеткой) для до-
критического режима.
Для определения угла выхода из рабочей
решетки |32 при течении влажного пара,
с одной стороны, не имеется достаточных экс-
периментальных данных, с другой — уточнение
§2 играет при расчете дайной ступени не столь
важную роль. Это объясняется тем, что к. п. д.
ступени или группы ступеней оценивается при
работе влажным паром пе по треугольникам
скоростей и уравнению Эйлера, а интегрально
с помощью поправочных коэффициентов. Про-
ектирование же сопловой решетки при относи-
тельно небольшой чувствительности ее к из-
менениям угла входа ct0 не требует уточне-
ния среднего значения угла р2. В то же время
для правильного проектирования внутрика-
нальной сепарации необходимо знать направ-
ление выхода жидкой фазы из предыдущей
ступени (см. § 3-1). При этих расчетах необ-
ходимо отдельно рассматривать углы направ-
ления паровой и жидкой фаз и соответственно
строить треугольники скоростей (см., напри-
мер, рис. 2-20).
Реакция в турбинной ступени при течении
влажного пара определяется детальным расче-
том с учетом р.°л , pf и других параметров.
Если известна реакция ступени (средняя или
в каком-либо сечении) по расчету или испыта-
ниям на перегретом паре, то изменение реак-
ции можно пайти, используя методику, пред-
ложенную в [57]. Влияние изменения коэффи-
циентов расхода р, идентично соответствующе-
му изменению площади решеток, а изменение
угла выхода может быть представлено изме-
нением отношения скоростей. Для степеней
влажности, встречающихся в турбинах, второй
поправкой можно пренебречь. Тогда рвл—рпп
определяется по (2-8), где р,вл/рпп принима-
ется по рис. 2-32.
Для более грубых оценок можно восполь-
зоваться формулами (2-9) и (2-10) или фор-
мулой
л ВЛ .П.П	-	— -
1 Д.° =0-7 [I - К^(1-Угр" “)]- (2-26)
Экономичность ступени при работе влаж-
ным паром, как видно из § 2-3, снижается. Из
большого числа методов определения этой до-
полнительной потери |ЕЛ рассмотрим следую-
щие.
1.	Определение потерь от влажности по ши-
роко распространенной формуле
। лвл
(2’27)
Очевидно, что коэффициент а должен за-
висеть от очень многих как режимных (влаж-
ность, ее дисперсность, отношение скоростей,
давление, числа М и Re, реакция и др.), так
и геометрических параметров (решетки, их
54
Рис. 2-33. Коэффициент /го для расчета потерь от влаж-
ности в турбинной ступени по формуле (2-28) в зави-
симости от доли крупнодисперсной влаги г/кр и степени
реакции р.
размеры, зазоры, наличие бандажных и про-
волочных связей и т. д.). Поэтому, как и для
точного определения к. п. д. ступени на пере-
гретом паре, при течении влажного пара не-
обходимо знать все характеристики ступени.
Однако пока накоплен недостаточно полный
экспериментальный материал, который позво-
лил бы рекомендовать достаточно точные и
в то же время обобщенные формулы для £вл-
Испытания различных ступеней показали, что
усредненные значения а могут отличаться в не-
сколько раз. Следует отметить, что многие
опыты проводятся в одноступенчатых экспери-
ментальных турбинах при дисперсности влаги
на входе в ступень, существенно отличающей-
ся от той, которая образуется в многоступен-
чатой турбине.
2.	Определение потерь от влажности по
формуле МЭИ.
Формула, подтвержденная испытаниями
ступеней небольшой высоты в одноступенча-
той экспериментальной турбине при малых М,
в отличие от (2-27) включает отношение ско-
ростей и подчеркивает превалирующее влия-
ние начальной влажности:

1а, = 2-у	+ 0,35 (у,-у.)-А- ; (2-28)
здесь у2 — влажность за ступенью при равно-
весном состоянии. Если процесс расширения
начинается в области перегретого пара, то
г/о=О, а Лвл0— та часть располагаемого тепло-
перепада ступени, которая находится ниже ли-
нии насыщения; kQ — коэффициент, зависящий
в первом приближении от доли крупнодис-
персной влаги укР и степени реакции турбин-
ной ступени р [67]. Для оценки k0 можно вос-
пользоваться графиком рис. 2-33. Величина
г/кр принимается из детального расчета рас-
пределения и дисперсности влаги или по
рис. 2-29. Для грубой оценки можно принять
f/Kp=0,35.
Для расчета отдельных сечений ступени
большой веерности (@<5) можно использовать
график на рис. 2-34. Здесь наибольшее влия-
Рис. 2-34. Потери от влажности £вл по отдельным сече-
ниям ступеней большой веерности в зависимости от на-
чальной влажности Уо.
ние влажности обнаруживается в корневых
сечениях с активной, слабоконфузорной ре-
шеткой и большим поворотом потока. Наи-
меньшее влияние влажности наблюдается
в периферийных сечениях с малым поворотом
потока и профилями, близкими к пластинам.
3.	Метод определения потерь от влажно-
сти в ступени £вл по данным ЦВТШ [155].
Эти потери существенно зависят от средне-
го диаметра капель, а для определения d на-
до по (2-3) найти р.
4.	Детальный расчет ступени с определе-
нием отдельно основных составляющих потерь
от влажности — потерь от разгона и потерь
торможения, как это показано в § 2-3.
Для выполнения этого расчета необходимо
знать характеристики влажного пара, т. е. рас-
пределение влажности и дисперсности, а так-
же полные геометрические характеристики
ступени. Такой расчет производится с по-
мощью ЭВМ и требует введения большого
числа допущений и экспериментальных попра-
вок.
Потери от влажности, как и все потери в ступе-
ни, снижают оптимальное отношение скоростей (и/с$).
По опытам МЭИ [31] со ступенью с 0=2,75 по-
лучено, что при z/o>O,O5
Уо (0.2 + z/0).
(2-29)
Если использовать формулу (2-28), то
А(«/Сф) 0пт=0,14уо-}-0,09у2-	(2-30)
Расчет по этим формулам, например, при £/о=О, 10.
и £/2=0,128 дает Д(и/Сф) опт=0,03. Если рассчитывает-
ся ступень с «=const, то при заданном у2 уменьше-
ние u/Сф означает, кроме того, увеличение /г0, значит,
влажность на входе в ступень снижается, что еще бо-
лее сокращает потери от влажности.
Как показывает приведенный выше пример, для по-
следней ступени турбины, где (к/сф)оггг = 0,65 -+ 0,75,
с учетом"влажности’'должно быть (м/сф)®^.—0,62=0,72,
т. е. теплоперепад ступени должен возрасти.
Осевое усилие в турбинной ступени при
течении влажного пара возрастает и может
55
быть подсчитано по известным методикам, см.,,
например [69], при уточненных значениях ре-
акции. Для грубой оценки фирма ДЭ считает,
что осевое усилие в ступенях ЦНД активного
типа по сравнению с расчетом на перегретом
паре возрастает на 2% [68].
При поступенчатом расчете проточной ча-
сти с влагоудалением необходимо строить про-
цесс расширения с учетом сепарации, т. е. пос-
ле каждой ступени на изобаре р2 откладывать
Az/г, соответствующее подсушке пара за счет
сепарации в данной ступени. Тем самым нача-
ло процесса в следующей ступени сдвигается
к меньшему у0. Эта подсушка Лу2 определяет-
ся по формуле
Ьуя^уг,	(2-31)
где у2 — влажность за предыдущей ступенью
без учета сепарации и при равновесном со-
стоянии; — коэффициент сепарации, завися-
щий от многих физических и геометрических
характеристик ступени, в первую очередь от
типа сепарации (подробно см. § 3-1—3-3). При
оптимальной организации сепарации W для пе-
риферийного влагоудаления можно подсчитать
по данным § 3-2; для внутриканальной сепара-
ции в сопловых лопатках — § 3-1; для сепара-
ции с помощью зубчиковых лопаток — § 3-3.
При сочетании нескольких типов сепарации
общее количество отсепарированной влаги
оказывается меньше арифметической суммы
влаги, отделенной каждым из способов, т. е.
Чг0бщ<2Т.
Суммарный эффект всех способов сепара-
ции в ступени в зависимости от давления за
ступенью Р2 по данным фирмы «Вестингауз»
представлен на рис. 2-35. По данным ЦВТШ,
теоретически наивысшая сепарация может
быть определена в зависимости от среднего
диаметра капель влаги d [61, 155].
Потери от влажности при сепарации умень-
шаются и составляют по [155]
S"=(1-Y’P)^	(2-32)
Рис. 2-35. Общий коэффициент суммарной сепарации
'Робщ при всех применяемых в ступени способах вла-
гоудаления в зависимости от давления за ступенью р%
(данные фирмы «Вестингауз»).
Рис. 2-36. Коэффициент у,
учитывающий уменьшение
потерь от влажности за счет
сепарации влаги, в зависи-
мости от влажности в месте
сепарации (данные ЦВТШ)
где £вл — потери без учета сепарации, а у
принимается по рис. 2-36.
Поскольку в систему влагоудаления ступе-
ни кроме влаги неизбежно отводится и часть
пара, которая, таким образом, не работает
в следующих ступенях, то в уравнения нераз-
рывности подставляется расход
G = G’ [ 1 - (1 - Т) - AG™; (2-33)
здесь G' — расход рабочего вещества до отво-
да влаги; у'ст— влажность в ступени в месте
отвода влаги; AGnap— количество пара, отво-
димое вместе с сепарируемой влагой и
существенно зависящее от формы влагоулавли-
вающих каналов, их размеров и перепада дав-
ления в них. По данным ДЭ, для типов и раз-
меров влагоудаления, применяемых в турби-
нах фирмы, AGnap/G/^0,5%-
По методике фирмы ДЭ (см. § 1-3) обыч-
ное периферийное влагоудаление специально
не учитывается в расчете — его эффективность
входит в поправочный коэффициент, по кото-
рому определяется к. п. д. отсеков и групп сту-
пеней, работающих влажным паром. Специ-
альному расчету подвергается лишь сепарация
влаги, производимая с помощью зубчиковых
лопаток. Количество отсепарированной влаги
(коэффициент сепарации Ф) находится по
графику в зависимости от давления (см. §3-3).
С учетом V процесс в fs-диаграмме перемеща-
ется и последующая ступень рассчитывается
по уточненным значениям у и I. По этому
уточненному значению у и определяются не-
обходимые поправочные коэффициенты для
вычисления экономичности и параметров пара.
По методике фирмы ДЭ, кроме того, с учетом
влаги уточняются выходные потери (см.
§ 1-3).
2-5. РАСЧЕТ ГРУППЫ СТУПЕНЕЙ
Предельная мощность однопоточной турбины
Располагаемый теплоперепад турбины
//о=800-^1800 кДж/кг может быть эффектив-
но переработан только в большом числе по-
следовательно расположенных турбинных сту-
пеней. Паровые турбины даже при невысоких
начальных параметрах пара, присущих АЭС
с водоохлаждаемыми реакторами, имеют боль-
56
ше десяти, а иногда и несколько десятков сту-
пеней. Еще больше, естественно, ступеней
в турбинах высоких параметров пара, а также
в турбинах реактивного типа, в ступенях кото-
рых при той же и располагаемый теплопере-
пад примерно в 2 раза меньше, чем при р=0.
Как правило (см. гл. 5), все ступени тур-
бины не удается расположить на одном рото-
ре, длина которого стала бы конструктивно и
технологически недопустимо большой, а жест-
кость— недопустимо малой. Поэтому паровые
турбины, начиная с мощности 50—100 МВт,
выполняют в нескольких цилиндрах. Это свя-
зано с необходимостью при больших объем-
ных пропусках пара Gv направлять пар по не-
скольким параллельным потокам: так выпол-
няют части низкого давления, а при больших
Рэ и GqV0 — части среднего и даже высокого
давления.
Разделение на параллельные потоки ЦНД
определяется так называемой предель-
ной мощностью однопоточной тур-
бины.
Электрическая мощность турбоагрегата
равна:
P.=G0
(2-34)
где Go — расход пара через первую ступень;
dj — доли расхода пара, отбираемого для по-
догрева питательной воды, промежуточного
перегрева и т. п.; /2—1 — число отборов.
Если GK — расход пара через последнюю
ступень, то
(2-35)
Р э—GKH о??2Т]0.э,
Используя уравнение неразрывности для
кольцевого сечения Q последней рабочей ло-
патки [69], получаем выражение
pl _и//е^,эК АЛ,"с ^разгр°раст f 50 \	36)
э 2860ик	'
где измерение значений /7оиД/гв.с— в кДж/кг,
о — в МПа, п — в с-1.
Примем, например, Лразгр = 2,68, рмат = 8-103 кг/м3,
допускаемые напряжения на растяжение для нержавею-
щей стали а — 230 МПа и для высоколегированной
стали с£™т=375 МПа; ^тогда для турбины высоких па-
раметров (ро=12.8 МПа, /0=/пп=535°С при рг—
=3,5 кПа) предельная мощность однопоточной тур-
бины составит соответственно Р1Э—60 и 100 МВт. Для
турбин насыщенного пара (ро=6,4 МПа) соответствен-
но Р1э==40 и 65 МВт. Эти расчеты проведены для ча-
стоты вращения п—50 с~' и A/iB.c=25 кДж/кг.
Поскольку современные турбины АЭС со-
здаются на гораздо большие мощности, вплоть
до Рэ= 1000-М 500 МВт, то, естественно, необ-
ходимы способы увеличения мощности турби-
ны по сравнению с предельной мощностью
одного потока. В качестве таких способов мо-
гут применяться:
1)	увеличение числа потоков в ЧНД, что
означает усложнение конструкции турбины и
ее удорожание, причем при большом числе
потоков длина валопровода и число цилин-
дров становятся конструктивно недопустимы-
ми; видимо, при одном ЦВД реально макси-
мальное число потоков в ЦНД равно 8;
2)	уменьшение частоты вращения вдвое,
т. е. при частоте сети 50 Гц до /2=25 с-1. При
этом предельная мощность одного потока воз-
растает в 4 раза (см. § 4-3);
3)	ухудшение экономичности собственно
турбины за счет повышенных А//В.с, причем
увеличение A/zB.c в 1,5 раза повышает Ртэ
в 1,22 раза, снижая к. п. д. турбины насыщен-
ного пара на Ат)0.э/'По.э=1,3°/о- Отметим, что
при A'/iB.c>70 кДж/кг скорость с2 превышает
скорость звука и расширение пара происходит
частично за пределами рабочей решетки по-
следней ступени, не создавая полезной мощно-
сти. Другой путь — ухудшение экономичности
всей установки из-за повышения рк и, следо-
вательно, уменьшения vK, причем переход от
рк=3,5 к 4 кПа для турбин насыщенного пара
при тех же размерах последней стуйени сни-
жает к. п. д. установки на Лт|э/т]э=0,9%; мощ-
ность Рг0 при этом возрастает на 13%;
4)	изменение материала лопаток, когда уве-
личивается Ср°др или, как, например, для тита-
нового сплава, когда повышается удельная
прочность материала оДОГ1/рмат (где рмат=
= 4,5-103 кг/м3);
5)	полуторный выход в ЦНД, рассмотрен-
ный в § 2-3. По расчетам МЭИ [69] при тех
же размерах последней ступени и том же
к. п. д. использование двухъярусной предпо-
следней ступени позволяет увеличить мощ-
ность на 50—60%.
В табл. 2-1 представлены основные харак-
теристики последних ступеней мощных паро-
вых турбин, в том числе турбин АЭС, как
установленных, так и проектируемых. Кроме
того, сведения о последних ступенях турбин
АЭС даны в приложении.
При сравнении турбин с разной частотой
вращения укажем, что при полном подобии
и увеличении размеров ступени обратно про-
порционально частоте вращения п все аэро-
динамические, прочностные1 и вибрационные
1 Правда, с увеличением размеров поковки несколь-
ко уменьшаются допускаемые напряжения.
57
Таблица 2-1
Основные характеристики лопаток последних ступеней изготовленных
и проектируемых турбин
Частота вращения п, с*1	Длина лопатки 1, мм	Средний диаметр d, м	d/l	Кольцевая площадь й, Ма	Периферийная скорость ип, М/с	Завод-изготовитель, фирма	Для тур- бин АЭС
50	1200	3,25	2,71	12,25	700	ББЦ	+
50	1200 (титан)	3,0	2,50	11,3	658	лмз	+
50	1143	2,97	2,60	10,68	639	АЕИ	Проект
50	1080	2,95	2,73	10	633	КВУ	+
50	1030	2,53	2,46	8,19	559	ХТГЗ	+
50	1000	2,82	2,82	8,82	600	ББЦ	
50	1000	2,7	2,7	8,48	580	КЕМ-ББЦ	
50	960	2,48	2,58	7,48	540	ЛМЗ	
50	952	2,48	2,61	7,40	538	АДЭ	
50	950	2,85	3,0	8,5	596	ББЦ	+
50	940	2,46	2,62	7,28	534	УТМЗ	+
50	940	2,46	2,62	7,28	534	ЕЕ, „Парсонс”	+
50	914	2,54	2,78	7,28	542	АЕИ	4-
50	875	2,62	3,0	7,22	550	КВУ	+
50	870	2,47	2,84	6,76	524	„Шкода”	+
50	855	2,46	2,87	6,60	520	ЭВ	
50	852	2,35	2,76	6,26	503	ХТГЗ	+
50	850	2,52	2,97	6,80	520	„Хитачи”	
50	850	2,25	2,65	6,05	490	АЕГ	
50	840	2,44	2,90	6,44	520	„Шкода”	+
25	1500	4,3	2,87	20,3	455	АЕГ	+
25	1450	4,15	2,86	18,9	440	ХТГЗ	+
25	1365	4,28	3,14	18,4	443	КВУ	+
25	1320	3,91	2,96	16,2	411	АЕГ	+
25	1320	3,86	2,92	16,0	407	„Хитачи”	
25	1320	3,84	2,91	16,0	405	ЭВ	+
25	1250	3,92	3,14	15,38	406	„Шкода”	+
25	1200	4,2	3,5	15,8	424	ББЦ	+
25	1041	—	* 	—			ДЭ	+
60	889	—	—	—	.—	ДЭ	+
60	852	2,30	2,71	6,15	594	ДЭ, „Хитачи”	
60	850	2,25	2,65	6	590	ЕЕ-АЕИ	+
60	787	2,48	3,15	6,12	616	„Вестингауз”	
60	723	2,17	3,0	4,92	545	ББЦ	+
30	1320	3,96	3,0	16,42	498	ББЦ	+
30	1320	3,86	2,93	16,02	488	ДЭ, „Хитачи”	
30	1270	3,81	3,0	15,35	480	„Вестингауз”	+
30	1170	3,3	2,82	12,2	420	ЕЕ-АЕИ	+
30	1137	—	—	—	—	АЕИ	4-
30	1117	3,36	3,02	11,84	422	„Вестингауз”	4-
30	1092	3,35	3,07	11,5	419	ДЭ, „Хитачи”	4-
30	1041	—	—	—			ДЭ, „Хитачи”	4-
30	1016	3,11	3,06	9,92	389	„Алис-Чалмерс”	
30	1016	3,01	2,96	9,60	379	„Вестингауз”	4-
30	965	3,24	3,35	9,82	397	ДЭ, „Хитачи”	4-
30	889	2,79	3,14	7,82	347	ДЭ	+
(относительная отстройка от резонанса той же
кратности) характеристики остаются неизмен-
ными.
Таким образом, например, ступень с dcp=
=2,4 м и /=800 мм при дг=50 с-1 соответству-
ет ступени с dcp=4,8 м и /=1600 мм при п—
=25 с-1 и ступени с rfcp=2,0 м и /=667 мм
при и=60 с-1.
В многоступенчатой турбине от ступени
к ступени меняются размеры облопачивания
и к. п. д. На рис. 2-37 показано изменение по
потоку пара основных характеристик ступеней
для турбины насыщенного пара с промежуточ-
ным перегревом мощностью Рэ=1000 МВт при
п=25 с-1. Турбина имеет один двухпоточный
цилиндр высокого давления и три двухпоточ-
ных ЦНД.
График на рис. 2-37 показывает, в частно-
сти, изменения по ступеням реакции на сред-
нем диаметре р, отношения скоростей и/с# и
экономичности ступеней, типичные для турбин
насыщенного пара. В последней ступени для
организации отбора пара перед ней и лучшей
работы при снижении GKvK принято (и/Сф)<
<С (п/Сф) опт-
На экономичность ЦНД заметное влияние
оказывает выходной патрубок. В зависимости
от его размеров и формы, от условий входа
58
Рис. 2-37. Основные .характеристики ступеней турбины
насыщенного пара мощностью Рэ=1000 МВт на п==
= 25 с-1 при ро = 6,4 МПа, /пп=260°С, рк = 4 кПа.
в пего: скорости с2 и распределения ее по ра-
диусу, закрутки потока в последней ступени,
т. е. а2=а(г), числа Re — возможны как поте-
ря р2>Рк, так и восстановление статического
давления р2<рк. Здесь р2, рк— давление не-
посредственно за последней ступенью и на
входе в конденсатор.
Для выходного патрубка турбины ^характе-
ристиками являются коэффициент восстановле-
ния энергии V(pKc~/2^ и К0ЭФФ1Ш.иент пол“
ных потерь gn=l—%> С увеличением % к. п. д.
турбины возрастает. Особенно благоприятно,
когда £>0. В основном в турбинах применя-
ется осерадиальная конструкция патрубка,
когда пар, покидающий последнюю ступень
турбины, сначала направляется в осевом или
диагональном направлении, расходится ради-
ально, а затем направляется вниз в конден-
сатор.
Потери в патрубке вызываются главным
образом большой неравномерностью потока,
отрывом и вихревым движением пара. Для
повышения эффективности патрубка необхо-
димо по возможности обеспечить полное за-
полнение потоком всего проходного сечения
патрубка. Для этого следует с помощью плав-
ных обводов и установки криволинейных ре-
бер обеспечить равномерное распределение по-
тока по всему сечению патрубка. Важна до-
статочно свободная конструкция патрубка и
по возможности осесимметричная его конст-
рукция на выходе из последней ступени. Эти-
ми мероприятиями можно даже для мощной
паровой турбины получить хорошее восстанов-
ление энергии в патрубке, вплоть до g>0,5.
Боковое и особенно кольцевое расположение
конденсаторов уменьшает неравномерность рг
по окружности.
Переменный режим работы турбины
При эксплуатации турбины вследствие из-
менения мощности, конечного давления, от-
клонения начальных параметров, особых ре-
жимов работы, а в некоторых случаях (транс-
портные и приводные турбины, газовые
турбины) переменной частоты вращения вся
турбина или отдельные ее элементы оказыва-
ются в условиях переменного режима. Ступе-
ни и решетки турбины могут оказаться в не-
расчетных условиях * также вследствие
унификации, т. е. использования их при неоп-
тимальных режимах еще при проектировании
новой машины или модернизации.
Вопросы переменного режима работы сту-
пени и всей турбины детально исследуются
в [20, 57, 69]. Ниже разбираются некоторые
вопросы переменного режима работы группы
ступеней и всей турбины.
Наиболее характерно изменение режима
турбины вследствие переменного расхода G и
переменного конечного давления /?к.
Изменение расхода пара через турбину мо-
жет достигаться различными способами.
1. Дроссельное парораспределе-
ние (см., например, рис. 5-11, 5-13, 5-23,
5-26). При частичном расходе весь пар дрос-
селируется регулирующим органом (клапа-
ном). Экономичность турбины меняется вслед-
ствие потерь от дросселирования, зависящих
от относительного расхода G)Gq и теплопере-
пада всей турбины Но. Чем меньше Но, тем
эти потери больше, в частности для турбин на-
сыщенного пара они больше, чем для турбин
высоких параметров. Кроме того, как и при
других способах парораспределения, меняет-
ся тешюперепад h0 и к. п. д. последней,
а при малых G/Gq — и предпоследних сту-
пеней.
2. Сопловое парораспределение
(см., например, рис. 5-4, 5-34,а). Пар прохо-
дит через несколько клапанов, открывающих-
ся последовательно. Каждый из клапанов пи-
тает отдельную группу сопл первой (регули-
рующей) ступени. Таким образом, в общем
случае через регулирующую ступень проходят
два потока пара — недросселируемый, через
полностью открытые клапаны, и дросселируе-
мый, через один частично открытый клапан.
Так как дросселируется не весь пар, посту-
пающий в турбину, то потери в’этом случае
будут меньше, чем при дроссельном парорас-
пределении.
Недостатками соплового парораспределе-
ния являются:
более сложная конструкция, в частности
необходимость в нескольких сопловых короб-
ках и парциональном подводе в регулирующей
ступени;
59
меньшие допускаемые напряжения на из-
гиб для лопаток регулирующей ступени.
В турбинах насыщенного пара при больших
объемных пропусках пара через первую сту-
пень и соответственно при длинных лопатках
и значительной мощности ступени может воз-
никнуть трудность обеспечения для них о^гп .
Определенные трудности связаны и с тем, что
при режиме одного открытого клапана скоро-
сти потока в регулирующей ступени превыша-
ют критические и при большой плотности пара
могут возникнуть заметные динамические на-
пряжения за счет неустановившегося процес-
са конденсации пара (см. § 2-1). Кроме того,
неудачная форма сопловых коробок, подводя-
щих пар к соплам регулирующей ступени, мо-
жет привести к существенно неравномерной
локальной влажности перед ступенью;
несколько худшая экономичность турбины
при номинальной нагрузке из-за дополнитель-
ных потерь от парциалыюсти в регулирующей
Рис. 2-38. Процесс расширения пара в турбинах насы-
щенного пара в is-диаграмме.
------- и — - при номинальной нагрузке;
•------и ==-=т~зпри частичной нагрузке; 1 и Г— для турбин
с сопловым парораспределением и промежуточным перегревом;
2 и 2’ — для турбины с дроссельным парораспределением без
промежуточного перегрева.
Рис. 2-39. Изменение температуры промперегрева /пп
в зависимости от расхода пара через турбину насыщен-
ного пара (ро=5,1 МПа) мощностью РЭНОМ=660 МВт;
промперегрев производится отборным и свежим паром
при разделительном давлении рразд=0,8 МПа (при
^Э=РЭЕОМ).
ступени и полной потери выходной скорости
из нее.
Очевидно, что выбор той или иной системы
парораспределения зависит в первую очередь
от графика работы АЭС.
На рис. 2-38 показана is-диаграмма про-
цесса в турбине насыщенного пара при ча-
стичном расходе пара и различных системах
парораспределения.
Отметим некоторые особенности перемен-
ного режима работы турбин насыщенного
пара:
если для ступеней, работающих перегретым
паром, понижение нагрузки турбины означает
примерное постоянство температуры пара
в ступенях, то для ступеней влажного пара
температура пара при этом существенно
уменьшается;
в большинстве ступеней при этом происхо-
дит подсушка пара, т. е. влажность пара не-
сколько уменьшается;
при больших начальных давлениях, наобо-
рот, при уменьшении расхода пара влажность
в группе первых ступеней увеличивается;
при начальном давлении ро>3 МПа, когда
при номинальном режиме работы пар на вхо-
де в первую ступень практически сухой насы-
щенный, при дроссельном парораспределении,
а также при частично открытых клапанах при
сопловом парораспределении уменьшение рас-
хода пара означает, что на входе в сопловую
решетку первой ступени пар становится влаж-
ным. Для р0=6,5 МПа эта влажность (сред-
няя) может доходить до г/=0,02;
если применяется промежуточный перегрев, *>
то в широком диапазоне изменения расхода
пара температура промперегрева при исполь-
зовании тепла свежего пара остается практи-
чески неизменной или даже немного растет
с уменьшением нагрузки. Это иллюстрируется
графиком па рис. 2-39, где представлено изме-
нение inn для турбины насыщенного пара на
Ро=5,1 МПа мощностью 660 МВт. Следует от-
метить, что при двухступенчатом промперегре-
ве уменьшение расхода пара означает пере-
распределение тепловой нагрузки между сту-
пенями перегрева, так как начальная
температура остается постоянной, а темпера-
тура отбираемого на перегрев пара уменьша-
ется (см. § 4-4).
Характерный переменный режим работы
турбины связан с изменением конечного дав-
ления (вакуума). Часто, особенно при серий-
ном производстве турбин, одна и та же тур-
бина устанавливается на АЭС с разным сред-
ним рк; с другой стороны, изменения режима
работы конденсационной установки (измене-
нение расхода и температуры воды, загрязне-
ние трубок конденсатора и т. д.) и самой тур-
бины влияют на рк. Углубление вакуума, т. е.
60
уменьшение рк, приводит при том же G к уве-
личению мощности последней ступени и тем
самым PQ всей турбины; причем при режиме,
когда достигается р11р, т. е. полностью исчер-
пывается расширительная способность косого
среза рабочей решетки, мощность турбины
максимальна и дальнейшее углубление ва-
куума даже вредно.
Влияние влажности на к. п. д. группы
ступеней
По опубликованным результатам испыта-
ний групп ступеней при работе на влажном
паре пока довольно трудно сделать обобщаю-
щие выводы из-за большого различия в гео-
метрических характеристиках ступеней. Одна-
ко накопление данных по влиянию влажности
на экономичность групп ступеней представля-
ет большой интерес.
В [67] представлены материалы опытов
ВТИ, ХТГЗ, фирмы ДЭ.
Влияние влажности на экономичность про-
точной части реактивного типа турбин фирмы
«Парсонс» [134] показано на рис. 2-40. Здесь
представлены две кривые, относящиеся к сту-
пеням с необандаженными и обандаженными
лопатками. Обращает внимание большее сни-
жение к. п. д. турбины с обандаженными ло-
патками при работе влажным паром.
Результаты опытов, проведенных в лабо-
ратории фирмы ДЭ с проточной частью актив-
Рис. 2-40. Влияние средней влажности на к. п. д. реак-
тивной проточной части турбин фирмы «Парсонс».
1 — необандаженные лопатки; 2 — обандажепные лопатки.
Рис. 2-41. Влияние влажности на экономичность проточ-
ной части активного типа, применяемой в турбинах на-
сыщенного и слабоперегретого пара фирмы ДЭ.
------ -ЦВД;---------ЦНД
ного типа (см. § 5-4), применяемой фирмой
в турбинах насыщенного и слабоперегретого
пара (эти турбины фирмы ДЭ изготавливает
тихоходными), показана на рис. 2-41 [148].
Опыты с ЦВД проводились при высоком дав-
лении пара. Интересен результат, показываю-
щий весьма высокие потери от влажности при
малом значении уСр. Авторы объясняют это
значительными потерями от переохлаждения.
Испытания на натурном эксперименталь-
ном стенде ЛМЗ [71] проточной части ЦНД
турбины К-300-240-1, состоящей из 4 ступеней
с последней лопаткой /2=960 мм и с/2//2=2,58
(см. табл. 2-1), показали, как и опыты ВТИ
с проточной частью ЦНД другой турбины
ЛМЗ, небольшое снижение к. п. д. при работе
на влажном паре, особенно при незначитель-
ных степенях z/cp. Результаты этих испытаний
приведены на рис. 2-42.
Следует отметить высокую точность этих
исследований, так как измерялись мощности
отдельного цилиндра. Обращает внимание не-
которое уменьшение потерь от влажности пос-
ле модернизации проточной части ЦНД тур-
бины К-100-90 (рис. 2-42,в). Это объясняется
в первую очередь аэродинамическим совер-
шенствованием проточной части, заменой ре-
шеток на обтекаемые с меньшими потерями
энергии, аэродинамически более благоприят-
ной формой периферийного меридиональнбго
обвода. При этом уменьшилась завихренность
потока и тому подобные явления, стимулирую-
щие образование крупных капель и даже
струй влаги.
Детальные сведения по своим исследовани-
ям на экспериментальной турбине опублико-
вал КТЗ [36]. Испытаниям подвергалась мо-
дель конденсационной турбины, имевшей семь
ступеней с Zi=9—г—155 мм и последнюю ступень
с @=Д,//2=3,79 (рис. 2-43,а).
При расчетном режиме пном= 140 с-1 сред-
няя степень реакции р = 0,04 = 0,34, а и!с^ =
= 0,415 — 0,461. Опыты проводились на пере-
гретом паре на входе в турбину до у^ —
= ^2^о7^о	0,052. Влияние средней влажно-
сти на 5М = т£.п — 7]™ показано на рис. 2-43, б'.
Оно оказалось большим, чем по опытам с про-
точными частями турбин ЛМЗ и фирмы ДЭ.
Видимо, это объясняется малыми высотами
лопаток и существенным ростом концевых по-
терь в решетках при работе на влажном паре.
При изменении частоты вращения увеличива-
лись отношения скоростей и!с$, которые во
всех ступенях нигде не превышали оптималь-
ных значений (на перегретом паре); от н/Сф
зависят потери торможения по (2-16) и
с ростом и/Сф увеличиваются потери £Вл
(рис..2-43,в). Как и для одиночных ступеней,
61
40°С 0 0,02 0,04 О,ОБ 0,00 0,10
0,015
0,010
0,005
О
0,024
0,016
0,008
О
в)	г)
Рис. 2-42. Влияние влажности на экономичность натур-
ных ЦНД турбин ЛМЗ.
а—потери от влажности для ЦНД К-300-240 в зависимости от конз.ч-
ной у2 и средней у = — —— влажности; б и г—относительное
ор 2 пв
изменение к. и. д. по сравнению с работой на перегретом паре
для турбины К-100-90 после и до модернизации; в — изменение
потерь от влажности в ЦНД турбины К-100-90 в зависимости от
Д{/ср— изменения средней влажности: 1 — до модернизации; 2 —
после модернизации.
следней ступени возросли соответственно в 2
и 2,5 раза. В исследуемом отсеке размеры пер-
вой ступени Zi=60 мм, d/Zi=8,5, последней —
Z2=247 мм, rf/Z2=2,82 и ^акс=434 м/с.
Опыты ЦКТИ с многоступенчатой экспери-
ментальной турбиной, моделирующей отсек из
трех последних ступеней турбины К-300-240
ЛМЗ, показали, что в последней ступени к. п. д.
при изменении конечной влажности с 1/2=0
цо #2=0,07 снижается на £вл=0,08. Столь
большое влияние влажности на к. п. д. объяс-
няется высокой окружной скоростью на
периферии рабочих лопаток =540 м/с
(б///2=2,58) и, как и в опытах КТЗ, малыми
абсолютными размерами лопаток.
Для группы ступеней (отсека) или цели-
ком проточной части цилиндра турбины эко-
номичность при работе на влажном паре, если
не производить детального прступенчатого рас-
чета, определяется по приближенной зависи-
мости:
(2'37>
с увеличением влажности понижается опти-
мальное отношение скоростей (рис. 2-43,а).
По опытам на многоступенчатой экспери-
ментальной турбине ХТГЗ с отсеками ЦНД
из трех и четырех ступеней с увеличением ча-
стоты вращения от 0,85 Ином до пНОм потери
от влажности как во всем отсеке, так и в по-
здесь, как и для единичных ступеней, коэффи-
циент а зависит от многих геометрических и
режимных параметров. По данным испытаний
групп ступеней и цилиндров, частично рассмо-
тренных выше, значения коэффициента а све-
дены в табл. 2-2. Таблица показывает весьма
большой разброс значений этого коэффици-
ента.
Таблица 2-2
Влияние влажности на к. в. д. цилиндров и групп ступеней
Цилиндр, турбина	Завод-изгото- витель, фирмам	Тип облопачи- вания	Натурный отсек или мо- дель	Номинальная частота враще- ния п, с-1	Коэффициент а в фор- муле (2-37)	Примечания
ЦНД к-100-90	ЛМЗ	Активное с большой рср	Натурный	50 50	0,3—0,6	Опыты ВТИ
ЦНД К-300-240	ЛМЗ	То же			0,3—0,55	
ЦНД	ДЭ	9?	9>	9?	30	0,7—0,9	
Отсек ЦНД	ХТГЗ	9?	97	Модель	—	0,7	
Конденсационная семиступенчатая турбина ЦВД	ктз	Активное	Модель	140	1,3—1,5	
	„Парсонс"	Реактивное		50	0,75—0,85	Необанцаженные ло-
						патки
					1,0—1,1	Обандаженные лопатки
ЦВД	ДЭ	Активное	Натурный	30	0,8—1,0	
ЦСД	лпи	Активное	Модель	150	0,4—1,15	
ЦВД эксперимен-	[127а]	Реактивное	Модель	—	(0,85—1,08)т)п-п	при д = 0,16 МПа
тальной турбины „Кейт“ (7 ступе- ней)					(1,00—1,09)7)™	при д —0,23 МПа, Д/о - 5°С и d = 50 мкм
					(1,02-0,93)7)™	при р = 0,37 МПа, Д/о = 5°С и d = 50 мкм
						
						при р= (0,23—0,37) МПа
						и d — 10 мкм
ЦВД эксперимен-	[127а]	Реактивное	Модель	—	(2,6-3,45)^:п	при д = 0,63 МПа
тальной турбины						и Д/о = 5°С
„Мери* (14 ступе- ней)						
62
Рис. 2-43. Влияние влажности на экономичность много-
ступенчатой конденсационной турбины	КТЗ при
Ином = 140 с *.
а — проточная часть экспериментальной турбины; б — потери
от влажности в зависимости от Уг=у-Лйъп/Н0 при
/ — для р0/рк=65; 2 — для Ро/Рк=43; в — потери от влажности
при рс])=0,04 и ро/р1;=43 в зависимости от частоты вращения
п/п„он;------—экстраполяция по у, г — к. п. д. T]*oi в за-
висимости от частоты вращения при р0/рк=43: 1— /о=185°С; 2 —
/,-220*С; 3 — /о=27О*С; 4 — /,=300'С; 5 —4=345СС.
Наиболее распространена формула (2-37)
с коэффициентом а=0,87 из методики фирмы
ДЭ. В [75] коэффициент ц=0,87 принимается
неизменным только для ЦНД. Для ЦВД по-
правка на влажность принимается согласно
рис. 1-14,а. Здесь, если использовать формулу
(2-37), коэффициент а зависит и от влажно-
сти z/ср, и от давления перед ЧВД ро. С уве-
личением ро потери от влажности несколько
возрастают.
Так, при рср —0,07 повышение р0 с 0,7 до
7 МПа уменьшает значение с 0,938 до
0,926. т. е. при том же tj":11, скажем, равном
7]".п = 0,90, потери от влажности для всего
ЦВД увеличиваются с £вл=0 056 до £вл=
=0,066, т. е. коэффициент а возрастает от 0,8
до 0,94.
Подробные исследования, проведенные
ВТИ и ОРГРЭС на ЦНД турбины К-100-90,
показали, что потери от влажности нелинейно
зависят от у (рис. 2-42,6). Обобщая и экстра-
полируя при р2<0,12 результаты этих испыта-
ний, проведенных на ЦНД с периферийным
влагоудалением старой конструкции, можно
получить следующую зависимость-
C/<;n=l-0-35ycp-5^.	(2-38)
К сожалению, нет никаких прямых данных
для переноса этой формулы на ступени высо-
кого давления.
Опыты ЛПИ на многоступенчатой (семь
ступеней) модельной экспериментальной тур-
бине [33] обнаружили заметное влияние дав-
ления пара на потери от влажности.
При среднем значении давления рср = -^-Х
Х(А~Ьа)’ менявшемся от 0,18 до 0,38 МПа,
т. е. примерно в два раза, ^вл/т^г-п при заданной
средней влажности возросли более чем в два
раза (рис. 2-44). Следует отметить, что по
сравнению с натурными турбинами насыщен-
ного пара на /2=50 с-1 высоты лопаток намно-
го меньше (наибольшая высота лопатки со-,
ставляет 100 мм).
Рис. 2-44. Влияние среднего давления по опытам ЛПИ
на потери от влажности [на коэффициент а в формуле
(2-37)] в семиступенчатой модельной турбине с упро-
щенным облопачиванием активного типа.
63
ГЛАВА ТРЕТЬЯ
СЕПАРАЦИЯ ВЛАГИ В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ
И ЭРОЗИЯ ЭЛЕМЕНТОВ ТУРБИНЫ
3-1. ВНУТРИКАНАЛЬНАЯ СЕПАРАЦИЯ ВЛАГИ
Водяная пленка, образующаяся на поверх-
ностях сопловых лопаток, при сходе с выход-
ных кромок дробится на капли, которые ока-
зывают решающее влияние на эрозию рабочих
лопаток и снижают экономичность ступени.
Отсос этой пленки, а также удаление капель
влаги до того, как они покинут сопловую ре-
шетку, могут иметь большое значение в по-
вышении надежности и экономичности тур-
бины.
Образование пленки и направление «струй» круп-
нодисперсной влаги в канале сопловой решетки рас-
смотрены в § 2-2. Схема отражения капель от вогну-
той поверхности дана на рис. 2-8.
Исследования распределения расхода в пленке по
обводам профиля при различных режимах и анализ
положения сепарирующих щелей были выполнены МЭИ.
Исследования проводились на плоских решетках и
в экспериментальной турбине. Результаты опытов с ре-
шеткой, имевшей девять щелей, представлены на
рис. 3-1. Здесь приведена кривая распределения рас-
хода влаги, показавшая существенную его неравно-
мерность по обводу профиля. Результаты измерений
расхода в пленке G и коэффициента сепарации Чг=
=бсеп/бвло через щели при их последовательном от-
крытии дапы на рис. 3-1. Кривые G—f(y0) имеют три
участка. Первый, начальный (//о<1%) характеризует-
ся интенсивным ростом G; здесь критический расход
в пленке еще не достигнут, а отражение капель не-
значительно. Второй участок — переходный (1%<Уо<
<2,5-j-3%), здесь начинается срыв капель. Одновре-
менно из-за утолщения пленки прогрессирует отраже-
ние капель. На третьем участке (у0>2,5ч-3%) абсо-
лютный расход G увеличивается слабо, а коэффициент
сепарации Чг=бсеп/Свло (где бвло—расход жидко-
сти через канал) для всех щелей уменьшается.
В зависимости от геометрических характеристик
решетки, физических и аэродинамических параметров
Рис. 3-1. Экспериментальное распределение характери-
стик пленочного потока жидкости G и коэффициента се-
парации Т по обводу профиля сопловой решетки при
внутриканальной сепарации (опыты МЭИ).
потока протяженность указанных выше участков и чис-
ленные значения Т будут различными. Так, в частно-
сти, опыты показали заметное влияние параметров по-
тока на Т.
Как известно, среднее значение числа M.i=cl/ai на
выходе из решетки определяет локальные скорости по
профилю. С увеличением числа Mi (уменьшением от-
ношения давлений &=р1/р0) па участках наибольшего
ускорения па вогнутой поверхности профиля (щели
№ 8 и 9), а также па ближайших к горлу щелях на
спинках профиля № 4 и 3 сепарация Чг уменьшается.
Важно отметить, что наблюдалось кризисное умень-
шение Т, когда сепарация уменьшалась в несколько
раз (рис. 3-2,6). Отмечено, что увеличение числа Re
из-за роста касательного напряжения трения снижает
сепарацию.
Рис. 3-2. Исследования МЭИ по сепарации через щели,
расположенные по обводу профиля и на торцевой стен-
ке (решетка С-90-12-А, 7=0,75).
а — влияние уо и месторасположения щелей на расход удаляе-
мой влаги Св л// через единицу длины щели при е=0,65 и
^=50 мм; б — влияние отношения давлений е в решетке на ко-
эффициент внутриканальной сепарации при t/o=O,O6 На про-
филях — номера щелей.
64
Рис. 3-3. Результаты исследования внутриканальной сепарации влаги из диафрагмы последней ступени многосту-
пенчатой турбины (см. рис. 2-43,а).
а — влияние перепада давления в щели на коэффициент сепарации: 1 — 1/о=0,045; п=0,47пном; 2—t/o=O,O6; л=0,6лном; 3— у0—
=0,06; л=0,71пном; 4 — i/o=0,08; n=0,83«HOM; 5— до=0,087; n=0,95nHOM; б — влияние отношения скоростей и/с$ ступени, предшест-
вующей сепарации; 1 — Др=5,5 кПа; 2 —Др=8 кПа; 3— Др=11 кПа; в — влияние начальной влажности у0 при л=0,95лном и
Др=П кПа.
Па кривой рис. 3-1 (слева) представлено распре-
деление абсолютных расходов в пленке по обводам
профиля при г/0=6,5%, когда явления срыва и отра-
жения достаточно развиты. Увеличение Ч*1 в щели № 3
объясняется воздействием отраженной струи. Пик кри-
вой расхода в щели № 9 объясняется срывной струей
3 (см. рис. 2-8), попадающей на вогнутую поверхность
в окрестности щели. Вообще в большинстве случаев
Чг9 имеет наибольшее значение. В щель № 9 попадает
влага, сорвавшаяся с входной части спинки профиля
(струя 3 па рис. 2-8). Если шаг t увеличить, то эта
струя может пройти мимо вогнутой поверхности про-
филя и влагу из нее не удается уловить до выхода
из решетки. Опыты [67], проведенные с одной и той
же решеткой и при одинаковых физических парамет-
рах, показали, что с уменьшением шага от 7=1,0 до
£=0,5 коэффициент сепарации W возрос в 2,5 раза.
Влияние влажности перед решеткой у0 на коли-
чество удаляемой жидкой фазы G через щели на по-
верхности профиля, а также через щели, расположен-
ные на торцевой поверхности, показано на рис. 3-2,а.
Сравнение проведено по удельному значению бвл//щ,
г/(мин-см). Эффективной оказалась сепарация через
торцевую щель &, расположенную несколько выше
горла.
Многочисленные исследования отсоса пленки с по-
верхности сопловых лопаток выполнялись на плоских
решетках как в нашей стране (ЛПИ), так и в ЧССР.
МЭИ, ЛПИ, КТЗ и БИТМ внутриканальная се-
парация исследовалась в кольцевых решетках ступеней
на экспериментальных турбинах. Опыты МЭИ прово-
дились при небольшой веерности решетки 0=8,3 с по-
луторной ступенью активного типа, т. е. со ступенью,
за которой расположена еще одна диафрагма. Эти
опыты показали, что в первой сопловой кольцевой
решетке, где влага, как и в опытах на плоской ре-
шетке, подготавливалась искусственно, в средней, до-
статочно удаленной от концов зоне характер сепара-
ционной способности разных щелей и влияние пара-
метров совпадают с описанными выше исследованиями.
В то же время измерения, проведенные в следующей
сопловой решетке, на входе в которую влага была под-
готовлена предшествующей ступенью, продемонстри-
ровали значительное влияние и/с^ ступени на сепа-
рацию. С ростом п/Сф увеличивается рассогласование
фаз по направлению скорости, заметно возрастает угол
а'о. В результате этого уменьшается Т в щелях, рас-
положенных на вогнутой стороне профиля, а зона по-
вышенной концентрации влаги смещается к Спинке.
Такое же влияние отношения скоростей предыду-
щей ступени показали и опыты КТЗ на многоступен-
чатой экспериментальной турбине [35, 37]. По этим
опытам (рис. 3-3,6) увеличение с и/Сф=0,4—0,45 до
ц/Сф=0,55—0,6 сокращало Чг в последующей ступени
на АЧг=0,05-т-0,08, т. е. в 1,5—2 раза.
Испытания КТЗ, при которых внутриканальная се-
парация была организована в последней, седьмой сту-
пени многоступенчатой турбины с номинальной окруж-
ной скоростью, подсчитанной по периферии сопловой
решетки, цп=284 м/с, показали влияние перепада дав-
ления в щели, через которую производится отсос.
Уменьшение этого перепада с Др—10ч-12 кПа до Др=
=5 кПа сокращало коэффициент сепарации более чем
вдвое, а при некоторых режимах сепарация оказыва-
лась по существу уже пеэффективнрй (рис. 3-3,а).
В этих исследованиях количество отсасываемого через
щель пара составляло Чгп=0,2=0,4 % при отношении
давлений в сопловой решетке e=pi/po=O,9 и давле-
нии пара перед ступенью р0=27 кПа. Очевидно, что
увеличение отсоса может привести к заметному сни-
жению мощности ступени. В то же время большой
перепад Др не дает заметного повышения коэффициен-
та сепарации влаги Т. Для конкретных условий тур-
бины КТЗ оптимальное значение Др оказалось Дропт=
=9=10 кПа.
Отметим, что при изменении режима работы тур-
бины: ухудшении вакуума, т. е. повышении давления
в конденсаторе рк, и снижении расхода пара, т. е.
снижении давления р0 перед диафрагмой, а следова-
тельно, уменьшении Др, значение W падает.
Так, по опытам ХТГЗ [30], при сокращении рас-
хода пара в конденсатор в 2,5 раза при pK=const со-
ответственно падало р0 и Др снизилось примерно
в 8 раз.
По исследованиям фирмы КВУ [104], на натурной
турбине насыщенного пара с внутриканальной сепа-
рацией в последней ступени перепад давления в щели
существенно менялся с уменьшением нагрузки турби-
ны. При G vK/(G цк)ном<0,5 сепарация фактически не
работала (рис. 3-4).
Такие же результаты были получены в опытах
ХТГЗ, проведенных в натурных условиях при окруж-
ной скорости, подсчитанной по периферии сопловых
лопаток П1,=447 м/с. Здесь при относительной мощ-
ности турбины Рэ/РнОМэ=0,3 сепарация резко падала
и при />э/Т)номэ-<0,17 полностью прекратилась
(рис. 3-5).
5—580
65
Интересно отметить, что предельные значения ЧЛ
полученные в опытах МЭИ, КТЗ и ХТГЗ, несмотря
на совершенно различные условия эксперимента и су-
щественно отличающиеся параметры исследуемых сту-
пеней, оказались практически одинаковыми ЧГ^0,07-н
0,10.
По опытам ХТГЗ заметное изменение степени
влажности ус перед исследуемой диафрагмой, дости-
гаемое изменением температуры промперегрева, очень
мало сказалось на значении ЧК По опытам же КТЗ
(рис. 3-3,в) при г/о=0,08ч-0,10 значение Чг не меня-
лось, резко падая при меньших значениях начальной
влажности (при г/0<0,06).
Большое значение имеют условия проведения опы-
тов. Так, например, по опытам ЛПИ на модельной
турбине при искусственной подготовке влаги внутри-
канальная сепарация при уо=0,05 обусловила коэф-
фициент V—0,12. При той же конструкции диафраг-
мы и том же среднем значении у0 в опытах ЛМ.З на
натурном ЦНД, где влага готовилась процессом рас-
ширения в предыдущих ступенях, коэффициент сепа-
рации уменьшился до Чг=0,05 [71].
Несмотря на относительно небольшое зна-
чение внутриканальная сепарация влаги
эффективна. Это объясняется тем, что при
этом сепарируется большая часть крупной
влаги, к тому же (см. рис. 2-28) сконцентри-
рованной у периферии.
По данным ХТГЗ, в описанных выше опы-
тах удалялось примерно 2/3 крупной влаги.
Это же подтверждают фотографии капель вла-
ги и размеры этих капель по исследованиям
Рис. 3-4. Изменение давления в конденсаторе рк, соеди-
ненном с полостью сопловой лопатки с внутриканальной
сепарацией, и давлении пара на профиле со стороны
разрежения:	— среднего и Дщ1Н— минимального в за-
висимости от объемного расхода пара через ступень
GvK для турбины насыщенного пара мощностью Рэ=
=660 МВт на п=25 с-1 с периферийной скоростью, под-
считанной по сопловым лопаткам: цп = 430 м/с (см.
рис. 3-9 и 5-22).
Рис. 3-5. Коэффициент сепарации Чт в последней диа-
фрагме с внутриканальной сепарацией турбины ХТГЗ
в зависимости от мощности.
Рис. 3-6. Распределение дисперсной жидкой фазы (а) за
рабочими лопатками (в периферийном сечении) ступени
с внутриканальной сепарацией и фотографии капель при
включенной (г) и отключенной (в) сепарации; п — чис-
ло капель данного dK; б — диаметр капель влаги за сту-
пенью в зависимости от начальной влажности г/о; 1 — по
опытам КТЗ при п=0,95пном; 2 — по опытам ХТГЗ.
за рабочими лопатками последней ступени
КТЗ с включенной и отключенной внутрика-
нальной сепарацией (рис. 3-6).
Широко применяется влагоудаление через
выходные кромки сопловых лопаток, в частно-
сти оно используется в последних ступенях
турбин фирм АЕИ, «Стал-Лаваль» и КТЗ. Ис-„
следования такого типа влагоудалепия, выпол-
ненные МЭИ на плоской решетке, показали,
что отсос через щель в выходной кромке пол-
ностью устраняет всю крупнодисперсную вла-
гу в кромочном следе — месте наибольшей
концентрации влаги. При этом струя крупной
влаги 2, показанная на рис. 2-8, существенно
ослабляется. При некоторых режимах кромоч-
ная сепарация оказалась заметно эффектив-
нее, чем удаление влаги из щелей, располо-
женных с обеих сторон профиля, недалеко от
выходной кромки. Однако и в этих опытах бы-
ло обнаружено существенное влияние скоро-
сти основного потока: при переходе от 8=0,9
к 8=0,6 коэффициент сепарации резко падал.
Влияние скорости основного потока на V объ-
ясняется тем, что при малых в струи влаги
2 и 3 (см. рис. 2-8) выходят из решетки без
контакта с поверхностью профиля. Этот отсос
не будет работать при малых GvK, когда
уменьшается разность р±—р2.
Следует отметить, что при организации
влагоудалепия через выходную кромку будет
66
Рис. 3-7. Полая сопловая лопатка ХТГЗ с внутриканаль-
ной сепарацией влаги.
1 — влагозаборные щели; 2 — влагоотводящие каналы; 3 — вла-
гоприемный паз.
возрастать толщина этой кромки, что приве-
дет к повышенным потерям энергии и увели-
ченным динамическим импульсам, действую-
щим на рабочие лопатки. Кроме того, при
больших размерах щели будет отсасываться
и пар.
Таким образом, рекомендации, обоснован-
ные выполненными исследованиями, можно
сформулировать следующим образом: внутри-
канальная сепарация при е> 0,7-5-0,75 должна
быть организована через щели, располагаемые
на внутренней поверхности профиля, перед
горлом на спинке и на торцевом периферий-
ном обводе. Поскольку давление в этих местах
не одинаково, то при щелях в разных местах
каждая щель должна иметь свой изолирован-
ный канал отвода влаги.
В связи с тем что даже при оптимальном
отношении скоростей в ступени, предшествую-
щей сепарации, угол направления жидкой фа-
зы существенно больше прямого аТ^>90°, то
желательно первую приемную щель распола-
гать на входном участке спинки профиля, что
и выполняет на своих турбинах ХТГЗ
(рис. 3-7).
Практически внутриканальная сепарация
имеет смысл при влажности перед диафраг-
мой 7о> 0,02-ь-0,025.
В ступенях большой веерности влага кон-
центрируется в периферийной области: по дан-
ным Л ПИ в верхней половине решетки сосре-
доточено 2/3 всей влаги, движущейся в плен-
ке. Наименьшие числа Mi, при которых такая
сепарация наиболее эффективна, также харак-
терны для периферийной зоны. Поэтому щели
следует располагать примерно в верхней поло-
вине или даже в верхней трети лопаток [30].
Ширина щели должна быть, с одной стороны,
Рис. 3-8 Сопловая лопатка КТЗ с сепарацией влаги из
спинки профиля (2) и из выходной кромки (/). Отсос
производится из верхней (/) и нижней (II) половин
диафрагмы.
Рис. 3-9. Сопловые лопатки турбин насыщенного пара
фирмы КВУ с прорезями для внутриканальной сепара-
ции влаги.
настолько большой, чтобы во время эксплуа-
тации опа пе закупорилась, с другой сторо-
ны— по возможности минимальной, чтобы
сократить отсос пара вместе с влагой. Так как
в ступенях имеется градиент давления по вы-
соте, то щели, как правило, необходимо вы-
полнять пе параллельно кромкам, а по ли-
ниям примерно постоянного давления. При
больших числах Mt> 0,75-5-0,8 щели следует
располагать на входном участке спинки про-
филя. Эффективным является сочетание сепа-
рации со спинки профиля с сепарацией из вы-
ходной кромки, что выполняется КТЗ (рис. 3-3
и 3-8).
Удаление влаги должно быть принудитель-
ным, т. с. камеры, куда отводится влага, с уче-
том сопротивления соединительных каналов
должны быть связаны с областью пониженно-
го давления: с камерой следующего регенера-
тивного отбора или с конденсатором. Соедине-
ние с камерой за сопловой решеткой или даже
за ступенью, где нет отбора, может привести
к недостаточной эффективности сепарации из-
за малого Ар и к попаданию влаги в после-
дующие ступени.
На рис. 3-7—3-9 показаны конструкции со-
пловых лопаток с внутриканальной сепараци-
ей. Хотя во всех случаях используется один
принцип сепарации, разобранный выше, конст-
руктивное оформление лопаток различно.
В большинстве случаев щели располагаются
на спинке профиля, в лопатках фирмы
КВУ-АЕГ имеется также щель па стороне дав-
ления. В этой же конструкции щель не явля-
ется сплошной, как в лопатках ХТГЗ и КТЗ,
а прерывистой. В лопатке ХТГЗ перед щелью
*
67
имеется довольно широкая, ио неглуоокая ка-
навка (рис. 3-7), позволяющая, по мнению
авторов, захватывать значительную долю пер-
вичной влаги.
Применение сопловых лопаток с внутрика-
нальной сепарацией влаги позволило, как по-
казал опыт эксплуатации, существенно сни-
зить эрозию последующих рабочих лопаток
(см. § 3-4).
3-2. ПЕРИФЕРИЙНОЕ ВЛАГОУДАЛЕНИЕ
В ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ
Кроме рассмотренной в § 3-1 внутриканаль-
ной сепарации, применяющейся относительно
недавно, в ступенях, работающих влажным
паром, широко используется периферийное
влагоудаление. Для последних ступеней низко-
го давления этот способ сепарации влаги из-
вестен давно, однако главным образом в связи
с созданием турбин насыщенного пара он по-
лучил дальнейшее развитие и в ряде конструк-
ций распространен и на ступени высокого дав-
ления.
Периферийное влагоудаление может произ-
водиться следующим образом:
с использованием центробежной силы ка-
пель влаги для улавливания ее на периферии
ступени;
с использованием центробежной силы ча-
стиц влаги, находящихся на поверхности вра-
щающихся лопаток, для отбрасывания этих
частиц к периферии и дальнейшей эвакуации
из проточной части;
принудительным отсосом пароводяной сме-
си, вместе с которой за счет центробежных
сил капель влаги, находящихся в потоке или
отклоняющихся к периферии под действием
инерционных сил от вращения рабочих лопа-
ток, удаляется значительная часть влаги.
Эффективность влагоудалеиия существенно
зависит от того, откуда и каким образом про-
изводится эвакуация влаги. В то же время же-
лательно, чтобы тот или другой способ сепа-
рации не снижал экономичности данной и по-
следующих ступеней или, по крайней мере,
чтобы сокращение потерь от влажности ком-
пенсировало другие потери. Правда, в ряде
случаев для обеспечения эрозионной надежно-
сти лопаток приходится идти на снижение эко-
номичности.
В зависимости от места эвакуации влаги
можно различать четыре способа влагоудале-
ния:
с сопловых лопаток и из каналов сопловых
решеток;
из камеры за сопловыми лопатками —
в межвенцовом зазоре ступени;
с рабочих лопаток и через камеры или ка-
налы, расположенные над рабочими лопат-
ками;
из камер или специально выполненных ка-
налов за рабочими лопатками.
В литературе, особенно патентной, имеется
множество конструктивных предложений по
организации влагоудалеиия, однако практиче-
ски в турбинах используется не столь боль-
шое разнообразие принципиально отличаю-
щихся конструкций сепарации в проточной ча-
сти. Следует отметить, что исследования на
натурных турбинах, особенно на АЭС, по
определению комплексной эффективности того
или иного типа влагоулавливания, в том чис-
ле влияния его на к. п. д. турбины, очень
сложны, а исследования в лабораторных усло-
Рис. 3-10. Проточные части ЦНД турбин насыщенного
пара ХТГЗ.
а — п=50 с-1 и fz=852 мм; б — п-25 с-1 и /z=1450 мм.
68
Рис. 3-11. Проточная часть ЦНД турбин насыщенного
пара на п=25 c—1 с lz—1365 мм фирмы КВУ.
виях не всегда удается провести с учетом тре-
бований теории подобия.
Удаление влаги с сопловых лопаток наря-
ду с внутриканальной сепарацией, рассмотрен-
ной в § 3-1, возможно через щели на торцевых
ограничивающих поверхностях каналов. Неко-
торые заводы применяют в ступенях низкого
Рис. 3-12. Проточная часть низкого давления турбины
фирмы «Хитачи». Стрелками показано направление
эвакуируемой влаги.
А— пазы на спинке зубчиковых рабочих лопаток (см. рис. 3-21,в).
давления па периферийном обводе поперечные
канавки (рис. 3-9) шириной 1,5—3 мм, распо-
лагаемые в разных местах канала, в том чис-
ле па линии горла. Фирма «Альстом» выпол-
няет влагоулавливающие канавки на перифе-
рийной стенке по обводу спинки профиля со-
пловой лопатки. В [159] рекомендуется^ уда-
лять влагу по большей части периферийного
обвода диафрагм низкого давления.
За сопловыми лопатками отвод влаги осу-
ществляется во многих турбинах, особенно
в ступенях низкого давления.
На рис. 3-10 показаны проточные части
ЦНД турбин насыщенного пара ХТГЗ как
Рис. 3-13. Проточные части ЦНД турбин фирм АЕИ и
«Тосиба».
а — фирмы АЕИ; б — влагоудаленис в ЦНД турбины насыщен-
ного пара фирмы «Тосиба»; в и г — вид на разъем диафрагм
турбины фирмы «Тосиба».
69
а)	б)
Рис. 3-14. Проточные части турбин насыщенного пара
фирмы «Вестингауз».
« — верхняя половина ЦНД; б — нижняя половина ЦНД; в —
в быстроходном, так и в тихоходном вариан-
тах; на рис. 3-11—проточная часть ЦНД ти-
хоходных турбин насыщенного пара КВУ, а на
рис. 3-12 — ЦНД турбин фирмы «Хитачи».
Поскольку влага отводится в камеру над
обандажснпыми рабочими лопатками, то из-за
большой реактивности па периферии и эжек-
ционного действия пара, выходящего из рабо-
чей решетки, опа может подсасываться в сле-
дующую ступень. В связи с этим приходится
в данной конструкции организовывать специ-
альное уплотнение над выходной частью бан-
дажа. В многоцилиндровой конструкции, где
неизбежны большие тепловые расширения, эф-
фективность этого уплотнения может оказать-
ся недостаточной. Показанные па рис. 3-12
зубчиковые лопатки рассматриваются в § 3-3.
За сопловой лопаткой последней ступени
ЦНД производится злагоулавливание в тур-
бинах К-220-44 ХТГЗ (рис. 3-10,а и 5-4), тур-
бинах фирм «Альстом», ДЭ,АЕИ (рис. 3-13,а),
«Вестингауз» (рис. 3-14,а и б). В последних
ступенях ЦВД турбин насыщенного пара фир-
мы «Вестингауз» (рис. 3-14,в) влага удаляет-
ся в щели за неподвижными лопатками, далее
в общей камере соединяется с влагой, отводи-
мой за рабочими лопатками, и попадает в ка-
меру с пониженным давлением, господствую-
щим за последней ступенью ЦВД. В ЦНД этих
турбин влага отводится после диафрагмы по-
следней ступени, причем влагоулавливающие
канавки располагаются над рабочими лопат-
ками, которые в турбинах фирмы «Вестинга-
уз» не имеют бандажа.
На рис. 3-13—3-16 представлены проточ-
ные части ряда турбин насыщенного пара,
в том числе турбин ХТГЗ, на /г=25 с-1 (опи-
сание турбин см. гл. 5). Для влагоудаления
Рис. 3-15. Проточная часть ЦВД турбины насыщенного пара ХТГЗ (Рэ=500 МВт, п—'25 с-1).
70
Рис. 3-16. Проточная
пара на
часть ЦВД турбины насыщенного
п — 30 с-1 фирмы ДЭ.
после сопловых лопаток турбины ХТГЗ
К-500-65/3000 (рис. 5-7) применяется укоро-
ченный, с открытой входной частью бандаж
рабочих лопаток. Аналогично укороченные
бандажи выполняет и японская фирма «Тоси-
ба», широко использующая рабочие лопатки
с радиальными пазами (зубчиковые).
Влагоудаление в проточной части ЦВД
турбин (на /г=30 с-1) фирмы ДЭ видно на
рис. 3-16.
Влагоудаление за сопловой решеткой исследова-
лось в лабораториях БИТМ, МЭИ, ЛПИ и ЦКТИ. Ис-
следования БИТМ проводились на воздушно-водяной
смеси. В [61] представлена зависимость коэффициента
сепарации V от влажности за ступенью у% при различ-
ных геометрических характеристиках влагоулавливания.
По опытам БИТМ коэффициент Д’ с ростом влажно-
сти несколько увеличивается, особенно в случае высо-
коэффективной системы влагоудалепия. В то же вре-
мя в опытах МЭИ обнаружено обратное влияние г/0-
Очевидно, что большое, а иногда решающее влияние
на Д оказывает дисперсность влаги на входе в сту-
пень, которая не была в опытах разных организаций
одинаковой и менялась в зависимости от у.
Как уже упоминалось, большое значение для улав-
ливания влаги имеет расстояние б, однако его уве-
личение требует повышенного осевого зазора между
сопловыми и рабочими лопатками бо; при очень боль-
ших бо к. п. д. ступени ухудшается. В связи с этим
целесообразно, не меняя межвенцового зазора ба,
сдвигать по потоку влагоулавливающие канавки, за-
канчивая их уже над рабочими лопатками.
На коэффициент сепарации Чг оказывают суще-
ственное влияние режимные параметры как ступени,
в которой производится влагоулавливапие, так и пре-
дыдущей ступени. В зависимости от и/Сф, чисел М,
Re и давления меняются траектории потока и капель.
При и/с$—>0 отбрасывание влаги к периферии вызы-
вается раскруткой потока за решеткой и эвакуацией
водяной пленки с периферийного обвода ее каналов.
Чем больше вращение колеса, тем больше влияние
оказывают центробежная сила и дробление капель, по-
падающих на рабочие лопатки. С ростом ujc^<Z
<.(и/Сф) опт растет Д. Влияние предыдущей ступени
исследовалось ЛПИ. Опыты показали, что с ростом
окружной скорости лопаток перед диафрагмой, за ко-
торой было организовано влагоудаление, Д заметно
снижается. При u/c(])>0,5(un>130 м/с) коэффициент
Д=0,02-ь-О,03.
В модельных испытаниях ХТГЗ па многоступен-
чатой турбине, когда влага эвакуировалась за сопло-
вой решеткой, эффективность влагоудалепия в послед-
ней ступени заметно падала с увеличением частоты
вращения турбины. Одна из гипотез объясняет это
явление тем, что с ростом окружной скорости про-
исходит интенсивное дробление крушюдисперсной вла-
ги, а более мелкая влага, особенно в виде тумана,
в значительной части уносится паровым потоком.
Вывод об отрицательном влиянии увеличения и па
Д важен при выборе многих характеристик проекти-
руемых турбин, в частности при выборе разделитель-
ного давления (см. § 1-2) и частоты вращения турбин
насыщенного пара (см. § 4-3).
До сих пор спорным является вопрос об оптималь-
ной перекрыше на периферии ступеней, работающих
влажным паром. Имеются рекомендации по примене-
нию отрицательной перекрыши, т. е. ступени, где пе-
риферийный радиус выхода из сопловой лопатки боль-
ше, чем на входе в рабочую решетку. В этом случае
сконцентрированная на периферии сопловой решетки
крупподисперсная влага, в том числе водяная пленка,
обтекающая торцевую поверхность сопловой решетки,
эвакуируется, минуя рабочую лопатку. Тем самым
уменьшается тормозящий эффект воздействия влаги,
улучшается обтекание периферийной части рабочей ре-
шетки, уменьшается эрозионное воздействие па ло-
патки.
В то же время по данным ХТГЗ при такой схеме
движения влаги практически исключается возможность
удаления влаги из межвенцового зазора и вся влага,
кроме скопившейся в узкой периферийной зоне соп-
ловой решетки, направляется в рабочую решетку, эро-
дируя лопатки и заметно ухудшая к. п. д. ступени.
Следует также учитывать, что большая отрица-
тельная перекрыта неизбежно приведет к снижению
к. п. д. ступени, так как вместе с влагой помимо ра-
бочей решетки будет перемещаться и часть пара. В на-
стоящее время большинство заводов выполняет все
ступени с положительной перекрышей (описание этой
конструкции см. в гл. 3 и 5).
Удаление влаги с рабочих лопаток может
происходить естественным путем при отсутст-
вии лопаточного бандажа или в ступени
с бандажом, не закрывающим всю периферию
лопаток. Для эвакуации влаги, отброшенной
за счет центробежных сил с рабочих лопаток,
над ними необходимо образовать свободное
пространство, соединенное с влагоулавливаю-
щими канавками, или специальные дренажные
каналы. Отсутствие бандажа на лопатках или
над лопатками приводит к снижению к. п. д.
ступени.
Опыты КТЗ-МЭИ показали, что бандаж
над рабочими лопатками, особенно при спе-
циальной его форме, благоприятствует сепа-
рации влаги (см. § 3-3). В то же время влия-
ние бандажа на потери от влажности может
быть различным. Так, по опытам фирмы «Пар-
сонс» обандажениые реактивные ступени ра-
ботают по сравнению с необандаженными
с заметно большими потерями от влажности
(см. рис. 2-40).
71
По опытам ЦКТИ [58], отсутствие хотя
бы части бандажа над выходным участком ра-
бочей лопатки сильно снижает к. п. д. ступе-
ни, в го же время на экономичность относи-
тельно слабо влияет отсутствие бандажа над
входным участком рабочих лопаток, особенно
при небольших радиальных зазорах. Однако
если радиальные зазоры велики и решающую
роль в уменьшении периферийной утечки игра-
ет осевое уплотнение бандажа, то существен-
ное увеличение этого зазора за счет среза
входного участка бандажа неблагоприятно
скажется на к. п. д.
Наиболее широко распространена перифе-
рийная сепарация с отводом влаги за рабо-
чими лопатками. На рисунках, помещенных
в этом параграфе и гл. 5, представлены раз-
личные конструктивные решения, присущие
турбинам разных фирм и заводов.
В последних ступенях ЦНД, где высоты ло-
паток интенсивно увеличиваются, обычно
между рабочими лопатками и сопловыми ло-
патками следующей ступени остается большое
осевое расстояние для уменьшения угла на-
клона меридионального обвода. В этом случае
можно организовать эффективное влагоудале-
ние, как это, например, показано на рис. 3-13.
Конструкция ЦНД с двухъярусными предпо-
следними ступенями с большим расстоянием
до сопловых лопаток последней ступени также
позволяет обеспечить хорошую сепарацию
влаги перед этой ступенью.
Эффективность сепарации за рабочей лопаткой за-
висит от многих физических и геометрических пара-
метров ступени, исследование которых проводилось
БИТМ, ЦКТИ, МЭИ, ЛПИ, ХТГЗ. Большую роль
играет при этом окружная скорость, что отчетливо
видно из результатов опытов ЛПИ, представленных
на рис. 3-17,а и б.
Опыты МЭИ показали, что с ростом отношения
скоростей до и/Сф <0,3-=-0,33 эффективность влаго-
удаления растет, а затем падает (рис. 3-17,в). Сна-
чала с увеличением скорости и (опыты проводились
при /г0—const) определяющим является влияние цент-
робежных сил, действующих на водяную пленку; при
дальнейшем росте все большее влияние оказывают
(робление и распыление капелек влаги, в результате
чего часть влаги уносится вместе с паром.
Влияние влажности на V в различных опытах, про-
веденных в неодинаковых условиях, также оказалось
разным. Исследования БИТМ показали увеличение Т
с ростом влажности (рис. 3-17,а). В опытах ЛПИ, про-
водившихся, правда, при небольшой влажности (0,05 <
<*/<0,07) этого не обнаружено.
Эксперименты, выполненные МЭИ, подтвердили
концепцию об уменьшении Т с ростом у
(рис. 3-17,в). В опытах ЦКТИ, где испытывалась раз-
Рис. 3-17. Исследование сепарации влаги за рабочим
колесом.
а и б — влияние окружной скорости лопаток (опыты ЛПИ);
в — влияние отношения скоростей и влажности перед ступенью
(опыты МЭИ); 0=7,8; Pi=30°; р2=22°; ДВ=6 мм; Д$=5 мм; В,-
=25 мм; г — влияние влажности и формы влагоулавливающих
камер (опыты БИТМ).
1 — сопловые лопатки; 2 — рабочие лопатки; 3 — канал для уда-
ления влаги.
72
Рис. 3-18. Коэффициент влагоудалеиия по опытам в се-
миступенчатой модельной турбине Л ПИ (р=0,15 МПа).
1 — удаление влаги за рабочим колесом четвертой ступени при
полностью обандаженных рабочих лопатках; 2 — то же при ча-
стичном (па ДВ/В=0,1) открытом бандаже; 3 — то же за соп-
ловой решеткой.
личная форма влагоулавливающих каналов, для раз-
личных вариантов конструкций обнаружено разное
влияние влажности на Т [59]. Опыты, проведенные
на модельной (<2Макс=0,6 м) экспериментальной тур-
бине ЛПИ [33], имевшей семь ступеней активного типа,
показали, что естественная — в предыдущих ступенях—
подготовка влаги приводит к гораздо меньшему коэф-
фициенту сепарации Т при периферийном влагоуда-
лепии, чем при искусственной подготовке влаги в одно-
ступенчатых турбинах.
На рис. 3-18 показано, что за рабочим колесом
четвертой ступени (р—0,15 МПа) при //=0,04 отво-
дилось влаги от 1,8 до 2,3%. Наибольший эффект был
достигнут при открытии бандажа па 2 мм (^В/В2—
=0,1). Влагоудаление за сопловой решеткой этой же
ступени не превысило Чг=1%-
Подробные исследования по влиянию геометриче-
ских факторов на коэффициент сепарации приведены
в [59, 67] и многочисленных статьях.
Сочетание влагоудалеиия с отбором пара в систе-
му регенеративного подогрева воды, безусловно, же-
лательно, так как в противном случае за счет уда-
ления пара вместе с влагой уменьшается полезная ра-
бота, вырабатываемая последующими (до ближайшего
отбора) ступенями.
Следует отметить, что, как правило, в лаборатор-
ных условиях влагоулавливание дает существенно
большие значения коэффициентов сепарации, чем в на-
турных турбинах. Это объясняется следующими при-
чинами.
1.	В многоступенчатых турбинах постепенное
увлажнение и размельчение влаги в ступенях приво-
дят к тому, что влага оказывается мелкодисперсной,
большей частью в виде тумана, и удаление ее мало-
эффективно.
2.	Как правило, в ступенях низкого давления на-
турных турбин окружные скорости выше, чем в мо-
дельных установках, а в ступенях высокого давления
р обычно больше, чем в экспериментальных турбинах.
3.	В лабораторных условиях размеры модели обыч-
но меньше, чем в натурных турбинах, и относительные
размеры капель пе соответствуют действительному ха-
рактеру процессов, происходящих в турбинах.
Интересное решение по влагоудалению в двух-
поточных цилиндрах предлагает фирма «Парсонс»
[134]. Смысл его заключается в том, что каждый по-
ток разделяется на несколько (на рис. 3-19 — па три)
отсеков. После первого отсека, расположенного, ска-
жем, в правом потоке, пар направляется в небольшой
внешний сепаратор, после которого отсспарировапиая
часть не поступает, как обычно, в систему подогрева
питательной воды, а направляется во второй отсек
левого потока. После этого отсека производится ана-
логичная процедура, но направление потока во втором
внешнем сепараторе уже противоположное — из левого
потока в правый. Термодинамически такое решение мо-
Рис. 3-19. Схема фирмы «Парсонс» с сепарацией влаги, примененная в ЦВД турбины насыщенного пара (Рэ
=800 МВт).
73
жст быть целесообразнее, чем обычная схема внешней
сепарации (см. § 1-2), да и размеры внешних сепа-
раторов могут быть существенно меньшими. Б то же
время данная система имеет ряд недостатков.
Во-первых, неизбежно большое осевое расстояние
между отсеками приведет к снижению к. п. д. проточ-
ной части.
Во-вторых, сопротивление и, следовательно, тепло-
перепады аналогичных отсеков левого и правого по-
токов должны быть несколько иными, отсеки будут
работать в несколько разных условиях.
В-третьих, нс ясно, как смешение потоков, основ-
ного и из сепараторов, повлияет на экономичность и
надежность. Сведения о каких-либо исследованиях
предлагаемой системы отсутствуют.
3-3. СТУПЕНИ-СЕПАРАТОРЫ
Рассмотренные в § 3-1 и 3-2 способы вла-
гоудаления не были связаны с изменением
конструкции ступеней и могли использоваться
в обычных турбинных ступенях. Однако име-
ется много предложений о специальном кон-
струировании ступеней с целью существенной
сепарации влаги. Рассмотрим некоторые из
таких предложений, нашедших применение
в работающих турбинах насыщенного пара.
В связи с закруткой потока на выходе из
кольцевых сопловых решеток частицы влаж-
ного пара находятся под действием центро-
бежных сил, уравновешенных радиальным
градиентом давления. Однако крупнодисперс-
Рис. 3-20. Диафрагма-сепаратор, применяемая в турби
нах насыщенного пара фирмы ЛЕИ.
ная влага, плотность которой, особенно при
низком давлении пара, существенно выше
плотности пара, отбрасывается к периферии.
Очевидно, что чем больше расстояние от кро-
мок сопловых лопаток б/sinai (где 6 — рас-
стояние по оси до места отвода влаги, cti—
угол направления потока), тем большая доля
влаги будет эвакуирована. Это используется
в диафрагме-сепараторе (рис. 3-20), которую
применяет в турбинах насыщенного пара фир-
ма ЛЕИ. За обычной сопловой решеткой рас-
полагается участок большой осевой протяжен-
ности, в конце которого на периферии, на зна-
чительном расстоянии от сопловой решетки,
имеется влагоулавливающий канал. Чтобы эф-
фективнее использовать кинетическую энергию
пара, покидающегоч эту решетку, далее распо-
лагается еще одна сопловая решетка малой
кривизны, из которой пар поступает в обыч-
ную вращающуюся рабочую решетку. Такая
диафрагма-сепаратор, по данным фирмы ЛЕИ
[61], позволяет подсушить пар с #1=0,105 до
у2=0,025. Поскольку вместе с влагой бесспор-
но будет эвакуироваться и пар, то для повыше-
ния к. п. д. установки эта влагоулавливающая
камера соединяется с отбором пара для подо-
грева питательной воды.
Конструктивно такая схема имеет ряд до-
стоинств — сокращаются габариты турбины
из-за относительно малого объема камеры
между двумя сопловыми решетками; умень-
шается опасность разгона ротора (см. § 4-1
и 6-3), следовательно, можно не устанавли-
вать отсечной арматуры и тем самым упро-
стить конструкцию п уменьшить потери дав-
ления.
Фирма ДЭ, а затем и фирмы «Тосиба»,
«Хитачи», «Стал-Лаваль» для лучшей эвакуа-
ции влаги, а также для повышения эрозион-
ной надежности в ступенях низкого давления
применяют зубчиковыс лопатки (рис. 3-21).
На спинке профиля лопатки в периферий-
ной части, а иногда почти по всей высоте, на-
чиная с /=1 /4-^-1 /3, выполняются пазы на
входном участке и поверхность профиля при-
обретает как бы зубчиковую форму. Влага,
попадая на спинку профиля по этим пазам, за
счет центробежных сил направляется к пери-
ферии, а затем удаляется.
По данным фирмы ДЭ, проверенным на
турбине насыщенного пара АЭС «Дрезден 1»,
установка таких лопаток полностью решает
проблему сепарации в ЦНД и обеспечивает
эрозионную надежность облопачивания. В этой
турбине даже в ступенях JA 15, 22 и 24 (всего
в турбине 24 ступени), не имеющих отборов
пара в систему регенеративного подогрева
воды, удалялось соответственно 13,1; 19,9 и
16,8% влаги по состоянию перед ступенью.
Эффективность влагоудаления такими лопат-
74
a,)
Рис. 3-21. Схема ступени с
Зубчиковыми лопатками и
эффективность сепарации.
а — конструкция, используемая
в турбинах фирмы «Стал-Ла-
валь» с одновременным удало
нием влаги через пазы в выход-
ных кромках сопловых лопаток;
б — данные фирмы ДЭ; в —
конструкция, используемая в
турбине фирмы «Хитачи».
ками зависит от абсолютного давления и
влажности (см. рис. 3-21,6)—чем выше дав-
ление, тем меньше Чг; при £/<0,05 и р>
>0,7 МПа эффективность сепарации ничтож-
на. Измерения на натурной турбине фирмы
ДЭ (см. с. 189) не показали четкой тенден-
ции к возрастанию в ступенях с отсосом
в тех случаях, когда применялась высокоэф-
фективная сепарация с помощью зубчиковых
лопаток.
Опыты БИТМ подтвердили, что сепарация
влаги с помощью зубчиковых лопаток по срав-
нению со ступенями, имеющими лопатки без
пазов, повышается. При наивыгоднейших ис-
следованных условиях (при £/=0,12) разница
Рис. 3-22. Исследование ступени сепаратора МЭИ—КТЗ
(вариант I).
а — проточная часть эксперимеиталыюй_турбипы; б — влияние
ы/Сф на Чг при AG=2%; в — влияние AG на Чг при ы/Сф=0,37;
1 _1/о=О,ОЗ;	2 — 1/0=0,054; 3 — </0=О,О65;	4 — i/o=0,076;	Re"2=
= 2,1 • 105; е = 0,65.
составила АгУ=0,09, сокращаясь при меньших
влажностях. Теория влагоудалеиия этого типа
изложена в [70], там же даны некоторые ре-
75
комендации по оптимальному выполнению та-
ких лопаток.
МЭИ разработана специальная ступень-се-
паратор, которая исследована в многоступен-
чатой турбине КТЗ [28]. В экспериментальной
турбине с искусственным увлажнением перед
первой ступенью ступень-сепаратор была вто-
рой и имела следующие размеры: Z2=77 мм,
^2/^2——6,5, z2cp—0,4, р2ср=23°. Конструкция сту-
пени видна из рис. 3-22,я.
Результаты опытов при переменных отно-
шениях скоростей zz/Сф и величине отсоса AG
представлены на рис. 3-22. Существенно повы-
шенная по сравнению с обычными схемами
влагоудаления, рассмотренными выше, сепара-
ция влаги объясняется рядом причин, главным
образом конструкцией крышеобразного банда-
жа с влагоулавливающим устройством эжек-
тирующего типа, расположенного на вершине
«крыши». Влага, сброшенная с поверхности
входных кромок рабочих лопаток, уходит в ка-
меру А (рис. 3-22,я); туда же направляется
значительная часть крупнодисперсной влаги
с остальной поверхности лопаток. Как показа-
ли опыты, такая конструкция бандажа сокра-
щает утечку пара через радиальный зазор.
Другими факторами, улучшающими сепара-
цию влаги, являются увеличенный осевой за-
зор между решетками, уменьшенный относи-
тельный шаг рабочей решетки. Кроме того,
в исследованном варианте на рабочих лопат-
ках были сделаны радиальные пазы. Основная
часть влаги эвакуируется через камеру А,
причем с увеличением отсоса AG повышается
и степень сепарации Ч7. Однако практически
достаточно AG=0,01, так как большее значе-
ние AG не столь сильно увеличивает Ч7, сни-
жая экономичность ступени. По опытам при
AG=0,01 коэффициент сепарации практически
не зависел от у0 и составлял 4f/—0,6-5-0,67.
Важно отметить, что наблюдалась весьма сла-
«,/ и,ч щь
б)
Рис. 3-23. Исследование ступени сепаратора МЭИ—КТЗ
(вариант II).
а — конструкция ступени; б — коэффициент сепарации; 1 — за
счет удаления влаги из камеры 1; 2 — то же из камеры 2; 3 —
суммарный коэффициент сепарации при i/o=0,074 и <2к=40-э
50 мкм; 4 — то же при i/o=0,018 и dK=0,05 мкм.
бая зависимость Ч7— коэффициента сепара-
ции от отношения скоростей ujc$, что позво-
ляет выбирать для ступени-сепаратора опти-
мальное отношение ujc^, не снижая за счет
этого к. п. д. ступени (рис. 3-22,6).
Суммарная сепарация, включая отвод вла-
ги и после рабочей лопатки, 2Ч7 приведена на
кривых рис. 3-22,в. Снижение к. п. д. ступени
за счет некоторых изменений в конструкции
оказалось не столь большим и составило всего
АцОг=0,03-^-0,04. Другой вариант ступени-сепа-
ратора МЭИ-КТЗ [49] показан на рис. 3-23.
Здесь необандаженные рабочие лопатки рас-
полагаются на значительном расстоянии после
сопловой решетки. Через серию периферий-
ных канавок в межвенцовом зазоре отводится
влага. Суммарный коэффициент сепарации,,
главным образом за счет влагоудаления перед
рабочими лопатками, составил Чг>0,7. В на-
турных турбинах следует ожидать несколько
меньших значений Ч7, чем показано на
рис. 3-22 и 3-23, за счет иной, естественной
подготовки влаги и большего давления пара.
Однако и при этом сепарация в такой ступени
будет заметно выше, чем при иных методах
влагоудаления в проточной части.
Возможны другие пути уменьшения влаж-
ности: испарением влаги за счет подогрева
в проточной части; распылением крупнодис-
персной влаги и тем самым уменьшением
вредного ее воздействия. Испарение влаги
с помощью подогрева сопловых лопаток горя-
чим паром из предыдущих ступеней использо-
вано фирмой КВУ в одной из натурных тур-
бин с очень большой влажностью [127а].
3-4. ЭРОЗИЯ РАБОЧИХ ЛОПАТОК
В турбинных ступенях, работающих влаж-
ным паром, часто наблюдается эрозия поверх-
ности рабочих лопаток. В результате эрозии
происходит как бы выщербление металла, по-
верхность лопатки становится неровной, губ-
чатой, с выступами и полостями (кавернами).
Эрозия может захватить значительную часть
профиля, иногда до 0,2—0,3 хорды; причем
даже незначительная эрозия меняет вибраци-
онные и прочностные характеристики лопаток,
что может быть причиной их поломок, а так-
же ухудшает к. п. д. ступени.
