г- гД. BAPHH6EPr,JO. M.БРОДОВ
и* —- - • |
Ш> .тА. Г1ЛЬДБЕРГ,Л.|С. ИОФФЕ
зв: В. КОРТЕНКО/Й. Б^НОВОСЕЛОВ
ТО. А. САХНИН/
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
ИТУРБОУСТАНОВКИ
УРАЛЬСКОГО
1ЙННОГО
'ОДА

Г. Д. БАРИНБЕРГ, Ю.М. БРОДОВ, А. А. ГОЛЬДБЕРГ, Л. С. ИОФФЕ,
В. В. КОРТЕНКО, В. Б. НОВОСЕЛОВ, Ю.А. САХНИН
70-летию
Уральского турбинного завода
посвящается
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ И ТУ РБОУ СТАНОВ КИ
УРАЛЬСКОГО ТУРБИННОГО ЗАВОДА
2-е издание, переработанное и дополненное
Под общей редакцией проф., д.т.н. Ю.М. БРОДОВА и к.т.н. В. В. КОРТЕНКО
Екатеринбург
2010

УДК 621.165.051
ББК 31.363
Г. Д. Баринберг, Ю. М. Бродов, А. А. Гольдберг, Л. С. Иоффе, В. В. Кортенко, В. Б. Новоселов,
Ю.А. Сахнин
Паровые турбины и турбоустановки Уральского турбинного завода.; под общей редакцией
проф., д.т.н. Ю. М. Бродова и к.т.н. В. В. Кортенко; 2-е изд., переработанное и дополненное.
Екатеринбург: «Априо», 2010. 488 с.
ISBN 978-5-94166-078-0
Рецензенты:
В. Ф. Гуторов, кандидат технических наук (Всероссийский теплотехнический институт);
Л.А. Хоменок, доктор технических наук (Центральный котлотурбинный институт);
Е.1/1. Эфрос, доктор технических наук, профессор (Вятский государственный университет).
Представлены обобщенные результаты разработок ПТУ, главным образом, с паровыми
теплофикационными турбинами Уральского турбинного завода (ранее — ОАО «Турбомоторный завод») с учетом
опыта их эксплуатации, накопленного за последние 20 лет. Особое внимание уделено обоснованию
принципиальных решений по повышению эффективности и надежности турбин, традиционно реализуемых с
учетом технических и технологических возможностей как завода, так и различных ТЭС, где эти турбины
эксплуатируются.
Для специалистов, занимающихся проектированием, изготовлением, монтажом, испытаниями и
наладкой, а также эксплуатацией паровых турбин, прежде всего-теплофикационных. Может быть
использована в системах переподготовки и повышения квалификации специалистов ТЭС, а также студентами
вузов, обучающимися по энергомашиностроительным и теплоэнергетическим специальностям.
ISBN 978-5-94166-078-0
2
© Авторы, 2010
© ЗАО "УТЗ", 2010

Уважаемые читатели!
Вашему вниманию предлагается второе издание книги, вобравшей в себя многолетний опыт
создания на Урале уникального энергетического оборудования - турбин и турбоустановок для тепловых
электрических станций.
Издание посвящается 70-летнему юбилею Уральского турбинного завода.
Созданный в 1938 году завод и сегодня остаётся признанным лидером теплофикационного паро-
турбостроения, а кафедра «Турбины и двигатели», организованная в Уральском политехническом
институте (ныне Уральский государственный технический университет) в 1962 году, — одной из лучших
учебных кафедр по этой специальности.
Уральская земля всегда славилась талантливыми инженерами, учёными и руководителями. С
такими именами, как Бабаков Н.Г., Бауман Н.Я., Бененсон Е. И., Бузин Д. П., Исаев И. С, Ковалевский
М. М., Молошный Н. Г., Рабинович А. В., Сахнин А. В., Тхор Н. Е. и многие другие, мы связываем
становление и развитие Уральской школы разработчиков и производителей паротурбинного оборудования.
Сегодня постоянно увеличивающийся спрос на оборудование марки «УТЗ» позволяет современным
продолжателям школы с оптимизмом смотреть в будущее уральского турбостроения. Руководство и
специалисты завода при поддержке собственников выстраивают долговременные планы дальнейшего
развития инженерно-технического и производственного потенциала завода.
Надеемся, что и авторы книги внесут свой посильный вклад в это развитие, предлагая вашему
вниманию свой труд.
3

Основные условные обозначения и сокращения
Основные условные обозначения и сокращения1
В — количество, экономия топлива, кг у.т., т у.т.;
е — относительная экономия топлива, теплоты;
N — электрическая мощность отсека ступеней, цилиндра, турбины, кВт, МВт;
b — удельный расход топлива потока пара, турбины, кг у.т./ (кВт ■ ч);
Q — количество теплоты, тепловая нагрузка, ГДж/ч;
Э — удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении, кВт ■ ч/ГДж;
G — массовый расход пара через отсек ступеней, цилиндр, турбину, на подогреватель, в конденсатор,
кг/ч; т/ч;
h — теплосодержание, теплоперепад, кДж/кг;
q — удельный расход теплоты, кДж(кВт ■ ч);
d — удельный расход пара на выработку электрической энергии, кг/(кВт ■ ч);
р — давление пара перед турбиной, в камере отбора, подогревателе, МПа;
W — расход воды, кг/ч; т/ч;
t — температура пара, конденсата, °С;
т — температура сетевой воды, °С;
г — скрытая теплота фазового перехода (парообразования), кДж/кг;
п — число часов, ч; частота вращения, 1/с;
с — теплоемкость воды, кДж/(кг ■ К);
К — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 ■ К);
х — степень сухости пара;
F — площадь, поверхность, м2;
Ы — недогрев воды до температуры насыщения пара, СС;
а — относительный нагрев, относительная тепловая нагрузка, коэффициент теплофикации;
А — разность теплосодержаний, температур, давлений, удельной выработки;
v — удельный объем пара, м3/кг;
г) — относительный КПД потока, цилиндра, турбины, установки:
вод. ст. — водного столба;
КПД — коэффициент полезного действия;
ТЭС — тепловая электрическая станция;
ТЭЦ — теплоэлектроцентраль;
КЭС — конденсационная электростанция;
ВД, СД, НД — высокое, среднее, низкое давление;
ЦВД, ЦСД, ЦНД — цилиндры высокого, среднего, низкого давления;
ЧВД, ЧСД, ЧНД — части высокого, среднего, низкого давления;
РВД, РСД, РНД — роторы высокого, среднего, низкого давления;
СО — ступени среднего отсека;
ПО — ступени промежуточного отсека;
СП — сальниковый подогреватель;
ЭУ — эжектор уплотнений;
ЭО — эжектор основной;
ПВД, ПНД — регенеративные подогреватели высокого и низкого давления;
ПСГ — подогреватель сетевой воды горизонтального типа;
РОУ — редукционно-охладительная установка;
БРОУ — быстродействующая РОУ;
ПСБУ — пуско-сбросное быстродействующее устройство;
БОУ — блочная очистительная установка;
КСН — коллектор собственных нужд;
САР — система автоматического регулирования;
ЭГСР — электрогидравлическая система регулирования;
ГЧСР — гидравлическая часть системы регулирования;
ЭЧСР — электрическая часть системы регулирования;
МУТ — механизм управления турбиной (синхронизатор, задатчик регулятора скорости, частоты
вращения);
ТРМ — турбинный регулятор мощности;
Приведенные условные обозначения приняты в практике (и документации) УТЗ; в отдельных случаях
отличаются от общепринятых.
4

Инде
РТО — регулятор теплофикационного (отопительного) отбора;
РТПВ — регулятор температуры подпиточной воды;
ГСЗО — гидравлическая система защиты отбора;
БПР — блок предохранительных регуляторов;
ЗАБ — золотники автомата безопасности;
БЗРК — блок защитно-регулирующих клапанов;
РОМ — реле обратной мощности;
КОС — клапан обратный соленоидный;
ГВС — горячее водоснабжение;
ПВС — паровоздушная смесь;
ПТУ — паротурбинная установка;
ГПЗ — главная паровая задвижка;
ПТЭ — правила технической эксплуатации;
УТЗ — ЗАО «Уральский турбинный завод» ( ранее — ПО «Турбомоторный завод»);
ЛМЗ — АО «Ленинградский металлический завод»;
ОРГРЭС — АОО «Фирма по наладке, совершенствованию технологии и эксплуатации электростанци
и сетей ОРГРЭС».
Индексы
пр — прямая сетевая вода;
об — обратная сетевая вода;
т — теплофикационный, тепловой;
н — состояние насыщения;
от — отопительный;
о — парциальный;
гм — генератора и механический;
и — излучение;
п — производственный;
Б — бойлер:
rain — минимальный;
max — максимальный;
z — количество;
о? — внутренний относительный;
одн — одноступенчатый;
к — конденсатор, конденсационный;
сум — суммарный;
г — внутренний, использованный;
е — электрический;
цн — циркуляционный насос;
сн — сетевой насос, собственные нужды;
ох. в. — охлаждающая вода;
отр — отработавший;
нв — наружный воздух;
в — внутренний;
вх — вход;
вых — выход;
тп — тепловой поток, турбопривод;
пв — питательная вода;
1 — первый, одноступенчатый;
2 — второй, двухступенчатый;
3 — третий, трехступенчатый;
/ — степенное обозначение параметров при одноступенчатом подогреве сетевой воды;
II — степенное обозначение параметров при двухступенчатом подогреве сетевой воды;
III — степенное обозначение параметров при трехступенчатом подогреве сетевой воды.
* — справочные значения размеров, указанных на чертежах (рисунках)

Предисловие
Предисловие
Комбинированная выработка электрической и тепловой энергии на ТЭЦ наряду с экономией топлива (до
35% в сравнении с раздельной выработкой) обеспечивает существенные социальные и экологические
преимущества такого способа производства энергии. Это тем более важно в настоящее время, когда объемы выработки
электроэнергии на ТЭЦ и КЭС стали соизмеримы. Установленные на ТЭЦ теплофикационные паровые турбины
имеют ряд особенностей в конструкции и условиях эксплуатации [1... 18].
ЗАО «Уральский турбинный завод» (ранее — ОАО «Турбомоторный завод», ТМЗ) практически 70 лет
специализируется на разработке, изготовлении и модернизации именно теплофикационных паровых турбин.
За это время создан большой ряд (свыше 40 типоразмеров) турбин мощностью от 25 до 250 МВт. Опыт
длительной эксплуатации всего парка созданных и модернизированных заводом турбин подтвердил их высокую
эффективность и надежность в самых различных (подчас весьма сложных) условиях эксплуатации.
В книге «Теплофикационные паровые турбины», подготовленной и опубликованной работниками завода в
1976 году (М.: Энергия), большое внимание уделялось базовым решениям и конструкциям, реализованным в
турбинах мощностью до 100 МВт. В этой же книге, изданной позднее (М.: Энергоатомиздат, 1986), турбины
мощностью менее 100 МВт не рассматривались. Это издание было посвящено в основном изложению опыта
разработки и эксплуатации турбин мощностью от 100 до 250 МВт.
В предлагаемом вниманию читателей втором издании книги «Паровые турбины и турбоустановки
Уральского турбинного завода» (первое появилось в 2007 г.) представлены обобщенные результаты комплексных
разработок по основным этапам жизненного цикла всего ряда теплофикационных паровых турбин с учетом
результатов современных разработок и опыта их эксплуатации за последние 20 лет. Особое внимание уделено
обоснованию принципиальных решений по повышению эффективности и надежности турбин, традиционно
реализуемых с учетом технических и технологических возможностей как завода, так и различных ТЭЦ, где эти
турбины эксплуатируются.
В начале двухтысячных годов, учитывая складывающуюся в энергетике страны ситуацию, УТЗ разработал
и изготовил несколько конденсационных турбин небольшой мощности.
В книге использованы как заводские материалы, так и данные по вопросам эксплуатации всего ряда турбин
завода, полученные с различных ТЭЦ. Использованы также результаты разработок, выполненных совместно
сотрудниками завода, различных НИИ и кафедр вузов страны. Список литературы содержит перечень основных
первоисточников, которые могут понадобиться читателю данной книги для более глубокого изучения
отдельных вопросов. Приведен перечень основных патентов и авторских свидетельств на изобретения, полученных
сотрудниками и использованных при разработке турбин завода.
В тексте книги в зависимости от необходимости указываются типы турбин как в сокращенном виде
(например Т-100-130, Т-250-240, ПТ-135-130), когда фактически указывается только тип головной турбины
«семейства», так и в полном обозначении (например, Т-110/120-130-5, Т-250/305-240Д, ПТ-140/165-130) с указанием
всех конкретных параметров и модификаций, принятых по ГОСТу.
Книга рассчитана на специалистов, занимающихся проектированием, изготовлением, монтажом,
испытаниями, наладкой и эксплуатацией паровых турбин, прежде всего теплофикационных. Она может быть
использована в системах переподготовки и повышения квалификации специалистов ТЭС и ТЭЦ, а также студентами
вузов, обучающихся энергомашиностроительным и теплоэнергетическим специальностям, для более глубокого
изучения представленных разработок.
Главы 1 и 3 написаны Баринбергом Г. Д., главы 2 и 8 — Гольдбергом А. А., главы 4 и 5 — Сахниным Ю.А.,
глава 6 — Новоселовым В. Б., глава 7 — Бродовым Ю. М., глава 9 — Иоффе Л. С. и Кортенко В. В. Общая
редакция книги выполнена Бродовым Ю. М. и Кортенко В. В.
Авторы выражают благодарность рецензентам за ценные советы и замечания при подготовке рукописи к
изданию, а инженеру УГТУ-УПИ Юдиной И. Г. и сотрудникам УТЗ Блаженко Н.К., Брежневой Г. А.,
Ивановскому А. А., Никитиной Т. В., Совдагарову В. Г. и Хлыновой Л. А. — за помощь в ее оформлении.
Авторы также благодарны Зырянову С. М. — бывшему генеральному директору ЗАО «УТЗ», который
первым поддержал и обеспечил финансирование издания книги. Впоследствии такая поддержка была обеспечена
Недельским В. О. и Ермолаевым В. В.
Все замечания и предложения, которые возникнут у читателей, а также заказы на книгу и материалы по
отдельным разработкам, описанным в ней, просим направлять по адресу: 620017, г. Екатеринбург, ул. Фронтовых
бригад, 18, ЗАО «Уральский турбинный завод», отдел маркетинга.
6