Примеры эродированных лопаток показа-
ны па рис. 3-24. Процесс эрозионного разруше-
ния лопаток во времени показывает, что мож-
но выделить три стадии эрозии: первая, на-
чальная— очень большой интенсивности;
вторая — с существенно меньшей скоростью
разрушения и третья — когда новый износ
практически отсутствует или резко замедлен.
Время каждой из этих стадий зависит от усло-
вий работы лопаток и материалов, из которых
они изготовлены.
76
Имеются примеры (на турбинах ТЭС), ког-
да после нескольких лет работы резко возра-
стала эрозия лопаток последних ступеней. На-
ряду с другими причинами этому способство-
вали большее число пусков турбины и работа
ее при пониженных нагрузках.
Хотя проблемами эрозии лопаток занима-
ются в течение нескольких десятилетий, до сих
пор нет единой, вполне обоснованной гипотезы
о механизме эрозии.
Эрозия лопаток может возникать по причинам фи-
зического и химического характера, от кавитации и от
чисто механического воздействия капель влаги на ло-
патки. Видимо, решающей причиной эрозии является
сложное, взаимосвязанное ударное и кавитационное
воздействие влаги. Специальными опытами было уста-
новлено, что при ударе капель возникают кавитацион-
ные пузыри, причиной появления которых может быть
большая разница в тангенциальной скорости капли,
ударяющей о лопатку, и радиальной скорости капли
при ее растекании, благодаря- чему местное статиче-
ское давление внутри капли резко падает. Другая ги-
потеза предполагает появление в капле при соприкос-
новении ее с поверхностью лопатки волны сжатия,
отражающейся от поверхности раздела капля — пар и
возвращаемой к лопатке в виде волны разрежения,
s зоне которой и образуются кавитационные пузырьки.
Рис. 3-24. Эрозионный износ периферийной части рабо-
чих лопаток последних ступеней.
а — турбины фирмы ББЦ при //£=0,107, «п=424 м/с. Т=20 000 ч;
б — турбины фирмы ББЦ при 1/2=0,09, wn = 596 м/с, Т=7000 ч;
в — турбины КВУ.
Кавитационные пузырьки, попадая в область по-
вышенного давления, разрушаются (захлопываются),
при этом появляются ударные волны с очень большими
импульсами, весьма большими давлениями и темпера-
турами. Следует отметить, что в турбинных лопатках
в связи с многократностью ударов капель о поверх-
ность лопаток, несмотря даже на небольшую силу уда-
ра, возможно разрушение материала, которое соглас-
но некоторым исследованиям носит в лопатках уста-
лостный характер. В то же время при больших ско-
ростях соударения сила удара капли настолько велика,
что повреждение может вызываться даже одним уда-
ром. Можно предположить, что разрушение начинает-
ся -с микроскопических трещин и язвин, постепенно за-
хватывающих все большие поверхности. Наиболее опас-
ным является удар о гладкий участок. Косвенно это
подтверждается затуханием процесса эрозионного раз-
рушения лопаток, когда поверхность лопатки становит-
ся шероховатой и на ней образуется много каверн.
В образовавшихся полостях скапливается влага, вос-
принимающая удар новых капель.
Для анализа процессов, вызывающих эро-
зионное воздействие капель на лопатки, рас-
смотрим спектр потока па выходе из сопловой
решетки. Как видно из рис. 2-8, жидкую фазу,
покидающую сопловую решетку, можно раз-
делить на три потока:
частицы, прошедшие через канал без кон-
такта с поверхностью профиля;
частицы, образовавшиеся в результате от-
ражения и срыва капель;
частицы, возникшие при дроблении пленки,
сходящей с выходных кромок сопловых лопа-
ток.
Эти потоки имеют разные скорости с\ и
разные направления сСь отличающиеся от
местных скоростей с'\ и углов потока па-
ровой фазы.
Условно весь влажный пар, выходящий из
сопловой решетки, разделим на три группы:
пар и мелкодисперсная влага [скорости и
направления которых почти одинаковы и рав-
ны с'\ и а"г (рис. 3-25)];
пленочный поток крупных капель с малой
скоростью с'1ПЛ (vnn=c^/c"=0,05^-0,15) и
углом выхода, близким к углу наклона вы-
ходной кромки (а'1— Шэ+Аа, где Да=2-н6°);
срывной поток с с'1Ср=(0,3-н0,7) с"\ и
очень большими углами а,1ср=40-^-70°.
Соответственно и в относительном движе-
нии на рабочую лопатку условно попадут три
потока. Представленные на рис. 3-25 входные
треугольники скоростей типичны для перифе-
рийной зоны последних ступеней. Срывной по-
ток, и особенно пленочный попадают на лопат-
ки со скоростью w'1, существенно большей
скорости w'\, близкой к окружной скорости и,
И ПОД ИНЫМ углом
Так, в примере, показанном на рис. 3-25,
при с'1пл/с"1=0,1 и c'1Cp/C'i=0,4 (w/c'T=l,26)
получим, что w\nj1lw"l=2,b5; w\cvlw"i=2,3,
вместо p"i=134o углы падения крушюдисперс-
пой влаги составляют р'1пл=178°; p,icp=162'°,
т. е. влага попадает на рабочие лопатки под
77
Рис. 3-25. Входные треугольники скоростей паровой и
жидкой фаз для периферийного сечения ступени боль-
шой веерности. Один штрих означает параметры жидкой
фазы, два штриха — паровой фазы; индекс «пл» отно-
сится к потоку крупных капель, возникших при дробле-
нии пленки, сходящей с выходных кромок сопловых ло-
паток, индекс «ср» — к частицам, образовавшимся в ре-
зультате отражения и срыва капель.
большим отрицательным углом атаки. В ре-
зультате этого на участок 6Ь профиля ударя-
ют капли пленочного и срывного потоков.
В периферийной зоне ступени с высокой реак-
цией рп и большими иа удельная плотность
воздействия влаги на поверхность рабочих ло-
паток оказывается больше, чем в сечении на
выходе из сопловой решетки, так как
sin p't/sin ш<1.
Для примера, приведенного на рис. 3-25,
плотность пленочного потока возрастает при-
мерно в 10, а срывного — в 5 раз. Таким об-
разом, плотность потоков крупнодисперсной
влаги в относительном движении существенно
возрастает, что, очевидно, способствует эрози-
онному разрушению.
Поскольку за счет центробежных сил и за-
крутки потока жидкая фаза, особенно в виде
капель большого размера, концентрируется
на периферии (см. рис. 2-28), то эрозионного
разрушения лопаток следует ожидать в пери-
ферийной части, что подтверждается практи-
кой эксплуатации турбин. Очевидно, что чем
больше р’"1 и окружная скорость цп, тем боль-
ше скорость w'i/Ci удара капель на входе
в рабочую решетку, тем больше будет угол
"атаки и тем больше отношение sin a'i/sin
и, следовательно, плотность потока влаги.
Для того чтобы оценить, насколько опасно
ударное воздействие капель влаги на рабочие
лопатки и каковы пути предотвращения эро-
зионного разрушения лопаток, необходимы на-
копление экспериментальных данных и теоре-
тические исследования механизма эрозии.
Известно несколько формул, позволяющих ка-
чественно. а иногда и количественно опреде-
лить влияние тех или иных факторов на эро-
зию лопаток и заранее оценить их эрозионную
надежность.
Эрозионный износ лопаток зависит от боль-
шого числа конструктивных и режимных па-
раметров, материала лопаток и их термообра-
ботки и условий эксплуатации, т. е. такого
числа факторов, которые, естественно, не мо-
гут быть полностью учтены формулой. Сами
формулы в лучшем случае являются полуэм-
пирическими, базирующимися на опыте экс-
плуатации конкретных турбин и в некоторых
случаях специальных лабораторных исследо-
ваний. В связи с этим ни одна из формул не
является достаточно универсальной.
Ниже приводится ряд зависимостей, каж-
дая из которых отражает специфику выпол-
нения и опыта работы турбин какой-то фирмы.
Однако при анализе эрозионных характери-
стик приводимые формулы позволяют учесть
те или иные факторы, не рассмотренные в дру-
гих зависимостях.
Некоторые формулы дают значение удельной силы
R/F эрозионного воздействия влаги. Формула
Л. И. Дегтярева [61] выведена в предположении чи-
сто механического воздействия капель влаги па по-
верхность лопатки:
R
-р-^7- 10-4Лэп2п (sina"w)2,	(3-1)
где
р." (Л\)2 1 Г8av'
k3=i-0,8	У	(3-2)
здесь измерение значений R/F — в МПа, с, и — в м/с,
v — в м3/кг, ст—в Н/м (поверхностное натяжение во-
ды); ц"— вязкость пара, Па-с; 6а — осевой зазор, м.
Формула (3-1) позволяет качественно оценить влия-
ние различных параметров потока и ступени.
При аналогичных предположениях выведена фор-
мула фирмы КЕМ [90], однако в ней учитывается
коэффициент скольжения v, а влияние окружной скоро-
сти оказывается еще большим:
/ cos \3
R , У1Р1 , \ и!с J
р ^ст /^г7"г и п	v	’	(2-3)
где кст — коэффициент, зависящий от характеристик
ступени; Rr— газовая постоянная.
Формула МЭИ [67] выведена пз предпо-
ложений, что коэффициент эрозии Е пропор-
ционален импульсному давлению R крупных
капель на поверхность рабочей лопатки или,
точнее, на часть этой поверхности db-bl
см. рис. 3-25) и zy — числу соударений (т. е.
отношению числа капель, находящихся в еди-
ницу времени в потоке, к величине смачивае-
мой поверхности лопатки). Эта величина за-
висит от расхода пара в той части ступени, где
наблюдается эрозия, от доли крупнодисперс-
ной влаги, среднего размера капель этой вла-
ги и других факторов:
E=kERzy.	(3-4)
Импульсное давление R определяется по
формуле
R~kRvxaKw\,	(3-5)
где ак— скорость распространения ударной
волны в капле; wF— относительная скорость
78
Рис. 3-26. Критерий эрозии в зависимости от скорости
иа, влажности yi и давления пара перед рабочими
лопатками при ба= 10 см.
входа крупнодисперсной влаги в рабочую ре-
шетку (см. рис. 3-25); Vi-—удельный объем па-
ра в межвенцовом зазоре.
В результате преобразований, при которых
приняты усредненные значения степени реак-
ции на периферии лопаток, углов выхода как
паровой, так и жидкой фаз, а доля крупно-
дисперсной влаги составляет 20%, получена
оценочная формула для коэффициента эрозии
(при pi<20 кПа):
Е = Wi^\(7,°/144 [1 “ 10Гп^П1; (3’6)
мат^^ 1 («П/Сф)з [ (Нп/Сф)2 J V 7
здесь индекс 1 относится к межвенцовому за-
зору; pi выражается в кПа, иТ1— м/с; ба —
осевой зазор между сопловыми и рабочими
лопатками в периферийной зоне ступени, см.
Для нержавеющих сталей 2X13 при местной
поверхностной закалке &мат=10-4. По форму-
ле (3-6) для «П/Сф=1 и ба=Ю см на рис. 3-26,а
вычислены значения Е. Критерий допустимой
эрозии Е—1.
Фирма «Хитачи» [67] использует следующий кри-
терий эрозии:
Е = 4,3 (0,01нп — 2,44)2 у?-8.	(3-7)
При £<2 обеспечивается долговечность работы
турбины. При 2<£<4 лопатки подвергаются незна-
чительной эрозии, а при £>4 работа ступени недо-
пустима
Фирма «Альстом» [98] предлагает свой критерий
эрозии, при выводе которого принято, что диаметр
крупных капель подсчитывается по формуле
рх	»	(3'8>
а коэффициент ’скольжения
V = th (0,01А Ks^).	(3-9)
Критерий эрозии
Гф
Е = ky^ ---------у—. - J
г 1 рп L
_£1Нё^Г;
(Цп/Сф)2 J
(3-10)
здесь измерение значений а— в кПа; 6О — см; 12—
длина рабочей лопатки, см; гл — число рабочих ло-
паток; Q=d2/l2. На основании статистических данных
фирма считает нормальной работу ступени при E<t
^0,2.
Далее в [98] предлагается расчет объема выщерб-
ленного вследствие эрозии материала лопаток в зави-
симости от числа часов работы ступени т, мм3/мм:
Г=£ссп/гмат (£—0,2) 2т“;	(3-11)
здесь /гСеп=1 — без сепарации, ЛСеп=1/3 — при сепа-
рации через кольцевую щель на периферийном обводе;
kuni и т определяются материалом лопатки и состав-
ляют: /гМат—52 и т=0,63 для стали с 13% Сг;/гма- =
= 10 и т=0,33 для лопаток со стеллитовыми пласти-
нами. Расчет ведется для т=8000 ч.
Фирма АЕИ [105] дает качественную формулу
коэффициента эрозии:
Е— k(w'i—wap)n,	(3-12)
где w'i — относительная скорость	капель влаги;
— предельная скорость, при которой начинается
эрозионное разрушение лопаток; k и п — постоянные.
Величины Шпр, k и п должны определяться экспери-
ментально.
Формула фирмы ББЦ [128] используется для
сравнительных оценок эрозионной надежности лопа-
ток:
Е
^Р.Х^Кр^гУо (^\п)2 (е"п)3,	(3-13)
где kT — коэффициент, зависящий от геометрических
характеристик рабочей решетки; kPtX — коэффициент,
зависящий от давления и степени сухости; kK-p — ко-
эффициент, зависящий от критического размера ка-
пель;
/1 . v2	с, cos а.
+ (И„/Сф)!	(ИпАф)2 ’ <3‘14)
для v<0,5 и uu/c$^l
w 1п~^п(1—v);
здесь -v — коэффициент скольжения, определяемый по
рис. 2-22 при заданной s=6a/sin a'p, Ео относится
к последней ступени турбины ББЦ, установленной на
ТЭС «Стигнес» при цп=424 м/с и г/2=0,107.
Хотя при проектировании турбины фирмы ББЦ ло
патка считается стойкой против эрозии, если по край-
ней мере £/£0<1, ряд турбин, изготовленных ранее,
даже при £/£0=1,1-=-1,2 работает нормально. С ро-
стом и увеличивается теплоперепад на последнюю сту-
пень, а значит, возрастает с", повышается pi и обычно
выбирают большие зазоры. Все это приводит к мень-
шему расхождению между скоростями пара и водяных
капель, т. е. к большим значениям коэффициента
скольжения (рис. 2-16 и 2-22) и меньшим скоро-
стям w'i.
По данным [145], видна тенденция уменьшения
критерия эрозии с ростом периферийной окружной ско-
рости (рис. 3-27). По [145] при конечной влажности
Уг=0,10-е-0,107 лопатки с йц=471-М98 м/с прорабо-
тали несколько десятков тысяч часов, лопатки с ип=
=545 м/с при ^2=0,11 и с «п=596 м/с при г/2=0,09
проработали около 2-104 ч.
Фирма ЭВ [61] на основе опыта эксплуатации
своих турбин рекомендует формулу для коэффициента
эрозии:
р Уо Суд V— Уо	X4 /О
^.у»2 200	“	200т]в у 2 ^100 ) ’
здесь значения с2а, ип — в м/с; v — в м3/кг; G —
в кг/с; Q — в м2; т]п.у^1—коэффициент, учитываю-
щий эффективность влагоудаления.
79
Рис. 3-27. Критерий эро-
зии фирмы ББЦ в зави-
симости от ип для ряда
выполненных и спроекти-
рованных ступеней фир-
мы.
ф —п=50 с-1;	—п=60 с-1
(турбины высоких парамет-
ров); О—п=50 с-1; А—п~
—30 с-1; □ — п=60 с-1 (тур-
бины насыщенного пара).
При Е<1 лопатки могут работать до конца амор-
тизационного срока; при Е>1 срок работы лопаток
обратно пропорционален Е.
Фирма КВУ [127а] использует следующую фор-
мулу для коэффициента эрозии:
у\
Е----(3-16
где р0 — давление пара перед ступенью, Па; &г<;1—
коэффициент, учитывающий влияние зазора и толщины
выходной кромки (рис. 3-28); значения ип— в м/с.
При Е<8 м4/(кг-с) эрозии нет, при Е>8 не-
обходимы или внутриканальная сепарация влаги в соп-
ловых лопатках, или подогрев этих лопаток и термо-
обработка входных кромок рабочих лопаток [127а].
Институтом проточных машин ПНР [117] на ос-
нове полуэмпирического исследования также предло-
жена формула для критерия эрозии Еэ. На основе
большого числа проверок лопаток, выполненных из
стали 2X13, последних ступеней турбин мощностью
50—200 МВт получены оценки эрозии, представлен-
ные в [61].
Фирмой «Вестингауз» [107] используется форму-
ла, где коэффициент эрозии определяется объемом
выщербленного материала:
= Увл (2550) "лГ’	(3-17)
здесь Квл — объем воды; N — характеристика сопро-
тивления материала эрозии; измерение значений с'—
в м/с.
Автор формулы (3-17), хотя и отмечает хорошее
совпадение се с опытными данными, оговаривает, что
опыты обычно проводились со столь большими раз-
мерами капель (d>0,6 мм), когда этот размер не
оказывает влияния на эрозию. В действительности
в ступенях турбины диаметр капель меньше и состав-
ляет d—0,05=0,5 мм. Поэтому к формуле (3-17) не-
обходим поправочный коэффициент, учитывающий
влияние диаметра капель.
Интересно численное сравнение формул для коэф-
фициента эрозии при расчете конкретных ступеней.
Этот расчет сведен в табл. 3-1. Объектами расчета
выбраны близкие к реальным ступени быстроходной и
тихоходной турбин. Эти ступени поставлены в тяже-
лые условия, определяемые главным образом высокой
конечной влажностью: для ступени турбины на п—
=50 с-1 влажность за ступенью равна у2=0,12, а для
тихоходной турбины ^2=0,16. Результаты расчета раз-
норечивы: эрозионная надежность в зависимости от ис-
Рис. 3-28. Влияние осевого зазора и толщины выхоцной
кромки сопловой лопатки на коэффициент эрозии по
данным фирмы КВУ.
Таблица 3-1
Сравнительный расчет коэффициента эрозии последних ступеней при р2 = § кПа, = 10 см, а1э 15°
Ступень	Параметры ступеней					Расчет Е по формулам и характеристика эрозионной надежности				
	Л, С"1	12, мм	6 = d/l.2	У-2	h0, кДж/кг	формула (3-6)	формула (3-7)	формула (3-10)*	формула (3-15)**	формула (3-16)***
№ 1	50	950	2,7	0,12	230	Е =2,1 (плохо)	Е = 4,5 (недопусти- мо)	Е = 0,43 (удовлетво- рительно)	£=3,3 (плохо)	£ = 23 (эрозия)
№ 2	25	1400	3,0	0,16	200	£=2,0 (плохо)	£=3,1 (удовлетво- рительно)	Е = О,67 (плохо)	Е = 2,7 (плохо)	Е =52 (эрозия)
Сравнение ступеней по эрозионной надежности						равноцен- но	хуже № 1	хуже № 2	хуже № 1	хуже № 2
* z| = 96; z’1 = 122.
** Vy = 0,75-
*** д = 3 мм.
«о
Рис. 3-29. Сравнение различных формул для подсчета коэффициента эрозии Е по [107] в зависимости от высоты
лопатки '2 (а); от давления /л па среднем диаметре (для лопатки с 4=875 мм и п=50 с-1) (б); от нагрузки тур-
бины Р/Рном (6) и постоянной t0 (или /пп) для той же лопатки; 1— по формуле (3-6); 2 — по (3-7); 3 —по (3-13);
4 — по (3-15); 5—по (3-16); 6 — по (3-17) для лопаток из нержавеющей аустенитной стали.
пользованной формулы меняется от весьма высокой
то недопустимой. Разные методы расчета дают при
сравнении ступеней лучшие условия по эрозии как
для первой, так и для второй ступеней.
Интересное сравнение коэффициентов эрозии для
гипотетических лопаток проведено в [107] (рис. 3-29).
Коэффициент эрозии для периферии лопатки в зависи-
мости от ее длины 12 представлен по разным форму-
лам на рис. 3-29,а. Кривые здесь показывают, что Е—
—f(l2) имеет в исследованном диапазоне размеров ло-
паток максимум. Это объясняется тем. что с ростом 12
и. следовательно, ип одновременно благоприятно уве-
личивается теплоперепад ступени, уменьшается началь-
ная влажность, возрастает скорость потока.
Для принятых при расчете кривых рис. 3 29,а дан-
ных этот максимум 12 по различным формулам ме-
няется от 650 до 1140 мм (/г=50 с-1). Влияние дав-
ления пара р- в различных формулах оказывается
даже качественно иным (рис. 3-29,6), то же самое
относится и к влиянию нагрузки Р/Рном (рис. 3-29,и).
При использовании статистического мате-
риала для оценки эрозионной надежности сле-
дует учитывать, что влажность в последней
ступени турбины в зависимости ог нагрузки
меняется по-разному для турбин высоких па-
раметров с промперегревом в парогенератор-
пой установке и для турбин насыщенного па-
ра, имеющих промперегрсв, осуществляемый
свежим паром.
В первом случае, как показывает график
на рис. 3-30, паихудшие условия (из-за сни-
жения температуры промперегрева tnn) соот-
ветствуют нагрузке Р—0,ЗРНом-
По данным КВУ коэффициент эрозии по
(3-16) по сравнению с режимом РНом увеличи-
вается в 1,8 раза. По данным фирмы Альстом
[98] для таких турбин наивысший критерий
эрозии по (3-10) отвечает режиму Р=
=0,55РПом, увеличиваясь по сравнению с но-
минальной нагрузкой на 13%.
Рис. 3-30. Изменение температуры промперегрева tnn
(а) и коэффициента эрозии Е (б) по (3-16) в зависимо-
сти от нагрузки Р/Раом для турбины высоких парамет-
ров фирмы КВУ (Рэ=,330 МВт) с промперегревом в па-
рогенераторе (---------) и тихоходной турбины КВУ
насыщенного пара (Рэ=660 МВт) с промперегревом све-
жим паром (-------------------------- .
Для турбины насыщенного пара КВУ наи-
больший коэффициент эрозии отвечает режи-
мам Р;=(0,4-ъ-06) Рпом. где он выше, чем при
номинальном режиме, на 20% - Для оценки
эрозионной надежности лопаток при внутри-
канальной сепарации в сопловых лопатках по-
следней ступени необходимо учитывать, что
как при уменьшении расхода пара, так и при
ухудшении вакуума сокращается перепад дав-
лений в щелях влагоудаления и ухудшается
его эффективность (см. рис. 3-4).
Для предупреждения эрозии, что является
безусловным требованием нормальной работы
турбины, возможны два принципиально раз-
личных метода: активный и пассивный.
Активный метод
1.	Уменьшение влажностиперед
ступенью уо достигается повышением на-
чальной температуры пара и снижением на-
чального давления (в турбине без внешней
6—580
81
сепарации), применением промежуточного пе-
регрева пара, понижением разделительного
давления, применением эффективной внешней
сепарации, увеличением теплоперепада в по-
следней ступени, где, очевидно, следует ожи-
дать наибольшей опасности эрозии.
Положительное влияние оказывают раз-
личные виды периферийного влагоудаления и
применение ступеней-сепараторов (см. § 3 2
и 3-3).
2.	Уменьшение фактической
влажности перед рабочей лопат-,
кой достигается применением различных вы-
сокоэффективных способов влагоудаления
в проточной части. По данным ХТГЗ внутри-
канальная сепарация позволяет улавливать до
35—40% крушюдисперсной влаги.
Эрозия рабочих лопаток, которая в одной из тур-
бин ХТГЗ протекала со скоростью 0,02 мм/ч, практи-
чески прекратилась после организации эффективного
влагоудаления из ступени. Опыты ХТГЗ, проведенные
как на модельной турбине, так и на ТЭС па турбине
Рэ=100 A'IBt, показали, что отсос за сопловой решет-
кой последней ступени резко снижает эрозионный из-
нос рабочих лопаток; при этом, правда, ухудшился
и к. п. д. ступени.
С точки зрения уменьшения эрозии эффек-
тивным может быть отсос влаги через выход-
ные кромки сопловых лопаток.
Опыты МЭИ и КТЗ (см. § 3-1) подтверди-
ли возможность улавливания почти всей круп-
нодисперсной влаги, сходящей с кромок со-
пловых лопаток.
На рис. 3-31,а показана эродированная перифе-
рийная часть лопатки последней ступени турбины фир-
мы АЕИ, работающая с обычной диафрагмой, а на
рис. 3-31,6 — с диафрагмой, имевшей отсос влаги через
выходные кромки. Рисунок 3-31,6 иллюстрирует ско-
рость эрозии в обоих этих случаях: через 29 дней
(700 ч) в обычной ступени эродировало до 15% ма-
териала лопаток (уменьшение массы лопаток), а в сту-
пени с отсосом — только 3%. Щели в выходных кром-
ках располагаются в верхней части лопаток, где, с од-
ной стороны, скапливается основная часть влаги,
с другой — скорости потока наименьшие, что благопри-
ятно для такого типа сепарации.
Влияние на эрозию лопаток отсоса влаги через
щели па обводах сопловых лопаток турбин КВУ (см.
рис. 3-9) показано па рис. 3-31,г и д.
Поскольку, как показал опыт эксплуата-
ции [65, 159], местные сопротивления (про-
волока па лопатках, стойки, резкие изломы
проточной части и т. п.) вызывают локаль-
ную концентрацию влаги и повышенную в ре-
зультате этого эрозию, то желательно избе-
гать их в элементах проточных частей, рабо-
тающих влажным паром. Так, например, об-
разовавшиеся на проволочных связях потоки
крупной влаги проходят затем через следую-
щие ступени и в том числе через каналы со-
пловых решеток. Некоторые примеры отрица-
тельного воздействия этих изломов и т. п. по-
казаны на рис. 3-32 [65].
Рис. 3-31. Влияние отсоса влаги в сопловых лопатках на
эрозию рабочих лопаток.
а — периферийная часть лопатки. последней ступени турбины
АЕИ после работы с обычной диафрагмой; б — то же после
работы с диафрагмой, имевшей отсос через щели в выходных
кромках; в — уменьшение массы лопатки за счет эрозии в за-
висимости от времени работы: 1 — для условий рис. 3-31,о: 2 —
для условий рис. 3-31,6; г — лопатка турбины КВУ после
13 тыс. ч работы (без влагоудаления); д — то же с внутрика-
нальной сепарацией по рис. 3-9.
Если при облопачивании ротора отдельные
лопатки выходят из своего ряда, т. е. высту-
пают (в меридиональной плоскости) против
потока, то эти выступающие лопатки подвер-
гаются очень сильной эрозии. Разъедание
входных кромок выступающих лопаток может
быть большим даже при незначительной, ма-
лозаметной эрозии остальных лопаток. Если
какая-либо из лопаток выпадает из ряда, т. е.
сдвинута по потоку, то повышенной эрозии
будет подвергаться и соседняя лопатка
(рис. 3-33).
82
3.	Уменьшение ударного воздей-
ствия капель влаги на рабочие
лопатки достигается увеличением осевого
зазора да между сопловыми и рабочими ло-
патками. При этом увеличивается коэффици-
ент скольжения v, прогрессирует дробление
капель. В ступенях большой веерности увели-
чение зазора в корневой зоне, особенно при
малых углах аю, может привести к радиаль-
ному отрыву потока; в то же время в перифе-
рийной зоне, гае к тому же реакция ступени
велика, увеличение зазора слабо сказывается
па экономичности. Поэтому рационально про-
ектировать ступени так, чтобы в корневой ча-
Рис. 3-32. Влияние формы периферийного обвода про-
точной части на эрозию входных кромок рабочих лопа-
ток последних ступеней.
а — проточная часть реактивной турбины после Т=44 ООО ч; б —
эрозия в зоне перекрыши ступени после Т=40 ООО ч; в — эрозия
в зоне периферийного обвода диафрагмы после т=5000 ч; г —
то же Для другой турбины после Т=4200 ч; д—эрозия в зоне
излома периферийного обвода диафрагмы после т=7000 ч.
Рис. 3-33. Схема эрозионного воздействия на входные
кромки рабочих лопаток при их неравномерной уста-
новке.
а — лопатка выдвинута против потока; б — лопатка выдвинута
по потоку; б — зона эрозионного воздействия; бмакс —зона ин-
тенсивного воздействия.
сти зазор оставался минимально возможным,
увеличиваясь к периферии. Ряд фирм в по-
следних ступенях ЦНД увеличивает зазор до
бет=100 мм и более.
Некоторые заводы и фирмы выполняют ра-
бочие лопатки с крупнопористой поверхно-
стью в той части, где ожидается эрозионное
разрушение. По мнению авторов работ [59,
90], влага, которая воспримет удары капель,
будет задерживаться в порах. В определенной
мере это достигается в зубчиковых лопатках,
широко применяемых американскими и япон-
скими фирмами, так как здесь сочетаются
организация водяной подушки, воспринимаю-
щей удар капель, и хорошая сепарация влаги
по радиальным пазам (см. § 3-3).
4.	Снижение окружной скорости
на периферии лопаток нп согласно
приведенным выше формулам ведет к умень-
шению эрозии лопаток. Поскольку при этом
не должна сократиться кольцевая площадь
выхода, что особенно важно для турбин насы-
щенного пара и вообще для турбин с малым
располагаемым теплоперепадом, то уменьше-
ние иа может быть достигнуто:
уменьшением высоты лопаток последних
ступеней с одновременным увеличением числа
потоков. Этот способ реализуем только при
малых мощностях, так как приводит к соот-
ветствующему увеличению числа цилиндров
с вытекающими отсюда усложнением конст-
рукции, большим тепловым расширением, сни-
жением вибрационной надежности валопрово-
да, увеличением размеров агрегата и общим
его удорожанием;
применением полуторного выхода;
переходом на пониженную частоту враще-
ния (см. § 4-3).
Естественно, что снижение мп при сокра-
щении кольцевой площади лопаток означает
рост выходных потерь и ухудшение экономич-
ности турбины.
Пассивные методы борьбы с эрозией
включают:
применение для лопаток эрозионно-устой-
чивых материалов;
установку па лопатках накладок из эро-
зионно-устойчивых материалов (но непригод-
ных для изготовления всей лопатки);
термическую, электроискровую обработку
лопаток или отдельных их частей, а также
покрытие поверхности лопаток.
В литературе приводится много сведений
по экспериментальным исследованиям эрози-
онной стойкости материалов, однако сравне-
ние данных различных организаций практи-
чески невозможно ввиду разных условий испы-
таний и различных показателей эрозии. Опы-
ты фирмы ББЦ лучше всего характеризуют
закаленную хромистую нержавеющую сталь.
6*
83
По результатам других испытаний хорошие
аитиэрозионные свойства показывают аусте-
нитные стали и нержавеющие стали, часто
применяемые для рабочих лопаток (см. гл. 5).
Эрозиошю стойкими оказались и титановые
сплавы, в том числе в опытах с вращающи-
мися образцами. По этим опытам после 4 ч
работы износ (по объему) образцов, выпол-
ненных из сплава Ti и А1, по сравнению с об-
разцом из стали 1X13 сократился в 11 раз.
ЛМЗ имеет опыт работы лопаток из тита-
нового сплава длиной 665, 765 и 960 мм, про-
работавших десятки тысяч часов на натурных
турбинах (п=50 с-1), включая лопатку с нп=
=540 м/с.
Стеллитовые накладки широко применяют-
ся на лопатках ЦНД многих паровых турбин,
в том числе турбин ЛМЗ и УТМЗ.
Данные фирмы «Альстом» [98] также под-
тверждают эрозионную стойкость лопаток со
стеллитовыми накладками. Накладки из стел-
лита прикрепляются на входных кромках
спинки лопаток в периферийной ее части; со-
став стеллита: кобальт — 62%, хром —25%,
вольфрам — 7%.
По опытам ЛМЗ потери объема образцов
за 3 ч оказались у стеллита в 33 раза меньше,
чем у образцов из стали 2X13.
По испытаниям фирмы АЕИ также уста-
новлен малый износ стеллита, особенно стел-
лита-12, полученного электронной плавкой
в вакуумной камере. Фирма «Вестингауз»
применяет стеллит-5В [107].
В связи с тем что на ряде турбин АЭС был
обнаружен отрыв стеллитовых накладок от
лопаток, много внимания уделяется способу
соединения накладок с основным материалом
лопаток. Во многих случаях при одноконтур-
ных схемах АЭС не разрешается использова-
ние стеллита из-за содержания в нем кобаль-
та (см. § 4-2).
Существенно зависит эрозионная стойкость
от режима термообработки материала лопа-
ток. Хорошие результаты защиты от эрозии
показало электроискровое упрочнение матери-
алов, применяемое ХТГЗ [26, 51]. На поверх-
ность лопатки, где следует ожидать эрозии,
наносится металл электрода — твердый сплав
Т15Ц6 (79% карбида вольфрама, 15% Ti и
6% Со), обладающий хорошим сцеплением
с основным материалом лопатки. Поверхность
лопатки при этом становится шероховатой.
Опыт ХТГЗ при относительно высокой пери-
ферийной окружной скорости (цп=500 м/с) на
турбине К-220-44 весьма успешен. Однако этот
способ из-за применения кобальта неприемлем
для АЭС с одноконтурной схемой.
Другим способом, не имеющим ограниче-
ния для турбин, работающих радиоактивным
паром, является закалка входных кромок то-
ками высокой частоты. Этот способ для рабо-
чих лопаток последних ступеней, изготовлен-
ных из качественных сталей (см. табл. 5-2),
успешно применяется ХТГЗ в турбинах для
АЭС. В частности, в турбине К-500-65 па п=
=50 с-1 лопатки проработали несколько де-
сятков тысяч часов.
Опыт эксплуатации турбин как со значи-
тельными ип, вплоть до «п=530-*-580 м/с
(в частности, в турбинах ЛМЗ, ХТГЗ, УТМЗ,
фирм ББЦ, «Вестингауз»), при умеренной
влажности, так и с меньшими окружными ско-
ростями на периферии лопаток, но большей
влажностью показал, что указанные выше
активные и пассивные методы позволяют из-
бежать опасного эрозионного повреждения
лопаток.
Во многих случаях наблюдается эрозия вы-
ходных кромок рабочих лопаток последних
ступеней конденсационных турбин. Эта эро-
зия охватывает нижнюю пли среднюю часть
по высоте лопатки (рис. 3-34). Так как тол-
щина и площадь профиля здесь существенно
выше, чем в периферийной зоне, то в общем
эрозия выходных кромок менее опасна, чем
входных. Однако следует учитывать, что даже
небольшое изъязвление профиля может стать
источником поломки лопатки, тем более серь-
езной, чем ниже расположено это сечение.
Причин эрозии выходных кромок несколь-
ко. Это — и отрывные явления, и вызванные
Рис. 3-34. Эрозионный износ выходных кромок рабочих
лопаток последней ступени.
а—характер износа лопатки мощной турбины; I — зона эрозии
и вычищенного металла; II —зона темно-бурых отложений; III—
вычищенная зона со следами струйных отложений; IV — вычи-
щенная околокромочная зона; 1,2 — лопатки находились в экс-
плуатации около 1 тыс. ч; 3 — эрозия выходной кромки лопатки,
проработавшей около 14 тыс. ч; б — схема потока при малых
G,.oK.
К к
84
ими обратные токи, характерные для многих
ступеней большой веерности при частичных
режимах, и попадание влаги с выступающих
частей задней поверхности диска, и отбрасы-
вание влаги от стенок выходного патрубка, и
впрыск конденсата в выходной патрубок при
холостом ходе. Отсюда вытекают меры по
предотвращению эрозии, выходных кромок,
в частности оптимальное проектирование сту-
пени, удаление стенок патрубка от лопаток,
выбор мест для впрыска конденсата и его се-
парация и др. Отметим, что на эрозию выход-
ных кромок отрицательно влияет неравномер-
ность установки лопаток.
В ступенях высокого давления, несмотря
на большую влажность, доходящую в отдель-
ных турбинах (перед внешней сепарацией) до
#=0,15, эрозия рабочих лопаток не наблюда-
лась. Это объясняется главным образом высо-
кими коэффициентами скольжения v и в пер-
вую очередь в связи с мепыпей разницей
в плотностях паровой и жидкой фаз; не столь
крупными, как в ЦНД, каплями влаги; мень-
шими, чем в ЦНД, окружными скоростями.
3-5. ЭРОЗИЯ НЕПОДВИЖНЫХ ДЕТАЛЕЙ
Кроме рассмотренной выше эрозии рабо-
чих лопаток последних ступеней ЦНД в тур-
бинах насыщенного пара встречаются и дру-
гие виды эрозии, охватывающие главным об-
разом неподвижные части. Наблюдаемый из-
нос поверхностей ряда неподвижных деталей
обычно объясняется не чисто эрозионным
(механическим) воздействием капель влаги,
а смешанным коррозионно-эрозионным про-
цессом. Широкоизвестная коррозия нелегиро-
ванных сталей и некоторых других материа-
лов представляет химическое, а в ряде случа-
ев электрохимическое повреждение поверхно-
стного слоя в результате взаимодействия ме-
талла с внешней средой. В турбинах насыщен-
ного пара кроме коррозии под воздействием
гомогенной жидкой фазы встречается корро-
зионно-эрозионное воздействие, усугубляемое
к тому же нестационарным движением капель
влаги и отдельных струй и вихрей, а также
зачастую большими скоростями потока.
Одним из важнейших факторов, определя-
ющих коррозию в турбинах, является водно-
химический режим установки, особенно в од-
ноконтурных АЭС. Следует отметить, что во
время остановок турбины происходят отложе-
ния водорастворимых солей, интенсифицирую-
щие коррозию. Основной характеристикой
коррозионной устойчивости является водород-
ный показатель среды pH (десятичный лога-
рифм водородных ионов). В СССР на АЭС
для турбинного конденсата [51] нормой яв-
ляется рН=7,0+0,2. Рекомендуются специаль-
Рис. 3-35. Примеры щелевой эрозии в турбинах насы-
щенного пара.
я —- на стыке (разъеме) диафрагмы [142]; б — обоймы уплотне-
ний после т=2,3 • 104 ч [76]; в — на поверхности фланца [128];
г — в клапане (штоке и втулке) турбины мощностью 300 МВт
[104]; д — в поршневых кольцах патрубка двойного корпуса [128];
в отличие от всех деталей, выполненных из стали с 12% Сг,
кольца изготовлены из углеродистой стали; е — штока стопор-
ного клапана турбины ХТГЗ К-220-44.
ные меры для обеспечения водно-химического
режима, существенно снижающие процесс
коррозии [46].
Исследования показали зависимость кор-
розионного износа от ряда параметров среды,
в первую очередь от температуры. Коррозион-
ный износ увеличивается с повышением тем-
пературы. Однако одновременно с процессом
коррозии происходит естественная (споптан-;
пая) пассивация, когда за счет поверхностно-
го окисления металла образуется топкая, но
высокой твердости пленка, сокращающая и
даже прекращающая дальнейший износ по-
верхности. По опытам, рассмотренным
в [ИЗ], пассивация интенсивно происходит
85
б)
Рис. 3-36. Места в ЦВД первых турбин ХТГЗ (при вы-
полнении неподвижных элементов из углеродистой ста-
ли без специальной защиты), подвергшиеся эрозионно-
му износу.
а — первого экземпляра турбины К-220-44; б — турбины К-70-30;
1— сопловые каналы диафрагм; 2 — горизонтальные разъемы
диафрагм; 3 — то же обойм; 4 — то же корпусов; 5 — шпонки
и их пазы в диафрагмах; 6 —- то же в обоймах: 7 и 3—тор-
цевые поверхности ободьев и тел диафрагм в зоне, близкой
к основному потоку пара; 9 — то же обоймы; 10 — торце-
вые поверхности обоймы и корпуса в местах напротив дре-
нажных отверстий; 11 —места опор ободьев диафрагм; 12—
то же обойм; 13—кольцевые козырьки диафрагм для установ-
ки радиальных надбандажных уплотнений рабочих лопаток;
14 — то же для направления отвода влаги; 15 — сегменты
уплотнений по торцам их стыков; 16 — поверхности опирания
этих сегментов; 17 — некоторые необработанные поверхности
корпуса.
при температурах выше 230—250°С, когда об-
разуется твердая магнетитовая пленка и наи-
больший износ делегированных сталей проис-
ходит при температуре 150—200°С, что для
влажного пара означает давление р=0.5-ь-
5 МПа.
Опыт эксплуатации турбин насыщенного
пара показал, что коррозионно-эрозионный
износ * наблюдается на стыках элементов, где
из-за недостаточной плотности образуются
щели. Это так называемая щелевая эрозия
(рис. 3-35). Чаще всего эта эрозия встречает-
ся на разъемах диафрагм, обойм, корпусов,
обойм уплотнений, фланцах. Этого же вида
* Процессы в турбине, связанные со специфически-
ми особенностями работы на радиоактивном паре, рас-
сматриваются в § 4-2.
Рис. 3-37. Фотографии отдельных мест эрозионного изъ-
едания неподвижных элементов ЦВД первых турбин
насыщенного пара ХТГЗ, изготовленных из углероди-
стой стали.
а — вид со стороны выхода пара на горизонтальный разъем
тела диафрагмы турбины К-70-30; б — интенсивный размыв
выступающего пояска, которым диафрагма опирается в осевом
направлении в пазу обоймы (турбина К-70-30); в — вид со
стороны выхода пара на сопловые каналы и козырек для на-
правления отвода влаги диафрагмы 7-й ступени К-70-30; г —
горизонтальный разъем корпуса К-220-44 в зоне паровыпуска;
д — горизонтальный разъем нижней половины обоймы диафраг-
мы 4-й и 5-й ступеней К-220-44; е — горизонтальный разъем
обода нижней половины диафрагмы 2-й ступени К-220-44; ж —
то же для 5-й ступени; з — горизонтальный разъем тела ниж-
ней половины диафрагмы 2-й ступени К-220-44. Цифры на
фото соответствуют позициям на рис. 3-36.
эрозия может возникать в местах посадки
диафрагм в корпусах и обоймах и обойм
в корпусах.
На рис. 3-36 показаны разъемы ЦВД двух
турбин насыщенного пара К-70-30 и К-220-44
ХТГЗ с неподвижными деталями, выполнен-
ные в первом экземпляре этих турбин из угле-
родистой стали без специальной защиты [26,
51]. На рис. 3-37 представлены фотографии
изъеденных в результате щелевой эдозии
86
Т а б л иц а 3-2
Влияние конструктивных форм на коррозионно-
эрозионный износ
Рис. 3-38. Места эрозионного размыва корпуса ЦВД
турбины К-500-65/3000 ХТГЗ.
а — горизонтальный разъем турбины № 1 после 6 тыс. ч рабо-
ты; б — то же после 12 тыс. ч работы; в — то же турбины
№ 2 после 14 тыс. ч работы; б — глубина изъедания, мм.
Конструктивная форма		Месторасположение и характер потока	*г	Расчет с
- -		Трубы Профили, перего- родки	1,0 1,0	
				
/////////////77.		Пластины	1,0 0,75 0,6	По скорости натекания
		Разветвления		
А	V/,			
		Поворот P/d^C0,5	0,52	
^7/у	''	Поворот Р/Д=1,5	0,3	
'ZA7//		Поворот Я/Щ=2,5	0,23	По скорости потока
///////7/777777/		Объединение’цото- ков	0,15	
				
'7А//Л i		Незакрученный вход в трубу	0,16	
' г /Z"'				
		Сопротивление в трубе Прямая труба	0,16	
	t»-				
7777/7?W7//77,			0,04	
—				
/7/777///У/77,-				
'////////////Щ		Щель Лабиринт	0,08 0,08	По теорети- ческой ско- рости (по всему пе- репаду)
		Надбандажные уплотнения и щели для влагоудалеиия	0,30	По средней окружной скорости
				
87
разъемов диафрагм, обойм, корпуса, уплотни-
тельных шпонок и других деталей ЦВД этих
турбин.
В турбине К-500-65/3000 ХТГЗ, работаю-
щей в одноконтурной схеме [26], следы эро-
зионного размыва на горизонтальном фланце
корпуса ЦВД, изготовленного из углеродистой
стали 25-Л, появились только после двух лет
работы (рис. 3-38,а и б). На одной из турбин
этого типа за такой же срок размыв на флан-
це был незначительным, однако заметным ока-
зался размыв камер и патрубков отбора
(рис. 3-38,в).
Конструктивными мерами по предотвраще-
нию щелевой эрозии могут быть способы, по-
вышающие плотность стыков. Так, фирмы
ББЦ [128] и КВУ [104] были вынуждены
увеличить число болтовых соединений в гори-
зонтальных фланцах корпусов (см. гл. 7),
ХТГЗ сболчивает половины диафрагм ЦВД.
В турбинах ряда фирм (см. гл. 5) диафрагмы
соединяют попарно для повышения плотности
их посадки в обоймах.
К щелевой эрозии близка эрозия в неболь-
ших зазорах, уплотнениях вала (как промежу-
точных, так и концевых), а также периферий-
ных надбандажных уплотнениях. Эта эрозия
наблюдалась на штоках и втулках клапанов
(рис. 3-35,г и е), а также в местах ввода па-
трубков во внутренний корпус при двухкор-
пусной системе (рис. 3-35,6).
Часто наблюдается эрозия козырьков,
устанавливаемых в ободьях диафрагм над вы-
ходом из сопловых лопаток. Она переменна по
шагу сопловой решетки и в отдельных случа-
ях даже при числе часов работы менее 104 ч
достигает глубины 6—12 мм (рис. 3-39,а).
Аналогична эрозия неподвижных частей
над бандажами рабочих лопаток в частях вы-
сокого и среднего давления (рис. 3-39,6). Ха-
рактер эрозии струйно-ударный. Струйной
эрозии и эрозии вымывания подвергаются
многие места в трактах высокого и среднего
давления — колена трубопроводов, участки
с дополнительными сопротивлениями в трубо-
проводах, ресиверах, дренажах и т. п. (рис.
3-39,в, г, 6).
Конструктивные мероприятия по боррбе со
струйно-ударной эрозией связаны с лучшей
организацией влагоудаления и дренирования,
с аэродинамическим и гидравлическим профи-
лированием трактов в проточной части турби-
ны и в различных трубопроводах;
Иногда встречается эрозия в отдельных ме-
стах дисков, втулок на валу и других участ-
ков на роторах турбины. Как правило, эрозия
объясняется неудачной конструкцией этих
элементов, когда образуются отдельные струи
влаги. Такой износ наблюдается иногда и
в местах разгрузочных отверстий дисков, ба-
лансировочных грузов, заклепок хвостовиков
лопаток и т. п. [65, 146].
Следует отличать «нормальный» коррози-
онно-эрозионный износ от абразивного износа,
который иногда встречается и в турбинах ТЭС,
и в турбинах АЭС (см. § 7-1).
Для оценки коррозионно-эрозионного изно-
са на основе опыта эксплуатации семи турбин
насыщенного пара, включая турбины Р.,=
=660 МВт, некоторые из которых проработа-
ли более 104 ч, фирма КВУ [104, 113] пред-
лагает эмпирическую формулу
s — ktkr Уус,	(3-18)
где s-—наибольшая местная величина износа,
мм/104 ч; у — влажность; с — скорость, м/с
(см. табл. 3-2); kt — коэффициент, зависящий
от температуры (т. е. для влажного пара — от
давления (рис. 3-40,a); kT— коэффициент,
определяемый по табл. 3-2 и зависящий от
конструкции и элемента установки.
Кривая на рис. 3-40,а для нелегированных
сталей иллюстрирует влияние температуры.
Из графика видно, что при температурах ни-
же 100°С (давление ниже 0,1 МПа) и выше
230°С (2,8 МПа) износ по сравнению с наи-
худшими условиями (температурой 180°С)
Рис. 3-39. Примеры струйно-
ударной эрозии и эрозии вы-
мывания.
а — козырек обода диафрагмы над
выходом из сопловой решетки
в турбине 50 МВт после Т=1,2-104ч-
[104]; б — то же в турбине К-220-44
[26]; в — в трубопроводе [128]; г —
в дренажных трубках [128]; д —
в отборном патрубке турбины КВУ
АЭС «Штаде» [86].
88
Рис. 3-40. Коррозионно-эрозионный износ неподвижных
деталей турбин.
с — глубина износа в зависимости от температуры, выражае-
мая коэффициентом kt; б—сравнение коррозионно-эрозионного
износа по данным осмотра турбин насыщенного пара фирмы
КВУ с расчетом по формуле (3-18); О—в неплотных стыках;
ф — в козырьках диафрагм, надбандажных уплотнениях и в
щелях периферийной сепарации; А — в трубопроводах (в коле-
нах, поворотах, разделении и соединении потоков); -I--при
сопротивлениях, расположенных поперечно потоку [113].
уменьшается более чем в четыре раза, а при
температуре ниже 80°С (р<0,05 МПа) и вы-
ше 240°С (3,4 МПа) сокращается еще в два
раза.
Конструктивные мероприятия по уменьше-
нию некоторых видов эрозии приведены
в табл. 3-2. На рис. 3-40,6 дается сравнение
данных расчета по формуле (3-18) с опытны-
ми данными [ИЗ].
Основным способом защиты, применяемым
в современных турбинах насыщенного пара,
является изготовление деталей, подвергаемых
коррозионно-эрозионному воздействию, из ле-
гированных сталей. Так, например, использо-
вание сталей с 2,5% Сг снижает износ [113]
в четыре раза. Практически полностью предо-
храняет от эрозии использование высокохроми-
стой стали, содержащей 12—13% Сг. Еще
лучше противодействуют коррозионным про-
цессам хромоникелевые аустенитные нержаве-
ющие стали 12Х18Н10Т и 12Х18Н9Т, приме-
няемые ХТГЗ (см. § 4-1 и 5-2).
Поскольку высокохромистые и особенно
аустенитные стали весьма дороги, то в ряде
случаев детали турбины изготавливают из
углеродистой стали, а места ожидаемой эро-
зии тем или иным способом (см. § 4-1) защи-
щают эрозионно-устойчивыми материалами.
В отличие от эрозии лопаток последних
ступеней ЦНД эрозия в деталях ЦВД обыч-
но непосредственно не приводит к авариям и
опасным поломкам, но она снижает как на-
дежность, так и экономичность турбины. Уве-
личенные зазоры в проточной части и в кон-
цевых уплотнениях, протечки на стыках диа-
фрагм, обойм ведут к снижению к. п. д. и
мощности турбины. Увеличенные зазоры
в уплотнениях могут существенно повысить
осевые усилия, действующие на упорный под-
шипник турбины. Износ в клапанах может
привести к заеданию штоков клапанов и в ре-
зультате к серьезной аварии, износ седел кла-
панов может вызвать пульсацию их и в конце
концов обрыв штоков. В турбинах однокон-
турных схем может возникнуть недопустимая
протечка радиоактивного пара. Повышенный
износ на стыках диафрагм, а также в каналах
сопловых решеток может вызвать заметное
увеличение импульса вынужденных колебаний
и привести к поломкам последующих рабочих
лопаток. Возможны и другие причины сниже-
ния надежности собственно турбины. Эрозия
в СПП может вызвать ухудшение их эффек-
тивности и привести к повышенной влажности
в ЦНД турбины (см. § 4-4 и гл. 7).
ГЛАВА ЧЕТВЕРТАЯ
ОСОБЕННОСТИ ТУРБИН И ТУРБИННЫХ УСТАНОВОК АЭС
4-1. ОСОБЕННОСТИ КОНСТРУКЦИЙ ТУРБИН
НАСЫЩЕННОГО ПАРА
Турбины насыщенного пара для АЭС во
многом отличаются от турбин, работающих
перегретым паром. Эти отличия объясняются
тремя причинами: во-первых, работой боль-
шинства ступеней, начиная с первой, на влаж-
ном паре, во-вторых, низкими начальными па-
раметрами пара и, в-третьих, спецификой, вы-
званной работой турбоустановки в тесной свя-
зи с реактором.
При рассмотрении этих особенностей сле-
дует учитывать, что развитие атомной энерге-
тики характеризуется увеличением единичных
мощностей турбоагрегатов, чго объясняется
большим, чем для ТЭС, влиянием мощности
на стоимость установленного киловатта. Так,
например, по [149] для ТЭС, работающих на
угле, повышение Рэ с 580 до 1160 МВт, т. е.
вдвое, снижает стоимость 1 кВт на 8%, а для
АЭС с ВВРк —на 30%.
В настоящее время на АЭС с водоохлаж-
даемыми реакторами практически не устанав-
89
ливаются блоки мощностью менее 400—
500 МВт — новые АЭС комплектуются в основ-
ном турбинами насыщенного (или слабопере-
гретого) пара мощностью 500—1300 МВт.
Особенности конструкций турбин насыщен-
ного пара связаны со следующими факторами.
1.	Малый располагаемый тепло-
перепад Hq. В большинстве турбин насы-
щенного пара по сравнению с турбинами на
высокие начальные параметры с промежуточ-
ным перегревом теплоперепад меньше в два
раза. В связи с этим количество цилиндров
низкого давления обычно больше, чем цилинд-
ров высокого давления, а ЦСД, как правило,
отсутствует. Большинство турбин Рэ>500МВт
имеет один ЦВД и два, три или даже четыре
ЦНД .
ЦНД, вырабатывающий примерно 50—
60% мощности, оказывает существенно боль-
шее влияние на т)Ог всего агрегата, чем в тур-
бинах высоких параметров; очень большое
влияние на к. п. д. турбины оказывают поте-
ри с выходной скоростью А/гв.с, эффективность
выходного патрубка и потери давления (дрос-
селирование), неизбежные при протекании па-
ра в паровпускных органах, в ресиверах,
в тракте внешний сепаратор — промперегрева-
тель и т. п. Поэтому аэродинамической отра-
ботке этих элементов агрегата уделяется зна-
чительное внимание, в частности во многих
турбинах применяется совмещенная конструк-
ция стопорного и регулирующего клапанов
(рис. 4-1).
Клапан ХТГЗ, разработанный для турбин
К-500-60/1500, имеет два независимо действу-
ющих парозапорных органа, которые опира-
ются на одно седло и через соосно
расположенные штоки приводятся в дви-
жение от своих сервомоторов. Обеспе-
Рис. 4-1. Комбинированные стопорно-регулирующие кла-
паны турбин насыщенного пара.
а — турбина К-500-60/1500 ХТГЗ: 1 — корпус; 2 — седло; 3 — ре-
гулирующий клапан; 4 — стопорный клапан; 5 — разгрузочный
цилиндр; 6 — паровое сито; 7 — шток стопорного клапана; 8 —
шток регулирующего клапана; 9— траверса; 10— пружины;
//—рычаг стопорного клапана; б — турбины фирмы ББЦ (один
из четырех для турбины Рэ = 1160 МВт).
90
Рис. 4-2. Отсечные поворотные заслонки перед ЦНД
турбин насыщенного пара.
а — турбины К-220-44 ХТГЗ; б — турбины фирмы ББЦ Рэ=
= 180 МВт); в — турбины фирмы «Вестингауз».
чивая прекращение доступа пара в турбину
с той же степенью надежности, что и тради-
ционно применяемые клапаны, комбинирован-
ный клапан уменьшает дросселирование пара
на входе в турбину, что по расчетам завода
дает дополнительный выигрыш At)/y]=O,6°/o •
На линии перепуска из ЦВД к ЦНД стре-
мятся сократить тракт и выполнить компакт-
ную объединенную конструкцию сепаратора
с перегревателем (СПП) (§ 4-4). Иногда от-
казываются от дополнительной арматуры, хо-
тя это связано с опасностью значительного
превышения частоты вращения (см. § 6-3) при
сбросе нагрузки, или упрощают эту арматуру.
Так, например, ХТГЗ использует поворот-
ные заслонки большого диаметра, которые
прошли длительную эксплуатационную про-
верку. При полном открытии заслонок наблю-
дается ничтожное дросселирование пара. На
рис. 4-2,а показана поворотная заслонка перед
ЦНД турбины К-220-44.
Дроссельные заслонки перед ЦНД после
сепаратора и промперегревателя применяет и
фирма ББЦ. Конструкция заслонки показана
на рис. 4-2,6. Для турбин Д,=180 МВт для
АЭС с ВВРк заслонка имеет следующие па-
раметры: внутренний диаметр 1 м, диаметр
фланца 1,23 м, ширина 0,7 м, масса 1800 кг,
максимальный крутящий момент Мкр=
=7 кН-м, время закрытия 0,5 с. Заслонка
рассчитана на работу до рМакс=0,7 МПа и
^макс=300°С.
Отсечная заслонка турбин фирмы «Ве-
стингауз» приведена на рис. 4-2,в.
Потери дросселирования, принимаемые при
расчете турбин фирмами АЕИ и ДЭ, приве-
дены в табл. 1-4, где также показано влияние
потерь дросселирования на к. п. д. всей АЭС.
2.	Большие объемные пропуски
пара, превышающие пропуски пара в турби-
нах высоких параметров из-за меньшего /Д,
пониженных начальных параметров и худшего
к. п. д. в четыре — шесть раз на входе и при-
мерно в два раза на выходе.
В связи с этим значительно возрастают га-
бариты паровпуска, требующие более ком-
пактного его выполнения и изменения конст-
рукции клапанов, в частности иногда приме-
няется двухседельная конструкция клапанов.
Начиная с Рэ=400-^-600 МВт обычно ЧВД
турбин выполняется двухпоточной и раньше
по потоку пара (по сравнению с турбинами
высоких параметров) установлены закручен-
ные лопатки.
Большие высоты лопаток первой ступени
ЦВД затрудняют применение парциального
подвода пара, т. е. соплового парораспределе-
91
ния. Уменьшение изгибающих напряжений
в лопатках регулирующей ступени достигает-
ся разделением потока ЦВД и переходом на
пониженную частоту вращения (см. § 4-3).
Так, например, если при частоте вращения
/2=50 с-1 наибольшая мощность турбин насы-
щенного пара с сопловым парораспределени-
ем составляет Ря=288 МВт (турбина фирмы
«Альстом» для АЭС «Шуз»), то при высоких
начальных параметрах эта мощность доходит
до 800 МВт (турбины ЛМЗ па р0=23,5 МПа).
Применение соплового парораспределения
требует в турбинах насыщенного пара боль-
ших хорд рабочих лопаток регулирующих сту-
пеней (например, для турбины К-220-44 ХТГЗ
Ь2=110 мм).
В стационарных турбинах насыщенного
пара не применяются в качестве регулирую-
щих двухвенечные ступени скорости. Это объ-
ясняется снижением при этом экономичности
турбины, особенно значительном при малом
теплоперепаде Но.
Большие (в 1,5—2,2 раза) объемные про-
пуски пара в ЦНД для турбин насыщенного
пара по сравнению с турбинами высоких па-
раметров требуют увеличения числа потоков,
применения более длинных лопаток последних
ступеней, использования полуторного выхода
(ступени Баумана), перехода на пониженную
частоту вращения.
3.	Работа всех или (при проме-
жуточном перегреве) большин-
ства ступеней влажным паром.
Для повышения к. п. д. турбины и установ-
ки требуется уменьшение влажности пара как
диаграммной, так и фактической. Уменьшение
влажности достигается:
внешней сепарацией, иногда выполняемой
дважды (после ЦВД и после ЦСД, например,
у турбины Ря=660 МВт фирмы КВУ для АЭС
«Вюргассен»), и промежуточным перегревом;
различными методами внутренней сепара-
ции: периферийной, внутриканальной, диаф-
рагмами и ступенями-сепараторами. Примеры
проточных частей с влагоудалением приведе-
ны в § 3-2 и гл. 5.
При расчете и проектировании ступеней и
решеток учитываются особенности протекания
влажного пара (см. гл. 2).
Следует отметить, что если в ступенях низ-
кого давления турбин насыщенного пара
влажность не превышает влажности в ЦНД
турбин ТЭС, то ступени высокого давления ра-
ботают влажным паром только в турбинах
АЭС.
4.	Необходимость специальных
мер для предотвращения эрозии
лопаток ЦНД. Эти меры включают различ-
ные способы влагоудаления:
организацию отборов пара для регенера-
тивного подогрева питательной воды перед
ступенями, работающими с наибольшей влаж-
ностью и имеющими наивысшие ип;
увеличение зазоров в периферийной части
ступени между сопловыми и рабочими лопат-
ками;
уменьшение окружной скорости на перифе-
рии лопаток, достигаемое сокращением высо-
ты лопаток, применением ступеней Баумана и
переходом на пониженную частоту вращения;
увеличение теплоперепада ступеней, осо-
бенно последних ступеней ЦНД;
использование специальных конструкций
рабочих лопаток, в частности зубчиковых ло-
паток (см. § 3-3);
применение специальной обработки лопа-
ток, использование материалов, обладающих
высоким сопротивлением ударной эрозии,
а также напайка или наплавка лопаток эро-
зионно-устойчивыми накладками.
Отметим, что за исключением отдельных
установок, где отсутствует промперегрев,
а разделительное давление более 0,2—0,3 МПа
и, следовательно, высока влажность в послед-
ней ступени, проблем, связанных с эрозией ло-
паток ЦПД в турбинах насыщенного пара,
оказалось меньше, чем в турбинах ТЭС. По-
дробно об этом см. § 3-4.
5.	Необходимость исключения
эрозионно-коррозионного износа
неподвижных деталей турбин.
В турбинах, работающих влажным паром,
возникают различные виды эрозии;
ударная эрозия, когда на различные дета-
ли турбин (не только на рабочие лопатки)
действуют капли влаги, обладающие большой
скоростью. Этой эрозии подвержены поверх-
ности корпуса, диафрагм, обойм и т. д.;
щелевая эрозия, а именно эрозия на сты-
ках, в небольших зазорах;
эрозия вымывания, встречающаяся в реси-
верах, сепараторах и других частях турбины,
па которые действует влага в виде струй;
эрозия в лабиринтовых уплотнениях (см.
§ 3-5).
Для устранения эрозии:
сокращается число карманов и «мертвых»
полостей в корпусах, обоймах, где может скап-
ливаться влага; выполняется дренаж влаги;
уменьшается число стыков; в ряде случа-
ев— фланцевые соединения заменяются свар-
ными;
придается аэродинамически благоприятная
форма и в ряде случаев уменьшается скорость
потока (см. § 3-5) в тех местах, где можно
ожидать эрозии неподвижных элементов, в ка-
налах, трубопроводах, особенно разветвлен-
ных;
92
Рис. 4-3. Защита от коррозии и -эрозии в прогочноп ча-
сти и уплотнениях турбин насыщенного пар;-
а — ЧВД турбин фирмы ББЦ (/’ — лольца из нержавеющей
стали): б — проючная часть турбин фирмы КВУ с кольцами
из' высоколегированной стали; в — защитное покрытие (2) в ме-
стах установки уплотнительных колец рабочих и сопловых ло-
паток в проточной части турбин фирмы КВУ (бандаж 3 из
стали X-22CrMoV124; обоймы / из стального литья GS-625);
г — защита внутреннего корпуса ЦВД турбин КВУ (А), в том
числе в местах отбора пара (В); д — концевые уплотнения
ЦВД турбин фирмы КВУ: гребешки уплотнений, их обоймы
(В) и часть корпуса выполнены из хромистой стали: А — за-
щитное покрытие.
применяются специальные эрозионно-устой-
чивые материалы.
Подробно металлы деталей турбин и уста-
новки в целом, применяемые теми или иными
заводами и фирмами, указаны в последующих
параграфах этой главы. В гл. 7 приведены
примеры замены материалов турбин насыщен-
ного пара на основе эксплуатации ряда АЭС.
В турбинах насыщенного пара в настоящее
время практически не используются детали из
чугуна, в том числе пе применяются чугунные
диафрагмы ЦНД, встречающиеся в турбинах
ТЭС. Также избегают изготовления лепт и
усиков лабиринтовых уплотнений из латуни.
На некоторые поверхности как неподвиж-
ных, так и вращающихся деталей наносятся
эрозионно-устойчивые материалы. Примером
этого являются конструкции, представленные
па рис. 4-3, применяемые фирмами ББЦ и
КВУ, изготавливающими турбины с реактив-
ным облопачиванием.
На рис. 4-3,д показана конструкция конце-
вого лабиринтового уплотнения с гребешками
и обоймами из высоколегированной стали.
Возможна защита ротора в уплотнении хро-
мированием или никелированием.
Фирма КВУ [76, 153] считает необходи-
мым применение защитных пластин и колец,
выполненных из 13% хромистой стали, или
нанесение защитных покрытий топким слоем
с помощью ручной или автоматической сварки
или плазменным методом. Широко использу-
ются различные накладки, наплавки п другие
методы защиты поверхностей, подвергающих-
ся коррозионно-эрозионному износу.
6.	Необходимость специальных
мер для э в а к у а ц и и большого количе-
ства влаги, выделяющейся в паре.
Можно грубо оцепить, что в 1 ч выделяет-
ся и эвакуируется 1 кг воды на 1 кВт мощно-
сти турбины, т. е. при /%=Ю00 МВт это со-
ставляет бвод^ЮОО т/ч. Примерно половина
этого количества влаги ухо шт в виде сепара-
та из внешнего сепаратора и направляется
в систему регенерации питательной воды, око-
ло пятой части влаги можно удалить в про-
точной части турбины и направить с отборами
пара в ту же систему регенерации и, наконец,
около трети уходит вместе с паром в конден-
сатор турбины.
Очевидно, что какие-либо возникшие при
эксплуатации или реконструкции турбинной
установки изменения в схеме влагоудалеиия и
подсушки в сепараторе могут нс только замет-
но снизить экономичность установки, но и при-
вести к снижению надежности элементов тур-
бины.
7.	Возможное увеличение (за-
брос) частоты вращения ротора
при сбросе нагрузки вследствие испарения и
вскипания влаги, сконденсировавшейся на по-
верхности ротора, неподвижных деталях тур-
бины, сепаратора и т. д., а также вследствие
больших объемов тракта между ЦВД и ЦНД,
особенно при значительных размерах внешних
сепараторов и перегревателей.
93
В связи с этим применяются следующие
меры:
сокращение размеров тракта между ЦВД
и ЦНД;
лучшая организация дренажа из турбины
и тракта;
установка отсечной арматуры перед
ЦНД.
Основной причиной повышения частоты
вращения является испарение влаги, сконден-
сировавшейся во влагоудаляющих устройст-
вах и промежуточном перегревателе (см.
§ 6-3). Радикальным средством для уменьше-
ния разгона турбины при сбросе нагрузки яв-
ляется установка арматуры на входе в ЦНД
после сепаратора и промежуточного перегре-
вателя. Однако эта арматура усложняет уста-
новку и увеличивает потери давления в трак-
те и, следовательно, снижает к. п. д. (см.
табл. 1-4).
Детальный расчет динамики турбины с уче-
том масс роторов, быстродействия системы
регулирования и защиты и т. п. позволяет ре-
шить вопрос о необходимости установки той
или иной арматуры перед ЦНД. В высокообо-
ротных турбинах ХТГЗ К-220-44 и К-500-65
оказалось возможным ограничиться установ-
кой только отсечных заслонок перед ЦНД.
Отсечные клапаны устанавливаются в боль-
шинстве турбин насыщенного пара.
Если не устанавливается запорная арматура перед
ЦНД, то при проектировании вращающихся частей
турбины следует предусмотреть превышение частоты
вращения на 20% [Ю5] или даже на 30% [153]. Это
в свою очередь приводит к повышению напряжений
от центробежных сил на 44 или 69 7о, существенному
увеличению натяга при посадке дисков на вал и т. д.
Часто это означает невозможность применения ло-
паток предельной длины, отказ от насадных дисков
и т. п. Переход на пониженную частоту вращения, ког-
да в многих элементах ротора и в первую очередь
в лопатках напряжения ниже, чем при быстроходной
конструкции, а массы роторов больше, облегчает ре-
шение вопроса об отказе от дополнительной запорной
арматуры.
8.	Особенности регулирования
турбин АЭС и, в частности, турбин насы-
щенного пара, заключающиеся в том, что на
АЭС в большей степени, чем на ТЭС, регули-
рование турбипы связано с регулированием
всего блока и существенно зависит от типа
реактора и способа изменения его мощности
(см. гл. 6).
Так, например, для АЭС с ВВРд при ре-
гулировании нагрузки реактора изменением
температуры охладителя давление пара на
входе в турбину поддерживается постоянным,
в то же время при изменении нагрузки реак-
тора перемещением регулирующих стержней
давление р0 с уменьшением нагрузки возрас-
тает. Так, для турбин ХТГЗ, устанавливаемых
с реактором ВВРд, при расчетном давлении
пара перед агрегатом, равном р0=4,35 МПа,
предусматривается возможность повышения
давления до 5,5 ЛИ 1а при сбросе нагрузки.
9.	Обеспечение перепуска пара
помимо турбин в конденсатор при
закрытии клапанов свежего пара.
В связи с этим конденсатор и другие элемен-
ты конденсационной установки должны про-
ектироваться так, чтобы принять этот пар
с начальными перед турбиной параметрами,
поддерживая при этом достаточно глубокий
вакуум. Обычно для двухконтурных схем АЭС
предусматривается возможность приема до
50—60% дополнительного расхода пара в кон-
денсатор. Очевидно, что поскольку конденса-
тор не может принять пар высокого давления,
то необходима специальная быстродействую-
щая редукционная установка — так называе-
мая БРУ-К, представляющая собой систему
клапанов (см. § 6-3).
Отметим повышенные (при той же мощно-
сти) поверхности конденсаторов по сравнению
с ТЭС, соответственно увеличенные расходы
охлаждающей воды, а также при тихоходных
агрегатах с малым числом ЦНД существенно
увеличенные массовые расходы пара, приходя-
щиеся на один конденсатор или его секцию
(см. § 5-2 и 5-4).
10.	Компоновка всего агрегата.
Не говоря уже о присущих мощным турбинам
насыщенного пара больших габаритах, компо-
новка отличается трубопроводами большого
диаметра для перепуска в конденсатор и,
главное, внешними сепараторами и .перегрева-
телями, устанавливаемыми непосредственно
рядом с турбиной. При больших мощностях
турбин сепараторы и перегреватели дублиру-
ются. Во многих случаях, особенно при низком
разделительном давлении, габариты этих до-
полнительных устройств очень велики, при-
мерно такие же, как у цилиндров собственно
турбины.
11.	Обеспечение маневренности.
С точки зрения конструкции турбин насыщен-
ного пара проблемы обеспечения маневренно-
сти, с одной стороны, облегчаются, с другой —
усложняются. Очевидно, что упрощение свя-
зано с меньшими температурами и тем самым
меньшими относительными расширениями;
облегчаются также условия пуска из-за мень-
ших толщин корпусов высокого давления.
В то же время большие мощности и кон-
струкция турбины с четырьмя-пятью двухпо-
точными цилиндрами неизбежно приводят
к увеличению длины агрегатов, иногда дости-
гающей 65 м.
Специфическими особенностями турбин на-
сыщенного пара, усложняющими решение за-
94
дачи повышения маневренных характеристик
агрегата, являются:
на один-два порядка большие коэффициен-
ты теплоотдачи влажного пара, чем при дви-
жении однофазной среды. В результате этого
поверхности деталей турбины быстро приобре-
тают температуру, равную температуре пара,
в то время как температура самих деталей
меняется гораздо медленнее. При этом на-
блюдаются значительные градиенты темпе-
ратур и соответствующие термические напря-
жения;
уменьшение нагрузки и соответствующее
понижение давления одновременно означают
уменьшение температуры пара в отличие от
турбин перегретого пара, где процесс дроссе-
лирования при снижении нагрузки означает
очень малое изменение температур в ступе-
нях;
дросселирование при начальных давлениях
/?о>3 МПа, особенно при р0=6-А7 МПа, ве-
дет сначала не к подсушке пара5 а наоборот,
к увеличению влажности. Подробно о манев-
ренности турбин АЭС см. § 7-2.
4-2. ОСОБЕННОСТИ ТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
ПРИ ОДНОКОНТУРНЫХ СХЕМАХ АЭС
В турбинных установках АЭС с однокон-
турными схемами при работе радиоактивным
паром имеется ряд специфических особенно-
стей проектирования и эксплуатации.
Необходима биологическая защита. Эта за-
щита обеспечивается в редких случаях общей
герметической обшивкой агрегата или всей
установки. Обычно трассировка всех паропро-
водов радиоактивного пара располагается ни-
же отметки обслуживания. Например, па тур-
бинах К-500-65/3000 ХТГЗ перепускные реси-
веры расположены под верхними ригелями
фундамента и организован нижний подвод
пара к обоймам ЦНД через переходные па-
трубки конденсатора.
В § 7-3 приводятся данные по измерениям
уровня радиоактивности различных элементов
паротурбинных установок. При работе агрега-
та наибольшая активность пара, определяе-
мая газовой активностью, наблюдается в го-
ловной части агрегата; по потоку пара газо-
вая активность понижается; она быстро спа-
дает при остановке. Поскольку нормальное
обслуживание турбины производится дистан-
ционно, то пет необходимости помещения соб-
ственно турбины в специальные боксы.
В то же время, так как масса газовой сре-
ды в водяном объеме существенно больше,
чем в паровом, следует обеспечить биологиче-
скую защиту элементов водяного тракта уста-
новки. Это относится к конденсаторам, подо-
гревателям, особенно первому по потоку пара
ПВД, конденсирующих пар в начале процесса
его расширения. Вследствие высокого уровня
радиоактивности, характерного для конечного
периода работы в связи с накоплением актив-
ных продуктов коррозии, необходима биологи-
ческая защита фильтров конденсатоочистки
[46].
В связи со сказанным часть оборудования
машинного зала одноконтурных АЭС, глав-
ным образом работающего с водой, заключает-
ся в специальные боксы. Так, в турбинных уста-
новках К-500-65/3000 ХТГЗ одноконтурных
АЭС с ВГРк в железобетонных боксах нахо-
дятся конденсатор, регенеративные подогрева-
тели питательной воды, СПП и т. п. Также
в специальных боксах располагаются конден-
сатные насосы, эжекторы. В этих боксах соз-
дается небольшое разрежение, чтобы воздух
оттуда не выходил в помещение машинного
зала электростанции.
Специальные меры необходимы для предот-
вращения утечек пара из турбины. Особое
внимание уделяется плотности всех фланце-
вых соединений: иногда фланцы горизонталь-
ного разъема корпусов турбины в местах со-
единений завариваются тонкой лентой, по
возможности фланцевые соединения трубо-
проводов, перепусков и паровпуска заменяют-
ся сварными соединениями.
Если нельзя избежать применения фланце-
вого соединения, то соединение должно вы-
полняться с уплотняющим буртиком, лучше
внутренним (так выполняет ХТГЗ и при рабо-
те турбин «чистым» паром), дополнительно
устанавливаются металлические прокладки и
осуществляется постоянный контроль отсут-
ствия утечек (рис. 4-4,а).
Клапаны и концевые уплотнения должны
быть герметичны. Для этого в них организова-
на специальная система подвода и отвода па-
ра, в частности организуется подача нерадио-
активного пара в уплотнении из специального
котла давлением 0,1 /МПа (рис. 4-4,6). На рис.
4-5,а представлена схема уплотнения турбин
фирмы ББЦ для АЭС с кипящими реакторами,
а на рис. 4-5,6 и в — турбины К-500-65/3000
ХТГЗ. Как и в других турбинах ХТГЗ, рабо-
тающих радиоактивным паром, запирание
уплотнения производится «чистым» паром,по-
даваемым под давлением р=0,1 МПа из испа-
рителя. Испаритель испаряет конденсат, по-
ступающий из деаэратора. Одна турбина име-
ет два таких испарителя суммарной произво-
дительностью около 13 кг/с. Чистый пар на-
правляется также на уплотнения штоков кла-
панов и на эжекторы. Греющим паром испа-
рителей при нормальной работе агрегата яв-
ляется пар из отбора турбины, а при пусках
95
Рис. 4-4. Конструктивные
мероприятия в турбинах
КВУ при работе радио-
активным паром.
а — фланцевые уплотнения;
б — концевые уплотнения:
1 — контроль за отсутствием
утечек во фланцах; 2 — по-
дача «чистого» пара с р—
= 0.108 МПа; 3 — р=0,069-т-
0.088 МПа; 4 — р=0.098 МПа.
Рис. 4-5. Схемы концевых уплотнений турбин, работаю-
щих радиоактивным паром.
а — турбины фирмы ББЦ для АЭС с ВВРк; 1 — разгрузка осе-
вого усилия; 2 — в подогреватель; 3 — из вспомогательного кот
ла; 4—-конденсатор пара из уплотнений; 5 — вентилятор: 6 —
фильтр 7 — вытяжной камин, б — турбины ХТГЗ К-500-65/3000
на выходе из двухпоточного ЦВД; в — то же на выходе из
ЦНД: 1 — пар из выходного патрубка ЦВД. р=0,26 МПа; 2 —
в подогреватель низкого давления; р=0,08 МПа; 3 — нерадио-
активпый пар из испарителя, р=0,1 МПа; 4—к эжектору уплот-
нений, р=93 кПа; 5 — воздух из машинного зала; 6 — в выход-
ной патрубок ЦНД, р—4 кПа.
и пониженных нагрузках используется свежий
пар, предварительно прошедший через редук-
ционные клапаны, так называемые БРУ-Д,
необходимые также при пуске турбины для
питания деаэратора (см. § 7-2).
При выборе материалов турбин и всей
установки основное внимание уделяется защи-
те от коррозии и эрозии при взаимодействии
с паром, содержащим свободный кислород
[46]. Результаты специальных исследований и
опыт эксплуатации показали, что для боль-
шинства деталей турбин могут применяться
обычные для турбостроения материалы.
В турбинах ХТГЗ, работающих радиоак-
тивным паром, исключается применение серо-
го чугуна, а также материалов, содержащих
кобальт (свыше 0,05%); ограничено примене-
ние меди и цинка, так как все эти элементы
могут вымываться из деталей турбины радио-
активным паром, содержащим О2, и перено-
ситься в реактор.
Более широко, чем в турбинах для АЭС
с ВВРд, используются в установках однокон-
турных схем аустенитные нержавеющие стали.
Из стали марки 12Х18Н9Т изготавливает
ХТГЗ ресиверы от ЦВД к СПП, а также на-
кладки или наплавки на подвергающихся эро-
зии местах цилиндров высокого давления (см.
табл. 5-2). Из этой же стали изготавливаются
корпуса и жалюзи СПП; трубки подогревате-
лей низкого давления делают из нержавею-
щей стали 0Х18Н10Т, остальные детали
ПНД — из стали 12Х18Н9Т. В ряде случаев
обязательна добавка во многие материалы не-
большой доли (0,5—0,7%) титана [51]. Сле-
дует отметить, что в зонах досушки пара
96
в СПИ сочетание радиолитического кислоро-
да с большой концентрацией хлор-иона созда-
ет опасность коррозионного растрескивания
нержавеющей аустенитной стали [46].
Фирма «Вестингауз» для одноконтурных
схем АЭС изготавливает трубки подогревате-
лей питательной воды только из нержавеющей
стали, в то время как трубки для СПП — из
углеродистых сталей [91]. Подробнее о мате-
риалах для изготовления турбин и СПП см.
§ 4-4, 5-2, 5-3, 5-4.
Одноконтурная схема АЭС требует перепу-
ска помимо турбины при ее остановке 100%-
ного расхода свежего пара, и для этого обыч-
но устанавливается специальный, так называ-
емый технологический конденсатор.
Повышенные требования предъявляются
к плотности системы, так как неплотность
конденсатора ведет к ухудшению вакуума, что
особенно неблагоприятно для всех установок
с малым теплоперепадом турбины. Однако
основные требования по обеспечению плотно-
сти связаны с водным режимом. Поэтому пре-
дусматриваются дополнительные меры по
обеспечению плотности, главным образом
в местах установок трубок в трубных досках;
применяются утолщенные трубные доски,
двойные трубные доски с «солеными» отсека-
ми (рис. 4-6). В пространство, создаваемое
двойными трубными досками, подается кон-
денсат с давлением, превышающим давление
охлаждающей воды. Это усложняет конструк-
цию и затрудняет ремонт конденсатора, а кон-
денсат, перетекающий в линию циркуляцион-
ной воды, безвозвратно теряется. При одно-
контурных схемах АЭС для этого использует-
ся не конденсат, а обессоленная вода. Широ-
ко используется уплотняющая обмазка во
время монтажа и ремонта трубных досок.
Исходя из требований водного режима
АЭС допустимый присос охлаждающей воды
составляет 0,02%; для морской воды еще
меньше [46]. Наиболее радикальным спосо-
бом борьбы с присосами воды из любых мест
является полное обессоливание конденсата,
применяемое для одноконтурных схем АЭС.
Технико-экономически в ряде случаев обессо-
ливание конденсата оказывается целесообраз-
ным и для двухконтурпых схем АЭС с ВВРд
[46].
Для одноконтурных схем АЭС необходимо
быстрое опорожнение конденсатора, для чего
предусматриваются специальные устройства.
В установках, работающих радиоактивным
паром, предъявляются дополнительные требо-
вания по отсосу паровоздушной смеси, так как
в конденсатор поступают продукты радиолиза,
а также благородные газы, проникающие да-
же через герметичные оболочки твэл. Этоуве-
Рис. 4-6. Схема двухходового поверхностного конденса-
тора с двойными трубными досками (а) и с «солеными»
отсеками (б).
/ — вход пара; 2 — дополнительная трубная доска; 3— основная
трубная доска; 4 —поворотная камера охлаждающей воды; 5 —
отвод основного конденсата; 6 — входная камера охлаждающей
воды; 7—выходная камера охлаждающей воды; 8 — конденса-
торные трубки; 9 — подача конденсата или обессоленной воды
иа верхнего бачка; 10—отвод конденсата «соленых» отсеков;
11 — «соленый» отсек.
личивает газосодсржапис пара на входе в кон-
денсатор. Так, для двухконтурных схем АЭС
количество кислорода составляет на входе
в конденсатор 0,01 мг/кг, а для одноконтур-
ных— от 5 до 40 мг/кг. Чем больше газосо-
держание, тем выше давление в конденсаторе
по сравнению с парциальным давлением водя-
ного пара. Наличие газа ухудшает теплоотдачу
при конденсации. В результате этого при тех
же параметрах охлаждающей воды сокраща-
ются теплоперепад турбины и экономичность
установки.
Отсос паровоздушной смеси из конденсато-
ра производится обычно паровоздушными
эжекторами, а также водяными эжекторами
и водяными насосами. Выброс воздуха после
эжектора в одноконтурных схемах производит-
ся через системы технологической вентиляции
с предварительной дезактивацией. Кроме того,
одноконтурная схема АЭС требует или отка-
за от пускового эжектора, или усложнения его
конструкции с включением охладителя [46].
Поскольку из ПНД также сбрасывается паро-
воздушная смесь, то для одноконтурных схем
целесообразно объединить все эти сбрасывае-
мые радиоактивные потоки. Из-за возможного
образования гремучей смеси водород, отсасы-
ваемый из конденсатора одноконтурных АЭС
вместе с паровоздушной смесью, часто направ-
ляется в специальный контактный аппарат для
сжигания [46].
4-3. ВЫБОР ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ ТУРБИН
НАСЫЩЕННОГО ПАРА
Турбины высоких начальных параметров
пара, в том числе турбины АЭС, при частоте
сети 50 Гц выполняются высокооборотными,
т. е. на частоту вращения и=50 с-1 (см.
§ 5-1).
7—580
97
Особенности турбин насыщенного пара
(§ 4-1) привели к тому, что многие агрегаты
(см. § 5-2—5-4 и приложение) выполняются на
пониженную частоту вращения с приводом че-
тырехполюсного генератора и /2=25 с-1 при
частоте сети 50 Гц (п=30 с-1 при 60 Гц).
Выбор частоты вращения определяется
сравнением турбин по надежности, по эконо-
мичности турбины и всей турбинной установ-
ки; по стоимости установки с учетом условий
производства, транспортировки, монтажа
и т. п.
Надежность лопаток можно сравнивать по
расчетным напряжениям, вибрационным ха-
рактеристикам и коэффициенту эрозии.
Примем, что при переходе на половинную частоту
вращения диаметр ступени d, высота лопатки I и хор-
да профиля b изменяются в k раз, т. е.
,	^25 .	^2 5 .	^2 5
=	=	, kb = ь
а50	*50	и50
Растягивающие напряжения
(араст)г5 — —4~ kd^l (срастНо-
(4-1)
(4-2)
Следовательно, при й—ndl— const и kdki=\ (при
том же числе потоков) (Траст уменьшаются в 4 раза.
В табл. 2-1 приведены основные геометрические
характеристики лопаток последних ступеней турбин, как
установленных, так и проектируемых. Из таблицы вид-
но, что при переходе к тихоходным турбинам площади
выхода £l=sidl увеличиваются в 2—2,7 раза, а окруж-
ные скорости на периферии ип оказываются на 20—30%
ниже. Таким образом, растягивающие напряжения по
формуле (4-2) уменьшаются в 1,5—2 раза.
Изгибающие напряжения под действием окружного
усилия при подобном изменении профиля b/t=
=const для последней ступени определяются по фор-
муле
.	\ _____ 1 kd (71о.л)г5 , ч
(аизг)25- 2 k*b kc
(4-3)
где /гс=(с2а)25/(^20)50-
Так как в последней ступени й<г<2 и, следова-
тельно, теплоперепад ступени уменьшается, то при
C2o=C0nst К. И. Д. (Т]о.л)25< (Чо-л)5_0_2£_ УСЛОВИе °изг=
=const обеспечивается при kb=ki ^^/2.
Поскольку одинаковые концевые потери в решет-
ках соответствуют kb=ki, то очевидно, что при &d<2
изгибающие напряжения также уменьшатся.
Если турбина проектируется с сопловым паро-
распределением, то важно уменьшить изгибающие на-
пряжения в лопатках регулирующей ступени, так как
из-за парциального подвода они весьма ограниченны
[53]. Приняв G=const, а также считая неизменными
е, и/Сф и t, получаем:
/_р.С ч________	___
1е ИЗГ 125 — 2 kdk?b 
(4-4)
Таким образом, даже при kb= 1 увеличение диа-
метра ступени в тихоходной турбине, скажем, в 1,5 раза
снижает напряжение втрое [63[. Фирма «Вестингауз»
одной из причин перехода на тихоходные турбины счи-
тает, в частности, уменьшение оИзг в лопатках регу-
лирующих ступеней.
Сопловое парораспределение в быстроходных тур-
бинах насыщенного пара встречается редко. Это тур-
бины фирмы ББЦ (Рэ= 160-4-180 МВт на р0—6,6ч-
4,7 МПа), турбина фирмы «Альстом» для АЭС «Шуз»
(Рэ=288 МВт на р0=3,2 МПа) и турбины К-220-44
ХТГЗ (до модернизации).
Статическая частота первого тона собственных ко-
лебаний лопатки при подобном изменении профилей
подсчитывается по формуле
kb
(ПСОб)25 — £2^ (Лсоб) 50 •	(4-5)
Очевидно, что для тихоходных турбин увеличи-
вается отношение Псоб/п, т. е. появляется возможность,
обеспечения работы ступени в зоне большей кратно-
сти. Если предельные по размерам лопатки быстро-
ходных турбин часто имеют динамическую частоту
«дип ниже второй кратности, то для тихоходных тур-
бин обычно ПдИН выше второй кратности и условия
динамической надежности оказываются более благо-
приятными.
Произведем сравнение лопатки быстроходной тур-
бины с 7=1000 мм и Q—d/1=2,5 и лопатки тихоход-
ной турбины при kd=\,55 и йг=1,35. Тогда fi25=
=2,1QSO; 025=1,150So=2,88; напряжения (оРаст)25=
=0,55(о>раст)so, а при kb=2 изгибающие напряжения
(Сизг) 25<0,35 (<Тизг)5о; (^собЦб/ (гесоб)5о=1,1- Напри-
мер, если («дин)5о=0,9-2п, то («Дин)25=1,3-2«.
При полном подобии размеров последних ступе-
ней, т. е. при kd=2, ki=2, kb=2, все характеристики
надежности тихоходной и быстроходной лопаток браСт,
(Уизг и Идин/п остаются неизменными.
Из формул § 3-4 видно, что коэффициент эрозии
Е, как правило, пропорционален второй, третьей или
даже четвертой степени окружной скорости и„. Таким
образом, при kd<C2 и ki<z2 скорость иа ниже и эро-
зионная надежность лопаток тихоходных турбин су-
щественно выше.
Следует отметить, что увеличение ип при-
водит к росту перепада последней ступени щ
следовательно, к уменьшению влажности пе-
ред ней и что принято существенно увеличи-
вать осевые зазоры между сопловыми и рабо-
чими лопатками (по крайней мере, в перифе-
рийной зоне). В последних ступенях применя-
ются эффективные способы сепарации влаги.
Поэтому эрозия рабочих лопаток, как прави-
ло, не является определяющей в выборе ча-
стоты вращения и может играть важную роль
только при проектировании турбин без пром-
перегрева.
В мпогоцилиндровых турбинах возникают
при проектировании большие трудности
с обеспечением надежности валопровода. При
zz=50 с-1 многопролетиый валопровод имеет
густой спектр критических частот, при кото-
ром, особенно принимая во внимание податли-
вость опор, обычно трудно существенно отда-
лить критическую частоту от рабочей.
В тихоходном агрегате сокращается число
цилиндров; меньшее число пролетов и боль-
шая относительная жесткость ротора повыша-
ют надежность валопровода; уменьшается
длина турбины, что сокращает тепловые пере-
мещения. Так, например, при мощности
600 МВт переход на /z=25 с~! означает умень-
шение длины турбины на 5—6 м.
При переходе на пониженную частоту вра-
щения экономичность ЧВД меняется вследст-
вие уменьшения высот лопаток, увеличения
98
отношения 0 и большей площади зазоров
в уплотнениях. При меньших высотах сопло-
вых и рабочих лопаток возрастают концевые
потери в решетках. Очевидно, что изменение
экономичности будет зависеть от объемного
пропуска пара, т. е. параметров пара и мощ-
ности на один поток ЦВД и увеличения сред-
него диаметра ступеней.
При лопатках постоянного по высоте про-
филя с увеличением 0 экономичность ступеней
возрастает, что может быть подсчитано но
формуле
где обычно <7=0,5, а по данным МЭИ для со-
временного аэродинамически совершенного
облопачивания zz=0,25.
В ЧВД тихоходной турбины увеличивают-
ся относительные размеры зазоров над рабо-
чими лопатками, но в то же время из-за рос-
та 0 уменьшается реакция на периферии; воз-
растают утечки в концевых уплотнениях. Од-
нако снижение экономичности ЧВД за счет
приращения потерь от утечки через заднее
уплотнение почти неощутимо, так при мощно-
сти 200 Л1Вт оно составляет 0,03—0,06%.
В двухпоточном ЧВД с центральным подво-
дом пара утечка через переднее (среднее)
уплотнение отсутствует; в однопоточном при
/%=200 МВт увеличение утечки снижает эко-
номичность ЧВД на 0,2—0,4%. Можно счи-
тать, что потери от влажности в ступенях ЧВД
будут меньшими, так как снижение окружной
скорости (при &d=l,5) улучшает сепарацию
влаги в проточной части.
Особенно заметно изменение экономично-
сти ЧНД. В турбинах насыщенного пара мощ-
ность ЧНД составляет 45—65% мощности все-
го агрегата. Коэффициент полезного действия
ЧНД возрастает по многим причинам, в пер-
вую очередь из-за обычно большей суммарной
проходной площади последней ступени z'Q
(где i — число потоков) и, следовательно, су-
щественно меньшей выходной потери, обратно
пропорциональной квадрату этой площади.
Важным фактором повышения к. п. д. по-
следней ступени оказывается увеличение 0.
Многочисленные экспериментальные исследо-
вания, подтвержденные теоретическим анали-
зом, показали, что действительная выходная
потеря АЛв.с оказывается всегда больше, чем
минимальная
д^мин J_
алгв.с 2	2 J •
Отношение Дйв с/Д/гв™ зависит от ряда фак-
торов и главным образом от 0.
При проектировании последних ступеней
предельных размеров трудно обеспечить аэро-
динамическое совершенство решеток и тем са-
мым высокий л- Увеличение © и уменьше-
ние напряжений облегчают аэродинамическое
профилирование и позволяют сохранить по
всей высоте лопатки значение шага, близкое
к оптимальному £Опт, варьировать формой про-
филя для создания высокоэффективной решет-
ки. Чем больше 0, тем легче обеспечить безот-
рывное в радиальном направлении обтекание
сопловой и рабочей решеток, что особенно
важно при переменных режимах работы, при-
сущих этим ступеням.
С уменьшением частоты вращения можно
ожидать повышения экономичности и осталь-
ных ступеней ЦНД. Даже в ступенях с закру-
ченными лопатками имеются потери «от веер-
ности», вызванные неравномерностью по высо-
те скорости С2, перекосом меридиональных
линий тока, расхождением расчета и действи-
тельного характера потока, увеличением про-
течки па периферии и т. д.
Поскольку из-за меньших окружных скоро-
стей и больших 0 в тихоходном ЦНД каждая
из ступеней и особенно последняя перераба-
тывают меньший теплоперепад, то разница
в высотах соседних ступеней сокращается, что
позволяет уменьшить неблагоприятно боль-
шой наклон периферийного меридионального
обвода. Следует также учесть уменьшение по-
терь в решетках ЦНД из-за больших чисел
Re (при /?/,>!) и меньшей относительной ше-
роховатости.
Имеются и другие причины повышения эко-
номичности тихоходного ЦНД. К ним следует
отнести улучшение сепарационной способности
влагоулавливающих устройств (см. § 3-2) и
сокращение осевых зазоров в связи с умень-
шением общей длины турбины. Последнее
очень важно в ступенях большой веерности,
где значительное расстояние между выходны-
ми кромками сопловых лопаток и входом
в корневую зону рабочей решетки может усу-
губить радиальный отрыв потока. Следует до-
бавить, что при малых значениях коэффициен-
та эрозии Е можно отказаться от больших
осевых зазоров на периферии, необходимых
для уменьшения эрозионного воздействия на
рабочие лопатки (см. § 3-4).
Очевидно, что ряд факторов, вызывающих
изменение к. п. д. турбины при переходе на
другую частоту вращения, невозможно учесть
даже при конкретной проработке конструкции.
По оценкам [63] экономичность ЦПД при тех
же Q должна возрасти на 1,5—2%.
Анализируя экономичность всей турбинной
установки, отметим, что дополнительные поте-
ри в ЧВД частично компенсируются за счет
сокращения затрат тепла в системе сепара-
тор— перегреватель, а повышение к. п. д. ча-
сти низкого давления реализуется полностью.
99
При мощности 500—800 МВт (для двухпо-
точного ЦВД с d25=l,5 d5o) к. п. д. установки
с уменьшением частоты вращения и тех же
возрастает на 0,7—1,0%. При реальном
увеличении IQ в 1,3 1,5 раза, когда число по-
токов ЦНД все равно сокращается в 1,5 раза,
рост к. и. д. доходит до 1,5—2,0%.
Важным преимуществом низкооборотной
турбины оказывается возможность повышения
разделительного давления благодаря безопас-
ной работе с повышенной конечной влажно-
стью, увеличению высоты лопаток первых сту-
пеней ЦНД (при уменьшении числа ЦНД) и
большей относительной жесткости ротора
ЦНД. Коэффициент полезного действия уста-
новки, зависящий от Рразд, также возрастет,
ибо Рразд можно выбрать термодинамически
оптимальным (см. рис. 1-8). С ростом Дразд
существенно сокращаются габариты СПП и
трубопроводов между ЦВД и ЦНД.
Интересны данные по сравнению экономичности
установок при разной частоте вращения агрегатов, опу-
бликованные турбостроительными заводами. Так,
сравнение двух турбинных установок насыщенного па-
ра на р0=6,4 МПа и рк=3,9 кПа, проведенное ХТГЗ
[60], дает выигрыш в экономичности Ai]/y]a=I,7%
в пользу тихоходной турбины при /Д—500 МВт. Пло-
щадь выхода для п=50 с-1 при этом составляет /Q=
— 8-6,26=30 м2, а для я=25 с~' она равна /£2=4-18,1 =
= 72,4 м2. Важно, что в отличие о г быстроходного
варианта разделительное давление при /2=25 с-1 вы-
брано оптимальным.
Для /\~5,9 кПа выигрыш в экономичности в поль-
зу тихоходного варианта составляет Дц/т]э=1,3%. При
этом для л—50 с-1 площадь выхода /Q=37,5 м2, а для
п=25 с-1 она составляет /£2=36,2 м2.
Фирма ББЦ приводит следующее, показанное
в табл. 4-1, сравнение экономичности турбины насы-
щенного пара мощностью +=1200 МВт. Площадь вы-
хода для быстроходной турбины составляет /£2=
-8-8,5=68 м2, а для тихоходкой /£2=4-15,74=63 м2.
Разделительное давление принято одинаковым. По дан-
ным [128] тихоходный вариант экономичнее на 1,1%.
Здесь почемм-то нс v «темы разные потери выхода из
ЦНД, которые из-за большей площади в быстрохоч
ном варианте снижают этот общий выигрыш до 0,5%.
Следует отметить, что в турбине выбрана очень ма-
лая высота лопатки для тихоходного варианта — все-
го I—1200 мм. Если бы сравнение проводилось, на-
пример, для размеров, принятых фирмой КВУ в ти-
хоходных турбин (/=1365 мм), или с лопаткой фир-
мы ББЦ удвоенной по сравнению с /=665 мм (при
п—50 с-1) и, следовательно, при п=25 с-1 равной
/=1339 мм (0=3,51). то дополнительный выигрыш
в экономичности в пользу тихоходного варианта соста-
вил бы соответственно 0,6 и 1,0%, т. е. всего тихоход-
ная турбина была бы экономичнее на 1,7 и 2.1 %-
В связи с тенденцией создания турбин АЭС
весьма больших мощностей, несмотря па суще-
ственное влияние потери с выходной скоро-
стью па экономичность турбин насыщенного
пара, как правило, даже при относительно вы-
соком рк эти турбины проектируются на высо-
кую выходную потерю ЛЛВ г=42=50 кДж/кг
(подсчитанную по осевой скорости на среднем
диаметре). В этом случае выбор частоты вра-
Таблица 4-1
Сравнение экономичности (дополнительных потерь)
двух турбоагрегатов насыщенного пара Рэ=1200МВт
при рк = 8 кТа (по данным фирмы ББЦ)
Наименование потерь	Частота вращения	
	п = 50 с"1	п = 25 с-1
ЦВД . Влияние шероховатости Выходные потери Потери за счет теплового рас- ширения	4-0,5% +0,2%	+0,1%
Всего	+0,7%	
ЦНД Профильные потери Потери за счет теплового рас- ширения Кромочные потери Влияние шероховатости и чис- ла Де	4-0,1 % +0,2% +0,1% +0,1%	
Всего	+0,5%	
Электрический генератор		+о, 1%
Весь турбоагрегат	+ 1,1%	
щения или, по крайней мере, реально обосно-
ванное предельное значение мощности быстро-
ходной турбины Р'™с определяется объем-
ным пропуском пара в конденсатор GKvK.
На рис. 4-7 представлены расчеты этой
предельной мощности, которые проводились
для rz=50 с-1 и реальных размеров последних
ступеней при р0=6,4 МПа, ДГ1=260°С.
Следует учесть, что во многих случаях, осо-
бенно при активном типе ступеней и глубоком
вакууме, пе удается расположить большое
число ступеней в быстроходном ЦНД при
оптимальном разделительном давлении. Та-
ким образом, рразд< Рр"зД и соответственно
понижается экономичность установки.
Для расчетного графика выбраны следую-
щие размеры последних лопаток: лопатка дли-
ной 852 мм, используемая ХТГЗ для быстро-
ходных турбин насыщенного пара; лопатка
длиной 1030 мм, поставленная ХТГЗ па тур-
бины /А=220 Л4Вт для АЭС «Ловиса» и апро-
бированная в турбинах высокого давления на
ряде ТЭС; лопатка ЛМЗ длиной 960 мм, ши-
роко использованная для многих десятков
турбин сверхкритического давления мощ-
ностью 300, 500 и 800 МВт.
Кроме того, проведены расчеты для спро-
ектированных лопаток длиной 1080 мм из вы-
сокопрочной стали, которую фирма КВУ уста-
навливает в турбине насыщенного пара Ps=
=970 МВт для АЭС «Гёзгеи», лопатки ББЦ
100
длиной 1200 мм для АЭС «Грабен» (см. §5-3)
и титановой лопатки ЛМЗ длиной 1200 мм для
турбины К-1200-240. Выходная потеря везде
принята равной ДАв.с=50 кДж/кг и подсчита-
на с учетом конкретных значений веерности
(см. табл. 2-1); при расчете по обычной мето-
дике Д/2™“ ~ 46^-48 кДж/кг.
На рис. 4-7 точками отмечены данные по
некоторым проектам быстроходных турбин на-
сыщенного пара — это работающие турбина
фирмы КВУ для АЭС «Борсселе» Ро=480МВт
Рис. 4-7. Предельные (технически возможные) мощности
турбин насыщенного пара с д,=6,4 МПа на п=50 с-1
в зависимости от числа ЦНД. конечного давления и
размеров последних ступеней. Интегральная выходная
потеря A/iB.c=^B.cA/ip™=50 кДж/кг.
Кривые и точки	ю	2	®	4^	50
£. мм	852	960	1030	1080	1200
2, м2	6,3	7,5	8,2	10	11
Завод, фирма	ХТГЗ	ЛМЗ	ХТГЗ	КВУ	ЛМЗ
				Проект	Проект
П родо жжение
Кривые и точки	2а	Д	А	*	
/г, мм	960	825	875	950	1200
2, м2	11,2	5,7	7,2	8,5	12,25
Завод, фгрма	ЛМЗ (ступень Баумана)	КВУ	КВУ	ББЦ	ББЦ
	Проект				Проек г
па рк=4 кПа, турбина ХТГЗ для Л АЭС Рэ=
=500 МВт при рк=3,9 кПа и Ро=750 МВт на
рк=4,5 кПа; турбина фирмы КВУ для АЭС
«Неккар» Рэ=660 МВт на рк=5,7 кПа и АЭС
«Тулнерфельд» Рэ=725 МВт на р:;=6.3 кПа
для АЭС «Гёзген» Р;)=970 МВт на рк=8 кПа,
турбина фирмы ББЦ Ря=960 А4Вт для АЭС
«Кайзераугст» на рк=8 кПа и для АЭС «Гра-
бен» па рк=9 кПа £о=1140 МВт. Более по-
дробные сведения об этих агрегатах приведе-
ны в § 5-2 и 5-3.
Какие выводы можно сделать из графиков
па рис. 4-7? Для глубокого вакуума (рк=
=4 кПа) с апробированным облопачиванием
последних ступеней отечественными заводами
могут быть созданы четырехцилпндровые
(ЦВД и 3 ЦНД) быстроходные турбины мощ-
ностью до 550 МВт, а пятицилиндровые— до
750 МВт.
При умеренном вакууме, обеспечиваемом
в условиях европейской части СССР оборот-
ным водоснабжением, эти мощности соответ-
ственно составляют 700—950 МВт, а при пло-
хом вакууме рк=8 кПа, мощность доходит до
900—1250 МВт (при этом оизг могут оказаться
значительными). Если же ориентироваться на
лопатку ЛМЗ из титанового сплава длиной
1200 мм или на полуторный выход с послед-
ней лопаткой длиной 960 мм, что и по прочно-
сти и по эрозионной надежности лучше, то для
рк=4 кПа технически максимально достижи-
мая МОЩНОСТЬ быстроходной турбины Р-г.—
=750—^—1100 МВт.
Фирма КВУ считает, что при трех ЦНД
(на /г = 50 с"1) с iQ = 75 м2 граница перехода
на тихоходные турбины для /ф = 4 кПа состав-
ляет Р"акс^750 МВт, для А = 6 кПа она до-
ходит до Д1акс=- Ю00 МВт, а для /?к=10 кПа
до Д1акс=1450 МВт [77]. Аналогичные данные
приводит фирма ББЦ [141], считая возможным
при восьми потоках в ЦНД и iQ = 98 м2 на
«3=50 с"1 и рк= 10 кПа создать агрегат на-
сыщенного пара Р^,аЕС =- 2250 МВт. При этом
принято ДЛп с = 40 кДж/кг.
Увеличение предельной мощности быстро-
ходной турбины насыщенного пара может
быть достигнуто:
1)	ухудшением вакуума или увеличением
потери с выходной скоростью A/iB.c- И в том
и в другом случае снижается экономичность
электростанции (см. § 1-2);
2)	увеличением длины последней лопатки.
Такая тенденция, характерная для всего тур-
бостроения, видна из табл. 2-1. Следует учи-
тывать, что при этом:
увеличивается нп, что повышает коэффици-
ент эрозии £ (см. § 3-4);
101
возрастает обычно веерность ступени, т. е.
уменьшается 0, что приводит к снижению эко-
номичности ступени;
увеличивается разница в высотах послед-
ней и предпоследней ступеней, что вследствие
крутого наклона меридионального обвода по-
следней ступени снижает ее экономичность;
3)	применением полуторного выхода, т. е.
предпоследней двухъярусной ступени.
Принимая во внимание, что фактическая
влажность в периферийной зоне больше (осо-
бенно много крупнодисперсной влаги), можно
рассчитывать, что основная доля жидкой фа-
зы перейдет в верхний ярус. Однако, как по-
казал опыт эксплуатации турбин К-150-170 и
К-200-130 ЛМЗ, из-за очень большого тепло-
перепада верхнего яруса в нем практически не
обнаружено следов влаги ни на сопловых, пи
на рабочих лопатках. Через последнюю сту-
пень проходит всего две трети пара, направ-
ляемого в конденсатор, причем на входе в эту
ступень влаги меньше, чем в обычном ЦНД
при тех же параметрах.
Большое осевое расстояние между выходом
из нижнего яруса и рабочими лопатками по-
следней ступени позволяет организовать хо-
рошую сепарацию влаги. Таким образом, по
сравнению с ЦНД обычного типа полуторный
выход при тех же размерах последней лопатки
имеет и меньшие потери от влажности и мень-
ший эрозионный износ. Ступени Баумана
перспективны для турбин насыщенного пара,
и их использование дает практически полутор-
ное увеличение предельной мощности, сущест-
венно сокращает число ЦНД при той же эко-
номичности, что и при обычной схеме ЦНД.
Следует отметить, что число ступеней в ЦНД
в случае полуторного выхода больше, и это
создает дополнительные трудности в проекти-
ровании установки с высоким оптимальным
разделительным давлением.
Сравнение габаритов и масс быстроходных
и тихоходных турбин требует конструктивных
проработок, зависящих от многих факторов:
конструкции ступени — камерная (активного
типа с диафрагмами) или барабанная (реак-
тивного типа), типа ротора (наборный, свар-
ной или цельнокованый), конструкции выхода
и перехода в конденсатор и т. д.
По данным ХТГЗ, для турбины насыщен-
ного пара на рк=3,9 кПа отношение масс соб-
ственно турбин на п=25 с-1 (два ЦНД) и на
п=50 с-1 (четыре ЦНД) составляет около
625/650=1,5; с учетом массы конденсаторов
это отношение составляет около 1,25. Если
учесть еще массы СПП (в данном сравнении
в пользу тихоходного варианта оказывается
существенно пониженное рразд для и=50 с-1),
это отношение не превышает 625/650=1,1. При
102
рк=5,9 кПа (один ЦНД при п=25 с-1 и
3 ЦНД при п=50 с-1) эти отношения масс
примерно равны 1,3; 1,15 и 1,0. Для вариантов
установок, спроектированных на ХТГЗ, ока-
залось, что размеры ячейки машинного зала
практически не зависят от частоты вращения
устанавливаемого агрегата [60].
При создании тихоходных турбин наиболее
сложной является разработка ЦНД. Здесь
возникают следующие проблемы:
1)	весьма большие массы и габариты ро-
тора. Если для быстроходных турбин масса
всего ротора составляет обычно не более 50—
70 т, а наибольший диаметр (по периферии
последних лопаток) б/п=3,6-^-3,8 м, то для ти-
хоходного ротора ЦНД масса доходит до
160—200 т, а диаметр до б7п=5,6 м. Качествен-
ное изготовление такого ротора сложно;
определенные трудности возникают при его
сварке, обработке, монтаже;
2)	большие габариты ЦНД и связанные
с этим проблемы опирания корпуса ЦНД (см.
§ 5-2, где дается описание тихоходных турбин
ХТГЗ);
3)	большие расходы пара, приходящиеся,
особенно для высоких значений рк, на один
выход и на один конденсатор;
4)	большие габариты фундаментов, повы-
шенная грузоподъемность кранов, перевозка
негабаритных грузов.
В практике фирм США, имеющих большой опыт
изготовления тихоходных турбин, практически все тур-
бины насыщенного пара, начиная с Рэ=150-е-200 МВт,
изготавливаются па /г=30 с-1 или (на экспорт) на
/1=25 с-1.
Фирма КВУ (ФРГ) при относительно плохом ва-
кууме быстроходные турбины выполняет мощностью
до Рэ=1000 МВт и проектирует до 1300 МВт. Для
глубокого вакуума турбины, начиная с Рэ=800 МВт,
проектируются тихоходными; также тихоходными вы-
полняются большие серии турбин независимо от ваку-
ума мощностью Ро=1200-н1350 МВт. В Швейцарии
для США создаются тихоходные турбины на /г=30 с-1;
для частоты сети 50 Гц турбины мощностью 500—
1200 МВт в зависимости от вакуума и заданной эко-
номичности выполняются как быстроходными, так и
тихоходными. Так, для двух европейских АЭС фирма
ББЦ спроектировала турбины разного типа.
Для АЭС „Кайзераугст" Рэ — 960 МВт при рк= 8 кПа
четырехцилиндровый агрегат на п =50 с-1 (с =
= 40 кДж/кг) и для АЭС „Мюльгейм-Керлих"—трехци-
линдровый агрегат Рэ = 1295 МВт при рк = 10,2 кПа на
/г = 25 с-1 с Д/ig™ ^30 кДж/кг.
Шведская фирма «Стал-Лаваль» быстроходные
турбины до Ро=800 МВт делает для .АЭС «Оскар-
хам-2» и «Берзебек». Английские фирмы (в основном
па экспорт) создают турбины насыщенного пара тихо-
ходными. Также главным образом тихоходными проек-
тируют свои турбины японские фирмы. ХТГЗ выпол-
няет турбины Рэ=500 МВт как на и=50 с~’, так и
па га=25 с-1; заводом спроектированы быстроходный
агрегат Ро=750 МВт и серия тихоходных турбин мощ-
ностью Рэ — 1000 МВт.
Проект быстроходной турбины на п=
=50 с-1 мощностью Рэ=1000 МВт разработан

ЛМЗ. Турбина предназначена для АЭС
с ВВРд для работы насыщенным паром с р0=
=5,88 МПа при рк=3,9 кПа (Z0.B=15°C), Тур-
бина (рис. 4-8) состоит из пяти двухпоточных
цилиндров: ЦВД, по бокам которого располо-
жено по два ЦНД. Эти ЦНД почти без изме-
нений повторяют ЦНД турбины ЛМЗ
К-1200-240 на 23,5 МПа, изготовленный ЛМЗ
в 1977 г. Последняя лопатка выполнена из ти-
танового сплава, длина ее 1200 мм, см.
табл. 2-1 и [69, 71]. В последней ступени—со-
пловые лопатки с внутриканальной сепараци-
ей влаги. Ротор ЦНД проектируется сварным,
из отдельных дисков и хвостиков; возможно
изготовление его цельнокованым или сварно-
кованым. Корпус ЦНД — сварной и состоит из
наружного корпуса, собираемого из трех ча-
стей, и внутреннего. Оба корпуса расширяются
независимо. Вход пара в каждый ЦНД произ-
водится по четырем паропроводам. В ЦВД —
три отбора пара на регенеративный подогрев
питательной воды. После ЦВД при давлении
рразл=0,6 МПа производится отбор для реге-
неративного подогрева питательной воды;
остальная часть пара направляется в СПП,
где осушивается и подогревается до /Пп=
=260°С. Температура питательной воды £п.в=
=220°С. Расчетная экономичность т]эбр=
=34,2%.
Окончательное решение о выборе частоты
вращения (при безусловном обеспечении на-
дежности) определяется технико-экономиче-
ским расчетом. Переход на пониженную ча-
стоту вращения, как правило, требует боль-
ших затрат на изготовление турбоагрегата и
строительную часть машинного зала. В то же
время возрастает экономичность электростан-
ции. При этом следует помнить, что несмотря
па относительно низкую стоимость топливной
составляющей выработанного 1 кВт-ч и раз-
личные возможности использования отрабо-
тавшего ядерного горючего расчет следует
производить по цепе замещаемого топлива,
т. е. топлива обычных ТЭС в данном районе.
Поскольку определяющим параметром АЭС,
от которого в первую очередь зависит ее сто-
имость, является тепловая мощность реакто-
ра, то снижение экономичности АЭС означает
соответствующее снижение мощности нетто и
выработки электроэнергии. Недостающая
мощность должна либо покрываться строи-
тельством дорогих АЭС, либо компенсировать-
ся работой обычных ТЭС па дорогом топливе.
Таким образом, очевидно, что технико-эко-
номически целесообразная мощность, с кото-
рой следует переходить к низкооборотным
агрегатам, кроме параметров (в первую оче-
редь— конечного давления), возможностей
завода, включая размеры поковок ЦНД и
ЦВД, размеры последних ступеней и их тип
и т. п., зависят от цен на топливо (обычное)
и стоимости изготовления турбоагрегата и
строительной части машинного зала АЭС.
В заключение можно сказать, что ведущие
европейские турбостроительные фирмы, в том
числе и заводы СССР, не имея пока достаточ-
ного опыта по созданию и, главное, по экс-
плуатации мощных турбин насыщенного пара
при разной их частоте вращения, не приняли
окончательного решения, четко определяюще-
го границу целесообразного разделения по ча-
стоте вращения. Накопление такого опыта,
развитие техники и науки будут, естественно,
менять эту границу.
4-4. ВНЕШНИЕ СЕПАРАТОРЫ
И ПРОМПЕРЕГРЕВАТЕЛИ
Типы сепараторов и промперегревателей
В современных стационарных турбинах
насыщенного и слабопсрегрстого пара всегда
применяется внешняя сепарация, в большинст-
ве случаев сочетаемая с промежуточным пе-
регревом. В целях компактности, снижения
стоимости и уменьшения потерь давления се-
параторы и промперсгреватели обычно объ-
единяются в одни аппарат — СПП.
На рис. 4-9 показаны некоторые типы се-
параторов: центробежные, пластинчатые, сет-
чатые. Пластинчатые рифленые (так называе-
мые жалюзийные или шевронные — рис.
4-9,в, а) и сетчатые сепараторы (рис. 4-9,д)
наиболее совершенны и применяются чаще
всего. Их эффективность весьма высока и
обеспечивает почти полную подсушку пара.
В частности, фирма ДЭ при расчете своих
установок принимает г]сеп=1 (см. § 1-3);
опытные данные приведены на рис. 4-10 [125].
В сетчатых проволочных сепараторах до-
пустима очень малая скорость пара; па входе
в сепарационное устройство она составляет
2—6 м/с. Сетки устанавливаются горизонталь-
но иди под небольшим наклоном (до 15°).
Шевронные сепараторы допускают удвоен-
ную по сравнению с проволочными сепарато-
рами скорость пара, что сокращает их габари-
ты. Предпринимаются попытки сократить раз-
меры сепараторов, устанавливая их в ресиве-
рах между цилиндрами турбины. Возможно
применение компактных типов сепараторов,
например вихревых.
Промежуточные перегреватели всегда вы-
полняются поверхностного типа, трубчатыми.
Встречаются конструкции, в которых греющий
пар проходит внутри трубок и, наоборот,
в межтрубном пространстве. Пет единой точ-
ки зрения на то, какими должны быть СПП —
вертикальными или горизонтальными; даже
104
Рис. 4-9. Схемы внешних сепараторов.
а — вихревого типа; б — пластинчатый: 1—пластины; 2— дренажные желоба; в — шевронный (жалюзийный) фирмы СС: г — жа-
люзийный (типа Пирлес) фирмы ДЭ; / —жалюзи; 2 — экраны; д — сетчатый; 1 — сетки.
одни и те же фирмы применяют схемы с раз-
личным расположением СПП. По эффективно-
сти нет доказательств в пользу того или ино-
го варианта расположения, и обычно решение
диктуется условиями компоновки всей уста-
новки, удобством ремонта. Вертикальная кон-
струкция, как считают, например, ХТГЗ и
фирма КВУ, упрощает компоновку, сокращает
размеры машинного зала. В то же время, осо-
бенно в одноконтурных АЭС, где обычно СПП
находится в специальном боксе, трудно распо-
ложить вертикальный СПП. Весьма важен
выбор материалов для СПП. В СПП устанав-
ливаются трубки из обычной углеродистой ста-
ли, из простой нержавеющей стали и из стали
аустенитного класса. От материала трубок
зависит надежность аппарата и его стои-
мость. Следует учесть, что, например, при вы
полнении трубок из нержавеющих аустенит-
ных сталей стоимость СПП достигает стоимо-
сти собственно турбины.
Для обеспечения высокой надежности ра-
боты всей АЭС важно иметь возможность
просто и за короткое время отключить отдель-
ные элементы СПП при появлении протечек и
присосов и произвести замену этих элементов.
Поэтому, как это принято ЗиО в конструкциях
последних типов СПП, сепараторы набирают-
ся из отдельных секций, а промпсрегреватс-
ли — из отдельных модулей. При этом обеспе-
чивается быстрая замена целых секций и мо-
дулей.
К сепаратору-промперсгревателю предъяв-
ляются следующие требования:
1)	высокая эффективность, т. е. при задан-
ных влажности основного потока пара у\ и
температуре промперегрева /пп меньший рас-
ход тепла и меньшие поверхности теплообме-
на. Важно также, чтобы температура /пл мало
менялась в зависимости от нагрузки агрегата.
Для высокой эффективности всего СПП необ-
ходимо снижение степени влажности на выхо-
де из сепаратора —у%;
Рис. 4-10. Результаты испытаний сепаратора фирмы ДЭ.
105
2)	наименьшие потери давления при про-
хождении через СПП основного потока пара.
Как видно из табл. 1-4, при оптимальных зна-
чениях разделительного давления каждый про-
цент потери давления в СПП снижает эконо-
мичность всей установки на 0,12—0,14%;
3)	высокая надежность конструкции СПП
и всех его элементов;
4)	возможность легкого ремонта и замены
отдельных элементов СПП в случае обнару-
жения неполадок в его работе;
5)	компактная конструкция СПП и удоб-
ство компоновки СПП с другим оборудовани-
ем турбинной установки;
6)	невысокая стоимость СПП. Снижение
стоимости достигается рациональной конструк-
цией аппарата, его высокой эффективностью,
применением более дешевых материалов.
Интересные данные по влиянию на стои-
мость СПП термодинамических характеристик
приведены в [127] — каждый 1°С повышения
Аш при одноступенчатом перегреве увеличива-
ет стоимость СПП па 4,3%, а при двухступен-
чатом промперегревс — на 3,2%. Соответст-
венно каждый 1% влажности пара после
сепаратора увеличивает стоимость СПП на
29,5 и 7,9% • Снижение потерь давления основ-
ного потока пара Др на 10 кПа (т. е. на
Др/рразд=0,7-^-1,3%) повышает стоимость
СПП на 14,5%. Эти данные относятся к кон-
кретной конструкции СПП фирмы АДЭ (см.
с. 109).
Сепараторы и промперегреватели
турбин ХТГЗ
На турбинных установках насыщенного
пара ХТГЗ применяются различные схемы
для сепарации и промперегрева. В турбинах
К-70-30—только сепаратор, для быстроходных
турбин К-220-44 и К-500-65 — сепаратор и
двухступенчатый промперегреватсль. Такая же
схема принята и для тихоходных турбин двух-
контурных АЭС, а для турбин большой мощ-
ности для работы с кипящим реактором — се-
паратор и одноступенчатый промперегрева-
тель.
Для быстроходных турбин разделительное
давление составляет около рра3д^0,3^-
0,5 МПа, для тихоходных рРазд^1,2 МПа.
Принципиально конструкции всех СПП
одинаковы: сепараторы жалюзийного типа
с гофрированными вертикальными поверхно-
стями. В промперегревателе серийных СПП
греющий пар движется по трубкам, а основной
паровой поток — в межтрубном пространстве.
Все СПП — цилиндрические вертикальные.
Для быстроходных турбин один СПП рас-
считан па мощность Рэ=110-5—180 МВт, для
тихоходных — па Рэ=250 МВт. Потери давле-
ния в СПП наименьшие при высоком разде-
лительном давлении и составляют Др/рра3д=
=0,04. Основные характеристики и параметры
серийных СПП для турбин ХТГЗ представле-
ны в табл. 4-2.
Рассмотрим конструкции серийных СПП
турбин ХТГЗ [51]. Для турбин К-220-44 при-
меняется СПП-220 (рис. 4-11,а). В верхней
части аппарата располагается сепаратор,
в нижней — обе ступени промперегрева, пар
подается через патрубок в верхней части
СПП и направляется в раздающую камеру 4
и 'после сепаратора 3 вниз к секциям (кассе-
там) первой ступени промперегревателя.
У днища СПП пар поворачивается и направ-
ляется вверх через кассеты второй ступени
промперегрева. Выход пара вверх через цен-
тральное отверстие.
Трубки промперегревателя выполнены
с продольными ребрами. Каждая кассета об-
разуется шестигранным трубным пучком из 37
труб. Кассеты первой ступени располагаются
на периферии аппарата, второй ступени —
в центральной части и устанавливаются на
решетчатой опоре, приваренной внутри корпу-
са в нижней его части.
Для турбин К-500-65/3000 используется
аппарат СПП-500-1 [2] (рис. 4-11,6). Нагре-
ваемый пар подается через боковой патрубок
А, расположенный в верхней части аппарата.
Затем пар направляется в раздающую камеру
7 с наклонным верхним листом. Сепаратор
находится в верхней части СПП и состоит из
20 секций, расположенных радиально между
Таблица 4-2
Характеристики серийных сепараторов-промперегревателей турбин ХТГЗ
Обозначение	Типоразмер тур- бины	Число СПП на турбину	Основной поток пара					Греющий пар1		Поверхность, м’	Масса су- хого СПП, г
			Gj, кг/с	ffi	Pi. МПа	дг/а	f , °C пп	IG^, кг/с	Д/Д1, МПа		
СПП-220	К-220-44	2	136	0,13	0,3	0,057	241	8,9/7,9	1,77/4,22	6914-685	90
СПП-500-1	К-500-65/3000	4	144	0,15	0,335	0,069	263	8,7/11,7	1,85 /6,26	12404-1485	118,5
СПП-1000	К-500-60/1500	2	325	0,12	1,125	0,04	250	14,1/17,1	2,8/5,7	6184-758	135
1 Индекс I относится к первой сгупели промперегрева, индекс II — ко второй ступени.
106
Рис. 4-11. Серийные сепараторы-промперегреватели тур-
бин ХТГЗ.
а — СПП-220; / — первая ступень перегревателя; 2 — вторая сту-
пень перегревателя; 3 — сепарационная часть; 4 — парораздаю-
щая камера; 5 — кассеты с трубками; В — вход влажного пара;
Г — выход перегретого пара; Д — подвод греющего пара к 1-й
ступени; Е— подвод греющего пара ко 2-й ступени; Ж—отвод
конденсата греющего пара 1-й ступени: 3— отвод конденсата
греющего пара 2-й ступени; Я— отвод сепарата; К — дрени-
рование; б — СПП-500; 1 — опорная решетка; 2 — модули 2-й
ступени перегрева; 3 — модули I-й ступени перегрева; 4— пере-
городка между модулями 1-й и 2-й ступени; 5 — корпус; 6 —
сепарационные блоки; 7 — раздающая камера; А — вход влаж-
ного пара; Б — отвод сепарата после сепарационной части; В —
выход перегретого пара; Г — подвод греющего пара ко 2-й сту-
пени: Д — падвод греющего пара к 1-й ступени; Е— отвод кон-
денсата греющего пара из 2-й ступени; Ж — отвод неконденси-
рующихся газов из модулей 1-й ступени; 3— отвод конденсата
греющего пара из 1-й ступени; Я— отвод неконденсирующихся
газов из модулей 2-й ступени.
107
корпусом и центральной трубой, по которой
осуществляется выход уже перегретого пара.
Секция сепаратора состоит из трех пакетов
с направляющим и дырчатьш листами. Между
секциями расположены изогнутые листы. От-
вс д сепарата производится через корыта и до-
полнительные жалюзийные пакеты. Из СПП
сепарат отводится через патрубок Б.
Перегревательные поверхности образуются
из модулей отдельных теплообменников,
каждый из которых представляет собой трубы
0325 и 2'73 мм с вваренными в них трубными
досками. В каждом модуле в трубных досках
его развальцованы и приварены трубки
014 мм. Первая ступень промперегрева со-
стоит из 60 модулей, вторая — из 70. Модули
устанавливаются на опорной решетке, прива-
ренной к нпжней части корпуса СПП. Первая
ступень располагается по периферии аппара-
та, вторая — в средней его части; между ни-
ми— вертикальная цилиндрическая перегород-
ка. Направление потока пара такое же, как и
в СПП-220. Греющий пар подается в аппарат
через четыре камеры, расположенные между
нпжней частью сепаратора и верхними труб-
ными досками модулей. Отвод конденсата гре-
ющего пара осуществляется в нижней части
СПП.
Для удобства контроля и при необходимо-
сти для того, чтобы заглушить отдельные
трубки, подводящие и отводящие камеры гре-
ющего пара выполнены с фланцевыми соеди-
нениями.
Сепара гор-промперегреватель СПП-1000
для тихоходных турбин двухконтурных АЭС
конструктивно близок к СПП-220. Характери-
стики серийных СПП турбин ХТГЗ приведены
в табл. 4-2.
ХТГЗ считает [51] необходимым выполне-
ние следующих условий при конструировании
и эксплуатации СПП.
1.	При работе установки сепарат и конден-
сат должны выводиться из СПП и накапли-
ваться в промежуточных полостях. Это умень-
шает опасность заброса воды в турбину и
испарение влаги при сбросах нагрузки (см.
§ 6-3). В этих емкостях должен поддержи-
ваться постоянный уровень воды, чтобы избе-
жать пропуска основного потока пара без се-
парации.
2.	Необходимо обеспечить надежное удале-
ние из СПП некондеисирующихся газов, выде-
ляющихся при конденсации греющего пара.
Это удаление улучшает теплообмен в промпе-
регревателе, а при работе на радиоактивном
паре предотвращает опасную концентрацию
гремучей смеси.
3.	Необходима система предохранительных
клапанов и аварийных переключений при не-
допустимом повышении давления.
Материалы для СПП турбин ХТГЗ следу-
ющие: корпуса выполняются из сталей
ВСтЗсп5 (для АЭС с ВВРд) и 12Х18Н9Т (для
АЭС с ВВРк); жалюзи сепараторов — из ста-
лей 12Х18Н9Т.
Подробно конструкции СПП, их арматура
и эксплуатация приведены в [51].
Конструкции СПП зарубежных фирм
Фирма АДЭ применяет в турбинах насыщенного
пара совмещенные сепараторы-промперсгрсватели го-
ризонтального расположения. Турбина мощностью
Рэ=1200 МВт снабжается двумя СПП. основной по-
ток пара к которым подводится четырьмя ресиверами
диаметром 1,2 м. В турбинах фирмы АДЭ раздели-
тельное давление принимается Дразд=0,7-е-1,4 МПа.
Выбор схемы промперегрева (одно- пли двухступенча-
того) и его температуры /Пп производится на основе
технико-экономических расчетов. (О влиянии термоди-
намических характеристик СПП i.a его стоимость см.
с. 106.)
Применяемая конструкция СПП видна из рис. 4-12,
где показан один из двух аппаратов для турбины
рэ=350 МВт [127]. Сепаратор — сетчатого типа с не-
сколькими горизонтальными рядами сотовых пластин,
через которые основной поток пара проходит снизу
вверх после первичной распределительной плиты.
Исследования такого типа сепаратора показали,
что имеется относительно узкий диапазон оптимальных
скоростей потока. Ниже этого диапазона скоростей се-
парация оказывается неполной, а при скоростях выше
оптимального диапазона па сотовых панелях образует-
ся водяная пена, которая плохо дренируется, что на-
рушает нормальную работу аппарата. Верхняя гра-
ница оптимального диапазона существенно зависит от
давления пара, уменьшаясь при его росте. Нижняя же
граница несколько увеличивается с повышением дав-
ления. При р>1 МПа оптимальный диапазон настоль-
ко сужается, что сепарация происходит только с от-
носительно крупными каплями (с?>5ч-7 мкм).
Малая скорость потока в такого типа сепараторах
требует очень больших его размеров, и фирма АДЭ
проводит исследования с целью замены сетчатой кон-
струкции на шевронную.
Для удаления некондеисирующихся газов, ухуд-
шающих процесс теплопередачи (особенно в однокон-
турных АЭС, где в результате радиолиза образуется
свободный кислород), в СПП предусмотрена целая
система трубок, коллекторов и отсосов (рис. 4-12).
Трубки, применяемые в промперегревателе, омываются
снаружи основным потоком пара. Эти трубки выпол-
няются заодно с ребрами плавникового типа.
Большое внимание уделяется надежности СПП.
Трубки автоматической сваркой соединяются с край-
ними трубными досками; промежуточные трубные дос-
ки позволяют свободно прогибаться трубкам к име-
ют отверстия с зазором, допускающим тепловые рас-
ширения. Трубные доски детально рассчитываются на
прочность с учетом концентрации напряжений и тер-
мических градиентов; проводится вибрационный рас-
чет. Частота собственных колебаний (первого тона)
трубок при расчетных условиях составляет 31 Гц и
зависит от радиального зазора в промежуточных труб-
ных досках.
Для внешнего корпуса СПП и его каркаса ис-
пользуется углеродистая сталь, соты сепаратора изго-
тавливаются из аустенитной нержавеющей стали 18/8.
Лотки распределения сепаратора и тепловые экраны
выполняются из хромистой стали. Для трубок пром-
перегрсва могут использоваться нержавеющая сталь,
углеродистая сталь и медно-никелевые сплавы. Угле-
108
15 17
Рис. 4-12. Конструкция сепаратора-промкерсгревателя фирмы ЛДЭ.
'—вход основного потока пара; 2- плиты предварительного распределения потока пара: 3—плиты сепаратора сотовой (сетча-
той) конструкции; 4 — сетчатые панели; 5 — трубные пучки промцепегрева; 6 — выход основного потока пара; 7— вход греющего
пара; 8— распределительный коллектор греющего пара; О—перегородки в коллекторе; 10— дренаж греющего пара; // — коллек-
тор дренажа сепарата; 12— промежуточные трубные доски промперегревателя; 13— трубы отвода некондепсирующихся газов: 14
и 15— входной и выходной коллекторы этих трубок; 16— выпуск тазов; /7— тепловые экраны; 18 — главная боковая балка;
1'j — поперечный кронштейн каркаса. 20 — опоры всего Clill: 21 — вспомогательные ,1Юки.
родистая ст.. 1ь, в частно'тп. благоприятна гем, что ирп
высоких температурах на ее поверхности образуется
магнетитовая пленка, дающая хорошую защиту как
во время работы СПП, так при остановке агрегата.
При выборе материала для трубок СПП для одно-
контурных схем АЭС необходимо учитывать возмож-
ность отложения солей, в частности хлористых. Для
Cj=120i) МВт каждый из ;вух СПП выполняется дли-
ной 34 и диаметром 4 м и для перевозки на судах
аппарат делится па п,ве части, которые свариваются па
месте монтажа.
Фирма «Парсонс» применяет горизонтально распо-
ложенные сепараторы циклонного типа. Пар входит
в сепаратор (рис. 4-13,а) и проходит через расширяю-
Рис. 4-13. Сепаратор (а) и промпсрегреватель (б) турбин фирмы «Парсонс».
109
щисся каналы к расположенным по кольцу поворот-
ным лопаткам. Пар в этих каналах приобретает танген-
циальное направление и далее проходит через цилинд-
рическую камеру. За счет центробежных сил вода от-
брасывается к специальным жалюзи, расположенным
в наружной стенке сепаратора. Сепарат дренируется
в камеру в нижней части сепаратора и поступает да-
лее в систему подогрева питательной воды установки.
Осушенный пар через центральное сопло покидает
сепаратор и направляется в последующий промперегре-
ватель. Опыты показали, что эффективность сепара-
тора при всех рабочих режимах превосходит 95%.
Сепараторы выполняются сварной конструкции;
входная их часть изготовлена из стали с 2,25% Сг,
поворотные лопатки и жалюзи — из 12%-ной хроми-
стой стали.
Созданию данной конструкции сепаратора пред-
шествовали лабораторные исследования [134], прово-
дившиеся на моделях, причем подготовка влажного
пара обеспечивалась предвключенной паровой турби-
ной. Наибольшее давление пара перед сепаратором
составляло 0,2 МПа, а максимальная влажность до-
стигала 0,06.
При переносе результатов модельных исследований
на натурные условия учитывались иные параметры пара
и тем самым иные размеры капель влаги. Расчетами
и опытами было обнаружено, что капли с d>15 мкм
достигают поверхности жалюзийного цилиндра по всей
его осевой длине. Поскольку средневзвешенный размер
капель в натурных условиях оказался равным d=
=44 мкм, то предполагается, что эффективность сепа-
рации и другие характеристики натурного сепаратора
будут аналогичны полученным в лаборатории.
Непосредственно за сепаратором располагаются
два промперегревателя (рис. 4-13,6) вертикального
расположения. Вследствие малого коэффициента тепло-
отдачи к пару низкого давления необходимы большие
поверхности труб, что обеспечивается трубами плав-
никового типа. Греющий поток пара проходит через
объединенные в секции прямые вертикальные трубы,
в которых пар конденсируется. Основной поток пара
движется в межтрубном пространстве. Вертикальное
расположение труб облегчает дренаж конденсата и
улучшает теплообмен.
Для предотвращения возможной коррозии ребер и
(в меньшей степени) внутренней поверхности труб при
остановке агрегата применяется продувка корпуса
промперегревателя азотом и теплым воздухом.
Рис. 4-14. Различные варианты компоновки двух СПП
с турбиной КВУ (/%= 1200-5-1300 МВт, гг=25 с-1).
а — горизонтальные СПП; б — вертикальные СПП.
Рис. 4-15. Конструкция вертикальных СПП фирмы КВУ.
а — тип А; б — тип Б; 1— вход греющего пара; 2— выход
основного потока пара; 3 — промперегреватель; 4 — выход кон-
денсата греющего пара; 5 — элементы сепаратора: 6 — удаление
сепарата: 7 — первичный сепаратор; 8— удаление из него сепа-
рата; .9 — вход основного потока пара; 10— жалюзи; 11 — отра-
жательные листы; 12 — дырчатый лист; 13 — влагоотводящий
желоб.
ПО
Фирма КВУ применяет комбинированные СПП.
В первых агрегатах использовалась горизонтальная
конструкция по лицензии фирмы «Вестингауз». Однако
для выпускаемых в настоящее время турбин большой
мощности устанавливаются вертикальные СПП. Так,
например, для турбин Рэ— 1200ч-1300 МВт горизон-
тальные СПП (два на один агрегат) имели бы длину
39 и диаметр 4 м; установка двух СПП сбоку турбины
увеличила бы ширину комплектного агрегата до 37,5 м
(рис. 4-14,а). При вертикальных СПП высота поме-
щения не увеличивается, так как СПП высотой 22,5 м,
будучи установленным в подвальном помещении машин-
ного зала, почти не возвышается над осью турбины
(рис. 4-14,6), а ширина компоновки сокращается до
22,5 м, т. е. на 15 м.
Конструкция двух вариантов СПП приведена на
схемах рис. 4-15.
На рис. 4-15,а показан аппарат ЛЭС «Библис А»
[78]. Основной поток пара в количестве G=760 кг/с
с давлением /7=1,08 МПа и влажностью г/=0,13
подходит к СПП сбоку через два патрубка 9 и по-
ступает в первичный участок сепаратора 7, обтекает
полый центральный цилиндр и, частично освободив-
шись от влаги, направляется внутри этого цилиндра
снизу вверх. Далее поток расходится к периферии ос-
новного сепаратора 5. В двухэтажном сепараторе, со-
стоящем из 32 секций — отражательных листов 11 и
жалюзи 10, происходит почти полная осушка пара
(до #2=0,007). Жалюзи выполнены из листов в форме
полуокружности с зазором, примерно равным 10 мм.
Пар, проходя через основной сепаратор, неоднократно
меняет свое направление. В первичном сепараторе через
дренаж 8 и в основном через дренаж 6 сепарат уда-
ляется из аппарата. После сепаратора пар направляет-
ся в промперегреватель 3, проходит между его труб-
ками и выходит из СПП через патрубок 2. Греющий
пар поступает в СПП сверху через входной патрубок
1, а его конденсат удаляется через трубу 4. Темпера-
тура пара на выходе из промперегревателя Дп=220°С.
Внутренний цилиндр первичного сепаратора и его
поворотные листы выполнены из стали1 ХЮ CrNiTil8.9;
основной сепаратор и его защитные листы — из стали2
X8CrNbl7; элементы сепаратора-—из высокохромистой
стали, хорошо противостоящей эрозии и коррозии; кор-
пус промперегревателя и внешний корпус сепаратора—
1 Близка к стали 12X18I19T.
2 Близка к стали 08X17Т.
* Близка к стали 15Г.
** Видимо, близка к стали 15НМ
из стали 17 Мп 4* *; трубные доски и днища коробов
из стали 15 NiCuMoNb**; трубки промперегревателя
из углеродистой стали St 35.8III; внешние три ряда
трубок — из эрозиопно-устойчивой стали1 10СгМо9.10.
Промперегреватель имеет 2523 трубки большей частью
с толщиной стенок 2,3 мм; трубки внешних рядов
(532 шт.) — толщиной 3,2 мм.
Другой вариант выполнения СПП (рис. 4-15,6)
отличается конструкцией сепаратора — увеличен диа-
метр внутреннего цилиндра первичного сепаратора,
изменена конструкция входа в этот цилиндр и дренажа
сепаратора. Элементы основного сепаратора распола-
гаются в пять этажей и состоят из зигзагообразных
шевронов 13. Шевроны па входе и на выходе окру-
жены дырчатыми листами 12, служащими для вырав-
нивания потока. Сепарат из основного сепаратора уда-
ляется через четыре трубы.
Для французских турбин большой мощности, в том
числе для АЭС «Фессенхсйм», СПП изготавливает фир-
ма «Штейн» [85], выполняющая заказы и для ряда
турбин фирмы КВУ. СПП — горизонтального распо-
ложения и в зависимости от мощности имеют диаметр
3,1 и 4,8 м, длину 15 и 16 м, массу 85 и 165 т. В уста-
новке с тремя ЦНД по бокам располагаются по два
(всего 4) СПП. Возможна схема с двумя вертикаль-
ными СПП.
Фирма ББЦ для мощных турбин отказалась от
первых конструкций СПП, примененных, в частности,
па АЭС «Бецнау». В первых СПП сепаратор был сет-
чатого типа, а промперегреватель образовался корот-
кими трубками. Однако принцип горизонтального рас-
положения СНП фирма сохранила и в новых разра-
ботках. Конструкция СПП, использованная фирмой для
турбоагрегата Рэ=Н60 МВт АЭС «Дональд Кук»,
показана на рис. 4-16.
В последних конструкциях турбин фирма ББЦ
[И8] использует СПП горизонтального расположения,
которые охватывают по длине всю группу ЦНД и
устанавливаются по бокам турбины по два па каждый
турбоагрегат большой мощности (см. рис. 5-28). Пар
после ЦВД подводится с одного торца аппарата, кор-
пус которого имеет цилиндрическую форму. Выход пара
производится через радиальные патрубки, находящие-
ся в верхней части. Число патрубков в каждом СПП
равно числу ЦНД.
Сепараторная часть СПП состоит из шевронных
элементов длиной 2 м, располагаемых один за другим.
Опытами на моделях и теоретическим исследованием
1 Типа «хролой».
Рис. 4-16. Сепаратор-промперегреватель ББЦ длятурбины Рв=1160 МВт (два СПП на одну тур-
бину) .
111
—1
Рис. 4-17. Промперегреватель СПП ББЦ.
1 — греющий пар; 2 — основной поток пара из ЦВД; 3 — отвод
конденсата.
удалось добиться равномерного потока пара в сек-
циях: в пять секциях по длине сепаратора скорость
па основных участках в худшем случае отличается от
средней на весь аппарат скорости пе более чем на
15 20%.
Промперегрев осуществляется в перегревателе, где
греющий пар проходит .внутри длинных трубок отно-
сительно малого диаметра с гладкой поверхностью.
Чтобы избежать неустойчивого режима движения двух-
фазной жидкости внутри перегревательных труб, а имен-
но образования паровых пробок в трубках пли вол-
нового характера потока, и тем самым повысить на-
дежность работы СПП и улучшить процесс теплопере-
дачи, все трубки разделены на три последовательно
включенные секции (рис. 4-17). В первой секции кон-
денсируется примерно 55% поступающего в перегре-
ватель греющего пара, во второй 36%, в третьей 8%.
Оставшаяся песков денсировавшейся часть пара направ-
ляется в ПВД.
В агрегатах мощностью свыше /%=800 МВт (с тре-
мя ЦНД) по длине СПП устанавливаются два парал-
лельно работающих перегревателя. В этом случае пар
из ЦВД поступает через два патрубка — из нижнего
нар после сепарационных секций направляется в бли-
жайший, а из верхнего — в дальний перегреватель.
В трубках перегревателя и в коленах U-образных труб
температура по длине выдерживается практически по-
стоянной. Правда, фирма нс имеет еще достаточной
проверки своих новых СПП в эксплуатационных усло-
виях.
Внутри корпуса каждый аппарат (о тин пли два)
устанавливается па роликах, что обеспечивает свобод-
кос тепловое удлинение. При этом обращается в'шма-
ние на температурные разности в элементах, которые
достигают своих максимальных значений при частич-
ных режимах.
Для пуска и нагружения турбоагрегата разработа-
ны режимы, обеспечивающие высокую надежность как
СПП, так и собственно турбины. В частности, при на-
грузке до 0,15РНОМ давление (и тем самым темпера-
Рис. 4-18. Давление греющего рГр (2-я ступень перегре-
ва) и отборного ротб пара перед СПП фирмы ББЦ
в зависимости от нагрузки турбины.
тура) греющего пара нс превышают 5% номинального
значения; номинальное значение давления достигается
лишь при 0,5РНОМ (рис. 4-18) Одновременно ведется
контроль за повышением температуры трубных досок
перегревателя, где можно ожидать наивысших терми-
ческих напряжений.
Широко используется нержавеющая аустенитная
сталь 18/8, из нее изготавливаются элементы сепара-
тора и те места входных участков, где можно опа-
саться эрозии. Трубки перегревателя для одноконтур-
ных АЭС также выполняются из этой стали. Для двух-
контурных АЭС используется углеродистая сталь, одна-
ко при этом применяются особые меры для кон-
сервации при длительной остановке турбины. Камеры
греющего пара и трубные доски изготовлены из стали
15МоЗ и имеют покрытия из стали 18/8.
При конструировании СПП фирма большое вни-
мание уделяет замене элементов; предусматривается
двухступенчатая защита от утечек и подробная си-
стема контроля во многих местах, особенно при ра-
боте радиоактивным паром.
Фирма «Стал-Лаваль» для турбины Рэ = 460 МВт
АЭС «Оскархам» с ВВРк применяет два СПП гори-
зонтального расположения, устанавливаемые по бокам
турбины примерно па уровне ее горизонтальной оси.
Длина каждого из двух СПП составляет около 29 м,
а расстояние между их осями 14 м.
Фирма «Вестингауз» в результате лабораторных
исследований, испытаний на натурных стендах и на
основе опыта эксплуатации своих агрегатов отработала
ряд конструкций СПП [127а].
Эффективность сепаратора, по мнению фирмы
[120], почти не зависит от средней скорости пара.
Основным фактором, определяющим эффективность
сепарации и сильно влияющим на надежность сепа-
ратора, является распределение потоков пара. Орга-
низация равномерного распределения потока па'ра при
поступлении его на поверхность сепарации и во вход-
ном участке СПП яс так проста, ибо в ресиверах от
ЦВД к СПП скорость пара обычно 45- -60 м/с, а в са-
мом сепараторе опа составляет всего 5—10% этого
значения. Поэтому важно обеспечить равномерное рас-
пределение всего потока пара, так как недопустимо
даже местное превышение предельной скорости. Чтобы
избежать этого, предусматривается система перепуск-
ных труб.
Фирма применяет СПП для горизотального распо-
ложения (рис. 4-19 п 5-33). Одним из преимуществ
такого расположения считается лучшая возможность
для равномерного стекания дренажа греющего пара.
Для пароперегревателя применяются трубки с ребрами,
изготовленными заодно. При отдельном выполнении
ребер и соединении их с трубками, например, сваркой
возможна концентрация напряжений, а также худшая
сопротивляемость эрозии, чем при цельной кон-
струкции.
Опыт фирмы показал, что оребренные трубки мож-
но пропускать через поэмежуто тыс трубные доски
без специальных втулок. Для обеспечения равномерного
распределения скоростей и тепловых нагрузок исполь-
зуются распределительные каналы и коллекторы, фор-
ма которых получена в результате экспериментальных
исследований и специальных р;н ’слов. Трубки пром-
перегревателя имеют большую длину и малый диаметр,
U-образную форму и объединены в пучки аналогично
конструкциям, применяемым фирмой для подогревате-
лей питательной воды. Особое внимание обращается
па возможность легкого удаления трубки из аппарата
для контроля, ремонта или замены.
Материал трубок выбирается с учетом параметров
и состава пара и противодействия корпозионио-эро-
зио.чному износу. Для двухконтурных схем использу-
ются тс же материалы, что и для ПВД этих же схем,
т. е. модно-никелевые сплавы (для СПП сплавы 90-10
и 80-20), углеродистая и аустенитная нержавеющая
112
Рис. 4-19. СПП второго поколения фирмы «Вестингауз» с
•сталь. Для одноконтурных АЭС трубки промперегре-
вателя изготавливаются только из углеродистой стали
(из-за радиолитического кислорода). В то же время
для ПВД в таких схемах используются только нержа-
веющие стали [91].
Сначала применялись СПП с одной ступенью пе-
регрева и сетчатым сепаратором. Анализ экономично-
сти различных схем турбинных установок насыщенного
нара показал целесообразность использования во мно-
гих случаях двухступенчатого перегрева. В связи с тем
что пе" удалось удачно скомпоновать сетчатый гори-
зонтальный сепаратор и две ступени перегрева, фирма
применила шевронный вертикально расположенный се-
паратор. В дальнейшем была принята такая же кон-
струкция сепаратора и при одноступенчатом перегреве.
Типовая конструкция СПП второго поколения
[158] показана на рис. 4-19. Основной поток пара по-
сле распределительных коллекторов, расположенных по
бокам, примерно на оси аппарата, входит в СПП сбоку,
поступает в вертикально расположенный шевронный
сепаратор и далее идет вверх, проходя последователь-
но первую и вторую секции перегрева. Выход основ-
ного потока осуществляется вверху. Сначала фирма
для лучшего распределения потоков и равномерной
тепловой нагрузки применяла конструкцию с несколь-
кими выходами основного потока пара. Однако опы-
ты показали, что в этом нет необходимости, и выход
пара производится через общий коллектор.
В настоящее время для третьего поколения тур-
бин используется новая конструкция СПП.
Фирма ДЭ в первых, как правило, одноконтурных
АЭС применяла сначала только внешнюю сепарацию
без промперегрева. Для этого использовалась кон-
струкция сепаратора типа Пирлес вертикального рас-
положения с шевронными элементами (см. рис. 4-9,г).
Высота сепаратора 7 м, наружный диаметр 4 м. В по-
следующих конструкциях этот сепаратор сочетался
с отдельно располагаемым перегревателем.
шевронным сепаратором и двухступенчатым перегревом.
При эксплуатации было несколько случаев поло-
мок в распределительных коллекторах внутри корпуса,
выполненных из нержавеющей стали, а также наблю-
далось коррозионное растрескивание в головной части
шевронных пластин [106]. Замена этих распредели-
тельных труб в сочетании с ужесточением их или ис-
пользование новой конструкции распределителя позво-
лила решить эту проблему. Однако в большинстве
работающих агрегатов и во всех новых турбинах фир-
ма применяет горизонтальные сепараторы или комби-
нированные СПП горизонтального расположения, что
обеспечивает компактность установки и более эконо-
мичную компоновку агрегата [106]. Вместо одного
вертикального аппарата устанавливаются два горизон-
тальных.
Конструкция такого СПП с двумя ступенями пром-
перегрева показана на рис. 4-20 [62]. Длина СПП 14 м,
наружный диаметр 3,25 м. Вход основного потока пара
производится с одного торца аппарата, пар расходится
внутри корпуса сбоку, вдоль всей длины, и далее
проходит через элементы сепаратора из рифленых пла-
стин. После сепаратора пар направляется в первую
ступень промперегрева, расположенную внизу, в цент-
ральной части СПП, а оттуда вверх, в такого же типа
вторую ступень промперегрева. Греющий пар подается
в обе ступени перегрева через небольшого размера
входные патрубки, находящиеся на торце СПП, проти-
воположном тому, где входит основной поток пара.
На торце находятся и патрубки дренажа греющего
пара. Выход основного потока пара производится че-
рез два патрубка в верхней части корпуса. Трубки
промперегревателей — оребренные.
Результаты испытаний вертикального сепаратора
фирмы ДЭ [125] показаны на рис. 4-10. Здесь дана
зависимость эффективности сепаратора т]ссп от коли-
чества поступающей влаги (в долях от максимальной
расчетной) GKn/(бЕЛ)о- Эффективность т]Сеп=0,98-н
0,995.
Рис. 4-20. Сепаратор-промперегреватель фирмы ДЭ.
а? — подвод основного потока пара; 2— подвод греющего пара; 8—выход основного потока пара; 4 — дренаж греющего пара; 5 —
элементы сепаратора; 6 — трубный пучок первой ступени промперегрева; 7 — то же второй ступени.
«—580
113
Рис. 4-21. Сепаратор-промперегреватель турбин фирмы «Тосиба».
1 — вход основного потока пара из ЦВД; 2 — коллектор-распределитель основного потока пара; 3 — сепаратор; 4 — вход грею-
щего пара нз отбора ЦВД; 5 — секции труб первой ступени перегрева; 6 — вход греющего пара начальных (перед турбиной}
параметров; 7 — секции труб второй ступени перегрева; 8 — выходные патрубки основного потока пара к ЦНД; 9 — дренаж
сепарата (к ПНД); 10 — выход конденсата из первой ступени перегрева (в ПВД); 11— то же из второй ступени (к ПВДЦ
12 — трубные доски; 13 — люкн; Z—сухой насыщенный или перегретый пар; // — влажный пар; /// — дренаж.
Фирма «Тосиба» (см. § 5-4) применяет как сепа-
раторы, так и сепараторы-промперегреватели (СПП).
Разделительное давление рРазд~1,1 МПа, влажность
пара на выходе из ЦВД ух—12%. Для проектируемых
агрегатов рэ— 1000-н 1200 МВт планируются два СПП
с двухступенчатым промперегревом до /ПП=268,5°С.
Конструкция такого СПП видна из рис. 4-21. Ос-
новной поток пара из ЦВД входит в СПП с торца
и поступает в центральный разделительный коллектор.
Из него через отверстия, расположенные внизу, пар
расходится в две боковые секции сепаратора шеврон-
ного типа, выполненные со сложной системой зигзаго-
образных пластин. Сепарат дренируется через несколь-
ко выходных патрубков в дне СПП и направляет-
ся в ПНД установки. Пар после каждого сепаратора
идет вверх и проходит последовательно через первую
и вторую ступени промперегревателя, между их труб-
ками. Выход основного потока осуществляется через;
три выходных патрубка соответственно числу ЦНД
агрегата. Греющий пар из отбора ЦВД и начальных
перед турбиной параметров также поступает с торца
СПП и проходит внутри трубок. Выход конденсата
греющего пара, как и подвод пара, производятся через-
торец СПП.
Важнейшей проблемой создания эффективного СПП
такой конструкции является равномерное распределе-
ние всех потоков и обеспечение равномерного темпе-
ратурного поля на выходе. Этим задачам, так же как
и снижению потерь давления в тракте, фирма уделяет
большое внимание, проводя комплекс исследований-
1126]. Опыты показали, что в самых худших из ре-
жимов при г/!=15% конечная влажность г/2=0,3%.
Результаты работы ряда СПП и поломки в не-
которых из них разобраны в § 7-4.
ГЛАВА ПЯТАЯ
КОНСТРУКЦИИ ТУРБИН
5-1. КОНСТРУКЦИИ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ
И ЗАРУБЕЖНЫХ ТУРБИН, РАБОТАЮЩИХ
ПЕРЕГРЕТЫМ ПАРОМ
Турбины заводов СССР
Турбины, работающие перегретым паром,
могут устанавливаться на АЭС со многими ти-
пами реакторов. Конструкция турбины опре-
деляется в первую очередь начальными пара-
метрами пара.
На многих АЭС с газоохлаждаемыми реакторами,
работающими на природном уране (реакторы магпок-
сового типа), на входе в турбину давление пара мень-
ше 5 МПа, а начальная температура не превосходит
400°С. Особенность таких турбин — небольшие распо-
лагаемые теплоперепады, большой удельный объем пара
на входе
Как правило, эти турбины имеют два подвода пара
(схема двух давлений). Ступени турбины после второ-
го подвода пара обычно располагаются во втором ци-
линдре или выделяются в особую группу первого ци-
линдра. На втором подводе пара устанавливается своя
паровпускная арматура.
Значительные объемные пропуски пара на входе
в турбину предъявляют особые требования к конструи-
рованию клапанов и паропроводов впуска из-за боль-
114
ших их размеров. То же самое относится к турбинам
с перегревом для АЭС с водоохлаждаемыми реакто-
рами.
Турбины АЭС с усовершенствованными и
высокотемпературными газоохлаждаемыми ре-
акторами мало отличаются от турбин ТЭС на-
те же параметры. Отличия в основном каса-
ются проблем регулирования блока и его экс-
плуатации. То же самое можно сказать о тур-
бинах высоких параметров для АЭС с БНР и
ВГР на БелАЭС.
Некоторые турбины перегретого пара почти
полностью повторяют конструкции, применяе-
мые на ТЭС, хотя по тем или иным причинам
они часто работают с несколько измененными
параметрами пара.
На БелАЭС установлены турбины
К-100-90-6* ЛМЗ с начальными параметрами
* В индексации турбин, принятой в СССР, пер-
вая буква К означает, что турбина конденсацион-
ная, первая цифра — номинальную мощность в ме-
гаваттах, вторая цифра-— абсолютное начальное-
давление пара в кгс/см2, третья цифра — поряд-
ковый номер варианта завода. На ТЭС турбина
К-100-90 работает при р0=8,8 МПа и /0=535°С
р0=7,5-;-8,8 МПа и /о=5ОО-^52О°С л реакторы
водографитового типа с ядерным перегревом.
Первый блок имел неполную двухконтурную
схе'му, второй блок — одноконтурный, с двумя
турбоагрегатами. И в том и в другом случае
через турбинную установку проходит радио-
активный пар.
Принципиальные схемы блоков приведены
в [46], продольный разрез турбины — в [69].
Турбина К-100-90-6 является стандартной тур-
биной ЛМЗ. Турбина— двухцилиндровая с со-
пловым парораспределением, частота враще-
ния и—50 с-1; ЦВД имеет одновенечную ре-
гулирующую ступень и 19 ступеней активного
типа, ЦНД выполнен двухпоточпым с 5 ступе-
нями в каждом потоке при кольцевой площади
последней ступени (одного потока) 0=4,2 м2
и длине последней лопатки 665 мм.
Во время испытаний второй блок БелАЭС
показал высокую среднегодовую экономичность:
^=37,4»/0 и ч^»=34,4«/, [18].
На БелАЭС устанавливается блок с реак-
тором на быстрых нейтронах БНР-600 элек-
трической мощностью Рэ=600 МВт [52]. Схе-
ма блока представлена на рис. 5-1. Высокие
параметры пара перед турбиной: р0=13 МПа,
?о=5О5°С и промежуточный перегрев пара до
/пл=505°С — позволяют использовать стан-
дартную паровую турбину К-200-130 ЛМЗ,
широко распространенную на электростанци-
ях СССР и ряда других стран, но работаю-
щую на ТЭС с /о=54О и 565°С.
Продольный разрез турбины К-200-130
приведен в [69]. Турбина на п=50 с-1 имеет
три цилиндра и сопловое парораспределение.
Проточная часть ЦВД состоит из одновенеч-
пой регулирующей ступени и 11 ступеней,
ЦСД — из 11 ступеней, а в ЦЫД имеются два
потока по 4 ступени. Предпоследняя ступень
ЦНД— двухъярусная (ступень Баумана), по-
следняя ступень — с лопаткой /z=765 мм.
Кольцевая площадь каждого выхода (полу-
торного) 0=7,13 м2. Полная длина турбины
20,55 м, агрегата 30,85 м, общая масса турби-
ны 560 т.
При испытаниях турбина показала высокую
экономичность: полный внутренний к. п. д. каж-
дого цилиндра с учетом потерь в паровпуске
и выходном патрубке составил:	=83,5 °/0;
,)“сд=91,8»/0; Сд=85°/о-
Работы МЭИ в области аэродинамики
сверхзвуковых решеток и последних ступеней
позволили ЛМЗ провести модернизацию тур-
бины, касающуюся в основном ЦНД. В ре-
зультате модернизации экономичность ЦЙД
возросла на Ат]^вд/^0£-=4,5-<-6,5°/о, а всей
установки — на Аг]э/‘Пэ> 1 % [47].
Рис. 5-1. Принципиальная схема блока с БИР БелАЭС
(Рэ=600 МВт).
I — парогенератор Ма-ЩО; 2 — паровая турбина; 3 — электриче-
ский генератор: 4 — конденсатор; 5 — конденсатоочистка; 6 —
группа ПНД (четыре ступени); 7— деаэратор (0,6 МПа), 8—
группа ПВД (три ступени); 9— система газового разогрева на-
триевых контуров.
Ожидаемый к. п. д. паротурбинной уста-
новки блока с БНР-600 равен т]бр=42% [5].
Турбина мощностью Ра= 1000-^-1200 МВт
проектируется для работы с водографитовым
реактором с начальным перегревом РБМКп,
при этом перед турбиной параметры пара
р0=6,5 МПа, Zo=45O°C [42].
Турбины зарубежных фирм
Турбостроительные фирмы АЕИ, АДЭ, ЕЕ
и «Парсонс» выпускают турбины для англий-
ской энергетики и на экспорт. Фирмами созда-
но и спроектировано много турбин на перегре-
том паре, главным образом для АЭС с газоох-
лаждаемыми реакторами.
Фирма «Парсонс» изготовила несколько
турбин для ГГР магноксового типа. Турбина
Рэ=142,5 МВт выполнена на п=25с-1, осталь-
ные турбины имеют меньшую мощность и ча-
стоту вращения /2=50 с-1. Для АЭС
с ГГРу фирма «Парсонс» вместе с фир-
мой АДЭ спроектировала турбины Гэ=
—660 МВт на параметры р0=16 МПа, /0=
=538°С и tnn=538°С; эти турбины близки по
конструкции к турбинам для ТЭС, п=.50 с-1.
Турбины Рэ=325 МВт фирмы ЕЕ для АЭС
с ГГРм работают в цикле двух давлений (рт0=
=4,5 МПа, рпо=1,75 МПа, А0=Р10=394°С).
Турбины — четырехцилиндровые [61], облопа-
чивание—активного типа, частота вращения
п=50 с-1.
Фирма ЕЕ изготовила турбину Р3=ЗООМВт
на ро=15,9 МПа и f0=519°C с промежуточным
перегревом пара до £Пп—519°С (при рпп=
=3 МПа). Турбина предназначена для АЭС
8*
115
Рис. 5-2. Тепловая схема АЭС «Cvnep-Феникс» с ВНР
(Рэ=1200 МВт).
1 — испаритель парогенератора; 2 — перегреватель; 3 — промпе-
регреватель; 4 — приемный бак; 5 — ЦВД турбины; б — ЦСД;
7 — ЦНД; 8 — электрогенератор; 9 — конденсатор; /0 — конден-
сатный насос; /7 — кондснсатоочистка; 12— группа ППД; 13—
деаэратор; 14 — питательный насос с турбоприводом; 15— груп-
па ПВД; 16 — сепаратор; 17 — аварийный сброс в конденсатор 9.
«Даупри 2» с трехконтурной схемой с реакто-
ром БНР на жидкометаллическом натрии.
Турбина рассчитана па частоту вращения п=
=50 с-1 и имеет четыре цилиндра: одпопоточ-
ныс ЦВД и ЦСД и два двухпоточных ЦНД.
В схеме регенеративного подогрева предусмот-
рены три смешивающих подогревателя, деаэ-
ратор и три ПВД поверхностного типа. Пита-
тельный насос имеет приводную турбину, пар
в которую поступает из холодной нитки пром-
перегрева, а выход пара направляется в об-
щий конденсатор; /п.в—288°С.
Турбина фирмы АЕИ Рэ=660 МВт на ро=
=16 МПа, /0=Лт=538°С состоит из пяти ци-
линдров; внешний корпус ЦВД имеет гори-
зонтальный разъем, внутренний — без разъема
и диафрагмы монтируются с торца. ЦВД и
ЦСД вместе с корпусами подшипников распо-
лагаются на едином стальном фундаменте.
Для восстановления давления в выходном па-
трубке применяется интегральная конструкция
ЦПД и конденсатора [61].
На АЭС «Линген» в ФРГ установлены ре-
актор ВВРк с двухконтурной схемой и огне-
вым (на мазуте) перегревом пара и турбина
фирмы АЕГ мощностью 250 МВт.
Планируемые АЭС с ГГРт мощностью
Рэ=300 МВт (первая из них АЭС «Шмеехау-
зен») рассчитаны на обычные для ТЭС пара-
метры пара (см. приложение).
Для АЭС «Нидерайхбах» фирмой КВУ из-
готовлена турбина Рэ=100 МВт на п=50 с-1.
Электростанция имеет газоохлаждаемый реак-
тор (теплоноситель СО2, замедлитель D2O) и
рассчитана на параметры пара перед турбиной
ро=1О,5 МПа и Ц=530°С, конечное давление
рк=2,7 кПа.
Для АЭС «Калкар» с БНР фирмой КВУ
изготавливается турбина Рэ=300 МВт на п=
=50 с 1 с последней лопаткой длиной /=
= 1080 мм.
Фирма КВУ имела заказ на несколько тур-
бин для АЭС (США) с ГГРт и обычными для
ТЭС параметрами пара (см. приложение).
Каждая турбина рассчитана на Рэ=600-^-
814 МВт и /1=60 с-1.
Французские турбины перегретого пара для
АЭС изготавливаются фирмой «Альстом», ны-
не объединенной с фирмами «Рато-Шнейдер»
и МАИ. Турбины имеют максимальную мощ-
ность 280 МВт и спроектированы на п=
=50 с-1 с дроссельным (кроме турбин для
АЭС «Бреннилис») парораспределением.
Для АЭС «Феникс» с БНР фирмой КЕМ
изготовлена турбина Рэ=250 МВт с сопловым
парораспределением [156].
Для АЭС «Супер-Феникс» с БНР планиру-
ется установка агрегата мощностью Р8=
=1200 МВт на ро=18 МПа и /0=487°С с па-
ровым промпсрегревом. Схема пароводяного
контура этой трехконтур ной АЭС показана на
рис. 5-2 [74].
Фирме «Вестингауз» заказаны турбины для
АЭС «Фултон» и других АЭС, имеющих ге-
лиевые высокотемпературные реакторы ГГРт.
Мощность турбин Рэ=600-^-770 МВт (см. при-
ложение) .
Серия турбин, выпускаемых фирмой ДЭ
(Рэ=900 МВт), предназначена для АЭС
с ВВРд для работы слабоперегрстым паром.
Поскольку тепловая схема и конструкция соб-
ственно турбин с небольшим перегревом не
столь сильно отличаются от установок на на-
сыщенном паре, эти турбины рассмотрены
в § 5-4.
В США планируется строительство АЭС
„Клинч Ривер“ с БНР [124]. Турбина — на п—
= 60 с’1, Рмакс = 439 МВт и РНОМ = 376 МВт
Э	Э
(см. приложение). Номинальный расход пара
G = 420 кг/с.
Кроме отмеченных выше турбин, работаю-
щих или спроектированных для работы на пе-
регретом паре, отмстим ряд японских турбин,
в том числе для АЭС «Моньи» с БНР мощ-
ностью Ро=300 МВт па /1=60 с-1, р0=
= 12,5 МПа и £0=473°С.
5-2. КОНСТРУКЦИИ ОТЕЧЕСТВЕННЫХ ТУРБИН,
РАБОТАЮЩИХ НАСЫЩЕННЫМ ПАРОМ
В СССР турбины насыщенного пара для
АЭС с водоохлаждаемыми реакторами проек-
тирует и изготавливает ХТГЗ. Проект турби-
ны К-1000-60/3000 ЛМЗ см. рис. 4-8.
Турбины ХТГЗ устанавливаются на отече-
ственных и ряде зарубежных АЭС с ВВРд и
ВГРк. Заводом изготовлены турбины мощно-
116
стью 75, 220 и 500 МВт, в производстве нахо-
дятся турбины Рэ=750 и 1000 МВт. ХТГЗ вы-
пускает турбины насыщенного пара как на
и=50 с-1, так и на п=25 с-1. Основные ха-
рактеристики этих турбин приведены в прило-
жении.
Подробные сведения о турбинах ХТГЗ име-
ются в [51].
Быстроходные турбины
Серия быстроходных турбин рассчитана на
п=50 с-1. В этой серии турбин ХТГЗ исполь-
зован опыт создания турбин высоких парамет-
ров пара для ТЭС мощностью 100, 150, 300 и
500 МВт; широко используются элементы
вплоть до целых ЦНД, применяемые в боль-
ших сериях турбин высоких параметров ТЭС.
Для ХТГЗ характерно использование при
проектировании результатов научно-исследо-
вательских работ, проводимых как на самом
заводе, так и с привлечением других научных
коллективов, в частности ЦКТИ, ХПИ, МЭИ,
ЛПИ, ВТИ.
Турбина К-75-30 состоит из двух цилинд-
ров, мощность агрегата РО=75 МВт, расчет-
ные параметры пара: ро=2,85 МПа, /0=231°С
[51, 61]. В турбине предусмотрено дроссель-
ное парораспределение с подводом пара через
два регулирующих клапана. После ЦВД при
давлении Рразд^ОД МПа и влажности у\=
= 12,1 % пар направляется во внешние сепара-
торы, а затем в ЦНД, повторяющий ЦНД тур-
бины К-100-90 ХТГЗ. Длина лопатки послед-
ней ступени /=740 мм, площадь выхода одно-
го потока £2=4,85 м2.
Турбины К-75-30 (сначала К-70-29) уста-
новлены на НВАЭС и на АЭС «Райнсберг»
(ГДР) с реактором ВВРд. Тепловая схема
включает три ПНД., деаэратор (р=0,33 МПа)
Рис. 5-3. Тепловая схема турбинной установки ХТГЗ
с турбиной К-220-44.
1 — парогенератор; 2 — турбина; 3— электрогенератор; 4 — кон-
денсатор; 5—группа ПНД (пять ступеней); 6 — деаэратор
0,6 МПа; 7—группа ПВД; 8 — сепаратор-промперегреватель
(см. приложение).
и два ПВД. Подогрев воды производится до
/ПВ=195°С. Благодаря организации шести от-
боров при 14 ступенях (в одном потоке) про-
точной части удалось достигнуть высокой эф-
фективности влагоудаления (Чг=0,15—^-0,16).
Габаритные размеры турбины: длина 12,8 м,
ширина вместе с сепараторами 15,7 м, высота
4,2 м.
Опыт эксплуатации этих турбин и комплекс
исследований, проведенных непосредственно
на АЭС, позволили заводу обоснованно перей-
ти к созданию турбин большей мощности.
Турбина К-220-44 спроектирована на ро=
=4,3 МПа и /0=255°С и предназначена для
большой серии АЭС с ВВРд (первые турбины
изготовлены в 1969 г.).
Тепловая схема турбины показана па рис.
5-3. После ЦВД при рразд=0,3->-0,33 МПа пар
направляется в СПП. Перегрев пара произво-
дится до /пп=240°С отборным паром за вто-
рой ступенью ЦВД при ротб=1,9 МПа, а за-
тем паром начальных параметров.
Турбина состоит из одного ЦВД и двух
двухпоточных ЦНД (рис. 5-4) и спроектиро-
вана с сопловым парораспределением и че-
тырьмя регулирующими клапанами. В настоя-
щее время на основе опыта эксплуатации тур-
бина переведена па работу при дроссельном
парораспределении. При этом сохранены га-
рантии по экономичности [40]. Подвод пара
производится через четыре стопорных клапана,
показанных на рис. 5-5.
После ЦВД пар направляется в СПП, кон-
струкция которого разобрана в § 4-4; перед
ЦНД установлены отсечные поворотные за-
слонки (см. рис. 4-2,а).
В ЦВД расположены 6 ступеней. Ротор
ЦВД цельнокованый, рабочие лопатки с гриб-
ковыми хвостовиками. В ЦНД, имеющем про-
точную часть, аналогичную ЦНД серийных
турбин К-300-240 и К-500-240 ХТГЗ, по пять
ступеней в потоке. Турбина спроектирована
в двух модификациях: при расчетном рк=
=2,9 кПа — с последней лопаткой длиной
1030 мм, нп=559 м/с и £2=8,19 м2 и при рк=
=5,2 кПа -— с лопаткой /=852 мм, цп=
=503 м/с, £2=6,26 м2.
Ротор ЦНД сварно-кованый, состоит из се-
ми участков. Роторы турбины имеют следую-
щие (с учетом податливости) критические ча-
стоты: ЦВД—-35,5 с-1 (т. е. гибкий), ЦНД —
58,4 с-1 (т. е. жесткие). Наибольший диаметр
шейки вала 520 мм. Все диафрагмы турбины
стальные; в ЦВД половинки диафрагм сбол-
чиваются. В последней ступени ЦНД сопловые
лопатки полые, с внутриканальной сепараци-
ей, конструкция лопаток представлена в §3-1.
Высокая эффективность сепарации в такой си-
стеме позволила применить последнюю лопат-
ку с окружной периферийной скоростью ип=
117
Рис. 5-4. Паровая турбина К-220-44 ХТГЗ.
а — продольный разрез. Показан один из двух ЦНД; б — попе-
речный разрез по паровпуску.
—559м/с. Кромки рабочих лопаток последних
ступеней ЦНД для защиты от эрозии имеют
электроискровое упрочнение Выход из ЦВД
производится через ресиверы диаметром
1200 мм. Корпус ЦВД сварно-литой. Матери-
алы, из которых изготовлены основные детали
турбины, представлены ниже, в табл. 5-2.
Фундамент турбины рамного типа, на кото-
рый опирается посредством выносных опор ро-
тор и через лапы цилиндр высокого давления.
Опоры ЦНД встроены в патрубки и связаны
с ригелями фундамента через металлоконст-
рукции ЦНД. По периметру патрубка распо-
ложены балконы ЦНД. Фикс-пункт находится
в поперечной плоскости, проходящей через се-
редину ЦНД 1; второй фикс-пункт имеется
у ЦНД 2 и образуется двумя поперечными
шпонками в фундаментных плитах. Таким об-
разом, оба ЦНД не имеют между собой жест-
кой связи и соединяются кожухом, закрываю-
щим участок валопровода между ними.
Полные размеры турбины: длина 23,2 м,
ширина 8,7 м, высота 6,25 м. Масса турбины
710 т.
Рис. 5-5. Стопорный клапан подвода пара турбины
К-220-44 ХТГЗ.
118
Рис. 5-6. Тепловая схема турбинной установки с турби-
ной К-500-65/3000 ХТГЗ.
1 — кавальный реактор ВГРк; 2 — барабан-сепаратор; 3 — бар-
-ботер; 4 — технологический конденсатор; 5 — пятицилиндровая
турбина; 6 — сепаратор-перегреватель; 7 — электрический гене-
ратор; 8 — основной конденсатор; 9 — конденсатоочистка; 10 —
группа ПНД (четыре ступени); 11— деаэратор (0,5 МПа); 12—
пар иа уплотнения турбины; 13 — главные циркуляционные на-
сосы (см. приложение).
Система регулирования турбины, конст-
рукция СПП, вопросы и итоги ее эксплуата-
ции см. в § 6-2, 4-4, 7-1, 7-2 и 7-4.