1.1. Общие положения
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах
теплофикации
1.1. Общие положения
В конденсационных турбинах теплота отработавшего пара отдается циркуляционной воде,
охлаждающей конденсатор, и поэтому из цикла теряется, что значительно снижает эффективность этого цикла.
Кроме того, из-за выброса теплоты в атмосферу ухудшается экология окружающей среды.
В теплофикационных турбинах в отопительный период теплота отработавшего пара практически
полностью используется для подогрева сетевой воды или для технологических целей. При наличии
горячего водоснабжения или промышленных отборов пара теплота отработавшего пара частично
используется и в летний период. Таким образом, в теплофикационных турбинах имеет место комбинированная
выработка электроэнергии и теплоты, что позволяет повысить эффективность цикла, а также, в связи
с уменьшением выброса теплоты в атмосферу, не ухудшать экологию окружающей среды.
Выработка электроэнергии на тепловом потреблении определяет значительное место ТЭЦ в
современной энергетике, что потребовало для своего осуществления разработки и создания специальных
теплофикационных турбин, имеющих ряд особенностей в конструкции, тепловых схемах и условиях
эксплуатации.
Доля мощности теплофикационных турбин в суммарной мощности тепловых электростанций
составляла в 1997 г. более 50% [18].
На большинстве ТЭЦ бывшего СССР, и России в частности, установлены турбины ЗАО «Уральский
турбинный завод» мощностью от 25 до 250 МВт; последняя является самой крупной в мире
теплофикационной турбиной (по величине теплофикационного отбора) и одной из крупнейших по номинальной
мощности [19].
1.1.1. Отопительная нагрузка ТЭЦ
Максимальная эффективность комбинированной выработки электрической и тепловой энергии
может быть достигнута в том случае, если оборудование ТЭЦ спроектировано с учетом режимов
использования тепловой нагрузки конкретными потребителями. Рассмотрим некоторые основные понятия,
относящиеся к отопительной нагрузке ТЭЦ. Подробно эти вопросы рассмотрены в [1].
Тепловая отопительная нагрузка включает расход теплоты на отопление, вентиляцию жилых,
промышленных и общественных зданий, а также на горячее водоснабжение. Естественно, что тепловая
нагрузка изменяется в зависимости от температуры наружного воздуха. На рис. 1.1 приведены
расчетные зависимости тепловой нагрузки.
И I I I // ^
^У"/—\s I
2 // S
з .<v /
1,0
0,8
0,6
0,4
0.2
К1 ' '
V !.i
\ \у
^N/
1
1
1
^$
1
2
3
N\4 i i i
i
i i
till
1
1
' 1
10 0 -10 -20 -30
Температура наружного воздуха,°С
2000 4000 6000 8000
Продолжительность, ч
Рис. 1.1. Величина и продолжительность тепловой отопительной нагрузки различных климатических
районов при средней нагрузке ГВС, равной 15 %: 1 — г. Харьков; 2 — г. Москва; 3 — г. Иркутск
Максимальный отпуск теплоты имеет место при так называемой минимальной расчетной
температуре наружного воздуха; численное значение последней определяется климатическими условиями
(например, для г. Москвы она равна — 26 °С). Расход теплоты на отопление и вентиляцию с
повышением температуры наружного воздуха уменьшается, и при температуре +8СС отопление выключается
7

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
Средняя нагрузка ГВС в пределах отопительного периода остается постоянной при относительно
больших суточных и недельных колебаниях. В летний период сохраняется только нагрузка ГВС, которая
составляет в среднем около 20% от ее величины в зимний период.
На рис. 1.1 показано также изменение тепловой нагрузки по продолжительности. Нагрузка, близкая
к максимальной, кратковременна, поскольку длительность периода с наиболее низкой температурой
наружного воздуха сравнительно невелика.
В качестве теплоносителя используется вода, в дальнейшем — сетевая вода. Тепловая нагрузка ТЭЦ
и параметры сетевой воды взаимосвязаны уравнением:
<2РЦ = И -с(тпр-тоб). (1.1)
где <Э?ЭЦ — тепловая нагрузка ТЭЦ; W, с — расход и теплоемкость сетевой воды; тпр, тсб —
температуры прямой (в подающей магистрали) и обратной (в обратной магистрали) сетевой воды.
Регулирование отпуска теплоты в соответствии с изменением температуры наружного воздуха
осуществляется за счет изменения температуры прямой сетевой воды. Такой способ регулирования
называется качественным. В отдельных случаях или на отдельных режимах применяется количественное
регулирование отпуска теплоты от ТЭЦ — изменением количества сетевой воды, а также смешанное —
качественно-количественное [1, 3, 5, 7].
Изменение температур прямой и обратной сетевой воды в зависимости от температуры наружного
воздуха называется температурным графиком. Температурному графику соответствует определенная
зависимость изменения расхода сетевой воды в прямой и обратной магистралях [1, 7, 8].
Максимальная температура прямой сетевой воды определяется на основании технико-экономических
исследований. С увеличением этой температуры уменьшается стоимость тепловых сетей, так как при
неизменной тепловой нагрузке уменьшаются расход сетевой воды и, соответственно, диаметры
трубопроводов. Одновременно увеличивается расход топлива на ТЭЦ, поскольку возрастает давление
отбираемого из турбины пара и, следовательно, уменьшается выработка электроэнергии на тепловом
потреблении.
В настоящее время для ТЭЦ, работающих на органическом топливе, наиболее распространенным
является температурный график с максимальной температурой прямой сетевой воды 150 °С — так
называемый график 150/70°С. Температурные графики с более высокими максимальными температурами
имеют преимущество при транспортировке теплоты на большие расстояния.
Характер изменения температур в пределах рассматриваемого температурного графика прямой и
обратной сетевой воды определяется конкретной системой ГВС, схемой абонентского ввода и долей
ГВС в общей тепловой нагрузке. Применяются закрытые и открытые системы теплоснабжения.
В закрытой системе для ГВС используется водопроводная вода, подогреваемая до нужной
температуры водой отопительной системы в местных водо-водяных теплообменниках. Сетевая вода полностью,
за исключением сравнительно малых утечек, возвращается на ТЭЦ. В открытой системе вода для ГВС
забирается непосредственно из отопительной системы, требуемая температура воды достигается
смешением потоков горячей и охлажденной воды из прямой и обратной магистралей. Поскольку часть
сетевой воды забирается для ГВС, ее возмещает подпиточная вода, специально приготавливаемая на
ТЭЦ. Система очистки, подогрева и деаэрации подпиточной воды, как правило, входит в общую систему
подогрева сетевой воды на ТЭЦ.
Температурные графики едины для всех климатических зон, что позволяет, в частности,
применять теплофикационные турбины одинаковой конструкции для ТЭЦ, расположенных в разных районах
страны, при сохранении высокой эффективности использования отопительных отборов турбины, но с
разным числом часов работы с полной тепловой нагрузкой.
На рис. 1.2 в качестве примера приведен расчетный температурный график тепловой сети 150/70 °С,
построенный для климатических условий г. Москвы, закрытой системы теплоснабжения при зимней
средненедельной нагрузке ГВС, равной 20 % суммарного максимума тепловой нагрузки. В эксплуатации,
однако, имеют место отступления, обусловленные конкретными условиями эксплуатации, от расчетных
температурных графиков, относящихся к средним условиям теплопотребления. Характерными
отличиями от расчетных графиков являются, например, суточные колебания температуры обратной сетевой
воды, вызванные изменением нагрузки ГВС. Так, например, при изменении последней от расчетной
20% до нуля температура обратной сетевой воды при минимальной расчетной температуре наружного
воздуха возрастает от 50 до 70 °С
Для покрытия тепловой отопительной нагрузки ТЭЦ используется пар отопительных отборов
турбины. Как видно из рис. 1.1, график теплового потребления по продолжительности имеет пиковый
характер. Большая равномерность загрузки отопительных отборов турбины обеспечивается в том
случае, если отборы используются для покрытия только основной части графика, а пиковая его часть
8

1.1. Общие положения
160
О 140
О
£ 120
л
4
g 100
£ 80
\-
О
™ 60
О.
лето ю 5 0-5 -10 -15 -20 -25
Температура окружающего воздуха гнв,° С
Рис. 1.2. Температурный график тепловой сети: 1 — тпр; 2 — Ti," 3 — т0б,' — при
использовании теплоты пара, поступающего в конденсатор; tn — температура, при которой
включается пиковый подогреватель сетевой воды
покрывается водогрейными пиковыми котлами или пиковым сетевым подогревателем, питаемым
паром производственного отбора или редуцированным паром.
Отношение нагрузки отопительных отборов турбин к общей тепловой нагрузке ТЭЦ при
минимальной расчетной температуре наружного воздуха называется коэффициентом теплофикации.
Оптимальное значение аТЭц устанавливается технико-экономическими расчетами. Расчетный режим турбин
типа «Т» и «ПТ» на начальное давление 12,8 и 23,5 МПа выбран исходя из аТэц = 0,5.
Температурный график теплосети и принятый коэффициент теплофикации определяют температуру
сетевой воды Ti за основными сетевыми подогревателями, питаемыми паром из отопительных отборов
турбины. При минимальной температуре наружного воздуха значение температуры сетевой воды Ti
определяется непосредственно из зависимости для <хТЭц: Ti = т0б + (тпр — т0б) <хТЭц.
Для любой температуры наружного воздуха Ti = т0б + <2т/ (W ' с)-
Для той части отопительного периода, когда пиковый котел выключен и вся тепловая нагрузка
покрывается за счет пара из отборов турбины, Т] = тпр.
На рис. 1.2 приведена зависимость Ti = f{tm) для температурного графика тепловой сети 150/70°С
при <хТЭц = 0,5.
Для того чтобы получить в основных сетевых подогревателях требуемую температуру воды т\ =
= /(^нв), давление в камере регулируемого отбора рт должно быть равно или выше значения,
определяемого по формуле:
Рт=Ри+&Ртр- (1-2)
где АрТр — потери давления в трубопроводе отбора; рт — давление пара на входе в сетевой
подогреватель, соответствующее температуре насыщения, равной tH = тн + Ы, где St — недогрев воды в сетевом
подогревателе до температуры насыщения.
Зависимость рт — f(tHB), рассчитанная по формуле (1.2), в качестве примера приведена на рис. 1.3,
а недогрев сетевой воды до температуры насыщения пара и потери давления в трубопроводах отборов
приняты по расчетным данным — см. зависимость Ti = /(£Нв). рис. 1.2.
Из совместного рассмотрения рис. 1.2 и 1.3 следует, что для средних условий работы тепловых
сетей в летний период и в большей части отопительного периода давление в регулируемом отборе
может поддерживаться ниже 0,12 МПа, а нагрев воды в сетевых подогревателях происходит при
достаточно устойчивой разности температур, равной 40... 50 °С; это позволяет выполнить эффективный
ступенчатый подогрев сетевой воды.
Снижение давления отбираемого пара до минимального, требуемого по условиям работы тепловых
сетей, организация ступенчатого подогрева сетевой воды, уменьшение потерь давления в
трубопроводах отборов и недогрева воды до температуры насыщения пара в сетевых подогревателях позволяют
снизить температурный уровень отвода теплоты из цикла и тем самым повысить экономичность
теплофикационных турбин [1... 3, 5, 7, 9, 15, 20]. В турбинах с регулируемыми отборами пара повышение
экономичности может быть достигнуто также при использовании теплоты пара, поступающего в
конденсатор [7, 21]. Эффективность такого решения подробно рассматривается в разд. 3.1.3.
При работе турбины со ступенчатым подогревом сетевой воды и поддержанием давления в
регулируемом отборе в соответствии с зависимостью Ti = f(tHB) ступени турбины, предшествующие верхнему
9
t„
- —
^__
^-
\s
2
3

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
и нижнему отопительным отборам пара, работают в переменном режиме, который характеризуется
изменением объемного расхода пара и давления за ступенями.
рх, МПа
1,14
k
3
"~- 2
2, 3
. 1
^
1* ^
*-*.
•""ч
l> A
0,12
0,10
0,08
0,06
0.04
лето ю
-10 -15 -20
GV1,6
1,4
1,2
1.0
0,8
0,6
26
(ft*
0.06
0,05
0,04
0,03
МПа
<
\
3
-3
1
-
^ 1
1>
\
у"
'—
0,02
лето ю
-10 -15 -2(1
G\fi
1,4
1,2
1,0
0,8
0,6
26
t ,° С
Рис. 1.3. Изменение давления в камерах отопительных отборов и относительное изменение объемных
расходов пара на выходе из предотборной ступени турбины за годовой период:
а — верхний отопительный отбор; б — нижний отопительный отбор; — давление в камере
отбора; — относительный объемный расход пара GV; 1 — отопительный период; 2 — летний
период с нагрузкой горячего водоснабжения 7Ve = 0,87V"; 3 - конденсационный режим 7VP = 0,87V"
На рис. 1.3 приведены также расчетные зависимости изменения объемного расхода пара GV и
противодавления для предотборных ступеней при работе турбины с двухступенчатым подогревом сетевой
воды и номинальной тепловой нагрузкой в отопительный период, с нагрузкой ГВС и одноступенчатым
подогревом сетевой воды в летний период, а также на конденсационном режиме работы турбины.
Зависимости, приведенные на рис 1.3, соответствуют расчетным условиям работы тепловых сетей согласно
рис. 1.2.
Как видно из рис. 1.3, при аТЭц = 0,5 давление пара в верхнем регулируемом отопительном отборе
турбины за весь отопительный период изменяется в пределах 0,05 ... 0,13 МПа, а в нижнем
нерегулируемом отборе — в пределах 0,02 ... 0,06 МПа. При работе турбины в условиях увеличенного коэффициента
теплофикации предел изменения давления возрастает до 0,25 МПа в верхнем и до 0,2 МПа— в нижнем
отборах турбины.
Одновременно с изменением давления в отборе происходит перераспределение тепловой нагрузки
между сетевыми подогревателями и, соответственно, изменяются массовый и объемный расходы пара
через предотборные ступени турбины, что приводит к изменению коэффициента (соотношения) и/с0 и
КПД ступени, а также к изменению напряжений в лопаточном аппарате. Нарушение оптимального
распределения тепловой нагрузки между сетевыми подогревателями снижает эффективность ступенчатого
подогрева сетевой воды.
Учитывая переменный характер работы большой группы предотборных ступеней, выбор проточной
части турбины следует осуществлять так, чтобы обеспечить максимальную тепловую экономичность
турбоагрегата за годовой период и близкую к теоретически возможной эффективность ступенчатого
подогрева сетевой воды. Переменные режимы работы турбины, в том числе возможные режимы ее
работы в условиях, отличающихся от расчетных по (Хтэц, а также по тепловой нагрузке горячего
водоснабжения, должны быть учтены при разработке конкретной тепловой схемы и системы регулирования
турбины и при расчетах прочности облопачивания.
1.1.2. Ступенчатый подогрев сетевой воды
При ступенчатом подогреве общий нагрев сетевой воды осуществляется в нескольких
последовательных ступенях (сетевых подогревателях) паром, отбираемым из турбины. Давление отбираемого
пара определяется температурой воды на выходе из каждой ступени (каждого сетевого подогревателя).
Пар, отбираемый на первые по ходу воды ступени, имеет более низкое давление, что обеспечивает
дополнительную выработку электроэнергии по сравнению с одноступенчатым подогревом, когда весь пар
отбирается при давлении, определяемом конечной температурой сетевой воды.
Целью организации ступенчатого подогрева сетевой воды является дополнительная выработка
электроэнергии на тепловом потреблении, поэтому в дальнейшем в качестве ступени рассматриваются
только такие теплообменники, которые обеспечивают дополнительную выработку электроэнергии. В этом
смысле не является ступенью сетевой подогреватель, питающийся редуцированным свежим паром, или
пиковый водогрейный котел. Использование пиковой ступени подогрева сетевой воды, как известно
[7, 20], повышает эффективность ТЭЦ, но это повышение достигается иными путями.
10