Турбина К-500-65/3000 изготовлена
в 1970 г. В эксплуатации на ЛАЭС и других
электростанциях находится несколько таких
агрегатов. Турбина Рэ=500 МВт рассчитана
на работу с ВГРк при р0=6,45 МПа, /о=280°С
и рк=3,9 кПа. При том же разделительном
давлении рразд=0,35 МПа, что и в турбинах
К-220-44 (это объясняется использованием
одного и того же ЦНД), осуществляются
внешняя сепарация и двухступенчатый пере-
грев пара до /пп=265°С. В турбине преду-
смотрено шесть регенеративных отборов, /п.в=
=166°С (рис. 5-6).
Влажность пара перед сепаратором z/i=
— 15,3%, а за последней ступенью г/к=7,1%.
При расходе пара в конденсатор 444 кг/с вы-
ходная потеря составляет =43,5 кДж/кг,
.а расчетный к. п.д. установки т]эбр — 32,4%.
В турбине (рис. 5-7) выполнено дроссель-
ное парораспределение, подвод пара осущест-
вляется через два блока сдвоенных комбини-
рованных стопор но-регулирующих клапанов,
присоединенных к нижней половине ЦВД.
Такая конструкция компактна, уменьшает рас-
ход металла и существенно сокращает поте-
ри дросселирования.
Турбина (на п=50 с-1) состоит из пяти
цилиндров (рис. 5-7,п). Конструкция с че-
тырьмя ЦНД, симметрично расположенными
по обе стороны ЦВД, применена впервые в ми-
ровом турбостроении. К ЦВД (рис. 5-7,6) по
обе стороны присоединяются по два двухпо-
точных ЦНД, близких по конструкции к ЦНД
турбины К-220-44 и широко использующих
элементы ЦНД турбин К-300-240 и
К-500-240. Высота последней лопатки I—
=852 мм.
Во всех цилиндрах турбины принята двух-
поточная конструкция. В каждом потоке ЦВД
и ЦНД по пяти ступеней. Материалы деталей
турбины см. в табл. 5-2. Выбор материалов
учитывает специфические особенности работы
установки на радиоактивном паре и возмож-
ность повышенного коррозионно-эрозионного
износа в области плотного влажного пара. По-
этому здесь шире, чем в турбине К-220-44
ХТГЗ, предназначенной для работы на двух-
контурных АЭС, используются высокохроми-
стые стали, а также стали аустенитного
класса.
Корпус ЦВД двойной; в первых двух ступе-
нях его, как и в ЦНД, диафрагмы располага-
ются в обойме, образующей внутренний кор-
пус. Подвод пара в ЦНД выполняется через
нижнюю половину; из каждого ЦНД пар вы-
ходит в свой конденсатор. Выходные патруб-
ки ЦНД сварные.
Каждый ротор турбины покоится на двух
опорных сферических подшипниках. Эти под-
шипники могут быть как обычного типа со
сплошной баббитовой заливкой, так и сег-
ментными. В последнем случае не только по-
вышается устойчивость агрегата, но сущест-
венно снижаются механические потери, что
ощутимо в такой конструкции с большим чис-
лом роторов и опор. Упорный подшипник типа
Кингсбери располагается между ЦВД и ЦНД.
Для уменьшения мощности холостого хода и
повышения надежности подшипников приме-
няется гидравлический подъем роторов при
работе на валоповоротном устройстве, которое
располагается между двумя ЦНД. В турбине
предусмотрено четыре фикс-пуикта: у ЦНД
1, 2 и 4 и общий — для ЦВД и ЦНД 3. Фун-
дамент агрегата рамный, со встроенными
в выходные патрубки ЦНД опорами, связан-
ными с ригелями фундамента.
Все роторы турбины жесткие (с учетом по-
датливости опор). Схема уплотнений показана
на рис. 4-5,6 и в. Отсечные клапаны (заслон-
ки) располагаются после каждого СПП. Кон-
струкция СПП рассмотрена в § 4-4. В компо-
новке агрегата обращает внимание располо-
жение всех трубопроводов ниже отметки об-
служивания. Ресиверы выполнены из нержа-
веющей стали, сварными. Длина турбины 40 м,
119
iidoww'aHjz
тзяпнитппдои
h/^дл ттшлгтдои
43Q
д^тпниптдои
43Q
д-js/ ттнигппдои-
^0
j /о/у wnnu-птпдои
I ^0
^//TJxmuvTTigoLJ
120
Рис. 5-7. Турбина К-500-65/3000 ХТГЗ.
а — продольный разрез турбины; б — цилиндр высокого давления; в — поперечный разрез по паровпуску.
121
Рис. 5-8. Паровая турбина К-750-65/3000 ХТГЗ (Ра=750 МВт, п=50 с-1). По обе стороны ЦВД располагаются по
два ЦНД.
длина всего агрегата с электрогенератором
57 м. Масса агрегата 1523 т, масса четырех
конденсаторов— 1170 т.
Схема регулирования рассматривается
в § 6-2, а в гл. 7 представлены данные по экс-
плуатации агрегата. В связи с установкой
двух турбин на блок предусмотрена независи-
мая работа каждого агрегата.
Кроме описанных выше трех турбин насы-
щенного пара на ХТГЗ спроектирована турби-
на К-750-65/3000 на п=50 с-1. Две такие тур-
бины при тепловой схеме, близкой к схеме
турбины К-500-65/3000, и тех же начальных
параметрах пара (р0=6,45 МПа, пар насы-
щенный) и рк=4,4 кПа комплектуются с ре-
актором ВГРк-1500, т. е. также работают ра-
диоактивным паром. Температура питатель-
ной воды /п.в=185=190°С, промперегрев до
6ш=263°С, конечная расчетная влажность
//к=0,14. Расчетный к. п.д. установки ?]б₽ —
=33,7%.
Основными особенностями по сравнению
•с турбиной К-500-65/3000 являются применение
лопатки последней ступени длиной 1030 мм,
повышение примерно в 1,5 раза разделитель-
ного давления. Для увеличения экономично-
сти ЦВД при меныпсм его теплопсрепаде сни-
жаются диаметры как ступеней, так и конце-
122
вых уплотнений. При этом ротор высокого
давления становится уже гибким, однако рас-
положение его между четырьмя жесткими ро-
торами ЦНД обеспечивает надежную работу
всего валопровода (рис. 5-8). Длина агрегата
без электрогенератора равна 41,4 м.
Тихоходные турбины
Заводом спроектирована и начата изготов-
лением серия тихоходных (на п=25 с-1) тур-
бин мощностью 500 и 1000 МВт, рассчитанных
на работу насыщенным паром как для ВВРд,
так и для ВВРк при двух значениях конечно-
го давления рк=5,8 кПа и рк=3,9 кПа. Серия
турбин имеет большую степень унификации,
в частности по проточным частям. Конструк-
тивные схемы турбин серии показаны на рис.
5-9. Важнейшие характеристики турбин пред-
ставлены в табл. 5-1.
Во всех турбинах используется почти не-
изменная проточная часть высокого давления,
имеющая семь ступеней активного типа с d=
=1,7м и высотами лопаток от/—86 и 114 мм
до /=240 мм. Часть среднего давления в за-
висимости от рк и, следовательно, числа ЦНД
имеет 4 или 5 ступеней с с/к^2,0 м и высота-
ми рабочих лопаток от /=220 до /=500 или
600 мм. В каждом потоке ЦНД — 4 или 5
Таблица 5-1
Унификация тихоходных (на п = 25 с-1) турбин ХТГЗ
Модификация	Мощность, МВт	рк, кПа	Число ступеней				Длина турби- ны, м	Масса турбины (без конденсато- ра), т
			ЧВД	ЧСД	чнд	Всего		
1а	500	5,8	7	5	2X4	20	24,8	1400
16	500	3,9	7	5	4X5	32	36,3	2100
11а	1000	5,8	2X7	2X5	4X4	40	45,0	2450
Шб	1000	3,9	2X7	2X4	6X5	52	56,5	3100
Ша	1000	5,8	2X7	—	4X7	42	38,2	2400*/2700**
Шб	1000	3,9	2X7	—	6X7	56	50,7	3100*/3500**
* С боковыми конденсаторами.
** С подвальными конденсаторами.
ступеней. Последняя ступень имеет длину ра-
бочей лопатки /=1450 мм, отношение 0=2,86,
кольцевую площадь й=19 м2 (рис. 5-10). Все
турбины с дроссельным парораспределением.
Для турбин мощностью Рэ= 1000 МВт име-
ется модификация без ЦСД. В этом случае
Рис. 5-9. Конструктивные схемы серии тихоходных тур-
бин ХТГЗ (см. табл. 5-1).
ЦВД тот же, что и в предыдущих модифика-
циях, а ЦНД имеет уже семь ступеней с вы-
сотой первой рабочей лопатки /=100 мм или
/=75 мм (первое значение относится к вари-
анту Ша, второе — к Шб).
Рассмотрим некоторые общие принципы,
заложенные ХТГЗ при проектировании серии
тихоходных турбин [60].
1. Широкое использование конструктивных
и технологических решений, апробированных
в быстроходных турбинах завода. Сюда отно-
сятся использование сварных жестких рото-
ров, типы подшипников, применение нержаве-
ющей стали для сварных диафрагм высокого
давления, сболчивание половин диафрагм,
защита посадочных мест и разъемов наплав-
ками и наделками из нержавеющей стали,
комбинированные стопорно-регулирующие кла-
паны, система влагоудалеиия, в том числе
полые сопловые лопатки последних ступеней
с внутриканальной сепарацией..
2. Невозможность или нежелательность
пропорционального увеличения размеров де-
талей по сравнению с быстроходными агрега-
тами. Это объясняется ограничением габаритов
ряда деталей по условиям транспортировки;
чрезмерным утяжелением некоторых деталей;
трудностями обеспечения необходимой жест-
кости, достаточной для надежной центровки;
трудностями при выполнении фундамента, от-
вечающего требованиям статической и дина-
мической прочности и жесткости.
Рис. 5-10. Последняя лопатка тихоходных (на п=25 с ’)
турбин ХТГЗ длиной 1450 мм.
123
Турбина К-500-60/1500 (рис. 5-11) предна-
значена для АЭС с ВВРд электрической мощ-
ностью 1000 МВт (две турбины на один реак-
тор) и рассчитана па работу насыщенным па-
ром с ро=5,88 МПа, с внешней сепарацией при
Рразд^1,2 МПа и двухступенчатым промпере-
гревом до Znn=250°C. Предусмотрено семь от-
боров пара для регенеративного подогрева пи-
тательной воды до /п.в=223°С. Расчетное дав-
ление рк=5,8 кПа (см. приложение).
Подвод пара производится через два ком-
бинированных стопорно-регулирующих клапа-
на (см. рис. 4-1,а) к нижней половине цилинд-
ра. После СПП предусмотрены отсечные кла-
паны (рис. 5-12). Турбина состоит из двух
цилиндров (рис. 5-11,а). В первом цилиндре
совмещены ЧВД и ЧСД с противоположным
направлением потоков, во втором — двухпоточ-
ный ЦНД. Однопоточная конструкция ЧВД и
ЧСД позволила иметь достаточные высоты ло-
Рис. 5-11. Турбина ХТГЗ насыщенного пара Рэ = 500 МВт на
и=25 с-1.
а продольный разрез; б — поперечное сечение по боковым конденса-
торам; 1 — конденсатор; 2 — гибкие опоры; 3 — компенсаторы; 4 — кор-
пус подшипника; 5 — корпус ЦНД; 6 — ПНД (см. рис. 5-11,6 на стр. 126).
а)
124
латок и тем самым относительно высокий
к. п.д. и использовать без изменений проточ-
ные части путем удвоения для турбины мощ-
ностью 1000 МВт. Облопачивание ЧВД и
ЧСД— обычного для ХТГЗ активного типа
с ленточными бандажами, довольно большими
хордами рабочих лопаток и хвостовиками
грибковой конструкции.
Ротор первого цилиндра сварной — из че-
тырех элементов, барабанной конструкции,
что позволяет снизить уровень термических на-
пряжений при резком изменении температуры
пара при пуске и сбросе нагрузки. Длина ро-
тора 11 м, масса 70 т. Корпус первого цилинд-
ра двойной с внутренней частью, охватываю-
щей первые три ступени, что опять же связа-
~|
125
9000
но с необходимостью снижения термических
напряжений. Остальные ступени ЧВД распо-
лагаются в двух обоймах. Материалы, из ко-
торых изготовлен корпус и другие детали тур-
бины, приведены в табл. 5-2.
Подвод пара производится через верти-
кальные патрубки с поршневыми кольцами.
Отборы из ЧВД осуществляются после 3-й,
5-й и 7-й ступеней. Все диафрагмы ЧВД и
ЧСД, кроме последней ступени, крепятся по-
парно. Кольцевой выступ внутреннего корпуса
разделяет ЧВД и ЧСД. Для уменьшения габа-
ритов в первом цилиндре выделен отдельный
выходной патрубок, выполняемый из углеро-
дистой стали и соединенный с корпусом вер-
тикальным фланцем.
Корпус цилиндра опирается лапами на кор-
пус переднего подшипника, а выходной патру-
бок— непосредственно на фундамент с помо-
щью боковых балконов. Корпус первого ци-
линдра соединен с корпусами переднего и
средних подшипников через Т-образные
шпонки.
Каждый из роторов опирается на два
опорных подшипника со сферическими вкла-
дышами. Между цилиндрами расположен
упорный подшипник. Сварной ротор ЦНД со-
стоит из восьми дисков без центральных от-
верстий, промежуточного участка и двух хво-
стовиков. Максимальный диаметр (первых
дисков) около 3 м. Длина ротора 11,5 м, мас-
Рис. 5-12. Отсечной клапан после СПП тихоходных тур-
бин ХТГЗ.
126
Таблица 5-2
Материалы деталей турбин насыщенного пара ХТГЗ [51]
Наименование детали	При п — 50 с’1	При п = 25 с"1	Специально при одноконтурной схеме
Рабочие лопатки Ленточные бандажи Проволочные и трубчатые бандажи Рабочие лопатки послед- них ступеней Их ленточные бандажи Цельнокованые роторы Полумуфты Сварные роторы Сопловые лопатки Диафрагмы ЦВД:	12Х13-Ш (аг = 440-4-620) 12X13 (а т = 440-4-620) 12X13 15X11МФ-Ш(сг = 660-4780) 15Х11МФ 34XH3MA и 34ХНЗМФА(аг—630-4-830) 34ХН1МА(аг = 630-4-830) 32ХМ1А (аг = 470-4-640)	1 24Х2НМФА (аг = 520-4-630) |	25Х2Н4МФА 12X13 (аг = 440-^620) 08X13 (сг= 410-4-580)		
тела ободья бандажные ленты Диафрагмы ЦНД Ободья диафрагм послед- ней ступени Сегменты уплотнений	20ХМ(аг — 350-4-540) с наплав-1	— ками из стали с 12% Сг | 08X13 (аг = 410-4-580) или 12X13 12X13 ВСтЗспЗ (ог = 235) 25-Л(аг = 235) 12X13 ВСтЗспЗ		08X13 или 12X13-
Корпус ЦВД	25-Л(сг = 235 -4 500)*	—	15Х1М1Ф-Л**
Корпус блока клапанов ЦВД Корпус ЦНД и обоймы ЦНД Ресивер от ЦВД до сепа- ратора Ресиверы, линзы компен- саторов Заслонки перед ЦНД Уплотнения арматуры на влажном паре и воде Конденсаторы: корпуса (сварные)	25-Л (сг = 235-4 500) Прокат ВСтЗс Ст20(о3 ВС 25 12Х18Н9Т BCi	,пЗ(ог = 235) = 245) гЗспЗ -Л (оу = 195) 'ЗспЗ	с накладками из стали 12Х18Н10Т 12Х18Н9Т
трубные доски, водя- ные камеры трубки конденсатор- ные Эжекторы:	ВСтЗспЗ (для морской воды 1	— 12Х18Н10Т)	1 МНЖМц-5-1-1		12Х18Н9Т
корпус	ВСтЗспЗ		12Х18Н9Т
трубки * Для К-500-65/3000 — нару ** Для К-500-65/3000—внут с — в МПа. т	МНЖМц-5-1-1 жный корпус, ренний корпус.		127
са 156 т. В отличие от сварных роторов бы-
строходных турбин ХТГЗ хвостовые части вы-
полняются отдельно от дисков, что облегчает
изготовление ротора.
Диафрагмы в ЦНД также сварные, со
сболченными половинами. Корпус ЦНД — од-
ностопный, опирается на фундамент боковыми
лапами. В этих лапах находятся специальные
пружины, воспринимающие около половины
нагрузки неподвижных частей ЦНД. Корпуса
подшипников опираются непосредственно на
массивные тумбы фундамента. Корпуса кон-
цевых уплотнений жестко соединены с корпу-
сами подшипников и имеют гибкие связи с кор-
пусом ЦНД.
Такая конструкция цилиндра позволяет
в значительной степени снять с громоздких
выходных частей турбины функции несущей
конструкции. Деформации выходных патруб-
ков под действием атмосферного давления или
неравномерного нагрева не нарушают цен-
тровку проточной части.
В данной конструкции вертикальная на-
грузка на фундамент определяется массами
ротора и неподвижных частей ЦНД (всего
примерно 550 т). Масса же конденсаторов, со-
ставляющая с водой около 1800 т, в нагруже-
нии фундамента собственно турбины не уча-
ствует.
В турбине принята схема с боковым выхо-
дом пара из ЦНД и боковым расположением
конденсаторов (рис. 5-11,6). Преимуществами
такой конструкции являются существенное
упрощение и ужесточение фундамента турби-
ны, уменьшение высоты фундамента. Боковой
выход пара сокращает окружную неравномер-
ность давления за лопатками последней ступе-
ни, что в немалой степени повышает их ди-
намическую надежность; более благоприятны
условия для восстановления давления от по-
следней ступени к конденсатору; также улуч-
шается центровка агрегата.
В то же время недостатками такой конст-
рукции являются дополнительные сложности
при ремонте и обеспечении плотности, так как
увеличивается общая протяженность вакуум-
ных разъемов (в конструкциях ХТГЗ по срав-
нению с подвальным расположением конден-
сатора эта протяженность увеличивается при-
мерно на одну треть). В боковых конденсато-
рах имеется некоторая опасность заброса
воды в проточную часть турбины.
Завод принял ряд мер для улучшения экс-
плуатационных свойств и ремонтопригодности,
значительно переработал конструкцию по
сравнению с распространенными в Англии
интегральными конструкциями боковых кон-
денсаторов. В конструкции ХТГЗ боковые
Рис. 5-13. Турбина ХТГЗ мощностью Рэ= 1000 МВт на
128
конденсаторы располагаются отдельно от тур-
бины. При этом облегчается разборка верти-
кальных разъемов за счет установленных на
выходных патрубках компенсаторов, дающих
возможность взаимных относительных переме-
щений корпуса ЦНД и конденсаторов. Конден-
саторы выполнены несимметрично относитель-
но горизонтального разъема турбины (рис.
5-11,6), что снижает опасность заброса воды.
Разделение конденсаторов па две секции по
воде сокращает мощность насосов охлаждаю-
щей воды.
Тихоходные турбины 1000 МВт могут уста-
навливаться как в одноконтурных схемах
сВГРкпри начальном давлении насыщенного
пара ^о=6,45 МПа, так и в двухконтурных
схемах с ВВРд при начальном давлении пара
ро=5,88 МПа. В последнем варианте пар на
входе может быть как насыщенным, так и
слегка перегретым (до t0=310°С). Для всех
этих случаев разработано несколько модифи-
каций турбины при значительной степени их
унификации. При этом в зависимости от рас-
четного давления в конденсаторе меняется и
число цилиндров низкого давления. Основные
конструктивные схемы и сведения по ним при-
ведены в табл. 5-1 и на рис. 5-9. Принципи-
ально отличающимися модификациями явля-
ются три:
турбина с отдельно выделенным цилиндром
среднего давления и боковыми конденсато-
рами;
турбина без ЦСД с боковыми конденсато-
рами;
турбина без ЦСД с подвальными конден-
саторами.
Преимуществами турбины с выделенными
ЦСД являются:
полная унификация проточной части с тур-
биной К-500-60/1500 при тех же ро, to и рк'
невысокие параметры пара на входе в ЦНД
и небольшое число ступеней в ЦНД, что об-
легчает конструирование этого наиболее слож-
ного элемента турбины и повышает его на-
дежность;
несколько лучшая экономичность, так как
к. п. д. ступеней ЧСД оказывается выше, чем
срабатывающих тот же теплоперепад первых
ступеней ЦНД из-за меньших размеров лопа-
ток (поток делится еще па два или при трех
ЦНД па три части). Однако в связи с потерей
выходной скорости после ЧСД и потерь в пе-
репускном ресивере между ЦСД и ЦНД раз-
я=25 с-1 для АЭС с ВВРд (вариант с ЦСД и двумя ЦНД на рк=5,8 кПа).
9—580
129
ница в экономичности двух модификаций ока-
зывается очень небольшой.
Недостатками же варианта турбины с ЦСД
являются большее число опор, более сложная
система валопровода, дополнительные ресиве-
ры между ЦСД и ЦНД, несколько большие
габариты турбины. Технико-экономически эти
варианты примерно равноценны.
Турбина К-1000-60/1500 в модификации
с ЦСД и боковыми конденсаторами (рис. 5-13)
имеет высокую степень унификации с турби-
ной К-500-60/1500 (см. табл. 5-1). Отметим
особенности этой конструкции. После ЦВД
с ротором барабанного типа пар через верх-
ние ресиверы направляется в СПП, откуда,
пройдя через отсечные клапаны (рис. 5-12),
поступает в нижнюю половину ЦСД. Пере-
пуск в ЦНД осуществляется через верхние ре-
сиверы.
Конденсаторы турбины — бокового распо-
ложения, одноходовые, последовательно
включены по охлаждающей воде. В варианте
турбины, рассчитанном на рк=5,8 кПа при
двух ЦНД, суммарная поверхность конденса-
торов составляет около 9 тыс. м2 с конденса-
торными трубками длиной 10 м. При глубоком
вакууме (рк=3,9 кПа) и трех ЦНД суммар-
ная поверхность конденсаторов увеличилась
незначительно, а длина трубок равна 9 м. При
трех конденсаторах, разделенных промежуточ-
ными водяными камерами, предусмотрены
специальные каналы для выемки трубок из
среднего конденсатора. В промежуточных во-
дяных камерах имеются проемы для подхода
к опорам подшипников на отметке обслужива-
ния турбоагрегата.
Другой модификацией турбины нс преду-
сматривается ЦСД. При давлении в конден-
саторе Рк=5,8 кПа турбина состоит из трех
цилиндров (рис. 5-14). ЦВД полностью уни-
фицирован с ЦВД рассмотренной выше тур-
бины. Далее располагаются два ЦНД. Ци-
линдр низкого давления семиступенчатый
(в каждом потоке), последние четыре ступе-
ни, включая лопатку длиной 1450 мм, унифи-
цированы с другими тихоходными турбинами
ХТГЗ.
Ротор выполнен сварным из десяти частей,'
длиной 12,5 м, пролетом (расстоянием между
осями подшипников) 10 м и диаметром шеек
800 мм. Как и роторы ЦНД других тихоход-
ных турбин, для уменьшения габарита ротор
транспортируется по железной дороге без ло-
паток двух последних ступеней; в этом случае
Рис. 5-14. Продольный разрез турбины ХТГЗ Рэ=1000 МВт на
133
диаметр его составляет около 4 м. Масса не-
облопаченного ротора равна 156 т, а облопа-
ченного — 182 т.
Корпус ЦНД двойной. Во внутреннем кор-
пусе расположены первые четыре ступени обо-
их потоков. Конструкция ЦНД обеспечивает
раздельное и независимое опирание па фунда-
мент опор подшипников, ротора и внешнего
корпуса и независимую поперечную центров-
ку внутреннего корпуса относительно фунда-
мента.
Внешний корпус сварной, к нижней поло-
вине его приваривается переходной патрубок
конденсатора. По условиям транспортировки
верхняя половина внешнего корпуса состоит
из семи частей, а нижняя — из четырех. Внут-
ренний корпус также сварной, паровпускная
часть сварно-литая. Подвеска ее обеспечивает
свободу тепловых расширений.
При расчетном давлении в конденсаторе
рк=3,9 кПа турбина имеет три ЦНД.
Конденсаторы располагаются под турби-
ной— подвально, что позволяет для однокон-
турных схем расположить всю трассировку
трубопроводов и водяную часть установки ни-
же отметки обслуживания.
Сравнивая конструкции турбины мощ-
ностью 1000 МВт без ЦСД с подвальными и
боковыми конденсаторами, отметим, что при
боковых конденсаторах ширина машинного
зала одной установки составляет 48 м, а при
подвальных — 45 м. Необходимая высота
подъема крюка мостового крана в случае бо-
ковых конденсаторов на 4—6 м меньше, одна-
ко в случае одноконтурной схемы, когда не-
обходима биологическая защита, эта разница
в высоте машинного зала существенно умень-
шается, так как высота защитного блока
определяется высотой конденсатора.
Конденсаторы турбин насыщенного пара
ХТГЗ отличаются увеличенными расходами
пара и, следовательно, большой нагрузкой.
У турбин К-220-44 имеется два конденсатора,
а у К-500-65/3000 — четыре конденсатора с по-
верхностью, равной примерно 10 тыс. м2. Та-
ким образом, на единицу поверхности в кон-
денсаторах этих турбин приходится примерно
половинная мощность по сравнению с турби-
ной К-500-240 ХТГЗ для ТЭС высоких пара-
метров.
Конденсаторы быстроходных турбин ХТГЗ—
подвальные, расположены поперек оси турби-
58230
п=25 с-1 с подвальным конденсатором и двумя ЦНД на рк=5,8 кПа.
9*
131
ны и выполняются одноходовыми по воде
с трубками длиной 9—10 м, диаметром
26/28 мм. Всего в конденсаторе 15,5 тыс. тру-
бок. В подвальном конденсаторе тихоходных
турбин 26 тыс. трубок. .Материалы, из которых
изготавливаются основные элементы и детали
конденсаторов, представлены в табл. 5-2.
Боковые конденсаторы (см. рис. 5-11,6)
у турбины К-500-60 /1500 — двухходовые,
а у турбины К-1000-60/1500 — одноходовые.
Гравитационное усилие бокового конденсатора
с водой воспринимается системой гибких
стержней, расположенных вдоль конденсатора
под каждой трубной доской [51].
Конструкции конденсаторов для АЭС
с ВВРд, т. е. при двухконтурных схемах АЭС,
практически такие же, как для ТЭС. Для АЭС
с ВГРк, т. е. при одноконтурных схемах, вно-
сятся дополнения в конструкцию, связанные
с необходимостью быстрого и полного дрени-
рования, с требованиями отсутствия застойных
зон. Для этого предусматриваются отверстия
для удаления конденсата с поверхностей дни-
ща в конденсатосборник, дополнительные от-
верстия во всех горизонтальных участках.
Во всех турбинных установках ХТГЗ при-
меняет пароструйные эжекторы. Материалы
для них см. табл. 5-2. Для двухконтурных
схем АЭС ПНД такие же, как и для ТЭС; при
одноконтурных схемах ПНД имеют специ-
альную конструкцию с трубками, выполнен-
ными из стали, 0Х18Н10Т и трубными досками
из стали 12Х18Н9Т.
В настоящее время ХТГЗ разрабатывает
проект тихоходных турбин мощностью 1500—
2000 МВт.
5-3. КОНСТРУКЦИИ ТУРБИН ЗАВОДОВ
ЕВРОПЕЙСКИХ СТРАН
В Европе турбины для АЭС производят
английские фирмы; ГЕТТ — объединение фирм
«Альстом» — «Рато» — МАН; швейцарская
фирма, включающая заводы в ФРГ, «Броун-
Бовери» (ББЦ); западногерманская фирма
КВУ; чехословацкие заводы «Шкода», швед-
ская фирма «Стал-Лаваль», а также ряд
предприятий, в основном ориентирующихся на
конструкции и лицензии других стран.
Турбины Англии
Поскольку энергетика Англии ориентирова-
на на АЭС с газоохлаждаемыми реакторами,
то английские турбостроительные заводы вы-
пускают турбины насыщенного пара в основ-
ном на экспорт.
Фирма АЕИ изготовила для электростан-
ции «Дуглас Пойнт» с ТТР турбины мощ-
ностью 220 МВт с полуторным выходом и
/2=30 с-1. Турбина имеет ЦВД, после которо-
го пар направляется в сепаратор центробеж-
ного типа п перегреватель, и три ЦНД (см.
приложение).
Для английской электростанции «Уинфрит»
с ВТР создана турбина на /г = 50 с-1 мощно-
стью 100 МВт (Р“акс— 120 МВт) на насыщен-
ном паре с ро=6,2 МПа. Турбина состоит из
двух цилиндров. В ЦВД — дроссельное паро-
распределение. Пар после 6 ступеней актив-
ного типа подсушивается во внутреннем сепа-
раторе, представляющем диафрагму с боль-
шим осевым расстоянием перед последующей
ступенью, имеющей сопловую решетку малой
кривизны (см. § 3-3). Описание конструкции
турбины и ее конденсатора см. в [61].
Фирма ЕЕ-АЕИ спроектировала для швед-
ской АЭС «Рингхалс I» с ВВРк турбину на-
сыщенного пара Рэ=400 МВт (см. приложе-
ние) и [61]. Фирма предлагает проекты [111]
турбин насыщенного пара на /г=50 с-1 еще
большей мощности, вплоть до Рэ=600=
900 МВт, с двухпоточным ЦВД и четырьмя
ЦНД. При этом удельная нагрузка выхода
возрастет до Рэ/й=10=15 МВт/м2 и GK/Q=
=8,2=12,4 кг/(с-м2) (вакуум не указан).
Общая длина турбины 1=41 м. Если приме-
нить полуторный выход, то предельная целе-
сообразная мощность быстроходной турбины
существенно возрастает и по [105] составит
около 1000 МВт.
Фирма ЕЕ-АЕИ для американских АЭС
спроектировала турбины Рэ=1170=1200 МВт
на ц=30 с-1 (см. рис. 5-15 и приложение).
Фирма «Парсонс» спроектировала серию
турбин насыщенного пара, включая турбину
мощностью Р3=1100 МВт (на /2=30 с-1).
Проточные части всех этих турбин сходны
с показанными на рис. 5-16, где представлен
продольный разрез турбины 600 МВт. Фирма
изготавливает мощные турбины насыщенного
пара с дроссельным парораспределением.
Конструкции внешних сепараторов и пром-
перегревателей фирмы рассмотрены в § 4-4.
Перед ЦНД устанавливаются отсечные кла-
паны. Клапаны высокого давления принци-
пиально не отличаются от используемых в тур-
бинах ТЭС. Специфическими особенностями
турбин насыщенного пара фирма считает
[134]: необандаженные рабочие лопатки ЦВД
(рис. 5-17,а), улучшающие эвакуацию влаги
(см. рис. 2-40) и менее чувствительные по эко-
номичности к влажному пару, а также особую
конструкцию влагоудаления из группы послед-
них ступеней ЦВД. В обойме этой группы
образованы кольцевые желобки над задними
кромками рабочих лопаток. Перед выходом
в выходной патрубок турбины или в сепара-
торы перед ЦНД отсепарированная влага
132
Рис. 5-15. Турбина насыщенного пара фирмы ЕЕ-АЕИ (Ps —1200 МВт, п—30 с *)• Показан один из трех ЦНД.
проходит через серию сопл, благодаря чему,
по мнению фирмы, улучшается сепарация и
уменьшается эвакуированная доля пара. Кро-
ме того, в двухпоточных ЦВД применяется
рассмотренная в § 3-2 (см. рис. 3-19) схема
перепуска отсепарированной влаги помимо
групп ступеней. Одним из достоинств такой
схемы фирма считает дополнительный тепло-
обмен между этой перепускаемой частью пара
и внешним корпусом ЦВД в случае изменения
нагрузки агрегата.
Для уменьшения эрозии лопаток ЦНД
в последних ступенях на входных кромках ра-
бочих лопаток устанавливаются накладки из
вольфрамохромистой стали (рис. 5-17,6). По-
следние лопатки турбин, так же как в турби-
нах ТЭС, имеют арочный бандаж, улучшаю-
щий, по мнению фирмы, динамические харак-
теристики лопаток. Следует учесть, что
установка арочного бандажа на некотором
удалении от вершины лопаток заметно снизит
экономичность ступени.
Рис. 5-16. Турбина насыщенного пара фирмы «Парсонс» (А, = 540ч-600 МВт. п = 30 с-1). Показан один из
трех ЦНД.
133
Рис. 5-17. Облопачивание тур-
бин фирмы «Парсонс».
а — необандаженные рабочие ло-
патки ЦВД; б — последние лопатки
ЦНД с арочным бандажом и г.ро-
тивоэрозионными накладками из
рольфрамохромистой стали.
Для защиты от эрозии в уплотнениях ЦВД,
так же как на неподвижных лопатках, приме-
няются кольца и покрытия из 12%-ной хро-
мистой стали.
Для улучшения маневренных характери-
стик турбин насыщенного пара в отличие от
цельнокованых (с центральным сверлением
небольшого диаметра) роторов высокого дав-
ления в турбинах ТЭС фирма использует кон-
струкцию полого барабанного типа роторов
ЦВД. В тихоходных ЦНД применяются рото-
ры с насадными дисками.
Турбины Франции
Атомная энергетика Франции до недавнего
времени в основном ориентировалась па газо-
охлаждаемые реакторы (см. § 5-1) и до 1975 г.
в эксплуатации находился всего один блок
с водоохлаждаемым реактором ВВРд АЭС
«Шуз». На этом блоке установлена турбина
фирмы «Рато» Р3=288 МВт на л=50 с-1 на
насыщенном паре (см. приложение). В тур-
бине предусмотрено сопловое парораспределе-
ние с двумя потоками регулирующей ступени.
В 1975 г. в Бельгии пущена в эксплуата-
цию АЭС «Тиханж» с ВВРд и двумя турби-
нами фирмы «Рато» мощностью каждая
Рэ=500 МВт на насыщенном паре (см. при-
ложение) .
Рис. 5-18. Тепловая схема французской АЭС «Бюже»
с ВВРд (Рэ=Ю00 МВт).
J — ЦВД; 2 — ЦНД; 3 — сепаратор; 4— промперегреватель; 5 —
конденсатор на рк=4,3 кПа; 6—конденсатные насосы; 7 —
очистка конденсата; 8 — питательный насос; П1—П6 — подогре-
ватели питательной воды. ПС — сальниковый подогреватель На
схеме давления выражены в МПа, температура — в °C, расход —
в кг/с.
В планах развития атомных электростан-
ций Франции предполагается установка боль-
шой серии блоков с одной турбиной на реак-
тор мощностью Рэ=900^-1200 МВт.
Тепловая схема установки фирмы «Альстом»
применительно к АЭС «Бюже» показана на
рис. 5-18 [119].
Турбина (рис. 5-19) на п=25 с-1 состоит
из двухпоточного ЦВД и трех двухпоточных
ЦНД. В каждом потоке ЦВД и ЦНД по семь
ступеней. Следует отметить, что при кольце-
вой площади всех шести потоков iQ=96,5 м2
и глубоком вакууме при мощности Р3=
=981 МВт выходная потеря будет чрезвы-
чайно большой: при рк=4,3 кПа для АЭС
«Бюже» она составит A/zB.c=52 кДж/кг.
Общая длина турбины £=40,5 м, а всего
агрегата 57,1 м (см. приложение).
Для АЭС «Сен-Лоран» с ВВРк (ввод в экс-
плуатацию в 1979—1981 гг.) турбины мощ-
ностью Рэ—1000-^-1200 МВт будут изготовле-
ны на заводах фирмы КЕМ в сотрудничестве
с фирмой ББЦ [89]. Эта турбина насыщенно-
го пара на р0=6,55 МПа при /г=25 с-1 реак-
тивного типа, состоит из четырех двухпоточ-
ных цилиндров и аналогична по конструкции
агрегату ББЦ, показанному на рис. 5-27.
Фирмой КЕМ изготовлена турбина для
США мощностью Рэ=1250 МВт на частоту
вращения л=30 с-1. Параметры пара па вхо-
де в турбину: р0=6,6 МПа, ,уо=О,996, конечное
давление рк=5 кПа, /П.В=224°С. Установка
имеет расчетный к. п. д. ^етто =34,07%-
Облопаченный ротор низкого давления с вы-
ходной площадью одного потока Q=98/6=
=16,3 м2 имеет массу 210 т. Общая длина
агрегата составляет 70 м [157].
134
Рис. 5-19. Тихоходная турбина насыщенного пара фирмы «Альстом» (Рэ=900-н 1000 МВт на п=25 с-1). Из трех
ЦНД показан один.
Турбины ФРГ
В ФРГ имеется ряд заводов, изготавливаю-
щих паровые турбины. Однако здесь рассмат-
риваются только турбины фирмы КВУ, так
как оборудование, производимое на заводе
в г. Мангейме, проектируется по основным
принципам швейцарской фирмы ББЦ и разби-
рается ниже.
Фирмой КВУ, а ранее заводами фирм «Си-
менс-Шуккерт» и АЕГ, вошедшими в КВУ,
было выпущено несколько турбин насыщенно-
го пара, в том числе ряд турбин мощностью
200—300 МВт. Конструкции этих турбин и не-
который опыт их эксплуатации рассмотрен
в [61].
Последней крупной турбиной активного ти-
па, выпущенной на заводе фирмы АЕГ в За-
падном Берлине, является агрегат для АЭС
«Вюргасен». Турбина Рэ=660 МВт предна-
значена для работы радиоактивным паром
с реактором ВВРк. Расчетная экономичность
т/^ТТ0=33,5% и т]э—35,2%- Расход пара G—
=975 кг/с (см. приложение). Турбина на п=
=25 С"1 состоит из четырех цилиндров: одно-
поточного ЦВД, двухпоточного ЦСД и двух
двухпоточных ЦНД (рис. 5-20). ЦВД имеет
шесть ступеней, ЦСД — пять ступеней в пото-
ке, ступени ЦВД и ЦСД имеют постоянный
корневой диаметр dK=2 м, в ЦНД по четыре
ступени в потоке с понижающимся корневым
диаметром от dK=3,4 до 2,8 м в последнем
диске. Последняя ступень имеет длину, пре-
дельную для выполненных лопаток, /г=1,5 м,
0=2,87, Q=20,29 м2. Масса лопатки, изготов-
ленной из стали 15X13, составляет 220 кг,
а центробежная сила у хвостовика при п=
=25 с-1 более 500 т. Профиль лопатки от
корня к периферии закручен на 70°. Хвосто-
вик лопатки вильчатого типа соединяется
с диском тремя заклепками, лопатка не имеет
связей. Масса диска с 69 лопатками равна
29 т, а всего ротора 185 т.
Процесс расширения пара в турбине АЭС
«Вюргасен» приведен в [61]. Максимальная
диаграммная влажность за последними ступе-
нями ЦВД и ЦНД г/=11%. В конденсаторы
направляется 554 кг/с пара и 95 000 м3/ч во-
ды при /о.в=9,5°С. Поверхность охлаждения
конденсатора 42 000 м2 с 36 500 трубками
длиной 16 м и внешним диаметром 23 мм.
Полная длина турбины 38,14 м, всего турбо-
агрегата 58 м, масса агрегата с конденсатора-
ми 3800 т.
Некоторые данные по эксплуатации этой
турбины, в частности при работе се в режиме
регулирования мощности системы, представ-
лены в гл. 6 и 7.
Рассмотрим основные принципы проектиро-
вания турбин насыщенного пара фирмы КВУ.
Турбины практически одинаковой конст-
рукции применяются для двухконтурных и
одноконтурных АЭС. Примеры тепловых схем,
типичных для АЭС с ВВРд и ВВРк, показаны
на рис. 5-21. Установки проектируются без
начального перегрева. Если в первых своих
установках КВУ принимал для АЭС с ВВРд
давление перед турбиной р0=5.1-^—5,3 МПа, то
135
Рис. 5-20. Турбина насы-
щенного пара фирмы КВУ
(АЕГ) для АЭС с ВВРК
(Рэ = 660 МВт, п=25 с-1).

Рис. 5-21. Типичные тепловые схемы турбинных устано-
вок фирмы КВУ для АЭС.
а —в двухконтурных схемах АЭС с ВВРд (на примере АЭС
«Библис А»); б —в одноконтурных схемах АЭС с ВВРк (на
примере АЭС «Изар»); 1— пар из реактора; 2—ЦВД турби-
ны; 3 — СПП; 4 — ЦНД турбины; 5 — конденсатор; 6 — конден-
сатный насос; 7 — конденсатоочистка; 8 — сальниковый подогре-
ватель; 9— ПНД; Ю — деаэратор; // — питательный насос
С электроприводом; 12 — ПВД; 13— приемный бак сепаратора;
14 — магнитный фильтр; 15— вспомогательный конденсатный
насос; 16— дренажный насос сепаратора; 17 — вода в реактор.
новые АЭС проектируются с р0=6,87 МПа.
Аналогично для АЭС с ВВРк принято р0=
=7,06 МПа.
Расчетный вакуум выбирается в широких
пределах и зависит от способа водоснабжения
и месторасположения АЭС.
Во всех турбинах применяются внешняя
сепарация и последующий промперегрев пара.
Температура пара после промперегрева в боль-
шинстве случаев /Ш1=220оС, в высокооборот-
ных турбинах £гш=240-^-250°С; разделительное
давление рра3д^1 МПа.
Конструкции и опыт эксплуатации СПП
представлены в § 4-4 и 7-4.
Турбины создаются как тихоходными
(в большинстве), так и быстроходными. Тихо-
ходные на п=25 с-1 (и для США на /2=
=30 с-1) агрегаты, кроме давно работающей
установки на АЭС «Штаде», выполняются
в двух модификациях: с двумя ЦНД мощ-
ностью Рэ=840-Ш300 МВт и с тремя ЦНД
мощностью Рэ=1200-^—1360 МВт. Все тихоход-
ные (на /г=25 с-1) турбины имеют унифици-
рованный ЦНД с последней лопаткой длиной
1365 мм. Быстроходные турбины на н=50 с~’
выпускаются и проектируются в диапазоне
мощностей Р3=480-Д)70 МВт и в зависимости
от мощности и вакуума могут иметь два или
три ЦНД и разную длину последней лопатки:
825, 875 и 1080 мм. Выбор частоты вращения
главным образом зависит от проходных пло-
щадей последних ступеней и объемного про-
пуска пара в конденсатор, т. е. мощности,
конечного давления и применяемых фирмой
последних ступеней.
Все турбины с облопачивапием реактивно-
го типа; начиная с мощности Ро=300 МВт все
цилиндры выполняются с двухпоточной про-
точной частью. В каждой турбине один ЦВД
и два или три ЦНД, располагаемые между
ЦВД и генератором. Парораспределение дрос-
сельное. В последних ступенях ЦНД приме-
няется внутриканальная сепарация влаги, по-
казанная на рис. 3-9.
На рис. 5-22 виден макет тихоходной тур-
бины мощностью Ра=660 МВт для АЭС
«Штаде». Опыт работы этого агрегата рас-
смотрен в гл. 6 и 7.
Конструкции серийных турбин КВУ рас-
смотрим на примере тихоходной турбины
Рэ=1200-Ш300 МВт и быстроходной турбины
Ps=970 МВт для АЭС «Гёзген».
Первая из серии турбин Рэ=1200-^~
1360 МВт на лг=25 с-1 пущена на АЭС «Биб-
лис А». Тепловая схема установки видна из
рис. 5-21,а. Установка включает встроенный
в каждый конденсатор сдвоенный подогрева-
тель, в ЦНД имеется еще два отбора, патруб-
ки которых сварены с корпусом конденсатора
над встроенным подогревателем.
Турбина состоит из четырех цилиндров
(рис. 5-23), в двухпоточном ЦВД 12 ступеней
в каждом потоке со средним диаметром d=
=1600^-1824 мм. Масса ротора 40 т, пролет
5,5 м, масса двухкорпусного цилиндра 76 т,
критическая частота ротора /2кр=55,6 с-1. По
бокам рядом с ЦВД установлены четыре сто-
порно-регулирующих клапана; предусмотрены
регулирующие клапаны перед ЦНД. Каждый
из трех ЦНД имеет два потока с dK=const.
В потоке 9 ступеней, последняя ступень имеет
длину /=1365 мм. Масса ротора 172 т, шири-
на корпуса 15,6 м.
Несмотря на реактивную конструкцию для
снижения массы роторы ЦНД выполнены
с насадными дисками. Роторы ЦНД гибкие,
каждый, как и ротор ЦВД, покоится на двух
138
Рис. 5-22. Макет агрегата фирмы КВУ п=25 с-1 для АЭС с ВВРд (Рэ = 660 МВт).
опорных подшипниках. Корпуса (стулья) всех
подшипников отделены от цилиндров турбины,
и перемещения последних не передаются на
подшипники. Уплотнения ЦНД связаны с кор-
пусами подшипников и имеют гибкие связи
с ЦНД. Как и в других тихоходных турбинах
КВУ, цилиндр выполнен трехкорпусным так,
чтобы деформация внешнего корпуса пе пере-
давалась на облопачивание.
Расчетный процесс расширения пара
в is-диаграмме показан на рис. 5-24; наиболь-
шая расчетная влажность за ЦВД
за ЦНД г/к=10,5%. Объемный расход на вы-
ходе составляет GKtiK=125-106 м3/ч. Оба пото-
ка каждого ЦНД направляются в один короб-
чатый конденсатор. Конденсаторы рассчитаны
на то, чтобы при полном снятии нагрузки
агрегата принять и сконденсировать избыточ-
ный пар. При перепуске пара помимо турбины
при внезапном сбросе нагрузки предусмотрены
дроссельные шайбы и впрыск воды.
Конденсаторы одноходовые, разделены по
охлаждающей воде таким образом, что мож-
но производить проверку и чистку трубок, не
останавливая турбины, а лишь снижая ее на-
грузку. Конденсатные трубки изготавливаются
из CuZn28Sn. Для защиты от коррозии водя-
ных камер используется многослойное покры-
тие из эпоксидной смолы, а трубные доски
с водяной стороны покрываются для этой же
цели эпоксидной шпаклевкой толщиной 5 мм.
Материалы основных деталей турбины
Рэ=1300 МВт для АЭС «Библис В» приведе-
ны в табл. 5-3.
В табл. 5-4 представлены характеристики
турбинных установок трех тихоходных агрега-
тов фирмы КВУ. Конструкции сепараторов-
Таблица 5-3
Материалы основных деталей тихоходных турбин
фирмы КВУ для работы с ВВРд*
Наименование детали	Материал	Марки сталей, при- нятые в СССР и < близкие по основным характеристикам к сталям КВУ
ЦВД		
Внешний корпус Внутренний корпус** Защитные кольца Вал Сопловые лопагки Рабочие лопатки сту- пени № 1 Рабочие лопатки сту- пеней № 2—6 Рабочие лопатки сту- пеней № 7—9	Литье из угле- родистой стали GS-C-25 То же Х10СНЗ 26NiCrMoV115 Х20СгМо13 Х20СГ13 Х20СгМо13 Х7СгА113	25Л 25Л 10X13 Р2М или ЭИ415 ЭИ756 или ЭИ993 20X13 ЭИ756 или ЭИ993 08X13 или 10Х13СЮ
ЦНД		
Внешний корпус Внутренний корпус Вал Диски Сопловые	лопа гки сплошные Сопловые лопатки по- лые Рабочие лопатки	St37 -2 St37-2 26NiCrMoV115 26NiCrMoV115 X20Crl3 X7CrA113 Х20СГ13	СтЗ СтЗ Р2М или ЭИ415 Р2М или ЭИ415 20X13 08X13 или' 10Х13СЮ 20X13
* На примере турбины =; 1300 МВт для блока АЭС „Биб, лис В“. С защитой поверхностей, омываемых паром.		
промперегревателей, системы регулирования,
защита турбины от заброса частоты враще-
ния и опыт эксплуатации рассмотрены соот-
ветственно в § 4-4, гл. 6 и 7.
139
a)
Рис. 5-23. Турбина насыщенного пара фирмы 1\ВУ (Рч= 1200-н 1300 МВт на п—25 с *).
Показан один из трех ЦНД.
а — продольный разрез; б — внешний вид ЦНД.
Таблица 5-4
Продолжение табл. 5-4
Сравнительные характеристики серии тихоходных
турбин фирмы КВУ с ВВРд
Наименование	АЭС „Штаде"	АЭС „Гнблис"	
		Б ток А	Блок В
Мощность брутто, МВт	662	1204	1300
Начальное давление, МПа Начальная влажность, %	4,	97 0,25	5,18
Конечное давление, кПа	3,2	3,9	4,4
Давление после ЦВД, МПа	0,87	1,06	.—
Давление перед ЦНД, МПа Температура промперегрева, °C	0,81	0,97 220	1,02
Температура охлаждающей во- ды, °C	9,8	10,1	10
Температура питательной воды, °C	207,5	206,7	210
Число отборов	6	6	6
К. п. д. нетто, °/о	—	35,5*	—.
Влажность после сепаратора, %	1,5	0,7	
Удельный расход пара, кг/(кВт-ч)	5,43	5,55	5,51
Удельный расход пара в конден- сатор, кг (кВт-ч)	3,00	3,13	3,10
Расход греющего пара па пром- перегрев в долях от GJ} %	6,45	5,05	—
Масса сепарата в долях от G,, %	9,2	8,75	—
Число цилиндров	3	4	
Число потоков в ЦНД ЦВД	4	6	
Число ступеней	17	12	12
Корневой диаметр, мм	1100	1500	
Длина первой лопатки, мм	75	100	
Длина последней лопатки, мм ЦНД Число ступеней Диаметр ьала, мм Корневой диаметр, мм Длина первой лопатки, мм Длина последней лопатки, мм СПП Число аппаратов	234	324 9 1140 2912 70 1365 2	
Тип	Вертикальный		
Высота, м	17,6	20,37	
Диаметр, м Конденсатор	3,1	4,5	
Число	2	3	
Расположение	Поперечное		
Поверхность, м2	42-Ю3	56,85-10:	63-Ю3
Число трубок	51 300	49 500	—
Длина трубки, м Диаметр трубки, мм	10,1	13,2 28	—
Число ходов		1	1
Высота конденсатора, м	5,5	4,1	—
Ддина конденсатора, м	11,5	13,2	—
Ширина конденсатора, м	10,5	8,7	—
Наименование	АЭС „Штаде* 		АЭС „Библис"	
		Блок А	Блок В
Размеры агрегата			
Длина турбины, м	29,2	42,55	
Длина всего агрегата, м Ширина фундаментной плиты, м Высота подвала, м	48,4 22 12	65,13 23 12	
Масса, т:		3100	
турбины	2290		—
статора генератора	357	471	—
ротора генератора	153	205	—
конденсаторов	1150	1300	—
СПП	160	360	—
Всего	4160	5510	—
* По [146].
Быстроходные турбины насыщенного пара
с частотой вращения /?=50 с-1 выполняются
четырехцилиндровыми. Все цилиндры имеют
двухпоточную конструкцию, роторы цельно-
кованые с постоянным корневым диаметром
в ЦВД и понижением его по потоку в ЦНД.
Конструкция такой турбины показана на
рис. 5-25. Между цилиндрами расположено по
одному опорному подшипнику. Цилиндр высо-
кого давления — двухкорпусный с горизон-
тальным разъемом каждого корпуса. Подвод
пара производится через четыре входных пат-
рубка (рис. 5-25,6). Для предельной из этой
серин турбины АЭС «Гёзген» мощностью
РС)=970 МВт (см. приложение) последняя ло-
патка имеет длину /=1080 мм и кольцевую
площадь Q^IO м2 (рис. 5-25,в).
Фирма КВУ совместно с американскими
заводами «Алис-Чалмерс» изготавливает тур-
бины насыщенного пара для американских
АЭС. Все агрегаты имеют частоту вращения
/2=30 с-1. Последняя лопатка моделирует ло-
патку фирмы КВУ длиной /=1365 мм на /г=
=25 с-1, т. е. имеет длину 1138 мм и кольце-
вую площадь 0=13,9 м2. При мощности Рэ=
Рис. 5-24. Расчетная is-диаграмма процесса расширения
пара в турбине Рэ=1200 МВт (см. рис. 5-23,а).
С — внешняя сепарация; ПП — промперегрев.
141

Рис. 5-26. Турбина насыщенного пара завода «Шкода» (Рэ=220 МВт на н=50 с-’). Показан один из двух ЦНД.
=990-^-1200 Л1Вт турбина состоит из трех
цилиндров, а при Рэ=1350 МВт — из четырех
с шестью потоками ЦНД. Конструкции турбин
аналогичны конструкциям турбин КВУ на п=
=25 с-1.
Турбины ЧССР
В ЧССР на заводе «Шкода» изготовлена
турбина насыщенного пара мощностью Рэ=
=220 МВт па /г=50 с-1, состоящая из трех
цилиндров — двухпоточпого ЦВД и двух двух-
поточных ЦНД. Турбина (рис. 5-26) должна
работать на АЭС с ВВРд по схеме, близкой
к схеме блока № 3 Нововоронежской АЭС
(см. рис. 5-3), но с худшим вакуумом: рк=
=6,5 кПа, Zto.B=20°C. Парораспределение дрос-
сельное. После ЦВД предусматриваются се-
паратор и двухступенчатый пароперегрева-
тель. В ЦНД, каждый поток которого состоит
из шести ступеней, диафрагма последней сту-
пени выполнена полой, со щелями для удале-
ния влаги. Последняя ступень с лопаткой
длиной 840 мм и Q=6,44 м2.
На заводе «Шкода» выполнены проекты
турбин насыщенного пара К-440-44, К-500-60
и К-1000-60. В связи с повышенным давлением
в конденсаторах все эти турбины проектиру-
ются быстроходными на /?=50 с-1. Компонов-
ка агрегатов аналогична компоновке турбины
К-500-65/3000 ХТГЗ (см. рис. 5-7,а), т. е.
двухпоточный ЦВД размещается посередине,
по бокам от него — по два ЦНД. Для турбины
Рэ=1000 МВт разрабатываются последние
ступени с лопаткой длиной /2=1050 мм [25].
Турбины Швейцарии
Одна из ведущих турбостроительных фирм
«Броун-Бовери» (ББЦ) с заводами в г. Бадене
(Швейцария) и г. Мангейме (ФРГ) произво-
дит и проектирует турбины насыщенного па-
ра. Кроме того, турбины насыщенного пара,
а также отдельные цилиндры турбин изготав-
ливаются некоторыми фирмами по лицензиям
ББЦ. Это относится к французской фирме
КЕМ, шведской «Сталь-Лаваль» и др.
Особенности турбин фирмы ББЦ: реактив-
ное облопачивание, широкое использование
сварных роторов. Из-за разнообразия требова-
ний заказчиков изготавливаются разные типы
турбин — на частоту вращения 25, 30, 50
и 60 с-1 для работы в одно- и двухконтурной
схеме и при различных параметрах пара.
Турбины Ро=160-Ш80 МВт установлены
на швейцарских АЭС. Конструкция их описа-
на в [61]. Некоторые итоги эксплуатации тур-
бины ББЦ на АЭС «Бецнау» см. гл. 7.
На АЭС «Джснтели» с ВТР и одноконтур-
ной схемой работает турбина Рэ=270 МВт на
д=60 с-1 (см. приложение и [61]).
Совместно с фирмой «Стал-Лаваль» фирма
ББЦ создает ряд турбин для шведских АЭС
мощностью Ро=420-^800 МВт на /2=50 с-1.
Для Финляндии заказана турбина для АЭС
с ВВРк на /2=50 с-1 мощностью Рэ=700 МВт
на /д—6,7 /МПа.
Для АЭС «Дональд Кук 2» (США) с ВВРд
изготовлена одновальная турбина на п=30 с-1
мощностью 1160 МВт. Расход пара 6ч=
143
=1750 кг/с (см. приложение). Турбина
(рис. 5-27) состоит из двухпоточного ЦВД и
трех двухпоточных ЦНД. Пар поступает
в турбину, пройдя четыре комбинированных
стопорно-регулирующих клапана, устанавли-
ваемых на качающейся подвеске по бокам ря-
дом с ЦВД.
В каждом потоке ЦВД имеется 10 ступе-
ней с увеличивающимся dK. ЦВД — однокор-
пусный с периферийным влагоудалснием. Кор-
пус ЦВД изготовляется из стального литья
с гомогенной структурой металла и очень
гладкой внутренней поверхностью, что необхо-
димо для уменьшения возможного вымывания
металла радиоактивным паром (при работе
с ВВРк). Протечки пара в ЦВД должны от-
сутствовать благодаря плотному прилеганию
фланцевых соединений корпуса с обоймами и
специальной схеме концевых уплотнений (см.
рис. 4-5,а), в которые подастся нерадиоактив-
ный пар (при работе с ВВРк). Из уплотнения
ЦВД пар направляется в уплотнения ЦНД.
Для защиты от эрозии в уплотнениях и кор-
пусах турбины предусмотрены специальные
кольца или покрытия.
Конструкция ротора, состоящего из боль-
шого числа дисков, позволяет при больших
диаметрах ротора хорошо проковать и надеж-
но исследовать все его элементы. В каждом
потоке ЦНД по семь ступеней постоянного
корневого диаметра.
Облопачивание ступеней реактивное, все
неподвижные и большая часть рабочих лопа-
ток имеют бандажи, причем бандажи и хво-
стовики лопаток изготавливаются заодно с ло-
патками. В рабочих лопатках отсутствуют
проволочные связи.
Последняя ступень ЦНД имеет лопатки
длиной /=1320 мм и й=16,42 м2. Центробеж-
ная сила одной лопатки составляет около
500 т. Дуговой елочный хвостовик обеспечи-
вает поверхность прилегания, достаточную для
восприятия этой большой силы, и позволяет
облопатить ротор при сильно закрученных
лопатках.
. Корпус низкого давления двойной: внеш-
ний — сварной, внутренний — сварной с литы-
Ши обоймами, поддерживающими неподвиж-
|чыс лопатки. Внутренний корпус ЦНД опи-
рается прямо на фундамент, внешний корпус
служит для направления потоков пара, и его
деформация не передается на облопачивание.
Уплотнения ЦНД висят на корпусах подшип-
ников и связаны с корпусом через компенса-
торы. Из-за больших габаритов корпус ЦНД
собирается и сваривается на месте установки.
Перед ЦНД предусмотрены отсечные и ре-
гулирующие клапаны. Полная длина агрегата
составляет 65 м. Общий вид установки пока-
зан на рис. 5-28.
144
Рис. 5-28. Общий вид агрегата фирмы ББЦ для АЭС с ВВРд (Рэ=1160 МВт на н=30 с-1).
Турбины имеют полностью гидравлическую
систему регулирования и по требованиям экс-
плуатации снабжаются также электронным
регулятором.
В турбинах, рассчитанных на работу ра-
диоактивным паром, вся установка заключа-
ется в защитный кожух, однако при этом си-
стема маслоснабжения и некоторые трубопро-
воды доступны для обслуживания.
Фирма ББЦ (частично с фирмой КЕМ)
имеет заказы на турбины для американских
АЭС с ВВРд мощностью Ро=1200 и 1300 МВт
и для АЭС с ВВРк мощностью Рэ=1270 МВт.
Все эти агрегаты на лг=30 с-1.
Рассмотрим ряд турбин фирмы ББЦ боль-
шой мощности для сети с частотой 50 Гц.
Для АЭС «Мюльхейм-Кёрлих» (ФРГ)
с ВВРд спроектирована турбина на /г=25 с-1
максимальной мощностью Рэ=1295 МВт на
параметры пара: р0=6,72 МПа, /0=312°С, т. е.
с начальным перегревом пара &t=t0—tOs=
=28°С. Это первая в Европе АЭС с ВВРд
с начальным перегревом пара. Основная при-
чина применения такого перегрева — выигрыш
в экономичности АЭС, составляющий 1,9%
[135]. Тепловая схема представлена на
рис. 5-29. При мощности
рне™=1215 МВт 7JHerTO==32 66o/ot
Для отвода избыточного пара при пуске и
остановке турбоагрегата, а также при необ-
ходимости сохранения тепловой мощности
реактора предусмотрена система перепуска
пара. При полном сбросе нагрузки эта систе-
ма может перепустить помимо турбины в кон-
денсатор 95% максимального расхода пара.
Конденсат из конденсатора подается тремя
основными конденсатными насосами. Весь
Рис. 5-29. Тепловая схема АЭС с ВВРд и турбиной ББЦ
(рмакС== 1295 МВт).
10,7кПа; 1135 кг/с
10—586
145
конденсат проходит очистку в фильтре
Н-ОН-ионирования с внешней регенерацией.
Деаэрация происходит при скользящем давле-
нии, номинальное значение которого состав-
ляет около 1 МПа. Подача питательной воды
осуществляется системой питательных насосов
(предвключенных и основных). Каждый из
четырех главных питательных насосов рассчи-
тан на 7з полной производительности. Чтобы
при любой нагрузке температура питательной
воды на входе в парогенератор поддержива-
лась в допустимых пределах, предусмотрено
использование для верхнего ПВД редуциро-
ванного свежего пара. При необходимости
слив конденсата из ПВД может быть направ-
лен в деаэратор, а из ПНД — в конденсатор.
Система подогрева питательной воды — двух-
ниточная.
Турбина состоит из трех двухпоточных ци-
линдров: в ЦВД сварной внешний и литой
внутренний корпус; в ЦНД сварной внешний
корпус и литые обоймы, в которых подвешены
диафрагмы.
Для строящихся швейцарских АЭС с ВВРк
«Кайзераугст», «Лейбштадт» и «Грабен» каж-
дая мощностью Р3=1000^-1200 МВт фирма
ББЦ проектирует турбины на дг=50 с-1. Для
этих АЭС начальное давление насыщенного
или слабоперсгретого пара составляет р0=
=6,8 МПа, разделительное давление рра3л=
=1,11 МПа. Промперегрев одноступенчатый,
свежим паром в количестве 9% начального
расхода пара, ЦП=263°С.
Конечное давление /?к=8 кПа при темпера-
туре охлаждающей воды Ц.В=24,6°С (АЭС
«Лейбштадт»). Подогрев питательной воды
производится в трех ПНД горизонтального
расположения, горизонтальном деаэраторе
длиной 36 м, питаемом паром из ЦВД при
Рразд, и двух вертикальных ПВД; /п.в=215°С.
Линия питательной воды — двухниточная. Сс-
парат из сепаратора сливается в деаэратор.
Очистка конденсата предусмотрена сразу
после конденсатора, а также перед реактором,
так как сспарат и часть конденсата не про-
ходят через конденсатор. Подача питательной
воды производится системой питательных на-
сосов (главных и бустерных), расположенных
между деаэратором и ПВД. Основные пита-
тельные насосы (два, каждый половинной про-
изводительностью) имеют турбопривод, ре-
зервные— два с производительностью каждый
в 25% —приводятся электродвигателями.
Для регулирования давления на выходе из
реактора при прогреве реактора и пуске тур-
бины, а также при отключении установки
предусмотрена система байпасирования. Эта
система позволяет перепустить в конденсатор
40% номинального расхода свежего пара.
Свежий пар при этом дросселируется и охлаж-
146
дается в двух пароохладителях, куда впрыски-
вается конденсат.
Для биологической защиты машинный зал,
а внутри него собственно турбина с СПП и
деаэратор имеют бетонные ограждения.
Турбина (рис. 5-30) состоит из четырех
двухпоточных цилиндров. Парораспределение
дроссельное. Турбина имеет относительно
длинный ротор высокого давления с 15 ступе-
нями в каждом потоке. Длина последней ло-
патки 950 мм. Лопатки турбины выполняются
из 12 %-ной хромистой стали. Входные кромки
лопаток последней ступени в верхней трети
закалены. В этой ступени после сопловых ло-
паток увеличен осевой зазор, а перед послед-
ней ступенью предусмотрен отбор пара в си-
стему подогрева питательной воды.
Для АЭС «Грабен» с рк=8,8 кПа и Ря=
=1140 jMBt предполагается использование ло-
патки последней ступени с 7=1200 мм, Q=
—12,25 м2 и нп=700 мм [141, 143]. Первая
ступень ЦНД — с радиальными сопловыми ло-
патками.
Конденсаторы поперечного расположения,
прямоугольной формы жестко связаны с ЦНД.
Конденсатор по воде разделен па четыре отсе-
ка и допускает, таким образом, работу агре-
гата при несколько сниженной нагрузке и
отключении V4 трубок; всего трубок 41 600 шт.,
каждая длиной 15 м. Трубки объединены
в 16 секций. При пуске установки отсос воз-
духа производится водокольцевыми насосами
(3 насоса) с электроприводом. При нормаль-
ной работе включаются два пароструйных
эжектора.
Турбины Швеции
Шведская атомная энергетика ориентиру-
ется на использование различных типов реак-
торов: ВВРк, ВВРд и ТТР и предусматривает
установку турбин, как правило, работающих
на насыщенном паре. Турбостроительная фир-
ма «Де Стал-Юнгстрем» изготовила турбину
Ра=12 МВт для теплофикационной АЭС
«Агсста», а фирма «Стал-Лаваль»— турбины
для АЭС «Марвикен» и «Оскархам». Для
других заказанных агрегатов турбины или
импортируются (АЭС «Риигхалс 1» из Англии,
изготовитель — фирма ЕЕ), или выполняются
совместно или по лицензии фирмы ББЦ (АЭС
«Рингхалс 2», «Берзсбск»).
Турбина для АЭС «Марвикен» максималь-
ной мощностью Р^акс=200 МВт предназначена
для работы с кипящим реактором при одно-
контурной схеме па насыщенном паре при
р0=4,3 МПа.
Турбина имеет ЧВД радиального типа с ло-
патками, вращающимися в’ противоположные
стороны. Давление за ЧВД рРазд=0,2 МПа.
По обе стороны ЧВД расположены трехпоточ-
ные ЧНД и два генератора по Д»=100 МВт
противоположного вращения (лг=50 с-1). Пос-
ле ЧВД пар направляется во внешний се-
паратор.
Особенности конструкции присущи обыч-
ным турбинам типа Юигстрем. При проекти-
ровании данной турбины особое внимание
уделялось проблемам обеспечения плотности,
связанным с радиоактивностью пара и стрем-
лением снизить утечки дорогостоящего D2O.
В турбине широко применяется сварка; флан-
цы трубопроводов между регулирующими кла-
панами и проточной частью ЦВД — двойные
с дренажем из промежуточной камеры.
В ЦВД отсутствует горизонтальный разъем
корпуса, поэтому необходимо обеспечить лишь
плотность концевых уплотнений. На всех ли-
ниях уплотнений и дренажа предусмотрены
измерения, контролирующие плотность.
Для биологической защиты турбина уста-
навливается в закрытом помещении. Только
некоторые элементы вспомогательной установ-
ки, например масляный бак, доступны для
обслуживания. Регулирование турбины пол-
ностью автоматизировано и управляется ЭВМ,
которая обеспечивает пуск, нагружение, экс-
плуатацию и контроль во время работы.
Турбина фирмы «Стал-Лаваль» для АЭС
«Оскархам» с ВВРк рассчитана на работу на-
сыщенным паром. Мощность се Р;э=460 МВт,
расход пара G=639 кг/с. Комбинированный
СПП имеет две ступени промпсрсгрсва: пер-
вая ступень питается паром из отбора ЦВД
при р=2,4 .МПа. В схеме установки не пре-
дусматривается ни деаэратор, ни бак пита-
тельной воды. Вся деаэрация должна произво-
диться в конденсаторе.
Турбина работает с частотой вращения
/?—50 с-1 и приводит два электрических гене-
ратора. Турбина состоит из семи цилиндров.
ЦВД — конструкции Юнгстрем с радиальным
потоком пара от центра к периферии
(рис. 5-31). После ЦВД пар направляется
в СПП и затем к ЧНД левого и правого ва-
лов. На каждом валу в трех цилиндрах рас-
положены пять таких ЧНД. Таким образом,
турбина имеет 10 выходов в конденсатор.
Облопачивание в ЦНД — реактивного типа,
спроектировано фирмой ББЦ.
Для защиты от эрозии в последних ступе-
нях ЦНД используются лопатки — зубчикового
типа, а сопловые лопатки — полые, с влаго-
удалением через выходную кромку (см.
рис. 3-21,а). Расчетная диаграммная влаж-
ность за последней ступенью //„=! 1,5%, в кон-
це расширения ЦВД ^=13%.
Парораспределение в турбине — дроссель--
ное, регулирование — электрогидравлическое.
10*	147
Рис. 5-31. Турбина насыщенного пара фирмы «Стал-Лаваль» (Д = 460 МВт на н=50 с~!). ЦВД со ступенями типа
Юпгстрем.
Зарезервирован перепуск 100% пара помимо
турбины в конденсатор. Перепуск производит-
ся через систему из десяти клапанов, а на
входе в конденсатор для приема свежего
пара предусмотрены охлаждение и защита
трубок.
5-4. КОНСТРУКЦИИ ТУРБИН ФИРМ США И ЯПОНИИ
Турбины фирм США
Фирмы «Вестингауз» и ДЭ проектируют и
изготавливают большое число турбин насы-
щенного пара для атомной энергетики США,
а также на экспорт. Ряд заводов (в Японии и
Италии) изготавливают турбины по лицензиям
этих фирм.
Отметим следующие общие особенности
американских турбин насыщенного пара.
Все турбины выпускаются на пониженную
частоту вращения — /г=30 с-1 (для экспорта
/г=25 с~!), кроме турбины для АЭС «Зорита»
(Испания) 7%= 160 МВт при «=50 с-1. В вы-
боре тихоходной конструкции большую роль
сыграли повышенная частота сети в США,
а именно 60 Гц, снижающая целесообразную
предельную мощность быстроходной турбины,
опыт проектирования и изготовления тихоход-
ных турбин, наличие производственной базы
цля изготовления и контроля крупногабарит-
ных элементов турбин, возможность использо-
вания многих элементов, в том числе целиком
ЦНД, от турбин обычных электростанций.
Все изготовляемые агрегаты крупной мощно-
сти. После 1975 г. подавляющее большинство
турбин американских АЭС с водоохлаждаемы-
ми реакторами составляют агрегаты мощ-
ностью 850—1300 МВт. Такое увеличение
мощности связано главным образом со сни-
жением стоимости 1 кВт установленной мощ-
ности, а также с некоторым снижением стои-
мости топливной составляющей. Так, по [149],
для АЭС с ВВРк при коэффициенте нагрузки
70% и отчислениях на капитальные вложения
7% увеличение мощности с 580 МВт вдвое,
т. е. до 1160 МВт, дает сокращение удельной
стоимости со 195 до 150 долл/кВт, а при Рэ=
=2320 МВт-—до 140 долл/кВт при соответ-
ствующих стоимостях топливной составляю-
щей 1,58; 1,44 и 1,40 мил/(кВт-ч) (мил=
=0,001 долл.).
Особенностью американского турбострое-
ния вообще, в том числе и атомного, является
большое разнообразие параметров пара и
148
мощностей турбин, несмотря на ограниченное
число типоразмеров.
Для АЭС США с водоохлаждаемыми реак-
торами ВВР изготовленные и заказанные тур-
бины по мощности распределяются следую-
щим образом: для АЭС с ВВРд — 67%. для
АЭС с ВВРк — 33%. Начальный перегрев па-
ра планируется для 19% (по мощности) агре-
гатов АЭС с ВВРд. •
Если на первом этапе развития АЭС
с ВВРк и реже с ВВРд выполнялись без пром-
перегрсва, то новые агрегаты, как правило,
предусматриваются с промперегревом свежим,
а в части АЭС и отборным паром.
Фирма «Вестингауз» в подавляющем боль-
шинстве проектирует турбины насыщенного
пара для двухконтурных схем с ВВРд. Новые
агрегаты крупной мощности создаются с р0=
=5,3-ь-6,7 МПа. Фирма имеет несколько зака-
зов на изготовление турбин мощностью Ps=
=800^-1100 МВт для работы с ВВРк на ро=
=6,7 МПа. Начальная влажность составляет
£/0=0,25%. Разделительное давление выбирает-
ся в зоне термодинамически оптимального
(см. § 1-2).
Вслед за сепаратором применяются одно-
ступенчатый промежуточный перегрев свежим
паром, а в последних агрегатах часто — двух-
ступенчатый. Обычно промперегрев осущест-
вляется ДО /пи-——-230-^-240°С Из-за больших
размеров СПП в мощных турбинах они дубли-
руются. Конструкции СПП см. § 4-4.
Применение промперегрева по данным фир-
мы повышает в этом случае к. п. д. установки
на 2,5—3,5%. Для промперегрева расходуется
примерно 6% пара.
Турбины проектируются с сопловым паро-
распределением, с четырьмя регулирующими
клапанами при минимальной парциальности
(два полностью открытых клапана) е=0,5.
Регулирующая ступень одновенечная; при
двухпоточпой конструкции ЦВД она выполня-
ется в каждом потоке. По расчетам фирмы
при нагрузке Рэ=0,75 Д,а’с выигрыш в эко-
номичности по сравнению с дроссельной си-
стемой парораспределения составляет 2,75%.
Конструкция клапанной системы паро-
впуска показана на рис. 5-32. Несмотря на не-
избежное при сопловом парораспределении
разделение стопорных и регулирующих клапа-
нов отмечаются (при полностью открытых
клапанах) потери в паровпуске Ар/ро=4-^-5%.
Для этого уделяется особое внимание аэро-
динамической отработке клапанов (рис. 5-32,6),
что, в частности, снижает шум в машинном
зале [82]. После СПП на входе в ЦНД уста-
навливаются поворотные заслонки (см.
рис. 4-2,в).
4)
Рис. 5-32. Клапаны паровпуска турбин насыщенного па-
ра фирмы «Вестингауз».
а — система клапанов; б — регулирующий клапан.
Облопачивание в турбинах-—реактивного
тйпа, роторы ЦВД—барабанного типа, ЦНД—
дисковые, обычно с уменьшающимся по пото-
ку пара корневым диаметром. Для последних
ступеней фирма применяет два размера рабо-
чих лопаток с /,=1016 и 1117 мм. Разработа-
ны лопатки длиной 1270 мм (Q=15,35 м2) и
1320 мм. Однако длина последних лопаток,
используемых в турбинах насыщенного пара,
существенно меньше, чем удвоенная длина ло-
паток, применяемых фирмой для быстроход-
ных турбин (на /?=60 с-1) ТЭС с /=787 мм.
Фирма уделяет большое внимание влаго-
удалению и борьбе с эрозией лопаток и других
элементов турбины. Для этого кроме указан-
ных выше внешней сепарации и промперегре-
ва для влагоудалеиия используются регенера-
149
тивпые отборы в ЦНД (4 отбора), причем при
отборе пара в последний ПНД отводится вода
в количестве (по массе), равном 2% всего
расхода пара через последнюю ступень. Обой-
мы в ЦВД, несущие неподвижные лопатки,
имеют влагоудаляющие канавки. Влагоудале-
ние в ЦНД показано на рис. 3-14. Перед вхо-
дом пара на рабочие лопатки последней сту-
пени выполнены периферийные канавки. Уда-
ляемая через них влага по канавкам, просвер-
ленным во внутреннем корпусе, направляется
за последнюю ступень. Аналогичные дренаж-
ные канавки предусмотрены в нижней полови-
не внутреннего корпуса.
Для уменьшения эрозионного воздействия
на лопатки принимаются увеличенные осевые
зазоры между сопловыми и рабочими лопат-
ками, что, по мнению фирмы, приводит к дроб-
лению капель и увеличению их скорости.
В лопатках с окружной скоростью на пери-
ферии более нп=275 м/с устанавливаются
стеллитовые накладки.
Серийные турбины в основном проектиру-
ются следующих типов: трехцилиндровый
агрегат с двумя двухпоточными ЦНД и по-
следней лопаткой длиной 1016 мм применяет-
ся для мощностей 450—500 МВт (турбины
АЭС «Сан Онофр» и др.), а трехцилиндровый
агрегат с двумя двухпоточными ЦНД и по-
следней лопаткой 1117 мм — для мощностей
600—800 МВт. Такая турбина используется,
в частности, для АЭС «Хаддам Нек» (Ра=
=616 МВт при /?0=4,75 МПа и рк=5,1 кПа).
Цилиндр высокого давления — двухпоточный
с разделенной регулирующей ступенью. Ротор
ЦВД — барабанного типа с увеличивающим-
ся dK. После ЦВД пар направляется в четыре
совмещенных сепаратора-перегревателя. При
расходе пара в турбину 61=970 кг/с в сепа-
раторах выделяется 67 кг/с воды. Пар посту-
пает через четыре регулирующих клапана,
после которых гибкими паропроводами подво-
дится к сопловой коробке, расположенной
в центральной части ЦВД. Первые два кла-
пана открываются одновременно. Ротор — вы-
сокого давления цельнокованый.
Аналогично устроена турбина для АЭС
«Палисадес» (Ро=809 МВт при р0=4,98 МПа).
Макет агрегата приведен на рис. 5-33. Вдоль
турбины с каждой стороны расположены по
два сепаратора-перегревателя. Как обычно,
имеются четыре стопорных и четыре регули-
рующих клапана.
В турбине предусмотрена быстродействую-
щая электрогидравлическая система регулиро-
вания. Если турбина отключается при паде-
нии нагрузки, разгоне, снижении давления
масла в подшипниках, поломке упорного под-
шипника, то специальный сигнал от масляной
линии низкого давления отключает реактор.
Регенеративный цикл представляет собой
замкнутую систему с деаэрацией в конденса-
Рис. 5-33. Типовая трехцилиндровая турбина насыщенного пара фирмы «Вестингауз» (Л, = 600-4-800 МВт). Макет
агрегата.
150
торе. Вакуум в конденсаторе поддерживается
с помощью сдвоенных паровоздушных эжек-
торов.
Отбор пара из ЦВД и основной пар, кон-
денсируемый в промежуточном перегревателе,
направляются к ПВД. Дренаж из ПВД посту-
пает к ПНД. Уровень воды в дренажном бакс
сепаратора регулируется автоматически, воз-
действием на выпуск из дренажных насосов
подогревателей. Дренаж из остальных ПНД
каскадно направляется к последующему ПНД
и в конце концов в конденсатор.
Турбины большей мощности (до Рэ=
= 1100 МВт) выполняются из четырех ци-
линдров, т. е. с добавлением еще одного двух-
поточного ЦНД с лопатками 1117 мм. Эти
турбины устанавливаются на АЭС «Индиан
Пойнт» и др. Общий вид такого агрегата
см. [61].
Двухпоточный ЦВД (рис. 5-34,а) спроек-
тирован с подводом пара в среднюю часть
через четыре регулирующих клапана, от кото-
рых пар по двум трубам направляется к соп-
ловым коробкам нижней части, по двум дру-
гим — к верхней части. В каждой из половин
цилиндра установлены две отдельные сопло-
вые коробки, имеющие свободное тепловое
расширение. В каждом потоке имеются одно-
венечные регулирующие ступени, после кото-
рых располагается по две группы ступеней.
В зависимости от объемного пропуска пара на
входе в турбину сопловое парораспределение
обеспечивает два пли три (при меньшем
G0v0) значения расхода при режимах пол-
ностью открытых клапанов. Сопловые короб-
ки ЦВД спроектированы с равномерным, сво-
бодным подводом пара ко всему сегменту
сопл.
В турбинах мощностью около 1 млн. кВт
ЦНД (рис. 5-34,6) сконструирован двустен-
ным, причем внутренний цилиндр имеет пол-
ную свободу теплового расширения. Преду-
смотрены тепловые экраны, благодаря кото-
рым внешний корпус не подвергается воздей-
ствию повышенной температуры. Ротор ЦНД—-
наборный с дисками, насаженными на вал.
Выход пара из ЦНД достаточно свободен,
с диффузорными патрубками. Общая длина
агрегата мощностью 1 млн. кВт вместе с гене-
ратором и возбудителем составляет 63 м.
Рис. 5-34. Элементы турбин насыщенного пара фирмы «Вестингауз».
zz — цилиндр высокого давления с разделенной регулирующей ступенью; б — цилиндр низкого давления; в — поперечный разрез
по паровпуску.
151
Рис. 5-35. Последовательное включение (по воде) конденсаторов турбин фирмы «Вестингауз».
а — схема с тремя конденсаторами; б — компоновка из двух конденсаторов.
На большинстве турбин АЭС используется
турбинный привод питательных насосов [136].
При давлении после парогенератора р^бМПа
турбопривод целесообразен для агрегатов мощ-
ностью Рэ>700 МВт; при больших р0 турбо-
привод становится оправданным при меньших
значениях Рэ. Основное внимание при кон-
струировании уделяется надежности этой тур-
бины. При нормальной нагрузке агрегата на-
чальное давление перед турбоприводом состав-
ляет 3 МПа. При пуске агрегата и его нагруз-
ке до 40% пар в турбопривод поступает из
парогенератора.
Конденсаторы по воде включаются после-
довательно, что даст заметный выигрыш в эко-
номичности. Этот выигрыш возрастает с уве-
личением температуры охлаждающей воды и
при частичной нагрузке агрегата. Так, для
трехступенчатого конденсатора турбины насы-
щенного пара Рэ=400 МВт и /о.в=25°С мощ-
ность первого (по потоку воды) ЦНД увели-
чивается на 3,5 МВт, второго — на 1,3 МВт,
а третьего уменьшается на 2,5 МВт*. Суммар-
ный выигрыш составляет АРЭ=2,3 МВт, т. е.
0,57% и при половинной нагрузке агрегата
(в относительных величинах) возрастает
втрое. На рис. 5-35,а показана схема с тремя
конденсаторами такого типа, а на рис. 5-35,6—
конструкция из двух конденсаторов [91].
Для подогревателей питательной воды
в двухконтурных схемах АЭС трубы в 50%
конструкций выполняются из сплавов цветных
металлов (монель-металл, медно-никелевые
сплавы, адмиралтейский сплав и др.), в осталь-
ных случаях — из нержавеющей стали и редко
из углеродистой.
Для одноконтурных АЭС дренажи систе-
мы подогрева питательной воды направляют-
ся каскадно в корпус следующего (по потоку
пара) подогревателя, а из последнего в кон-
денсатор. Трубки всех подогревателей выпол-
няются из нержавеющей стали. Применяв-
* Чем меньше нагружена последняя ступень тур-
бины, тем больше будет выигрыш.
152
шиеся ранее трубки из медных сплавов заме-
нены. В подогревателях предусмотрены воз-
можность удаления неконденсирующихся га-
зов и защита от эрозии и коррозии корпуса
подогревателей и трубопроводов. Все трубо-
проводы питательной воды и их арматура вы-
полнены из нержавеющей стали. Отборные
патрубки пара и линии дренажа изготовлены
из сплава Р/4% Gr, 7г% Мо. Основная деаэра-
ция производится в конденсаторе.
Конденсаторы имеют достаточные объемы
для удаления радиолитических газов. Конден-
сат должен удерживаться в конденсаторе как
минимум две минуты, что связано с временем
полураспада радиоактивных элементов. Кроме
того, производится контроль количества ра-
диолитического кислорода в различных местах
тепловой схемы [91].
Турбины фирмы ДЭ. Турбины насыщенного
пара выпускаются для АЭС с ВВРк (2/3 всех
турбин фирмы, предназначенных для АЭС) и
для блоков с ВВРд. Все эти турбины спроек-
тированы тихоходными: для США на «=30 с-1,
па экспорт — на «.=25 и 30 с-1.
Большинство турбин насыщенного пара
для ВВРк рассчитаны на р0=6,7 МПа или
близкое к этому значению давление. Все тур-
бины имеют одну ступень внешней сепарации.
В большинстве турбин для работы с ВВРк и
в новых агрегатах с ВВРд применяется двух-
ступенчатый промежуточный перегрев: первая
ступень перегрева осуществляется паром, от-
бираемым из ЦВД в месте, делящем тепло-
перепад ЦВД примерно пополам, а вторая
ступень — свежим паром. Такая схема повы-
шает экономичность установки на 2%. Пере-
грев обычно производится до /Пп=262^-268°С.
Конструкции СПП рассмотрены в § 4-4. Раз-
делительное давление принимается высоким и
составляет рразд=1,0-Ш,7 МПа, чаще всего
рра3д=1,2 МПа. Обычно перед ЦНД устанав-
ливается отсечная арматура.
Турбины компонуются из стандартных эле-
ментов в зависимости от мощности и наличия
промежуточного перегрева. ЦВД до Ps=
=500 МВт выполняется однопоточным, а при
больших мощностях — двухпоточным. Все
ЦНД — двухпоточные (исключение — турбины
Рэ=220 МВт для АЭС «Дрезден 1» с тремя
потоками). В зависимости от мощности, ва-
куума и длины последней лопатки турбина
имеет один, два или три ЦНД. Фирма ДЭ
в турбинах насыщенного пара применяет
последние ступени с лопатками меньшей дли-
ны, чем фирма «Вестингауз» и европейские
заводы. Максимальная длина лопатки 1092 мм
при /?=30 с-1, в пересчете на /?=25 с-1 эта
длина при том же 0 соответствует по напря-
жениям /=1300 мм, т. е. меньше, чем длины
1365, 1450 и 1500 мм для европейских турбин
на ц=25 с-1. Удельная нагрузка последних
ступеней составляет G/Q=12,5-^17 кг/(м2-с).
В турбинах высокого давления на /т=30 с-1
используются лопатки длиной 1320 мм (см.
табл. 2-1). Последние лопатки защищаются
стеллитом, свариваемым с основным мате-
риалом.
До 1966 г. в первых турбинах, включая
агрегат Ро=640 МВт для АЭС «Остер Крик»,
применялось дроссельное парораспределение.
Во многих последующих турбинах первые
диафрагмы заменены на сопловые коробки и
установлена одновспечная регулирующая сту-
пень. Режимы полностью открытых клапанов
соответствуют 60, 85 и 100% номинальной
мощности. По расчетам фирмы по сравнению
с дроссельным парораспределением выигрыш
в экономичности составляет 3,25; 1,5 и 0% со-
ответственно.
Облопачивание в турбинах — активного ти-
па, ротор ЦВД цельнокованый, роторы ЦНД—
с насадными дисками.
При выборе материалов для турбин учиты-
ваются особенности работы радиоактивным
паром и высокая степень влажности. Для кор-
пусов цилиндров, корпусов клапанов и диа-
фрагм высокого давления применяются стали,
хорошо сопротивляющиеся эрозии, кроме того,
некоторые детали, в частности кромки лопа-
ток, выполняются со специальным покрытием.
Для уменьшения размывания стыков и щелей
диафрагмы собираются в группы.
Большое внимание уделяется дренирова-
нию влаги из «мертвых» зон в цилиндрах.
Опыт эксплуатации первой мощной турбины
на /\ЭС «Дрезден 1», показал, что опасения
вредного влияния на металл пара, содержа-
щего свободный Ог, оказались преувеличен-
ными. Ревизия турбины после 25 тыс. ч рабо-
ты выявила, что большинство внутренних
узлов турбины имело лишь незначительные
следы эрозии и коррозии. Фирма заменила
чугунные диафрагмы низкого давления, в ко-
торых имелись следы эрозионного вымывания.
Некоторые паропроводы, выполненные из
углеродистой стали, были заменены новыми,,
из слаболегированной стали.
В турбинах первого поколения, не имею-
щих промежуточного перегрева при высоком
разделительном давлении, влажность в послед-
них ступенях низкого давления оказалась
больше, чем в турбинах высоких параметров
и в большинстве турбин насыщенного пара
других заводов и фирм. В ряде случаев диа-
граммная влажность в конце ЦНД достигает
ук=16%. Однако в этих турбинах, как пра-
вило, используются ЦНД обычных турбин.
Этого удалось достигнуть, с одной стороны,
за счет развитой системы влагоудаления,
с другой —- различными методами борьбы
с эрозией. Так, в турбине АЭС «Дрезден 1»
при номинальном режиме количество удален-
ной влаги составляло 12,5% общего расхода
пара в турбину. Фактическая влажность пара
при рк=5,1 кПа составила г/к=12,5%. Подроб-
ный анализ влагоудаления в этой турбине
представлен в § 7-1. С 1952 г. фирма ДЭ при-
меняет в турбинах высоких параметров в об-
ласти влажного пара зубчиковые лопатки, по
мнению фирмы, полностью решающие пробле-
му защиты от эрозии рабочих лопаток. Эта
конструкция (см. § 3-3) применяется в турби-
нах насыщенного пара многих фирм. Следует
отметить, что в турбинах по сравнению с ря-
дом турбин европейских заводов и турбин
ХТГЗ окружные скорости на периферии ло-
паток меньше.
Серийные турбины мощностью Рэ—450-^-
900 МВт для АЭС с ВВРк состоят из трех
цилиндров: двухпоточного ЦВД и двух двух-
поточных ЦНД (рис. 5-36). Турбины рассчи-
таны на р0=6,8 МПа с двухступенчатым пром-
перегревом до /ПП=268°С. Давление в конден-
саторе от р1{=3,3 кПа и выше.
Парораспределение в турбине — дроссель-
ное с подводом пара по всей окружности
в среднюю часть ЦВД. Четыре совмещенных
стопорно-регулирующих клапана расположены
группой рядом с ЦВД. Перед каждым ЦНД
устанавливаются один стопорный (диаметром
863 мм) и один регулирующий (диаметром
940 мм) клапаны, которые располагаются
в одном корпусе.
ЦВД имеет по шесть ступеней в каждом
потоке с возрастающим tZK- После третьей
ступени пар отбирается для промперсгрева
при ротб=2,9 МПа и /отб=237,5°С (при номи-
нальной нагрузке). Давление пара за ЦВД
рразд=1,14 МПа. Диафрагмы и внутренняя
расточка ЦВД имеют наплавку твердым
слоем для защиты от эрозии.
Из ЦВД пар по четырем ресиверам диа-
метром 915 мм направляется к сепараторам,
а затем в пароперегреватели, после чего про-
153
Рис. 5-36. Типовая турбина насыщенного или слабоперегретого пара фирмы ДЭ (Рэ = 850 МВт на и = 30 с >)•
а — цилиндр высокого давления; б — цилиндр низкого давления; в — продольный разрез турбины.
ходит систему отсечных и регулирующих кла-
панов. Пароперегреватели попарно установле-
ны по обе стороны турбины, к нижним (пер-
вая ступень) подводится пар из отбора ЦВД,
к верхним (вторая ступень)—свежий пар.
Поверхность нагрева каждого перегревателя
6740 м2. Трубки перегревателя диаметром
15,8 мм изготовлены из углеродистой стали.
Цилиндры низкого давления выполнены
с насадными дисками, с восемью ступенями
154
Рис. 5-37. Типовая турбина насыщенного пара
фирмы ДЭ (Рэ= 1100-ь 1300 МВт на /г=30 с-1)-
в каждом потоке и последней лопаткой с Зуб-
чиковой поверхностью длиной 965 мм (до
Рэ=850 МВт) и с 7=1092 мм (для Ра>
>850 МВт). Корневой диаметр ступеней пони-
жается по потоку. На выходе из последней
ступени установлены диффузоры. В ЦНД
имеется система отборов пара на регенератив-
ный подогрев питательной воды; в ЦВД отбо-
ров нет. Масса ротора длиной 10 м составляет
100 т. В ЦНД два корпуса — внешний, нахо-
дящийся под внутренним разряжением, и внут-
ренний, несущий диафрагмы и опираемый на
нижнюю половину выходного патрубка. Не-
смотря на осевое уравновешивание как ЦВД,
так и ЦНД упорный подшипник турбины, на-
ходящийся между ЦВД и первым ЦНД, рас-
считан на усилие 45 т. Каждый ЦНД имеет
свою мертвую точку, расположенную в его
средней части.
Рядом с ЦВД установлена группа из девя-
ти обводных клапанов, которые служат для
байпасирования пара, необходимого при сбро-
сах нагрузки, и поддержания давления в реак-
торе во время пуска. Обводные клапаны
управляются регулятором давления свежего
пара и обеспечивают пропуск до 40% наи-
большего расхода пара через турбину. Бай-
пасирование в конденсатор осуществляется
через редукционную установку от паропрово-
дов перед стопорными клапанами.
Расчеты фирмы показали, что если нс уста-
навливать отсечной арматуры перед ЦНД, то
возможен динамический заброс частоты вра-
щения на 30%.
Типовую турбину мощностью более
1 млн. кВт рассмотрим на примере турбины
для АЭС «Браунс Ферри» с ВВРк. Турбина
рассчитана на /70=6,8 МПа, /0=284°С и рк=
=6,8 кПа, номинальная мощность турбины
Рэ=1 ЮО МВт, а при отключенном подогрева-
теле высокого давления Рэмакс=1130 МВт.
Турбина при тт=30 с-1 выполняется одповаль-
ной с четырьмя цилиндрами: двухпоточным
ЦВД и тремя двухпоточными ЦНД (рис. 5-37).
Пар подается от реактора через четыре
паропровода диаметром 712 мм в количестве
6=1640 кг/с и проходит через четыре стопор-
ных клапана диаметром 610 мм и четыре ре-
гулирующих клапана диаметром 508 мм. Угло-
вая конструкция клапанов принята в резуль-
тате аэродинамической отработки, показавшей
небольшое падение давления и улучшение
стабильности при работе. После регулирующих
клапанов пар поступает в среднюю часть
ЦВД, где в первой ступени осуществляется
подвод пара по всей окружности. Два верх-
них подвода видны на рис. 5-37.
В ЦВД пар проходит через двухпоточную
диафрагму и семь ступеней в каждом потоке.
Ротор ЦВД — цельнокованый диаметром
975 мм. Alacca ротора в собранном виде —
около 68 т. Мощность ЦВД примерно 370 МВт.
Диафрагмы соединены попарно, сболчены
по горизонтальному разъему; поверхности, где
возможны протечки влажного пара, имеют
повышенную твердость. В диафрагмах над
лопатками предусмотрены влагоулавливаю-
щис карманы, которые тщательно дренируют-
ся, чтобы не допустить возврата влаги в па-
ровой поток.
Давление пара на выходе из ЦВД р^азя—
=1,45 МПа. Пар из ЦВД направляется по
шести паропроводам диаметром 1760 мм, при-
соединенным к ЦВД по три с каждого кон-
ца — из них один сверху и два снизу. При
влажности z/=12% пар поступает на подсуш-
ку. Затем по грубам диаметром 915 мм на-
правляется в ЦНД, пройдя предварительно
систему комбинированных клапанов, состоя-
щую из фильтра, стопорного клапана диамет-
ром 863 мм и регулирующего клапана диамет-
ром 945 мм и располагаемую в одном кова-
ном корпусе.
Конструкции ЦНД подобны тем, которые
использованы для турбины сверхкритических
параметров Рэ=900 МВт для ТЭС «Бул Ран».
Мощность каждого ЦНД примерно равна
250 МВт. В каждом потоке по семь ступеней,
С=Ю92 мм. Последние пять ступеней имеют
рабочие лопатки с Зубчиковой поверхностью.
Длина ротора 11,9 м, а масса его в собранном
виде составляет 136 т. Корпус ЦНД выполнен
двойным: пар поступает с двух сторон по ре-
сиверам диаметром 950 мм; подвод произво-
дится ниже горизонтального разъема (но вы-
ше фундамента), что позволяет поднимать
155
Рис. 5-38. Тепловая схема АЭС с ВВРд и начальным
перегревом пара с турбиной ДЭ (Рэ=922 МВт).
С — сепаратор; ПП — промперегреватель.
верхнюю крышку ЦНД, не трогая ресиверов.
Каждый цилиндр имеет свободное расшире-
ние: мертвые точки всех ЦНД находятся по-
середине корпуса. Разность тепловых расши-
рений последнего корпуса ЦНД составляет
примерно 5 см, что указывает на необходи-
мость тщательного подхода к выбору осевых
зазоров. Общая длина агрегата 68,6 м, а соб-
ственно турбины 49,7 м.
Для турбины разработана электрогидрав-
лическая система регулирования с использова-
нием ЭВМ. Гидравлическая система высокого
давления работает на негорючей жидкости и
приводит в действие паровые клапаны. Эта
система отделена от маслосиабжепия подшип-
ников. Во время нормальной работы турбины
регулирующие клапаны поддерживают по-
стоянное начальное давление пара, так как ре-
циркуляция в реакторе регулируется соответ-
ственно требуемой нагрузке.
Для ряда мощных блоков с ВВРд мощ-
ностью Рэ=880-^-1300 МВт фирма ДЭ проек-
тирует установки с начальным перегревом па-
ра А/о^2О°С. Примером такого блока может
служить установка, упрощенная схема кото-
рой показана на рис. 5-38. После ЦВД пар
направляется па подсушку во внешний сепара-
тор и далее в двухступенчатый перегреватель.
Система регенерации включает два отбора из
ЦВД и четыре из ЦНД.
Установки с начальным перегревом пара
составляют примерно 40% всех агрегатов фир-
мы для АЭС с ВВРд. В основном они соче-
таются с парогенератором фирмы «Бабкок-
Вилькокс». На АЭС «Окони» для этих паро-
генераторов были получены следующие резуль-
таты. При номинальной нагрузке, когда G—
=670 кг/с, р0=6,4 МПа, температура пара
/о=313,3°С при температуре насыщения tOs=
=279,8°С, т. е. А/о=33,5°С. Это существенно
выше гарантийного значения А/0=19°С. При
перегрузке С=745 кг/с, р0=6,44 МПа, tOs=
=280,2, /п.в=218°С, начальная температура
пара /0=311,1°С, т. е. А^=30,9°С. Отмечается
высокая надежность работы парогенератора и
устойчивость режимных параметров. При рас-
ходе мощности на собственные нужды АЭС
7’с.п=36 МВт, т. е. при
р»е™ = 886 МВт, ^ТТО = 34,4°/0-
Турбина четырехцилиндровая: один двух-
поточный ЦВД с дроссельным парораспреде-
лением и три двухпоточных ЦНД с Zz=965 мм.
Турбины такого типа широко применяются
фирмой ДЭ и для работы насыщенным паром.
Турбины фирм Японии
Японская атомная энергетика в основном
базируется на АЭС с водоохлаждаемыми реак-
торами, из которых по мощности находящих-
ся в эксплуатации, строящихся и заказанных
около 60% составляют АЭС с ВВРк. Турбины
для АЭС (так же, как и для ТЭС) изготавли-
ваются тремя фирмами, тесно связанными
с американскими фирмами и использующими
их конструкции. Так, фирма «Мицубиси», вы-
пускающая турбины для АЭС с ВВРд, связана
с фирмой «Вестингауз», а фирмы «Тосиба» и
«Хитачи» — с фирмой ДЭ.
Следует отметить, что за последние годы
японские турбостроительные фирмы создали
хорошо оснащенные лаборатории, а фирмы
«Хитачи» и «Тосиба» имеют натурные стенды
низкого давления. Экспериментальные иссле-
дования, собственные разработки, активное
использование для расчетов и проектирования
ЭВхМ позволили японским фирмам отойти от
лицензионных конструкций.
Одной из особенностей японской энер-
гетики является разная частота электриче-
ской сети 50 и 60 Гц. Японские турбины
насыщенного пара начиная с мощности Р9=
=340 МВт изготавливаются тихоходными и
в зависимости от месторасположения АЭС
имеют лг=25 и 30 с-1.
Фирма «Мицубиси» выпускает и проекти-
рует агрегаты насыщенного пара на «=30 с-1
мощностью от 340 до 1180 МВт для работы
с ВВРд и начальное давление р0=5,1 МПа и
реже на р0=5,9 МПа. Эти турбины с облопа-
чиванием реактивного типа с конструкцией,
аналогичной турбинам фирмы «Вестингауз».
Фирма «Тосиба» производит и проектирует
турбины насыщенного пара на «=25 с-1 (и
реже на «=30 с-1) для работы с ВВРк. Дав-
ление пара перед турбиной р0=6,56 МПа,,
мощность от 360 до 1200 МВт. Примером та-
кой турбины является агрегат для АЭС
«Фукушима» (блоки № 3 и 4) мощностью
156
Рис. 5-39. Турбина насыщенного пара фирмы «Тосиба» (Рэ = 784 МВт, п-т-25 с-1). Показан один из трех ЦНД.
Рэ=784 МВт, частота вращения «=25 с-1
[И2].
Турбина состоит из четырех двухпоточных
цилиндров (рис. 5-39). Начальные параметры:
р0=6,56 МПа, //о=О,4%. После ЦВД пар на-
правляется в сепаратор типа Пирлес, конст-
рукция которого описана в § 4-4. Разделитель-
ное давление рра3д=1,3 МПа, конечное давле-
ние рк=5 кПа. Подогрев питательной воды до
/ПВ=198°С производится в трех ПНД и двух
ПВД; имеется деаэратор. Питательные насосы
имеют привод от паровой турбины, получаю-
щей пар после СПИ. Расход пара Gi=
=1230 кг/с.
Турбина имеет дроссельное парораспоеде-
ление, в ЦВД каждый поток состоит из 8 сту-
пеней, а в ЦНД — из 10 ступеней. Длина по-
следней лопатки 889 мм. Описание системы
влагоудаления, в том числе используемых
фирмой зубчиковых лопаток, см. в гл. 4. Дли-
на турбины 44,5 м, высота осн агрегата 12,2 м.
По расчету фирмы влажность пара перед се-
паратором //1=12,2%, после сепаратора у—
=2%, а за последней ступенью //к=14,2%.
Фирма «Хитачи» изготавливает турбины на
те же параметры пара для работы с ВВРк
и аналогичной конструкции.
Турбина мощностью 540 МВт на «=30 с-1
состоит из однопоточного ЦВД и двух двух-
поточных ЦНД с последней лопаткой длиной
965 мм (см. [61]). Облопачивание — активно-
го типа. ЦВД имеет шесть ступеней постоян-
ного диаметра б/к, расположенных па цельно-
кованом роторе. Парораспределение дроссель-
ное. В ЦНД диски насадные. В каждом потоке
по восемь ступеней с существенно понижаю-
щимся корневым диаметром. В ЦНД развита
система влагоудаления (см. рис. 3-12); все
лопатки, включая последнюю, имеют перифе-
рийный бандаж. В трех последних ступенях
лопатки выполнены с Зубчиковой поверх-
ностью. В заказах фирмы имеются турбины
мощностью до Рэ=840 МВт.
ГЛАВА ШЕСТАЯ
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТУРБИН
6-1. ПРИНЦИПИАЛЬНЫЕ СХЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Общие принципы регулирования АЭС
АЭС обычно работают параллельно с дру-
гими электростанциями на общую электриче-
скую сеть. В равновесных режимах парал-
лельно работающие генераторы производят
столько энергии, сколько требуется потребите-
лям. Если генерируемая на электростанциях
мощность оказывается меньше потребляемой,
то разность мощностей покрывается за счет
изменения кинетической энергии всех вра-
щающихся машин, работающих в сети. При
этом частота переменного тока будет сни-
жаться. Наоборот, частота тока возрастает,
когда генерируемая мощность превышает по-
требляемую.
Отсюда следует основная задача регули-
рования: производство электроэнергии элек-
тростанциями должно в каждый момент време-
ни соответствовать потреблению. Критерием
этого соответствия является постоянство ча-
стоты. Номинальное ее значение (в СССР и
европейских странах 50 Гц) должно поддер-
живаться с минимальными отклонениями.
Распределение же выработки электроэнергии
по отдельным электростанциям и агрегатам
должно определяться минимумом прироста
эксплуатационных затрат.
Энергопотребление системы имеет ярко вы-
раженный неравномерный характер. Поэтому
регулирование распределения нагрузок между
электрическими станциями осуществляется
следующим образом. Значительная часть агре-
157
Рис. 6-1. Статические характеристики и принципиальные схемы регулирования блоков АЭС.
а — для базового блока: / — регулятор мощности; 2 — задатчик регулятора мощности; 3 — регулирующий клапан турбины; б и
в — для блоков, участвующих в поддержании частоты сети: 1 — регулятор частоты вращения; 2 — задатчик регулятора часто-
ты вращения; 5 — регулятор мощности; 4 — задатчик регулятора мощности; 5 — реверсивный электродвигатель; 6 — регупирующий'
клапан турбины.
гатов работает в так называемом «базовом»
режиме, отдавая в сеть.заданную постоянную
мощность. Кроме того, имеются агрегаты
(блоки), которые должны быть в состоянии
быстро менять свою мощность соответственно
переменной составляющей нагрузки сети. За-
висимость частоты вращения (и, следователь-
но, частоты сети) от мощности называется
статической характеристикой регулирования.
На рис. 6-1,а показаны статическая харак-
теристика базового агрегата (блока), выраба-
тывающего неизменную заданную нагрузку
вне зависимости от частоты сети, п принци-
пиальная схема регулирования. Это регулиро-
вание представляет собой систему автоматиче-
ской стабилизации, поддерживающую задан-
ное значение регулируемой величины — элек-
трической мощности. Если вырабатываемая
мощность Ра нс совпадает с заданным се зна-
чением Р^л, то в работу вступает пропор-
ционально-интегральный регулятор (ПИ-регу-
лятор), изменяя положение регулирующих
клапанов до тех пор, пока эти мощности не
сравняются.
Простейший способ получения статической
характеристики агрегата, участвующего в под-
держании частоты сети, с помощью регулиро-
вания турбины показан на рис. 6-1,6.
Регулируемой величиной является частота
вращения п ротора турбины, которая равна
или пропорциональна частоте переменного то-
ка. И здесь регулируемая величина п сравни-
вается с заданным ее значением пзал. Но
в этой схеме регулятор работает как пропор-
циональный (П-рсгулятор). Отклонению регу-
лируемой величины п от заданной пзал соот-
ветствует определенное положение регули-
рующих клапанов турбины и тем самым
определенная мощность Рэ. Клапаны турбины
открываются тем больше и электрогенератор
отдает в сеть тем большую мощность, чем
ниже значение частоты сети по сравнению
с заданием «зал. Это и обеспечивает желае-
мую статическую характеристику агрегата.
Участие АЭС в первичном регулировании
частоты сети при работе в базовом режиме
может быть достигнуто с помощью системы
регулирования, представленной на рис. 6-1,в.
Медленно действующий контур регулирования
мощности непосредственно нс связан с регу-
лирующими клапанами турбины, а с помощью
реверсивного электродвигателя воздействует
на задатчик подчиненного ,сму быстродейст-
вующего контура регулирования частоты вра-
щения. Последний приоткрывает регулирую-
щие клапаны турбины, когда частота сети сни-
жается, и прикрывает их, когда она растет.
Тем самым агрегат участвует в первичном
регулировании частоты. Но так как задание
подчиненному контуру регулирования частоты
вращения изменяется по командам контура
регулирования мощности, то вырабатываемая
и отдаваемая в сеть мощность данного блока
АЭС в среднем остается постоянной, что отве-
чает характеру работы АЭС в базовом режи-
ме. Колебания энергопотребления сети покры-
ваются другими электростанциями системы.
Хотя большинство АЭС в настоящее время
работает, как правило, с максимальным чис-
лом часов использования (см. гл. 7), ясно, что
по мере увеличения доли АЭС в общей уста-
новленной мощности энергосистемы атомные
электростанции будут участвовать нс только
в первичном регулировании- частоты сети, но
и привлекаться к работе в переменной части
графика нагрузки энергосистемы.
Турбины АЭС с точки зрения регулирова-
ния должны рассматриваться как часть еди-
ной энергетической установки еще в большей
степени, чем в блоках ТЭС. Регулирование
турбины часто не имеет четких границ в об-
щей системе регулирования блока, являясь
одной из ее подсистем.
Анализ регулирования блока АЭС начнем с рас-
смотрения регулирования ядерного реактора.
Для поддержания контролируемой цепной реакции
необходимо, чтобы реактивность реактора в стационар-
ном режиме равнялась нулю. Это означает, что в сред-
нем только один из т-пейтронов, образующихся при
158
делении одного ядра, вызывает новое деление ядра.
На реактивность существенно влияют температура,
плотность и количество воды, используемой как за-
медлитель и теплоноситель в водяных реакторах, а так-
же количество поглощающего материала, зависящее от
перемещения регулирующих стержней. Некоторые из
этих величин — обычно количество поглотителя и (или)
расход замедлителя — используются для изменения
реактивности и тем самым изменения мощности реак-
тора, в то время как остальные факторы выступают
как возмущающие воздействия для регулирования ре-
актора.
Регулирование мощности реактора перемещением
регулирующих стержней или изменением расхода за-
медлителя возможно только при ограниченных скоро-
стях изменения возмущающих воздействий. Поэтому
система регулирования и защиты турбины должна
обеспечить эти предельные значения такими, чтобы
они не были превышены при изменениях частоты сети
или нарушениях в работе турбины.
Ниже кратко рассматривается динамика
регулирования блоков АЭС с водоохлаждае-
мыми реакторами [НО].
Регулирование энергоблоков
с реакторами с водой под давлением (ВВРд)
АЭС с реакторами, охлаждаемыми водой
под давлением, имеет двухконтурную схему,
и в турбину обычно поступает насыщенный
пар (см. рис. 1-2,а). Если электрическая сеть
требует большую мощность, система регулиро-
вания турбины приоткрывает регулирующие
клапаны и увеличивает пропуск пара в тур-
бину. При этом во второй контур отводится
большее количество тепла и давление ро,
а значит, и температура насыщенного пара to
в нем снижаются Температура воды в первом
контуре на выходе из парогенератора Ар па-
дает, следовательно, уменьшается и средняя
температура теплоносителя (замедлителя)
в реакторе. Из-за отрицательного температур-
ного коэффициента теплоносителя реактив-
ность реактора растет и тем самым увеличи-
вается его тепловая мощность Ртепл- Тепло-
носитель в активной зоне реактора нагревает-
ся сильнее, и падение температуры воды на
входе в реактор top компенсируется ростом
се на выходе Ар, так что средняя темпера-
тура теплоносителя Ар остается постоянной
(рис. 6-2,а). В результате мощность реактора
увеличивается без перемещения регулирую-
щих стержней. ВВРд обладает, следовательно,
значительным положительным самовыравиива-
нием, что хорошо иллюстрируется, например,
полученными на математической модели и по-
казанными на рис. 6-3 переходными процес-
сами.
Переходные процессы рассчитаны для
ВВРд АЭС «Библис А» с РтеПл=3517 МВт
после 10%-ного скачка нагрузки при отклю-
ченной (штриховые линии) и включенной
(сплошные линии) системе регулирования
Рис. 6-2. Регулирование АЭС с ВВРд.
а — изменение параметров в зависимости от тепловой мощности
реактора; б — принципиальная схема регулирования АЭС «06-
ригейм»: / — регулятор мощности: 2— задатчик регулятора
мощности; 3 — распределитель нагрузок сети: 4— регулятор ча-
стоты вращения; 5 — регулятор давления свежего пара; 6 — за-
датчик регулятора давления свежего пара; 7—ограничитель;
8 — регулятор температуры теплоносителя; 9— механизм управ-
ления стержнями реактора; 10 — датчик средней температуры
теплоносителя; 11 — регулятор БРУ-К; 12 — задатчик регулятора
БРУ-К-
реактора. Эти графики тем нс менее показы-
вают, что регулирование ВВРд позволяет су-
щественно снизить динамические отклонения
Рр, Ро и Ар-
В качестве примера принципиальной схемы
регулирования АЭС с ВВРд рассмотрим схе-
му АЭС «Обригейм» (рис. 6-2,6).
Мощность турбипы и тем самым мощность
АЭС регулируется перестановкой регулирую-
щих клапанов. Система регулирования со-
стоит из контура регулирования мощности и
подчиненного ему контура регулирования ча-
стоты вращения. Предусмотрены два режима
эксплуатации: работа с постоянной нагрузкой
и работа в режиме регулирования частоты
сети. Мощность турбины может, следователь-
но, поддерживаться постоянной независимо от
частоты сети, или же АЭС в соответствии
с выбранной статической характеристикой
участвует в поддержании частоты сети. Кроме
того, на вырабатываемую мощность может
влиять вторичное регулирование сети, осу-
ществляемое, например, для оптимального
распределения нагрузок между агрегатами.
В систему регулирования турбины вводят-
ся, кроме того, ограничители скорости изме-
159
Рис. 6-3. Переходные процессы регулирования мощности
после 10%-ного скачка нагрузки па ВВРд АЭС «Библис»
(РТепл=3517 МВт).
/—электрическая мощность генератора; 2 — тепловая мощность
реактора; 3 — давление свежего пара; 4— средняя температура
теплоносителя; 5 — давление в первом контуре; 6 — реактив-
ность реактора;-----— при включенной системе регулирова-
ния реактора;-------— при отключенной системе регулирова-
ния реактора.
нения нагрузки, ограничители нижнего допу-
стимого значения давления пара и др.
Турбина имеет обводную систему для пере-
пуска пара прямо в конденсатор. При нор-
мальном режиме работы перепускные клапаны
закрыты. При достижении верхнего предель-
ного значения р0, например, при падении на-
грузки или срабатывании защиты турбины и
закрытии стопорного клапана турбины пере-
пускные клапаны открываются и свежий пар
помимо турбины направляется в конденсатор.
Благодаря значительной аккумулирующей
способности парогенератора достаточно осу-
ществить простейшее регулирование реактора
по требуемой мощности АЭС. При работе
в области больших нагрузок (выше 0,7Роном)
средняя температура теплоносителя Ар под-
держивается постоянной (рис. 6-2,а) внешним
контуром регулирования, который благодаря
самовыравниванию реактора действует только
как корректирующий. Действительное значе-
ние средней температуры теплоносителя, опре-
160
деляемое по температурам на входе и выходе
реактора, сравнивается с величиной, задавае-
мой вторичным регулятором давления свежего
пара в соответствии с установившейся нагруз-
кой. Разность между действительной и задан-
ной температурами Ар вызывает через регу-
лятор температуры теплоносителя перемеще-
ние регулирующих стержней.
При снижении нагрузки возрастают р0 и А-
Чтобы давление пара при нагрузках, меньших
0,7РЭНОМ, не оказалось слишком высоким, за-
даваемое значение средней температуры теп-
лоносителя снижается таким образом, чтобы
p0=const. Кроме температуры теплоносителя
системой компенсации объема регулируется
также его давление рр. В этой схеме, так же
как и во многих других, изменением содержа-
ния бора в теплоносителе компенсируется мед-
ленное изменение реактивности, обусловлен-
ное выгоранием горючего и ксенонным отрав-
лением.
На рис. 6-4 представлена упрощенная
блок-схема регулирования АЭС «Библис А»
с ВВРд [78].
При работе блока все изменения его на-
грузки определяются турбиной, а мощность
реактора приводится его системой регулирова-
ния в соответствие требуемому турбиной рас-
ходу пара.
Задание регулятору мощности блока изме-
няется оператором или автоматически цен-
27
Рис. 6-4. Принципиальная схема регулирования АЭС
«Библис» с ВВРд.
1 — регулятор электрической мощности блока; 2 — регулятор ча-
стоты вращения; 3 — регулятор положения регулирующего кла-
пана турбины; 4 — регулятор энергосистемы; 5 — устройство
контроля температуры стенок корпуса турбины; 6 — устройство
изменения статизма регулирования; 7 — регулятор минимально-
го давления свежего пара; 8 — регулятор максимального дав-
ления свежего пара; 9— регулятор уровня в парогенераторе;
10 — регулятор температуры теплоносителя; 11 — регулятор по-
ложения кассет основного регулирования мощности реактора;
12 — регулятор положения кассет тонкого регулирования мощ-
ности реактора; 13 — регулятор распределения энерговыделения
в активной зоне реактора; 14—ограничитель мощности реакто-
ра; 15 — сброс регулирующих стержней; 16 — устройство управ-
ления органами регулирования реактора; 17 — регулятор уров-
ня в компенсаторе объема; 18— регулятор давления теплоноси-
теля в первом контуре; 19 — регулирующие кассеты тонкого
регулирования мощности реактора; 20 — регулирующие кассеты
основного регулирования мощности реактора; 21 — борная кис-
лота; 22 — деионат.
тральным регулятором энергосистемы или
в соответствии со статической характеристикой
регулирования. Включенный параллельно ре-
гулятору мощности регулятор частоты враще-
ния управляет блоком в процессе пуска или
остановки, при синхронизации и в области
малых нагрузок. Выходной сигнал регулятора
мощности или частоты вращения поступает
на регулятор положения регулирующих кла-
панов турбины, который управляет их откры-
тием. Во избежание недопустимо большой ско-
рости изменения нагрузки блока задание по
мощности как от оператора, так и от сетевого
регулятора вводится через ограничитель
(устройство ввода задания по мощности). На
упрощенной блок-схеме регулирования он не
показан. Термические напряжения в ЦВД
турбины при изменениях мощности и частоты
вращения ограничиваются благодаря контро-
лю за температурой стенок корпуса ЦВД и
соответствующей программе режима эксплуа-
тации.
Предельное регулирование давления не до-
пускает возникновения опасных эксплуата-
ционных режимов из-за слишком больших от-
клонений давления свежего пара р0 от задан-
ного значения. При достижении предельного
нижнего уровня давления свежего пара мощ-
ность турбины контролируется регулятором
минимального давления и ограничивается до
тех пор, пока мощность реактора не будет
приведена в соответствие требуемому расхо-
ду пара. При достижении предельного верх-
него значения давления свежего пара излиш-
нее количество пара по команде регулятора
максимального давления сбрасывается через
быстродействующее редукционное устройство
(БРУ-К) в конденсатор.
Регулирование реактора приводит его
мощность в соответствие с требуемой мощ-
ностью электрогенератора поддержанием
средней температуры теплоносителя в первом
контуре постоянной в диапазоне нагрузок
Рэ=(0,2^-1,0) Р™м. Этим достигается, кроме
того, наилучшес использование регулировоч-
ных свойств реактора, определяемых отрица-
тельным коэффициентом реактивности (малое
перемещение регулирующих стержней), мини-
мальное изменение объема теплоносителя пер-
вого контура, наименьшие термические напря-
жения в конструктивных элементах. Регули-
руемой величиной является наивысшая из
измеренных в разных петлях реакторной уста-
новки средняя температура теплоносителя.
Для улучшения динамических характеристик
регулирования при больших изменениях на-
грузки вводится сигнал изменения задания
мощности блока.
Исполнительным органом регулирования
температуры теплоносителя являются регули-
рующие кассеты, в которые включено боль-
шинство черных (из материалов с большим
сечением поглощения тепловых нейтронов)
управляющих стержней. Для тонкого регули-
рования медленных изменений мощности при-
меняются дополнительно управляющие стерж-
ни (компенсирование эффекта Допплера).
Компенсация изменения реактивности, обус-
ловленного выгоранием, ксеноновым отравле-
нием и большими изменениями температуры
теплоносителя (при пуске и остановке), осу-
ществляется системой жидкостного борного
регулирования.
Чтобы избежать аварийного отключения
реактора в определенных эксплуатационных
режимах, предусматривается ограничение
мощности реактора, воздействующее на систе-
мы управления регулирующими кассетами и
мощностью электрогенератора.
Регулирование уровня воды в парогенера-
торах производится по трехимпульсной схеме
с контролем уровня и расходов питательной
воды и пара. Давление теплоносителя в пер-
вом контуре поддерживается компенсатором
объема с его системой подогрева, впрыска и
регулирования уровня.
Регулирование энергоблоков АЭС
с кипящими реакторами
На реактивность кипящего реактора наря-
ду с температурами горючего и замедлителя
сильное влияние оказывает образующаяся
в теплоносителе паровая фаза. Объем паро-
вой фазы в активной зоне определяется дав-
лением в реакторе и тепловыделением.
С ростом давления объем паровой фазы
уменьшается, и из-за лучшего замедляющего
действия теплоносителя реактивность, а вместе
с ней и мощность реактора повышаются и
давление в реакторе продолжает возрастать.
Эта положительная обратная связь для обес-
печения устойчивой работы реактора должна
быть компенсирована воздействием системы
регулирования.
Если давление в реакторе поддерживается
постоянным (рр^ро—const, Z2p^o=const), то
остаются две возможности изменять его мощ-
ность: перемещением регулирующих стержней
и изменением расхода теплоносителя. Выдви-
жением регулирующих стержней освобождает-
ся положительная реактивность, мощность
реактора растет и парообразование усиливает-
ся. При постоянном давлении благодаря само-
выравниванию реактор автоматически пере-
ходит на новый, более высокий уровень мощ-
ности.
При увеличении расхода теплоносителя
через реактор уменьшается время нахождения
11—580
161
Рис. 6-5. Принципиальная схема регулирования АЭС
«Дрезден 2» с ВВРк.
1 — регулятор мощности; 2 — задатчик регулятора мощности;
3— распределитель нагрузок сети; 4 — пропорциональный регу-
лятор; 5 — регулятор частоты вращения; 6 — задатчик регулято-
ра частоты вращения; 7—регулятор давления пара; 8— за-
датчик регулятора давления; 9 — регулятор частоты вращения
паровой фазы в активной зоне реактора. За-
медляющее действие охлаждающей воды,
а следовательно, и реактивность реактора
возрастают. Связанное с этим увеличение
мощности вызывает усиление парообразования
с отрицательным обратным воздействием на
реактивность, так что в конце концов уста-
навливается новый постоянный уровень мощ-
ности.
Регулирование блока турбина — кипящий
реактор при одноконтурной схеме рассмотрим
на примере АЭС «Дрезден 2» (рис. 6-5).
Регулирование мощности осуществляется
изменением расхода теплоносителя и (или)
перемещением регулирующих стержней. Пере-
становкой регулирующих клапанов турбины
давление в реакторе поддерживается с мак-
симально возможной точностью, а возникаю-
щее при этом изменение расхода пара приво-
дит к изменению мощности турбины.
Давление пара перед турбиной и тем са-
мым давление в реакторе системой регулиро-
вания поддерживается постоянным. Для этого
значение давления перед турбиной сравнива-
ется с заданным постоянным его значением,
и в случае рассогласования регулятор давле-
ния переставляет регулирующие клапаны тур-
бины. Регулятор частоты вращения турбины
работает как предельный и вступает в работу
только при определенном (чрезмерном) повы-
шении частоты вращения.
Предусмотрен перепуск пара помимо тур-
бины непосредственно в конденсатор. Пере-
пускные клапаны, также подчиненные регули-
рованию турбины, выполняют следующие
функции:
уменьшают подъем давления перед турби-
ной при закрытии регулирующих или стопор-
ных клапанов турбины, для чего система
перепуска должна быть достаточно быстро-
действующей;
регулируют давление при пуске турбины.
Регулятор частоты вращения увеличивает про-
пуск пара в турбину открытием регулирую-
щих клапанов, и одновременно с этим давле-
ние пара поддерживается закрытием пере-
пускных клапанов;
регулируют давление в реакторе после сра-
батывания защиты и отключения турбины,
обеспечивая отвод остаточного тепла из реак-
тора.
Для того чтобы изменить мощность реак-
тора и тем самым мощность АЭС, вручную
или дистанционно изменяют уставку (задан-
ное значение регулируемого параметра) регу-
лятора мощности, который затем изменяет
уставку регулятора частоты вращения глав-
ного циркуляционного насоса теплоносителя.
Уставка регулятора мощности АЭС опре-
деляется частотой сети в соответствии с его
статической характеристикой, а также может
задаваться или корректироваться вручную или
дистанционно от вышестоящего регулятора
энергосистемы. Отклонение регулируемого па-
раметра, определяемое сравнением его дейст-
вительного и заданного значений, через регу-
лятор мощности изменяет уставку контура
регулирования расхода теплоносителя, т. е.
частоту вращения главных циркуляционных
насосов (ГЦН). При этом изменяется мощ-
ность реактора. Регулятор давления пара
перед турбиной переставляет регулирующие
клапаны, чем изменяет пропуск пара через
турбину и тем самым ее мощность.
Изменение мощности реактора воздейст-
вием на расход теплоносителя имеет то пре-
имущество, что практически не искажается
распределение потока нейтронов, свойственное
регулированию перемещением стержней. Толь-
ко при больших изменениях нагрузки, превы-
шающих 30% первоначального значения, мощ-
ность реактора изменяется регулирующими
стержнями; при последующих меньших коле-
баниях нагрузки регулирование снова произ-
водится изменением расхода теплоносителя.
Для улучшения переходного процесса при
набросе нагрузки можно временно уменьшить
уставку регулятора давления, чтобы использо-
вать аккумулирующую способность парогене-
рирующей системы для получения дополни-
тельного количества пара. При изменении
уставки регулятора в сторону снижения дав-
ления часть воды быстро испаряется и в тур-
бину поступает дополнительное количество
пара. Длительность этого процесса, однако,
ограничивается тем обстоятельством, что уве-
личение расхода пара приводит к уменыпе-
162
Рис. 6-6. Принципиальная схема регулирования АЭС «Вюргасен» с ВВРк.
1— регулятор давления в реакторе; 2— регулятор давления пара перед турбиной; 3— формирователь задания по давлению; 4—
управление БРУ-К; 5 — гидромуфта; 6 — сервопривод управления гидромуфтой с внутренней обратной связью; 7 — формирование
запрета на повышение нагрузки; в — блокировка; 9— регулятор частоты вращения; 10—регулятор мощности; 11— динамическая
коррекция; 12 — вычислительное устройство для управления регулирующими стержнями; /3 — управление положением регулирую-
щих стержней; 14—предохранительный клапан; 15— датчик нейтронного потока; 16— датчик давления в реакторе; 17 — датчик
расхода свежего пара; 13 — датчик давления пара перед турбиной; 19 — датчик частоты вращения ротора турбины; 20— датчик
электрической мощности; 21 — датчик частоты сети; 22 — датчик частоты вращения ГЦН; 23 — задание регулятору мощности; 24 —
задание на изменение давления пара перед турбиной.
нию мощности реактора, т. е. действует в про-
тивоположном направлении.
На рис. 6-6 представлена структурная схема ре-
гулирования энергоблока с водо-водяным кипящим ре-
актором АЭС «Вюргасен» [84].
АЭС «Вюргасен» работает в диапазоне нагрузок
от 35 до 100%, участвуя в первичном и вторичном ре-
гулировании частоты в энергосистеме. При воздействии
регулятора частоты (первичное регулирование) нагруз-
ка квазискачкообразно может изменяться на +011P”OM ,
а под воздействием регулятора энергосистемы (вторич-
ное регулирование) на ±0,1/’э°м/мин. Нечувствитель-
ность регулирования составляет не более 5 мГц, ста-
тическая неравномерность равна 0,05.
Входной величиной контура регулирования мощ-
ности является заданное значение мощности, которое
после ограничения по максимуму сравнивается с те-
кущим значением мощности. Сигнал рассогласования
воспринимается ПИД-регулятором, который через под-
чиненный ему контур регулирования частоты враще-
ния ГЦН воздействует на эту частоту и тем самым
изменяет расход теплоносителя через активную зону
реактора. Для того чтобы при быстром увеличении
частоты вращения ГЦН возрастающий нейтронный по-
ток, опережая прирост расхода теплоносителя, не до-
стиг уставки отключения реактора, предусмотрен запрет
по чрезмерной скорости подъема нагрузки. Сигнал за-
прета препятствует дальнейшему подъему частоты вра-
щения ГЦН, когда нейтронная мощность достигнет
выставленного предельного значения, зависящего от
нагрузки.
При исчерпании возможности воздействия ГЦН на
нейтронную мощность (частота вращения ГЦН достиг-
ла нижнего или верхнего предельных значений) всту-
пает в работу система управления регулирующими
стержнями. Вычислительное устройство этой системы
определяет новое положение регулирующих стержней,
причем такое, что регулирование мощности реактора
с помощью ГЦН всегда находится в оптимальном
диапазоне.
Так как только нейтронная мощность может из-
меняться почти скачкообразно, в то время как при-
рост паропроизводителыюсти и электрической мощно-
сти затягивается во времени, быстрое увеличение на-
грузки блока может быть достигнуто за счет
использования для получения дополнительного
количества пара аккумулирующей способности паро-
генерирующей системы. Когда рассогласование между
заданным и текущим значениями мощности превышает
установленную величину, что может произойти, напри-
мер, при скачкообразном изменении уставки регуля-
тора мощности, регулятор формирования задания по
11*
163
давлению снижает уставку регулятора давления. Не-
которое количество воды в реакторе очень быстро
испаряется и в турбину поступает дополнительное ко-
личество пара. Изменение давления ограничивается
максимально допустимым значением. После окончания
переходного процесса задание по давлению медленно
возвращается к нормальному значению.
Регулятор давления в реакторе изменяет уставку
регулятора давления «до себя» таким образом, что
при возрастании нагрузки блока давление пара перед
турбиной снижается, а в реакторе остается постоян-
ным.
6-2. СХЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ И ЗАЩИТЫ
Более детальные схемы регулирования и
защиты турбин и блоков АЭС рассмотрим на
конкретных примерах.
Регулирование турбин насыщенного пара
ХТГЗ
Принципиальные схемы регулирования
турбин насыщенного пара К-220-44-2 и
К-500-65/3000 ХТГЗ, предназначенных для
работы соответственно с реакторами ВВРд и
ВВРк, показаны на рис. 6-7 [64]. Заводом
сохранена традиционная структура основного
контура регулирования частоты вращения,
применяемая для мощных паровых турбин
ТЭС. Основными особенностями этой структу-
ры являются:
использование в качестве датчика частоты
вращения центробежного масляного насоса
(импеллера), приводимого непосредственно от
ротора турбины;
наличие двух каскадов усиления — проточ-
ного и отсечного;
применение гидравлических прямых и об-
ратных связей и отсутствие рычажно-шарнир-
ных передач во всей цепи до главного серво-
мотора;
полная комг/енсированность схемы, обеспе-
чивающая независимость положения регули-
рующих органов от давления источника пита-
ния как в статике, так и в динамике.
Система защиты построена по общеприня-
тым принципам — полная независимость от
системы регулирования, дублирование наибо-
лее важных элементов и возможность перио-
дической проверки в процессе эксплуатации
без отключения турбины от сети. Отличия от
систем защиты обычных турбин обусловлены
особенностями АЭС и заключаются в исполь-
зовании дистанционных средств контроля и
управления, поскольку проведение этих опе-
раций по месту невозможно или нежелатель-
но, и сведении к минимуму возможности лож-
ного срабатывания защиты, связанного с вы-
бросом пара в атмосферу.
Контур защиты турбины по частоте вра-
щения выполнен гидравлическим, в котором
золотниковые устройства защиты в новых си-
стемах заменяются мембранными как наибо-
лее надежными благодаря отсутствию сил
трения и большим перестановочным усилиям.
Конструкция парораспределения турбин
определяется большими объемными расходами
пара и сравнительно невысокими его парамет-
рами, требующими по сравнению с обычными
турбинами той же мощности существенно
больших размеров клапанов и паропроводов.
Гис. 6-7. Принципиальные схемы регулирования турбин насыщенного пара ХТГЗ.
а ~ турбины К-220-44; б — турбины К-500-65/3000; 1 — импеллер; 2 — главный масляный насос; 3 — регулятор частоты вращения;
4 — настроечный дроссель; 5— отсечной золотник; 6 — главный сервомотор; 7 — сечение, управляемое регулятором частоты вра-
щения; 8— сечение обратной связи; 9 — сечение самовыключения отсечного золотника.
164
Для уменьшения динамического заброса
частоты вращения ротора после сброса полной
нагрузки с отключением турбогенератора от
сети на ресиверах, подводящих пар к ЦНД
турбин после сепараторов-перегревателей,
установлены отсечные заслонки, которые пово-
рачиваются односторонними пружинными сер-
вомоторами. Эти сервомоторы управляются
не только системой защиты, но также и систе-
мой регулирования.
Детальная схема регулирования и защиты
турбины К-220-44-2 (модернизированный ва-
риант) представлена на рис. 6-8 [51]. Система
регулирования предназначена для поддержа-
ния частоты вращения ротора турбогенера-
тора.
Насосная группа, образованная импеллером
и главным масляным насосом, располагается
в корпусе переднего подшипника. Масло к вса-
сывающим камерам обоих насосов подается
самотеком из напорного бака системы смазки.
Сигнал от датчика частоты вращения (импел-
лера) воспринимается всережимным поршне-
вым пружинным регулятором частоты враще-
ния, вступающим в работу при частоте вра-
щения «=7-4-8 с-1. При пуске турбины
регулятор поддерживает частоту вращения,
задаваемую командами оператора, автомата
пуска или управляющей ЭВМ.
Проточный золотник регулятора изменяет
слив масла из линии первого усиления пере-
менного давления, управляющей тремя серво-
моторами (двусторонним сервомотором регу-
лирующих клапанов и двумя односторонни-
ми сервомоторами заслонок промпсрегрева
0 1200). Усилие от давления масла в линии
первого усиления на нижний торец отсечного
золотника главного сервомотора уравновеши-
вается давлением масла па его верхний торец
(в линии обратной связи, управляемой кону-
сом самовыключения отсечного золотника и
конусом обратной связи сервомотора). Под-
вод масла в линии первого усиления и обрат-
ной связи осуществляется через блок настроеч-
ных дросселей.
Так как заслонки промперегрева при нор-
мальной работе, начиная примерно с нагрузки
0.3Рэном, полностью открыты, то отсечные зо-
лотники сервомоторов этих заслонок выпол-
нены без гидравлической компенсации, что
позволяет не увеличивать расход масла на до-
полнительные сливы из импульсных линий.
Усилие от давления масла в линии первого
усиления воспринимается в этих золотниках
пружинами, осуществляющими функции внут-
ренней обратной связи и одновременно пере-
дающими на золотники воздействие, обратной
связи сервомоторов. Для уменьшения застой-
ной нечувствительности сервомоторов засло-
нок и их золотников, не перемещающихся при
нормальных эксплуатационных режимах, пре-
дусмотрено периодическое расхаживание их
с помощью дистанционно управляемого расха-
живающего устройства золотникового типа.
Ввод в систему регулирования быстродей-
ствующих сигналов от энергосистемной авто-
матики осуществляется через элсктрогидрав-
лический преобразователь (ЭГП), который на
схеме рис. 6-8 не показан. Поступающие па
ЭГП электрические сигналы воспринимаются
электромеханическим преобразователем, опре-
деляющим перемещение следящего поршня от-
сечного золотника сервомотора, охваченного
жесткой обратной связью.
Система защиты турбины, имеющая свои
собственные датчики, промежуточные усилите-
ли и исполнительные органы, полностью не-
зависима от системы регулирования. Линия
защиты образована тупиковым ответвлением
от напорной линии.
Защита турбины от недопустимого повы-
шения частоты вращения ротора осуществляет-
ся двумя предохранительными выключателями.
При срабатывании любого из них смещается
соответствующий золотник предохранитель-
ных выключателей, открывающий слив масла
из линий зашиты и первого усиления. Паде-
ние давления в линии первого усиления вы-
зывает закрытие регулирующих клапанов и
заслонок промперегрева, а снижение давления
в линии защиты приводит к срабатыванию
двух параллельно работающих защитных зо-
лотников, открывающих дополнительный слив
из линии первого усиления и ускоряющих тем
самым закрытие регулирующих клапанов и
заслонок. Кроме того, падение давления в ли-
нии защиты вызывает смещение двух парал-
лельно включенных промежуточных золотни-
ков, которые отсекают подачу масла из на-
порной линии в линию, управляющую
односторонними сервомоторами стопорных
клапанов, и сообщают ее со сливом. Под дей-
ствием своих пружин срабатывают выключа-
тели этих сервомоторов, и они закрываются.
Для периодической проверки работоспособ-
ности и расхаживания кольцевых бойков пре-
дохранительных выключателей предусмотрена
возможность поочередного опробования их
при работе турбины под нагрузкой подводом
масла от специального золотника во внутрен-
ние полости колец. При этом золотник про-
веряемого предохранительного выключателя
отключается от линии защиты, чтобы срабаты-
вание бойка и золотника не привело к оста-
новке турбины.
Защита от недопустимого осевого сдвига
ротора производится бесконтактным электро-
индукционным реле, сигналы которого подают-
ся на электромагниты защитных золотников.
Сюда же поступают сигналы от электрических
165
Рис. 6-8. Схема регулирования и защиты турбины К-220-44-2 ХТГЗ.
/ —разюнное устройство; 1 — регулятор частоты вращения; 3 — блок настроечных дросселей; 4 — отсечной золотник; 5 — главный сервомотор; 6 — отсечной золотник;
7 —сервомотор заслонки промежуточного перегрева; 8 — расхаживающее устройство; 9 —- сервомотор стопорного клапана; 10 — защитный золотник с электромагнитом;
'/ — промежуточный золотник защиты; 12— блок золотников предохранительного выключателя; 13 — предохранительный выключатель; 14 — главный масляный насос;
15 — импеллер; 16 — пусковой масляный насос.
о>
Рис. 6-9. Схема регулирования и защиты турбины К-500-65/3000 ХТГЗ.
электрогидравли
тель; 10 — блок
1 _ сервомотор стопорного клапана; 2—блок стопорно-регулирующих клапанов; 3 —главный сервомотор с отсечным золотником; 4 — регулятор частоты вращения, 5 —
ческий преобразователь; 6 — сервомотор заслонки промперегрева; 7 —заслонка промперегрева; 8 — расхаживающее устройство; 9 — мембранный раздели-
золотников предохранительного выключателя; // — пусковой масляный насос; /2 — главный масляный насос; 13 — импеллер; 14— защитное устройство;
15 — расхаживающее устройство
реле давления, защищающих турбину от не-
допустимого снижения давления в системе
смазки. Срабатывание любого из защитных
золотников с электромагнитами приводит
к закрытию всех парозапорных органов.
Схема регулирования и защиты турбины
К-500-65/3000 (рис. 6-9) имеет много общего
со схемой турбины К-220-44-2. Кроме ряда
схемных решений одинаковы также и некото-
рые важнейшие узлы, в частности всережим-
ный регулятор частоты вращения, ЭГП и др.
Идентичны системы маслоснабжения. В кон-
структивном отношении наибольшие отличия
имеются в промежуточных усилителях систе-
мы защиты, где вместо золотников применены
мембраны. На мембранных элементах выпол-
нены выключатели сервомоторов стопорных
клапанов и заслонок промперегрева, промежу-
точные разделители и защитные устройства
с электромагнитами.
Существенно изменена схема управления
заслонками промперегрева. Если в турбине
К-220-44-2 заслонками управлял непосредст-
венно регулятор частоты вращения через ли-
нию первого усиления, то в турбине
К-500-65/3000 они попарно управляются отсеч-
ными золотниками главных сервомоторов.
Для этого на каждом отсечном золотнике
выполнено по два дополнительных поршенька,
перекрывающих сливные окна из линий,
управляющих выключателями заслонок. Пере-
крыша на окнах выбрана с таким расчетом,
что они открываются, когда отсечные золот-
ники проходят около трети своего максималь-
ного смещения в сторону закрытия клапанов.
При этом заслонки, нормально полностью
открытые, закрываются. Импульс, достаточно
сильный для того, чтобы заслонки начали за-
крываться, поступает от регулятора частоты
вращения при больших сбросах нагрузки с от-
ключением турбогенератора от сети или от
энергосистемной автоматики через ЭГП. В этих
случаях закрытие заслонок обеспечивает рез-
кое снижение мощности турбины. Так как сто-
порные клапаны должны оставаться открыты-
ми, то линии, управляющие заслонками, отде-
лены от линии защиты двумя мембранными
разделителями. При срабатывании защитных
органов падает давление в линии защиты,
в линиях, управляющих заслонками, и в ли-
нии первого усиления, так что все парозапор-
ные органы закрываются.
Применение двух мембранных разделите-
лей, каждый из которых управляет двумя за-
слонками, служит предотвращению возможно-
сти закрытия всех заслонок одновременно при
незакрытых регулирующих или стопорных
клапанах. Опасность такой ситуации обуслов-
лена относительно малой пропускной способ-
ностью предохранительного клапана (20—
25% полного расхода пара) на линии пром-
перегрева.
Для дополнительной защиты линии пром-
перегрева от недопустимого повышения давле-
ния в ней в систему защиты введено два элек-
трических сигнала, воздействующих на элек-
тромагниты защитных устройств. Первый, так
называемый сигнал по несоответствию откры-
тия клапанов потается, когда при всех закры-
тых заслонках промперегрева нс закрыт хотя
бы один регулирующий клапан. Второй сиг-
нал подается реле давления при повышении
до опасного уровня давления пара в холодной
нитке пароперегревателя.
Стопорные клапаны и заслонки промпере-
грсва, находящиеся в эксплуатации в пол-
ностью открытом положении, поочередно пе-
риодически дистанционно расхаживаются на
полный ход.
Подробное описание конструкций важней-
ших элементов системы регулирования и за-
щиты турбины К-500-65/3000, таких, как ре-
гулятор частоты вращения, главный сервомо-
тор, защитное устройство и др., дано в [51].
Там же наряду с более детальным описанием
систем регулирования и защиты турбин
К-220-44-2 и К-500-65/3000 рассмотрена си-
стема регулирования и защиты турбины
К-500-60/1500.
Регулирование турбин насыщенного пара
фирмы ББЦ
Тепловая схема АЭС «Бецнау» с ВВРд и
турбинами ББЦ с элементами регулирования
дана на рис. 6-10 [133]. Первый контур элек-
тростанции включает реактор с водой под
давлением с двумя параллельными контурами
охлаждения на обычной воде; второй контур
образуют две одинаковые турбоустановки.
К турбине пар подводится через четыре
комбинированных стопорных и регулирующих
клапана. Для работы при перегрузочных ре-
жимах имеются, кроме того, еще два обвод-
ных клапана, через которые свежий пар под-
водится в камеру регулирующей ступени.
После сепараторов-п-ерегревателей на входе
в ЦНД установлены отсечные клапаны
(см. рис. 4-2,6).
Из-за ограниченной регулировочной способ-
ности реактора при внезапных сбросах на-
грузки турбин генерируемый пар в течение
некоторого времени через перепускные или
предохранительные клапаны должен сбрасы-
ваться в конденсатор или соответственно
в атмосферу. Пропускная способность этих
клапанов должна быть достаточной для того,,
чтобы нс требовалось остановки реактора и
при полном сбросе нагрузки обеих турбин.
168
Рис. 6-10. Упрощенная тепловая схема АЭС «Бецнау» с ВВРд.
1 — реактор; 2 — парогенератор; 3 — циркуляционный насос; 4 — ЧВД турбины; 5 — сепаратор-пароперегреватель; 6 — ЧНД турби-
ны; 7 — генератор; 8—конденсатор; 9— конденсатный насос; 10 — сальниковый подогреватель; 11— подогреватель низкого давле-
ния; 12 — деаэратор; 13 — питательный насос; 14 — подогреватель высокого дарления; 15 — центробежный регулятор частоты вра-
щения; 16— датчик частоты вращения «Турботрол»; /7 — ограничитель давления свежего пара; 18 — ограничитель давления
пара в камере регулирующей ступени; 19 — комбинированный стопорно-регулирующий клапан; 20 — комбинированный стопорно-
перегрузочный клапан; 21 — отсечной клапан на подводе свежего пара к пароперегревателю; 22 — отсечная заслонка; 23 — БРУ-К;
24, 25 — предохранительные клапаны; 26—дренажный клапан; 27 — обратный клапан; 28 — регулирующий клапан; 29 — дренаж-
ный насос; 30—регулирующий клапан; 31— регулирующий клапан; 32 — регулирующий клапан; 33 — обратный клапан.
Системы регулирования и защиты каждой
турбины выполнены гидравлическими. По со-
ображениям надежности все важнейшие кла-
паны (регулирующие, стопорные, перепускные
и предохранительные) закрываются пружина-
ми; только отсечные клапаны открываются и
закрываются давлением масла.
Давление импульсного масла, которому
приблизительно пропорционален расход пара
через регулирующие клапаны, определяется
либо центробежным регулятором частоты вра-
щения, либо электронным регулятором «Тур-
ботрол» 1 через электрогидравлический преоб-
разователь. Как центробежный регулятор, так
и «Турботрол» действуют таким образом, что
с ростом частоты вращения давление масла
в импульсной линии падает.
Центробежный регулятор частоты враще-
ния приводится во вращение от вала турбины
с помощью зубчатой передачи и управляет
турбиной при пуске, а при нормальной экс-
плуатации передает функции регулирования
«Турботролу», выполняя после этого функции
предельного регулятора.
На «Турботроле» устанавливаются опреде-
ляемые реактором допустимые скачок нагруз-
1 Фирменное название комплектного автоматиче-
ского устройства.
ки и скорость ее изменения. На АЭС «Бецнау»
скачок нагрузки ограничен ±10%, а после-
дующая скорость ее изменения ±5% в мину-
ту (отнесенные к максимальной мощности
реактора).
Мощность реактора определяется сигна-
лом, образованным по сумме нагрузок гене-
раторов. Соответственно этому сигналу изме-
няется уставка задатчика регулирования сред-
ней температуры первичного контура. При
возрастающей мощности значение уставки
также повышается. В этом случае давление
свежего пара с ростом нагрузки падает
в меньшей степени, чем это имело бы место
из-за увеличивающейся теплопередачи в па-
рогенераторе при постоянной средней темпе-
ратуре в первом контуре. Регулирование
средней температуры осуществляется переме-
щением регулирующих стержней в реакторе.
Ограничитель давления свежего пара при
быстром его падении снижает давление в им-
пульсной линии. Уставка этого предельного
регулятора настраивается на зависящее от
нагрузки давление пара. Он защищает уста-
новку от возможных последствий перегрузки
парогенератора. При повышении давления па-
ра или при медленном снижении его регуля-
тор в действие не вступает.
169
Для защиты турбины от перегрузки пре-
дусмотрен ограничитель давления в камере
регулирующей ступени, который при слишком
высоком давлении снижает давление масла
в импульсной линии. Второй защитой являет-
ся ограничение максимальной нагрузки в «Тур-
ботроле».
Комбинированные стопорно-регулирующие
клапаны рассчитаны на пропуск больших
объемов насыщенного пара и выполнены одно-
седельными, разгруженными от паровых
усилий.
Регулирующие клапаны перемещаются гид-
равлическими сервомоторами с обратной
связью по положению клапана, осуществляе-
мой с помощью профильной кулачковой шай-
бы и дающей возможность обеспечить любую
желаемую статическую характеристику. Все
клапаны при эксплуатации могут расхажи-
ваться па полный ход.
На перепускных паропроводах после сепа-
раторов-перегревателей установлены дроссель-
ные клапаны, соответствующие отсечным кла-
панам после промежуточного пароперегрева-
теля в обычных паротурбинных установках.
Дроссельные клапаны предотвращают слиш-
ком большой подъем частоты вращения при
сбросах нагрузки из-за расширения аккумули-
рованного пара и испарения воды в паровом
тракте. Клапаны управляются непосредствен-
но импульсной линией и закрываются при
снижении давления в ней. Двусторонние сер-
вомоторы выполнены без пружин. Для того
чтобы обеспечить закрытие клапанов при
исчезновении питания силовым маслом, к на-
порным линиям подключены масляные акку-
муляторы. Сервомоторы, так же как и у ре-
гулирующих клапанов, выполнены с обратной
связью с помощью кулачковых шайб для обес-
печения желаемых расходных характеристик.
При внезапном закрытии отсечных клапа-
нов возникает опасность, что в сепараторе-
пароперегревателе возникнет недопустимое по-
вышение давления. Эти аппараты могли бы
защищаться предохранительными клапанами,
что, однако, трудно выполнимо, если принять
во внимание очень большую пропускную спо-
собность ЧВД и низкое разделительное дав-
ление. В этих аварийных случаях подается
импульс на закрытие регулирующих и стопор-
ных клапанов.
При разгрузке турбин или при остановке
реактора избыточное тепло отводится в кон-
денсатор дросселированием свежего пара пе-
репускными клапанами и охлаждением его
впрыском конденсата. Эти клапаны имеют
пропускную способность, равную 10% макси-
мальной паропроизводительности реактора.
При быстрой разгрузке турбин, особенно
когда вследствие внешних повреждений тур-
богенераторы отключаются от сети, пар, кото-
рый не может быть отведен в конденсатор
через турбину или перепускные клапаны, вы-
брасывается в атмосферу. Для этой цели на
паропроводах свежего пара между корпусом
реактора и машинным залом устанавливается
пять предохранительных клапанов, каждый из
которых имеет пропускную способность, со-
ставляющую 15% максимальной паропроизво-
дительности реактора. Следовательно, близкий
к полному сброс нагрузки не вызовет аварий-
ного отключения реактора или генераторов.
При отключении от сети особенно важно, что-
бы генераторы сохранили энергообеспечение
вспомогательного оборудования и прежде все-
го главных циркуляционных насосов первого
контура реактора.
Управление перепускными и предохрани-
тельными клапанами осуществляется гидрав-
лически по сигналам системы регулирования,
образованным по разности заданного и дейст-
вительного значений средней температуры
в первом контуре. Этим после внезапного сни-
жения нагрузки турбин мощность реактора
снижается с максимально возможной ско-
ростью в пределах его регулировочной спо-
собности.
Специальными мерами предотвращается
слишком большое открытие регулирующих
клапанов, чем исключается чрезмерное увели-
чение паропроизводительности парогенератора
и как следствие недопустимое охлаждение
первого контура.
Обусловленное совместной работой реакто-
ра с двумя турбинами соотношение расходов
питательной воды для наиболее рационально-
го режима эксплуатации должно быть про-
порциональным паровой нагрузке турбин. Это
осуществляется электронными регуляторами
с пневматически управляемыми клапанами,
установленными на обеих линиях после пита-
тельных насосов. Суммарный расход пита-
тельной воды двух парогенераторов также
регулируется электронной системой регулиро-
вания.
В определенных случаях регулятор пита-
ния может прямо воздействовать на клапаны
питательной воды в системе регенеративного
подогрева, например, с целью предотвратить
опорожнение парогенератора при сбросе пара
в атмосферу.
Каждая из двух турбоустановок оснащена
автоматикой пуска типа «Турбомат», задача-
ми которой являются пуск, синхронизация и
нагружение установки без вмешательства
эксплуатационного персонала. После оконча-
ния процесса пуска «Турбомат» используется
как дополнительное контрольное устройство,
стоящее над системами регулирования и за-
щиты турбины.
170
Темп разворота и нагружения турбины за-
висит от температур пара и стенок корпуса
турбины. В начале разворота на основании
измерений температур вычисляется допусти-
мая скорость подъема частоты вращения и
с этой скоростью турбина разворачивается до
номинальной частоты вращения. Если процесс
пуска по какой-либо причине приостанавлива-
ется, например по сигналу от реактора, то при
продолжении пуска эта скорость вычисляется
заново. Области критических частот вращения
проходятся как можно быстрее. После син-
хронизации турбогенератора с сетью вычисля-
ется скорость дальнейшего нагружения, но
обычно подъем нагрузки скорее ограничивает-
ся реактором, а не турбинами.
Фирма ББЦ устанавливает на многие
турбины для тепловых и атомных электро-
станций наряду с традиционными гидравличе-
скими системами регулирования электронные
регулирующие устройства семейства «Турбо-
трол».
Устройство «Турботрол-4», блок-схема и
функциональная схема которого показаны на
рис. 6-11 и 6-12 [72], осуществляет автома-
Рис. 6-11. Блок-схема электронного регулирующего
устройства ББЦ «Турботрол-4».
/ — регулятор сети; 2 — согласующее устройство; 3— программ-
ный задатчик мощности; 4 — регулятор частоты; 5 — сумматор;
6 — формирователь задания; 7 — согласующее устройство; 8 —
ограничитель ускорения; 9 — связь электронной и гидравличе-
ской системы защиты; 10 — регулятор давления свежего пара;
// — автомат пуска; 12— главный регулятор; 13 — устройство
контроля термических напряжений в турбине; 14 — избиратель
минимального сигнала; 15 — переключатель вида управления;
16 — регулятор положения регулирующих клапанов; 17 — гидро-
динамическая система регулирования; 18 — элекгрогидравличе-
скин преобразователь; 19 — сервомотор регулирующих клапанов
турбины; 20— турбина.
тический пуск турбины с учетом критических
частот вращения ротора и термических напря-
жений, регулирование частоты вращения на
холостом ходе и при работе в изолированной
сети, регулирование мощности при работе
в энергосистеме, блочное регулирование, т. е.
Рис. 6-12. Функциональная схема электронного регули-
рующего устройства ББЦ «Турботрол-4».
1 — переключатель; 2 — элемент сравнения; 3 — пропорциональ-
ный усилитель; 4 — ограничитель минимального и максималь-
ного значений; 5 — избиратель минимального сигнала; 6 — ин-
тегратор; 7 — множительный элемент; 8 — сумматор; 9 — изби-
ратель максимального сигнала; 10 — верхнее предельное значе-
ние; 11 — регулятор сети; 12 — ограничитель градиента; 13 —
ограничитель скачка и градиента; 14 — термические напряжения
в турбине; 15 — программный задатчик автомата пуска; 16 —
логическое устройство; 17 — выключатель; 18 — переключатель
вида управления; 19 — электрогидравлический преобразователь;
20— регулятор «до себя»; 21 — механизм управления; 22— регу-
лирующий клапан; 23 — управляющее воздействие для регуля-
тора положения регулирующих клапанов; 24 — от блочного ре-
гулирования; 25 — ручное воздействие; ПИ, ПИД-регуляторы —
пропорционально-интегральный и пропорциоиально-интегрально-
дифференциальный.
171
согласованное регулирование турбины и паро-
генерирующей установки, удержание частоты
вращения турбины после сброса нагрузки
в допустимых пределах и другие функции.
Автомат пуска осуществляет регулируемый
по частоте вращения разворот турбины, начи-
ная с произвольной и кончая номинальной
частотой вращения. Для этого программный
задатчик автомата пуска через переключа-
тель, находящийся в положении «автоматиче-
ское управление», с определенной скоростью
dnjdx изменяет задание по частоте вращения
«зад. Во избежание недопустимого скачка ча-
стоты вращения при включении автомата
пуска переключатель деблокируется, когда за-
данная и истинная частоты вращения станут
равными. Управляющим воздействием автома-
та пуска, реализующего ПИД-закон управле-
ния, через избиратель минимального сигнала,
регулятор положения регулирующих клапанов,
электрогидравлический преобразователь и гид-
равлическую систему определяется положение
регулирующих клапанов турбины. Области
критических частот вращения проходятся
с максимально допустимой скоростью.
После достижения номинальной частоты
вращения регулятор частоты через главный
регулятор плавно отключает автомат пуска,
которому после этого устанавливается зада-
ние по частоте вращения на уровне 106%.
После синхронизации и включения турбоге-
нератора в сеть программный задатчик мощно-
сти на основании выбранных конечного значе-
ния мощности РЕЭН и скорости нагружения
-{-dP/dt или разгружения —dP^dx турбоуста-
новки формирует управляющее воздействие
которое суммируется с выходным сигналом
регулятора частоты. В регуляторе частоты
сравнивается заданная /гзад и истинная п ча-
стоты электрического тока и с учетом неравно-
мерности регулирования 6 определяется доля
мощности, зависящая от частоты. Значение 6
при этом может плавно выставляться в пре-
делах от 0,01 до 0,10, а при необходимости
может быть также введена зона нечувстви-
тельности по частоте.
Выходной сигнал сумматора поступает
в формирователь задания, который получает
также сигналы от разного рода ограничителей
и от блочного регулирования.
Ограничитель максимальной мощности зада-
ет предельное по условиям работы турбины или
парогенерирующей установки значение мощно-
сти р™акс, которое не должно быть превышено
ни при каких обстоятельствах.
Турбоагрегат и парогенератор нежелатель-
но подвергать воздействию больших внезап-
ных изменений нагрузки, которые могут воз-
никнуть при значительных колебаниях частоты
сети, например при системных авариях или
иных крупных возмущениях. Для этого в фор-
мирователь задания вводятся ограничения на
скачок мощности и скорость последующего ее
изменения. Сюда же поступают сигналы огра-
ничений по термическим напряжениям
Ограничитель минимальной мощности пре-
пятствует нежелательному отключению турбо-
установки защитой по обратному току гене-
ратора, которое может произойти после син-
хронизации. Сигнал задания минимальной
мощности вводится сразу после включения
генератора в сеть и определяет нижний пре-
дел мощности, на котором может работать
электрогенератор. Когда задание по мощности
превосходит это значение, ограничитель авто-
матически и плавно отключается, оставаясь
в резерве.
Выходной сигнал формирователя задания
сравнивается в главном регуляторе с текущим
значением регулируемой величины — мощно-
сти. Для стабилизации давления пара перед
турбиной в главный регулятор также вводит-
ся корректирующий сигнал по отклонению
в определенных пределах давления свежего
пара. Чтобы при нарушениях в работе паро-
генерирующей установки и быстрых положи-
тельных изменениях нагрузки избежать слиш-
ком большого снижения давления пара перед
турбиной; при отклонении давления до зара-
нее установленного уровня Ар в работу всту-
пает регулятор давления свежего пара, сни-
жая мощность турбины в соответствии с рас-
полагаемой паропроизводитслыюстыо установ-
ки. Главный регулятор при этом блокируется.
При необходимости можно принять Ар=0 и
перейти к регулированию «до себя».
При сбросе нагрузки с отключением турбо-
генератора от сети ограничитель ускорения
прежде всего обеспечивает быстрое закрытие
регулирующих клапанов турбины. Одновре-
менно в течение короткого промежутка вре-
мени (менее 1 с) задание по мощности умень-
шается до нуля. Как только разгон турбины
прекратится, ограничитель ускорения выводит-
ся из работы и задание по частоте вращения
через регулятор мощности определяет частоту
вращения ротора соответствующим открытием
регулирующих клапанов турбины.
Переключатель вида управления нормаль-
но находится в положении «автоматическое
управление» и автоматически переводится
в положение «дистанционное управление» по
команде устройства, контролирующего работу
электронной части системы регулирования.
Поддержание всех параметров в допустимых
пределах в этом случае осуществляется гид-
равлической системой регулирования и экс-
плуатационным персоналом.
172
Общеблочное регулирование АЭС с ВВРд
фирмы БББР
Для АЭС «Окони» мощностью около
900 МВт (см. § 5-4) и проектируемой АЭС
«Мюльхайм-Керлих» мощностью 1200 МВт
(см. § 5-3) разработано общеблочное регули-
рование, схема которого показана на рис. 6-13
[121].
Регулирование этих АЭС включает конту-
ры регулирования реактора, парогенераторов
(по два на реактор), турбины и БРУ-К (быст-
родействующей редукционной установки для
сброса пара помимо турбины в конденсатор).
Основная задача регулирования — переме-
щением регулирующих стержней реактора, ре-
гулирующих клапанов питания парогенерато-
ров, регулирующих клапанов турбины обеспе-
чить требуемое изменение нагрузки при
постоянных средней температуре теплоносите-
ля первого контура и давлении свежего пара
перед турбиной. БРУ-К используется при
пуске блока, а также для ограничения давле-
ния свежего пара.
На АЭС «Окони» регулирующие стержни
реактора перемещаются последовательно, за
исключением области малых изменений реак-
тивности (в пределах первой и последней чет-
вертей хода), когда стержни соседних групп
перемещаются одновременно. Последняя груп-
па стержней компенсирует ксеноновое отрав-
ление во время переходных процессов при
изменениях нагрузки.
На АЭС «Мюльхайм-Кёрлих» две послед-
ние группы регулирующих стержней переме-
щаются одновременно. Ксеноновый эффект
подавляется изменением концентрации борной
кислоты, которая устанавливается на таком
уровне, чтобы регулирующие стержни незави-
Рис. 6-13. Схема общеблочного регулирования АЭС
«Окони» и АЭС «Мюльхайм-Кёрлих» с ВВРд.
1 — формирователь задания по мощности блока; 2 — регулиро-
вание реактора; 3— регулирование парогенератора; 4 — регули-
рование турбины и БРУ-К; 5 — измеритель Потока нейтронов;
6 — реактор; 7 — регулирующие стержни; й — парогенератор;
9 — питательный клапан; 10 — регулирующий клапан турбины;
11 — турбина; 12 — генератор; /3 — конденсатор; 14 — БРУ-К;
15 — ГЦН; 16 — требуемая нагрузка; 17 — ограничения.
симо от степени выгорания топлива находи-
лись е оптимальном диапазоне.
Для измерения мощности реактора преду
смотрено пять каналов с ионизационными ка-
мерами, три из которых используются в си-
стеме регулирования. Основной особенностью
формирования задания по мощности блока,
принципиальная схема которого представлена
па рис. 6-14, является параллельное изменение
задания всем подчиненным контурам регули-
рования, чем достигается существенное повы-
шение быстродействия.
При отклонении частоты в энергосистеме
в общеблочиый сигнал задания по нагрузке
вводится соответствующая коррекция. Кроме
того, предусмотрены ограничения этого зада-
ния на величину скачка мощности и на ско-
рость ее изменения, а при возникновении ава-
рийных ситуаций производится разгрузка на
заданную величину с определенной скоростью.
Сигнал, прошедший устройства ограничения,
вводится в схему формирования задания по
мощности для контуров регулирования реакто-
Рис. 6-14. Принципиальная схема формирования задания
по мощности.
1 — регулятор сети; 2 — переключатель вида управления; 3 —
коррекция по частоте; 4 — заданное значение мощности; 5 —
ограничивающие критерии; б — ограничения по скачку мощности
и скорости ее изменения; 7 — текущее значение мощности: 8 —
П-регулятор; 9— И-регулятор; 10— множительное устройство:
11 — текущее значение давления: 12 — заданное значение давле-
ния; 13 — подключение фиксированного задания по давлению
(при необходимости); 14 — ПИ-регулятор; 15 — регулирование
БРУ-К; 16 — регулирование реактора; // — регулирование паро-
генератора; 18 — регулирование турбины.
173
ра, парогенераторов и турбины. Задание по
мощности турбины воздействует на регулятор
положения регулирующих клапанов, который
через электрогидравлический преобразователь
изменяет давление масла в импульсной линии,
управляющей сервомоторами регулирующих
клапанов. На вход регулятора положения по-
дается также сигнал по отклонению давления
свежего пара. Сигналы по отклонению давле-
ния и мощности одновременно воздействуют
и на контуры регулирования реактора и паро-
генераторов.
При пуске реактора и работе на мощности
в диапазоне изменения нагрузки до 15% но-
минальной реактор регулируется вручную,
воздействием на регулирующие стержни.
Обратная связь по нейтронному потоку дает
возможность регулировать мощность достаточ-
но точно. При более высоких нагрузках вклю-
чается автоматика и благодаря достаточно
высокому быстродействию контура регулиро-
вания реактора с обратной связью по ней-
тронному потоку задание по мощности отра-
батывается таким образом, что средняя тем-
пература теплоносителя первого контура под-
держивается почти постоянной. Отклонения
температуры используются в качестве коррек-
тирующего сигнала. Задание по мощности
реактора, формируемое по сигналу общеблоч-
ного регулятора, скорректированное в соот-
ветствии с отклонением температуры, проходит
через устройство ограничения по максимуму и
минимуму. Помимо этого предусмотрено огра-
ничение по расходу питательной воды: когда
расход становится на 5% меньше заданного,
мощность реактора снижается.
До нагрузки, составляющей 15% номи-
нальной, в парогенераторах поддерживается
минимальный растопочный уровень, отвечаю-
щий принятой средней температуре теплоноси-
теля при этой нагрузке. При большей мощ-
ности осуществляется автоматический переход
в режим регулирования. Сигнал задания по
мощности от общеблочного регулятора, превы-
сив значение 15%, проходит через избиратель
максимума и, отрабатываясь в контуре регу-
лирования парогенераторов, определяет расход
питательной воды. Рассогласование значений
температур воды на входе в реактор из раз-
ных парогенераторов или рассогласование
значений расходов по парогенераторам исполь-
зуются в качестве корректирующих сигналов
для расходов питательной воды через паро-
генераторы. Отклонение нейтронного потока от
заданного значения на ±5% приводит к сни-
жению или увеличению задания по расходу
питательной воды.
Регулирование парогенераторов может
быть включено и при управлении реактором
вручную. Отклонение средней температуры
теплоносителя в этом случае корректируется
изменением задания контуру регулирования
парогенераторов. При снижении температуры
пара ниже определенного значения срабаты-
вает защита, отключающая турбину. Чрезмер-
ное увеличение расхода питательной воды
определяется по нарушению теплового балан-
са между первым и вторым контурами и
устраняется введением через избиратель ми-
нимума корректирующего сигнала в задание
по расходу питательной воды соответствую-
щего парогенератора.
Автомат пуска турбины производит разво-
рот агрегата, синхронизацию и нагружение до
0,15 Р^ом. После этого контур pei улирования
турбины подключается к системе регулирова-
ния мощности блока. При возрастании или
понижении давления пара перед турбиной до
установленных предельных значений нагрузка
турбины изменяется таким образом, чтобы
давление осталось в заданных пределах. При
развороте турбины в процессе пуска и при
сбросе нагрузки частота вращения статически
ограничивается на уровне 5% номинальной.
Если в зоне синхронной частоты вращения
ускорение ротора превысит определенный уро-
вень, то вступает в работу система динами-
ческой коррекции частоты вращения.
Цифровая система управления блока
с тяжеловодным реактором
Применение цифровых ЭВМ для прямого цифрово-
го управления основным оборудованием АЭС рассмот-
рим на примере АЭС «Пикеринг» (Канада) [116, 123].
На ней установлено четыре блока с канальными тя-
желоводными реакторами ТТР, каждый мощностью
Рэ=540 МВт.
АЭС работает по базовому графику нагрузки. Ре-
гулирование реактора обеспечивает требуемое эперго-
Рнс. 6-15. Блок-схема регулирования реактора.
1 _ реактор; 2 — аварийные стержни; 3 — кобальтовые регули-
рующие стержни; 4 — клапаны регулирования уровня замедли-
теля; 5 — клапаны регулирования легководного поглотителя;
6 — нейтронная мощность; 7 — период реактора; 8 — уровень за-
медлителя; 9 — расход теплоносителя; 10 — температура тепло-
носителя на входе в реактор; 11—температура теплоносителя
на выходе из реактора; 12 — подпрограмма определения тепло-
вой мощности по зонам реактора; 13 — программа зонного ре-
гулирования; 14 — программа системы регулирования реактора;
15 — требуемая мощность реактора.
174
Рис. 6-16. Блок-схема регулирования парогенератора.
/ — парогенератор; 2 — первый контур, 3 — второй контур- 4 —
предохранительный клапан; 5 — в атмосферу; 6 — БРУ-К; 7 —
в конденсатор; 8 — давление в парогенераторе; 9—тепловая
мощность; 10— программа регулирования давления в парогене-
раторе, 11— задатчик регулятора частоты вращения; 12— си-
стема регулирования турбины; 13 — турбина; 14 — генератор;
‘5 частота вращения ротора турбины; 16— отдаваемая элек-
трическая мощность.
выделение в активной зоне. Регулирование парогене-
ратора поддерживает давление во втором контуре из-
менением расхода пара через турбину. Регулирование
мощности блока изменением задания программе ре-
гулирования реактора приводит в соответствие выра-
батываемую мощность блока требуемой по диспетчер-
скому графику.
Блок-схема регулирования реактора показана на
рис. 6-15. Предусмотрены две различные системы из-
мерения нейтронной мощности, одна из которых ис-
пользуется при мощности ниже, а другая выше 15%
номинальной. По соответствующей программе осуще-
ствляется цифровое управление 14 каналами с легкой
водой в качестве поглотителя, 18 кобальтовыми регу-
лирующими стержнями, 11 аварийными стержнями и
4 клапанами регулирования уровня замедлителя. Про-
грамма контролирует общий уровень мощности реак-
тора. Кроме того, так как активная зона реактора
разделена на 14 зон, каждая из которых имеет легко-
водный поглощающий канал для коррекции перекоса
профиля энерговыделения в реакторе в радиальном и
осевом направлениях, отдельная программа использует-
ся для расчета мощности в каждой зоне по разности
температур и расходу теплоносителя (по тепловому
балансу) и последующей градуировки нейтронных де-
текторов. Цикл работы отдельных подсистем регулиро-
вания реактора составляет от 0,25 до 2 с.
Регулирование парогенератора, блок-схема кото-
рого показана на рис. 6-16, уменьшает колебания дав-
ления в первом контуре и поддержанием давления пара
во втором контуре приводит в соответствие электри-
ческую мощность блока мощности реактора. В нормаль-
ных эксплуатационных условиях это осуществляется
изменением расхода пара через турбину воздействием
на задатчик регулятора частоты вращения турбины.
При прогреве оборудования и пуске турбины произво-
дится прямое управление клапанами, сбрасывающими
избыток пара в конденсатор или атмосферу. Цикл
работы программы составляет 2 с. При сбросе на-
грузки или срабатывании защиты турбины запускается
специальная программа с циклом 0,5 с, чтобы обеспе-
чить требуемую в этих случаях повышенную реакцию
системы на возмущение.
Программа регулирования мощности блока управ-
ляет его прогревом, скоростью нагружения турбины,
определяет генерируемую блоком мощность. Этой про-
граммой автоматически изменяется задание регулиро-
ванию реактора при различных скоростях изменения
мощности блока после проведения серии проверок на
предельные значения ограничивающих параметров, та-
ких, как температуры, вибрация подшипников и т. п.
Программа пуска турбины предусматривает об-
ширный предпусковой контроль оборудования и авто-
матический разворот турбины с оптимальной скоро-
стью до синхронной частоты вращения. Сама синхро-
низация осуществляется отдельной программой.
Программа контроля температуры теплоносителя
на выходе из всех 390 каналов работает с циклом 4 с.
При превышении рассчитанных ранее или некоторых
абсолютных температурных пределов выдается пре-
дупреждающий сигнал. На каждом из реакторов
имеется по две машины для перегрузки ядерного топ-
лива при работе реактора под нагрузкой.
Высокая надежность и гибкость системы управ-
ления оборудования АЭС достигнуты применением на
каждом из четырех энергоблоков двухпроцессорной
системы, блок-схема одной половины которой показа-
на на рис. 6-17. Исходные данные и вся текущая ин-
формация вводятся параллельно в оба процессора,
которые синхронно работают по одинаковым програм-
мам. Однако непосредственное управление оборудова-
нием осуществляет очин из процессоров, а второй на-
ходится в резерве. При отказах основного процессора
автоматически подключается резервный. Остановка
реактора из-за повреждений процессоров может про-
изойти только при одновременном отказе их обоих, ве-
роятность чего очень мала.
Исполнительная программа контролирует выполне-
ние автономных программ регулирования реактора,
парогенератора, мощности энергоблока и других. При
отказах в отдельных программах в резервный процес-
сор передаются не все программы, а только тс из них,
в которых возник отказ. В частности, исполнительной
программой контролируется время выполнения каждой
функциональной программы. Как правило, значитель-
ное увеличение времени исполнения программы сви-
детельствует о нарушениях в ее работе. В этом случае,
а также при обнаружении иных ошибок исполнение
программы приостанавливается и затем опа отрабаты-
Рис. 6-17. Блок-схема одной половины двухпроцессорной
системы управления АЭС «Пикеринг».
1 — запоминающее устройство на ферритах (16 386 слов, 2 мкс,
16 бит); 2 — процессор типа IBM. 1800; 3 — устройство контроля
питания/повторного включения; 4—112 аналоговых входов мно-
гоканального модулятора на интегральных схемах, 32 входа
постоянного тока 0—5 В; 5— 1024 аналоговых-входа релейного
переключателя; 6— аналого-цифровой преобразователь (10 000 то-
чек/с, 14 бит и знаков); 7 — считывающее устройство и пер-
форатор; 8 — пишущая машинка; 9— запоминающее устройство
на магнитных барабанах (131 072 слова); 10 — быстропечатаю-
щее устройство (1200 строк/мнн); // — пульт оператора; 12 —
512 дискретных выходов; 13 — 42 аналоговых выхода (постоян-
ный ток 4—20 мА); 14 — линия передачи информации; /5 — к ре-
зервному процессору; 16 — 272 контактных дискретных входа;
17 — 32 прерывания процесса; 18— циклический опрос сигналь-
ных контактов, 1024 входа; 19 - циклический опрос контактов
регистрации, 1024 входа.
175
застся заново. При повторном обнаружении отказа
выдается предупреждающий сигнал и управление по
этой программе передается резервному процессору.
Указанная организация и структура программ по-
требовали увеличения объема памяти, но дополнитель-
ные расходы окупаются повышением надежности и
гибкости управляющей системы.
Двухпроцессорная система предоставляет возмож-
ность оперативного изменения программ на работаю-
щем оборудовании, без отключения системы управле-
ния. Для этого новая программа вводится в резервный
процессор, который после отладки ее включается в ра-
боту, а основной процессор выводится в резерв. По-
сле проверки новой программы в работе она вводится
и во второй процессор. Все это производится без из-
менения режима работы оборудования.
Опыт эксплуатации подтвердил правильность вы-
бранной организации системы управления. Накопленный
статистический материал свидетельствует о высокой
надежности системы.