.^^SU-frf I, НУЛУ/ПСППЛ
Ступенчатый подогрев сетевой воды аналогичен ступенчатому подогреву питательной воды,
реализуемому многоступенчатой регенеративной системой. Отличия состоят в том, что нагрев сетевой воды
в сетевых подогревателях невелик и составляет в среднем 40...50°С вместо 150...250°С в системе
регенерации, а также в том, что для подогрева сетевой воды используется до 70.. .80% расхода
свежего пара на турбоустановку, в то время как для целей регенерации — только до 20... 30%. Указанные
отличия определяют большие трудности конструктивного выполнения системы подогрева сетевой
воды, а также большее влияние оптимизации системы ступенчатого подогрева сетевой воды на тепловую
экономичность турбоагрегата в сравнении с регенеративным подогревом питательной воды.
Рассмотрим эффективность системы ступенчатого подогрева сетевой воды применительно к
типовой схеме современных теплофикационных турбоустановок (рис. 1.4), которая имеет следующие
особенности: сетевые подогреватели (бойлеры) питаются паром из отборов одной турбины, регулирующие
клапаны на трубопроводах отборов отсутствуют, расход сетевой воды через все ступени подогрева
одинаков, конденсат греющего пара сетевых подогревателей из каждой ступени подогрева насосами подается
в линию регенеративного подогрева питательной воды турбины.
Рис. 1.4. Принципиальная схема ступенчатого подогрева сетевой воды: сетевая вода;
конденсат; —#—# отбор пара; 1 — сетевые подогреватели; 2 — пиковый котел;
3 — регенеративные подогреватели; 4 — турбина; 5 — насосы
Предполагаем, что при равной температуре подогрева сетевой воды давление в последнем по ходу
воды отборе при многоступенчатом подогреве равно давлению в отборе при одноступенчатом подогреве
и что конденсационный расход пара равен нулю. Принимаем в соответствии с рис. 1.4, что подогрев
конденсата греющего пара сетевого подогревателя нижней ступени в регенеративном подогревателе
осуществляется паром из отбора на сетевой подогреватель верхней ступени до температуры конденсата
греющего пара.
Эффективность системы многоступенчатого подогрева определяется сравнительно с
одноступенчатым при условии, что остаются неизменными тепловая нагрузка, расход сетевой воды, температуры
прямой и обратной сетевой воды. В качестве показателя, характеризующего эффективность
ступенчатого подогрева, принята дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении ЛЭ.
Связь между величиной ЛЭ и более общим показателем повышения экономичности теплофикации —
относительной экономией теплоты — определяется зависимостью (3.11) в разд. 3.1.
11

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
Дополнительная мощность, развиваемая при двухступенчатом подогреве (сравнительно с
одноступенчатым) потоком пара, поступающим в нижний отопительный отбор,
. ЛТ Gb2 (/i0t1 — hOT2)
AN2 = 3600 Пгм'
(1.3)
где Gb2 — отбор пара на сетевой подогреватель нижней (первой) ступени (нумерация теплообменников
выполняется по ходу воды, нумерация отборов — по ходу пара).
При последующем нагреве в ПНД теплосодержание конденсата сетевого подогревателя повышается
с hHi до hH2, на что требуется затрата теплоты, равная
AQi = GB2 (ZihI - hH2),
(1.4)
в виде дополнительного, сверх требуемого для подогрева сетевой воды, отбора пара из верхнего
отопительного отбора. Паром дополнительного отбора вырабатывается мощность
ДДГ] =•=>!■ AQb
(1.5)
где 3± —удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении при одноступенчатом подогреве.
Таким образом, при переходе от одноступенчатого к двухступенчатому подогреву при неизменной
тепловой нагрузке обеспечиваются дополнительная мощность
AN = ANi + AN2
и дополнительная удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении. На основании
совместного рассмотрения зависимостей (1.3)... (1.5) получим
АЭ2 =
G
В2
3600QT
(/iOTi - /гОТ2)Пгм + З6ООЭ1 (/i„i - ha2)
(1.6)
Обозначим г = /iot2 - /i„2; Ah = /iOTi - Л,от2; A/iHi - K2\ a = (т2 - то6) / (ti - тсб) = Ат2/Лт0;
учитывая, что QT = \Vc(ti - т0б), Gb2(/i0t2 — h„2) = И'с(т2 — т0б). зависимость (1.6) можно записать
в следующем виде:
il™ + 36003i4fei
ДЭ2 = Л1г ■ Aha. (1.7)
ЗбООг
В табл. 1.1 в качестве примера приведены значения дополнительной выработки электроэнергии на
тепловом потреблении при двухступенчатом подогреве для современных теплофикационных турбин,
определенные с учетом изменения КПД предотборных ступеней турбин и фактического распределения
тепловой нагрузки по ступеням подогрева за отопительный период для двух характерных значений
коэффициентов теплофикации аТэц = 0,5 и аТЭц = 0,6, в предположении, что проточная часть
ступеней турбины, предшествующих отопительным отборам пара, выбрана оптимальной и обеспечивает
в среднегодовом значении распределение тепловых нагрузок между ступенями подогрева сетевой воды
в соответствии с рекомендациями разд. 1.1.3. Относительная экономия топлива отнесена к полному
годовому расходу топлива на турбину исходя из того, что в отопительный сезон турбина работает по
тепловому графику с номинальной тепловой нагрузкой, а в летний период длительностью 2500 ч 'год
работает с конденсационной мощностью, равной 80% номинальной мощности турбины.
Таблица 1.1. Экономия топлива при двухступенчатом подогреве сетевой воды
Наименование
Номинальная тепловая нагрузка, ГДж, ч
Коэффициент теплофикации
Дополнительная выработка электроэнергии на
тепловом потреблении за отопительный период,
млн кВт • ч
Экономия топлива, т у.т./год
Экономия топлива, %
Тип турбины
ПТ-140-130
460
0,5
22,5
4200
0,85
0,6
26,0
4450
0,95
Т-110-130
733
0,5
36,1
6200
2,05
0,6
39,0
6700
2,2
Т-185-130
ИЗО
0,5
56,0
9500
2,0
0,6
60,0
10300
2,15
Т-250-240
1465
0,5
88
11800
2,05
0,6
91
15400
2,15
Как следует из приведенных в табл. 1.1 данных, двухступенчатый подогрев позволяет обеспечить в
турбинах типа «Т» снижение суммарного годового расхода топлива на 2,0. ..2,2%, а в турбинах типа
«ПТ» — на 0,8. ..1,0%.
12

1.1. Общие положения
Эффективность ступенчатого подогрева снижается во всех случаях, когда имеет место в той или
иной форме дросселирование отбираемого пара, например при наличии на трубопроводах отбора
регулирующих клапанов. Снижение эффективности имеет место при распределении отопительной нагрузки
по ступеням, отличном от оптимального, или при снижении КПД предотборных ступеней, что
характерно при работе турбины с тепловой нагрузкой, отличающейся от номинальной. Так, например, для
теплофикационных турбин с двумя отопительными отборами при работе по тепловому графику, но с
50-процентной тепловой нагрузкой дополнительная выработка электроэнергии на тепловом
потреблении за отопительный период составляет 70. .80% от теоретически возможной для данной нагрузки.
При увеличении нагрузки до 150% номинальной (такие режимы возможны у турбин типа «ПТ»)
дополнительная выработка составит 80.. .85% теоретически возможной для данной нагрузки.
1.1.3. Влияние распределения нагрузок между ступенями подогрева
сетевой воды на экономичность турбин
Ступени подогрева сетевой воды (сетевые подогреватели) в турбинах без промежуточного перегрева
пара питаются паром из ЧСД. В турбинах с промежуточным перегревом пара возможно их питание как
после промежуточного перегрева пара, так и паром из выхлопа ЦВД и после промежуточного перегрева.
Определения оптимальных нагрузок для обеих схем имеют свои особенности и рассматриваются
отдельно. В общем случае оптимальное распределение нагрузок должно соответствовать максимальному
значению ДЭ2 [7].
1.1.3.1. Ступени подогрева сетевой воды (сетевые подогреватели) питаются паром из ЧСД. Как
показано в [7, 20], для процесса с постоянным КПД при изменении давления в отборе k = AhjAhK (где
Ah — разность теплосодержаний пара при изменении давления, Ahu — разность теплосодержаний
конденсата при температуре насыщения для этого же изменения давления в отборе) изменяется
незначительно и в области давлений, характерных для отопительного отбора, с достаточной для практических
целей точностью может рассматриваться как постоянная.
Если предположить, что КПД ступеней, предшествующих отбору пара на нижний сетевой
подогреватель, не зависит от коэффициента теплофикации (а), а суммарный недогрев 6* (понимая под Ы
разность температуры насыщения пара при давлении в камере отбора и температуры воды на
выходе из сетевого подогревателя) не зависит от а и одинаков для первой и второй ступеней подогрева
(6ii = bt?), то зависимость Ah — /(ос) линейна и выражается уравнением:
Ah = кАт0 (1 - а). (1.8)
В окончательном виде:
ЛЭ2 = AiДт0а (1 - а), (1.9)
ГЛРл _ fciw + 3600Э1
rfleAl~ ЖШ •
При изменении давления в нижнем отопительном отборе Ах остается практически постоянной.
Оптимальное распределение нагрузки по ступеням определяется из условия d(A32)/doc = 0. Решая
уравнение (1.9) с учетом постоянства Аь получаем аопт = 0,5. Следовательно, при двухступенчатом
подогреве сетевой воды по схеме (см. рис. 1.4) и указанных выше дополнительных условиях оптимальным
является равный нагрев воды в обеих ступенях подогрева.
Максимальная дополнительная удельная выработка электроэнергии на тепловом
потреблении при двухступенчатом подогреве имеет место при а= аопт и определяется из формулы (1.9):
ДЭг™* = 0.25А!Лт0. (1.10)
Зависимость ДЭг/ДЭгтаа- = /(°0 приведена на рис. 1.5. При малых отличиях а от аопт ЛЭг
близко к ДЭгтаж- Уменьшение ДЭг по сравнению с его максимальным значением более чем на 4%
имеет место при а, отличающемся от аопт более чем на 20%.
При трехступенчатом подогреве сетевой воды по схеме, аналогичной приведенной на рис. 1.4, исходя
из тех же допущений, что и при двухступенчатом подогреве, можно получить следующее конечное
выражение для трехступенчатого подогрева:
ЛЭ3 = „rnnn [Сбз Cwi ~ /1отз)т1гм + 360092GB3 (hH2 - Л„з) +
ооииц; (1.11)
+GB2 (fro-rl - йот2)Лгм + 36003i (GB2 + GB3) (^н1 ~ Л„2)] -
13

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
ДЭ2/ЛЭ2„
0,75
0,50
0,25
^
0,25
0,50
0,75
Рис. 1.5. Зависимость ЛЭг/АЭгтах от относительной нагрузки на нижнюю ступень подогрева
сетевой воды (нижний сетевой подогреватель)
Приближенное оптимальное распределение нагрузки по ступеням подогрева в этом случае составит
(Лт1/Лто)опт = (Ат2/Лт0)опт = (Дтз/Лт0)опт = 1/3, (1.12)
а максимальная ДЭз при оптимальном распределении тепловой нагрузки по ступеням —
ДЭзтах = 0,34AiAt0. (1.13)
Для общего случая г-ступенчатого подогрева
г-1
ДЭгтаа; = 0,5AiAt0-
(1.14)
Зависимость АЭ2таа;/ДЭ2таэ: = / (г), характеризующая влияние числа ступеней, приведена на
рис. 1.6.
2,2
2,0
е
е i,8
CD
<_ 1,6
ы
е
I 1,4
т
< 1,2
1,0
z —>
оо
2 3 4 5 fi 7 8 9 10 11 12
Число ступеней подогрева z
Рис. 1.6. Зависимость (АЭ27Тша;/ДЭ2таэ:) от числа ступеней подогрева сетевой воды
Как следует из зависимости (1.14) и рис. 1.6, при неограниченном увеличении числа ступеней
подогрева сетевой воды в сравнении с двухступенчатым подогревом возможно практически удвоение
максимальной дополнительной выработки электроэнергии на тепловом потреблении.
Влияние конструктивных и режимных факторов рассмотрим применительно к принятой в
большинстве современных турбин системе двухступенчатого подогрева сетевой воды. На эффективность
ступенчатого подогрева влияют следующие конструктивные факторы:
- конструкция проточной части турбины в той мере, в какой она определяет КПД ступеней,
расположенных между отопительными отборами, и распределение нагрузок по ступеням подогрева на
расчетном и переменном режимах работы турбины;
- конструкция самой установки сетевых подогревателей (сокращенно — бойлерной), включая
трубопроводы отборов пара и подогревателей сетевой воды, определяющей суммарный недогрев Ы.
На режимах с пониженным КПД ступеней турбины, расположенных между отборами (т)0, < т)^ах),
и неоптимальным значением коэффициента теплофикации а будет иметь место уменьшение
дополнительной удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении в сравнении с максимально
14

1.1. Общие положения
возможным значением, вычисляемым по уравнению (1.10). Уменьшение дополнительной удельной
выработки определяется зависимостью:
ЛЭ2 = AiATo
0.25-а(1 -а)
(1.15)
В зависимости от принятой конструкции и размеров трубопроводов отопительных отборов и
подогревателей сетевой воды суммарные недогревы сетевой воды в первой и второй ступенях (6*i и 6*г)
могут быть различными, а суммарный недогрев в сетевых подогревателях турбины с одноступенчатым
подогревом 6*одн может отличаться от недогрева в первой ступени 6*i в сетевых подогревателях
турбины с двухступенчатым подогревом, в то время как формулы (1.6) и (1.10) получены при условии, что
6*1 = 6*2 = 6*одн.
Изменение дополнительной удельной выработки электроэнергии при 6*! ^ 6*2 составит
ДЭ2' = Ах (6*2 " 6*!) -Л
(1.16)
а при 6*i ф 6*одн изменение дополнительной удельной выработки определяется зависимостью:
ЛЭ2' = Ai (6*! - 6*одн). (1.17)
При переходе к системе двухступенчатого подогрева сетевой воды экономически обосновано
увеличение поверхности нагрева сетевых подогревателей [7, 20]. Такое увеличение уже предусмотрено в
современных теплофикационных турбинах, при этом значение 6*i примерно равно значению 6*одн.
Таким образом, дополнительная удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении при
двухступенчатом подогреве с учетом основных конструктивных факторов, сформулированных выше,
приближенно определяется следующим выражением:
ЛЭ*
АЭ2,
ЛЭ'2 - ДЭ2' - АЭ2",
(1.18)
где ЛЭгтаж. ДЭ2, АЭ2', АЭ2" определяются уравнениями (1.10), (1.15)... (1.17).
Влияние конструкции установки сетевых подогревателей сказывается не только на эффективности
системы ступенчатого подогрева сетевой воды, но и на оптимальном распределении нагрузки по
ступеням. Для системы двухступенчатого подогрева сетевой воды оптимальное распределение нагрузки по
ступеням с учетом суммарных недогревов по каждой ступени определяется формулой
а„
0,5-
1 + 26*i/Ati
Зависимость ocJL
' 1 + 6*i/Ati + 6*2/Ат2'
/(6*i/Ati,6*2/At2) приведена на рис. 1.7.
(1.19)
0,7
0.6
0,5
0,4
0,3
0
'J I " | I I
^ —гт^—^-^^ *"^ 1 1 1 1
^^Г ^—"Г^ 5
0,1
0,2
0,3
0,4
0,5
0,6
0,7
0,8
0,9
tl/Tl
Рис. 1.7. Зависимость оптимального распределения тепловой нагрузки по ступеням системы
подогрева сетевой воды от относительных величин суммарного недогрева в каждой ступени:
1 — 6*2/Ат2 = 0; 2 — 6*2/Ат2 = 0,25; 3 — 6*2/Ат2 = 0,5/ 4 — 6*2/Ат2 = 0,75; 5 — 6*2/Ат2 = 1,0
Влияние режима работы турбоагрегата частично учтено приведенными выше зависимостями,
поскольку значения QOT, Дт0 и Э определяются тепловой нагрузкой турбины и режимом работы тепловых
15