На АЭС «Брук» с ТТР функции цифровой систе-
мы управления еще расширяются: наряду с управле-
нием реактором, парогенераторами, турбиной, осуще-
ствлением автоматического прогрева оборудования,
пуска турбины и поддержания мощности блока цифро-
вая ЭВМ будет контролировать температуру топлива
в отдельных каналах, непрерывно рассчитывать содер-
жание ксенона, текущие технико-экономические пока-
затели, контролировать важнейшие параметры и реги-
стрировать тенденции их изменения. Предусматривает-
ся также усовершенствованная система связи опера-
тора с системой управления, основанная на широком
применении дисплеев с выводом на них буквенно-циф-
ровой информации, а также графиков и диаграмм.
Это позволит без уменьшения объема информации, по-
ступающей к оператору, предварительно обработать
ее и выдать в наиболее удобном для восприятия виде.
Регулирование турбины с ВНР фирмы КЕМ
На рис. 6-18 показана принципиальная
схема регулирования турбины АЭС «Феникс»
с реактором на быстрых нейтронах [156],
представляющая собой обычную гидравличе-
скую систему регулирования мощной турбины
с промежуточным перегревом пара. Регулятор
частоты вращения приводится от ротора тур-
бины и изменяет давление рабочей жидкости
в импульсной линии, управляющей сервомото-
рами регулирующих клапанов частей высоко-
го и среднего давления.
Режим работы АЭС определяется реакто-
ром. Поэтому в нормальной эксплуатации на-
грузка турбины не должна зависеть от коле-
баний частоты в энергосистеме. С этой целью
воздействием на регулирующие клапаны тур-
бины давление свежего пара перед пей (за
парогенератором) поддерживается в опреде-
ленных узких пределах, несколько выше за-
данного.
Регулятор частоты вращения, управляющий
турбиной при синхронизации и при малых на-
грузках, не должен вмешиваться в работу тур-
бины. Для этого задание по частоте вращения
устанавливается па уровне 1,О6г?о; регулятор
переводится в стерегущий режим и должен
быть готов вступить в работу в случае сброса
Рис. 6-18. Принципиальная схема регулирования турби-
ны АЭС «Феникс» с БНР.
1 — подвод свежего пара; 2 — регулирующий клапан турбины;
3 — турбина; 4— регулятор частоты вращения; 5 — задатчик ре-
гулятора частоты вращения; 6 — подвод рабочей жидкости в си-
стему регулирования; 7 — импульсная линия; 8 — клапан управ-
ления импульсной линией; 9 — двухфазный электродвигатель;
10 — тахогенератор; 11 — усилитель; 12 — сравнивающее устрой-
ство; 13—датчик давления в импульсной линии; 14— регуля-
тор давления свежего пара.
нагрузки с отключением турбогенератора от
сети.
В регуляторе давления текущее значение
давления свежего пара р() сравнивается с за-
данным его значением. Выходной сигнал регу-
лятора в свою очередь сопоставляется с сиг-
налом датчика давления в импульсной линии,
управляющей сервомоторами регулирующих
клапанов турбины. Сигнал рассогласования
усиливается и формируется команда управле-
ния двухфазным электродвигателем, переме-
щающим клапан, изменяющий давление в им-
пульсной линии. Для улучшения динамических
характеристик регулирования введена тахо-
метрическая обратная связь. Так как регули-
рование давления возможно только при не
полностью открытых регулирующих клапанах,
область регулирования ограничена режимом
номинального пропуска пара.
6-3. ДИНАМИЧЕСКИЕ ПРОЦЕССЫ В БЛОКАХ АЭС
Одним из наиболее важных требований,
предъявляемых к регулированию электро-
станций, является необходимость в быстром
изменении нагрузки при колебаниях частоты
сети.
В обычных блочных электростанциях на
органическом топливе допустимую скорость
изменения нагрузки в общем случае опреде-
ляют парогенераторы. Современные системы
регулирования турбин дают возможность
в известной степени использовать аккумули-
176
Рис. 6-19. Принципиальная тепловая схема третьего
блока НВАЭС.
1 — реактор; 2 — компенсатор объема; 3 — ГЦН; 4 — парогене-
ратор; 5 — главный паровой коллектор; 6 — регулирующие кла-
паны турбины; 7 — турбина; 8 — промежуточный сепаратор-па-
роперегреватель; 9 — конденсатор; 10 — ППД; 11 — питательный
насос; 12 — ПВД; /3 — БРУ-К.
рующую способность парогенератора для
быстрого изменения нагрузки, когда это тре-
буется сетью при изменении частоты. Но
окончательно скорость изменения нагрузки
блока, особенно в установках с промежуточ-
ным перегревом пара, определяется парогене-
ратором.
Из-за постоянной температуры в реакторе
при нормальных изменениях нагрузки в нем
не возникает трудностей, связанных с темпе-
ратурными напряжениями. Поэтому на АЭС
во все возрастающей степени максимальная
скорость изменения нагрузки определяется
турбиной и (в двухконтурных АЭС) паро-
генератором.
Для изучения возможности эффективного
участия блоков АЭС в регулировании частоты
сети ВТИ проведено исследование регулиро-
вочных характеристик блока с реактором
ВВРд-440 [15]. Испытания проводились на
выполненном по «дубль-блочной» схеме третьем
блоке НВАЭС (рис. 6-19). Динамические ха-
рактеристики снимались в виде кривых раз-
гона при возмущениях регулирующими клапа-
нами турбины и группой регулирующих кас-
сет реактора; амплитуда возмущения состав-
Рис. 6-20. Динамические характеристики блока при воз-
мущении регулирующими клапанами турбины.
а — увеличение открытия регулирующих клапанов турбины 10
при работе двух турбин; б — увеличение открытия регулирую-
щих клапанов при работе одной турбины 9; в — уменьшение
открытия регулирующих клапанов турбины 10 при работе двух
турбин; г —- уменьшение открытия регулирующих клапанов при
работе одной турбины 9; 1 — положение регулирующих клапа-
нов турбины 10; 2 — мощность турбины 10; 3 — мощность тур-
бины 9; 4 — суммарная мощность двух турбин блока; 5 — рас-
ход пара из парогенератора 1; 6 — давление пара в главном
паровом коллекторе; 7 — давление пара в парогенераторе 1; 8 —
температура теплоносителя иа выходе из парогенератора; 9 —
температура теплоносителя иа входе в парогенератор; 10 —
средняя разность температур теплоносителя; 11 — положение
регулирующих клапанов турбины 9; 12 — средняя температура
теплоносителя; 13 — уровень в компенсаторе объема.
12—580
177
ляла 0,10—0,20 исходной мощности блока, ко-
торая варьировалась.
Динамические характеристики блока при
возмущении регулирующими клапанами одной
из турбин показаны на рис. 6-20. Регулятор
мощности блока отключался. Положение ре-
гулирующих клапанов второй турбины и по-
ложение регулирующей группы кассет (задан-
ная мощность блока) не менялось.
При открытии регулирующих клапанов
турбины за счет тепла, аккумулированного во
втором контуре, пропуск пара в турбину и
мощность ее быстро возрастают (рис. 6-20,а).
Отбор тепла из второго контура увеличива-
ется, давление и температура насыщения пара
в парогенераторах снижаются. Количество
тепла, отбираемого от теплоносителя первого
контура, возрастает, его температура на вы-
ходе из парогенераторов и на входе в актив-
ную зону реактора падает. Благодаря отри-
цательному температурному коэффициенту
реактивности теплоносителя в реакторе осво-
бождается дополнительная реактивность и
мощность реактора возрастает. Средняя раз-
ность температур теплоносителя в горячих и
холодных нитках парогенераторов увеличива-
Рис. 6-21. Динамические характеристики блока при воз-
мущении группой регулирующих кассет реактора.
а—сброс нагрузки; б — наброс нагрузки; 14 — положение груп-
пы регулирующих кассет реактора; 15 — давление в первом
контуре; остальные обозначения те же, что и на рис. 6-20.
ется, а вместе с ней возрастает и тепловая
мощность, передаваемая из первого контура
во второй. Из-за отрицательного мощностного
коэффициента реактивности мощность реакто-
ра стабилизируется на более высоком уровне
при неизменном положении регулирующих
кассет. Мощность второй турбины блока не-
сколько снизилась из-за падения давления
в главном паровом коллекторе.
Принципиально те же результаты получа-
ются и при работе блока с одной турбиной
(рис. 6-20,6). При частичном прикрытии регу-
лирующих клапанов турбины (рис. 6-20,в)
мощность блока стабилизируется на более
низком уровне. Динамические характеристики
блока при возмущении группой регулирую-
щих кассет реактора показаны на рис. 6-21.
Во время опытов работала только оцна из двух
турбин блока. Положение ее регулирующих
клапанов не менялось.
Результаты испытаний показывают, что
при возмущении группой регулирующих кас-
сет (нагрузкой реактора) сказывается значи-
тельная тепловая инерционность первого и
второго контуров и мощность блока начинает
изменяться только через 15—20 с с момента
приложения возмущения, переходный процесс
протекает монотонно и завершается через
3—3,5 мин, в то время как при возмущении
регулирующими клапанами изменение мощно-
сти протекало сразу после возмущения прак-
тически в темпе перемещения клапанов.
В целом исследования ВТИ показали, что
благодаря высокой приемистости и значитель-
ному саморегулированию мощности блоки
с реакторами ВВРд-440 могут эффективно
использоваться для отработки аварийных ре-
жимов в энергосистемах и участвовать в регу-
лировании частоты и мощности.
[(На рис. 6-22 показан переходный^процесс
на АЭС „Окони“ с ВВРд при изменении зада-
ния по мощности со скоростью примерно
0,1Р"0М/мин, характерной в диапазоне (0,95-н
0,20) Р“ом. Отклонение давления свежего па-
ра от его номинального значения р0=6,2 МПа
составило меньше Дд>о=0,3 МПа, а отклонение
средней температуры теплоносителя менее
Д/=2°С. Такое высокое качество переходных
процессов в значительной степени определяет-
ся структурой общеблочного регулирования
(см. § 6-2), где при изменении задания по
мощности блока соответствующие управляю-
щие воздействия вводятся одновременно в кон-
туры регулирования реактора, парогенерато-
ров и турбины и лишь корректируются по
отклонениям давления свежего пара и сред-
ней температуры теплоносителя первого кон-
тура.
178
Рис. 6-22. Переходный процесс на АЭС «Окони» с ВВРд
при плавном изменении задания по мощности.
1 — электрическая мощность; 2 — мощность реактора; 3 — сред-
няя температура теплоносителя; 4 — давление свежего пара;
5— расход питательной воды в первой петле; 6—расход пита-
тельной воды во второй петле.
Энергоблок АЭС «Мюльхайм-Кёрлих» с об-
щеблочным регулированием моделировался
на гибридном аналого-цифровом вычислитель-
ном устройстве. На аналоговой части модели-
ровались реактор с его СУЗ, парогенератор
с питательной магистралью и паропроводами
свежего пара, турбина, основные элементы
общеблочного регулирования. На цифровой
части моделировалось изменение температуры
питательной воды на входе в парогенератор,
изменение положения регулирующих стержней
в зависимости от нагрузки и т. д.
Рис. 6-23. Переходный процесс на АЭС «Мюльхайм-Кёр-
лих» с ВВРд после скачкообразного изменения задания
по мощности.
1 — нейтронный поток; 2 — средняя температура теплоносителя;
3 — расход питательной воды; 4 — давление свежего пара перед
турбиной; 5 — мощность генератора.
На рис 6-23 показан переходный процесс
после скачкообразного изменения задания по
мощности на 0,1 Р"™. Одновременная подача
управляющих сигналов в контуры регулирова-
ния реактора, парогенераторов и турбины
с коррекцией по давлению свежего пара и на
этой установке обеспечивают удовлетворитель-
ное протекание переходных процессов.
При вводе в эксплуатацию АЭС «Вюрга-
сен» с ВВРк Ро=660 МВт была проведена
серия опытов для оптимизации настройки си-
стем регулирования давления и мощности. На
рис. 6-24 представлены кривые переходного
процесса после возмущения, нанесенного быст-
рым (за 1 с) открытием БРУ-К при нагрузке
на установившемся режиме 0,52 Р“ом. Резуль-
татом возмущения явилось увеличение на 8,5%
расхода пара из реактора и падение давления
перед турбиной. Система регулирования дав-
ления прикрыла регулирующие клапаны тур-
бины, и электрическая мощность снизилась
на 72 МВт. После закрытия через 4 с БРУ-К
исходный режим был восстановлен. При ана-
лизе кривых следует учесть, что переходный
процесс, вызванный открытием БРУ-К, не
успел закончиться, когда клапан БРУ-К за-
крылся. (Особенно хорошо это видно на кри-
вой изменения давления в реакторе.)
Оптимизации системы регулирования мощ-
ности АЭС «Вюргасен» предшествовала на-
стройка контура регулирования частоты вра-
щения ГЦН. Так как расход теплоносителя
примерно пропорционален частоте вращения
ГЦН, а изменение нейтронного потока опере-
жает изменение расхода теплоносителя, пара-
метры настройки регулирования частоты вра-
щения ГЦН выбраны из условия получения
апериодического процесса. Опытные кривые
на рис. 6-24,6 отвечают изменению задания
по частоте вращения ГЦН на 2,16 с-1 за 5 с.
Переходный процесс закончился через 20 с
после возмущения.
После экспериментальной корректировки
расчетных параметров настройки регулятора
мощности были проведены гарантийные испы-
тания системы регулирования в целом.
Опыты проводились в диапазоне нагрузок
(0,55 — 0,80) Р*ом. Мощность реактора в тот
период была ограничена на уровне 0,82 Р”ом
и вычислительное устройство для управления
регулирующими стержнями реактора не было
задействовано.
Переходный процесс при изменении задания
по мощности 0,12Р”ом/мин (80 МВт/мин) с 54В
до 370 МВт показан на рис. 6-24 (из рисунка
видно, что все параметры меняются моно-
тонно).
12*
179
МВт
320
160
3)
Рис. 6-24. Переходные процессы на АЭС «Вюргасен» с ВВРк.
а — после быстрого открытия БРУ-К: 1— мощность генератора; 2 — расход пара; 3 — нейтронный поток; 4 — давление свежего
пара перед турбиной; 5 —давление в реакторе; б — вызванные изменением задания по частоте вращения ГЦН; в — вызванные
плавным изменением задания по мощности; г — вызванные скачкообразным изменением задания по мощности: / — метки измене-
ния задания; 2 — мощность; 3— задание по мощности; 4 — нейтронный поток; 5 — расход пара; 6—расход питательной воды;
7 —расход через активную зону; 8 — частота вращения ГЦН; 9— сигнал регулятора мощности; 10— уровень в реакторе; 11 — ча-
стота вращения турбины; 12 — давление в реакторе; 13 — сигнал регулятора давления; 14—положение регулирующего клапана
турбины; 15 — положение клапана БРУ-К; д — вызванные быстрым изменением задания по мощности: 1 — давление в реакторе;
2 — давление свежего пара перед турбиной; 3 — нейтронный поток; 4—расход пара; 5—активная мощность генератора; 6 — ча-
стота вращения ГЦН-1; 7 — частота вращения ГЦН-2.
180
м
11,5 Г ,77	______________
-------------------------------------
б,5\_____I___I----1----1----1---1----1----i----1----1---—
м
9,0\~	/8
6,5-----------------------------------------------------~~~
4/?l I I_______________1________I----1----1---1----1----!--
0	20 W 50	80	100 C
Рис. 6-25 Переходный процесс на АЭС «Библис А».
а — при изменении нагрузки со скоростью 0,1 РэнОМ/мин; б—при сбросе полной нагрузки; 1—мощность генератора; 2 мощ-
ность реактора; 3 — максимальный нейтронный поток; 4 — средняя температура теплоносителя; 5 — давление теплоносителя; 6
ввод бора; 7 — ввод деионата; 8 — уровень в компенсаторе объема; £ — давление свежего пара в коллелкторе; 10— расход свежего
пара; //—уровень в парогенераторе.
Серия опытов должна была показать воз-
можность участия энергоблока АЭС в первич-
ном регулировании частоты сети. В диапазоне
нагрузок от 460 до 360 МВт наносилось воз-
мущение в виде скачка нагрузки 0,05 Р“ом/с
в обе стороны, что при неравномерности ре-
гулирования 6=0,05 эквивалентно возмуще-
нию, вызванному/ изменением частоты в энер-
госистеме на ±125 мГц. Результаты экспе-
римента приведены на рис. 6-24,г.
Эффект воздействия ограничения скорости
нагружения при больших возмущениях отчет-
ливо виден на кривых рис. 6-24,д. В диапазо-
не от 380 до 460 ДА Вт задание по мощности
изменялось со скоростью 0,275 Р"ом/мин. Огра-
ничение по нейтронному потоку во время опы-
тов было выставлено на уровне 82,5%. При
достижении этого предельного значения даль-
нейший подъем частоты вращения ГЦН пре-
кращался и вновь допускался лишь при сни-
жении нейтронного потока до уровня 80%.
Новое заданное значение мощности достига-
ется только через 20 с, но зато нейтронный
поток все время остается ниже уставки сраба-
тывания защиты на отключение реактора.
При вводе в эксплуатацию АЭС «Библис А» была
проведена серия опытов по определению динамических
характеристик блока при плавных и скачкообразных
изменениях нагрузки электрического генератора. Неко-
торые результаты приведены на рис. 6-25 [97].
При плавном уменьшении нагрузки блока Р3 со
скоростью 10%/мин от 880 до 440 МВт (рис. 6-25,с)
мощность реактора вначале снижалась регулирующими
стержнями. Затем вступило в работу жидкостное бор-
ное регулирование и стержни автоматически возврати-
лись в положение, определяемое нагрузкой блока и не
зависящее от выгорания и отравления. Этим обеспечи-
вается уменьшение перекоса эперговыделепия в актив-
ной зоне реактора. В течение всего переходного про-
цесса давление теплоносителя и уровень в компенса-
торе объема оставались почти постоянными. Давление
свежего пара несколько увеличилось, средняя темпе-
ратура теплоносителя сохранилась практически неиз-
менной.
При нагрузках 30, 50, 80 и 100% номинальной
были проведены сбросы нагрузки до уровня собствен-
ных нужд (Рэ=50 МВт) и до нуля. Переходный про-
181
цесс после полного сброса нагрузки показан на
рис. 6-25,6. При отключении генератора от сети на-
грузка его скачком упала до пуля. Регулирующими
стержнями мощность реактора в течение 15 с была
уменьшена до 35% номинальной. Дальнейшее ее сни-
жение осуществлялось регулированием температуры
теплоносителя. Клапаны БРУ-К открылись очень бы-
стро, что обеспечило удержание давления свежего пара
в допустимых пределах. Максимальное повышение ча-
стоты вращения турбины составило около 12%.
При нарушениях режимов работы АЭС,
когда определенные параметры достигают
установленных предельных значений, системы
защиты турбины и реактора отключают их,
с максимальной скоростью уменьшая расход
пара и выработку энергии. Так, например,
важнейшей регулируемой величиной для ки-
пящего реактора является давление рр. Очень
малые изменения давления пара над кипящей
водой, служащей замедлителем и теплоноси-
телем, вызывают изменение объема паровой
фазы, а значит, и замедляющих свойств воды,
что ведет к изменению реактивности и мощ-
ности установки.
По соображениям безопасности допусти-
мые изменения давления сильно ограничи-
ваются. Так, к аварийному отключению реак-
тора при номинальном давлении, например
равном рр=7,0 МПа, приводит достижение
следующих значений:
падение давления до 6,5—6,2 МПа менее
чем за 5 с;
повышение давления до 7,4 МПа;
рост потока нейтронов до 120% номиналь-
ного значения.
Если при отключении реактора дальней-
шая работа турбины становится ненужной,
а в ряде случаев даже опасной, то стопорные
клапаны турбины должны автоматически за-
крываться. На АЭС стремятся при отключе-
нии турбины избежать отключения реактора
с тем, чтобы после устранения причин, иногда
незначительных, вызвавших срабатывание за-
щиты турбины, можно было нагрузить ее как
можно скорее.
В случае аварий в энергосистеме вне АЭС,
приводящих к отключению генератора, долж-
но быть обеспечено безусловное сохранение
собственных нужд электростанции. При этом
после устранения причин, вызвавших отклю-
чение генератора, в распоряжении энергоси-
стемы оказывается полная мощность АЭС,
что позволяет уменьшить масштабы наруше-
ния энергоснабжения сетевого района.
На ТЭС при сбросе полной нагрузки с от-
ключением генератора от сети и системы соб-
ственных нужд основным требованием являет-
ся условие, чтобы максимальное повышение
частоты вращения оставалось ниже настройки
предохранительных выключателей турбины.
Парогенератор ТЭС при нормально работаю-
щих БРОУ и предохранительных клапанах
успешно справляется с полным сбросом на-
грузки. При сбросах же нагрузки на АЭС не-
обходимо подтвердить не только надежность
турбоустановки, но и реактора, так как повы-
шение давления в первом контуре может
привести к его аварийному отключению.
Так, например, в первых опытах по сбросу нагруз-
ки с выделением генератора на шины собственных
нужд АЭС «Гундремингеп» реактор ВВРк был отклю-
чен вследствие роста потока нейтронов, который был
обусловлен наложением двух процессов: во-первых,
увеличением потока нейтронов вследствие нарастания
давления в реакторе и, во-вторых, увеличением частоты
тока в сети собственных нужд из-за повышения ча-
стоты вращения ротора генератора в переходном про-
цессе. Это вызывает увеличение частоты вращения
нерегулируемых асинхронных двигателей, приводящих
циркуляционные насосы, которые увеличивают свою
подачу, и поток нейтронов растет вследствие отрица-
тельного коэффициента реактивности из-за уменьшения
объема паровой фазы.
Опыты также показали, что с увеличением числа
перепускных клапанов, открывающихся после отклю-
чения турбины, нарастание потока нейтронов может
быть уменьшено лишь незначительно, так как оно при-
близительно пропорционально скорости повышения дав-
ления в реакторе, а пе абсолютному отклонению дав-
ления от его номинального значения. Рост потока ней-
тронов из-за повышения частоты на шинах собствен-
ных нужд электростанции может быть ограничен от-
ключением одного из пасосов, для чего потребовалось
внести соответствующие изменения в электрическую
схему включения насосов.
При разработке регулирования турбин на-
сыщенного пара должны быть приняты во
внимание особые динамические свойства этих
турбин, обусловленные в основном большим
объемным пропуском пара и наличием не
только паровых, но и водяных объемов в паро-
вом тракте. В частности, это определяет за-
брос частоты вращения ротора турбины после
внезапного сброса полной нагрузки.
Обычно принимается, что после сброса
полной нагрузки, например в результате от-
ключения турбогенератора от сети, для того
чтобы избежать срабатывания защиты от не-
допустимого разгона, необходимо выполнение
условия
^макс ^п.в —0,015 «о,
где /гмакс — максимальная частота вращения
в переходном процессе; нп.в— уровень сраба-
тывания предохранительных выключателей;
«о — номинальная частота вращения ротора
турбины.
Кроме того, при конструировании турбины
обычно рассчитывается максимальная частота
вращения, которая достигается после сброса
полной нагрузки при одновременном отказе
системы регулирования частоты вращения.
Первое требование проще всего удовлетво-
ряется при наивысшей возможной настройке
срабатывания предохранительных выключате-
182
Рис. 6-26. Переходные процессы турбин АЭС.
а _ изменение частоты вращения после полного сброса нагрузки с отключением турбогенератора от сети: 1 — АЭС «Гарильяно»
(Р =160 МВт, л0=2б с-1); 2—АЭС «Каль» (Вэ=16 МВт, /го=5О с-1); 3 — АЭС «Каль», но после установки отсечного клапана;
4 — Азе «Гундерминген» (Рэ=246 МВт. /г0=25 с-1); б — максимальное превышение частоты вращения турбины АЭС «Каль»; ф—
с учетом всех причин; х — без учета испарения и вскипания влаги; О — без учета испарения и вскипания влаги и паровых объ-
емов в тракте; в — изменение частоты вращения турбин АЭС «Бецнау», Рэ=180 МВт, /го=5О с-1: 1 — сброс полной нагрузки с вклю-
ченным отсечным клапаном перед ЦНД; 2—5 — сброс нагрузки с блокированным клапаном; 2 — сброс с />/Рпом=0,35; 3 сброс
с Р/Рноы=0,50; 4 — сброс с Р/РНОМ=0,65; 5 — полный сброс (расчетная экстраполяция): все опыты со сбросами нагрузки про-
водились с включенным «Турботролом».
лей, а второе — минимум повышения частоты
вращения при указанных условиях-—напро-
тив, при наинизшей их настройке. Обычно
уровень настройки предохранительных вы-
ключателей составляет (1,10—1,12) «о-
Следует отметить, что уже первые опыты
по сбросу полной нагрузки с отключением от
сети турбин насыщенного пара дали необычно
высокие динамические забросы частоты вра-
щения, хотя параметры, определяющие пере-
ходный процесс, — момент инерции ротора,
быстродействие регулирования, внутренние
паровые объемы находились в обычных гра-
ницах.
Два дополнительных обстоятельства опре-
деляют высокий заброс частоты вращения
в турбинах насыщенного пара:
вскипание и испарение конденсата в кор-
пусе турбины, трубопроводах и т. п. при сни-
жении давления после сброса нагрузки;
испарение конденсата из-за интенсивного
подвода тепла к нему от горячих стенок кор-
пуса турбины.
Оба эти процесса дают дополнительное
количество пара, который и приводит к зна-
чительному перерегулированию (рис. 6-26,а).
Так, например, в турбине АЭС «Гарильяно»
(Рэ=160 МВт, /г0 —25 с-1) повышение часто-
ты вращения составило 114,5%.
Па рис. 6-26,6 показано влияние указан-
ных выше причин перерегулирования на при-
мере АЭС «Каль» (Рэ=16 МВт) [151].
По расчетам фирмы ББЦ [144] заброс
частоты вращения для турбины насыщенного
пара (Рэ= 180 МВт, яо=5О с~') при сепара-
торе-пароперегревателе и Рразд=0,45 МПа
при полном сбросе нагрузки составляет 20%
(рис. 6-26,в), причем дополнительное испаре-
ние в тракте ЦВД—ЦНД происходит настоль-
ко медленно, что максимум частоты вращения
турбины достигается через 40 с после сброса
нагрузки.
В турбинах насыщенного пара наряду
с внешними сепараторами часто преду-
сматривается промежуточный перегрев пара.
Из-за значительного аккумулирования энер-
гии в тракте от ЦВД к ЦНД турбины на-
сыщенного пара, как правило, без дополни-
тельной парозапорной арматуры не могут
удержать сброс полной нагрузки.
Так, например, по опытам, проведенным на
АЭС «Каль», максимальное повышение часто-
ты вращения после установки отсечной арма-
туры уменьшилось со 113 до 110,7%. Расчеты
[151]’ показали, что для 17-ступенчатой тур-
бины установка обводного клапана после 12-й
ступени уменьшает заброс частоты вращения
на A/7/«o=1,6%, а отсечной клапан позволяет
СНИЗИТЬ /?макс/«о НЭ 4%.
В турбине фирмы ББЦ установка отсечной
заслонки перед ЦНД позволила, как показали
опыты, снизить повышение частоты вращения
при полном сбросе нагрузки до A/z//z0=5%,
динамическое перерегулирование при этом
практически не наблюдалось (рис. 6-26,в).
Результаты расчета динамического повы-
шения частоты вращения турбины насыщенно-
го пара Рэ=1200 МВт приведены на рис. 6-27
183
1Ю4]. Даже при сбросе нагрузки с сохране-
нием собственных нужд частота вращения по-
вышается на 15%. При настройке предохра-
нительных выключателей на несколько боль-
шую частоту вращения и срабатывании их
при вышедшей из строя системе регулирова-
ния максимальная частота вращения достиг-
ла бы 1,35 «о- Поэтому требуются специаль-
ные меры по снижению динамического повы-
шения частоты вращения, эффект действия
которых показан на рис. 6-27.
Значительный эффект дает снижение на-
стройки дополнительных предохранительных
Рис. 6-27. Влияние различных мероприятий на переход-
ный процесс после сброса полной нагрузки турбины на-
сыщенного пара мощностью 1200 МВт.
I — сброс нагрузки до холостого хода; II — сброс нагрузки до
собственных нужд; III — при наличии стопорных заслонок; 1 —
изменение настройки предохранительных выключателей; 2—
срыв вакуума; 3 — БРУ-К.
Рис. 6-28. ЛАероприятия по снижению динамического по-
вышения частоты вращения.
1 — схема выбора настройки предохранительных выключателей;
2 — БРУ-К; 3 — клапан срыва вакуума.
Рис. 6-29. Переходные процессы после сброса полной на-
грузки турбин с сохранением собственных нужд.
1 — АЭС «Штаде» со срывом вакуума; 2 — АЭС «Борселе» со.
срывом вакуума; 3 — АЭС «Вюргасен»; 4 — АЭС «Гундремин-
гсн»; 5 — АЭС «Обригейм» со стопорными заслонками.
выключателей до 1,05 и применение специ-
альной схемы (рис. 6-28), которая при дости-
жении этой частоты вращения пропускает
импульс на закрытие стопорных клапанов
только, если регулирующие клапаны в этот
момент еще не закрываются, т. е. в случае
отказа системы регулирования [77, 78] При
нормальной работе регулирования указанный
импульс не проходит, что дает возможность
сохранить собственные нужды после сброса
нагрузки. Рассмотренный метод позволяет
снизить заброс частоты вращения примерно
на 10%.
Срыв вакуума и повышение абсолютного
давления в конденсаторе после сброса нагруз-
ки до 20 кПа снижают максимальную частоту
вращения на 2—3% благодаря увеличению
потерь трения и вентиляции.
При наличии БРУ-К через короткий про-
межуток времени после сброса нагрузки ак-
кумулированный пар в ЧВД сбрасывается
в конденсатор. Эффект воздействия БРУ-К
зависит главным образом от ее пропускной
способности и в рассматриваемом примере
составил 2%.
Наибольший эффект дает закрытие стопор-
ных заслонок на паропроводах от сепаратора-
пароперегревателя к ЧНД, так как только
в этом случае энергия, запасенная в ЧВД и
сепараторе-пароперегревателе, практически не
расходуется на разгон ротора.
Перечисленные мероприятия используются
в различных комбинациях, как этого требуют
особенности различных установок. На
рис. 6-29 показаны результаты проведенных
на ряде АЭС ФРГ испытаний на сброс на-
грузки с сохранением собственных нужд. На
АЭС «Штаде» применялись срыв вакуума и
упомянутая выше специальная схема подачи
импульса от предохранительных выключате-
184
лей, на АЭС «Гундреминген» — стопорные за-
слонки и срыв вакуума. На АЭС «Вюргасен»
и «Обригейм», где из-за отсутствия вторич-
ного перегрева аккумулирующие емкости
сравнительно невелики, перечисленные меры
не использовались. На всех установках уда-
лось сохранить собственные нужды после
сброса нагрузки.
ГЛАВА СЕДЬМАЯ
ЭКСПЛУАТАЦИЯ ТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
7-1. ОСОБЕННОСТИ И ОПЫТ ЭКСПЛУАТАЦИИ
ТУРБИН
Эксплуатация как собственно паровой тур-
бины, так и всей турбинной установки АЭС
имеет по сравнению с ТЭС некоторые особен-
ности, различные в одно- и двухконтурных
схемах, в турбинах насыщенного пара и при
высоких начальных параметрах. Специфиче-
ские особенности реакторов по сравнению
с обычным парогенератором ТЭС отражаются
на режимах работы турбинных установок
атомных электростанций. Так, например, из-
менение расхода пара, поступающего в турби-
ну, приводит к изменению параметров тепло-
носителя, что сказывается на его замедляю-
щих свойствах и, как следствие, на тепловой
мощности реактора (см. § 6-1).
Радиоактивность пара, постоянная на од-
ноконтурных АЭС и возникающая при непо-
ладках на двухконтурных АЭС, обусловливает
необходимость выполнения защитных мер и,
в частности, по сравнению с обычными элек-
тростанциями, увеличения объема автомати-
зации, защиты, контроля и дистанционного
управления. В условиях работы турбинной
установки радиоактивным паром важно не до-
пустить присоса воздуха, так как дезактива-
ция парогазовой смеси, выделяющейся при
деаэрации, требует значительных средств.
Чтобы не допустить больших присосов воз-
духа, необходим подвод нерадиоактивного
пара в уплотнения турбины, а также наблю-
дение за возможным присосом воздуха через
неплотности в турбине и установке, принимая
во внимание, что при пуске турбины, прово-
рачивании ротора валоповоротным устройст-
вом, холостом ходе и т. д. вся установка на-
ходится под разрежением.
Особенности эксплуатации определяются
также необходимой плотностью как самого
агрегата, так и всей установки, в частности
недопустима утечка пара из уплотнений тур-
бины в помещение. Выход из эжекторов одно-
контурных АЭС производится не в атмосферу,
а отводится на дезактивацию. Невозможность
или в крайнем случае (для двухконтурных
схем) нежелательность выброса пара в атмо-
сферу заставляет обеспечить перепуск пара
помимо турбины в основной или специальный
(технологический) конденсатор.
На одноконтурных АЭС пар, поступающий
в турбину, содержит кислород, образующийся
в результате разложения воды под воздейст-
вием нейтронного потока и у-излучения. Для
защиты элементов тепловой схемы на одно-
контурных АЭС широко используются леги-
рованные стали и принимаются меры к выве-
дению из цикла продуктов коррозии. Для этой
цели конденсатоочистку проходят не только
основной конденсат турбины, но и дренажи
ПНД, влага, выделившаяся в сепараторах
турбинной установки, конденсат греющего
пара промежуточного пароперегревателя.
Другие особенности эксплуатации многих:
турбин АЭС связаны с невысокими началь-
ными параметрами пара, поскольку большин-
ство турбин работает насыщенным паром.
В этих турбинах из корпусов, ресиверов и
внешних сепараторов дренируется большое
количество воды.
По расчетам в турбине насыщенного пара
Рэ=Ю00 МВт в работающем паре должно
выделяться около 270 кг/с влаги. Конструкция
агрегата и его эксплуатация должны обеспе-
чить нормальную эвакуацию этой воды, кото-
рая производится в систему регенеративного
подогрева питательной воды; далее вода
обычно направляется в конденсатор; влага из
ЦНД дренируется в ПНД или непосредствен-
но в конденсатор. Все линии дренажей долж-
ны быть снабжены автоматическими обрат-
ными клапанами. Заброс воды в турбину
может привести к серьезной аварии, а ее ис-
парение при сбросе нагрузки приводит к до-
полнительному разгону ротора агрегата.
Работа турбины влажным паром связана
с различного характера эрозией многих эле-
ментов турбины и установки. Опыт эксплуа-
тации показал, что эрозия лопаточного аппа-
рата не столь велика, однако эрозия многих
других элементов потребовала нс только из-
менений в конструкции и особого подхода
к выбору материалов, но и периодического
усиленного контроля. В частности, опыт экс-
плуатации ряда турбин насыщенного пара
показал возможность эрозии трубопроводов
(см. § 3-5 и 7-4), с которой в обычных уста-
новках не приходилось сталкиваться, и необ-
ходимость специального (на некоторых АЭС)
ультразвукового контроля их состояния.
185
Следует учесть, что авария на АЭС, в том
числе авария турбинной установки, приносит
большие неприятности, чем на ТЭС, работаю-
щей на органическом топливе. Это объясняет-
ся, во-первых, тем, что отключение турбины
связано со сложными переходными процесса-
ми реактора и всей схемы его питания и вне-
запная остановка турбины должна сопровож-
даться перепуском пара в конденсатор.
Во-вторых, ремонт оборудования ввиду воз-
можного его радиоактивного загрязнения тре-
бует больше времени и обходится дороже.
Кроме того, в связи с меньшей топливной со-
ставляющей АЭС каждая лишняя остановка
приносит повышенные по сравнению с ТЭС
экономические потери.
В связи с этим необходимо обеспечить по-
вышенную надежность установки не только
при се конструировании и изготовлении, но и
при эксплуатации. Для этого на турбинах
АЭС проводится большое число эксплуатаци-
онных измерений, часть которых связана
с системой защиты. При определенных пока-
зателях измерительных устройств турбина
останавливается. Несмотря на невысокую на-
чальную температуру турбин насыщенного
пара большие размеры корпусов, вызванные
низкой частотой вращения и увеличенными
объемными пропусками пара, могут привести
к значительным температурным разностям
в них и в результате этого к короблению кор-
пуса, которое в свою очередь меняет зазоры
в турбине.
Так, разница в температуре корпуса свер-
ху и снизу (в одном поперечном сечении)
А/=10°С может вызвать изменение зазора
примерно на 1О°/о- В связи с этим в ряде тур-
бин измеряются температурные разности
в корпусах, специальные устройства сигнали-
зируют о недопустимых значениях АЛ Опыт
эксплуатации показал, что па многих клапа-
нах, в частности на отсечных клапанах между
ЦВД и ЦНД, в турбинах насыщенного пара
необходима контрольная аппаратура, сигна-
лизирующая об отсутствии заедания в по-
движных частях.
Для турбин насыщенного пара важным яв-
ляется контроль частоты вращения, хотя бо-
лее массивные и имеющие большие моменты
инерции роторы тихоходных турбоагрегатов
требуют больше времени для разгона и дости-
жения номинальной частоты вращения.
Например, разгон быстроходной турбины
высоких параметров пара Ро=320 МВт про-
исходит за 13 с, а тихоходной турбины насы-
щенного пара Рэ=600 МВт — за 22 с. Однако
большие объемы тракта и испарение влаги
в турбине и сепараторе при сбросе нагрузки
могут привести к значительному превышению
номинальной частоты вращения. Для тихо-
ходных турбин это превышение составляет
примерно 20—25% (см. § 6-3). В связи с этим
автомат безопасности иногда предлагается
настраивать на очень малое превышение но-
минальной частоты вращения — меньше 10%.
Опыт эксплуатации электростанций в СССР
[17, 18, 22]
Нововоронежская АЭС имеет несколько блоков
с ВВРд. Ее работа характеризуется высокой стабиль-
ностью. Это во многом объясняется тем, что АЭС
с реакторами ВВРд весьма устойчивы благодаря имею-
щемуся у них отрицательному температурному и мощ-
ностному эффектам реактивности.
НВАЭС в основном работает в базисном режиме.
Опыт эксплуатации показал, что скорость изменения
мощности блоков (до 5 МВт/мин) практически огра-
ничивается не реактором, а возможностями турбо-
агрегатов.
Выход АЭС на начальную мощность из холодного
состояния (после длительной остановки па планово-пре-
дупредительпый ремонт) требует прогрева оборудова-
ния и систем реакторной установки со скоростью при-
мерно 20°С/ч и в целом занимает около 15—20 ч.
Примерно такое же время требуется для полного рас-
холаживания всех систем реакторной части АЭС и при-
ведения ее в ремонтное состояние.
Опыт эксплуатации отечественных АЭС с ВВРд
свидетельствует о возможности их участия в регу-
лировании нагрузки энергосистемы. Так, например,
в 1972 г. второй блок НВАЭС ежесуточно участвовал
в покрытии максимума электрических нагрузок. При
этом в утренние и вечерние часы мощность блока
поднималась до номинальной (365 МВт), а в ночное
время снижалась до 70% номинальной.
Начиная со второго блока НВАЭС во всех реак-
торах этого типа для компенсации медленных эффек-
тов изменения реактивности, связанных с выгоранием
ядерного топлива, используется борная кислота, раство-
ренная в теплоносителе первого контура. Лишь не-
большая доля запаса реактивности, предназначенная
для компенсации быстрых изменений реактивности, пе-
реводится на регулирующие кассеты СУЗ. В связи
с этим возможность участия в регулировании суточ-
ных графиков определяется также скоростью выве-
дения борной кислоты из теплоносителя. Чем выше
относительная скорость выведения борной кислоты из
теплоносителя первого контура, тем выше маневрен-
ность реактора и блока в целом.
Работающие в настоящее время серийные блоки
АЭС с ВВРд-440 имеют технико-экономические и
эксплуатационные показатели, не уступающие показа-
телям крупных блоков современных ТЭС. В табл. 7-1
приведены основные показатели действующих блоков
АЭС с ВВРд. Мощность первой очереди КоАЭС со-
ставляет 880 МВт. Основные пусконаладочные работы
по тепломеханическому и электротехническому обору-
дованию были выполнены еще до окончания монтаж-
ных работ по реакторной части АЭС. При наладке тур-
богенераторов использовался пар от пусковой котель-
ной и специально выделенных для этих целей энерго-
поездов.
Действующие в СССР АЭС с ВВРд работают
в режиме частичных перегрузок топлива — один раз
в год производится перегрузка одной трети топлива.
Время перезарядки реактора составляет 15—25 дней,
что позволяет провести ревизию всего оборудования
блока. Капитальный же ремонт турбоагрегата требует
больше времени — 35—45 дней. На НВАЭС была вы-
явлена дополнительная возможность увеличения дли-
тельности кампании за счет работы реактора в режиме
самопроизвольного снижения мощности. В 1973 г.
186
Таблица 7-1
Показатели работы блоков с ВВРд НВАЭС и КоАЭС [17, 18]
Основные показатели	Елок № 1 НВАЭС	Блок № 2 НВАЭС	Блок № 3 НВАЭС	Блок № 4 НВАЭС	Блок № 2 КоАЭС
Ввод в эксплуатацию	Сентябрь	Декабрь	Декабрь	Декабрь	Декабрь
Электрическая мощность брутто, МВт	1964 г. 210	1969 г. 365	1971 г.	1972 г. 440	1973 г.
Система компенсации реактивности Давление насыщенного пара перед турбиной, МПа Коэффициент полезного действия (брутто/иетто), %	Органы СУЗ 2,84 27,6/25,5	Борное ре- гулирова- ние + СУЗ 2,84 27,6/25,7	Борное	регулирование + СУЗ 4,32 32/29,7	
Суммарная выработка электроэнергии за время эксплуатации до 1 января 1974 г., млн. кВт-ч	9208	8476	4009	2787	2800
Расход электроэнергии на собственные нужды, °/0	8,0	7,0	7,9	7,0	6,0
Себестоимо сть отпускаемой электроэнергии, коп/(кВт-ч)	0,925	0,68	0,65	0,65	1,0
Максимальный коэффициент использования уста- новленной мощности, %	86	81	56	72	73
блок № 3 НВАЭС при таком режиме проработал око-
ло 30 эффективных суток со скоростью снижения элек-
трической мощности около 35 МВт/сут. Это экономи-
чески оправданно и дает снижение расхода топлива
до 4—6%.
Остановимся на некоторых выводах по
монтажу и эксплуатации турбин насыщенного
пара, полученных ХТГЗ [51].
Турбинные установки должны иметь как
можно меньше фланцевых соединений в паро-
и водопроводах; по возможности, особенно
при работе на радиоактивном паре, фланце-
вые соединения заменяются сварными. На по-
верхности соприкосновения фланцев необхо-
димо иметь уплотняющие внутренние буртики.
Паро- и водопроводы следует прокладывать
без застойных участков. В местах, где этого
нельзя избежать и может скапливаться влага,
следует иметь дренажи. Для облегчения ре-
монта и монтажа ресиверы турбины жела-
тельно располагать ниже разъема турбины.
При работе и пуске быстроходных турбин
насыщенного пара нс наблюдалось заметной
разницы в расширениях корпусов и роторов,
не было трещин в корпусах ЦВД и паровпуск-
ных органов.
В связи с режимом самопромывки в тур-
бинах ХТГЗ, в том числе и имеющих пром-
персгрев, не наблюдалось заноса солями про-
точной части. Следует отметить, что этому
способствуют жесткие требования к водному
режиму па АЭС.
Поскольку влага, удаленная из ЦВД, на-
правляется в систему подогрева питательной
воды, то работа турбины даже с одним отклю-
ченным подогревателем может привести к пре-
кращению влагоудалеиия в соответствующих
ступенях и вследствие этого к снижению эко-
номичности турбины и повышенной эрозии
в последующих элементах ЦВД, к повышен-
ной влажности на входе во внешний сепара-
тор. При эксплуатации необходим постоянный
контроль за плотностью трубных систем СПП.
Дело не только в том, что снизится темпера-
тура промперегрева, но, главное, что при уста-
новке нескольких СПП на турбину возможны
температурные перекосы па входе в ЦНД и
вследствие этого дополнительные темпера-
турные напряжения в элементах ЦНД, в част-
ности в сварных швах корпусов ЦНД [51].
Результаты испытаний турбинных установок
Тепловые испытания одной из первых тур-
бин К-70-29 ХТГЗ были проведены на НВАЭС
после 1200 ч эксплуатации. Испытания по-
казали, что даже при некоторых недостатках
в работе тепловой схемы во время опытов при
мощности РО=71,85 МВт и параметрах пара
ро=2,84 МПа, /0=231°С и рк=3,92 кПа;
т)э=28,33%, что на Ат]/т)э=2,2% выше гаран-
тий завода.
При полном открытии дроссельных клапа-
нов расход пара Gx= 135 кг/с, а Рэ=76 МВт.
Во время испытаний турбина работала и при
более высоком начальном давлении, при этом
РО=83 МВт.
При отключенных отборах 7]Чвд=0,78. G
включением системы отборов из ЦВД факти-
ческий к. п.д. в связи с влагоудалением воз-
рос. Влагоудаление в ЦВД было при вклю-
ченной системе отборов эффективным: в от-
боры уходило около абсолютных 2% влаги.
Коэффициент сепарации доходил при макси-
мальном расходе пара до 15%. Фактическая
влажность за ЦВД составила t/i = 0,106, а за
ЦНД //к=0,11.
Па БелАЭС были проведены испытания
трех турбоагре! атов К-100-90 ЛМЗ. Испыта-
187
Рис. 7-1. Результаты испытаний блоков ВВРд-440 с дву-
мя турбинами К-220-44. Характеристики блоков в зави-
симости от относительной мощности активной зоны Ра,3.
о. — мощность брутто ЮРи нетто Днетто. мощность собственных
нужд Рс н; б — давление пара в конденсаторах рк; в — к. п. д.
блоков брутто Т]2Р и нетто Т]бл; 1—блок № 3 НВАЭС; 2 —
блок № 4 НВАЭС; 3 — блок № 5 КоАЭС; —у--------------условия
НВАЭС: tQ В=22’’С; в = 55 480 м3/ч;------—условия КоАЭС;
to е=5°С: W'ob = 36 550 м3/ч; тепловые собственные нужды бло-
ков отключены, продувка парогенераторов 0,5%; р0>4.32 МПа.
ния первого блока производились при Рэ=
= 106,1 МВт, Ро=8,57 МПа и % = 487°С. Из-за
пониженной начальной температуры влаж-
ность в конце расширения ук—0,126.
Во втором блоке с турбоагрегатами № 2
и 3 испытания проводились при суммарной
мощности Рд=175 МВт (85,3 + 88,9) и Ртепл =
= 457 МВт. При этом фактические параметры
пара равнялись соответственно 7,06 МПа,
51 ГС, 2,65 кПа и 7,15 МПа, 516°С, 3.15 кПа;
конечная влажность за турбинами z/K=0,114.
Экономичность агрегатов и установки со-
ставила: для турбины № 2 T]oi=82,6% и ц0=
=39,5%, а для № 3 т]0^=83,8% и цэ=39,0%.
Экономичность установок оказалась лучше
гарантий завода, хотя и немного ниже, чем
по испытаниям аналогичных турбин на одной
из ТЭС. При параметрах р0=78,5 МПа,
= 520°С и рк=3,38 кПа для агрегата № 3
т]э=40,1%. Измеренный к. п.д. нетто всего
блока
Испытания блоков с реакторами ВВРд-440
и двумя турбоагрегатами К-220-44 ХТГЗ были
проведены на НВАЭС (блоки № 3 и 4) и на
блоке № 1 КоАЭС [39]. Тепловая схема уста-
новки, конструкция турбины и СПП рассмот-
рены в § 4-4 и 5-2. Исследованные блоки
несколько различаются по выполнению от-
дельных элементов и условиям работы. Так,
в блоке № 3 НВАЭС в отличие от остальных
блоков СПП имели гладкие трубки. Конден-
саторы на НВАЭС имеют поверхность
12 150 м2 каждый, а на КоАЭС —8170 м2
с меньшим расходом охлаждающей воды.
На рис. 7-1 представлены зависимости мощ-
ности блОКОВ Р^ И Р™™ И К. И. Д. от от-
носительной мощности активной з'оны реактора
Д.Ж.8),ЮИ-
При испытаниях менялось и давление в кон-
денсаторе. Максимальные мощности блоков при
^а.з/^аТ” 1’0 составили для блокс«в №3
и 4 НВАЭС и блока № 1 КоАЭС соответст-
венно 433 и 436 МВт (при рк=4,91 кПа) и
450 МВт (при рк=2,94 кПа). Собственные
нужды блока учитывают мощности главных
циркуляционных насосов и других механиз-
мов реакторного контура, питательных элек-
тронасосов и других насосов второго контура
и т. п. Для НВАЭС расход электроэнергии на
собственные нужды составил 7,1%, а для
КоАЭС —6,0%.
На основном участке универсальной кривой
изменение вакуума Дрк= 1 кПа соответствует
изменению мощности ДРЭ/Р”ОМ= 1,8 °/0. В диапа-
зоне сезонного изменения температуры охлаж-
дающей воды и полном расходе пара для
НВАЭС при £0.в= 10+33°С изменение мощно-
сти АРэ=40 МВт, а для КоАЭС при Д/Ов=
= 15°С изменение мощности составляет всего
ДРэ=7,5 МВт (рис. 7-2). Эти данные говорят
о том, что для столь холодной воды, как на
КоАЭС (рк<3 кПа), необходимо иметь дли-
ну последней лопатки большую, чем /г=
= 852 мм, принятую для серийных турбин
К-220-44.
Отметим, что проточная часть турбины
позволяет увеличить расход пара примерно
на 10%, что имеет смысл (при соответствую-
щем увеличении тепловой мощности реактора)
при неглубоком вакууме.
Окончательные итоги испытаний по эко-
номичности, представленные на рис. 7-1, по-
казывают следующие значения к. п. д. при
188
номинальной мощности реактора: для блоков
№ 3 и 4 ПВАЭС и блока № 1 Ко АЭС соот-
ветственно =31,5;	31,8 и 32,8% и
^0^29,3. 29 6 и 30,8о/0.
До испытаний, проведенных после капи-
тального ремонта, оборудование блока № 3
НВАЭС проработало 25 тыс. ч, блока № 4
НВАЭС — 15 тыс. ч, а на КоАЭС— 5 тыс. ч.
Рис. 7-2. Зависимость мощности двух турбин К-220-44
Pj’, к. п. д. бюка брутто и давления в конденса-
торе от температур л о ыажта ощел воды в при
номинально.! тепиовой мощности реактора Ра%/Ра,3 ~В
______—НВАЭС, М7о ,,=55 480 м3 ч;----------------КоАЭС,
1Г0 в = 36 550 м3/ч.
Рис. 7-3. Удельный расход тепла для турбинных устано-
вок блока ВВРд-440 с двумя турбинами К-220-44 и дав-
ление в конденсаторе рк в зависимости от электриче-
ской мощности агрегата Рв (средние значения для двух
установок).
------— блок № 3 НВАЭС;---------- — • — блок № 4 НВАЭС:
------блок 1 КоАЭС. Условия испытаний см. рис. 7-1,
продувка парогенераторов отсутствует, О — гарантия ХТГЗ.
Укажем на некоторые различия в пара-
метрах установок по сравнению с расчет-
ными. Несколько выше номинального (/^ом =
= 4,32 МПа) было начальное (перед стопор-
ными клапанами) давление р0=4,77 МПа, что
дает повышение экономичности на Ai']/t]9=
= 0,7%. Температура промперегрева блока
№ 3 НВАЭС /Пп=245°С, а на КоАЭС Сш=
= 234°С. Следует учесть, что при нормальной
эксплуатации отпускается тепло для внутри-
станционных и внешних потребителей, что
снижает мощность нетто блока на 3,8—
4,7 МВт.
Характеристики экономичности собствен-
но турбинных установок видны из рис. 7-3.
Эти показатели отвечают гарантиям за-
вода-изготовителя. Минимальное значение
измеренного удельного расхода тепла q3=
= 11 060 кДж/(кВт-ч).
Испытания трех блоков показали высокую
экономичность работы оборудования как вто-
рого контура, так и всего блока в целом [39].
Подробные данные по результатам испы-
таний на АЭС «Гундреминген» (ФРГ) с ВВРк
и турбиной насыщенного пара с двумя давле-
ниями подвода пара (тепловую схему, кон-
струкцию турбины и т. п.) см. [61].
Эти данные говорят о том, что к. п. д. тур-
бинной установки оказался выше расчетного
на А^/4эР = 3,8°/0, а к. п. д. нетто на
= 5.2% за счет меньшего расхода на собст-
венные нужды, повышенных параметров вто-
ричного подвода, улучшения к. и. д. собственно
турбины и сокращения потерь вне турбинной
установки. Эффективность сепарации в про-
точной части турбины оказалась близкой
к расчетной, а в ЧНД выше, чем предпола-
галось.
На турбине фирмы ДЭ на АЭС «Дрез-
ден 1» (США) с Рэ=210 МВт (конструкцию
турбины см. [61]) был подробно измерен от-
вод влаги по ступеням.
Широко применялась сепарация в ступенях
с рабочими лопатками Зубчиковой конструк-
ции (см. § 3-3). В некоторых ступенях этот
способ сепарации сочетается с периферийным
влагоудалением, камера которого соединена
с отбором в систему регенеративного подогре-
ва питательной воды. Например, в ступени
№ 21 отбирается 21,4% влаги, а удаление
влаги за ступенями № 21 и 22 дает большее
количество влаги, чем внешний сепаратор.
В литературе имеется мало сведений об
экономичности блоков АЭС, особенно турбин-
ных установок и собственно паровых турбин.
Некоторые данные приведены в приложении.
Фирма ДЭ произвела испытания с опреде-
лением экономичности ряда установок АЭС,
в том числе установок насыщенного пара
189
с агрегатами мощностью 210, 400, 620 и
650 МВт (все агрегаты тихоходные на п=
— 30 с-1). Установка Рэ=650 МВт с двумя
ЦНД и с внешней сепарацией без промпсре-
грева на АЭС «Мильстоун» испытывалась че-
рез пять месяцев после пуска в работу. Дру-
гой агрегат Рэ=620 МВт с тремя ЦНД
с промперегревом был испытан на АЭС «Найн
Мейл Пойнт 1» после трех лет работы.
Согласно [148] показатели экономичности
этих установок соответствуют гарантиям, взя-
тым по [75] В [106] указывается, что ис-
пытания этих четырех агрегатов фирмы ДЭ
проводились согласно нормам ASME с точ-
ностью ±1/4%. Для прямого измерения
энтальпии влажного пара использовался ме-
тод радиоактивных изотопов [92а].
При эксплуатации турбины необходимо
знать влажность и диапазон изменения на-
чальных параметров пара. Некоторые сведе-
ния об этом приведены в гл. 6.
Интересны результаты измерений влажно-
сти пара на выходе из парогенератора турби-
ны Рэ=1200 МВт на АЭС «Библис» с ВВРд
в зависимости от нагрузки [86]:
Рэ/Рк™, %....... 30	50 80 100
у0, %........... 0,15 0,08 0 0,14
7-2. ПУСК ТУРБИНЫ И ПРОБЛЕМЫ
МАНЕВРЕННОСТИ
Процедура пуска турбоагрегата, скорость
выполнения операций при пуске и нагружении,
возможность допустить большое число пусков-
остановок пока для АЭС не так актуальны,
как для оборудования обычных электростан-
ций— ТЭС. Причина этому — существенная
доля капитальных затрат, определяющих
стоимость вырабатываемой электроэнергии на
АЭС. Стоимость вырабатываемого 1 кВт«ч на
АЭС резко возрастает при уменьшении Ту-
чнела часов использования установленной
мощности.
Так, например, по [97] стоимость вырабатываемо-
го 1 кВт-ч в ФРГ на блоке АЭС с водоохлаждаемым
реактором Рэ=1300 МВт (типа Библис, см. § 5-3) при
уменьшении ту с 8 до 4 тыс. ч в год возрастает на
80%, а для ТЭС, работающей па мазуте с блоком
Рэ—650 МВт, увеличивается только на 33%.
Несмотря на относительно малую долю
участия АЭС в общей выработке электроэнер-
гии, в ряде случаев возникает необходимость
в периодических остановках блоков АЭС. Бло-
ки АЭС используются и для регулирования
нагрузок энергосистемы, см. опыт эксплуата-
ции НВАЭС, § 7-1, а также [84]. На некото-
рых АЭС, как, например, на НВАЭС [18],
время пуска блока определяется временем
пуска турбоагрегата. Можно не сомневаться
в том, что с увеличением доли АЭС в энерго-
системах возрастет и необходимость в частых
пусках-остановах блоков АЭС, и работе их
с частичной нагрузкой.
Основные ограничения по скорости пуска
и нагружения турбины, по числу допустимых
пусков, как и для турбин ТЭС, связаны с тем-
пературными напряжениями в деталях тур-
бины, главным образом в корпусах и роторах.
Если речь идет о высокотемпературных турбинах,
работающих с газоохлаждаемыми реакторами, то, так
как пуск их производится при номинальных парамет-
рах пара, ограничение термических напряжений по
сравнению с такими же установками на ТЭС требует
дополнительного усложнения конструкции [44]. В тур-
бинах фирмы АЕИ для работы с ГГРу Л—660 МВт
на Ро=16 МПа, /О=/ПП=538°С (см. § 5-1) ЦВД вы-
полняется в зоне паровнуска трехстенным, с подводом
пара по всей окружности, с внутренним корпусом без
горизонтального разъема. Двухкорпуспым является
ЦСД в зоне паровпуска после промперегрева. Централь-
ная часть ротора среднего давления экранируется спе-
циальной обоймой и охлаждается более холодным
паром после выхода из ЦВД. Концевые и промежу-
точные уплотнения для уменьшения концентрации на-
пряжений не имеют тепловых канавок.
Для турбин АЭС с водоохлаждаемыми ре-
акторами температура пара на выходе в тур-
бину обычно /О=250-Е-285°С, а после пром-
перегрева /щ1=2204-270оС. Столь низкая тем-
пература, с первого взгляда, существенно
облегчает решение проблем маневренности.
Однако при работе турбины на насыщен-
ном паре имеются специфические особенности,
усложняющие решение задач маневренности:
высокие коэффициенты теплоотдачи при
конденсации пара. Если температура поверх-
ности, омываемой слабопсрегретым паром,
ниже температуры насыщения этого пара, то
при малых At будет происходить конденсация
пара с высокой интенсивностью теплообме-
на [4];
существенное снижение температуры пара
(температуры насыщения Д) при уменьшении
расхода пара через турбину и соответствую-
щем дросселировании пара; для турбин с вы-
сокой начальной температурой /0 температура
пара по ступеням при этом меняется незна-
чительно;
большие размеры корпусов тихоходных
агрегатов, а также ЦНД быстроходных тур-
бин, которые для повышения разделительного
давления до оптимального значения (см.
§ 1-2) часто имеют большее число ступеней,,
чем ЦНД турбин высоких параметров; при
больших размерах корпусов возможно их ко-
робление;
временное раскрытие разъемов диафрагм,
обойм, фланцев корпусов может привести
к щелевой эрозии (см. § 3-5).
Все отмеченное выше требует, с одной сто-
роны, особого подхода к режиму пуска, а дру-
гой — сказывается на конструкции турбины.
Согласно [4] рассмотрим влияние пара-
метров пара на входе в турбину, в том числе
190
Рис. 7-4. Схема в «-диаграмме изменения состояния па-
ра за регулирующими клапанами турбины (------------)
ПРИ Ро>3 МПа и изменения температуры поверхности
деталей /м в этой зоне (—------) при прогреве турби-
ны в зависимости от давления пара.
я — на входе в турбину пар перегретый; б — па входе в турби-
ну пар насыщенный: в — пуск из холодного состояния при р0=
=роп°м; а — пуск из неостывшего состояния при скользящем
давлении; / — максимальная нагрузка; 2 — нагрузка 50%; 3 —
состояние пара в момент, когда ?М=С при пуске холодной тур-
бины па номинальных параметрах; 4 — температура / в мо-
мент, когда во время пуска неостывшей турбины при скользя-
щем давлении пар переходит из перегретого в насыщенное со-
стояние; 5 — температура /м в момент, когда <м=^8. где t —
температура насыщения перегретого пара, омывающего поверх-
ность детали.
перегрева пара на скорость прогрева деталей
головной части агрегата.
При уменьшении расхода насыщенного
пара за счет его дросселирования в клапанах
сначала (при ро>3 МПа) пар увлажняется,
а затем перегревается и первые ступени ЦВД
работают уже перегретым паром. Интенсив-
ность теплообмена будет зависеть от темпера-
туры поверхности детали fM и температуры
насыщения при данном давлении пара ts=
=f(p). Если	то теплообмен невелик
и можно нс опасаться значительных темпера-
турных разностей, а следовательно, термиче-
ских напряжений в деталях. По с увеличением
расхода пара (см. кривую б, т. е. линию
i==io=const на рис. 7-4), давление его р0 рас-
тет и при каком-то значении p*Qi (точка 3),
температура насыщения этого перегретого
пара (£*s)oi оказывается выше температуры
поверхности, т. е. tsZ>t^. Если к тому же
произойдет конденсация пара на поверхности
детали, то благодаря интенсивному при этом
теплообмену локальная разность температур
резко возрастет. С этого момента темп про-
грева и термические напряжения в элементах
турбины зависят главным образом от скоро-
сти увеличения давления пара pOi и тем са-
мым температуры насыщения Ц£)оь так как
температуры поверхности деталей турбины
практически без отставания будут следовать
за температурой насыщения пара. Очевидно,
что допустимая разность температур в дета-
лях турбины может быть обеспечена соответ-
ствующим ограничением скорости нагружения
турбины.
При пуске турбины насыщенного пара из-
горячего состояния на скользящих параметрах
(кривые г на рис. 7-4), температура поверх-
ности Д может оказаться выше, чем темпе-
ратура пара при переходе его из перегретого
в насыщенный (точка 4). Такой переход будет
сопровождаться резким захолаживанием де-
тали за счет испарения влаги на ее поверх-
ности, следовательно, большой разностью
температур (но другого знака, чем при рас-
смотренном выше процессе конденсации) и
соответственно термическими напряжениями.
Для дальнейшего прогрева при этом придется
затратить больше времени, чем при отсутст-
вии захолаживания. Поэтому пуск турбины
насыщенного пара из неостывшего состояния
при полностью открытых клапанах нецелесо-
образен. При частично открытых клапанах
такой пуск может оказаться рациональным
лишь тогда, когда с увеличением расхода
пара при пересечении линии насыщения
температура пара будет выше температуры
омываемых деталей.
Рассмотрим нагружение турбины слабо-
перегретого пара [4]. Напомним, что введение
начального перегрева пара (см. § 1-2, 5-3 и
5-4) повышает экономичность установки, сни-
мает проблемы эрозии в клапанной системе и
в первых ступенях турбины, а при темпера-
турном перепаде в первой ступени меньшем,
чем начальный перегрев (Д/)т-</о—tOs, и
в переднем концевом уплотнении (в однопо-
точпых ЦВД).
Начальный перегрев пара (точка 1 па
рис. 7-4) позволяет уменьшить зависимость
температуры пара в головной части турбины
от расхода пара. При сбросе нагрузки низкие
коэффициенты теплоотдачи от поверхности
деталей к перегретому пару, когда пар холод-
нее омываемых им деталей, смягчают темпе-
ратурные воздействия.
При пуске турбины, несмотря на большую
температуру пара, в такой турбине скорость
прогрева будет не ниже, чем для насыщенного
пара по причинам, рассмотренным выше, если
температура поверхности окажется ниже
температуры насыщения, т. с. при tM<Zts.
Если же температура поверхности, например,
при длительной выдержке турбины при неиз-
менном расходе пара превысит температуру
насыщения (точка 4 па рис. 7-4), то перегре-
тый пар позволяет большую, чем насыщенный
пар, скорость дальнейшего нагружения.
На рис. 7-5 показаны кривые, характери-
зующие прогрев турбины при ее нагружении,
когда мощность Рэ, расход пара G, давления
по проточной части р и соответствующие им
температуры насыщения is меняются ступен-
чато. Е1рогрев перегретым паром до темпера-
туры насыщения, соответствующей номиналь-
191
ному начальному давлению, занимает не боль-
ше времени, чем прогрев более холодным на-
сыщенным паром. Дальнейший прогрев тур-
бины слабоперегретого начального пара, как
правило, может производиться после дости-
жения номинальной нагрузки и не удлиняет
пуска.
Несмотря на низкую начальную темпера-
туру пара на входе в турбины насыщенного
и слабоперегрстого пара, большинство турбин
второго поколения в зоне паровпуска имеет
двухстенную конструкцию ЦВД: турбины
К-750-65 ХТГЗ (рис. 5-8), К-500-65-3000
(рис. 5-7) и тихоходные турбины (рис. 5-11,
5-13 и 5-14); турбины 1200 МВт фирмы
ЕЕ-АЕИ (рис. 5-15), турбина К-1000-60/3000
ЛМЗ (рис. 4-8), серия турбин 500—1300 МВт
фирмы КВУ (рис. 5-23 и 5-25), турбина
220 МВт «Шкода» (рис. 5-26), последние тур-
бины 1000—1200 МВт фирмы ББЦ (рис. 5-30),
новые американские турбины (рис. 5-34, 5-36).
В то же время большинство турбин перво-
го поколения имеют одностенную конструк-
цию ЦВД: турбина ХТГЗ К-70-30 [61], тур-
бина 120 и 400 МВт фирмы АЕИ [61], турби-
ны 250 и 660 МВт фирмы АЕГ [61]
(рис. 5-20), первые турбины фирмы ДЭ [61],
а также турбины фирм «Альстом» (рис. 5-19),
«Тосиба» (рис. 5-39) и «Хитачи» [61].
Корпуса ЦНД, как правило, выполняются
двух- и даже трехстенными (см. § 5-2 и 5-3.)
Для уменьшения термических напряжений
роторы ЦВД барабанного типа часто выпол-
няются с тонкостенной центральной частью.
В связи с тем что температура пара перед
ИНД — это обычно температура промперегре-
ва /пп, при быстром повышении /пп при пуске
возможно появление термических напряжений
в роторах ЦНД сварной конструкции, а при
насадных дисках возможно ослабление по-
садки дисков на вал в зоне первых ступеней.
ВТИ проведен расчет температур и терми-
ческих напряжений в типичном сварном рото-
ре ЦНД с дисками без центральных отвер-
стий (см., например, рис. 5-4) при различных
условиях пуска и включения СПП перед ЦНД
[45]. Этот расчет показал заметную неравно-
мерность температур в центральной части
дисков первых ступеней. Термические напря-
жения в этой зоне, где максимальны и напря-
жения от центробежных сил дисков и обло-
пачиваиия, могут оказаться значительными и
стать опасными по условиям хрупкого трещи-
нообразования и развития микродефектов
в металле.
В [45] рекомендуется для ограничения
уровня термических напряжений регулировать
температуру промперегрева при пуске
или же существенно увеличить длительность
пуска.
На рис. 7-6 приведен расчетный график
прогрева ротора ЦНД при пуске из холодного
состояния с нерегулируемым включением
СПП.
Очевидно, что для турбин АЭС, так же как
и для турбин ТЭС, надежность агрегата и
ускорение пуска и нагружения его могут быть
легче достигнуты при автоматизации пуско-
вых операций, когда заданные температурные
разности диктуют скорость прогрева [51].
Для того чтобы предотвратить при пуске
временное раскрытие диафрагм, опасное воз-
никновением щелевой эрозии, ХТГЗ и другие
Рис. 7-5. Прогрев турбины при ступенчатом ее нагруже-
нии.
а — время прогрева Т до температуры насыщения при номи-
нальном давлении одинаково для перегретого и насыщенного
пара; б — скорость прогрева перегретым паром выше, чем на-
сыщенным; 1 — на входе в турбину пар насыщенный; 2 — на
входе в турбину пар перегретый; 3 — номинальная температура
перегретого пара.
Рис. 7-6. Расчетный график прогрева сварного ротора
ЦНД турбины насыщенного пара на п=50 с-1 при пу-
ске из холодного состояния с нерегулируемым включе-
нием СПП.
/пп — температура промперегрева за СПП; Р71 — относительная
электрическая мощность турбоагрегата; f — температура ме-
талла на оси диска первых ступеней ЦНД; At — разность тем-
ператур по радиусу этого диска.
1.92
Рис. 7-7. Горизонтальный разъем корпуса (в зоне кон-
цевого уплотнения) высокого давления турбины АЭС
«Штаде» (Рэ—660 МВт).
а—изотермы на разъеме; б — до реконструкции; в — после ре-
конструкции;
XXXXX—плотное прилегание;-----------1раиица раскрытия
при установившемся режиме.
фирмы сболчивают половины диафрагм. На
рис. 7-7 показан разъем внешнего корпуса
ЦВД в зоне концевого уплотнения турбины
КВУ Ро=660 МВт на п=25 с-1 для АЭС
«Штаде» (см. рис. 5-22).
На рис. 7-7,а видны изотермы согласно
расчету, проведенному методом конечных эле-
ментов [104]: на участке небольшой про-
тяженности разность температур Д^=78°С.
Это привело к частичному раскрытию флан-
цев (пунктирная линия на рис. 7-7,6) и зна-
чительной эрозии внешнего корпуса, изготов-
ленного из нелегированной стали. В то же
время сегменты уплотнений, выполненные из
12%-ной хромистой стали, не были размыты.
При ремонте турбины пришлось усилить со-
единение фланцев, что видно из сравнения
рис. 7-7,6 и в, после чего практически для
всего фланца была обеспечена необходимая
плотность прилегания.
График пуска турбины К-220-44 ХТГЗ (см.
рис. 5-4) при работе двух агрегатов с одним
реактором ВВРд-440 представлен на рис. 7-8
[51]. Набор номинальной частоты вращения
/г=50 с-1 производится ступенчато с двумя
выдержками при п/Пном=9,1 и 0,32 и заканчи-
вается за 35—40 мин. Полное нагружение от
толчка турбины производится за 3 ч со ско-
ростью примерно 1,6 МВт/мин. Пуск и нагру-
Рис. 7-8. График пуска агрегата К-220-44 ХТГЗ.
Рд—электрическая нагрузка; п — частота вращения; р0, t0 —
параметры пара перед стопорным клапаном; Pi, Ц — параметры
пара перед ЦВД; — температура пара на входе в ЦНД; Т —
время.
жение выполняются при неизменном началь-
ном (перед стопорным клапаном) давлении
р0—4,32 МПа = const и, следовательно, при
постоянной температуре t=%=const. Темпе-
ратура t\ перед ЦВД меняется плавно от 83
до 236°С, а температура /2 перед ЦНД — до
230°С к моменту полного нагружения турби-
ны; давление пара перед ЦВД рх до набора
номинальной частоты вращения пном поддер-
живается pj —0,25 МПа = const; при нагруже-
нии турбины оно возрастает до ршом~4 МПа.
Интересны результаты исследования пуско-
вых режимов турбины К-220-44 на КоАЭС
[29]. Испытания охватили режимы пуска из
холодного состояния после остановки на 2 сут
и 8 ч и из горячего состояния после остановки
на 0,5—1 ч.
Испытания показали, что основным пока-
зателем, лимитирующим пуск данной турбины,
является А/ по ширине фланца корпуса ЦВД.
Иа рис. 7-9 показано распределение темпера-
тур в продольном сечении по середине высоты
верхнего фланца в зоне паровпуска и камеры
регулирующей ступени при пуске из неостыв-
шего состояния. При прогреве наибольшие At
соответствуют зоне паровпуска по ширине
фланца сопловой камеры. При глубоком раз-
гружении и пусках из горячего состояния воз-
никают отрицательные разности температур
по ширине фланца.
В связи с переводом турбины на работу
при дроссельном парораспределении (см.
§ 5-2) расчет показал [29], что пусковые ха-
рактеристики не претерпевают существенных
изменений. Хотя несколько сокращается время
нагружения (до 160 МВт), общее время пуска
до Р^ом за счет некоторого уменьшения ско-
рости нагружения при больших нагрузках
остается практически тем же.
При пропаривании фланцев ЦВД турбины
К-220-44 разности температур по их ширине
достигают А(=120°С и более как при пусках,
так и при нормальной работе. В этом случае
вскипание влаги на выходе из щели (неплот-
ности фланцев) вызывает резкое захолажива-
ние наружной поверхности фланца. Из-за
щелевой эрозии неплотность разъема увели-
чивается и At возрастает. Естественно, что
в этом случае необходима другая программа
пуска [29].
Испытания показали, что по своим ма-
невренным характеристикам (время от пуска
пара на турбину до полной нагрузки после
остановки на ночь составляет 75 мин) тур-
бина К-220-44 может использоваться для глу-
бокого регулирования графика нагрузки энер-
госистемы с остановкой на ночь и нерабочие
дни.
13—580
193
130
Ширина фланци
Рис. 7-9. Распределение температур в продольном сечении верхнего фланца ЦВД турбины К-220-44 при пуске
из неостывшего состояния (Р;)—62 МВт). О — измерения; © — расчет.
Ниже упрощенно описываются пуско-
вые операции для турбинной установки
К-500-65/3000 ХТГЗ. Поскольку на АЭС две
такие установки питаются паром от одного
реактора ВГРк-1000, то сначала отметим не-
которые особенности установки, связанные
с ее работой в одноконтурной АЭС [51]. Уста-
новка должна обеспечить перепуск всего рас-
хода пара помимо турбины в конденсаторы.
Для этого турбина имеет два технологических
конденсатора, каждый из которых рассчитан
на прием 42 кг/с пара при относительно вы-
соком давлении (до 0,78 МПа). Основные кон-
денсаторы могут принимать пар только при
небольшом давлении р<0,03 МПа, т. е. при
£<70°С, чтобы не допустить сильного разо-
грева конденсатора. Конденсат из технологи-
ческих конденсаторов насосами подается
в деаэратор. Охлаждающая вода поступает
в основные и технологические конденсаторы
из одного источника.
Другой особенностью является необходи-
мость иметь источник «чистого» пара, пода-
ваемого на концевые уплотнения турбины и
уплотнения штоков клапанов, а также при
пуске в пароструйный эжектор. Предусматри-
вается резервное питание деаэратора свежим
паром при пуске, останове и малой нагрузке
агрегата. В связи с этим установка имеет ис-
паритель «чистого» пара, несколько быстро-
действующих редукционных устройств БРУ,
в том числе для перепуска в конденсатор —
БРУ-К, для сброса пара в барботер — БРУ-Б
194
и для питания свежим паром деаэратора —
БРУ-Д, представляющее собой простой дрос-
сельный клапан, рассчитанный на перепуск до
55 кг/с пара.
Необходима постоянно действующая про-
дувка тех трубопроводов, где может скапли-
ваться влага, — линзовых компенсаторов, ре-
сиверов от ЦВД до СПП, трубопроводов
греющего пара второй ступени ( ИП.
Все оборудование, участвующее в аварий-
ных операциях, должно иметь посторонний
источник питания [51].
Пусковые операции для турбоустановки
К-500-65/3000 ХТГЗ
Тепловая схема турбоустановки при работе двух
агрегатов от одного реактора ВГРк-1000, конструкция
самой турбины и схема се регулирования приведены
выше, в § 5-2 и 6-2.
Рассмотрим упрощенно основные операции и гра-
фик пуска [51]. Обычно первая из двух установок
пускается на скользящем давлении. Перед пуском
включается химводоочистка, заполняются химически
очищенной водой конденсаторы турбин и деаэратор.
После включения парогенератора реактора к моменту
достижения в контуре давления 2 МПа пускаются
циркуляционные и конденсатные насосы, система ре-
генерации питательной воды, масляная система, вало-
поворотное устройство; проверяются системы регули-
рования и зашиты, открывается вся система дренажей.
После достижения давления в контуре 2 МПа на-
чинается выработка пара. Для обеспечения греющим
паром деаэратора включаются БРУ-Д. Испаритель
цает «чистый» пар, поступающий в коллекторы кон-
цевых уплотнений и уплотнений штоков клапанов,
а также на пусковые эжекторы.
a — нагружение агрегата и изменение при этом температуры
пара перед ЦНД; б — то же при разгружении; в — допустимое
ускорение ротора в зависимости от температуры металла ЦВД
в зоне перегрева: г — выдержка при пуске (/ — при номиналь-
ной частоте вращения; 2 — при промежуточной выдержке); д
первоначальные нагрузки.
Включаются в работу основные эжекторы и по-
степенно углубляется вакуум в конденсаторе. С по-
мощью БРУ-К повышается паропроизводителыюсть
блока (до G=100 кг/с). Включается первый основной
электронасос питательной воды.
После окончания прогрева и повышения давления
пара за регулирующими клапанами байпасирования
главной паровой задвижки до 4 МПа производится
толчок турбины. Для этого открываются регулирую-
щие клапаны турбины соответственно графику, пред-
ставленному на рис. 7-10.fi.
Возможны два графика пуска: из холодного со-
стояния, когда температура металла паровпускных
частей ЦВД ниже 150°С, и из горячего, при более
высокой температуре (рис. 7-10,г и 6).
Кривая 3 на рис. 7-10,6 показывает зависимость
ускорения ротора dn/dx агрегата от температуры ЦВД.
При частоте вращения п=6,5-^7.5 с-1 (см. кривую 2
на рис. 7-10,а) производится промежуточная выдерж-
ка, когда, в частности, отключается валоповоротное
устройство. Зона критических частот валопровода про-
ходится быстро, с ускорением 1/12—1/9 с-2; при этом
желательно предварительно достигнуть нормального ва-
куума в конденсаторе. При достижении номинальной
частоты вращения пПом=50 с-1 отключается пусковой
масляный насос. После некоторой выдержки при холо-
стом ходе производится синхронизация генератора и
включение его в сеть.
Особое внимание при пуске уделяется регулиро-
ванию температуры пара перед ЦНД. При пуске
с «холодным» ротором ЦНД, когда его наивысшая
температура не превышает /=150°С, при развороте
греющий свежий пар в СПП не подается и температу-
ра пара /Нп определяется давлением первого отбора.
При пуске с «горячим» ротором ЦНД клапан грею-
щего свежего пара СПП открыт полностью fnn=ff •
Нагружение агрегата осуществляется согласно гра-
фику рис. 7-10,6. При пуске из холодного состояния
первоначальная нагрузка составляет /\=0.02-=-
0,03 Ряном, т. е. Рэ=10ч-15 МВт. Нагружение турбины
производится открытием регулирующих клапанов и
прикрытием клапанов БРУ-К. После полного закрытия
клапанов БРУ-К дальнейшее нагружение производится
за счет повышения давления и мощности реактора.
График этого нагружения и изменения при этом
температуры пара перед ЦНД представлен на
рис. 7-10,о, Скорость нагружения примерно равна
2 МВт/мин. После достижения начальной мощности
Рэ—10ч-15 МВт открывается пар на вторую ступень
СПП и поддерживается /Пп=140°С воздействием на
клапаны этого греющего свежего пара. При нагрузке
Рэ=0,45Рэ11ОМ питание деаэратора и испарителей пе-
реводится на первый отбор турбины; закрывается
БРУ-Д. При нагрузке Ро=0,82Рэном это питание
производится уже из второго отбора турбины.
Имеются некоторые особенности пуска второго
агрегата блока [51].
Плановая остановка агрегата первого блока при
втором работающем агрегате производится при по-
стоянном давлении в барабанах-сепараторах парогене-
ратора реактора. Разгрузка осуществляется постепен-
ным прикрытием регулирующих клапанов турбины.
На рис. 7-10,6 показан график разгружения турбины,
зависящий от температуры. В первые 30 мин нагрузка
Турбины снижается от поминальной до М=200 МВт,
что соответствует снижению температуры пара па вхо-
де в проточную часть ЦВД на 50°С; дальнейшее раз-
гружснис до холостого хода продолжается 2 ч, при
Этом температура падает еще па 65°С. В процессе раз-
гружепия const, что упрощает управление уста-
новкой. Второй агрегат блока может разгружаться как
с постоянным, так и понижающимся давлением пара
в барабанах-сепараторах парогенератора реактора.
Пуск блока из горячего состояния может возник-
нуть по ряду причин, например после ложного сраба-
тывания защиты. Особенности такого пуска объясня-
ются главным образом большими разностями темпе-
ратур пара и металла. Так, при холостом ходе турби-
ны вместо примерно 6,5 МПа давление пара перед
первой ступенью ЦВД будет около 0,5 МПа, в резуль-
тате дросселирования температура пара на входе в ЦВД
вместо /о=279,5<;С составит примерно 150°С, а па выхо-
де из ЦВД 50°С. Таким образом, температура металла
будет выше температуры пара: в зоне паровпуска ЦВД
примерно на 110эС: в первой ступени ЦВД — па 120°С.
на выходе из ЦВД — на 75°С: на входе в ЦНД (при
отключенном промперегрсвс) разность температур со-
ставит около 210°С.
Следовательно, при пуске турбины из горячего со-
стояния требуется повышение температур на входе
в ЦВД и в ЦНД. Последнее достигается подачей
в СПП греющего свежего пара. Для создания допу-
стимых температурных разностей па входе в ЦВД
приходится сначала нагружать турбину скачком до
50 МВт (см. кривую на рис. 7-10,6) со скоростью
40 /МВт/мип. Дальнейшее нагружение производится
со скоростью 2 МВт/мин.
В [61] приводится сравнение пусковых
характеристик нескольких электростанций
ФРГ; угольной ТЭС (Ря=176 МВт) при р0=
— 20 ЛТПа, /о=55О°С и /ПП=545ОС с пятици-
линдровой турбиной; АЭС «Линген» с ВВРк
'и огневым перегревом пара (Рй=250 МВт);
АЭС «Обригсйм» с ВВРд (Рй=320 МВт) и
АЭС «Юлих» с высокотемпературным гелие-
вым реактором (Рэ= 15 МВт).
Скорость повышения нагрузки АЭС «Шта-
де» с ВВРд (РЭ=66О МВт) при Рэ от 0,4 до
0,6 Р“см составляет 30 МВт/мин, а при боль-
шей мощности доходит до 60 МВт/мин. Для
АЭС «Вюргасен» с ВВРк (Рэ = 660 МВт) при
Рэ от 0,2 до 1,0 Р^см скорость нагружения
равна 10°/0P™M в минуту. Для АЭС «Библис»
с ВВРд (Рэ'= 1200уМВт) скорость 'нагружения
равна 15°/0Р^ом в минуту.
13*
195
7-3. РАДИОАКТИВНОСТЬ ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ
ТУРБИН
Радиоактивность пара должна учитывать-
ся не только при проектировании турбин АЭС
(см. § 4-2). но и при их эксплуатации. Про-
блема радиоактивности связана с обслужива-
нием турбины и всей турбинной установки,
ревизией и ремонтом оборудования на элек-
тростанции и возможностью транспортировки
его на завод-изготовитель или ремонтные
предприятия. Естественно, что наиболее остро
стоят эти вопросы на АЭС с одноконтурными
схемами, где пар, поступающий в турбинную
установку, радиоактивен. Однако, как пока-
зывает опыт, и в двухконтурных схемах АЭС
нельзя не учитывать возможности радиоак-
тивного загрязнения.
Опубликованные материалы по итогам
эксплуатации ряда агрегатов говорят о том,
что неожиданных трудностей при обслужива-
нии и ремонте турбин при одноконтурных схе-
мах не наблюдалось и измеренная радиация
оказалась, как правило, меныпей, чем ранее
предполагалось.
Результаты более чем годовой эксплуата-
ции такой турбины рассмотрим на примере
турбины АЭС «Гундреминген» с ВВРк Рэ=
=250 МВт, «=25 с-1 [122]. Конструкция этой
турбины двух давлений с параметрами под-
водимого пара 6,9 МПа, 286°С и 4,1 МПа,
252°С (эксплуатационные данные) и ее тепло-
вая схема приведены в [61]. Промежуточный
перегрев отсутствует, поэтому везде в турбине
пар влажный: иа входе в турбину //то=0,02%.
на входе в ЧСД //то=0,1%; на входе в ЦНД
//2=3% •
Радиоактивные вещества попадают в тур-
бинную установку из реактора с влажным
паром, а также в виде летучих веществ. Часть
радиоактивных веществ откладывается на по-
верхностях деталей турбины, однако коли-
чество радиоактивных отложений в турбине
оказалось ничтожно малым, что связано,
во-первых, с тем, что подавляющая часть их
удерживается водой — охладителем реактора
и только незначительная доля (меньше 1%)
выводится с паром из реактора и направ-
ляется в турбину, и, во-вторых, с тем, что
в турбинах, полностью работающих влажным
паром, этот пар и водяная пленка, образовав-
шаяся на поверхностях турбины, промывают
турбину, резко сокращая не только радиоак-
тивные, но и вообще все отложения.
По мнению авторов [122], этому также
способствовала конструкция турбины, в кор-
пусе и других неподвижных частях которой,
как и в конденсаторе, стремились избежать
«мертвых» зон, карманов, углов и т. п.
В паре, проходящем через турбину, содер-
жатся радиоактивные изотопы, которые мож-
но разделить на четыре группы:
активированные газы, такие, как азот N16
(время полураспада Х=7,4 с), N’3 (Х=
= 10 мин) и фтор F'18 (А=17 ч), которые об-
разуются в результате активации основной
части теплоносителя реактора. Эти газы отно-
сительно быстро распадаются на стабильные
продукты;
газообразные продукты деления горюче-
го— благородные газы (многочисленные изо-
топы криптона Кг и ксенона Хе с различными
значениями %), которые распадаются на твер-
дые радиоактивные продукты. Последние, со
своей стороны, могут откладываться на по-
верхностях деталей турбины;
активированные продукты коррозии, такие,
как хром Сг51 (Х=28 сут), кобальт Со58 Ск =
=71 сут), Со60 (Х=5,3 года);
Рис. 7-11. Результаты измерения радиоактивности в тур-
бине насыщенного пара (Рэ=250 МВт), работавшей
в одноконтурной схеме с ВВРк на АЭС «Гундреминген».
а распределение экспозиционной доли излучения (/) и мощ-
ности дозы З-излучспня (2) по ротору высокого давления после
Ю 500 ч работы; б — доза излучения по ступеням турбины; О —
через 7 нед после отключения турбины, проработавшей 10 500 ч;
X — реэкстраполяция на момент отключения агрегата после
10 500 ч работы ЦВД (изотопы с Х<1 сут не учитывались); / —
ЦВД; 2 — ЦНД; в — удельная активность в мкКи/см2 после
10 500 ч работы (реэкстраполяция на момент отключения агрега-
та)1 1 — ЦВД; 2-—ЦНД; 3 — конденсатор; X—общая актив-
ность; О—Ва/La140; Д —Се141; ф — Со56; □ — Со60; А~ Сгм;
0 - Sr90,
196
твердые продукты распада (не считая об-
разовавшихся из благородных газов), такие,
как йод J131 (А=8 сут), цирконий Zr95 (А=
= 65 сут), рутений Ru103 (А=40 сут), которые
переносятся паром из реактора в турбину.
Измерения мощности дозы излучения и радиохими-
ческие исследования отложений были проведены во
время остановки турбины АЭС «Гупдрсмииген», а имен-
но в ЦНД после 6300 и 8400 ч работы, а в ЦВД —
после 10 500 ч. Результаты этих измерений, выполнен-
ных через 7 нсд. после отключения турбины, представ-
лены на рис. 7-11. Наибольшие значения на рабочих
лопатках первой ступени ЦВД составили по экспози-
ционной дозе у-излучепия 8 мР/ч и по мощности дозы
Р-излучения 40 мрад/ч. Несколько большие значения
были измерены на входе в турбину (до 50 мрад/ч).
В ЦНД эти показатели радиоактивности еще меньше.
Удельная активность изотопов также была наивысшей
у первой ступени ЦВД и составила 0,2 мкКи/см2. По-
скольку измерения проводились не сразу после отклю-
чения агрегата, то была выполнена реэкстраполяция
на момент этого отключения, которая, естественно,
показала увеличение как дозы излучения (рис. 7-11,6),
так и удельной активности (рис. 7-11,в). Наибольшую
долю излучения дали Ba/La140, Се131 и Сг51; существен-
но меныпую — Со58, Со60, Sr90, Sc137, a J131 к моменту
измерения практически не был ощутим.
Появление в турбине тех или иных радио-
активных изотопов можно объяснить, сравни-
вая время полураспада А со временем про-
хождения пара от активной зоны реактора
до турбины, составляющего примерно 10 с.
При очень больших X (Кг89, А = 3,1 мин; Хе137,
Х=3,9 мин) только незначительная часть бла-
городных газов распадается до входа в тур-
бину; у газов же с очень небольшим X (Кг95,
Х=0,8 с; Хе144, А=1 с), наоборот, подавляю-
щая часть успевает разложиться до входа
в турбину и тем самым до попадания в сильно
увлажненный пар. Это является причиной то-
го, что упомянутые изотопы при вскрытии
турбины практически не были обнаружены.
Активированные продукты коррозии, ин-
тенсифицированные в турбине, обнаруживают-
ся также в воде реактора, если время их полу-
распада X составляет несколько дней (Сг51,
Со58, Со60). Сравнительный анализ активности
разных изотопов в воде реактора и на лопат-
ках турбины объясняет, почему отложения
Со58 достигли к моменту измерений равно-
весия, а отложения Со60 должны дальше уве-
личиваться.
Для турбины АЭС «Гундреминген» экстраполяция
показала, что после одного года работы активность
ряда изотонов практически достигла равновесия, когда
уменьшение активности и эрозия отложений компен-
сируются новыми отложениями. За один год работы
(примерно 10 тыс. ч) практически равновесие было до-
стигнуто изотопами с малым временем полураспада, та-
кими, как Ba/La140, Се141, Сг54 и Со58. В то же время
Со60 и Sr90, имеющие большие значения X, достигнут
равновесия только через 20—30 лет, и на этот срок
необходимо вести все расчеты.
Для блока АЭС «Дрезден 1» с ВВРк и турбиной
фирмы ДЭ (Рэ=210 .МВт), работающей насыщенным
паром, в основном была обнаружена активность изо-
топов Се141 и Ва140, так же как и в другой турбине
насыщенного пара с ВВРк на американской экспери-
ментальной электростанции. В турбине АЭС «Дрез-
ден 1» повышенная радиоактивность была измерена
после третьего цикла работ, когда имела место утечка
в оболочках из нержавеющей стали некоторых твэлов.
Это, в частности, потребовало перед вскрытием тур-
бины промывки ее водой под давлением, после чего
уровень радиации быстро упал.
Опыт работы блока АЭС «Дрезден I» показал, что
уровень радиоактивного загрязнения на внутренних по-
верхностях турбины оказался ниже ожидаемого. Но
даже и небольшой уровень радиации потребовал, чтобы
ремонтный персопал работал в защитной одежде, обу-
ви и перчатках, а при ревизии турбины надевал на
лицо и глаза специальные маски. Сама же разобран-
ная турбина была закрыта пластиком, чтобы радиация
не передавалась по воздуху. Турбина и вся рабочая
площадка находились под радиационным контролем.
Все это вызвало некоторое удлинение сроков ревизии
и ремонта.
Па АЭС «Гарильяно» с ВВРк (Рэ=160 .МВт, на-
сыщенный пар) имели место поломки в турбине, по-
требовавшие отправки ротора на завод, находящийся
па расстоянии около 800 км. Уровень радиации, изме-
ренный на месте прибытия, составил 10~4 мкКи/см2.
Измерения, проведенные па турбинах, работающих
перегретым паром от экспериментального американско-
го реактора с ядерным перегревом, а также от гелие-
вого реактора (рис. 7-12), показали, что основную
активность дают те же изотопы Ba/La140, а также изо-
топ J131. Для последнего обнаружен резкий рост удель-
ной активности (с 0,08 до 10 мкКи/см2) между ступе-
нями, где процесс расширения пара пересекает погра-
ничную кривую х— 1.
В турбине АЭС «Юлих» с двухконтурпой схемой
при реакторе, охлаждаемом гелием (Рэ=15 МВт, ро=
=7,4 МПа, Zo—505°С), было обнаружено, что и вто-
ричный контур оказался слаборадибактивпым. Причи-
ной этого было загрязнение продуктов коррозии, глав-
ным образом железа Fe59 (Л = 45 сут). Наряду с этим
была обнаружена слабая активность трития (примерно
1 мкКи/л). Хотя активность и трития и железа была
очень незначительна, однако отложение радиоактивно-
го железа потребовало дополнительных мероприятий
по биологической защите. В то же время, поскольку
ступени низкого давления турбины, работающие в об-
ласти влажного пара, имели очень низкий уровень ра-
диации (рис. 7-13), предварительная промывке ’ урби-
ны перед се вскрытием должна обеспечить сок; ищение
необходимых защитных мероприятий.
14—580
197
Рис. 7-13. Поверхностная активность (мощность эквива-
лентной зоны у+Р-излучения), измеренная на роторе
турбины АЭС «Юлих» с двухконтурной схемой, после
15 мес работы.
На рнс. 7-13 показано распределение поверхно-
стной активности па роторе турбины после 15 мес ра-
боты. Наибольшая активность обнаружена в зоне пер-
вых нерегулируемых ступеней ЧВД и в области пере-
хода к влажному пару в ЧНД.
На БелАЭС при мощности первого и второго бло-
ков 100 и 200 МВт интенсивность излучения около
ЦВД турбин составила соответственно 1 —1,5 и
2—5 мкР/с, а около ЦНД — 0,3—2,2 и 1—4 мкР/с.
Такие низкие мощности доз обусловлены применением
в реакторах трубчатых твэлов, исключающих попада-
ние осколочной активности в контур теплоносителя.
На Мелекесской АЭС эксплуатация блока с ки-
пящим реактором /ээ=50 МВт и одноконтурной тепло-
вой схемой показала благоприятную радиационную
обстановку; было решено убрать бетонные блоки био-
логической защиты, окружавшие турбоагрегат со всех
сторон, и освободить подходы к турбине.
Для АЭС «Уинфрит» с ВТРк и одноконтурной схе-
мой (см. § 5-3) на рис. 7-14 показан план машинного
зала с указанием зоп различной радиоактивности.
Для АЭС «Дрезден 1» с ВВРк и, следовательно,
с одноконтурной схемой в процессе эксплуатации были
измерены уровни излучений. Их значения представле-
ны в табл. 7-2 [46].
Для собственно турбинной установки наибольшие
мощности дозы у-излучения оказались у входа в тур-
Таблица 7-2
Мощность дозы у-излучения в отдельных
местах блока АЭС «Дрезден 1»
с одноконтурной схемой и ВВРк
Место измерения	Доза излучения, мР/ч
Под днищем реактора	2000
Вблизи паропровода свежего пара	700
Вблизи паровоздушного эжектора	500
Клапанная коробка турбины	300
Подогреватель питательной воды — ПВД	225
(последний по ходу воды)	
Над верхней защитой реактора	175
Конденсатоочистка (перед регенерацией)*	100
Первая ступень турбины	19
Водяная емкость конденсатора	11
Трубная доска конденсатора	5
Подогреватель питательной воды — ПНД	0,5
(первый по ходу воды)	
Питательный насос	0,5
* Для конечного периода эксплуатации.
Рис. 7-14. План машинного зала АЭС «Уинфрит» с ука-
занием зон радиации.
1—ЧВД и ЧСД; 2 — ЧНД; 3 — сепаратор; 4—генератор; 5 —
щит управления клапанами; 6 — щит управления; 7 — щит
управления воздуходувки; 8— защитная бетонная стена; 9 —
ниже отметки машзала на 3,58 м; цифры па линиях уровня и
у знака «X»—доза радиации, мР/ч.
бину, вблизи паровоздушного эжектора и в верхнем
(по потоку воды) ПВД. Последнее объясняется тем,
что греющий пар для этого ПВД отбирается из первых
ступеней турбины. Радиоактивность в паровом тракте-
связана с газовой активностью и быстро спадает при
останове агрегата.
Представленные материалы позволяют сде-
лать следующие выводы.
1.	Уровень радиоактивности отложений и
радиации в исследованных турбинах однокон-
турных схем оказался незначительным. При
проведении некоторых мероприятий по биоло-
гической защите и контролю такой уровень
позволяет проводить вскрытие турбины, ее
ревизию и ремонт вскоре же после отключе-
ния агрегата. При нормальной работе элек-
тростанции, и не столь сложных мероприя-
тиях, главным образом по обеспечению полной
плотности турбины, обычно нет необходимости
в специальном ограждении турбины. В то же
время ряд элементов одноконтурной турбин-
ной установки, такие, как СПП, конденсато-
ры, конденсатоочистка и т. п., во многих слу-
чаях заключаются в специальные боксы.
2.	В турбинах насыщенного пара радиоак-
тивность отложений падает по потоку пара и
наибольшей может быть во входном участке
турбины и первых ее ступенях.
3.	В турбинах одноконтурных схем, рабо-
тающих перегретым паром, уровень радиоак-
тивных отложений выше, чем в турбинах,
у которых процесс расширения проходит ниже
пограничной кривой.
4.	Работа турбины влажным паром, а так-
же дополнительная промывка перед вскры-
тием снижают уровень радиоактивности отло-
жений на внутренних поверхностях турбины.
5.	В турбинах АЭС с двухконтурными схе-
мами в некоторых аварийных ситуациях мо-
жет иметь место загрязнение вторичного пара,,
что также требует специальных мер биологи-
198
ческой защиты и особого радиационного
контроля.
6.	Наиболее опасны изотопы, имеющие
умеренный период полураспада, исчисляемый
часами и сутками, и обладающие высокой
энергией у-излучсния.
7-4. НЕПОЛАДКИ ПРИ ЭКСПЛУАТАЦИИ
Анализируя надежность работы оборудова-
ния АЭС, отметим высокую степень использо-
вания АЭС. Так, например, в США в первом
квартале 1975 г. коэффициент использования
установленной мощности составил для АЭС —
72%, для угольных ТЭС — 57%, для ТЭС на
нефти — 43%. Несмотря на большое число
работающих на АЭС паровых турбин общий
анализ надежности их отсутствует, а имеются
лишь отдельные сведения по итогам эксплуа-
тации ряда установок. В то же время доволь-
но широко публикуются сведения о коэффи-
циентах готовности блоков АЭС. В частности,
много сведений по коэффициентам готовности
имеется в [99, 140].. После достаточно дли-
тельного периода наладки оборудования АЭС
имеют высокие коэффициенты готовности
(в отдельные годы для ряда блоков доходя-
щие до 90% и выше). По большому числу
блоков АЭС с водоохлаждаемыми реакторами
в США приводится сравнение коэффициентов
готовности для АЭС и ТЭС (табл. 7-3).
Интересны итоги первого периода работы
блока А на АЭС «Библис» (ФРГ) с ВВРд
мощностью Аэ=1200 МВт [146], пущенного
в эксплуатацию в августе 1974 г. (табл. 7-4).
За 1976 г. неплановые простои этого блока
составили 32,0% времени года и были обус-
ловлены удлинением периода ревизии и ре-
монта, дополнительными инспекциями и т. п.,
главным образом по турбинной установке
[86].
Очевидно, что при переходе к серийному
оборудованию и по мере накопления опыта
эксплуатации период наладки сократится и
коэффициенты готовности станут не только
высокими, но и стабильными.
В настоящее время в СССР, США, ФРГ,
Японии (см. гл. 5) турбинные агрегаты АЭС
в основном выпускаются сериями. В то же
время очень многие блоки АЭС, особенно се-
рийные блоки второго, а тем более третьего
Таблица 7-3
Коэффициенты готовности для АЭС и ТЭС США
Мощность блока	Коэффициент готовности, %	
	АЭС	ТЭС
Рэ = 390-ь600 МВт	77,5	81,8
Р3 > 600 МВт	73,9	75,2
Таблица 7-4
Итоги работы АЭС «Библис» (блок А)
Время работы	Время использо- вания, ч	Вырабо- тано элек- троэнергии (брутто), 10е кВт-ч	Коэффициент готов- ности по времени, %	
			всего блока	реактор- ной части
С 25 VIII 1974 г. по 23 IV 1976 г.	10 947	12 395	75,1	85,5
С 26 II 1975 г. по 23 IV 1976 г.	9119	10710	89,8	94,5
поколения, проработали еще недостаточно и
поэтому еще преждевременно судить об их
длительной надежности.
Поскольку речь идет о турбинных уста-
новках, то здесь даже в серийных блоках про-
исходит некоторое изменение параметров,
типоразмеров и других характеристик, кото-
рое может сказаться па надежности. Укажем
тенденции в развитии турбинных установок
для АЭС с водоохлаждаемыми реакторами и
проанализируем влияние их на надежность
оборудования.
1.	Наблюдается некоторое повышение на-
чальных параметров. У нас в стране произо-
шел переход от давления р0 = 3 МПа к ро=
= 4,3 МПа и для третьего поколения агрега-
тов к р0 = 6-46,5 МПа; в США аналогично —
от /70=44-5 МПа к ро=6,54-7,3 МПа;
в серийных блоках ФРГ с ВВРд — от pG=
= 5 МПа к р0=6,9 МПа, так, например, блок
«Библис А» работает с р0=5,1 МПа, «Биб-
лис В» рассчитан на ро=5,4 МПа, а «Биб-
лис С» на ро=6,87 МПа.
Повышение начального давления ведет
к нежелательному увеличению влажности
в последних ступенях ЦВД и на входе в сепа-
ратор; увеличиваются число ступеней и длина
ротора ЦВД. Если одновременно с ростом р0
повышается и разделительное давление рразд,
то возрастает влажность в последних ступенях
ЦНД, увеличивается число ступеней в ЦНД,
размеры его корпуса и ротора.
Применение начального перегрева пара,
как уже указывалось, весьма благоприятно
сказывается на надежности турбины: сни-
маются проблемы эрозии клапанной системы
ЦВД и первых его ступеней, уменьшается
влажность в конце ЦВД и на входе в СПП.
Опыт АЭС «Окони» показал, однако, зна-
чительное увеличение времени наладки паро-
генератора с перегревом, но сроки эксплуа-
тации этого теплообменника еще не столь
велики, чтобы можно было делать оконча-
тельные выводы о ого работе.
2.	Во многих странах все большее число
турбин АЭС работает с оборотным водоснаб-
14:
199
Таблица 7-5
Показатели готовности турбин ХТГЗ
Марка турбины	Число турбин	Время работы	Коэффи- циент про- стоя обо- рудования (по време- ни)	Распределение числа и длительности остановок турбинного оборудования по его элементам, %					
				Рабочие лопатки	Система регулиро- вания, КИП и автома- тика	Конден- сатор	спп	Прочее	Всего
К-220-44	4 8	1973 г. 1974—1975 гг.	0,056 0,02	28/36,7 3,5/34,5	12/8,0 26/9,3	28/26,0 47/47,0	32/29,3	23,5/9,2	100/100 100/100
К-500-65/3000	1 (№ 1) 1 (№ 2) 4	1975 г. 1975 г. 1976 г. (до 1/IX)	0,016 0,083 0,003	—	60/86 37,5/3,9 67/28	—	62,5/96,1 i33/72	40/14	100/100 100/100 100/100
жением, следовательно, с повышенным конеч-
ным давлением. Поскольку обычно число пото-
ков в ЦНД выбирается исходя из объемного
пропуска пара GKvK, то массовые расходы G
через ступени увеличиваются и вместе с ними
возрастают изгибающие напряжения во всех
ступенях ЦНД, что особенно неблагоприятно
может сказаться на надежности лопаток по-
следних ступеней (при обычно принятой уни-
фикации ЦНД).
3.	Увеличение мощности турбин приводит
к росту усилий, действующих на лопатки, на-
чиная с первой ступени ЦВД и кончая обычно
и так перегруженной последней ступенью.
4.	С увеличением числа АЭС в энергоси-
стемах блоки АЭС все чаще будут эксплуати-
роваться при частичной нагрузке и чаще
останавливаться, что отрицательно скажется
на надежности работы турбин.
Хотя число поломок в одном турбоагрегате
имеет тенденцию к снижению, оно все же ве-
лико. Так, по [99], из 122 внеплановых оста-
новок, произведенных в 1972 г. на 8 блоках
АЭС США, 32 относятся к турбоагрегату, и
именно они дали наибольшее время простоя
блоков: 2059 ч (без учета остановок из-за
конденсаторов) из общего числа 4457 ч.
В 1971 г. из 34 блоков с легководными реак-
торами 10 имели внеплановые остановы, свя-
занные с работой турбинных установок, в том
числе в трех случаях из-за неполадок в СПП.
В 1972 г. на 39 блоках того же типа было
27 внеплановых остановов, из которых 11 —
из-за неполадок в турбинах.
По данным Международного агентства по
атомной энергии [140], в течение первого го-
да эксплуатации АЭС с легководным тепло-
носителем из общего числа часов, вызванных
внеплановыми остановками, на собственно
турбину падает 8,4%, а на вспомогательное
оборудование (конденсационную установку,
систему подогрева питательной воды, СПП) —
15,4%. В последующие же годы эксплуатации
соответственно 38,7 и 4,9%.
Отмечаются поломки и повреждения в раз-
личных элементах турбины и турбинной уста-
новки. В основном они касаются рабочих
лопаток, диафрагм, корпусов турбин, уплотне-
ний, элементов парораспределения и регули-
рования, эрозии различных трубопроводов,
пожаров в масляной системе, конденсаторов,
СПП и их дренажных баков.
Качественный анализ выхода из строя и
внеплановых остановок по элементам турбины
приводит фирма ДЭ [148] за период от пуска
до 1/1 1973 г. по результатам работы 13 агре-
гатов:
Система
_	контро-	Дренаж
Элементы	ля и ре_	113 сеиа.	Крышки	спп	прочие	Всего
i установки	гулиро-	ратора	люков j
вания
Неплановые	52	12	10	6	20	100
остановки, %
В [104] приведены результаты анализа ра-
боты 29 турбин насыщенного пара, из которых
следует, что в 21 из них эксплуатация столк-
нулась с серьезными неполадками.
Элементы турбоагрегата	Рабо- чие ло- патки	Клапан- ная сис- тема	Непод- вижные детали	Сепара- торы
Поломки и неплановые	17	24	28	31
остановки, % числа
агрегатов
Общая характеристика работы и характер
основных причин неплановых остановов быст-
роходных турбин ХТГЗ иллюстрируются дан-
ными, приведенными в табл. 7-5. Готовность
была высокой с первого года эксплуатации.
Коэффициент простоя К*пр (по времени), учи-
тывающий только внеплановые простои тур-
бинного оборудования рассматриваемых агре-
гатов за 1973—1976 гг., был в худшем случае
равен 0,083 (одна из установок К-500-65
в первый год эксплуатации —1975 г.). Для
* Коэффициент простоя КПр представляет собой
отношение времени неплановых простоев к суммарно-
му времени работы турбоагрегата и неплановых про-
стоев.
200
агрегатов К-220-44 в последние годы работы
коэффициент простоя был меньше 0,02, а по
четырем эксплуатировавшимся в 1976 г. тур-
бинам К-500-65 он составил 0,003 [26].
Следует, однако, отметить, что часть непо-
ладок в турбинах, нс вызвавшая их останов-
ки, устранялась во время их плановых ремон-
тов, а также при ремонтах и ревизии другого
оборудования энергоблока. Так, за восемь
месяцев 1976 г. по четырем агрегатам с уче-
том остановов на планово-предупредительный
ремонт Кпр=0,09. Высокую надежность по-
казали турбины К-500-65 второго энергоблока,
которые в первый период эксплуатации (во-
семь месяцев) имели коэффициент КПр по
плановым и неплановым остановам, равный
0,0047. Все эти данные относятся к конденса-
ционной установке.
Рабочие лопатки. При анализе работы 29 турбин
насыщенного пара (к середине 1972 г.) в 5 турбинах
были обнаружены поломки или вынужденные замены
рабочих лопаток [Ю4].
Отмечается [61] большое число аварий, вызванных
поломками лопаток регулирующих ступеней на турби-
нах как насыщенного, так и перегретого пара, что свя-
зано с большими объемными пропусками пара в этих
ступенях при парциальном подводе и недостаточно
освоенными конструкциями турбин. Упоминается боль-
шое число аварий лопаток, причины которых в основ-
ном усталостного характера. Так, на турбине насы-
щенного пара АЭС «Гарильяпо» Ра=160 МВт, изго-
товленной фирмой «Ансальдо», во время первой ре-
визии были обнаружены трещины в корневой части
семи лопаток двадцатой ступени (а также три тре-
щины на диске этой ступени). Вибрацией были вызва-
ны поломки лопаток и бандажей в ЧНД турбины
Рэ—124 МВт АЭС «Шинон» № 2 (Франция). Упоми-
наются поломки лопаток па турбинах перегретого пара
(Рэ=80 МВт) АЭС «Беркли» и (Рэ—150 МВт) АЭС
«Трапсфайнд» (Англия).
В ЦВД К-70-30 на АЭС «Райнсберг» были вибра-
ционные поломки лопаток [61], причина которых не
выяснена. Видимо, она связана с течением влажного
пара, так как после изменения системы дренажа боль-
ше поломок пе было, как не было их па тех же тур-
бинах на НВАЭС.
Летом 1970 г. во время плановой ревизии турбины
АЭС «Линген» (Рэ=250 МВт), работавшей с высоким
начальным перегревом, были обнаружены поломки
восьми лопаток второй ступени ЦНД во всех четырех
потоках. До ревизии эксплуатационный контроль не
сигнализировал об этой аварии. Причина аварии не
указывается.
На турбине насыщенного пара АЭС «Гундреминген»
(Рэ—250 МВт) было несколько аварий, в том числе
в течение короткого отрезка времени подряд три по-
ломки лопаток первых ступеней ЦНД. Первая авария
произошла после 6300 ч работы. В связи с этими по-
ломками суммарный простой электростанции составил
145 дней, и длительное время она работала с суще-
ственно пониженной нагрузкой. Поломки Т-образных
хвостов лопаток имели усталостный характер, хотя
обычные вибрационные испытания не показывали воз-
можности аварии.
После этого иа турбине были проведены подроб-
ные аэродинамические и вибрационные ‘ исследования,
в частности в ресивере между ЦВД и ЦНД и на входе
в ЦНД были измерены скорости и поля влажности.
Эти измерения показали, что распределение влажности
очень неравномерно по площади: при средней влажно-
сти на входе в ЦНД //2=3% локальная влажность
достигала 12%, причем наблюдалась явно выраженная
водяная струя, которая наряду с единичными вторич-
ными струями была причиной этих аварий.
Исследование распределений импульсов по окруж-
ности колеса показало, что эти струи влаги дают до-
полнительные многократно усиленные импульсы вы-
нужденных колебаний. В связи с этим лопатки и ди-
ски этих ступеней были заменены, причем лопатки уси-
лены и отстроены в вакуумной камере при вращении
с поминальной частотой. Кроме того, в ресивере между
ЧВД и ЧНД был установлен дополнительный сепа-
ратор.
На ряде первых турбин К-220-44 ХТГЗ после
2—8 тыс. ч работы были выявлены повреждения ра-
бочих лопаток регулирующей ступени при сопловом
парораспределении турбины. В четырех случаях тре-
щины были обнаружены в период капитальных ремон-
тов. Характер повреждения во всех случаях устало-
стный. Непосредственной причиной повреждения рабо-
чих лопаток явилось предварительное разрушение вы-
ходных кромок сопловых лопаток в результате воз-
действия влаги (см. рис. 7-16,а).
Для исключения подобных повреждений регули-
рующей ступени был предпринят ряд мер: перевод
на дроссельное парораспределение, увеличение толщи-
ны выходной кромки сопловых лопаток, двухшиповое
крепление накладного бандажа рабочих лопаток. Дли-
тельная надежная работа ступени после модерниза-
ции подтвердила правильность принятых решений
[26].
Аналогичные неполадки были обнаружены при ре-
визии турбины первого блока АЭС «Библис» (Ра=
= 1200 МВт, л=25 с-1). Несмотря на дроссельное
парораспределение и малые теплоперепады в реактив-
ного типа первой двухпоточпой ступени, были сильно
повреждены сопловые лопатки, а на рабочих лопатках
оторвались шипы и бандажные ленты [146]. Причиной
повреждения сопловых лопаток называется неустаио-
вившийся, турбулизпрованный поток в подводящих пар
участках. К моменту ревизии турбина проработала
11 тыс. ч.
В 1970 г. на двух турбинах насыщенного пара фир-
мы «Вестингауз» (Р3=772 МВт) па п=30 с-1 произо-
шла поломка усталостного характера лопаток длиной
355 мм, потребовавшая их замены. В лопатках при-
шлось ужесточить периферийную часть. В связи с этим
агрегат не работал 84 дня.
На турбине Р3=450 МВт, гг = 30 с-1 АЭС «Сан
Онофр» из-за осевого сдвига в ЦВД произошли поломки
21 лопатки в ЦВД (как сопловых, так и рабочих),
а также в ЦНД. Фирма «Вестингауз» была вынужде-
на существенно модифицировать последние лопатки
длиной 1016 мм [158]. В этих лопатках при понижен-
ных объемных пропусках пара обнаружились автоко-
лебания и относительно большие динамические напря-
жения. Эта проблема не является специфической для
турбин насыщенного пара, по в связи с большими раз-
мерами лопаток в таких турбинах опа может ока-
заться весьма серьезной для многих турбоагрегатов
АЭС.
В [99] упоминаются поломки лопаток на не-
скольких канадских АЭС: в турбине Рэ=22 МВт,
в турбине Р3=220 МВт на д=30 с-1 (АЭС «Дуглас
Пойнт» с ТТР) и в турбинах Рэ=540 МВт на п=30 с-1
(АЭС «Пикеринг» с ТТР). Причины этих поломок не
указываются.
На шведских АЭС установлены турбины с ЦВД
типа Юпгстрем и ЦНД осевого типа с реактивным
облопачиванием по проектам фирм «Стал-Лаваль» и
ББЦ. На турбине АЭС «Оскархам 1» (Рэ=460 МВт)
трижды возникали поломки внутренних колец лопаток
ЦНД, вызвавшие остановы турбин всего на 214 дней.
На турбине № 2 этой же АЭС (Рэ=600 МВт) во вре-
мя ревизии летом 1975 г. на лопатках всех ступеней
201
Рис. 7-15. Поверхность излома в роторе ЦНД1 турбины
(Рэ=660 МВт) АЭС «Вюргасен» (/г=25 с-1).
/ — надпил; 2 — полный остаточный излом; 3 — поверхность из-
лома.
ЦНД, кроме первой, были поставлены демпферные
проволоки. На двух турбийах фирмы ЕЕ на АЭС
«Рингхалс-1» мощностью каждая 400 МВт были об-
наружены вибрационные поломки лопаток четвертой
ступени ЦВД. Несмотря па их замену, аварии повто-
рились [92].
Следует отметить, что кроме неспецифических для
турбин насыщенного пара поломок лопаток возможны
повреждения, связанные с неудачной формой подводя-
щих каналов, где локальная концентрация влаги мо-
жет быть весьма значительной, например в сопловых
коробках турбины с сопловым парораспределением.
Образующиеся при этом струи могут повредить выход-
ную часть сопловых лопаток и тем самым вызвать
дополнительный импульс, действующий на рабочие ло-
патки. Другой причиной может быть нестационарный
характер конденсации влаги, отмеченный в § 2-2.
В [138] указывается на возможность образования им-
пульсов и, следовательно, динамических напряжений
в лопатках, находящихся в зоне перехода от перегре-
того к влажному пару.
Эрозия рабочих лопаток, которую ожидали при
создании турбин насыщенного пара, оказалась в агре-
гатах АЭС не столь значительной. Специальные меры,
предпринимаемые всеми турбостроительными заводами
(§ 3-4), оказались достаточно эффективными. Эрозия
рабочих лопаток в ступенях высокого давления даже
при влажности более 10—13% практически нигде не
наблюдалась.
Роторы. В ряде турбин в роторах ЦВД были об-
наружены неопасные следы эрозии в разгрузочных от-
верстиях дисков, в пазах лабиринтовых уплотнений,
в балансировочных пазах и грузах [26, 61, 65]. Име-
ются сведения о двух крупных авариях с роторами
низкого давления на АЭС «Сайсуэлл» (Рэ=325 МВт)
и «Хинкли Пойнт А». На электростанции «Хинкли
Пойнт А» на одной из шести турбин (Рэ=93,5 МВт)
при срабатывании автомата безопасности при п=
=53,3 с-1 (расчетная частота срабатывания п=55 с-1)
был разрушен ротор низкого давления и поврежден
весь ЦНД. При этом были пробиты корпус турбины
и крыша здания и пострадали три человека.
На турбине (Рэ=660 МВт п— 25 с-1) на АЭС
«Вюргасен» с ВВРк на обоих роторах низкого давле-
ния были обнаружены трещины (рис. 7-15). Простой
блока в связи с заменой роторов составил 14,5 мсс.
Эти трещины были обнаружены в зоне паровпуска
в ЦНД при повышенной вибрации ротора и подшип-
ников во время одного из пусков агрегата (при пере-
ходе через критическую частоту). Ревизия агрегата,
проводившаяся через 3 мсс., показала, что на роторе
ЦНД 2 в том же месте также имелись риски, однако
202
меньшего размера, чем в первом роторе. Эти трещины,
обнаруженные со стороны первого по потоку диска (на
стороне генератора) (см. рис. 5-20), имели устало-
стный характер (рис. 7-15). Как причина возникнове-
ния трещин исключается качество материала [86]. Ука-
зывается, что, скорее, образование трещин началось
с взаимосвязанного влияния распределения напряже-
ний, сложности многороторного валопровода, состояния
наружной поверхности ротора и воздействия влаги
(в установке пе предусмотрен промперегрев, поэтому
на входе в ЦНД пар влажный). Кроме того, в рото-
рах в местах посадки дисков были обнаружены неболь-
шие и неглубокие радиально направленные риски. При-
чиной их образования называется перенапряжение при
посадке дисков.
Через полтора года после ввода в эксплуатацию
АЭС «Раджастан» после нескольких остановок, вызван-
ных вибрацией и реконструкцией подшипников, про-
изошла поломка ротора ЦВД турбины насыщенного
пара фирмы ЕЕ (Р8=220 МВт на /г=50 с-1).
Сопловые лопатки. Кроме случайных поломок соп-
ловых лопаток наблюдались упомянутые выше повреж-
дения их в регулирующих ступенях, а также сильный
износ выходных кромок и вообще поверхностей профи-
ля лопаток первых ступеней турбин с дроссельным
парораспределением. Одной из причин этого износа,
имеющего абразивный характер, является плохое ка-
чество пара, поступающего в турбину.
В § 3-5 приведены примеры эрозии бандажей над
сопловыми лопатками турбин ХТГЗ (см. рис. 3-36,
3-37,в и 3-39,6).
Повреждение выходных кромок сопловых лопаток
регулирующей ступени ряда первых турбин К-220-44
ХТГЗ видно па фотографии рис. 7-16,а. Состояние
сопловых лопаток первой ступени (при дроссельном
парораспределении) турбины КВУ на АЭС «Библис А»
Рис. 7-16. Повреждение выходных кромок сопловых ло-
паток регулирующей ступени турбины ХТГЗ К-220-44
(а); первой ступени турбины фирмы КВУ 1200 МВт на
п=25 с-1 (б).
a — фланец, внутреннего корпуса; б — фланец
Рис. 7-17. Корпус ЦВД турбины насыщенного пара Рэ=660 МВт на п=25 с~1 после 10 тыс. ч работы,
наружного корпуса; в — перепускной ресивер.
видно из рис. 7-16,6. При ревизии была обнаружена
«потеря» нескольких лопаток и изъедание многих дру-
гих. Причинами повреждений сопловых лопаток пер-
вых ступеней ЦВД могут быть и неустановившийся
характер конденсации пара и плохо организованный
подвод пара к ступени.
Диафрагмы, обоймы, корпуса. Повреждения этих
деталей в цилиндрах высокого давления турбин насы-
щенного пара связаны с эрозионно-коррозионным воз-
действием (§ 3-5). С этим столкнулись все заводы и
фирмы, изготавливающие такие турбины, — ХТГЗ
[26, 51], ББЦ [128], «Парсонс» [134], КВУ [86, 104,
146], «Вестингауз» [158], ДЭ [106, 148]. Причем не-
смотря на то, что эрозионно-коррозионное изъедание
стыков, зазоров,' фланцевых соединений было обнару-
жено сравнительно давно, с этим явлением сталкива-
ются и в турбинах второго, а в отдельных случаях и
третьего поколения.
На рис. 7-17 представлены фотографии внутрен-
него и внешнего корпусов ЦВД, а также перепускного
паропровода турбины фирмы КВУ (Рэ=660 МВт).
Эта турбина на п—25 с-1 проработала 10 тыс. ч на
АЭС «Штаде» с ВВРд при р0—5 МПа. Внутренний
корпус не имеет следов эрозионного износа, так как
выполнен из 12%-пой хромистой стали. В то же вре-
мя в наружном корпусе ЦВД, а также на ресиверах,
Изготовленных из нелегировапных сталей, видно харак-
терное изъедание поверхностей.
Значительные перепады давления и большие ско-
рости привели на разъеме корпуса к заметному по-
вреждению фланцев. Во время перегрузки реактора
на этом месте наружного корпуса ЦВД плазменным
способом [61] был нанесен для пробы слой на хро-
мо-никелевой основе. После 6 тыс. ч работы не было
обнаружено ни эрозионно-коррозионного износа, ни
отделения этого слоя от основного материала. Испы-
тания в лаборатории показали, что избежать изъеда-
ния можно также применением стали с 2,25% хро-
ма. На другой турбине фирмы КВУ [146] мощностью
Рэ=1200 МВт предохранение от эрозии неподвижных
частей ЦВД производилось нанесением защитного слоя
из метколоя (60% Ni, 15% Сг, 25% Fe) толщиной
0,5—0,8 мм. На рис. 7-17,в показан также прямой
участок ресивера после 10 тыс. ч работы. В ресивере
было обнаружено небольшое изъедание глубиной
.0,1—0,2 мм. За последующие 6 тыс. ч эксплуатации
этот износ поверхности практически не возрос. Серь-
езные эрозионные повреждения были у компенсатора
ресивера ЦНД турбины АЭС «Библис А» [146].
Случаи эрозии неподвижных элементов турбин
ХТГЗ подробно см. рис. 3-36—3-38. После выполнения
деталей турбины ХТГЗ, подвергавшихся эрозионному
воздействию, из нержавеющих сталей или покрытия
этих поверхностей наплавками из нее темп эрозион-
ного размыва заметно снизился, а в отдельных слу-
чаях эрозия прекратилась. Не было эрозии во многих
деталях ЦВД турбин К-500-65/3000, с самого начала
выполненных из нержавеющей стали.
На ряде турбин наблюдалась протечка воды в не-
которых местах фланцев и крепежа в ЦВД. Протечка
была через ничтожные неплотности разъема, причем
пропаривания в этих местах не было. В связи с этим
кое-где была выполнена обнизка (пазы вокруг кре-
пежа) с отводом влаги из пее [26].
Из других случаев повреждения неподвижных эле-
ментов турбин насыщенного пара, не рассмотренных
выше, а также в § 3-5, укажем на неплотности в крыш-
ках люков ЦНД турбин фирмы ДЭ [148].
Многократно наблюдались повреждения концевых
и промежуточных уплотнений (см. также § 3-5).
В первых турбинах К-500-65/3000 ХТГЗ пришлось за-
менить латунные уплотнения в ЦВД на выполненные
из нержавеющей стали.
Клапанная система. В двух турбинах насыщенного
пара фирмы КВУ [104] была отмечена пульсация в кла-
панах, индуцированная потоком проходящего пара, ко-
торая через некоторое время привела к относительно
сильному износу поверхностей в системе.
На рис. 3-35,а показаны детали регулирующего
клапана турбины 300 МВт АЭС «Обригейм» после
11 тыс. ч работы. В местах повреждения были выпол-
нены покрытия из антиэрозионного сплава — стеллита
(стеллит-6 и 12). В сочетании с азотированием по-
верхности удалось обеспечить нормальную работу кла-
пана. Однако в дальнейшем была принята аэродина-
мически более совершенная форма клапана, которая, по
мнению фирмы [104], позволила существенно снизить
динамические силы в клапанах и тем самым ликвиди-
ровать опасность износа седел и других элементов кла-
панной системы. Случаи эрозии седел клапанов встре-
чались и в турбинах насыщенного пара фирмы ДЭ
[106, 148]. Фирма «Вестингауз» указывает па ненор-
мальности при работе турбины с пониженной нагруз-
кой. Большие сверхзвуковые скорости пара и скачки
уплотнения приводили здесь к вибрации трубопроводов
и повышенному шуму в клапанной системе. Избежать
этого удалось лишь после реконструкции системы (см.
рис. 5-32) путем придания ей более аэродинамической
формы [82, 158].
На турбине АЭС «Библис» (7ээ=1200 МВт) были
обнаружены неплотности в трубопроводе свежего па-
ра — между стопорным клапаном и корпусом турби-
ны. Причиной оказались пороки литья, которые при-
шлось заваривать.
Сепараторы-промперегреватели. При анализе ито-
гов эксплуатации все фирмы уделяют много внимания
СПП. Несмотря на относительную простоту конструк-
ции большинства СПП, отсутствие вращающихся ча-
стей, сравнительно небольшие напряжения в его де-
талях, невысокие температуры, не превышающие 280—
285°С, а также широкое использование решений, на-
шедших применение в различных аппаратах обычной
203
энергетики, СПП оказались таким оборудованием тур-
бинной установки АЭС, которое доставило чуть ли
по наибольшие неприятности при эксплуатации и ре-
монте. Много затруднений было и при разработке но-
вых установок. Следует отметить, что ни одна фирма
пе обошлась без существенной модернизации первых
своих сепараторов и сспараторов-промперегревателей.
Более того, во многих случаях приходилось принципи-
ально менять конструкцию: тип сепаратора, взаимное
расположение сепаратора и последующих ступеней
промперегрева, систему дренажа, распределения ос-
новного потока пара, скорости в аппарате, его распо-
ложение.
Примеры конструкций, приведенные в § 4-4, пока-
зывают, что принятые конструктивные решения СПП
даже более разнообразны, чем сами турбины. В турби-
нах ХТГЗ, КВУ, «Вестингауз», ДЭ и других фирм сме-
нилось несколько модификаций СПП.
Из 29 агрегатов насыщенного пара, работа кото-
рых была проанализирована, 9 имели неполадки во
внешних сепараторах [99].
В добавление к некоторым данным, приведенным
в § 4-4, рассмотрим примеры неполадок с сепаратора-
ми и сепараторами-промперегревателями, прежде чем
сделать обобщенный их анализ.
Фирма ДЭ, применявшая сепараторы типа Пир-
лес (см. рис. 4-9,г), в своих первых агрегатах АЭС,
работавших радиоактивным паром, столкнулась со слу-
чаями повреждения входных коллекторов, выполняе-
мых из нержавеющих сталей, и с коррозионным рас-
трескиванием шевронов толщиной 1,4 мм, также изго-
тавливавшихся из нержавеющей стали [148]. После
попыток улучшения данной конструкции фирма пере-
шла к совершенно иному аппарату, представленному
на рис. 4-20.
Фирма «Вестингауз» в своих первых агрегатах для
уменьшения потерь давления между ЦВД и ЦНД при-
менила вихревого типа сепараторы, а сам СПП рас-
полагался в перепускных ресиверах. Несмотря на от-
меченную в [120] ' высокую эффективность такой кон-
струкции обнаруженные в трех агрегатах трещины ло-
пастей, а также в местах приварки лопастей к трубам,
заставили фирму отказаться от такой конструкции.
Эти трещины имели усталостный характер. Лаборатор-
ные исследования, подтвержденные опытами на на-
турных агрегатах, показали, что проходящий через
отсечные клапаны пар возбуждал против потока ко-
лебания с частотой, близкой к собственным частотам
лопастей. На оставленных в работе сепараторах тако-
го типа пришлось заменить в лопастях углеродистую
сталь на 12%-ную хромистую. Причиной этого оказа-
лось плохое сопротивление эрозии.
На турбине ББЦ АЭС «БецнауЛ» с самого на-
чала эксплуатации возникла опасность, что поломки
паропсрегревательных трубок могут привести к выходу
из строя всего аппарата. Хотя полностью причины
этих поломок еще не выявлены, считается, что при
расчете и проектировании СПП не были учтены все
особенности работы насыщенным паром [83]. Оста-
лась неясной роль химического состава пара и мате-
риала трубок. Было установлено, что перегреватель-
ные трубки при первом же пуске деформировались
(рис. 7-18,а).
Порядок пуска агрегата был признан неправиль-
ным, так как приводил к неконтролируемому подводу
Греющего пара па пучок труб, из-за чего возникала
большая разность температур между горячей и холод-
ной стороной пучка. Трубки длиной около 9 м закли-
нивало в крайних трубных досках, которые при этом
изгибались с прогибом, доходящим до 50 мм
(рис. 7-18,в). В отдельных участках труб, сильно де-
формированных и к тому же перенапряженных, появи-
лась значительная утечка. В оребренных трубках цель-
ной конструкции были обнаружены трещины в местах
сочленения ребер с собственно трубками (рис. 7-18,6).
204
Рис. 7-18. Повреждения в СПП агрегата Рэ=182 МВт
АЭС «Бецнау».
а — деформируемые трубки промперегревателя; б — дефектные
трубки; в — деформация трубных досок и повреждения в полу-
сфере секции промперегревателя. 1 — мелкие трещины и дефек-
ты уплотнительной диафрагмы; 2 — трещины до 300 мм в пере-
городке; 3 — прогиб разделительной перегородкп (до 40 мм),
неплотности.
В связи с этим па входе греющего пара был уста-
новлен дырчатый лист, благодаря чему уменьшилась
неравномерность подачи греющего пара на трубный
пучок.
В СПП «Бецнау» были обнаружены и другие не-
поладки: найдены трещины в трубных досках около
сварных швов; наблюдалась пористость как самих швов,
так и в непосредственной близости от них. Все это
вело к утечкам. В течение длительного времени, не-
смотря на многократный ремонт, пе удавалось изба-
виться от этих утечек. Пришлось в полусферической
камере промперегревателя встроить ряд защитных эле-
ментов (рис. 7-18,в).
Турбины насыщенного пара фирмы КВУ имеют
разные конструкции сепараторов и СПП. Последние
из этих конструкций, используемые в серийных агре-
гатах большой мощности, приведены в § 4-4.
Рассмотрим неполадки в СПП турбины фирмы
КВУ и эволюцию их конструкций. В турбине Рэ=
—250 МВт «Гуидреминген» были установлены сепа-
раторы простой конструкции. Промперегрев пе пре-
дусматривался. Хотя с этим сепаратором, представ-
ляющим пакеты рифленых пластин, устанавливаемых
в перепускных ресиверах, не было неполадок, о'дпака
эффективность его была низкой: у2—3%. Кроме того,
на выходе из сепаратора влажность пара распределя-
лась неравномерно, что привело к поломкам лопаток
ЦНД. Этот же принцип сепарации (и без промпере-
грева) использован в другой мощной турбине. Конечная
влажность при этом оказалась небольшой — 1%, од-
нако напомним, что одна из причин образования уста-
лостных трещин па входном участке роторов низкого
давления этой турбины АЭС «Вюргасен» связывается
с влажностью на входе в ЦНД [86].
В турбине АЭС «Обригейм» со спиральной кон-
струкцией сепаратора конечная влажность за ним ока-
залась высокой: z/2=2,5°/o, что, в частности, привело
к эрозии трубок последующего промпароперегревателя.
Конструкция сепаратора была изменена (рис. 7-19,а).
В ней усилены отдельные элементы, в первую очередь
патрубки, в которых производится закрутка потока
в первичном участке сепаратора. После основного се-
паратора, работающего, главным образом, как агло-
мсратор — собиратель влаги в крупные капли и струи,
дополнительно установлен радиальный циклон.
На АЭС «Штаде» с турбиной Рэ=660 МВт из-за
больших скоростей потока наблюдалась вибрация от-
дельных элементов СПП, а конечная влажность после
Рис. 7-19. Реконструкция сепараторов турбин фирмы
КВУ.
а — на АЭС «Обригейм»; б — на АЭС «Штаде».
сепаратора превысила 2%, что выше расчетного зна-
чения. Этот сепаратор также был модернизирован
(рис. 7-19,6). В результате модернизации улучшилась
работа первичного сепаратора; был встроен дополни-
тельный агломератор влаги. Конечная влажность после
модернизированного сепаратора оказалась менее у2=
-1% [83].
Па АЭС «Библис» Рэ=1200 МВт па желобах се-
паратора, установленных перед промперегревателем,
была обнаружена механическая деформация, которая
потребовала дополнительного усиления этих желобов
[86].
При ревизии было выявлено сильное эрозионно-кор-
розионное вымывание на холодной нитке паропровода
промперегревателя, поверхность которого пришлось
наварить высоколегированным сплавом NiCrl7Nb
[146].
Па АЭС «Пикеринг» с турбинами фирмы «Пар-
сонс» (Ро=540 МВт) модернизации подверглись соб-
ственно сепараторы; также была обнаружена вибрация
пароперегревательных трубок СПП [99].
В турбинах К-220-44 ХТГЗ в процессе наладки
пришлось произвести реконструкцию дренажной систе-
мы для более эффективного отвода влаги из СПП.
В одной из турбин К-500-65/3000 ХТГЗ на второй год
работы была заменена часть перегревательных трубок
СПП и проведена некоторая его модернизация. Из-за
этого простой агрегата составил 18 дней [26].
Подводя итоги рассмотрения неполадок с сепарато-
рами и промперегревателями, укажем следующие ос-
новные проблемы:
неравномерное распределение потоков пара, осо-
бенно на входе в сепаратор;
недостаточная эффективность некоторых конструк-
ций сепараторов, приводящая к эрозии последующих
элементов промперегревателя, в частности перегрева-
тельных трубок и мест соединения трубок с их реб-
рами;
отдельные случаи растрескивания элементов СПП,
выполненных из нержавеющих сталей, при повышен-
ном содержании радиолитического кислорода в паре
одноконтурных АЭС;
вибрация и большие температурные разности в па-
роперегревательных трубках;
недостаточная жесткость некоторых элементов-
СПП.
Конденсаторы. Во многих случаях отмечаются не-
поладки с конденсаторами. В двухконтурной АЭС «Об-
ригейм» при ревизии, когда испытанию было подверг-
нуто около 2 тыс. конденсаторных трубок, пришлось
удалить 45 трубок. Проверка показала, что наблю-
давшаяся до этого утечка обусловлена в основном
воздействием аммиака на паровой стороне трубок.
Была замечена вибрация трубок в конденсаторах АЭС
«Библис», потребовавшая некоторой модернизации кон-
струкции конденсаторов.
На одноконтурной АЭС «Вюргасен» пришлось из-
менить крепление выходных труб в камерах конденса-
тора. Во время испытания конденсатора большая утеч-
ка циркуляционной воды потребовала обмера толщин
конденсаторных трубок. При этом было установлено
значительное уменьшение толщины трубок, вследствие
чего около 500 трубок было заглушено. Эти повреж-
дения объясняются эрозионно-коррозионным эффектом.
Во время следующей остановки поверхность трубок
была очищена с помощью корундовых шариков. После
этого предполагалось, что благодаря повышенной дозе
сульфата железа на поверхности трубок образуется
новый защитный слой. Проверка, однако, показала,,
что полностью не удалось прекратить повреждение тру-
бок, хотя оно значительно уменьшилось.
На АЭС «Бештау» с турбинами Ръ= 182 МВт уста-
новлены конденсаторы, конструкцию которых см. [83].
Охлаждающая вода подается из реки. После 5 тыс. ч
работы была обнаружена утечка в конденсаторных
205
трубках, которая через некоторое время (уже после
12 тыс. ч) потребовала ревизии аппарата. На паровой
стороне были выявлены изъедания безусловно эрози-
онного характера. В краевых зонах трубок, в местах
входа охлаждающей воды, а также в области ниже
стенки горловины также были найдены следы эрозион-
ного воздействия.
Наблюдалась вибрация трубок, в отдельных ме-
стах трубки даже задевали друг за друга. При ре-
конструкции конденсатора пришлось дополнительно
встроить в горловину желоба, а между трубками гре-
бенчатого типа — державки. Во многих трубках было
отмечено коррозионное изъедание и на водяной сто-
роне.
Большая часть остановок из-за конденсаторов тур-
бин К-220-44 ХТГЗ была вызвана обрывом анкерных
связей водяных камер циркуляционной воды, имевших-
ся на первых образцах серии. В дальнейшем из кон-
струкции камер анкерные связи были исключены [26].
Трубопроводы. Коррозионно-эрозионный износ по-
верхностей различных паропроводов отмечался выше,
а также подробно рассмотрен при анализе этого яв-
ления в § 3-5. Дополним этот перечень еще некоторы-
ми примерами.
Значительная эрозия ресиверов и трубопроводов
линий отбора и дренажа имела место на АЭС «Дрез-
ден 1», после чего трубопроводы, рапсе выполненные
из углеродистой стали, были заменены изготовленными
из слаболегированной стали.
Во время ревизии турбины АЭС «Гарильяно»
ультразвуковой контроль показал сильную эрозию на
линии отбора за 20-й ступенью, где на колене трубо-
провода толщина стенки уменьшилась на 40%, а так-
же на дренажных линиях диаметром 150 мм, которые
пришлось заменить. Обнаружена эрозия дренажа уплот-
нения турбины К-70-13 [61].
На турбине АЭС «Штаде» были случаи износа
патрубков отборных трубопроводов. В пятом отборе
это привело к сильной утечке пара и вызвало останов-
ку агрегата на сутки. При ревизии патрубки отборов
были заменены на изготовленные из другого, более
качественного материала. Проверка турбины АЭС
«Вюргасен» показала необходимость периодического
контроля системы трубопроводов. Укажем, что в этом
агрегате в трубах имеется 1700 сварных швов, из ко-
торых проверялась почти половина.
Фирма ДЭ в нескольких из своих первых устано-
вок АЭС столкнулась с проблемой стабильной работы
системы дренажа из сепаратора или СПП [148]. При
дренаже сепарата в дренажный бак в извилистом трак-
те дренажных труб небольшого диаметра образовыва-
лись паровые подушки, в результате чего временами
вода шла назад, а затем система быстро опорожня-
лась (рис. 7-20,а). Проблема усугублялась тем, что вода
имела температуру насыщения и частично испарялась,
в результате чего возрастали потери напора. В вер-
Рис. 7-20. Линии дренажа турбины фирмы ДЭ.
>а — дренаж из сепаратора; б — расположение подогревателя пи-
тательной воды выше дренажного бака.
/ — С или СПП; 2 — дренажный бак; 3 — конденсатор; 4 — по-
догреватель; 5 — клапан дренажа; 6 — то же вблизи дренажно-
го бака; 7 — дренаж.
тикальных трубках движение воды при температуре
насыщения носило нестабильный характер. В установ-
ках, где это наблюдалось, оказалось, что подогрева-
тель питательной воды находился выше промежуточ-
ного дренажного бака (рис. 7-20,6). При этом были
значительными потери статического напора, частичное
испарение воды. Если пар и сепарат образовывали проб-
ки в трубках, то движение становилось весьма не-
устойчивым.
Все это показывает, как важно обеспечить нор-
мальное функционирование системы дренажа при пе-
реходных режимах, например, таких, как сброс на-
грузки. Давление в сепараторе и в первой ступени
промперегрева пропорционально нагрузке агрегата.
Если нагрузка падает, то падает и давление, и вода
в дренажной системе испаряется. Этот пар будет вре-
менно мешать дренажу воды и нормальной работе си-
стемы, причем избыточная масса воды пойдет назад.
Многочисленные исследования, проведенные фирмой
на электростанциях, в лаборатории, и аналитические
расчеты позволили обнаружить особенности гравита-
ционного движения двухфазной жидкости и решить
в зависимости от требований практики эту проблему.
Было выявлено, какими должны быть размеры труб
и характеристики системы, каково должно быть до-
полнительное охлаждение воды, чтобы обеспечить ста-
бильную работу дренажной системы.
Система подогрева питательной воды. Анализ ра-
боты системы регенеративного подогрева питательной
воды АЭС «Бецнау» с ВВРд показал тесную связь
конструкции элементов системы, в первую очередь по-
догревателей, ее конструкционных материалов и хи-
мического состава питательной воды и пара. В ПНД
№ 1 и 2 после 6,5 тыс. ч работы была обнаружена
утечка, причиной которой [83] является аммиачно-
кислородная коррозия, охватившая значительные зоны
в подогревателях. Уменьшить се не удалось, и через
два года пришлось заменять трубки во всех ПНД.
На первых двух пучках были поставлены трубки
из нержавеющей стали, на других остались ла-
тунные.
На одноконтурной АЭС «Вюргасен» во время од-
ного из нагружений агрегата на короткое время была
снижена нагрузка в связи с утечкой в арматуре ПВД.
Также потребовался ремонт ПВД на АЭС «Штаде».
На АЭС «Библис» была авария главного пита-
тельного насоса, вызванная вибрационной поломкой его
лопастей. При выходе из строя питательного насоса и
при перепуске отмечалась вибрация трубопроводов пи-
тательной воды, которая привела даже к отключению
реактора. Из-за неплотностей в обратных клапанах на
линиях отборов, вызванных плохим качеством отливок,
потребовалась заварка отдельных мест.
На этой же АЭС оказались сильно поврежденными
из-за эрозии трубки входной части ПНД, причиной
которой называется высокая скорость потока [146].
Особенно много неприятностей было со сборным баком
этого блока, который пришлось заменять.
Прочие неполадки. При эксплуатации турбин АЭС
были отмечены неполадки в трех подшипниках турбо-
агрегата АЭС «Библис» Рэ=1200 МВт (см. рис. 5-23),
которые возникли при очень низкой частоте вращения
и были вызваны чересчур ранним отключением пуско-
вого масляного насоса. После этого частота отключения
этого насоса была поднята с «/пНОм=0,047 до 0,33,
где пНом—2э с-1.
Отмечается значительное число пожаров в нсрсак-
торпой части АЭС. С 1967 по 1972 г. в ФРГ, США,
Англии, Франции и Японии было 17 таких пожаров,
принесших ущерб в 50 млн. марок ФРГ [88]. На АЭС
«Обригейм» агрегат был остановлен на 2,5 ч из-за утеч-
ки масла во фланцевом соединении маслопровода си-
стемы регулирования. Во многих случаях отмечаются
неполадки в системах регулирования.
206
Из анализа аварий и других неполадок
с турбинами насыщенного пара АЭС можно
сделать следующие выводы.
1.	Аварий и неплановых остановок турбин
АЭС и всего оборудования турбинных уста-
новок, если не считать периода отладки новых
блоков, из расчета на один находящийся
в эксплуатации блок, а тем более из расчета
на установленный 1 кВт мощности — не боль-
ше, чем для оборудования ТЭС.
2.	В определенной степени неполадки, воз-
никавшие при эксплуатации турбин АЭС, свя-
заны с новизной оборудования, недостаточ-
ным сроком работы серийных агрегатов,
а также с большими мощностями турбин вто-
рого и особенно третьего поколения.
3.	При создании и обслуживании турбин
насыщенного пара пока недостаточно учиты-
ваются особенности конструирования и экс-
плуатации турбинных установок, работающих
на влажном паре, т. с. практически всех тур-
бин АЭС с водоохлаждаемыми реакторами
разного типа.
Эти особенности с позиций надежности
главным образом касаются: эрозионно-корро-
зионного износа многих элементов турбины и
установки; существенного изменения темпе-
ратуры пара при изменении его расхода, в ря-
де случаев испарения влаги при этом, а также
интенсивного теплообмена при конденсации;
значительных температурных разностей в не-
которых элементах и существенных термиче-
ских напряжений, несмотря на невысокие
температуры пара в установках.
В подавляющем большинстве решение упо-
мянутых проблем, относящихся к турбинам
насыщенного пара, возможно, во-первых,
с помощью аэродинамического совершенство-
вания всех паровых и водяных трактов, вклю-
чая проточную часть турбины, клапанную си-
стему, все типы СПП, трубопроводы, арма-
туру, различные теплообменники (конденсато-
ры, подогреватели и т. д.). Эта задача еще не
решена, поэтому необходимо расширение как
лабораторных, так и натурных аэро- и гидро-
динамических исследований. Необходимо рас-
ширение исследований по аэродинамике и
теплообмену в двухфазных средах, в том чис-
ле при широком диапазоне давлений пара и
воды, различной дисперсности влажной среды.
Во-вторых, гарантию от эрозионно-корро-
зионного износа обычно дает применение до-
рогих и дефицитных высоколегированных ма-
териалов. Следует учитывать, что замена эле-
ментов системы подогрева питательной воды,
выполнявшихся из углеродистой стали и лату-
ни, на нержавеющую сталь, может повысить
стоимость всей турбинной установки чуть ли
не вдвое. Поэтому очевидны необходимость
физико-химических исследований для выбора
соответствующих материалов и разработка
конструкций, позволяющих уменьшить долю
высоколегированных сталей.
4.	Нет единой точки зрения по выбору ма-
териалов для отдельных элементов установок,
работающих в одноконтурных схемах. С одной
стороны, имеется много случаев повышенного
эрозионно-коррозионного износа деталей, вы-
полняемых из углеродистой стали, с другой —
немало случаев растрескивания нержавеющих
аустенитных сталей. Решение этой проблемы
тесно связано с изучением различных методов
конденсатоочистки, опыта использования раз-
личных типов фильтров.
ГЛАВА ВОСЬМАЯ
ГАЗОВЫЕ ТУРБИНЫ
8-1. ПРИМЕНЕНИЕ ГАЗОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК
НА АЭС
Наряду с паротурбинными установками за
последнее время широко обсуждается возмож-
ность использования в атомной энергетике
газотурбинных установок (ГТУ). В обычной
энергетике в качестве пиковых агрегатов по-
лучили распространение ГТУ с открытым цик-
лом. Это объясняется, с одной стороны, их
простотой, а следовательно, умеренными капи-
тальными вложениями, приемистостью, высо-
кой маневренностью, несложной эксплуата-
цией, а с другой стороны — невысокой эконо-
мичностью, определяемой в первую очередь
температурой газа на входе в турбину: при
?о=8ОО°С и простых схемах TjQ<30%; при
/о=1100°С щ<34%.
Газотурбинные установки с замкнутым
циклом (ЗГТУ) имеют меньшие размеры тур-
бомашин, но уже не обладают маневрен-
ностью и простотой схемы, так как требуют
воздушного котла и системы отвода тепла.
В связи с этим ЗГТУ не нашли распростране-
ния и к настоящему времени имеется всего
14 опытно-промышленных и промышленных
ЗГТУ [80], в том числе одна в СССР. С 1968 г.
в эксплуатации в г. Гельзенкирхене находит-
ся ЗГТУ (Ро=17 МВт, /о_71О°С); при этом
Пэ=30,8% (Ро.=3,9 МПа; /г=111 с-1).
В 1972 г. в Вене пущена ЗГТУ (Ро=
= 30 МВт, ^о=72О°С, р0=4,4МПа), а в 1974 г.
введена в опытно-промышленную эксплуата-
цию гелиевая ЗГТУ на ТЭЦ «Оберхаузен 2»
мощностью Рэ=50 МВт, t0—75GoC (§ 8-3).
207
Такие достоинства ГТУ, как приемистость
и маневренность, не являются определяющими
для АЭС. Поэтому целесообразность исполь-
зования ГТУ на АЭС обусловливается их кон-
курентоспособностью по отношению к паро-
турбинным установкам по технико-экономиче-
ским показателям при большом годовом числе
часов использования.
Важным достоинством ЗГТУ является от-
носительно малое снижение к. п. д. при изме-
нении нагрузки. Так, например, по испыта-
ниям ЗГТУ в г. Гезелькирхене уменьшение
мощности с Рэ=17 МВт до Рэ=4,2 МВт со-
провождалось падением к. п. д. на Дты/пэ—16%
[6].
Принципиально для атомной ГТУ в качест-
ве рабочего вещества могут использоваться
многие газы, но в основном обсуждается воз-
можность применения углекислого газа СО2
и гелия Не. Рассматривается возможность
применения неона Ne*.
В связи с видимой бесперспективностью
реакторов на углекислом газе и рядом других
недостатков ЗГТУ на СО2 в настоящее время
практически не рассматриваются АЭС с газо-
выми турбинами на СО2 [61].
Наиболее перспективными считаются одно-
контурные установки с гелиевыми турбинами
и с высокотемпературными реакторами.
В настоящее время в эксплуатации нахо-
дятся реакторы на гелии: АЭС на «Пич Бот-
том» (США), Рп=40 МВт, f(j = 728°C; АЭС
«Юлих» (ФРГ), Рэ=15 МВт, Zo=95O°C; АЭС
«Драгон» (Англия), Ро==:20 МВт, /о=75О°С;
строятся и заказаны АЭС «Форт Сент Врайп»
(США), Рэ=340 МВт, /0=785°С; АЭС
«Шмеехаузен» (ФРГ), Рэ=300 МВт, /0=
= 750°С; планируется также серия АЭС
в США Рй=7704-1200 МВт, /о=77Од-78О°С,
ро=4,8 МПа. Все эти АЭС имеют паротурбин-
ные установки.
При проектировании и эксплуатации уста-
новок на гелии приходится считаться с осо-
бенностями свойств гелия по сравнению с дру-
гими газами, нашедшими широкое применение
в энергетических установках. Эти свойства,
с одной стороны, облегчают, упрощают кон-
струкцию турбоагрегата и всей АЭС, с дру-
гой — существенно усложняют ес. Сравнение
физических и некоторых термодинамических
свойств гелия и воздуха дается в табл. 8-1.
Конечно, главной особенностью гелия как
благородного газа является то, что он не
вступает в химические реакции, что он неак-
тивен при прохождении через реактор. Это
главное его достоинство, вызвавшее общее
Т а'б лица 8-1
Физические и термодинамические свойства
гелия и воздуха
Наименование	Параметры		Воздух	Гелий
	МПа	°C		
Молекулярная масса					29	4
Газовая постоянная,	—	—	0,288	2,08
кДж/(кг-К) Показатель изоэнтро-	од	20	1,4	1,665
пы	3	600	1,36	1,665
Скорость звука, м/с	—	20	343	1007
Удельная теплеем-	0,1	600 20	584 1,01	1738 5,274
кость, кДж/(кг-К)	3	600	1,12	5,274
Коэффициент тепло-	од	20	0,0265	0,1466
проводности,	3	600	0,0628	0,3287
Дж/(м-с-К) Динамическая вяз-	од	20	1,82-10-5	1,98-10-&
кость, кг/(м-с)	3	600	3.87-10-5	4,18-Ю-5
мнение о наибольшей его перспективности для
атомных электростанций с газотурбинными
установками.
Из-за высокого коэффициента теплопро-
водности (в пять раз большего, чем у возду-
ха) облегчается теплопередача, столь важная
во всех энергетических установках. В частно-
сти, для теплообменных аппаратов в газотур-
бинных установках замкнутого типа гелий как
рабочая среда требует гораздо меньших по-
верхностей, чем воздух.
Трехкратные по сравнению с воздухом ско-
рости распространения звука в гелии позво-
ляют рассматривать движение гелия во всех
элементах установки как движение несжимае-
мой (в газодинамическом смысле) жидкости.
Рассмотрим, как представленная в табл. 8-1 раз-
ница в свойствах гелия и воздуха скажется на харак-
теристиках турбинной установки [114].
При той же разности температур A/=const отно-
шение располагаемых теплоперепадов составляет:
/7ге
HR
(ср)ге
(ср)ъ
= 4,71 4- 5,22*.
(8-1)
Следовательно, при той же располагаемой мощно-
сти Ро требуется разный массовый расход газа:
бге
Ge
Ао/ 7/ге
Л/яв
= 0,212ч-0,191.
(8-2)
Поскольку размеры последней ступени турбины,
а также выходного ее патрубка играют большую роль
в определении максимально достижимых мощностей
установки, то определим объемные пропуски газа по
состоянию на выходе из турбины (без учета разных
к. п. д.):
Gv = ^v;	(8-3)
(бфге ^ге^в
(Gv)3 цв/7ге
1,54 4-1,38.
(8-4)
* Использование диссоциирующих газов (см. § 1-1)
производится в турбинах, являющихся по конструкции
и схеме скорее паровыми, чем газовыми [12].
208
* Здесь и далее первая величина относится к р=
=0,1 МПа и /=20°С, вторая — к р—3,0 МПа и t—
=600°С.
Таблица 8-2
Таким образом, объемные расходы газа па выходе
из гелиевой турбины оказываются по сравнению с воз-
душной турбиной примерно в 1,5 раза больше.
При изоэптропийпом процессе и одинаковом отно-
шении температур 7,2/7’0=const отношение давлений
е=р2/ро меняется по выражению
а отношение удельных объемов по формуле
(U2/Uo)re _ (Л)/Л)'А-1'Ге _/_ZkYn ,оп
(v2/v0)ti '	\ Т0 J 
В (8-5) и (8-6) т= 1,0ч-1,28.
На эффективность газотурбинных установок боль-
шое влияние оказывают потери давления в элементах
установки и в трактах ее. Для уменьшения этих по-
терь Др/р приходится выбирать малые скорости пото-
ка с, что требует больших проходных сечений, уве-
личения размеров оборудования, в первую очередь
теплообменников.
Используя уравнение состояния pv=RT, получаем,
что относительные потери давления равны:
. с2
Др	_ Н с2
~р RT/v 2~ "Ж ’
где £— коэффициент потерь, принимаемый неизмен-
ным. Тогда при тех же относительных потерях полу-
чаем соотношение скоростей потока с:
Таким образом, соответственно при той же мощ-
ности агрегата площади прохоцных сечений F гелие-
вой установки оказываются примерно в два раза мень-
шими, чем в установке на воздухе:
/ Gv \
F \ с
Gu re = 0,575-и 0,515.	(8-8)
\ с I
Поверхность теплопередачи можно найти из выражения
S_____
аД/ ’
где Q — тепло, а — коэффициент теплопередачи. Ис-
пользуем зависимость коэффициента теплопередачи ст
коэффициента теплопроводности %, гидравлического
диаметра d и числа Рейнольдса:
Re
cd
где т] — динамическая вязкость;
Л
а = К —р- Re0'8;
здесь /< — коэффициент, принимаемый постоянным.
Используя данные табл. 8-1 и формул (8-7) и
(8-8) при Q—const, A7=const и неизменных потерях
давления Ap/p=const, запишем:
Оценка т]“етт0 для разных типов АЭС
Тип реактора	Охла- дитель	t на выходе из реак- тора, °C	К. п. д. установки, %			
			паротурбинной	газотурбинной		
				двухконтур- ной на СО 2	однокон- турной на	
					со2	Не
ВВРк и ВВРд	Вода	300	33						
ГГРм	со2	400	32	—-	—	—
ГГР (стальные твэлы)	со2	550	34	32	31	-—
ГГР (стальные твэлы)	со2	700	42	42	39	—
ГГР (керамические твэлы)	со2	750	42	42	42	—
ГГР (керамические твэлы)	Не	800	42	42	—	42
ВНР (стальные твэлы)	Не	600	40	37	—.	32
БГ1Р (керамические твэлы)	Не	800	42	—	-—-	42
ВНР	Na	560	41	38	—	—.
Для схемы ЗГТУ с параметрами газа перед турби-
ной рот=6,О МПа и /0т=850°С, температурой за тур-
биной /2т==470°С п температурой на входе в компрес-
сор /Ок—25°С расчеты показали [114], что к. п. д. цик-
ла на гелии будет на Дг]/т] = 8о/о хуже, чем цикла на
воздухе.
Температура газа на входе в турбину /0
существенно влияет на т]э. Так, например, по-
вышение t0 с 800 до 1000°С даст прирост
Дт)э/т]»= 18-5-21 %. Следует, правда, учесть, что
с ростом to могут увеличиться потери нейтро-
нов в реакторе, возрастают потери, связанные
с охлаждением турбины и в тракте; таким
образом, сама по себе температура газа на
выходе из реактора не может однозначно ха-
рактеризовать экономичность АЭС.
В табл. 8-2 приведены данные фирмы КВУ
[61] по оценке т]”етто разных типов АЭС, кото-
рые можно признать достаточно осторожными.
Как видно из таблицы, повышение темпера-
туры на выходе из реактора до /2р=800°С и
применение одноконтурной схемы с гелиевой
турбиной не дают ощутимого роста экономич-
ности по сравнению с АЭС, имеющей ГГР на
700°С и паротурбинную установку.
Повышение температуры газа на выходе
из реактора требует применения высокока-
чественных сталей как в реакторе, так и
в других элементах цикла (турбине, теплооб-
меннике, трубопроводах); с ростом t0 для сни-
жения напряжений требуется уменьшение диа-
метра трубопроводов подвода газа, что ведет
к увеличению потерь давления и снижению
к. п. д.
Начальное давление на термический
к. п. д. цикла не оказывает влияния, однако
от ро зависят к. п. д. турбины и компрессоров
и потери в тракте. Чем выше р0, тем меньше
размеры облопачивапия в турбине. Для не-
больших мощностей при высоком р0 размеры
209
лопаток настолько малы, что концевые потери
в решетках и потери от протечек существенно
снижают к. и. д. т)Ое. Для больших же мощно-
стей увеличение р0 при достаточных длинах
лопаток не оказывает существенного влияния
на к. п. д. и даже может быть благоприятным
из-за меньшей веерности решеток. Кроме
того, благоприятно увеличиваются числа Рей-
нольдса. Следует учесть, что чем выше р0, тем
меньше размеры не только турбины, но и ком-
прессоров, теплообменников, трубопроводов и,
тем дешевле вся установка. С другой сторо-
ны, напряжения в элементах ЗГТУ возраста-
ют с увеличением р0, что может оказаться не-
допустимым при высоких температурах газа.
По данным многих авторов, при Рэ>
>300 МВт рекомендуется начальное давление
р~6 МПа. Для сравнения укажем, что раз-
меры машин при этом давлении будут при-
мерно равны размерам агрегата открытой
ГТУ в 10 раз меньшей мощности.
Степень повышения давления ро/р2 су-
щественно влияет на основные характеристики
установки. Во-первых, при прочих заданных
параметрах ^e=f(pQ[p2) и наивысшему i]e
соответствует (ро/р2) опт- Так, например, для
параметров установки, рассмотренной на
рис. 8-2, (ро/Рз) опт=2,2; во-вторых, р0/р2
влияет на удельный расход газа G/P3. Для
тех же условий увеличение ро/р2 с 2,0 до 3,0
сокращает G/P3 с 1,5 до 1,1 кг/(МВт-с).
В-третьих, с уменьшением pdp2, т. е. с умень-
шением теплоперепада турбины, повышается
температура газа на выходе из турбины и,
следовательно, на входе в реактор /Ор. Темпе-
Рис. 8-1. Влияние степени повышения давления в ком-
прессорной системе 1/8 и степени регенерации а замк-
нутой гелиевой газотурбинной установки на к. п. д. (/),
удельный массовый расход газа б/Рэ (2) и удельный
объемный расход газа на выходе из турбины Gv-JP?, (3).
Рассмотрен цикл с Ртепл = 3000 МВт, /о=815°С, двумя
охладителями с /о.в—24°С и сухой градирней.
ратура /Ор обычно лимитируется конструкцией
и мощностью реактора и часто именно /Ор.
определяет р0/Р2. По данным [80], для проек-
та АЭС с /0—800°С допустимая температура
^ор<48О°С, а практически с запасом /Ор=
= 460°С, что потребовало pQlp2—2,l, т. е.
pdp2> {pdpi) опт-
В отличие от распространенных открытых
ГТУ, которые, как правило, выполняются по
упрощенной схеме без регенератора, замкну-
тые газотурбинные установки почти нс рас-
сматриваются как простые — обычно за тур-
биной предусматривается установка регенера-
тора.
На рис. 8-1 показана диаграмма [100], где
видно влияние степени регенерации в на
к. п. д. ЗГТУ. Здесь же показано влияние сте-
пени повышения давления 1/е в компрессоре
па такие важные конструктивные характери-
стики установки, как массовый G[P3 и объ-
емный GvjP3 удельные расходы гелия на вы-
ходе из турбины. Расчет проводился для уста-
новки, основными параметрами которой яв-
ляются температура газа перед турбиной
Ат = 815°С, температура на входе в компрес-
сор /Ок=35°С. Анализ диаграммы рис. 8-1 по-
казывает, что в схеме без регенерации макси-
мальный к. п.д. достигает 28,5%. В то же вре-
мя установка регенератора со степенью реге-
нерации (j=0,7 повышает к. п. д. до 32%,
а при о=0,9 максимальный к. п. д. достигает
38,5%, т. е. по сравнению со схемой без реге-
нерации к. п. д. возрастает более чем на треть.
Кроме того, важно, что для установки без
регенерации максимум к. п.д., как видно из
рис. 8-1, обеспечивается при 1/е=5,5, когда по
сравнению со своими минимальными значе-
ниями удельный массовый расход больше иа
70%, а удельный объемный расход — на 15%.
В то же время при 1/е=2-4-2,5, когда к.п.д.
установки с регенератором, имеющим о=
= 0,7-4-0,9, составляет 31—38%, удельный
массовый расход превышает минимальный на
35—13%, а удельный объемный расход —на
5-0%.
Коэффициент полезного действия ГТУ су-
щественно зависит от температуры газа на
входе в компрессор, или, точнее, тр зависит
от отношения температур газа на входе в тур-
бину Тот и на входе в компрессор ТОк, т. е. от
Тот/Ток. Температура 7ок определяется темпе-
ратурой циркуляционной воды на входе в хо-
лодильник и минимальным температурным
напором в холодильнике. Следует отмстить
значительное влияние (большее, чем в ПТУ)
на тепловую экономичность ГТУ совершенства
турбомашин и потерь давления во всем трак-
те kplp, а также недогрева в регенераторе АГ
Выбор реальных значений этих величин,
так же как разные значения температуры /Ок>
210
дают при одной и той же t0 существенно от-
личающиеся данные по к.п.д. установки. Так,
например, для одной и той же температуры
/от = 8ОО°С разные авторы указывают значе-
ния к.п.д. — от 38,8 до 49%.
8-2. СХЕМЫ АЭС С ЗГТУ И КОНСТРУКЦИИ ГТУ
В литературе приводится очень много схем,
рассчитанных для АЭС с ЗГТУ, и проектов
газотурбинных агрегатов для этих схем. Рас-
смотрим некоторые из них.
На рис. 8-2,а изображен процесс в is-диа-
грамме для такой установки [80]. При этом
приняты следующие исходные данные: р0—
= 5,9 МПа, /0т = 800°С. В турбине расширение
происходит до р2=2,17 МПа и /2=485,6°С
(т]т = 91%). Далее газ направляется в реге-
неративный теплообменник, где его темпера-
тура понижается до /=88,9°С, и дополнитель-
но охлаждается рециркуляционной водой из
внешнего источника в холодильнике до t—
= 15°С. Сжатие газа производится в трех
осевых компрессорах, между которыми распо-
лагаются две ступени промежуточного охлаж-
дения. Выбор точек этого охлаждения
производится таким образом, чтобы суммар-
ная мощность всех компрессоров была наи-
меньшей при заданном конечном давлении
6,15 МПа. В расчете приняты следующие
к. п.д. компрессоров: 89, 88 и 87%. Темпера-
тура на выходе из компрессора высокого дав-
ления / = 61,8СС. Затем газ направляется в ре-
генеративный подогреватель, на выходе из.
которого /=458,6°С. Таким образом, в реак-
торе происходит нагрев гелия на Д/=341,4°С.
Для такой установки с мощностью 600 МВ г
с учетом потерь давления по всему тракту
Др/р —8% и недогрева в регенераторе Д/=
= 23°С к. п.д. установки (без учета потерь
в электрогенераторе и собственных нужд си-
стемы охлаждения) г)с=48,6%, а ^етто==
=47,5%. Принятые в расчете этого цикла
данные: охлаждение газа до /=15°С, малые
потери давления в тракте, особенно при столь
небольших температурных напорах в регене-
раторе,— вряд ли практически реализуемы.
Фирмой ББЦ совместно с исследователь-
ским центром в г. Юлихе (ФРГ) разработан
проект АЭС с высокотемпературным газо-
охлаждаемым реактором ГГРт и гелиевой га-
зотурбинной установкой мощностью 1000 МВ г
[96, 114] Тепловая схема установки представ-
лена на рис. 8-3.
В связи с очень высокой текучестью гелия
и чрезвычайно большой сложностью обеспече-
ния требуемой практически абсолютной плот-
Рис. 8-2. Гелиевая газотурбинная установка Рэ—
=600 МВт по Баммерту.
а — is-диаграмма цикла при р0=5,9 МПа, <о=800°С, ро/рг=2,7;
б — газотурбинный агрегат (слева направо — компрессоры,
среднего, высокого и низкого давления, двухпоточная турбина),
и=50 с-1.
211
пости всей установки большинство авторов
работ по АЭС с ЗГТУ считают обязательной
интегрированную компоновку такой АЭС. При
этом реактор и весь гелиевый контур распо-
лагаются в едином блоке, выполненном из
предварительно напряженного бетона. Вне
этого блока находятся электрический генера-
тор и система водяного или воздушного
охлаждения.
Ряд авторов [102] считает, что предельная
мощность гелиевой турбины ограничивается
надежностью трубопроводов, главным обра-
зом трубопроводов между реактором и турби-
ной. Вследствие больших удельных объемов
гелия (при р0—6,0 МПа и /о=95О°С удель-
ный объем равен уо=О,43 м3/кг) и больших
массовых расходов газа размеры этих трубо-
проводов очень велики. Так, если для паровой
турбины при ро=6,О МПа и насыщенном паре
мощность агрегата, отнесенная к площади
сечения подводящего трубопровода, состав-
ляет 800 МВт/м2, то для гелиевой турбины
это значение уменьшается в 10 раз. Для тур-
бины мощностью 600 МВт подвод к турбине
должен осуществляться двумя трубопровода-
ми внутренним диаметром 1600 мм. Предпо-
лагается, что при высоких температурах газа
такой трубопровод должен иметь для защиты
материала внутреннюю изоляцию и стоимость
его будет очень велика. Также очень большие
размеры должна иметь арматура, которая
к тому же по условиям надежности работы
АЭС должна обеспечить малое время закры-
тия.
В интегрированной конструкции, очевидно,
возникает много проблем, в том числе такие,
как организация смазки подшипников агрега-
та, отвод тепла от некоторых элементов и др.
Однако, безусловно, наиболее важной — гло-
бальной — проблемой в такой конструкции
будет проблема обеспечения гарантийной на-
дежности. Очевидно, что интегрированная
конструкция со всеми сложностями ревизии
и ремонта сможет себя оправдать только при
работе без вскрытия не менее 3—4 лет. Пока
практика не знает столь высокой надежности
газотурбинных установок даже более простой
схемы и конструкции.
В проекте фирмы ББЦ предусмотрено раз-
мещение всего гелиевого контура в блоке
цилиндрической формы диаметром 36 и высо-
той 39 м. Турбоагрегат при этом имеет гори-
зонтальное расположение. На схеме рис. 8-3
пунктиром выделены те элементы электро-
станции, которые располагаются в этом блоке.
Основные параметры установки:
тепловая мощность реактора РТепл =
= 2537 МВт, мощность турбины Рт=2284 МВт,
мощность компрессоров Рк—1256 МВт. Та-
ким образом, электрическая мощность (нетто)
составляет 2%= 1000 МВт, удельная мощность
Р0/Рт = 0,254, к. п.д. нетто тце1Т0 39,5%;
расход гелия G=1234 кг/с; параметры ге-
лия приведены на рис. 8-3; степень повышения
давления 1/в=3,23. Степень регенерации
о=0,90, сумма всех потерь давления 13,4%.
Продольный разрез по агрегату показан на
рис. 8-4. Слева направо располагаются: тур-
бина, компрессор высокого давления, компрес-
сор низкого давления, уплотнение между
агрегатом и электрическим генератором.
В более поздних публикациях [108] при-
водятся следующие уточненные параметры
этой АЭС: тепловая мощность реактора
Ртепл=3000 МВт, от реактора идут три петли,
каждая с агрегатом Рэ=360 МВт; расход
гелия для каждого агрегата С = 530 кг/с;
параметры гелия на входе в турбину рот=
= 5,0 МПа, /0т = 850°С; температура на входе
в компрессор /ок=28°С; изменение давления
в турбине 1/8=2,55, в компрессоре 1/е = 2,75;
температура воды, покидающей охладитель,
/в=130°С; степень регенерации <j=0,87; к. п.д.
нетто т]сг = 36%.
Другой проект АЭС с ЗГТУ Рэ= 1000 МВт
разработан фирмой КВУ совместно с техни-
ческим университетом в г. Ганновере [81].
Рис. 8-3. Тепловая схема фирмы ББЦ для АЭС с ГГРт и гелиевой ЗГТУ (Рэ=1000 МВт).
7— реактор; 2 — газовая турбина; 3 и 4 — газовые компрессоры; 5 — электрогенератор; 6 — первичный охладитель; 7 — вторичный
охладитель; 8 — регенератор; 9 — сухая градирня; 10 — уплотнение вала.
212
18м
Рис. 8-4. Газотурбинный агрегат на гелии Рэ=1000 МВт, t0—850°С, ро—6,43 МПа, п=50 с 1 (см. рис. 8-3).
Тепловая схема турбинной установки совпа-
дает с показанной па рис. 8-3. Параметры
установки следующие: расход гелия G =
= 1258 кг/с; на входе в реактор температура
А)р=451°С, р = 6,12 МПа; на входе в турбину
/0т=850°С, р0т=6,0 МПа; на выходе из тур-
бины давление р2т=2,07 МПа, температура
/2т —487°С. Таким образом, изменение давле-
ния в турбине составляет 1/е=2,9. На выходе
из компрессора высокого давления £п2к,—
= 127°С, рп2к—6,33 МПа, а на входе в него
firoK=34°С, рпОк=3,5 МПа. Компрессор низ-
кого давления соответственно имеет давление
pi2K—3,5 МПа и	МПа, температуры
fi2K— 127,4°С и /1Ок=34°С.
Конструктивный принцип построения агре-
гата: интегрированная компоновка АЭС с го-
ризонтальным расположением турбоагрегата,
который выполняется одновальным и однокор-
пусным. Основной вариант конструкции имеет
ротор, располагаемый на двух опорах. Агрегат
(рис. 8-5) рассчитан на « = 50 с-1. Длина
всего агрегата 20 м, пролет вала 15,5 м. На-
ружный корпус диаметром 4,0 м. Благодаря
большому диаметру агрегата и, следователь-
но, высоким окружным скоростям его ступе-
ней, выбранным на пределе прочностных
характеристик элементов ротора, удалось со-
кратить число ступеней и тем самым по воз-
можности уменьшить длину (пролет) вала.
Выбор характеристик ступеней компрессо-
ров и турбины производился, исходя из этих
условий и требований высокого к. п. д.
В каждом из компрессоров по 9 ступеней;
в турбине — 7 ступеней. Мощность турбины
делится примерно пополам — между компрес-
сорами и генератором.
Корпус агрегата имеет горизонтальный
разъем. Одной из сложных проблем конструи-
рования агрегата является обеспечение при
эксплуатации минимальных радиальных зазо-
ров между корпусом и ротором, что необходи-
мо для поддержания высокого к. п. д. Вокруг
корпуса турбины расположено кольцевое про-
странство, куда подается холодный газ из
компрессора высокого давления. Это позво-
Рис. 8-5. Проект гелиевого газотурбинного агрегата фирмы КВУ для АЭС с ГГР г (Лэ=1000 МВт, С=850°С,
п—50 с-1).
1— компрессор низкого давления; 2—компрессор высокого давления; 3 — газовая турбина; 4 — выходной патрубок компрессора
низкого давления; 5 — входной патрубок компрессора высокого давления; 6 — сопла первой ступени; 7—подвод горячего газа; 8 —
кольцевое пространство, связанное с компрессором высокого давления.
213.
б)
Рис. 8-6. Схема АЭС с ГГРт, ЗГТУ и паровой турбиной.
а—циклы в fe-диаграмме; б — схема АЭС; / — реактор: 2 — теплообменник; 3 — компрессоры; 4—газовая турбина; 5 — охлади-
тель компрессора — парогенератор паротурбинной установки; 6'— паровая турбина; 7 — конденсатор; 8 — питательный насос (пунк-
тиром выделена интегрированная часть АЭС).
ляет, в частности, сократить толщину стенок
корпуса собственно турбины и обеспечить
приемлемую его жесткость при большом про-
лете ротора. Для этого диски машин выпол-
нены относительно легкими. Дисковая кон-
струкция ротора выбрана для того, чтобы
использовать различные материалы соответст-
венно местным температурным условиям. Для
лопаток компрессоров используется нержаве-
ющая сталь, для турбинных лопаток — жаро-
стойкая молибденовая сталь.