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
сетей, а также климатическими условиями района. Дополнительно должно быть рассмотрено влияние
имеющегося в турбине конденсационного потока при работе по электрическому графику, так как
приведенные ранее зависимости предполагали, что он равен нулю.
Считая, что конденсационный расход (поток) через ступени, расположенные между двумя
отопительными отборами, равен расходу пара в ЧНД, можно приближенно определить дополнительную
мощность конденсационного потока при системе двухступенчатого подогрева сетевой воды в сравнении с
одноступенчатым:
GHRAhr\rMy
ANK
3600
(1.20)
Ah — АННП ., . ,
где у = дт— I An, Ап11Д — изменение использованного теплоперепада соответственно в ступенях,
предшествующих нижнему отбору турбины, и в ступенях ЧНД при переходе от одно- к двухступенчатому
подогреву сетевой воды.
Дополнительная мощность конденсационного потока обеспечивается при неизменном расходе
топлива на турбину, поэтому при ее суммировании с дополнительной теплофикационной мощностью,
получаемой при ступенчатом подогреве, на которую требуется удельный расход топлива, равный Ьт, должен
быть введен коэффициент (3 — Ьк/ (Ьк — Ьт), где Ьк, Ьт — удельные расходы топлива по
конденсационному и теплофикационному циклам. Приведенное с учетом суммарного повышения эффективности
конденсационного и теплофикационного потоков оптимальное распределение нагрузки по ступеням при
работе по электрическому графику при равных суммарных недогревах Ы\ = 6^2 = ^одн:
GH
аоПТ = 0,5(1-А2(За^
(1.21)
где
А2 = кт\гы/ (Ащгм + Эх).
(1.22)
Зависимость ос£пт — /(|3у, GHfl/GOT) приведена на рис. 1.8. Как следует из рис. 1.8, при наличии
конденсационного расхода в случае, если у > 0, нагрузку на нижний сетевой подогреватель
целесообразно уменьшить. При относительно большом конденсационном расходе оптимальное распределение
тепловой нагрузки по ступеням отвечает режиму с полностью открытыми регулирующими клапанами
ЧНД.
0,2
0,4
0,6
0,8
1,0
0,4
0,3
0,2
0,1
:=r---i I I I /
2
'
3
/
4
/
1,2
1,4
PY
Рис. 1.8. Оптимальное распределение тепловой нагрузки по ступеням подогрева сетевой воды
с учетом наличия конденсационного расхода пара: А2 = 0,7;
1 - Gha/Gqt = 0; 2 - GHM/GOT = 0,25; 3 - GHU/GOT = 0,5; 4 - Gba/Got = 0,75
Условие у > 0 выполняется тогда, когда при снижении давления в нижней камере отбора
увеличение использованного теплоперепада в предотборной части турбины численно больше, чем уменьшение
использованного теплоперепада в ЧНД. Такое положение возможно на режимах с частично закрытой
регулирующей диафрагмой ЧНД, когда снижение давления в нижней камере отбора, происходящее при
уменьшении нагрузки на первую ступень, приводит к увеличению степени открытия регулирующей
диафрагмы ЧНД. При этом использованный теплоперепад в предотборной части турбины возрастает на
Ah пропорционально изменению давления в отборе, в то время как Д/1нд для дроссельной поворотной
диафрагмы близка к нулю.
16

i.i. L/utque ihjjiu/ксгчлн
На режимах, когда регулирующая диафрагма ЧНД полностью открыта, при снижении давления в
нижнем отопительном отборе Ah = А/гнд и следовательно у = 0, поэтому на таких режимах, как видно
из рис. 1.8, оптимальным является равное распределение тепловой нагрузки между верхней и нижней
ступенями подогрева сетевой воды.
Для турбин типа «Т» конденсационный расход пара в пределах отопительного периода ограничен
по продолжительности (см. рис. 1.2), поэтому оптимальным является такое распределение нагрузки
между сетевыми подогревателями, при котором на основной части режимов, когда <3нд = 0, оно было
равным, а на режимах, когда Снд > 0 и регулирующая диафрагма ЧНД частично открыта, нижняя
ступень подогрева имела бы большую тепловую нагрузку.
Приведенные выше зависимости определяют дополнительную удельную выработку электроэнергии
на тепловом потреблении на любом одном режиме.
Эффективность системы ступенчатого подогрева сетевой воды в эксплуатационных условиях
характеризуется суммарной за годовой период дополнительной выработкой электроэнергии на тепловом
потреблении:
по
дэсум= Г A3Qtdn^ (123)
О
где по — число часов работы со ступенчатым подогревом воды.
Если в отопительный период турбина работает по тепловому графику, т. е. с минимальными
пропусками пара в конденсатор, когда влиянием конденсационного потока можно пренебречь, и система
сетевых подогревателей выполнена так, что 8t\ = 6^2 = 6г,одн, то максимальная дополнительная выработка
электроэнергии при двухступенчатом подогреве сетевой воды определяется зависимостью, следующей
из уравнений (1.10) и (1.23):
по
АЭГах = 0-25 J ^-"збсГ031 • Q^T°dn- ^
о
Абсолютные значения QT, Ато, Эь г и их изменение за период работы турбины со ступенчатым
подогревом определяются тепловой нагрузкой турбины, режимом работы тепловых сетей,
климатическими условиями, типом турбины и ее конструкцией. Величина к определяется параметрами свежего
пара и КПД турбины.
В табл. 1.2 в качестве примера приведены расчетные значения средней за отопительный период
дополнительной выработки электроэнергии. Рассматривались относительная дополнительная выработка
п0
ДЭ^ая/Э^3™ и абсолютные значения A3^ax/QcytA, где Э^ум = J A3iQTdn — суммарная выработка
о
По
электроэнергии на тепловом потреблении при одноступенчатом подогреве; Q£yM = J QTdn — суммар-
о
ная тепловая нагрузка турбины за отопительный период; по — число часов отопительного периода.
Таблица 1.2. Дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении при
двухступенчатом подогреве сетевой воды
Показатель
Коэффициент к
Коэффициент теплофикации (Хтэц
Отношение ЛЭс/тм0,/ЭГ, %
Отношение A3^aJQ?", (кВт ■ ч)/ГДж
Параметры свежего пара
8,8МПа,535°С
1,15
0,5
9,5
9,6
0,6
11,4
10,9
12,8МПа,565°С
1,1
0,5
8,2
10,5
0,6
9,65
12,0
23,5МПа,560/565°С
1,35
0,5
7,5
12,3
0,6
8,55
13,5
Численные значения 3i и г определены по расчетным данным. Для турбин разных типов, но с
одинаковыми начальными параметрами пара эти величины отличаются незначительно, в пределах нескольких
процентов, что позволяет рассматривать приведенные в таблице значения практически безотносительно
к типу турбин.
Как следует из приведенных в табл. 1.2 данных, возможная дополнительная выработка
электроэнергии на тепловом потреблении в зависимости от параметров свежего пара и коэффициента
теплофикации составляет 7,5. ..11,4% выработки при одноступенчатом подогреве. Средняя за отопительный
период дополнительная удельная выработка составляет 10... 13 (кВт ■ ч)/ГДж.
При повышении параметров свежего пара возрастает Эх, при введении промперегрева
возрастают 3i и к, что уменьшает относительную величину A3^^ax/3YM, пропорциональную выражению
17

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
{кг\гм + Э1) /3ir, но увеличивает абсолютную дополнительную выработку АЭ2^аа./Э1ум,
пропорциональную выражению (/сг|гм + 3i) /3ir. При увеличении коэффициента теплофикации средняя
дополнительная удельная выработка, пропорциональная Лто, возрастает.
В турбинах, спроектированных с системой ступенчатого подогрева сетевой воды, в пределах
отопительного сезона обеспечиваются устойчивые значения КПД предотборных ступеней и распределение
тепловых нагрузок, близкое к оптимальному.
При расчетных условиях работы турбины и тепловых сетей снижение эффективности из-за
ухудшения КПД предотборных ступеней и неоптимального распределения тепловой нагрузки за отопительный
период составляет около 5% ^Щтах- При этом приняты меньшие удельные тепловые нагрузки
сетевых подогревателей, чем в ранее выпускавшихся установках с одноступенчатым подогревом, а также
достигнуто уменьшение потерь в трубопроводах отбора пара, что позволило обеспечить при
двухступенчатом подогреве примерно те же суммарные недогревы, что и при одноступенчатом подогреве, и,
по "о
следовательно, близость к нулю значений J /SS'^Qidn и J A3'2"QTdn.
о о
Таким образом, теплофикационные турбины, спроектированные с системой ступенчатого подогрева
сетевой воды, при работе по тепловому графику с номинальной тепловой нагрузкой обеспечивают
дополнительную выработку электроэнергии за отопительный период, близкую к теоретически возможной
(максимальной).
1.1.3.2. Ступени подогрева сетевой воды (сетевые подогреватели) питаются паром из отборов до и
после промежуточного перегрева пара. Представленные в п. 1.1.3.1 результаты исследования по
влиянию распределения тепловой нагрузки между последовательно выполненными ступенями подогрева
сетевой воды (сетевыми подогревателями) на экономичность турбины справедливы при подогреве
сетевой воды до 110... 125°С и отборе пара на эти ступени из ЧСД. Для турбин, устанавливаемых
на ТЭЦ и расположенных на больших расстояниях от района теплопотребления, предусматривается
подогрев сетевой воды до более высоких температур (150... 170°С). В этом случае схема подогрева
сетевой воды по сравнению с рассмотренной имеет ряд особенностей.
Отбор пара из турбины на верхнюю ступень подогрева выполняется из отбора турбины до
промежуточного перегрева пара, а отборы пара на первые по ходу воды ступени (одну или две) — после
промежуточного перегрева. Температура сетевой воды за последней ступенью подогрева
поддерживается за счет дросселирования греющего пара на клапане, расположенном на трубопроводе отбора пара,
или за счет частичного обвода сетевой воды помимо верхнего сетевого подогревателя. В схеме с
равным распределением тепловой нагрузки все отопительные отборы пара турбины расположены после
промежуточного перегрева (в частном случае турбины не имеют промежуточного перегрева пара), а
дросселирование отборного пара или обвод сетевой воды исключены из большей части режимов.
Исследование влияния распределения тепловой нагрузки на тепловую экономичность турбины для
обеспечения повышенной температуры подогрева сетевой воды до 150... L70°C выполнено
применительно к турбине с начальными параметрами пара 5,9 МПа, 274,3 °С и параметрами промежуточного
перегрева 0,93МПа, 260°С [22].
Рассмотрены две схемы подогрева сетевой воды: трех- и двухступенчатая. Верхняя ступень
подогрева в обеих схемах подключена к выхлопу из цилиндра высокого давления до промежуточного перегрева.
Давление за ЦВД при перераспределении тепловой нагрузки или изменении температуры сетевой воды
остается постоянным. Отборы пара из турбины на первые ступени подогрева сетевой воды расположены
после промежуточного перегрева пара, давление в этих отборах принято в соответствии с
распределением тепловой нагрузки.
На рис. 1.9 показано изменение экономичности теплофикационного потока турбины при
трехступенчатом подогреве сетевой воды в зависимости от распределения тепловой нагрузки по ступеням на
режиме с нагревом сетевой воды от 60 до 170 °С. На этом режиме потери на дросселирование в отборе
пара на верхнюю ступень минимальны.
Для 1-й и 2-й ступеней (рис. 1.9, а) оптимальная величина тепловой нагрузки практически одинакова
и составляет около 0,28 от общей нагрузки. Для 3-й ступени оптимальная нагрузка равна около 0,44
от общей нагрузки, т.е. в 1,5 раза больше, чем на предыдущие ступени.
Данные, полученные по оптимальному распределению тепловой нагрузки по ступеням подогрева
сетевой воды при отсутствии дросселирования пара в верхнем отборе, аналогичны известным данным
по оптимальному распределению нагрузки по ступеням регенеративного подогрева питательной воды,
согласно которым ступень, питающаяся паром из холодной нитки промперегрева, имеет оптимальную
нагрузку в 1,5 раза большую, чем предыдущие ступени.
Схема с двухступенчатым подогревом сетевой воды рассматривалась при трех температурах
наружного воздуха, которым соответствуют температуры прямой и обратной сетевой воды: 170/60°С,
160/50 °С, 152/42 °С. Результаты исследования представлены на рис. 1.9, б, где на режиме температур
18

1.1. Общие положения
Де. %
Де, %
3
2 -
1
* /7*
nljK
1 'л
х У
|/
/
5*
' б\\
- -
- -
- —
- —
1 >
/
/'/
/ / ' 1
\\1
^7
8
/'
9
/
\
-\
^Ч
ОД
0,2 0,3 0,4 0,5
Qncl
0,3 0,4 0,5 0,6 п
6
Рис. i.9. Влияние распределения тепловых нагрузок между подогревателями сетевой воды
на экономичность турбины при трехступенчатом (а) и двухступенчатом (6) подогревах:
1 " Qnc2 = 0,21; 2 - Qnc2 = 0.24; 3 - Qnc2 = 0.27; 4 - Qnc2 = 0.29; 5 - Qnc2 = 0,32; 6 - Qnc2 = 0,35;
7 - W*o6 = 152/42 °C; 8 - tnc/to6 = 160/50 °C; 9 - t^/t^ = 170/60 °C
прямой и обратной сетевой воды 170/60 °С при ее двухступенчатом подогреве оптимальная
относительная тепловая нагрузка первой ступени Qncl составляет около 0,48 от общей нагрузки. При более низких
температурах подогрева сетевой воды оптимальная нагрузка 1-й ступени возрастает и составляет
около 0,515 при температурах подогрева сетевой воды от 50 до 160 °С и около 0,575 при температурах
подогрева сетевой воды от 42 до 152 °С.
Данные по оптимальному распределению тепловой нагрузки при двухступенчатом подогреве на
первый взгляд не согласуются с результатами исследования схемы трехступенчатого подогрева. С целью
объединения результатов исследований двух- и трехступенчатого подогрева сетевой воды на рис. 1.10
показаны зависимости оптимальной нагрузки 1-й ступени от нагрузки 2-й ступени — Qnci = J {Qnctj
и аналогично Qnc2 = / (Qnci) Для схемы с трехступенчатым подогревом. При Qnc2 = 0 или Qncl = 0
трехступенчатый подогрев «вырождается» в двухступенчатый, при этом 1-й ступенью становится по-
—он т —о пт
догреватель № 1 (при <5Пс2 = 0) или подогреватель № 2 (при Qncl = 0), а 2-й ступенью — верхняя
ступень, подключенная до отбора на промежуточный перегрев.
Как следует из рис. 1.10, при «вырождении» трехступенчатого подогрева в двухступенчатый оп-
тимальная нагрузка на 1-ю ступень (ц!пс] при Qnc2 — 0 или УПС2 ПРИ Qm-.i = 0) Равна ~ 0,48, что
согласуется с приведенными на рис. 1.9 данными по двухступенчатому подогреву при температурах
прямой и обратной сетевой воды 170/60 °С.
Результаты по оптимальному распределению нагрузки между ступенями подогрева сетевой воды
(рис. 1.9 и 1.10) могут быть объяснены следующим образом. Тепловая экономичность промежуточного
перегрева пара для теплофикационного потока зависит от противодавления отбираемого пара. С
повышением противодавления экономичность промежуточного перегрева падает и, начиная с некоторого
значения противодавления, становится отрицательной. Для рассматриваемых начальных параметров и
параметров промежуточного перегрева пара тепловая экономичность промежуточного перегрева равна
нулю при давлении отбираемого пара, равном <~ 0,2 МГТа.
Для двухступенчатого подогрева и температуры прямой и обратной сетевой воды 170/60ГС при
оптимальном распределении тепловой нагрузки давление в отборе на подогреватель № 1 составляет
около 0,2 МПа. Следовательно, для рассматриваемого режима экономичность промежуточного
перегрева равна нулю, что эквивалентно отсутствию промперегрева. А при отсутствии промежуточного
перегрева оптимальным является примерно равное распределение тепловой нагрузки между ступенями,
что и подтверждается данными (рис. 1.9, б, кривая 1).
19