При создании, монтаже и эксплуатации
такого агрегата возникает много еще нс ре-
шенных проблем. В их числе — обеспечение
надежности лопаток турбины при столь вы-
соких температурах и громадных изгибающих
усилиях. Так, например, в данном варианте
агрегата мощность одной ступени турбины
составит примерно 300 тыс. кВт. Сложной ока-
зывается задача по обеспечению нормальной
работы подшипников, снабжению их маслом,
обеспечению гарантийной плотности масляной
системы. Видимо, один из путей решения этой
задачи связан с использованием негорючих
смазочных жидкостей. При столь больших
мощностях турбинных ступеней и необходи-
мых по условиям экономичности малых ради-
альных зазорах и в то же время при весьма
гибких роторах, возможно, придется столк-
нуться с низкочастотной вибрацией ротора.
С низкочастотной вибрацией конструкторы
турбин пока встретились в мощных паровых
турбинах высоких параметров [69, 150]. Во-
обще первая критическая частота ротора
в агрегате типа изображенного па рис. 8-4
будет составлять всего 0,3—0,4 рабочей час-
тоты.
При малых мощностях генератора Р,3 из-за
высоких значений начальных давлений, из-за
небольших высот лопаток турбину приходится
выполнять с редукторной передачей к генера-
тору. Так, например, спроектированная для
АЭС «Гестахт» ГТУ мощностью Рэ=25 МВт
при /о=750°С и р0=2,5 МПа имеет /г= 133 с~1
[61]. При больших мощностях рационален
переход на п=50 с-1 и непосредственное со-
единение с двухполюсным генератором (при
частоте 50 Гц). Однако уже при мощностях
Рэ>>4004-600 МВт высоты лопаток могут ока-
заться недопустимыми по прочности, а мощно-
сти одной ступени настолько большими, что
в отдельных проектах турбина выполнена
двухпоточпой (см. рис. 8-2,6).
Установку высокотемпературной газовой
турбины, на выходе из которой гелий обла-
дает большой тепловой энергией, полезно
было бы комбинировать с паровой турбиной,
т. е. осуществить па АЭС двойной цикл
с парогазовой установкой.
Пример использования такой установки на
АЭС с ГГРт и гелиевой газовой турбиной рас-
смотрен в [100]. Схема этой установки и цикл
в As-диаграмме показаны на рис. 8-6.
При тепловой мощности реактора Ртспл=
= 3000 МВт и температуре гелия на выходе
из него /2р=815°С, максимальном давлении
в цикле р = 6,9 МПа, температуре гелия на
входе в компрессор низкого давления /ок=
= 35°С, температуре охлаждающей воды на
входе в конденсатор /1В=16°С к. п.д. нетто
достигает по расчетам — 48 °/0.
При этом мощность газотурбинного гене-
ратора Ю78 МВт. Паротурбинный агре’
214
гат имеет мощность Рпэ=370 МВт. Темпера-
тура пара на входе в турбину 208°С. В ка-
честве рабочего вещества для паровой турбины
рассматриваются изобутан, пропан, необутая
и пропилен.
Регулирование замкнутой ГТУ, в том числе
на АЭС, может осуществляться переменным
давлением, переменной температурой (при
постоянстве расхода), системой байпасирова-
ния, поворотными лопатками в турбине, а так-
же комбинацией этих способов. Разные спосо-
бы регулирования отличаются экономичностью
при переменной нагрузке, сложностью, добав-
лением новых элементов установки и при-
емистостью. Подробно вопросы регулирования
гелиевых ГТУ разобраны в [81, 94].. Там же
представлены данные по экономичности при
частичных режимах. Так, при половинной на-
грузке к. п.д. установки падает на:
Ат]гЛ]г = 1»5% при регулировании давле-
нием (только за счет изменения числа Re);
Дт]€/-ф = 3% при регулировании поворот-
ными лопатками в двухвальной установке
с ро—const;
Дтр-/'ф = 30% при регулировании темпера-
турой и р0=const в одновальной установке;
Дф/гц = 8% то же в двухвальной уста-
новке;
А'Пг/'Пг=13°/о то же, по при G—const;
Дтр/тр=30% при байпасировании (р0—
— const) и одновальной установке;
Атц/ф=12% то же в двухвальной уста-
новке.
Выбор схемы регулирования определяется
не только термодинамическими показателями,
но и с позиции надежности при аварийных си-
туациях. Так, в [95] приводятся результаты
расчета изменения во времени температур и
давлений в различных элементах замкнутой
ГТУ АЭС при аварии — поломке лопаток
компрессора. В зависимости от схемы байпа-
сирования максимальные (абсолютные) зна-
чения dtjdx, где т — время, a t — температура,
составляют в регенераторе от dtjdx=№ до
400°С/с, а через 100 с значения температурных
разностей составят |Д/| =704-300°С. Давле-
ния в элементах установки выравниваются
уже через 0,3 с. Естественно, что эти данные
относятся к конкретной АЭС. В других схе-
мах, при других температурах, давлениях,
объеме и протяженности трактов и всех эле-
ментов установки значения dt/dx, At, Ар бу-
дут иными.
В связи со сложными проблемами, которые
ожидаются на АЭС с гелиевыми турбинами,
необходима подготовка к их созданию и про-
мышленной эксплуатации. Подготовка ведет-
ся, с одной стороны, по высокотемпературным
реакторам. Температура должна быть более
800—850°С, с повышением в дальнейшем до
900—1000°С. С другой стороны, создаются
гелиевые газотурбинные агрегаты, не связан-
ные с ядерпыми реакторами, где опытные
работы и эксплуатация должны найти опти-
мальные решения, выбрать лучшие, в первую
очередь надежные, конструкции, способы ра-
боты и т. д. Естественно, что эти опытные
гелиевые агрегаты не могут быть столь круп-
ных мощностей, какие планируются в проек-
тах АЭС.
8-3. ОПЫТНО-ПРОМЫШЛЕННЫЕ ГЕЛИЕВЫЕ ТУРБИНЫ
В исследовательском центре в г. Юлихе [96] со-
здана экспериментальная установка с агрегатом, рабо-
тающим на гелии. Турбоагрегат (рис. 8-7) рассчитан
на начальное давление ро—6,0 МПа и расход газа G—
5713
Рис. 8-7. Экспериментальный гелиевый газотурбинный агрегат «Юлих».
215
11
Рис. 8-8. Тепловая схема и система регулирования ге-
лиевого газотурбинного агрегата ТЭЦ «Оберхаузен».
1 — компрессор низкого давления; 2 — компрессор высокого дав-
ления; 3 — турбина высокого давления; 4 — редуктор; 5 — тур-
бина низкого давления; 6 — электрогенератор; 7 — теплообмен-
ник-нагреватель гелия; 8 — регенератор; 9 — первичный охлади
тель-теплообменник сетевой воды для отопления; 10 — вторич
нын охладитель; 11—система регулирования давлением; Б1—
Б5 — баллоны-аккумуляторы гелия; 12 — газодувки системы ре-
гулирования; 13 — байпасный клапан, действующий при бы-
стром изменении нагрузки.
=200 кг/с. Температура газа /о=85О°С; планируется
в дальнейшем повышение этой температуры до 1000°С.
Турбоагрегат имеет размеры, соответствующие
размерам натурной гелиевой турбины мощностью
300 МВт, и состоит из двухступенчатой турбины и
расположенного на том же валу восьмиступенчатого
осевого компрессора. Диаметр ротора d=l,6 м, на-
ружный диаметр корпуса 3,56 м, полная длина агре-
гата 7,47 м. Диаметр входного и выходного патруб-
ков агрегата 1 м. Ротор сварен из отдельных дисков,
выполненных из ферритной стали. Предусмотрена раз-
витая система охлаждения, в том числе охлаждение
хвостовиков лопаток, которые имеют елочную форму;
также охлаждаются и сопловые лопатки. В про-
грамме исследований намечена проверка разных мате-
риалов для рабочих лопаток, в том числе молибдено-
вой стали TZM и нимокаста 717LG.
Уплотнения агрегата диаметром 475 и 560 мм
рассчитаны на перепад давлений 5 МПа. Конструкция
уплотнений аналогична применяемой в водоохлаждас-
мых электрических генераторах. Создана специаль-
ная система маслоснабжения, обеспечивающая невоз-
можность попадания в масло горячего гелия.
В 1974 г. пущена в эксплуатацию гелиевая га-
зовая турбина на ТЭЦ «Оберхаузен» [6, 79, 160].
Электрическая мощность Рэ=50 МВт, тепловая нагруз-
ка Q= 193 кДж/кг. Установка работает по закрытому
циклу (рис. 8-8). Температура гелия перед турбиной
/о=750°С, давление р0=2,7 МПа. Температура газа
за турбиной /2=460°С.
Турбоагрегат выполнен двухвальным: на одном ва-
лу (н=91,5 с-1) расположены компрессоры низкого и
высокого давления и турбина высокого давления; на
другом валу, вращающемся с п=50 с-1, расположены
турбина низкого давления и электрический генератор.
Между валами находится редуктор, передающий, одна-
ко, при расчетном режиме очень небольшую мощность.
Оба вала при всех режимах работают с неизменной
частотой вращения.
Нагрев гелия от 420 до 750°С производится в спе-
циальном теплообменнике, работающем на доменном
газе. В компрессорах, на входе в которые температура
гелия равна Док=^пок=25°С, давление повышается
в КНД с 1,05 до 1,55 МПа и в КВД до 2,85 МПа. При
этом температура газа возрастает в КПД до 83°С,
а в КВД до 125°С. Предусмотрен также регенератор,
216
Рис. 8-9. Газотурбинный агрегат на гелии ТЭЦ «Оберхаузен» (Р8=50 МВт).
а — компрессор низкого давления на л=91,5 с-1; б — турбина и компрессор высокого давления на л=91,5 с-1; в —турбина низ-
кого давления на /г=»50 с-1.
15—580
217
отдающий тепло с 460 до 169°С и нагревающий гелий
перед теплообменником до 420°С.
На рис. 8-9 показаны продольные разрезы агрега-
та. Весь агрегат размещается в трех цилиндрах: ком-
прессор низкого давления в первом, компрессор и тур-
бина высокого давления — во втором и турбина низ-
кого давления — в третьем.
Параметры и размеры агрегатов приняты такими,
чтобы турбина низкого давления моделировала на-
турный гелиевый агрегат мощностью 300 МВт. В дру-
гих машинах напряжения в ответственных элементах
также соответствуют установке 300 МВт; то же от-
носится и к теплообменникам.
Во всех трех цилиндрах принята сферическая фор-
ма корпусов. Корпуса компрессора и турбины низкого
давления свариваются каждый из восьми сегментов.
Корпус высокого давления также сварной и состоит
из средней цилиндрической части и восьми сегментов
в каждой полусфере. Корпус турбины низкого давле-
ния наружным диаметром 4 м и толщиной 60 мм
изготовлен из стали 15МоЗ.
Компрессор высокого давления имеет 15 ступеней,
а турбина высокого давления — 7 ступеней. Их общий
ротор в левой (компрессорной) части барабанной
конструкции, цельнокованый, из низколегированной
стали. Через промежуточную вставку ротор болтами
соединяется с ротором турбины, который выполняется
из серии дисков, изготовленных из аустенитной стали.
Лопатки компрессора высокого давления изготав-
ливаются из поковок с последующей механической об-
работкой, турбинные лопатки — методом точной ковки.
Предусмотрено охлаждение хвостовиков турбинных ло-
паток. Охлаждение турбины высокого давления произ-
водится холодным гелием после компрессора. Охлаж-
дающий гелий проходит внутри полого ротора ком-
прессора высокого давления и поступает в кольцевое
пространство, окружающее турбинные диски. Это про-
странство образуется наружной поверхностью дисков
и заплечиками лопаток. Охлаждающий газ затем вли-
вается в общий поток газа за последней ступенью
турбины.
Тройной корпус высокого давления состоит из трех
секций. Перепады давления на каждой из его стенок
выбраны соответственно температуре омывающего газа
и уменьшаются с ее ростом.
Ротор высокого давления покоится на двух опор-
ных подшипниках сегментного типа. Используется слож-
ная система уплотнений, не допускающая контакта
гелия с маслом [80].
Расход гелия в установке при расчетном режиме
G— 84 кг/с. Нагреватель гелия — сложной конструкции,
типа муфельной печи с керамической кладкой. Трубы,
где проходит горячий гелий, выполнены из жаростойкого
ипкопеля-807 с 20% Сг, 40% Ni, 8% Со и 5% Wo.
Выходной коллектор выполнен диаметром 600 мм
с толщиной стенок 40 мм. Трубопровод, идущий к тур-
бине, двойной: внутри проходит горячий гелий из
нагревателя, а во внешнем кольцевом пространстве —
холодный (/=125°С), из компрессора высокого дав-
ления.
Регенератор — противоточной конструкции, ци-
линдрической формы, горизонтального расположения,
диаметром 4,5 м, длиной 22,6 м, имеет 17 тыс. трубок.
Общая масса регенератора 208 т.
Регулирование установки может производиться
двумя способами:
первый способ — байпасирование до одной
трети расхода гелия из линии за компрессором высо-
кого давления в линию на входе в первый охладитель
перед компрессором низкого давления (см. рис. 8-8).
Открытие байпасного клапана необходимо при сбросе
нагрузки, например при сбросе полной нагрузки до
холостого хода. При таком способе регулирования тем-
пература большинства элементов установки остается
неизменной, и можно быстро снова набрать нагрузку;
для этого необходимо только закрыть байпасный кла-
пан. Таким образом, этот путь выгоден по показате-
лям маневренности, однако связан с существенным
снижением экономичности и не может быть рекомендо-
ван для длительной работы установки;
второй способ — регулирование давления, ос-
нован на сбросе рабочей среды из цикла при сниже-
нии нагрузки. При увеличении нагрузки, наоборот,
в цикл поступает дополнительное количество рабочей
среды. При этом давление гелия иа входе в турбину
растет с увеличением расхода гелия. Поскольку уве-
личивается и давление за турбиной, то, следовательно,
давления изменяются пропорционально расходу газа
и практически пропорциональны мощности собственно
турбины (к. п. д. турбины при этом несколько изменяет-
ся в соответствии с изменением чисел Рейнольдса, про-
порциональных давлению). Для ЗГТУ, работающих на
воздухе, сброс рабочей среды из цикла производится
в атмосферу. Для гелиевых установок это, естественно,
невозможно, и поэтому в них при данном способе ре-
гулирования необходимо иметь аккумулирующие емко-
сти. На ТЭЦ «Оберхаузен» такой аккумулирующей’
емкостью является многокамерная система баллонов,,
показанная иа рис. 8-8. Предусмотрено пять таких
баллонов. Сброс гелия производится из трубопроводов
после компрессора высокого давления и перед ком-
прессором низкого давления. Возврат осуществляется
в линию перед первым охладителем. Для возврата ге-
лия при повышении нагрузки агрегата предусмотрены
две специальные газодувки. В условиях рассматривае-
мой установки допускается высокая скорость потока,
что обеспечивает набор полной нагрузки примерно за
5 мин.
Перепад температур в первом охладителе Д£=
= 170—25=145°С. Очевидно, что целесообразно исполь-
зовать хотя бы частично тепло, отводимое в охлади-
теле. Это можно сделать, снабжая теплом потреби-
теля, например отопительную систему, или дополняя
газовый цикл паровым циклом с испарителем. На ТЭЦ
«Оберхаузен» предусмотрены обе эти возможности
[160].
ПРИНЯТЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ
Обозначения
а — скорость звука, м/с; длина в осевом
направлении, м, мм;
b — хорда профиля, мм; удельный расход
ядерного горючего, кг/(кВт-ч);
с — абсолютная скорость, м/с; удельная
теплоемкость, кДж/ (кг- К);
Сф — фиктивная скорость, подсчитываемая
по изоэнтропийному теплоперепаду or
параметров торможения, м/с;
d — диаметр, м, мм, мкм;
е — степень парциальности;
Е — коэффициент эрозии;
/, F — площадь, см2, м2;
218
G — расход, кг/с;
h, Н — теплоперепад, кДж/кг, Дж/кг;
I — энтальпия, кДж/кг, Дж/кг;
k — показатель изоэнтропы; коэффициент;
I — высота лопатки, м, мм;
L — длина, м;
М — число Маха;
п — частота вращения, с~‘; частота колеба-
ний, с-1;
р— давление, МПа, кПа, Па;
Р — мощность, МВт, кВт, Вт;
q — удельный расход тепла, кДж/(кВт-ч);
Q — тепло, кВт, ГДж/ч;
г — радиус, м, мм;
R — усилие, Н;
Re — число Рейнольдса;
s — расстояние, мм; энтропия, Дж/(кг-К);
t — температура, °C; шаг, мм;
Т — температура, К;
и— окружная скорость, м/с;
v — удельный объем, м3/кг;
w — скорость в относительном движении,
м/с;
We — число Вебера;
х — сухость;
у — влажность;
а — угол направления абсолютной скоро-
сти, град; коэффициент теплофикации;
доля отбираемого пара; коэффициент
теплопередачи, Вт/(м2-К);
Р — угол направления относительной ско-
рости, град; бета (излучения);
у — гамма (излучения);
б — разность; зазор, мм; неравномерность
регулирования;
8 — отношение давлений;
t, — коэффициент потерь, отнесенный к по-
току (решетке);
т] — к. п.д.; динамическая вязкость, Па-с;
& = dll\
А, — время полураспада, с, мин, сут,
год; коэффициент теплопроводности,
Вт/(м-К);
р, — коэффициент расхода;
v — коэффициент скольжения;
g — коэффициент потерь, отнесенный к сту-
пени или группе ступеней;
р — степень реакции; плотность материала,
кг/м3;
в — напряжение, МПа, Па; степень регене-
рации в ГТУ;
т — время, с, мин, ч;
<р — коэффициент скорости для сопловых
решеток;
ф— коэффициент скорости для рабочих
решеток;
V — коэффициент сепарации;
Q — кольцевая площадь ступени, м2.
Индексы
авт — автомодельный;
бр — брутто;
в — воздух;
вл — влага;
в.с — выходной скорости;
ву — влагоудаления;
в.я. — верхний ярус;
вых — выходной;
ге — гелий;
доп —допускаемый; дополнительный;
зад — заданный;
изг — изгибный;
к — конечный; корневой; конденсатор; кон-
цевой;
кон — конструктивный;
кр — критический;
м — механический;
мат — материала;
ном — номинальный;
обр.в — обратной воды;
о.в — охлаждающей воды;
о.е — относительный эффективный (к. п. д.);
о.л — относительный лопаточный (к. п.д.);
отб — отбора;
о.э — относительный электрический (к. п.д.);
oi — относительный внутренний (к. п.д.);
п — периферии;
п.в — питательной воды;
пл — пленочный;
по — переохлаждение;
пп — промперегрев;
п.п — перегретый пар;
пр — профильный;
пр.в — прямой воды;
р — реактор; регенеративный; рабочих ло-
паток;
разд — разделительное;
раст — растяжение;
р.ст — регулирующей ступени;
с—-сопла; сопловой решетки;
сеп — сепаратор;
с.н — собственных нужд;
ср — средний; срывной;
ст — станции;
т — текучести; топлива;
тепл — тепловая;
т.у — турбинной установки;
ф — фиктивная (подсчитываемая по тепло-
перепаду ступени от параметров тор-
можения) ;
э — электрический; эффективный; эрозии;
э.г — электрического генератора;
я.г — ядерного горючего;
а — осевой (аксиальный);
i — внутренний;
р — давление;
s — насыщение;
и — окружной;
15*
219
z — последний;
О — начальный; расчетный; номинальный;
0s — насыщение при начальном давлении;
* — относится к к. п. д. без учета потери
с выходной скоростью.
Сокращения
АТЭЦ — атомная теплоэлектроцентраль;
АЭС — атомная электростанция;
БРУ — быстродействующее редукционное
устройство;
БРУ-Б— БРУ для перепуска в барботер;
БРУ-Д — БРУ для перепуска в деаэратор;
БРУ-К-—БРУ для перепуска в конденса-
тор;
ГТУ — газотурбинная установка;
ГЦН — главный циркуляционный насос;
ЗГТУ — замкнутая ГТУ;
ПВД — подогреватель высокого давления;
ПНД — подогреватель низкого давления;
ПТУ — паротурбинная установка;
СПП — сепаратор-промперегреватель;
ТЭС — тепловая электростанция;
ТЭЦ — теплоэлектроцентраль;
к. п.д. — коэффициент полезного действия;
КВД — компрессор высокого давления;
КНД — компрессор низкого давления;
пп —перегретый пар;
снп — сухой насыщенный пар;
ЦВД — цилиндр высокого давления;
ЦНД — цилиндр низкого давления;
ЦСД — цилиндр среднего давления;
ЧВД — часть высокого давления;
ЧНД — часть низкого давления;
ЧСД — часть среднего давления;
БНР — реактор на быстрых нейтронах;
ВВЭР —водо-водяной энергетический реак-
тор;
ВГР — водографитовый реактор каналь-
ного типа;
ВГРк — водографитовый кипящий реактор
канального типа;
ВГРп — водографитовый реактор каналь-
ного типа с перегревом;
ВВРк — водо-водяной корпусной кипящий
реактор на обычной воде;
ВВРд — водо-водяной корпусной реактор
на обычной воде под давлением;
ВТРк—.тяжеловодный кипящий реактор
с теплоносителем — обычной во-
дой;
ГГР — газографитовый реактор;
ГГРм — газографитовый реактор типа
«магнокс»;
ГГРу — усовершенствованный газографи-
товый реактор;
ГГРт — высокотемпературный газографи-
товый реактор;
ГТР — тяжеловодный реактор с газовым
теплоносителем;
РБМК—реактор большой мощности ка-
нальный;
РБМКп— реактор большой мощности ка-
нальный с перегревом;
Т ГР — тяжеловодный реактор с теплоно-
сителем — тяжелой водой;
БИТМ — Брянский институт транспортного
машиностроения;
ВТИ —Всесоюзный теплотехнический ин-
ститут;
ЗиО — Подольский машиностроительный
завод имени Орджоникидзе;
КТЗ — Калужский турбинный завод;
ЛМЗ—Ленинградский металлический за-
вод;
ЛПИ — Ленинградский политехнический
институт;
МЭИ — Московский энергетический ин-
ститут;
НЗЛ — Невский завод имени Ленина;
ОРГРЭС — Государственный трест по органи-
зации и рационализации район-
ных электростанций и сетей;
УТМЗ — Уральский турбомоторный завод;
ХПИ — Харьковский политехнический ин-
ститут;
ХТГЗ — Харьковский турбинный завод;
ЦКТИ — Центральный котлотурбинный ин-
ститут;
БелАЭС — Белоярская АЭС;
КоАЭС — Кольская АЭС;
ЛАЭС — Ленинградская АЭС;
НВАЭС — Нововоронежская АЭС;
АДЭ — английская фирма General Elect-
ric;
АРС — американская энергетическая кон-
ференция;
АЕГ — западноберлинская фирма AEG;
АЕИ — английская фирма AEI;
ББЦ — фирма в Швейцарии и ФРГ
Brown, Boveri;
БББР — фирма Babcock — Brown, Boveri
Reaktor;
ДЭ — американская фирма General
Electric;
ЕЕ — английская фирма English Electric;
КЕМ — французская фирма СЕМ;
КВУ — фирма ФРГ Kraftwerk Union;
Нуклекс — периодическая выставка-конферен-
ция, посвященная атомной энер-
гетике;
СС — фирма ФРГ Siemens — Schuckert;
ЦВТШ — Цюрихская высшая техническая
школа;
ЭВ — швейцарская фирма Escher —
Wyss.
220
Приложение 1
Характеристики турбин АЭС мощностью более 200 МВт
		МВт	1				Последняя			Начальные параметры					S ЕГ то						3 а н’
								ступень					о		то Е	о	то		§ =г Я h		Л
	Завод-изго-		О.	Число цнлинд-	Тип обло-	Парорас-								^П.В	и	fe	о	АЗС		Примечания	
	товятель, фирма	Мощност	о и то „	ров и потоков	пачивання	пределенне	1, мм	d/l	Z2, м3	ро, МПа	to. °C	Рабочая среда	Рк, кПа	°C	Внешняя ^разд/Р'	BSP а С	Тип peai		5		См. рис. списке л
	СССР ХТГЗ	220	50	1X1+2X2	Активный	Сопловое	852 1030	2,76 2,46	25,0 32,7	4,3	—	сип	5,2 2,9	223	0,08 0,054	240	ВВРд	НВАЭС и др. „Ловиса"	С 1971 С 1976		5-4 и [51]
	ХТГЗ	500	50	IX 2+1X2	Я	Дроссель- ное	852	2,'76	50,0	6 *45	—	рад1 СНП	3,9	166		265	ВГРк	ЛАЭС и др.	С 1973		5-7 и [51]
	ХТГЗ ХТГЗ	500 750	50 50	1Х2+ЗХ2 1Х2+4Х2	»		1030 1030	2,46 2,46	49,1 65,4	5,88 6,45	—	СНП рад	3,9 4,4	225 185	0,08 0,08	250 263	ВВРд ВГРк	Игналинс- кая	Заказ Заказ		5-8
	ХТГЗ	500	25	1Х(1 + 1)+1Х2	я	я	1450	2,86	37,8	5,88	—	СНП	5,8	223	0,2	250	ВВРд	НВАЭС	Изгот.		5-11 и 151]
	ХТГЗ	1000	25	1Х2 + 1Х2 + ЗХ2			1450	2,86	113,4		—	СНП	3,9	223	0,2	250	ВВРд	—	Заказ		5-13 и [51]
				1Х2+1Х2+2Х2	Я	я	1450	2,86	75,6	»	—	снц	5,8		«*	л	•		я		
	ХТГЗ ЛМЗ	1000 200	25 50	1Х2+2Х2 1Х2+ЗХ2 1Х1+1Х1+1Х2	я	Сопловое	1450 1450 765	2,86 2,86 2,75	75,6 113,4 14,3	6,45 5,88 13	505	СНП СНП пп	5,8 3,9	225 240	0,2 0,2 нет	250 250 505	ВГРк ВВРд ВНР	АЭС	Проект Проект Изго- товлена	Ступень Баумана	5-14 и [51] [69]
	лмз	1000	50	1X24-4X2	я	Дроссель-	1200	2,5	90,4	5,88	—	СНП	3,9	220	0,1	260	ВВРд	—	Заказ		4-8
	ЛМЗ	1200	50	1Х2+4Х2	»	ное	1200	2,5	90,4	6,45	450	рад ПП СНП	—	—	—	—	ВГРкп		Заказ		
	УТМЗ	500	50					940	2,6	—	5,88	—		—	—	—	—	ВВРд	—	Заказ	Типа ТК	
	Англия АЕИ	220	30	1X1+3X2	я	—	—	—	—	4,0	—	СНП	5,1	198	—	—	ТТР	„Дуглас" (Канада)	С 1968		[61]
	А ЕИ АЕИ+ЕЕ АЕИ+ЕЕ	313 325— 340 660	25 50 50	IX1+3X2 1Х1 + 1Х1+ЗХ2	Активный	Дроссель- ное	914	2,78	43,6 45	4,4 4,5/1,75 16,0	393 400 538	пп пп пп	3,4 4,4	—	—	538	ГГРм ГГРм ГГРу	„Олдбери" „Сайсуэлл" н др. „Хинкли Б" и др.	С 1968 С 1966 С 1976		[61] [61]
	ЕЕ ЕЕ+ „Стал- Лаваль" ЕЕ	300 400	50 50	1X14-1X1+2X2 1X1+3X2	я	»	—	—	45	16,0 6,7	519	пп рад СНП	3,4 3,4	288	—	519	ВНР ВВРк	„Даунри 2“ „Рингхалс 1“ (Швеция)	С 1974		[61]
		1100—	30	1Х2+ЗХ2	я	»	1170	2,82	73	6,8	—	рад СНП	5,1	—	—	—	ВВРк	„Ферми 2“ (США)			(5-15)
										5,9	—	СНП	5,1	—	—	—	ВВРд	„Сан-Онофр 2,3“ (США)			
	„Парсонс"	540	30	1Х2+ЗХ2	Реактив-	я	940	3,06	50,8	4,0	—	СНП	5,0	224	—	—	ТТР	„Пикеринг" (Канада)	С 1971		[61]
	„Парсонс"	660	50	IX1+1X2+3X2	ный	»	940	2,62	43,6	16,0	538	ПП	4,4	—	—	538	ГГРу	„Хантерсон" н др.	С 1976		[134]
	„Парсонс"	600	30	1Х2+ЗХ2	я	я	1066	3,06	65,3	—	—	СНП	—	224	—	-	ТТР	„Брук" (Канада)	С 1976		(5-16)
	„Парсонс" Западный	—800 1100	30	1Х2 + ЗХ2	»	»	1320	3,17	104	—	—	СНП	—	—	—	—	—	—	Проект		
	Берлин АЕГ	250	50	IX1+2X2	Активный	Сопловое	750	2,79	20,2	4,1	530	пп	4,1	205	нет	нет	ВВРк с огн. II.	„Линген"	С 1968		
	АЕГ	250	25	1Х1 + 1Х2		Дроссель- ное	1320	2,96	32,4	6,6/3,2	281/242	рад СНП	2,8	198	0,023	нет	ВВРк	„Гундре- минген 1“	С 1967		[61]
	Италия „Франко-	425	25	—	—		—	—	—	5,8	—	СНП	—	—	—	—	ВВРд	„Доэль" (Бельгия)	С 1974		
	Този" „Франко- Този"	822	25	—	—	—	—	—	—	6,86	—	СНП	—	—	—	—	ВВРк	„Пьяченка"	Заказ		
ю ьэ	Франция „Рато- Шнейдер"	288	50	3 цилиндра 6 потоков	Активный	Сопловое	785	2,77	32,2	3,2/0,48	—	спи	3,5	—	—	—	ВВРд	„Шуз"	С 1966		
Ш
ББЦ*	ББЦ*	Р’Ц	л	Я «	75 ЯД ЕЕ >4 X	X О $	V 75 яЕ	отот	от	отот	отот	ототот	от	oS	>	>	га	m2 ^.g го я	я о	ч: «<	«<	«<<<	«< <<	«< «< =<	<<	2	-2	•=>	>	>TS4?“ ~	§	3	f	f 9£? > >	£	га	§ 3 От ОТ ЁЗЁ а	о о	о	w	£ з от от s гак а	3	* * Г П » S						Завод-изго- товитель, фирма		
О	к	500 250 1080 280 930— 1080 1200 340 660 366 814 480 650— 750 970 660 840— 950 1300 990— 1200 1350 220 500					§	Мощность Р , МВт		
о	о	сл	СО	СО	СО	to	tO tO	СО	СО	СП О СП О	О	О	О	СП	СИ СП	О	О	ООО		25 50 25 50 25 50 50 25			л	Частота вращения п, с"1		
1X14-1X1+ + 1X2	X + о. X к	. ,	,	,	,	,	>_н—	,	,	, л X X	X	X	ОСО XX	XX	ХХХХХХ + ++ Х 7X7 X	§£ tO tO	to to	to	to to	to to	to >— —	— to	1 to 1 to 1—Г	H £ + +	+ +	+	++ x +	4- X X X +	7 + v +v v 1 8 = ►U to	co to	co	to to	coco	co -to to	toco	1 CO X CoXX 1 gffi XX	XX	XXXXXX+++X $ X w Xw7 to to	to to	tOtOiOtOtOtOtO*—	to to	/X to	to СП	пз XXX	w	+ to to to						Число цилинд- ров и потоков		
•	неактив- ный	5	Я	ОТ я* 4 2	ГО	5	™ • ш	’	•	*	•’	’•	’ • § * s г 2 ?	»а	5 ®= 5=	?	?			jra-n 1 noriDin Реактив- ный Активный		> 1		Тип обло- пачивания	
»	>	 » • • » Дроссел ь- ное		дриисешь- ное	Дроссель- ное Сопловое	? х1 5	, Я С *	1 го ? п в	! 1	Парорас- пределение		
710 1040 725 707 1260 7J5O 1500 1080 825 875 1080 1365 1365 1365 1138 1138 840 1050 723								1, мм		Последняя ступень
1	с	2,73 2,67 3,0 2,73 3,14 3,14 3,14 3,14 3,14 2,91 2,56		2,98 2,83 3,21 2,87 9 Я7				а.		
1	ъ	18,7 18,6 96,5 30,3 81,2 20 27,6 34,2 43,3 60 73,6 73,6 110,4 55,6 83,4 25,76 70						S S		
00	сл	5,7 16,0 6,55 з,з 5,7 17,7 4,7 6,6 16,7 16,7 5,8 5,5 6,87 5,0 7,04 5,2 7,0 6,8 4,3 6,1						р0, МПа		Начальные параметры
£111			500 510 313 		385 510 400 487				О		
3	СНП	ин СНП пп рад СНП пп СНП пп СНП СНП ПП пп СНП СНП СНП СНП рад СНП СНП рад пп СНП СНП СНП						Рабочая среда		
1	О.	0,3 4,5 3,5 3,8 4,3 з,з 3,4 4,7 8,5 4,0 5,3 8,0 3,2 3,9 4,4 8,8 10 6,5						Рк’ кПа		
ьо о	1	1	187 216 211 208 215 210 313 215		220 235			О?* 05		
0,2 0,14/0,026 0,17 0,15 0.15 0,19 0,11						91‘0		Внешняя сепарация ^разд^°		
сз	к	нсг 538 240 + 250 220 240 220 216		1	+ + 1 1 S 1 1				Промперегрев °с пп		
ГГРг	ТТР	ОТОТ	ОТОТ	ОТ	ОТОТ	Отот	ОТ	ОТ	м	ОТОТ	w	ОТ	—	от	га	ОТ	и-, отот	даго	от	отот	Эот	от	от	Z	отот	3	от	S	m	2	от	2 гага	гага	га гага Д’ га га га ТС гага	га 3 S 75 га 2 tJ £	яЯ	>	X	1а>-згая>	W ja ЛЗ	га						Тип реактора		
„Джентели" (Канада) „Шмеехау- зен“ (ФРГ)			„oivpi „Калкар" „Суммит" (США) „Борселе" (Нидер- ланды) „Неккар“ и др. „Гёзген" (Швейца- рия) „Штаде" „Брюнсбю- тель" н др. „Библис Б“ „Команч" (США ) „Гранд Гулф (США)	3 О	о	ОТ	Е	•	„ «	s’*	3®Е?ЗР	т з	«Я	| ®=	т	«	со	9	?		„Бюже 1“ „Тиханж" (Бельгия)		АЭС		
о К g СО <т> "га д  ь>	с	С 1972 С 1975 С 1973 Заказ С 1967 Заказ Заказ С 1969 С 1972 Заказ Заказ С 1973 С 1976 Заказ С 1972 С 1976 С 1976 Изго- товлена Проект						Эксплуатация		
'ст =33,5% „Библис А“ в экспл. с 1974 г. »нетто_ ст =35,5%									Ппимечапия	
		(5-20) I [84] (5-25) (5-22) (5-23) I [78,97] (5-26) и [25] [25]		[157] (5-19) [119J [74J				См. рис. или в списке литературы		
П родолжение приложения

ti О tttl tit	ti *”» s	1	Та Т • ‘la *т1 •	а	а '<1 а '<1 а '<1 а	а mS.mсп	епт	сп	& 03	£ я	£ отX	от3? ».®?	®15 ®“ ОТ» Ww Л w ОТш ОТ JOl'J 'J	-JJ JJ	Ш	Ф В	rt>-<	<Т> О	Г ”=5 ср « го • г» е го • го »го Ш _|_	W g W О М Го W 3 И ГО W ГО W ГО О ГО г го го '“н	"я °S 'я'д"я§к§1§ёёя ?	3 w 2 3 3						О +ХЧ"Х+Х	?’ EOT	ОТ	ЕЛ	ОТ с от 9 от 9 от н	“PFot	S	2 F спи от» стЗ	р-ЗгоЙ	d	й	Й + + +	5=»		QJ -9 со о СС ►Q* к. р Н3? ф д 2 V: со СО	-J 9	
27b 450— 660 620— 940 900— 930 880— 1310 800 840 1150 1020— 1360 930 660 660— 770 210 400 340 530 360 540— 630						950— 1200 1300 1160— 1300 1270 460 430— 480 470 600— 700		Мощность P.j, МВт	
50 25 30 30 50 50 50 50 30 30 30 30 30 30 30 30 30 25 25 60 30 30 60 30 30 30 <								Частота вращения п, с-1	
X XX ,*Х 1 ~	ХХХХХХХХХХХ	X	XX	X ND — — 1 । — ТJ_	.	Ю	NDbOtpN3N3NDtpbONDbO	.	.	,	Ю	М Ю	ЬО +	Х"~	+ + 4_“Ь + + _Ь“Ь + “Ь ' । ।	+ 1 + +	+ ХЭ	to XX\Z	to	NOCOOObOCOCOtOtOtO*—	CD	W Ю	CO x xx^ox	xxxxxxxxxxx	: xx	x to toto . [ to -f-	tototototototototototo	to Ю	to								Число цилин- дров И ПОТОКОВ	
a	« a	a a		ный п » Активный				&	з Ьг	60 1 1 1 |§М 1 ’ ’ и 0	» • g	S		1Тип обло- Дачивання]	
дроссель- ное » „ Сопловое Сопловое Дроссель- ное и • •								Парорас- пределение	
1016 1117 1117 1016 1117 1016 1117 1117 1117 965 1092 851 1092 1092 965						950 1200 1200 1320 730 - 1117		1, мм	Последняя ступень
2,96 з,о 3,0 2,96 3,0 2,96 3,0 з,о з,о 3,0 3,35 3,07 2,71 3,07 3,07 | 3,35						з,о 2,71 3,5 з,о 3,0 3.0			
38,4 47,4 47,4 57,6 47,4 38,4 71,1 71 ,1 19,6 23 12,3 23 23 39,3						51 73,5 63,3 98,7 69 23,7		/Я, м»	
6,2 6,3 6,8 6,65 6,8 4,8-5,3 5,4—6,4 - 16,7 6,6/3,1 0,9 16,6 6,1 6,5 6,5					4,4-5,5 Л 4—.~, г	6,8 6,8 6,72 5,3 6,75 5,6—5,9 6,75 6,75 2,55		р0, МПа	Начальные параметры
510 175 538 297			292 306		IS III 1 । 1 ~ 1 00	to			О*" о а	
пп пп рад. СНП рад. СНП	СНП СПП пп пп рад. енп рад. СНП рад. енп рад- епп СНП СНП пп рад. СНП					СНП сип пп СНП СНП СНП СНП СНП пп		Рабочая среда	
1111	-°°	1	1 1 1 1 1 1 1 1 1 QO					8,0 8,8 10,2 5,1 3,8 5,1		Рк’ кПа	
1 1 1 1 1	§	1	1	1 1 1 1 1 1 1 1 1						215 236 160 167		03	
1	1 II го । 1		2	1	1	1 1 1 1 1		0,16 0,15 0,1 Нет				Внешняя сепарация ^разд7^0	
538 Нет Нет 538 262 Нет Нет				263 252 240 270				Промперегрев t , °C пп’	
л	отот	_,м	от	лот	ототототототототот от	отот	g-x	от	лот	ототототототототот от	лот	от	отот	ототот отототототот X	я	х	HJa						са	от	л	от	от	от	от	от	от	от я	ОТ	ОТ	ОТ	ОТ	от	от	от	от	от я	От	"0	“3	ОТ	ОТ	ОТ	ОТ	ОТ	От f7	я х ]а	х X ]а Ja X		Тип реактора	
2 от ч й Й	W	t	Д .	О 1 ~ Н 9 •< ГО	>	нОТЯМЙО	Ш	1 -%. ОТ* 3 т—1 ЕС Д	О	СО	ТОТ О К <3	ьн §»ё '3g	«	§ 2°.§ • “	S			К -ч	Д jx) го	rog с □ то я 7 7 5	и др. „Арканзас 1“ и др.	„Сап-Онофр“ и ДР. .Робинсон"	a 2 g	Sg	Пх OTg g.fi'c 5 Й	S х „и QU»— $5	го го £	3	g	7т? йЕ„-Й	2‘	1у -	X	го	>>"	'	'	। R	К	'	__ 			АЭС	
С 1968 С 1968 С 1974 С 1974 С 1973 Заказ Заказ Заказ С I960 С 1969 С 1969 С 1971						Заказ Заказ Заказ Изго- товлена Заказ С 1972 С 1974 Заказ С 1974 С 1962		Эксплуатация	
%9‘8Е= JOT. — он эн*						„нетто _ ст =32,7% 2 генера- тора		4 Примечания	
(5-33) [61] [61]						(5-30) и’[143] [135] (5-27) (5-31)		См. рис. или в списке литературы|	
Продолжение приложения 1
П р одолжение приложения 1
Занод-изго	й S Л 0,	S !	Число ЦИЛИН-			Последняя ступень			Начальные параметры					и Е- ГО го с	СО ф	я		К		СО й го
	J3	со		Тип обло	Парорас-							рк'	t„ „	ф (J	g-	, Тип реактор	АЭС	Sf	Примеча-	р е 5 н
фирма	Мощное!	Частота п, с"’	дров и потоков	пачивапия	пределени	г 1, мм	dll	ZK, м	р0, МПа	/о, °C	Рабочая среда	кПа	П.Е °C	Внешняя Р7Т /РО	’ 8. Е			го р; 5 X СП	НИЯ	См. рис. I списке ли
ДЭ	590	30	1X24-2/2	Активны	Дроссель-	965	3,35	39,3	5,0		СНП				Нет	ВВРд	„Форт Кол	-		
ДЭ	660	30	1X24-2X2		ное	965	3,35	39,3	6,5		СНП							268	ВВРк	хорн" „Арнольд 1	а		
ДЭ	650	30	1Х2+2Х2	»	я	1092	3,07	46	6,5	—	СНП	—	—	—	268	ВВРк	„Милстойн			(5-36)
ДЭ	880	30	1X24-2X2			1092	3,07	46	5,7			снп	—.	—			257	ВВРд	1“ и др. „Мил-			(5-36)
ДЭ	810—																стойн 2“			
	950	30	1X24-2X2	»	»	1092	3,07	46	6,5	—	СНП	—	—	—	268	ВВРк	„Хетч" и др			
ДЭ	640	30	1X24-3X2	я		965	3,35	58,9	6,5			СНП							268	ВВРк	„Остер	С 1969		
ДЭ	810— 840	30	1X24-3X2	я	и	965	3,35	58.9	6,5	—	СПП	—	—	—	Нет	ВВРк	Крик 1“ „Дрезден 2"	С 1970		
ДЭ	840— 890 1180	30	1X24-3X2	п	п	965	3,35	58,9	6,1	297	пп	3,4-	238	двух	263	ВВРд	„Окони" и	С 1974		
ДЭ ДЭ		30	1X24-3X2			965	3,35	58,9	6,0		СНП	7,1		ст.	262	ВВРд	ДР- „Троян"	С 1976		
	1120—	30	IX2+3X2	ff	п	965	3,35	58,9	6,5			СНП	—	—	1	268	ВВРк	„Найн			
ДЭ ДЭ ДЭ	1230 1100- 1200 1150	30 30	1X24-3X2 1X24-3X2	»	Дроссель- ное	1092 1092	3,07 3,07	69 69	6,5 5,8	1 1	СНП пп	—	—	—	268 Нет	ВВРк ВВРд	Мейл 2“			(5-37)
	215	25	IXI4-IX2		—	889	—	—	6,5		СНП	—	—.	—	Нет	ВВРк	„Тарапур"	С 1969		
ДЭ	460	25	2X2				889				6,5			СНП	5,1				Нет	ВВРк	(Индия) „Гарона"	С 1971		
																	(Испания) „Фукуши-	С 1971		
																	ма 1“			
ДЭ-)-„Тоси- ба“	780	25	1X24-3X2	п	—	889	—	—	6,5			СНП	—			—	Нет	ВВРк	(Япония) „Фукуши-	С 1973		
																	ма 2“			
ДЭ+„То- сиба“	1110	25	1X24-3X2		—	1041	—	—	6,5	—	СНП	—	—	—	260	ВВРк	(Япония) „Фукушима 6“			
	440	60	1X14-3X2		—	—	-	—	10,0	48?	ПП	—	—	—	—	ВНР	(Япония) „Клинч Ри- вер"			[124]
Япония																				
„Хитачи"	460— 540 780 840 340	30	1X14-2X2	Активный	Дроссель-	965	3,35	39,3	6,5			рад.	—			—	—	ВВРк ,	Шимоне" и	С 1974		[61]
„Хитачи" „Хитачи" „Мицубиси"		25 30 30	4-2X2	Реактив-	ное	1016	2,96	38,4	6,5 6,5 5,4	—	СПП снп	—	—	—	—	ВВРк ВВРк ВВРд	др. „Мияма 1 “	С 1970		
„Мицубиси"	500— 560	30	4-2X2	НЫЙ	—	1016	2,96	38,4	5,4	—.	СНП	—	—	—	—	ВВРд	„Мняма 2“	3 1972		
„Мицубиси"	830	30	ХЗХ2	п	—	1117	3,0	71,1	5,1			снп	—	—			—	ВВРд	„Такахама"	3 1974		
„Мицубиси" „Тосиба"	1170	30	ХЗХЗ					1117	3.0	71,1	5,9		снп							ВВРд	„Охи"			
		60		Активный	—	—	—	—	6,3			рад.	—	—	—	—	ВТРк	„Фуген"			
„Тосиба"	520	25							6,56 6,56		спи	4,9 5,0				ВВРк ВВРк „				
„Тосиба"	780	25	1X24-3X2		Дроссель-	889						—			198	ОД	—		Фуку шн-	3 1975		(5-39)
	300 1	60	—	•	1	пос	—	—	J	12,5	473	пп	—	—	—	—	ВНР	ма 3“ „Моньи"			[И2]
1 Рад радиоактивный пар. * Производство заводов в ФРГ. ** Всего 10 потоков ЦНД.
Развернутые тепловые схемы турбинных
установок ХТГЗ
1.	Турбинная установка с турбиной К-220-44 (см.
стр. 117—119).
Тепловая схема представлена на рис. 1. Из пароге-
нератора двухконтурной АЭС с реактором ВВРд-440
сухой насыщенный пар по основному паропроводу по-
ступает в турбину, пройдя системы стопорных и регу-
лирующих клапанов. Часть пара после стопорных кла-
панов направляется на вторую ступень промперегрева.
Сепарат после сепаратора идет в охладитель дренажа,
куда также поступает пар первого отбора из ЦЫД.
Конденсатор греющего пара первой ступени промпере-
грева идет в ПВД, куда также направляется третий от-
бор из ЦВД. Дренаж греющего пара второй ступени
промперегрева направляется в ПВД первого отбора из
ЦВД. Обе линии дренажа греющего пара из СПП мо-
гут быть направлены в конденсатор.
На схеме показаны линии, идущие из концевых
уплотнений турбины в систему регенеративного подогре-
ва питательной воды, а также линии подачи пара на
концевые уплотнения ЦВД. Видны линии дренажа из
подогревателей, обвязка деаэратора, насосы, основная
арматура.
Перед главной паровой задвижкой показана линия
обвода пара помимо турбины. Система дренажей из по-
догревателей преимущественно каскадная. Лишь из двух
ПНД при нормальном режиме дренаж подается насо-
сом в общую линию питательной воды. Дренаж послед-
него отбора ЦЫД направляется в конденсатор.
Установка комплектуется двумя конденсаторами
К-12150 с поверхностью 12150 м2 каждый, образуемой
15612 трубками длиной 9 м и диаметром 28/26 мм (для
^о.в=22°С). Для /0 В=5°С используются конденсаторы
Приложение 2
К-8170, а для £0.B= 12ЭС — К-10120. Предусмотрено три
основных эжектора ЭП-3-25-75 и один эжектор уплотне-
ний ЭУ-12; пять ПНД типа ПН-800 с поверхностью
800 м2, рассчитанных на давление конденсата соответст-
венно до 5, 4, 3, 2 и 1 кгс/см2; три ПВД типа ПВ-1600-92
с поверхностью 1600 м2, рассчитанных на давление пи-
тательной воды до 92 кгс/см2 и давление пара соответ-
ственно до 30, 20 и 15 кгс/см2; охладители дренажа
ОВ-44-1 и ОВ-150-3 поверхностью соответственно 44 и
150 м2.
2.	Турбинная установка с турбиной К-500-65/3000
(см. стр. 119—121).
Тепловая схема представлена на рис. 2. Радиоактив-
ный сухой насыщенный пар из реактора ВГРк
(РБМК-Ю00) одноконтурной АЭС по основному паро-
проводу поступает в турбину, пройдя систему стопорно-
регулирующих клапанов. На схеме показано ответвле-
ние греющего пара второй ступени промперегрева до
стопорною клапана. Сепарат из сепараторов направляет-
ся через охладитель дренажа в конденсаторы. В эту
сборную линию, идущую в конденсаторы, поступают
дренажи из последнего (по потоку пара) ПНД и эжек-
тора уплотнений. Дренаж греющего пара после первой
ступени промперегрева направляется в деаэратор. Туда
же идет и дренаж второй ступени промперегрева. Пар,
отводимый из ЦВД на вторую ступень промперегрева,
при необходимости может идти прямо в деаэратор, ми-
нуя СПП. Система дренажей из подогревателей пол-
ностью каскадная. В то же время отсос парогазовоздуш-
ной смеси из каждого ПНД осуществляется не каскад-
но, а непосредственно в конденсатор. На схеме видны
все линии отвода и подвода пара концевых уплотнений
пятицилиндрового агрегата. «Чистый» пар подается
в уплотнения из испарителя, показанного на схеме. Он
также идет в пусковые пароструйные эжекторы и в
Рис. 1. Тепловая схема турбинной установки ХТГЗ с турбиной К-220-44.
1 — стопорный клапан; 2 — сепаратор; 3 — промперегреватели; 4 — конденсаторы; 5 — основной эжектор; 6 — эжектор уплотнений;
7 — охладители дренажа; 8— насосы; 9— подогреватели низкого давления; 10 — подогреватели высокого давления; //—деаэратор.
225
Dm реактора. И=2б79т/ч, р0=Б,9б МПа, 8=280,9о{>
Рис. 2. Тепловая схема турбинной установки ХТГЗ с турбиной К-500-65/3000.
1 — стопорно-регулирующие клапаны; 2 — сепаратор; 3 — промперегреватели; 4 — конденсаторы; 5 — основной эжектор; 6 — эжектор
уплотнений; 7 — охладитель сепарата сепаратора; 8 — подогреватели низкого давления; 9 — питательный насос; 10 — испаритель;
11 — деаэратор.
Рис. 3. Тепловая схема турбинной установки ХТГЗ с турбиной К-500-60/1500.
2 ~ пР°мпеРегреватели; 3 — стопорно-регулирующие клапаны; 4 — конденсаторы; 5 — основной эжектор; 6 — эжектор
уп о нении, / подогреватели низкого давления; 8 — охладители дренажа; 9 — подогреватели высокого давления; 10 — турбопри-
вод питательного насоса; 11—деаэратор.
226
эжекторы уплотнений, уплотнения штоков клапанов. Па-
раметры этого пара: давление — 0,635 МПа, температу-
ра — 16РС. Перед испарителем (их два на турбину)
расчетное давление пара — 0,9 МПа.
Установка комплектуется четырьмя конденсаторами
К-10120 с поверхностью 10120 м2 каждый, образуемой
12930 трубками длиной 9 м и диаметром 28/26 мм. Пре-
дусмотрено три основных ЭП-3-55/150 и один эжектор
уплотнений ЭУ-15-2. Устанавливается пять ПНД: пер-
вый по потоку воды типа ПН-950-42-8 (два на турбину)
с поверхностью 950 м2, остальные — типа ПН-1800-42-8
с поверхностью 1800 м2; подогреватели рассчитаны на
давление конденсата до 42 кгс/см2 и давление пара до
8 кгс/см2. Все эти подогреватели особой конструкции,
определяемой требованиями к работе в одноконтурной
схеме АЭС: высокая степень герметичности, возмож-
ность полного дренажа паровых и водяных полостей,
надежное удаление нскопденсирующихся газов, спе-
циальные материалы. В серийных установках данной
турбины предусмотрено пять охладителей дренажа: три
типа ОДП-600 и два — типа ОД-400 с поверхностью со-
ответственно 653 и 436 м2.
3.	Турбинная установка с турбиной 10500-60/1500
(см. стр. 124—126).
Тепловая схема представлена на рис. 3. Из пароге-
нератора двухконтурной АЭС с реактором ВВРд-1000
сухой насыщенный пар по основному паропроводу по-
ступает в турбину, пройдя систему стопорно-регулирую-
щих клапанов. На схеме показано ответвление греюще-
го пара на вторую ступень промперегрева. Из основно-
го паропровода часть пара может отбираться на пита-
ние трубопривода питательного насоса. Нормально тур-
бопривод получает пар после СПП до клапанов ЧСД.
Сепарат из сепаратора идет в последний (по потоку
пара) ПВД, куда также направляется отбор пара после
ЧВД. Дренаж греющего пара первой ступени промпере-
грсва направляется в следующий ПВД, а из второй сту-
пени промперегрева в первый по потоку пара ПВД.
Дренажи в системе регенеративного подогрева питатель-
ной воды осуществляются преимущественно каскадпо.
Лишь в двух местах системы дренаж подается насосами
в общую линию. Слив дренажа из системы в конденса-
тор отсутствует. Турбопривод питательного .насоса —
конденсационный, со своим конденсатором. На схеме по-
казаны линии отвода и подвода пара концевых уплотне-
ний агрегата.
Установка комплектуется двумя конденсаторами бо-
кового расположения типа К-22550 с поверхностью
22550 м2 каждый, образуемой 25932 трубками длиной
10 м и диаметром 28/26 мм. По охлаждающей воде кон-
денсаторы выполнены двухпоточными — двухъярусными.
Каждый из потоков имеет свои насосы циркуляционной
воды разного напора. Предусмотрено два основных
эжектора ЭП-3-55/150-2 и один эжектор уплотнений
ЭУ-16-2. Система подогрева питательной воды включает
четыре подогревателя низкого давления типа ПН-1700-25
с поверхностью 1700 м2, рассчитанных на давление кон-
денсата до 25 кге/м2 и давление пара соответственно до
0,3; 1,3; 2,5 и 6 кгс/см2. Имеется три подогревателя вы-
сокого давления типа ПВ-2000-120 — с поверхностью
2000 м2, рассчитанных на давление воды до 120 кгс/см2
и давление пара соответственно до 12,19 и 29 кгс/см2.
За ПНД № 2 и № 4 (по потоку воды) устанавливаются
охладители дренажа ОД-600-25-6 и ОД-600-25-16 с по-
верхностью 600 м2 каждый [51].
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
1.	Абрамов В И., Филиппов Г. А., Фролов В В.
Тепловой расчет турбин. М., «Машиностроение», 1974.
182 с.
2.	Андреев П. А., Гершович Б. А., Парамонов П. М.,
Терентьев И. К. Промежуточный сспаратор-промперегрс-
ватсль для турбин Ленинградской АЭС. — «Энергома-
шиностроение», 1974, № 10, с. 1—4.
3.	Андреев П. А., Гринман М. И., Смолкин Ю. В.
Оптимизация теплоэнергетического оборудования АЭС.
М., Атомиздат, 1975. 224 с.
4.	Аркадьев Б. А. О влиянии перегрева пара на
скорость прогрева деталей турбины. — «Теплоэнергети-
ка», 1974, № 4, с. 93—94.
5.	Атомной энергетике XX лет. М., Атомиздат, 1974.
214 с.
6.	Баммерт К-, Рурик Ю., Грипенторг Г. Основные
проблемы и будущее газовых турбин с замкнутым
циклом. — «Энергетические машины и установки», 1974,
№ 4, с. 16—23.
7.	Бартлетт Р. Л. Тепловая экономичность и эко-
номика паровых и газовых турбин. М.—Л., Госэнерго-
издат, 1963. 352 с.
8.	Баршдорф Д., Филиппов Г. А. Анализ некото-
рых особых режимов работы сопел Лаваля с местным
подводом тепла. — «Изв. АН СССР. Энергетика и
транспорт», 1970, № 3, с. 84—104.
9.	Бененсон Е. И.. Иоффе Л. С. Теплофикационные
паровые турбины. М., «Энергия», 1975. 264 с.
10.	Бененсон Е. И., Баринберг Г. Д., Водичев В И.,
Выбор разделительного давления для турбин АТЭЦ. —
«Теплоэнергетика», 1978, № 9, с. 18—23.
11.	Беркович В. М., Калошин Ю. П., Татарни-
ков В. П., Шендерович А. С. Проектирование атомных
электростанций с блоками ВВЭР мощностью 1 млн.
кВт. — «Теплоэнергетика», 1974, № 4, с. 18—22.
12.	Бубнов В. П., Нестеренко В. Б. Схемы пре-
образования тепла АЭС па диссоциирующих газах.
Минск, «Наука и техника», 1975. 167 с.
13.	Бунин В. С., Васильев М. К. Теплофикацион-
ная турбина для атомных ТЭЦ. — «Теплоэнергетика»,
1973, № 2, с. 18—21.
14.	Венедиктов В. Д. Турбины и реактивные соп-
ла на двухфазных потоках. М., «Машиностроение», 1969.
194 с.
15.	Виноградов В. Б., Рубин В. Б. Динамические
характеристики блока с реактором типа ВВЭР-440.—
«Электрические станции», 1974, № 10, с. 38—42.
16.	Влияние влажности на к. и. д. ступеней низко-
го давления. — «Теплоэнергетика», 1970, № 6, с. 35—38.
Авт.: И. И. Кириллов, Ю. Ф. Косяк, А. И. Посовицкий
и др.
17.	Воронин Л. М., Седов В. К., Сидоренко В. А.,
Скворцов С. А. Нововоронежской АЭС—10 лет.—
«Теплоэнергетика», 1974, № 12, с. 7—11.
18.	Воронин Л. М. Опыт эксплуатации АЭС
в СССР. — «Теплоэнергетика», 1974, № 6, с. 5—11.
228
19.	Дейч М. Е., Абрамов Ю. И., Шанин В. К.,
Хизанашвили М. Д. Экспериментальное исследование
скольжения жидкой фазы за сопловой решеткой тур-
бины. — «Теплоэнергетика», 1974, № 6, с. 47—50.
20.	Дейч М. Е., Трояновский Б М. Исследования и
расчеты ступеней осевых турбин. М., «Машинострое-
ние», 1964. 626 с.
21.	Дейч М. Е-, Филиппов Г. А. Газодинамика
двухфазных сред. М., «Энергия», 1968. 422 с.
22.	Доллежаль Н. А., Емельянов И. Я. Опыт со-
здания мощных энергетических реакторов в СССР. —
«Атомная энергия», 1976, т. 40, вып. 2, с. 117—126.
23.	Доллежаль Н. А., Корякин Ю. И. Высокотем-
пературные реакторы как фактор научно-технического
прогресса в энергетике.—«Атомная энергия», 1976,
т. 40, вып. 2, с. 133—144.
24.	Дорогов Б. С. Эрозия лопаток в паровых тур-
бинах. М.—Л., «Энергия», 1965. 96 с.
24а. Дорощук В. Е. Ядсрные реакторы на электро-
станциях. М., Атомиздат, 1977. 208 с.
25.	Драгий И. Развитие отрасли паровых турбин
«Шкода». — «Шкода ревыо», 1976, № 1, с. 19—30.
26.	Из опыта эксплуатации турбин насыщенного
пара. — «Теплоэнергетика», 1977, № 2, с. 14—22. Авт.
Б. М. Трояновский, Ю. Ф Косяк, М. А. Вирченко
и др.
27.	Исследование оптимальной единичной мощно-
сти н состава основного оборудования атомных ТЭЦ.—
«Теплоэнергетика», 1974, № 2, с. 3—7. Авт.: 3. А. Иль-
кевич, Г. Б. Левенталь, И. А. Смирнов и др.
28.	Исследование специальных ступеней-сепарато-
ров.— «Теплоэнергетика», 1974, № 8, с. 20—23. Авт.:
М. Е. Дейч, В. И. Кирюхин, Г. А. Филиппов и др.
29.	Исследование пусковых режимов турбины
К-220-44 АЭС. — «Электрические станции», 1976, № 5,
с. 34—39. Авт.: А. Ш. Лейзерович, В. Б. Кириллов,
С. П. Кружкова и др.
30.	Исследование эффективности внутриканальной
сепарации влаги в диафрагмах последних ступеней
ЦНД мощных паровых турбин. — «Теплоэнергетика»,
1973, № 7, с. 38—41. Авт.: Ю. Ф. Косяк, Т. М. Зильбер,
10. В. Котов и др.
31.	Казинцев Ф. В., Трояновский Б. М., Занин А. И.
Исследование ступени паровой турбины с d/1=2,73. —
«Теплоэнергетика», 1965, № 1, с. 35—39.
32.	Карелин Е. П., Сухов А. Б. Развитие атомной
энергетики СССР. — «Теплоэнергетика», 1977, № И,
с. 54—59.
33.	Кириллов И. И., Носовицкий А. И., Шпен-
зер Г. Г. Сепарация влаги при повышенных плотностях
пара. — «Теплоэнергетика», 1978, № 8, с. 40—44.
34.	Кириллов И. И., Яблоник Р. М. Основы теории
влажнопаровых турбин. Л., «Машиностроение», 1968.
264 с.
35.	Кирюхин В. И., Пряхин В. В., Дикарев В. И.,
Иванов В. В. Исследование эффективности сепараторов
влаги в многоступенчатой турбине. — «Теплоэнергети-
ка», 1973, № б, с. 77—79.
36.	Кирюхин В. И., Пряхин В. В., Павловский А. 3.,
Дикарев В. И. Влияние влажности на экономичность
многоступенчатой турбины. — «Теплоэнергетика», 1972,
№ И, с. 26—29.
37.	Кирюхин В. И., Филиппов Г. А., Поваров О. А.,
Дикарев В. И. Исследование внутриканальной сепара-
ции в многоступенчатой турбине. — «Теплоэнергетика»,
1975, № 8, с. 18—21.
38.	Кирюхин В. И., Филиппов Г. А., Поваров О. А.,
Дикарев В. И. Исследование структуры влажного пара
в многоступенчатой турбине.-—«Теплоэнергетика», 1976,
№ 5, с. 23—26.
39	Коновалов Г. М., Кирш А. К., Канаев В. Д.,
Померанцев П. И. Экономичность серийных блоков
АЭС мощностью 440 МВт с реактором ВВЭР-440. —
«Теплоэнергетика», 1975, № 9, с. 52—56.
40.	Косяк Ю. В., Аркадьев Б. А., Сухинин В. П.
Турбины ХТГЗ для АЭС и проблемы, возникающие
при их создании. — «Изв. АН СССР. Энергетика и
транспорт», 1976, № 2, с. 113—122.
41.	Крамеров А. Я. Вопросы конструирования ядер-
ных реакторов. М., Атомиздат, 1971. 325 с.
42.	Кротов В. В. Энергомашиностроение в 1975 и
1976 гг. — «Энергомашиностроение», 1975, № 1, с. 1—3;
1976, № 1, с. 1—4.
43.	Круглов А. К. Атомная наука и техника — на-
родному хозяйству СССР. — «Атомная энергия», 1976,
т. 40, вып. 2, с. 103—116.
44.	Лейзерович А. Ш., Кириллов В. Б. Использо-
вание паровых турбин АЭС для регулирования нагруз-
ки энергосистем. — «Теплоэнергетика», 1973,	№ 9,
с. 88—91.
45.	Лейзерович А. Ш , Лубны-Герцык А Л., Израи-
лев Ю. Л., Кириллов В. Б. Оценка пусковых темпера-
турных напряжений в роторе ЦНД турбины для АЭС.—
«Теплоэнергетика», 1974, № 8, с. 29—33.
46.	Маргулова Т. X Атомные электрические стан-
ции. М., «Высшая школа», 1974. 358 с.
47.	Модернизация паровой турбины К-200-130
ЛМЗ. — «Теплоэнергетика», 1973, № 3, с. 2—6. Авт.:
А В. Левин, Б. М. Трояновский, II. А. Сорокин и др.
48.	Нахман Ю. В, Зильбер Т. М., Косяк Ю. Ф.
Исследование работы отсека ступеней низкого давле-
ния паровой турбины в области влажного пара. —
«Труды ЦКТИ»," 1965, № 55, с. 30—44.
49.	Некоторые проблемы повышения экономичности
и надежности мощных паровых турбин. — «Теплоэнер-
гетика», 1975, № 12, с. 5—12. Авт.: А. Г. Костюк,
М. Е. Дейч, Г. С. Самойлович и др.
50.	Павловский Г. И., Братута Э. Г. Определение
коэффициентов расхода при истечении влажного пара
из сопловой решетки. — «Изв. вузов. Энергетика», 1963,
К" 8, с. 64—71.
51.	Паротурбинные установки атомных электростан-
ций. Под ред. Ю. Ф. Косяка. М., «Энергия», 1978 312 с.
52.	Петросьянц А. М Атомная энергетика. М., «Нау-
ка», 1976. 316 с.
53.	Прочность паровых турбин. Под ред. Л. А. Шу-
бенко-Шубина. М., «Машиностроение», 1973. 456 с.
54.	Рыжкин В. Я. Тепловые электрические стан-
ции. М., «Энергия», 1976. 448 с.
55.	Салтанов Г. А. Сверхзвуковые двухфазные те-
чения. Минск, «Вышэйшая школа», 1972. 480 с.
56.	Салтанов Г. А. Нестационарные течения пере-
гретого и конденсирующегося пара. — В сб.: Доклады
III конференции по паровым турбинам большой мощ-
ности. Гданьск, 1974, с. 433—454.
57.	Самойлович Г. С., Трояновский Б. М. Перемен-
ный режим работы паровых турбин. М., Госэнергоиз-
дат, 1955. 280 с.
58.	Терентьев И. К-, Мороз О. И., Марченко Ю. А.
Влияние конструкций влагоулавливающих устройств на
характеристики турбинной ступени. — «Энергомашино-
строение», 1973, № 5, с. 32—34.
59.	Терентьев И. К., Ермашев Н. Н. Влагоудалсниб
в паровых турбинах. М., НИИинформтяжмаш, 3-70-13.
60.	Тихоходные турбины для АЭС. — «Теплоэнер-
гетика», 1975, № 8, с. 2—9. Авт.: В. В. Угольников,
Ю. Ф. Косяк, М. А. Вирченко и др.
61.	Трояновский Б. М. Турбины для атомных элек-
тростанций. М., «Энергия», 1973. 184 с.
62.	Трояновский Б. М., Поваров О. А. Внешние се-
параторы и промперегрсватели турбин АЭС. — «Энер-
гохозяйство за рубежом», 1976, № 6, с. 21—28.
63.	Трояновский Б. М. О выборе числа оборотов
турбин насыщенного пара для АЭС. — «Теплоэнерге-
тика», 1969, № 6, с. 8—13.
64.	Турбины ХТГЗ на насыщенном паре для атом-
ных электростанций. — «Теплоэнергетика», 1971, № 4,
с. 15—23. Авт.: В. Н. Саввин, Ю. Ф. Косяк, Б. М. Пань-
шин и др.
65.	Фаддеев И. П. Эрозия влажнопаровых турбин.
Л., «Машиностроение», 1974. 208 с.
66.	Филиппов Г. А., Поваров О. А. К расчету тур-
бинных ступеней большой всерности, работающих на
влажном паре. — «Теплоэнергетика», 1976,	№	5,
с. 87—91.
67.	Филиппов Г. А., Поваров О. А., Пряхин В. В.
Исследования и расчеты турбин влажного пара. М.,
«Энергия», 1973. 232 с.
68.	Чупирев Д. А. Стационарные паровые турби-
ны. Киев, Машгиз, 1953, 190 с.
69.	Щегляев А. В. Паровые турбины. Изд. 5-е. М.,
«Энергия», 1976. 368 с.
70.	Яблопик Р. М., Явельский М. В. Движение
жидкости во влагозаборных каналах рабочих лопа-
ток.— «Энергомашиностроение», 1970, № 9, с. 17—19.
71.	50 лет турбостроения на ЛМЗ. Л., «Машино-
строение», 1976. 383 с.
72.	Andres W., Schaible W., Schatzmann G. Elek-
tronisches Turbincnregelsystem Turbotrol 4 und Gerate-
baureihe PC200. — «Brown Boveri Mitt.», 1975, № 9.
S. 377—386.
73.	«Atomwirtschaft», 1975, № 12, S. 590.
74.	Aubert M. The Phenix 4 fast breeder power
plant.—«Nuclear Engineering», 1974, № 218, p. 563—566.
75.	Baily F. G., Booth J. A., Cotton К. C., Mil-
ler E. H. Predicting the performance of 1800-rpm large
steam turbine-generators operating with light water-
cooled reactors. New York, General Electric Company,
1973. 66 p.
76.	Bald A. Bcsonderheitcn grosser Nassdampftur-
bosatze. — «VGB Mitt.», 1972, № 4, S. 300—310.
77.	Bald A. Tiirbosatze in konventioncllen und nuk-
learcn Kraltwerken. — «Technische Mitt.», 1975, № 1/2,
S. 22—36.
78.	Bald A., Brix O. Die Dampfkraftanlagc des Kern-
kraftwerkes Biblis. — «Atomwirtschaft», 1974, № 8/9,
S. 431—438.	»
79.	Bammert K. Das Hcliumturbinen—Heizkraft-
werk Oberhausen. — «Kerntechnik», 1975, № 1, S. 9—17.
80.	Bammert K. Closed cycle gas turbines. Mun-
chen, Verlag Karl Thiemig, 1975. 84 S.
81.	Bammert K-, Finckh H. Trabler L. Helium-tur-
bine fiir ein 1000-MW-Kernkraftwerk.— «Kerntechnik»,
1974, № 3, S. 108—114.
82.	Bannister R. L., Heymann F. J., Niskode P. M.
Controlling noise from turbine/generator. — «Power»,
1975, № 3, p. 48—49.
83.	Baschek H., Kocourek E. Betriebsefahrungen mit
Warmeaustauschern in Kernkraftwerkcn mit Leichtwas-
serreaktoren. — «VGB Kraftwerkstechnik», 1974, № 12,
S. 799—806.
229
84.	Beckmann H., Maygatt W. Erste Inbetriebnah-
mcergebnisse der Blockleistungsrcgehmg in KKW Wiir-
gassen. — «VGB Kraftwerkstechnik», 1973,	№	10,
S. 646—650.
85.	Bessouat R. Les separateurs-surchauffcrs des tur-
bines de centrales nucleares. — «Technique Modern», 1975,
№ 7/8, p. 34—37.
86.	Betriebserfahrungen mit Kernkraftanlagen in
BRD. — «Atom und Strom», 1974, № 5/6, S. 52—54;
1975, № 5/6, S. 33—38; 1977, № 2, S. 20—25.
8/. Betriebsergebnisse der deutschen Kernkraftwer-
kc. — «Atomwirtschaft», 1975, № 10, S. 525—531, 580—
581; 1976, № 8, S. 413—423.
88.	Brande in Kernkraftwerken.— «BWK», 1975,
№ 2, S. 67.
89.	Brun J., Tessier J. Turbines a vapeur associties
aux reactours a eau ordinaire de 1200—1300 MW.—
«Nuclex 72», № 6/4, 8 p.
90.	Chaboseau J. L’crosion dans les turbines a va-
pour.— «Electromechanique СЕМ», 1970, № 76.
91.	Coit R. L. Design trends in US utility feed wa-
ter heaters and condenser. — «Combustion», 1975, vol. 46,
№ 8, p. 14—27.
92.	Contraction and operating experience with light-
waterreactor. —.«Nuclear Engineering», 1976, № 236,
p. 53—56.
92a. Cotton К. C., Schofield P., Herzog W. G. ASME
steam turbine code test using radioactive tracers.
GER-2824, 1972. 15 p.
93.	Dejc M. E., Trojanowskij В. M. Untersuchung und
Berechnung axialer Turbinenstufen. Berlin, «Tcchnik»,
1973. 776 S.
94.	Dibelius G., Hlubek W. Das stationare Betriebs-
verhalten von Gasturbinen in Kernkraftwerken. — «BWK»,
1970, № 11, S. 503—508.
95.	Dupon J., Cina G., Dang M A computer code
for the transient analysis of nuclear gas-turbine power
plants. — «Trans. ANS», 1975, vol. 20, p. 120—122.
96.	Eiermann A. Eine nukleare integrierte Gasturbi-
nenanlage fiir 1000 MW. — «BBC Nachrichtcn», 1974,
№ 11, S. 473—480.
97.	Eitz A. W Plannung, Errichtung und Inbetrieb-
nahme des 1200 MW KKW Biblis. — «VGB Kraftwerks-
technik», 1975, № 10, S 646—654.
98.	Etude et prevision de l’crosion das les derniers
etages b. p. — «Alsthom Belfort», TT-71-61. 15 p.
99.	Experience from operating and fuelling nuclear
power plants. Vienna, 1974, 720 p.
100.	Fischer P. U., Meyer L. Kernkraftwerke mit
Gasturbinen im direkten Kreislauf. Traupel-Festschrift.
Ziirich, Juris-Verlag, 1974, S. 67—94.
101.	Gloger M. Probleme der Wasscrabscheidung in
Nassdampfturbinen. — «BWK», 1970, № 9, S. 417—420.
102.	Gasparovic N. Die Problematik der «nuklearen»
Gasturbinen. — «BWK», 1970, № 7, S. 339—345.
103.	Gyarmathy G., Meyer H Spontane Kondensa-
tion. — «VDI-Forschungsheft», 1965, № 508.
104.	Haas H. Betriebserfahrungen mit Sattdampfkre-
islaufen Turbinen, Wasserabscheider, Rohrleitungen.—
«VGB Kraftwerkstechnik», 1974, № 12, S. 791—798.
105.	Harris F. Problems posed by wet-steam turbi-
nes in nuclear power plants. — «J. of Science and Tech-
nology», 1969, № 3, p. 150—158.
106.	Hegetschweiler H. General Electric steam tur-
bine-generators for nuclear power plants. —• «Nuclcx 72»,
№ 6/5. 8 p.
107.	Heyman F. J. On the prediction of erosion in
steam turbins. — В сб.’ Доклады VI конференции по
паровым турбинам большой мощности. Пльзень, 1975,
с. 484—494.
108.	Hodzig A., Haferkampf D., Arndt Е., Endres F.
Reference design of the HTGR nuclear gas turbine po-
wer plant. — «Transactions of ANS», 1975, vol. 20,
p. 119—120.
109.	Fernwarmeversorgung durch Kernkraftwerke. —
«KWU-report», 1975, Apr., S. 1—7.
110.	Jaschek H. Regelkonzeptioncn von Kernkraft-
werken.— «Atomwirtschaft», 1968, № 10, S. 495—498.
111.	Kalderon D. Large steam turbines for conven-
tional power stations. — «J. of Science and Technology»,
1971, N 1, p. 21—29.
112.	Kawakami H. General features of 784 MW nuc-
lear turbine. — «The Thermal and Nuclear Power», 1974.
№ 4, p. 46—54 (на японском яз.).
113.	Keller H. Erosionskorrosion an Nassdampftur-
bine. — «VGB Kraftwerkstechnik», 1974, № 5, S. 292—
295.
114.	Kniifer H. Heliumturbincn fur Hochtemperatur-
reaktoren. — «BWK», 1973, № 12, S. 464—471.
115.	Koch E. Auslegung und Betriebsverhaltcn von
langen Dampfturbinen-Endschaufeln.— «VGB Kraftwerks-
stechnik», 1972, № 6, S. 451—458.
116.	Kockebakker J. Canadian experience in direct
digital control of nuclear power stations. — «Power En-
gineering», 1975, № 5, p. 42—44.
117.	Krzyzanowski J., Weigle B., Severin H. Semi-
cmperical criterion of erosion threat in modern steam
turbines. — «J. of Eng. for Power», 1971, № 1.
118.	Lang H., Sonnemoser A. Wasserabscheider —
Zwischeniiberhitzer fiir Sattdampfturbinen. — «Brown Bo-
veri Mitt.», 1976, № 2, S. 67—75.
119.	Lecocq F. Centrale nucleate de Bugey. — «Tech-
niques СЕМ», 1974, № 89, p. 20—25.
120.	Lemezic S., Bushey J., Rabes T. Progress in
moisture separator-reheators for nuclear power plants. —
«АРС», vol. 31, p. 484—493.
121.	Lempert J., Lohr U., Stevens H., Sturmer W.
Blockregelung eines Druckwasserreaktors. — «BWK»,
1974, № 7,S. 308—313.
122.	Lindner L. Kontaminationsuntcrsuchungen an
der direktbeaufschlagten Turbine des KKW Gundremmin-
gen.— «Atom und Strom», 1969, № 7/8, S. 117—119.
123.	Mahood T. B. Computer control at Pickering.—
«Nuclear Engineering», 1973, № 201, p. 31—36.
124.	McPherson S. Clinch River breeder reactor pro-
ject balance-of-plant design. — «Nuclear Engineering»,
1974, № 221, p. 863—864.
125.	Miller E. H., Schofield P. The performance of
large steam turbine-generators with water reactors. —
«Papers of ASME», 1972. 9 p.
126.	Miyoshi M., Yonemura K- Moisture separator-
reheators for nuclear power plants. — «The Thermal and
Nuclear Power», 1974, № 12, p. 41—57 (на японском
яз.)
127.	Monks C. J. Moisture-separator and reheator
units.—«J. of Science and Technology», 1975, № 1,
p. 21—28.
127a. Moor M. J., Sieverding С. H. Two-phase steam
flow in turbines and separators. Washington, McGrow
Hill Book Co., 1976. 399 p.
128.	Miihlhauser H. Bau grosser Sattdampfturbi-
nen.— «Nuclex 72», № 6/1. 16 S.
129.	Miihlhauser H. Dampfturbinenauslegung fiir
Fernheizungcn. — «Fernwarme International», 1975, № 1,
S. 15—20.
130.	Muhlhauser H., Helbing W. Technische und
wirtschaftliche Aspekte der Verwendung von Warme aus
Kernkraftwerken zu Heizzwecken. — «VGB Kraftwerks-
technik», 1974, № 12, S. 775—782.
131.	«Nuclear News», 1977, № 3, p. 63—75.
132.	Nuclear central station. — «Power», 1975, № 11,
p. 8—11.
133.	Panis L. M. u. a. Die Regelung der Brown Bo-
veri Turbinen fiir den Betrieb mit einem Druckwasser-
reaktor.— «Neue Technik», 1968, № B4, S. 133—138.
134.	Parsons N. C. The development of large wet-
steam turbines. — «Trans. North East Coast Institution
of Engineers and Shipbilders», 1972, № 2.
230
135.	Peter F. Die Gesamtanlage des RWE-KKW Mfil-
heim-Karlich.—«Atomwirtschaft», 1975, № 5, S. 246—254.
136.	Pierpoline M. F., Mannis J. A. Feedpumpturbi-
nes for nuclear plants. — «АРС», vol. 29, p. 450—457.
137.	Power reactors 1977-Index. — «Nuclear Engine-
ering», 1977, Apr., p. 3—63.
138.	Provanzale G. E., Skok M. W. A cure for ste-
am-turbine-blade failures. — «Combustion», 1974, vol. 45,
№ 1, p. 30—36.
139.	Renaudin A. La soufflerie de grilles d’aubes en
vepeur himide pour I’endude des profils des grandcs
unbel pression. — «Electro-Mechaniques СЕМ», 1970,
№ 76, p. 46—52.
140.	Reliability of nuclear power plants. Vienna,
1975. 752 p.
141.	Reoder A. Die Endschaufel der grossten volltou-
rigen Norm-Niederdruckturbine. — «Brown Boveri Mitt.»,
1976, № 2, S. 115—122.
142.	Riollet G. Experience aeguise dans la construc-
tion des turbines nucleares de grande puissance. —
«Nuclex 72», № 6/2.13 p.
143.	Scharf W., Sonin J., Riolo H. Das 1200 MW
KKW Graben. — «Brown Boveri Mitt.», 1976, № 1,
S. 57—69.
144.	Schatzmann G. Spezielle Probleme der Dampf-
turbinenregelung. Vortrage II Konferenz fiber Kraftwerks-
anlagenbau. Budapest, 1971, S. 95—111.
145.	Somm E. Beurteilung der Erosionsgefahr in
Niederdruckdampfturbinen.— «Brown Boveri Mitt.», 1971,
№ 10, S. 458—472.
146.	Spalthoff F. J. Erste Revisioncn des Blockes A
im Kcrnkraftwerk Biblis. — «VGB Kraftwerkstechnik»,
1976, № 11, S. 663—671.
147.	Spencer R. C., Cotton К. C., Cannon C. N.
A method for predicting the performance of steam tur-
bine-generators 16 500 kW and larger.—-«J. of Eng. for
Power», 1963, vol. 85, p. 249. Revised 1974.
148.	Spencer R. C., Miller E. H. Performance of
large nuclear turbines. — «Combustion», 1973, Apr...
p. 24—30.
148a. Steltz W. G-, Rosard D. D., Maedel P. H.,
Bannister R. L. Large scale testing for improved turbine
reliability. — «АРС», 1977.
149.	Stenley W. The impact of changing economics
on electric unilitics. — «ЛРС», vol. 31.
150.	Thomas H.-J. Thcrmische Kraftanlagcn. West
Berlin.—«Springer-Verlag», 1975. 368 S
151.	Timm M. Untersuchungen zum Uberdrehzahl-
vcrhaltcn von Nassdampfturbincn.— «Warme», 1969, №4,
S 145—154.
152.	Timm M. Das dynamische Verhalten der Tur-
bincn- und Umlcitungsregelung im KKW Gundremmin-
gen.—-«Energie und Technik», 1968, № 10, S. 301—308.
153.	Trassl W. Dampfturbinen ffir Kernkraftwerke.—
«Energie und Technik», 1966, № 9, S. 2—10.
154.	Trojanowskij В. M., Majorskij E. W., Neu-
mann K., Siedt H. Ein Wcg zur Steigerung der Betricbs-
sicherhcit und des Wirkungsgrades von Grenzleistung-
Endstufen ffir Dampfturbinen. — «Maschinenbautechnik»,
1975, № 5, S. 196—200.
155.	Traupel W. Thermische Turbomaschinen. West
Berlin.—«Springer-Verlag», 1966, Bd 1.522 S.
156.	Vacher C. Contribution de la CEM a la rea-
lisation de la centrale nucleaire prototype a neutrons
rapides «Phenix». — «Techniques СЕМ», 1974, № 89,
p. 17—19.
157.	Widmer M. Turbines a vapeur pour centrales
nucleaires a eau legere.—«Techniques СЕМ», 1976, №95,.
p. 2—7.
158.	Williamson R. B. Nuclear turbine operating
experience. — «АРС», 1973, vol. 35, 4 p.
159.	Wood B. Wetness in steam turbines. — «Proc.
Instn. Meeh. Eng.», vol. 180, pt. 30.
160.	Zenker P. Die 50 MW Heliumturbinenanlage
Oberhausen. — «VGB Kraftwerkstechnik», 1975, № 11,
S. 715—719.
ОГЛАВЛЕНИЕ
Предисловие...................................... 3
Введение.......................................   5
Глава первая
Тепловые схемы	турбинных установок	7
1-1. Принципиальные тепловые схемы ....	7
1-2. Основные параметры паротурбинных уста-
новок .......................................14
1-3. Особенности	расчета тепловых схем	...	23
1-4. Комбинированная выработка тепла и элек-
троэнергии	.................................30
Глава вторая
Термоаэродинамический расчет проточной части и
работа турбины влажным паром.....................34
2-1. Основные термоаэродинамические характери-
стики влажного пара..........................34
2-2. Течение влажного пара в турбинных решет-
ках .......................................38
2-3. Турбинные ступени и	их характеристики .	.	44
2-4. Особенности теплового расчета турбинных
ступеней при работе влажным паром ...	52
2-5. Расчет группы ступеней......................56
Глава третья
Сепарация влаги в проточной части и эрозия эле-
ментов турбины.................................. 64
3-1. Внутриканальная сепарация влаги	...	64
3-2. Периферийное влагоудаление	в	проточной
части......................................  68
3-3. Ступени-сепараторы..................... 74
3-4. Эрозия рабочих лопаток................. 76
3-5. Эрозия неподвижных деталей	....	85
Глава четвертая
Особенности турбин и турбинных установок АЭС 89
4-1. Особенности конструкций турбин насыщенно-
ного пара....................................89
4-2. Особенности турбинных установок при одно-
контурных схемах АЭС............................95
4-3. Выбор частоты вращения турбин насыщенно-
го пара.........................................97
4-4. Внешние сепараторы и промперегреватели .	104
Глава пятая
Конструкции турбин ........................... 114
5-1. Конструкции отечественных и зарубежных
турбин, работающих перегретым паром .	.	114
5-2. Конструкции отечественных турбин, работаю-
щих насыщенным паром ...	.	116
5-3. Конструкции турбин -заводов европейских
стран..........................................132
5-4. Конструкции турбин фирм	США и Японии	148
Глава шестая
Регулирование турбин ......................... 157
6-1. Принципиальные схемы регулирования .	.	157
6-2. Схемы регулирования и защиты ....	164
6-3. Динамические процессы в блоках АЭС .	.	176
Глава седьмая
Эксплуатация турбинных установок	.	.	185
7-1. Особенности и опыт эксплуатации турбин .	185
7-2. Пуск турбины и проблемы маневренности .	190
7-3. Радиоактивность при эксплуатации турбин .	196
7-4. Неполадки при эксплуатации................199
Глава восьмая
Газовые турбины................................207
8-1. Применение газотурбинных установок на АЭС 207
8-2. Схемы АЭС с ЗГТУ и конструкции ГТУ .	.	211
8-3. Опытно-промышленные гелиевые турбины ,	215
Принятые обозначения и сокращения	.	.	218
Приложение.............................. .	.	221
Список литературы ............................ 228
Борис Михайлович Трояновский
ТУРБИНЫ ДЛЯ АТОМНЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ
Редактор Е. А. Игнатьевский
Редактор издательства А. А. Кузнецов
Переплет художника А. А. И в а н о в а
Технический редактор А. М. Сатарова
Корректор И. А. В о л од яе в а
ИБ № 1625
Сдано в набор 23.02.78	Подписано к печати 11.05.78	Т-10333	Формат 84у 1081/1в	Бумага типографская № 2
Гарн. шрифта литературная Печать высокая Усл. печ. л. 24,36	Уч.-изд. л. 29,65 Тираж 5000 экз. Зак. 580 Цена 2 р. 20 к.
Издательство «Энергия», Москва, М-114, Шлюзовая наб., 10
Московская типография № 10 Союзполиграфпрома при Государственном комитете Совета Министров СССР по делам издательств,
полиграфии и книжной торговли. 113114, Москва, М-114, Шлюзовая наб., 10.