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
Qncl1 Quel
0,5
0,4
0,3
0,2
од
0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 оопт о
"■*пс2' "«ИС2
Рис. 1.10. Зависимость оптимальных тепловых нагрузок подогревателей сетевой воды первой ступени
от нагрузки второй (1) и второй ступени от нагрузки первой (2) при трехступенчатом подогреве
сетевой воды
Для режимов с температурами прямой и обратной сетевой воды 160/50°С и 152/42°С возникают
одновременно два обстоятельства, приводящие к уменьшению тепловой нагрузки на верхнюю ступень
и, соответственно, к увеличению оптимальной нагрузки на 1-ю ступень: наличие дросселирования пара,
поступающего на верхнюю ступень, более низкая температура обратной сетевой воды, а следовательно
снижение давления отбираемого на 1-ю ступень пара, что повышает эффективность промежуточного
перегрева. Соответственно оптимальные значения Qnc] возрастают (рис. 1.9, б, кривые 2 и 3).
Для трехступенчатого подогрева сетевой воды при равном распределении тепловой нагрузки
между ступенями среднее давление отбираемого пара на первые две ступени было бы выше 0,2МПа. В
этом случае промежуточный перегрев приводит к снижению экономичности теплофикационного
потока. Поэтому более высокая экономичность обеспечивается при увеличении нагрузки 3-й ступени, так
как при этом уменьшается расход пара, поступающего на промежуточный перегрев. Целесообразность
равного распределения нагрузки между первыми двумя ступенями подогрева определяется тем, что в
обе ступени поступает пар после промежуточного перегрева и поэтому для них сохраняется положение
о равенстве оптимальных нагрузок.
Результаты исследования показывают, что в том случае, когда часть ступеней находится до
промежуточного перегрева, а часть ступеней — после него и в отборе на последнюю ступень имеет место
дополнительное дросселиование пара (или частичный обвод по сетевой воде), оптимизация
распределения тепловой нагрузки не отвечает относительно простым закономерностям (равное распределение
тепловой нагрузки) и зависит от ряда факторов, в том числе температуры сетевой воды и давления
промежуточного перегрева.
1.1.4. Эффективность двухступенчатого подогрева сетевой воды
в теплофикационных паровых турбинах типа «Т»
с пониженными начальными параметрами пара
В связи с переходом на рыночные отношения, значительным удорожанием топлива и
энергетического оборудования появилась необходимость в создании эффективных паровых турбин малой мощности
с давлением свежего пара 1,45... 12,8МПа и температурой 320...555°С, способных удовлетворить
различные требования заказчика [23]. Появилась также потребность в турбинах «утилизационного
типа», призванных использовать отработавший пар турбин типа «Р» (Р-50-12,8/1,3, Р-100-12,8/1,5 и
Р-40-12,8/3,1), которые в условиях спада производства или остановлены, или работают с
ограниченным расходом свежего пара [36].
Возникла проблема целесообразности использования в указанных турбинах двухступенчатого
подогрева сетевой воды, так как исследования его эффективности для паровых турбин с пониженными
начальными параметрами пара отсутствуют, а имеются только данные для турбин с начальными
параметрами пара 12,8 МПа, 565 °С и 23,5 МПа, 560/565 °С (разд. 1.1.2).
При исследовании рассмотрены турбины с давлением свежего пара в диапазоне 1,45... 12,8МПа
[186]. Зависимости температур свежего пара и питательной воды, принятые при исследовании, приве-
20
N
-
-1
-
"1%
1
1
ч'\
i
1
2
/
- -К-|
1
1
1
/
1^
1 \
1
1
\ 1

1.1. Общие положения
дены на рис. 1.11 и являются отражением запросов заказчика и реальных конструкций турбин ЗАО
«УТЗ». При сопоставлении эффективности одно- и двухступенчатого подогрева принято: давление в
регулируемом отопительном отборе и,12МПа, являющееся оптимальным для турбин с
одноступенчатым подогревом сетевой воды; температура обратной сетевой воды — 50 °С, что соответствует значению
ее на среднезимнем режиме при температурном графике теплосети 150.. .70°С; минимальный расход
пара в ЧНД для охлаждения ее ступеней — Ют/ч; потери давления в органах паровпуска — 5% от
давления свежего пара и в трубопроводах подвода пара к сетевым подогревателям — 10% от давления
в регулируемом отопительном отборе; недогрев сетевой воды в каждом подогревателе — 5°С [187].
to, °С
550
500
450
400
350
300
250
1 1 у
1Ч/
/
1 /
Л/1
1
у
Л
1
0 2 4 6 8 10 12 14
Давление свежего пара, МПа
. Ор
231)
210
19(1
170
150
130
110
Рис. 1.11. Зависимости температур свежего пара и питательной воды от давления свежего пара
теплофикационных турбин, принятые при исследовании
-^Г • А Т (<?к - q-l) :
(1.25)
При двухступенчатом подогреве тепловые нагрузки подогревателей приняты равными, что
обеспечивает максимальную его эффективность (см. разд. 1.1.2).
При выполненных исследованиях конструкции турбин и их тепловые схемы принимались на
основании реальных решений, что отразилось на КПД проточной части ступеней, величине утечек пара через
концевые уплотнения и штоки регулирующих клапанов, учитывался также нагрев воды в питательном
насосе, КПД механический и в генераторе.
В качестве показателя сравнительной тепловой экономичности принято значение относительной
экономии теплоты £т при равной выработке тепловой и электрической энергии, которая для
теплофикационного потока рассчитывается по формуле [47]:
ДЭ ЛГТ1
где ДЭ = Э] — Эг — изменение удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении; 1, 2 —
номера исходного и сопоставляемого вариантов; 7VTl. QTyp\ — соответственно мощность
теплофикационного потока и расход тепла на турбину; qK, qT — удельные расходы теплоты замещающей КЭС и
теплофикационного потока.
Результаты расчетов эффективности двухступенчатого подогрева сетевой воды по формуле (1-25)
представлены на рис. 1.12.
При этом рассмотрены два варианта экономичности замещающей КЭС:
1) принята турбина с теми же начальными параметрами пара, что и теплофикационная;
2) принята наиболее экономичная конденсационная паровая турбина типа К-800-23,5-3 с
начальными параметрами пара 23,5МПа, 540/540"С с удельным расходом теплоты 7702кДж кВт- ч [188].
Результаты расчета зависимости величины qK от давления свежего пара для определения £т по
первому варианту приведены на рис. 1.13. При определении qK давление в конденсаторе принято равным
бкПа. На рис. 1.13 также показана зависимость qT от давления свежего пара, которая принята при
расчете ет по формуле (1.25) для обоих вариантов замещающей КЭС. Значения </т больше
теоретической величины 3600кДж, кВт • ч, так как они включают затраты на холостой ход турбины и потери
механические и в генераторе. Механические потери принимались, как отмечено ранее, на основании
данных по каждой рассматриваемой турбине, а потери в генераторе определялись исходя из величины
его КПД [189].
Результаты расчета зависимостей величин ДЭ/Э: и N.ri/QTypi от давления свежего пара,
принятых для определения ет по формуле (1.25), представлены на рис. 1.14. Как видно из формулы (125) и
рис. 1.12, экономичность замещающей КЭС оказывает значительное влияние на эффективность
двухступенчатого подогрева сетевой воды.
21

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
£т, %
6
5
4
3
2
1
О 2 4 6 8 10 12 14
Давление свежего пара, МПа
Рис. 1.12. Зависимость эффективности двухступенчатого подогрева сетевой воды теплофикационных
паровых турбин от давления свежего пара: 1 — начальные параметры пара замещающей
конденсационной и теплофикационной турбин одинаковые; 2 — в качестве замещающей принята
конденсационная турбина К-800-23,5-3 с начальными параметрами пара 23.5 МПа, 540/540°С;
давление пара в регулируемом отопительном отборе при одно- и двухступенчатом подогреве сетевой
воды — 0,12МПа, то6р = 50°С
\
1
/
2
q, кДж/ (кВт ■ ч)
13000
11000
9000
7000
5000
3000
—
2
|^~~^—
~^2
^_
1 1
2 4 6 8 10 12 14
Давление свежего пара, МПа
Рис. 1.13. Расчетная зависимость удельного расхода теплоты теплофикационных паровых турбин
от давления свежего пара: 1 — конденсационные режимы; 2 — теплофикационные режимы
с одноступенчатым подогревом сетевой воды
AWQTyp, (МВтч)/ГДж
0,10
о,ов
0,06
0,04
0,02
О
~1
/Э!
"т1/чгт
1 .
урб
ДЭ/Э1
0,16
0.14
0,12
0,10
0,08
О 2 4 6 8 10 12 14
Давление свежего пара, МПа
0,06
Рис. 1.14. Расчетные зависимости для определения эффективности двухступенчатого подогрева
сетевой воды по формуле (1.25)
22

1.2. Классификация теплофикационных турбин
В сложившихся экономических условиях стоимость электроэнергии, вырабатываемой на
промышленных ТЭЦ, значительно ниже стоимости электроэнергии, предлагаемой энергосистемами. В связи с
этим на ряде ТЭЦ наметилось стремление получать дополнительную выработку электроэнергии путем
установки турбин, питаемых паром котельных. Для таких ТЭЦ, как следует из рис. 1.12, эффективность
двухступенчатого подогрева сетевой воды в диапазоне давлений свежего пара 1,45 ... 12,8МПа
изменяется от 6,55 до 3,8%. В то же время, если ТЭЦ имеет потребность в электроэнергии от энергосистем,
где экономичность замещающей КЭС высока, эффективность двухступенчатого подогрева (согласно
рис. 1.12) значительно ниже и составляет 2,1... 2,4%.
Необходимо отметить, что установка турбин с двухступенчатым подогревом сетевой воды связана
с удорожанием энергетического оборудования, усложнением компоновки турбоустановки и
увеличением ее габаритов. Поэтому решение об установке турбин с двухступенчатым подогревом для каждой
конкретной ТЭЦ должно приниматься на основании технико-экономических расчетов, учитывающих
экономию топлива, удорожание энергетического оборудования и увеличение габаритов турбоустановки.
Как следует из рис. 1.12, при давлении свежего пара 12,8МПа и высокой экономичности
замещающей КЭС относительная экономия теплоты от применения двухступенчатого подогрева составляет
~ 2,4%, что несколько выше имеющихся данных, которые в зависимости от типа турбин составляют
2... 2,3% (см. разд. 1.1.2). В этом расхождении нет противоречий. Приведенные результаты, как
отмечено ранее, получены в предположении, что нагрузки между подогревателями равны. Данные разд. 1.1.2
относятся к годовому периоду и учитывают тот фактор, что распределение нагрузки между сетевыми
подогревателями в течение отопительного периода не может быть одинаковым.
1.2. Классификация теплофикационных турбин
Для обеспечения потребителя паром соответствующих параметров теплофикационные турбины
выполняются с регулируемыми отборами пара или с регулируемым противодавлением. Различают два
вида регулируемых отборов пара: производственный и отопительный, используемые соответственно
для производственных целей и для отопления, вентиляции и ГВС.
В настоящее время выпускаются или находятся в эксплуатации теплофикационные турбины
следующих типов, которым присвоены определенные обозначения:
- с одним или двумя производственными отборами пара — «П»;
- с одним или двумя отопительными отборами пара — «Т»;
- с производственным и одним или двумя отопительными отборами пара — «ПТ»;
- с противодавлением — «Р»;
- с производственным отбором пара и использованием пара противодавления как на
технологические нужды, так и на отопление — «ПР».
Разрабатываются теплофикационные турбины новых типов:
- с производственным отбором пара и использованием пара противодавления на отопление —
«ПТР»;
- с противодавлением и отопительным отбором пара — «ТР»;
- с частичной тепловой нагрузкой — «ТК», а также производственной и тепловой — «ПТК»;
эти турбины отличаются тем, что на режиме с номинальной тепловой нагрузкой имеют значительный
пропуск пара в конденсатор.
Проектирование теплофикационных турбин имеет свои особенности, обусловленные
прежде всего наличием регулируемых отборов пара: реализация конструкции турбин, усложненной
дополнительными выводами из цилиндра больших объемных расходов пара и размещением
регулирующих органов отбора; создание комплектующего оборудования — сетевых подогревателей, обратных и
предохранительных клапанов большой пропускной способности и т. п.; размещение многочисленного
дополнительного оборудования и трубопроводов отборов пара в машинном зале ограниченных размеров;
обеспечение надежности и устойчивой экономичности лопаточного аппарата и турбоагрегата в целом
в характерном для теплофикационных турбин широком диапазоне возможных режимов работы и т.д.
Переменный режим работы отдельных ступеней турбины приводит к дополнительным нагрузкам
предотборных ступеней и упорного (опорно-упорного) подшипника. Это необходимо учитывать при
определении прочности лопаточного аппарата, в том числе ступеней ЧНД, и при расчете упорного
подшипника. С увеличением единичной мощности и совершенствованием эффективности использования
отборов возрастает влияние специфических особенностей теплофикационных турбин на конструкцию
турбоагрегата.
Паровые теплофикационные турбины по конструктивным особенностям и возможным
режимам работы могут быть разделены на две группы:
23

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
1) турбины с конденсационной установкой и регулируемыми отборами пара1 — типов «Т», «П»,
«ПТ», «ТК», «ПТК»;
2) турбины с противодавлением, в том числе с регулируемыми отборами пара — «Р», «ПР», «ТР»,
«ПТР».
Для турбин с конденсационной установкой и регулируемыми отборами пара характерны независимое
задание тепловой и электрической нагрузок, а также наличие потерь теплоты с паром, поступающим в
конденсатор.
Для турбин с противодавлением характерны зависимость электрической мощности от тепловой
нагрузки и практически полное (за исключением потерь механических, в генераторе и на излучение)
использование теплоты пара, подведенного к турбине.
Полное обозначение теплофикационной турбины в соответствии с ГОСТ 3618-82 включает:
- буквенный символ, указывающий на наличие и вид регулируемого отбора или/и на
противодавление, — «Т», «П», «ПТ», «Р», «ПР», «ПТР», «ТР», «ТК», «ПТК»;
— числовые значения номинальной и максимальной мощностей в соответствии с ГОСТ 3618—82
для рассматриваемого типоразмера, МВт; фактические номинальная и максимальная мощности могут
быть большими, чем приведенные в обозначении, и указываются в технической документации;
- числовые значения номинальных давлений свежего пара, регулируемого производственного
отбора и противодавления, кгс/см или МПа;
— порядковый номер модификации, если это второй или последующий номера и модификация
отличается от предыдущей существенным изменением технических характеристик (номинальной
мощностью, тепловой нагрузкой, качеством регулирования и т.п.).
Следует отметить, что обозначения некоторых типов турбин с регулируемыми отборами пара более
ранних выпусков не включают максимальную мощность и номер модификации. Применяются также
сокращенные обозначения теплофикационных турбин, содержащие только буквенный символ и численные
значения номинальной мощности и давления свежего пара.
Для некоторых турбин прежних лет выпуска применяются ранее действовавшие обозначения. В
табл. 1.3 приведены обозначения турбин УТЗ по ГОСТ 3618-82, сокращенные и ранее действовавшие
обозначения.
1.3. Особенности в определении основных параметров
и возможных режимов работы турбины
Электрическая мощность
Для теплофикационных турбин определяют три значения мощности: номинальная, на
конденсационном режиме, максимальная.
Под номинальной мощностью понимается наибольшая мощность, которую турбина длительно
развивает при номинальной нагрузке и номинальных значениях основных параметров.
При изменении давления в регулируемом отборе пара или противодавлении и неизменных всех
остальных параметрах, в том числе неизменном расходе свежего пара, мощность турбины
изменяется на сравнительно большую величину, определяемую диапазоном изменения давления (в
регулируемом отборе или противодавлении). Так, при изменении давления в отопительном отборе в пределах
0,06.. .0,25 МПа, неизменном расходе свежего пара и минимальном пропуске пара в конденсатор
мощность турбин типа «Т» на начальные параметры пара 12,8МПа, 555°С изменяется примерно на 15%.
В современных турбинах номинальные электрическая мощность и тепловая нагрузка
обеспечиваются при давлении в регулируемом отборе (противодавлении), равном номинальному и ниже. При
увеличении давления в отборе пара номинальная электрическая мощность может быть получена за
счет уменьшения тепловой нагрузки.
В некоторых турбинах типа «ПТ» номинальная мощность и номинальные производственный и
отопительный отборы пара обеспечиваются и при повышении давления в производственном отборе до
верхнего предела.
Под максимальной мощностью понимается наибольшая мощность, которую турбина может
длительно развивать при определенных соотношениях расходов пара и давлений в отборах пара
(противодавления) или на конденсационном режиме, при номинальных значениях других основных параметров.
^■В литературе кроме указанного применяются также следующие наименования: «конденсационные с
регулируемыми отборами пара», «с регулируемыми отборами пара и конденсацией», «с конденсационным устройством и
регулируемыми отборами пара».
24

1.3. Особенности в определении основных параметров и возможных режимов работы турбины
Таблица 1.3. Обозначения теплофикационных турбин УТЗ
Обозначение турбин
в соответствии с ГОСТ 3617-82
Т-12-29*"
Т-25-90***
Т-25-90*"
Т-50-130***
Т-50/60-130***
Т-60/65-130
Т-50-130-6****
Т-100-130***
Т-100/120-130-2*"
Т-110/120-130-3***
Т-110/120-130-4*"
Т-110/120-130-5
Т-116/125-130-7
Т-118/125-130-8
Т-175/210-130***
Т-185/220-130-2
Тп-115/125-130-1
Тп-100/110-90
Т-120/130-130-8
Т-50/60-8,8
К-63-90
К-110-1,6
Т-250/300-240*"
Т-250/300-240-2***
Т-250/300-240-3***
Т-255/305-240-5
ПР-25-90/10/0,9***
ПТ-25-90/10***
ПТ-25-90/10***
ПТ-50/60-130/7*"
ПТ-135/165-130/15***
ПТ-140/165-130/15-2
ПТ-140/165-130/15-3
Р-6-90/31***
Р-6-90/31***
Р-40-130/31***
Р-100/105-130/15*"
Р-102/107-130/15-2
ПТ-90/120-130/10-1
ПТ-90/125-130/10-2
ПТ-30/35-90/10-5
Т-35/55-1,6
Т-53/67-8,0
Т-285/335-23,5
Сокращенное
обозначение
Т-12-29
—
Т-25-90
Т-50-130
Т-50-130
Т-60-130
Т-50-130-6
Т-100-130
Т-100-130-2
Т-100-130-3
Т-100-130-4
Т-100-130-5
Т-116-130
Т-118-130
Т-175-130
Т-185-130
Тп-115-130-1
Тп-100-90
Т-120-130
Т-50-8,8
К-63
К-110
Т-250-240
Т-250-240-2
Т-250-240-3
Т-250-240-5
ПР-25-90
ПТ-25-90
ПТ-25-90
ПТ-50-130
ПТ-135-130
ПТ-140-130-2
ПТ-140-130-3
Р-6-90
Р-6-90
Р-40-130
Р-100-130
Р-100-130
ПТ-90-130-1
ПТ-90-130-2
ПТ-30-90
Т-35-1,6
Т-53
Т-285
Прежнее
обозначение
АТ-12-1
ВТ-25-4*
ВТ-25-5"
ВТ-50-1
—
—
—
ВТ-100-1
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
—
ВПТ-25-3*
ВПТ-25-4*
ВПТ-50-4*
—
—
—
ВР-6-2*
ВР-6-3"
—
—
—
—
—
—
—
* to = 500°C.
" to = 535 °С.
Ь настоящее время не выпускается.
п = 3600 об мин.

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
Для турбин с двумя регулируемыми отборами пара максимальная мощность определяется из
условия одновременно возможного полного пропуска пара через ЧВД, ЧСД и ЧНД при соответствующем
уменьшении отборов пара. Для турбин с противодавлением максимальная мощность определяется
исходя из полного расхода пара и минимального противодавления. Максимальная мощность некоторых
типов турбин может быть ограничена допустимой нагрузкой генератора.
Мощность на конденсационном режиме для турбин типа «Т» равна или больше номинальной, в
том числе может быть равна максимальной. Для турбин типа «ПТ» — равна или меньше номинальной.
Отопительные отборы пара
Современные теплофикационные турбины имеют предназначенные для ступенчатого подогрева
сетевой воды, как правило2, два отопительных отбора пара: верхний и нижний. Разрешается работа как
с включенными обоими отборами пара, так и с одним нижним отбором.
Пар из отопительных отборов поступает в сетевые подогреватели, присоединенные соответственно к
нижнему и верхнему отопительным отборам. Использование пара отборов для иных целей типовой
схемой турбоустановки не предусматривается и при необходимости в каждом отдельном случае подлежит
согласованию с заводом-изготовителем.
Турбины снабжены одним регулятором давления отопительных отборов пара и имеют один
регулирующий орган, расположенный перед ЧНД в нижней камере отбора. Исключение составляет турбина
ПТ-140-130, которая имеет два регулируемых отбора пара для обеспечения отборов пара на вакуумный
и атмосферный деаэраторы. Поскольку имеется только один регулирующий орган ЧНД, регулируемое
давление (или температуру подогрева сетевой воды) одновременно можно поддерживать только в одном
из двух отопительных отборов, а именно: в верхнем — при обоих включенных отборах пара, в нижнем —
при включенном нижнем отборе. При поддержании системой регулирования разности температур до
и после сетевых подогревателей эта разность может поддерживаться или суммарно по обоим сетевым
подогревателям, или в одном нижнем сетевом подогревателе.
Распределение тепловой нагрузки между верхним и нижним отборами определяется размерами
проточной части ступеней, расположенных между отборами, а также недогревами воды до температуры
насыщения в сетевых подогревателях и сопротивлением трубопроводов отопительных отборов пара.
Поэтому в условиях эксплуатации распределение тепловой нагрузки устанавливается в зависимости от
режима работы турбины, а именно: температуры сетевой воды до и после подогревателей, расхода
сетевой воды, электрической мощности, — и не может быть произвольно изменено без соответствующего
изменения режима работы турбины.
Использование теплоты пара, поступающего в конденсатор
В некоторых теплофикационных турбинах возможно использование теплоты потока пара в ЧНД
(так называемый вентиляционный пропуск пара) для подогрева обратной сетевой или подпиточной
воды тепловых сетей. В этом случае турбина работает в режиме, идентичном режиму работы турбины
с противодавлением: вся теплота, подведенная к турбоагрегату, за исключением потерь механических,
в генераторе и на излучение, используется на выработку электрической и тепловой энергии.
Одновременно исключается возможность независимого задания тепловой и электрической нагрузок, так как
электрическая мощность турбины на таком режиме работы определяется параметрами тепловой
нагрузки.
Характерным для режимов работы турбин с использованием теплоты вентиляционного потока пара
является ограниченный пропуск пара в конденсатор, а при охлаждении конденсатора обратной сетевой
водой — также и ухудшенный вакуум, что приводит к повышению температуры отработавшего пара и,
следовательно, лопаток ЧНД и выхлопного патрубка турбин.
Возможность работы с использованием теплоты вентиляционного потока пара обеспечивается
конструкцией конденсатора, имеющего выделенную часть поверхности охлаждения, так называемый
встроенный пучок, в который может поступать обратная сетевая или подпиточная вода [7, 39]; системой
регулирования, позволяющей осуществить в турбине с конденсационной установкой режим работы,
идентичный режиму работы турбины с противодавлением; конструкцией цилиндра низкого давления,
снабженного системой охлаждения и работоспособного в условиях малых расходов пара, ухудшенного
вакуума и повышенной температуры.
Экономическая эффективность использования теплоты пара, поступающего в конденсатор,
рассматривается в разд. 3.1.3.
2Турбины ПТ-30-90, Т-35-1,6 имеют один отопительный отбор.
26

1.3. Особенности в определении основных параметров и возможных режимов работы турбины
Тепловая нагрузка
Согласно принятой в настоящее время терминологии для турбин типа «Т» различают номинальную
тепловую нагрузку, равную суммарной величине отопительных отборов пара, и максимальную
тепловую нагрузку, равную суммарной величине отопительных отборов пара и использованной теплоты в
конденсаторе.
Номинальная и максимальная тепловые нагрузки турбин типа «Т» определяются на номинальном
режиме работы турбины, т.е. при номинальных параметрах свежего пара и давлении в регулируемом
отборе, а также полностью включенной системе регенерации. Номинальная нагрузка определяется при
минимальном пропуске пара в конденсатор. Возможные наибольшая номинальная и максимальная
тепловые нагрузки зависят от давления в регулируемом отборе пара.
Рассмотрим характер этой зависимости. Согласно общему уравнению энергии,
QTyp = 36ooive + qt + ддм.г.и. + ддКОн, (i.26)
где <Зтур — расход теплоты на турбину; QT — суммарная тепловая нагрузка отопительных отборов;
Лфм.г.и. ~~ потери механические, в генераторе и на излучение; AQkoh — теплота, поступившая с паром
в конденсатор.
Из уравнения (1.26) следует, что тепловая нагрузка отборов и использованной теплоты пара в
конденсаторе (максимальная нагрузка) составит:
QT + AQKOH = g.ryp - (3600iVe + AQM.r.„.). (1.27)
а тепловая нагрузка отопительных отборов (номинальная нагрузка) —
Qt = <2тур " (36(ХЩ. + ЛУМ.Г.И. + ДУкон) ■ (1-28)
Очевидно, что наибольшая номинальная тепловая нагрузка может быть получена при максимальном
расходе свежего пара (максимальной величине QTyp) и закрытых регулирующих органах ЧНД, когда
пропуск пара в конденсатор минимален. Этот пропуск определяется зазорами в полностью закрытых
регулирующих органах ЧНД и пропорционален давлению перед ЧНД. При неизменном максимальном
расходе свежего пара (QT = const) и неизменном закрытом положении регулирующих органов ЧНД
с повышением давления в регулируемом отборе пара мощность турбины уменьшается, а
минимальный пропуск пара в ЧНД, пропорциональный давлению перед закрытыми регулирующими органами
ЧНД, возрастает. При снижении давления в отборе пара мощность возрастает, а пропуск пара в ЧНД
уменьшается. Величина Д<3м.г.и. при изменении давления в отборе пара остается практически
постоянной. Следовательно, возможная наибольшая тепловая нагрузка отборов пара (номинальная нагрузка),
определяемая зависимостью (1.28), зависит как от изменения мощности, так и от пропуска пара в
конденсатор. Поэтому при повышении давления в отборе пара в зависимости от зазоров (так называемой
плотности) регулирующих органов ЧНД нагрузка отборов пара может как возрасти, так и уменьшиться.
С одной стороны, повышение давления в отопительных отборах связано с увеличением температуры
конденсата греющего пара сетевых подогревателей, что ведет к уменьшению отборов пара на
регенерацию и увеличению тепловой нагрузки. С другой стороны, повышение давления в отопительных отборах
приводит к увеличению пропуска пара в конденсатор через неплотности регулирующих органов ЧНД и
уменьшению тепловой нагрузки.
Максимальная тепловая нагрузка при постоянной величине <3тур. как следует из зависимости (127),
зависит только от электрической мощности турбины. Поэтому с повышением давления в отборе
максимальная тепловая нагрузка возрастает, поскольку мощность снижается, а при уменьшении давления в
отборе снижается, поскольку мощность возрастает. Для турбины Т-100-130, например, при
двухступенчатом подогреве сетевой воды при повышении давления в отборе от 0,06 до 0,25МПа максимальная
тепловая нагрузка возрастает на ~ 8%.
В турбинах типа «ПТ» номинальные производственная и тепловая нагрузки соответствуют режиму
с номинальными значениями электрической мощности, давлений в регулируемых отборах и параметров
свежего пара при полностью включенной регенерации и минимальном пропуске пара в конденсатор. При
этом номинальная тепловая нагрузка равна суммарной нагрузке отопительных отборов. Максимальный
производственный отбор определяется при выключенных отопительных отборах пара и расходе свежего
пара, равном номинальному. Возможны два понимания максимального производственного отбора:
- при номинальной электрической мощности турбины; при этом пропуск пара в ЧНД на
рассматриваемом режиме может быть больше минимального;
- при минимальном пропуске пара в конденсатор; при этом электрическая мощность может быть
меньше номинальной.
27

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
Максимальная тепловая нагрузка турбин типа «ПТ» определяется исходя из максимальной
пропускной способности ЧСД и включает использованную теплоту пара, поступающего в конденсатор, если
такое использование предусмотрено конструкцией конденсатора. Номинальная электрическая мощность
на режиме с тепловой нагрузкой в зависимости от пропускной способности ЧСД обеспечивается при
производственном отборе пара, равном нулю или больше.
Режимы работы
Для теплофикационных турбин характерно многообразие возможных режимов работы. В
зависимости от наличия тепловой нагрузки они могут быть разделены на две группы: конденсационные и
теплофикационные режимы.
Конденсационные режимы работы, возможные в теплофикационных турбинах с конденсационной
установкой, характеризуются тем, что тепловая нагрузка отсутствует, а регулирующие органы отборов
полностью открыты. Конденсационный режим теплофикационной турбины идентичен режиму работы
конденсационной турбины.
Теплофикационные режимы работы характеризуются наличием тепловой нагрузки. Система
регулирования, воздействующая на регулирующие органы турбины, обеспечивает поддержание требуемых
параметров теплопотребления.
Теплофикационные режимы могут быть разделены на две подгруппы.
А. Режимы работы по тепловому графику, имеющие место, когда теплота отработавшего в
турбине пара может быть отдана только тепловому потребителю. При работе по тепловому графику
электрическая мощность определяется тепловой нагрузкой и не может быть изменена без
соответствующего изменения теплового потребления.
Режим работы по тепловому графику (называемый также режимом с противодавлением) характерен
для турбин типов «Р», «ПР», «ТР» и возможен в турбинах типов «Т», «ПТ» при работе последних
с закрытыми регулирующими органами ЧНД и охлаждении конденсатора подпиточной или обратной
сетевой водой. Изменение нагрузки турбины при работе по тепловому графику осуществляется за счет
изменения расхода свежего пара воздействием системы регулирования на органы парораспределения
чвд.
Режим работы турбины по тепловому графику характеризуется высокой экономичностью, поскольку
вся электрическая мощность энергоустановки вырабатывается на тепловом потреблении.
Частным случаем работы турбин типов «Т» и «ПТ» по тепловому графику является режим работы
с охлаждением конденсатора циркуляционной водой, но при закрытых регулирующих органах ЧНД. В
этом случае имеются ограниченные потери теплоты в конденсаторе, определяемые расходом пара через
зазоры закрытых регулирующих органов ЧНД.
Б. Режимы работы по электрическому графику с независимым заданием электрической и
тепловой нагрузок, возможные в том случае, когда теплота отработавшего пара может быть отдана не
только тепловому потребителю, но и циркуляционной воде.
Наличие конденсатора у турбин типов «Т» и «ПТ», охлаждаемого циркуляционной водой,
позволяет увеличить электрическую нагрузку сверх вырабатываемой на тепловом потреблении за счет
увеличения пропуска пара в конденсатор. Регулирующие органы ЧНД при работе по электрическому
графику частично или полностью открыты. Независимые изменения электрической и тепловой
нагрузок осуществляются воздействием системы регулирования на органы парораспределения ЧВД и ЧНД,
а в турбинах типа «ПТ» — также и на органы парораспределения ЧСД.
На теплофикационных режимах как в случае теплового, так и электрического графика имеет место
одновременная выработка электрической и тепловой энергии, поэтому при анализе работы турбины
(например, определении сравнительной экономичности, построении диаграммы режимов и т.п.)
целесообразно общий расход свежего пара разделить на два потока: определяемый тепловым потреблением
и независимый от него. Условное деление на два потока может быть выполнено разными, несколько
отличными друг от друга способами.
В качестве основного принято деление, отвечающее рассмотренной классификации
теплофикационных режимов, а именно: на теплофикационный расход свежего пара, равный расходу пара на турбину
при работе по тепловому графику с той же тепловой нагрузкой, что и на рассматриваемом режиме; на
конденсационный расход свежего пара, равный разности между расходом свежего пара и
теплофикационным расходом.
Величины, относящиеся к теплофикационному и конденсационному расходам пара, обозначаются
надстрочными индексами «т» и «к» (jVer, N*, Q7ryp, Q"yp. ql. q" и т. д.).
Кроме рассмотренного деления расхода пара, широко применяется, например, при определении
показателей экономичности также и условное деление на следующие две части:
28

1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турбин УТЗ
- расход пара, поступающий на тепловое потребление, равный сумме расходов пара на тепловое
потребление и соответствующей части регенеративных отборов;
- расход пара, поступающий в конденсатор, равный сумме расходов пара в конденсатор и
соответствующей части регенеративных отборов.
Условные обозначения такого деления — подстрочные индексы «т» и «к» (например, N.r, NK, Q.r,
<?т. Як И Т. Д.).
Теплофикационный расход свежего пара G'.ppyp больше расхода пара, поступающего на тепловое
потребление G.r на величину расхода пара в конденсатор на режиме теплового графика, соответственно
Щ > 7VT.
1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турбин УТЗ
УТЗ разрабатывает и выпускает теплофикационные турбины всех указанных выше типов, кроме
турбин типа «П». Характерным для работ завода является выполнение теплофикационных турбин разного
типа в виде единой серии или группы с общими конструктивными решениями и широкой унификацией
отдельных узлов и деталей. В послевоенный период разработаны турбины мощностью 12 МВт, в 50-х
годах — турбины мощностью 25 МВт, основные технические характеристики этих турбин представлены
в табл. 1.4. В этой же таблице приведены данные по турбине ПТ-30/35-90/10 номинальной мощностью
30 МВт, конструкция которой разработана в настоящее время на базе выпускавшейся ранее турбины
меньшей мощности типа ПТ-25-90/10 [24].
К началу 60-х годов разработаны теплофикационные турбины мощностью 40... 100МВт на
начальные параметры пара 12,8МПа, 565°С. Группа включает пять типов турбин: ПТ-50-130/7 с
производственным и двумя отопительными отборами пара, Т-50-130, Т-100-130, Т-50-130-6 (п = 3600об, мин) с
двумя отопительными отборами пара, Р-40-130/31 с противодавлением. В новой группе турбин
предусмотрено комплексное повышение эффективности в сравнении с ранее выпускавшимися турбинами за
счет следующих основных технических решений:
- снижения температурного уровня отвода теплоты из цикла путем организации ступенчатого
подогрева сетевой воды, исключения дросселирования отбираемого пара, уменьшения потерь давления в
трубопроводах отбора и недогревов в сетевых подогревателях;
- рационального выбора конструкции турбины исходя из условия совместной работы
теплофикационной турбины и тепловых сетей, аэродинамической отработки лопаточного аппарата и элементов
парового тракта;
- исключения потерь теплоты с паром, поступающим в конденсатор, работы турбин с
регулируемыми отборами пара в режиме теплового графика (режим с противодавлением);
- обеспечения высокой эксплуатационной надежности и коротких сроков освоения нового
оборудования;
- повышения степени автоматизации турбины и всей турбоустановки.
Реализация этих решений в турбинах мощностью 10... 100 MB г позволила обеспечить повышение
технико-экономических показателей ТЭЦ. Опыт эксплуатации подтвердил их высокую надежность и
эффективность принятых новых решений.
Проводимые работы по дальнейшему совершенствованию конструкции с учетом опыта эксплуатации
турбин в разных климатических районах РФ и за рубежом позволили повысить мощность и
гарантируемую экономичность турбин этой группы. Основные технические характеристики турбин мощностью
10... 100 МВт и их последующих модернизаций приведены в табл. 1.5.
Турбины, входящие в рассматриваемую группу, имеют сравнительно небольшой расход свежего пара
на номинальном режиме (250... 480т ч), поэтому оптимальными явились применение двухвенечного
регулирующего колеса с ограниченным изоэнтропийным перепадом и выполнение ступеней ЧВД с
малым диаметром. Последующие ступени, расположенные в цилиндрах среднего или низкого давления,
имеют больший объемный расход и выполнены с большими диаметрами.
Проточные части спроектированы с учетом совместной работы турбины и тепловых сетей.
Целесообразность этого определяется тем, что в условиях работы со ступенчатым подогревом сетевой воды,
расширенным диапазоном регулируемого давления и использованием теплоты пара, поступающего в
конденсатор, в значительной мере расширилась взаимосвязь турбин и тепловых сетей, которая
приводит к существенно переменному режиму работы ступеней, примыкающих к отборам.
Ниже приводится краткое описание базовых турбин завода и основных технических решений,
заложенных в их разработку.
Турбина Т-100-130 (рис. 1.15) выполняется трехцилиндровой. В цилиндре высокого давления пар
расширяется до давления верхнего регенеративного отбора (около 3,4МПа), в цилиндре среднего
давления — до давления нижнего отопительного отбора. ЦНД двухпоточный; в каждом потоке размещены
29

Таблица 1.4. Основные технические характеристики турбин УТЗ мощностью 6, 12, 25 и 30 МВт
о
0J
Характеристика
Мощность, кВт:
номинальная
на конденсационном режиме
максимальная
Частота вращения ротора, об/мин
Параметры свежего пара:
давление, МПа
температура, °С
Расход свежего пара, т/ч:
номинальный
максимальный
Пределы регулирования давления
в отборах, МПа:
производственном
отопительном
Пределы регулирования
противодавления, МПа
Нагрузка отборов, тч:
производственного (номинальная)
производственного (максимальная)
отопительного (номинальная)
отопительного (максимальная)
Номинальный расход пара
в противодавление, т/ч
Температура подогрева
питательной воды, °С
Количество отборов для регенерации
Тип турбины
Т-12-29
12000
12000
3000
2,8
400
83
0,12... 0,25
60
156
3
ПТ-12-
35/10
12000
12000
14400
3000
3.4
435
109,2
115
0,3... 1,3
0,12... 0,252
50
80
40
65
152
3
Т-12-35
12000
12000
14400
3000
3.4
435
79,7
90
0,12... 0,252
65
65
166
3
Р-б-
90/31
6000
6000
3000
8,8
500
102,6
—
2,8... 3,2
—
—
Р-б-
90/31
6000
6000
3000
8,8
535
97,8
—
2,8... 3,23
—
—
ПТ-25-90/10
25000(30000)*
25000(27000)*
30000(35000)*
3000
8,8
535
160
190
0.8... 1,3
0,07... 0,25
70(83)*
125
53(63)*
92
218
6
Т-25-90
25000(30000)*
25000(30000)*
зоооо(згооо)1
3000
8,8
535
129
160
0,07... 0,25
92
92
218
6
ПР-25-
90/10/0,9
25000
30000
3000
8,8
535
161
190
0,8... 1,3
0,05... 0,25
65
100
63
217
4
ПТ-30/35-
90/10-5
30000
30000
35000
3000
8,8
535
190
240
0,8... 1,3
0,07... 0,25
83
160
63
92
207
6
1 В скобках указано увеличение мощности и отборов турбин последующих модификаций.
2 Допускается снижение давления в регулируемом отопительном отборе до 0,07 МПа.
Допускается повышение противодавления до 3,6 МПа при соответствующем уменьшении мощности.
О

Таблица 1.5. Основные технические характеристики турбин УТЗ мощностью 40... 100 МВт
Характеристика
Мощность, кВт:
номинальная
на конденсационном
режиме
максимальная
Частота вращения ротора,
об, мин
Параметры свежего пара:
давление, МПа
температура, °С
Расход свежего пара, т ч:
номинальный
максимальный
Пределы регулирования
давления в отборах, МПа:
производственном
верхнем отопительном
нижнем отопительном
11ределы регулирования
противодавления, МПа
Нагрузка:
производственная
(номинальная), т ч
тепловая
(номинальная),
ГДж, ч (Гкал/ч)
производственная
(максимальная), т;ч
тепловая
(максимальная)
ГДж, ч (Гкал/ч)
Номинальный расход пара
в противодавление, т, ч
Номинальная температура
подогрева питательной
воды, "С
Количество отборов для
регенерации
Тип турбины
Р-40-
130/31
40000
—
43000
3000
12,8
5653
456
470
-
—
2,8. . . 3,5
—
—
—
446
-
—
I6
Т-50/
60-130
55000
55000
65000
3000
12,8
5653
256
265
0,06. .0,25
0,05 . . .0,2*
—
—
398(95)
—
418(100)
—
232
7
Т-60/
65-130
60000
65000
65000
3000
12,8
5653
280
300
0.06. . .0.25
0,05. . .0,2*
-
—
419(100)
—
440(105)
—
232
7
Т-50-
130-6
50П00
50000
60000
3000
12,8
5653
240
250
0.U6. .0,25
0,05 . . .0,2*
—
—
377(90)
—
377(90)
-
225
7
ПТ-50/
60-130/7
50000
50000
60000
3000
12,8
5653
274
300
0,5. . . 1,0
0.06. . .0,25
0,05. . .0,2*
—
118
167(40)
160
251(60)
-
230
7
т-юо/
120-130
100000
100000
120000
3000
12,8
5653
441
460
U,06. .0,25
0,05. . .0,2*
—
118
670(160)
—
670(177)
-
229
7
Т-100/
120-130-2
10500U
105000
120000
3000
12,8
5653
460
465
0.06. . .0,25
U,05 . . . 0,2*
—
—
703(168)
—
741(177)
—
232
7
Т-110/
120-130-3
110UUU
110000
120000
3000
12,8
555
480
485
0,06. .0,25
0,05. . .0,2*
-
—
733(175)
-
770(184)
-
232
7
т-ио/
120-130-41
1100U0
120000
120000
3000
12,8
555
48U
485
0,06. . .0,25
0,05. . .0,2*
—
—
733(175)
—
770(184)
—
232
7
Т-116/
125-130-7
116000
125000
125000
3000
12,8
555
495
510
0,06. . .0,25
0,05. . .0,2*
—
—
770(184)
—
808(193)
-
234
7
Т-118/
125-130-82
118000
125000
125000
3000
12,8
555
505
520
0,06. .0,25
0,05. . .0,2*
—
—
787(188)
—
825(197)
-
235
7
СО
Пятая модификация имеет те же основные параметры, указанные в таблице, что и модификация четвертая,
2 Выпускается также под маркой Т-120/130-130-8, имеет ту же геометрию, максимальный расход свежего пара. Повышение номинальной мощности до 120 МВт, максимальной и конденсационной, до
130 МВт обеспечивается за счет соответствующего увеличения расхода свежего пара на этих режимах.
3 Разрешается работа турбины при номинальной температуре свежего пара 555 °С; соответствующие изменения номинального расхода свежего пара, номинальной и максимальной мощности и тепловой
нагрузки указываются в технических условиях на эти турбины.
При работе с одним нижним отопительным отбором и при мощности не выше номинальной допускается снижение давления в этом отборе до 0,03 МПа.
5 Отбор из линии противодавления,

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
две ступени, высота лопатки последней ступени — 550мм. ЦВД выполнен противоточным относительно
ЦСД, что позволило применить жесткую муфту между роторами высокого и среднего давления и один
упорный подшипник с сохранением относительно небольших осевых зазоров в проточной части как
ЦВД, так и ЦСД. Выполнению теплофикационных турбин с разворотом ЦВД и одним упорным
подшипником способствовало достигнутое в турбинах уравновешивание основной части осевого давления
в пределах каждого отдельного ротора и передачи оставшегося ограниченного усилия на подшипник.
Отопительные отборы пара выполнены из нижней половины ЦСД, регулирование тепловой нагрузки
осуществляется регулирующими диафрагмами ЦНД. Более подробно описание турбины Т-100-130 и
ряда ее модификаций представлено в [5, 7].
В группу теплофикационных турбин большой мощности УТЗ в настоящее время включены
турбины следующих типов:
- Р-100/105-130/15 — с противодавлением;
- ПТ-135/165-130/15 — с регулируемым производственным и двумя отопительными отборами
пара;
- Т-175/210-130 — с двумя отопительными отборами пара;
- Т-250/300-240 — с двумя отопительными отборами пара.
Разработаны и изготавливаются также модификации рассматриваемых турбин: Р-102/107-130/15-2;
ПТ-140/165-130/15-2; ПТ-140/165-130/15-3; Т-185/220-130-2; Т-250/300-240-2; Т-250/300-240-3;
Т-255/305-240-5, которые имеют увеличенные электрические мощности и тепловые нагрузки.
Основные параметры турбин рассматриваемой группы приведены в табл. 1.6.
Для группы турбин большой мощности характерны следующие основные технические решения,
использованные при их разработке.
1. Основные параметры новых турбоагрегатов выбраны с учетом использования существующего
котельного, электротехнического и комплектующего оборудования. Такое решение позволяет ускорить
освоение нового оборудования ТЭЦ, ограничивая его освоение только собственно турбиной. Так,
например, турбина Т-250-240 спроектирована для работы совместно с котлом, генератором и
регенеративными подогревателями, применяемыми в конденсационных блоках мощностью 300МВт. Для турбин
Р-100-130, ПТ-135-130 и Т-175-130 и их модификаций принятые расход и параметры свежего пара
позволяют использовать выпускаемые серийно котлы, генераторы и ПВД. Следует, однако, отметить, что
при этом несколько нарушилась нормальная шкала номинальных мощностей турбоагрегатов.
2. В турбинах большой мощности, несмотря на значительные конструктивные трудности, сохранены
те же принципиальные решения по использованию отопительной нагрузки, которые хорошо
зарекомендовали себя в турбинах мощностью 50... 100МВт, в том числе: ступенчатый подогрев сетевой воды
паром, отбираемым из двух отопительных отборов; исключение дросселирования отбираемого пара за
счет соответствующего расширения диапазона регулируемого давления в отопительных отборах;
возможность использования теплоты пара, поступающего в конденсатор; работа конденсационных турбин
как по электрическому, так и по тепловому графикам; проектирование проточной части с учетом
особенностей совместной работы турбины и тепловых сетей и т.д.
3. Для повышения экономичности ТЭЦ предусмотрено расширение эксплуатационных возможностей
турбин большой мощности за счет следующих решений:
- организации дополнительных нерегулируемых отборов пара для внешнего теплопотребления, что
позволило исключить использование на ТЭЦ редуцированного свежего пара или дросселируемого пара
более высоких параметров;
- расширения пределов регулирования производственного отбора пара в турбинах типа Р-100-130
и ПТ-135-130 до 1,2...2.1МПа и увеличения верхнего предела регулирования отопительного отбора
пара до 0,3МПа в турбине Т-175-130, что увеличило область возможного эффективного использования
регулируемых отборов;
- использования отборов пара турбины ПТ-135-130 для подогрева и деаэрации добавочной воды,
восполняющей потери конденсата производственного отбора пара как самой турбины, так и
находящихся на ТЭЦ турбин типа «Р»;
- обеспечения возможности получения дополнительной электрической мощности и тепловой
нагрузки в турбине Т-175-130 за счет отключения ПВД.
4. Максимальная мощность на конденсационном режиме выбрана исходя из максимального расхода
пара: 300МВт для турбины Т-250/300-240 и 210МВт для турбины Т-175/210-130.
Турбины большой мощности, несмотря на отличия в начальных параметрах, типе и нагрузках,
объединены общими конструктивными решениями и унифицированы по ряду узлов, в том числе по
наиболее ответственным. Турбины выполнены одновальными, с частотой вращения 50с-1. По сравнению с
32

1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турЬин У13
33
Рис. 1.15. Паровая турбина J-110/120-130-5

Таблица 1.6. Основные технические характеристики турбин УТЗ большой мощности
Характеристика
Мощность, кВт:
номинальная
на конденсационном режиме
максимальная
Частота вращения ротора,
об мин
Номинальные параметры пара:
давление свежего пара, МПа
температура свежего пара, °С
температура промперегрева, °С
Расход свежего пара, т 'ч:
номинальный
максимальный
Пределы регулирования давления
в отборах, МПа:
производственном
верхнем отопительном
нижнем отопительном
Пределы регулирования
противодавления, МПа
Нагрузка:
производственная
(номинальная), т. ч
тепловая (номинальная),
ГДж/ч (Гкал ч)
производственная
(максимальная), т ч
тепловая (максимальная),
ГДж/ч (Гкал, ч)
Номинальный расход пара в
противодавление, т, ч
Номинальная температура
подогрева питательной воды, °С
Количество отборов для
регенерации
Тип турбины
Р-100/105-
130/15
100000
105000
3000
12.К
565*
—
76(1
760
-
1,2. . .2,06
—
—
-
—
650
234
3
Р-102/107-
130/15-2
102000
107000
3000
12.К
555*
—
785
810
-
1,2. . . 2,U6
—
—
—
—
670
234
3
ПТ-135/
165-130/15
135000
120000
162
3000
12.К
565
—
734
760
1,2. .2,06
0,06. . . 0.25
0,04. . .0,12
-
320
460(110)
390
460(110)
—
232
7
ПТ-140/
165-130-15-2
142000
120000
167000
3000
12.К
555
—
788
810
1,2. .2,06
0,06. . .0.25
0,04. . .0,12
-
335
480(115)
500
586(140)
-
232
7
ПТ-140/
165-130/
15-3
143000
120000
167000
3000
12.8
555
—
788
810
1,2. .2,06
0,06. . .0,25
0,04 . . .0,12
—
335
502(120)
500
586(140)
-
232
7
T-175/
210-130
175000
210000
210000
3000
12.8
555
—
745
760
0,иВ . . . 0,29
0,05. . .0,2
—
—
1130(270)
—
1170(280)
—
232
7
Т-185/
220-130-2
185000
220000
220000
3000
12.8
555
—
786
810
U,06. .0,29
0,05 . . .0,2
—
-
1170(280)
-
1215(290)
-
232
7
Т-250/
300-240-2
250000
300000
300000
3000
23.5
540
540
955
980
0,06. . .0,20
0,05 . . .0,15
—
—
1380(330)
-
1380(330)
-
263
9
Т-250/
300-240-3
250000
300000
300000
3000
23.5
540
540
955
980
0.U6. . .0,20
0,05. . .0,15
—
—
1465(350)
—
1465(350)
-
263
9
Т-255/
305-240-5
255000
305000
305000
3000
23.5
540
540
980
1000
0,06. . .0,20
0,05 . . .0,15
—
—
1465(350)
-
1549(370)
-
265
9
Разрешается эксплуатация с температурой свежего пара 555 °С.

1A. исновные технические характеристики теплофикационных туроин У13
турбинами мощностью 10... 100 МВт рассматриваемые турбины имеют в 1,5... 2,0 раза больший
объемный расход свежего пара. В этих условиях оптимальным является применение в ЧВД одновенечной
регулирующей ступени с малым теплоперепадом, что позволило повысить экономичность турбин.
Турбина Т-250/300-240 (рис. 1.16) рассчитана для работы на сверхкритических параметрах пара,
с промежуточным перегревом пара и выполнена одновальной, четырехцилиндровой (ЦВД + ЦСД-1 +
+ ЦСД-2 + ЦНД).
ЦВД двухстенный, противоточный, проточная часть ЦВД состоит из 12 ступеней, в том числе
одновенечной регулирующей ступени, пяти ступеней давления в левом потоке и шести ступеней давления
в правом потоке. Пар к ЦВД подводится от двух блоков клапанов, в каждом блоке имеются один
стопорный и три регулирующих клапана. После ЦВД пар отводится для промежуточного перегрева в
котлоагрегат, из которого направляется в ЦСД-1 через два блока, в каждом из которых расположены
отсечной и регулирующий клапаны. ЦСД-1 однопоточный, одностенный, имеет 10 ступеней. Из ЦСД-1 пар
давлением около 0,55 МПа на номинальном режиме поступает в ЦСД-2, выполненный двухпоточным с
шестью ступенями в каждом потоке, из которых четыре ступени размещены до верхнего отопительного
отбора и две ступени — между верхним и нижним отопительными отборами. После ЦСД-2 часть пара
может направляться в нижний отопительный отбор, а оставшийся пар поступает в ЦНД. Давление пара
за ЦСД-2 на номинальном конденсационном режиме составляет около 0,08 МПа. ЦНД — двухстенный,
двухпоточный, в каждом потоке по три ступени, в том числе регулирующая ступень. Пропуск пара в
ЦНД регулируется поворотными регулирующими диафрагмами. Рабочие лопатки последней ступени
ЦНД имеют длину 940мм при среднем диаметре 2390мм, что соответствует торцевой площади обоих
выхлопов 14.1м2. Из ЦНД пар направляется в конденсатор.
Турбина допускает нерегулируемые отборы пара из выхлопа турбопривода в количестве до (Ют ч и
из холодного промперегрева — до 30т ч; при наличии указанных отборов мощность турбины и тепловая
нагрузка соответственно снижаются.
Турбины Р-100/105-130/15, ПТ-135/165-130/15, Т-175/210-130 с начальным давлением пара
12,8МПа выполнены на одинаковый максимальный расход свежего пара (табл. 1.6), что позволяет
применить единую конструкцию паровпуска и ЦВД с противодавлением 1,5 МПа, равным номинальному
противодавлению для турбины Р-100-130.
В сравнении с турбинами мощностью 40... 100 МВт для ЦВД рассматриваемых турбин характерны
более высокое давление пара в камере регулирующей ступени из-за применения одновенечного колеса,
а также необходимость организации отборов на регенерацию из-за более низкого противодавления. В
этих условиях оптимальным явилось выполнение противоточной (петлевой) схемы проточной части с
двухстенным корпусом в зоне паровпуска и первой группы ступеней.
Пар к турбинам поступает от двух отдельно стоящих стопорных клапанов. Парораспределение
сопловое, четырехклапанное. Регулирующие клапаны размещены на корпусе турбины. К внутреннему корпусу
пар подводится в средней части цилиндра. Проточная часть ЦВД имеет 13 ступеней, в левом потоке —
регулирующая ступень и шесть ступеней давления, в правом потоке — шесть ступеней давления с
большим корневым диаметром.
Турбина Р-100-130 выполнена одноцилиндровой (рис. 1.17).
Турбина ПТ-135-130 (и ее модификации) выполнена в двух цилиндрах: ЦВД и ЦНД (рис. 1.18).
Пар из ЦВД частично отводится в производственный отбор и частично — к регулирующим клапанам
ЧСД, расположенным на ЦНД.
В ЦНД расположены шесть ступеней в части среднего давления, две ступени промежуточного
отсека и три ступени части низкого давления. Отборы пара в верхний и нижний отопительные отборы
производятся из камер после ЧСД и промежуточного отсека. Регулируемые давления в каждом
отопительном отборе поддерживаются с помощью дроссельных поворотных диафрагм. При ступенчатом
подогреве сетевой воды регулирующая диафрагма верхнего отопительного отбора, как правило,
полностью открыта.
Ступени ЧНД турбины ПТ-135-130 унифицированы со ступенями ЧНД турбины Т-250-240; 23-я и
24-я ступени выполнены одинаковыми с соответствующими 29-й и 30-й ступенями турбины Т-250-240,
а 25-я ступень с высотой рабочих лопаток 830мм и средним диаметром 2280 мм получена из 31-й
ступени турбины Т-250-240 подрезкой сверху. Торцевая площадь последней ступени составляет 5,95 м2.
Отработавший пар поступает в конденсатор.
Турбина Т-175-130 (и ее модификации) выполнена трехцилиндровой (рис. 1.19). Пар из ЦВД
поступает в ЦСД, проточная часть которого имеет девять ступеней, в том числе две ступени
промежуточного отсека, расположенные между верхним и нижним отопительными отборами пара. После ЦСД
пар отводится в нижний отопительный отбор или в ЦНД.
ЦНД выполнен двухпоточным, с тремя ступенями в каждом потоке; ступени правого потока
унифицированы с соответствующими ступенями турбины ПТ-135-130. Пар, отработавший в турбине
35

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
ш
36
Рис. 1.16. Паровая турбина Т-250/300-240-3

1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турбин УТЗ
Рис. 1.17. Паровая турбина Р-100-130/15
Т-175-130, поступает в два конденсатора, включенных последовательно по охлаждающей воде. Система
регенерации рассматриваемых турбин выполнена аналогично турбинам мощностью 10 ... 100 МВт.
Подогрев сетевой воды осуществляется последовательно по типовой схеме в двух сетевых подогревателях,
питаемых паром из нижнего и верхнего отопительного отборов.
В турбинах ПТ-135-130 возможно одновременное независимое поддержание давлений в каждом из
двух отопительных отборов.
В турбинах Р-100-130, ПТ-135-130 и Т-175-130 возможно использование нерегулируемых отборов
пара для внешнего потребления: после 7-й ступени — в турбинах Р-100-130, ПТ-135-130, после 16-й
ступени — в турбинах ПТ-135-130 и Т-175-130 и после 13-й ступени — в турбине Т-175-130. Условия
использования нерегулируемых отборов пара согласовываются с заводом-изготовителем.
Модификации турбин Р-102/107-130-2, ПТ-140/165-130-2. ПТ-140/165-130-3, а также
Т-185/220-130-2 выполнены на больший расход свежего пара, при этом увеличена пропускная
способность облопачивания ЦВД, включая регулирующую ступень. Проточные части ЦСД и ЦНД турбин
остаются неизменными.
Модификация турбин ПТ-140/165-130/15-3 выполнена на расчетную температуру охлаждающей
воды 27jr! и имеет измененную проточную часть ЧНД, состоящую из двух ступеней (вместо трех в
предыдущих модификациях), причем в последней ступени лопатка высотой 660мы получена из рабочей
лопатки 830 мм обрезкой сверху [24].
В табл. 1.7 представлены основные технические характеристики мощных теплофикационных турбин
УТЗ последних разработок, которые предназначены для технического перевооружения существующих
или создания новых ТЭЦ [25, 26, 28. 29, 38, 90].
Турбины Тп-115 и ПТ-90 созданы на базе широкой унификации с турбиной Т-110/125-130-5.
Конструктивно обеспечена возможность работы турбин как с начальными параметрами пара 12,8 МПа,
555 °С, так и с параметрами 8,8 МПа и 500...535°С (с понижением номинальной мощности до 90 и
65МВт соответственно) [26, 27]. Это дает возможность начинать эксплуатацию турбин при сохранении
на ТЭЦ котельного оборудования с пониженными параметрами. Учитывая, что эти турбины должны
устанавливаться в существующих машзалах действующих ТЭЦ, они выполнены в двух цилиндрах,
имеют упрощенную регенерацию, один конденсатор вместо двух и в связи с этим уменьшенный расход
охлаждающей воды. Турбины Тп-115 имеют практически полную унификацию по геометрии ступеней
37

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
38
Рис. 1.18. Паровая турбина ПТ-140/165-130/15-2

1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турбин УТЗ
Уровень пола
машинного
зала
39
Рис. 1.19. Паровая турбина 7'-185/220-130-2

Таблица 1.7. Основные технические характеристики турбин большой мощности последних разработок УТЗ
Си
а
Характеристика
Мощность, кВт:
номинальная
на конденсационном
режиме
максимальная
Частота вращения
ротора, об/мин
Параметры свежего
пара:
давление, МПа
температура, °С
Расход свежего пара,
т ч:
номинальный
максимальный
Пределы регулирования
давления в отборах,
МПа:
производственном
верхнем отопительном
нижнем отопительном
Пределы регулирования
противодавления, МПа
Нагрузка:
производственная
(номинальная), т ч
тепловая
(номинальная),
ГДж, ч (Гкал, ч)
производственная
(максимальная), т/ч
тепловая
(максимальная)
ГДж, ч (Гкал, ч)
Номинальная
температура подогрева
питательной воды, °С
Количество отборов для
регенерации
Тип турбины
ПТ-90/
120-130/
10-1
90000
80000
120000
3000
12,8
555
490
500
0,8. . . 1,5
0,06. . .0,25
0,05 . . .0,20
—
200
335(80)
365
502(120)
228
5
ПТ-90/
125-130/
10-1
90000
125000
125000
3000
12,8
555
490
500
0,8. . . 1,5
0,06. . .0,25
0,05. . .0,20
—
200
335(80)
365
502(120)
228
5
Тп-115/
125-130-1
115000
80000
125000
3000
12,8
555
490
500
0,8 .. . 1,5
0,06. . .0,25
0,05. . .0,20
—
7U
753(180)
70
774(185)
228
5
Тп-115/
125-130-2
115000
125000
125000
3OU0
12,8
555
490
500
0.8. .1,5
0,06. . . 0,25
0,05. . .0,20
—
70
753(180)
70
774(185)
228
5
ТР-110-130
112000
—
114000
3000
12,8
555
480
485
—
0.06. . .0,25
-
0,03. . .0,20
—
780(186)
—
837(200)
232
6
ПТ-150/
165-130/
9-4
150000
120000
165000
3000
12,8
555
788
810
0,9. . . 1,5
0,00. . .0,25
0,04 . . .0,12
—
385
335(80)
500
481(115)
232
7
Т-185/
215-130-4
18500U
215000
215000
3000
12,8
555
785
810
_2
0,06 . . .0,25
0,05. . .0,20
—
90/100/100*
1172(280)
90/100/100*
1214(290)
232
7
Т-265/
305-240-С
265000
305000
305000
3000
23,5
5401
980
1000
—
0,05. .0,15
0,05. . .0,10
—
-
1465(350)
—
1549(370)
265
8
Т-250/
305-240-Д
250000
305000
305000
3000
23.5
5401
980
1000
—
0,06. . . 0,403
0,05. . .0,35
—
—
1465(350)
—
1737(415)
265
7
Тп-100/
110-90
100000
110000
110000
3000
8,8
535
440
460
1,2.. . 1,8
0,06. . .0,25
0,05. . . 0,20
—
70
690(165)
—
733(175)
224
5
T-285/
335-23,5
285000
335000
335000
3000
23,5
560
1050
1050
—
0,06. . .0,25
0,05 . . .0,20
—
1012(385)
1675(400)
268
8
К-110-
1,6
110000
110000
110000
3000
1,6
285
645
645
—
—
—
—
—
—
160
4
1 Имеется промежуточный перегрев пара до 540 "'С.
2 При отборе пара за 7-й ступенью ЦВД регулируемое давление составляет 2.5 . . . 3,5 МПа, за 11-й ступенью ЦВД -
3 Имеется возможность подогрева сетевой воды в пиковой (3-й) ступени с диапазоном регулируемого давления 0,3 .
Отбор пара за 7-й, 11-й ступенями ЦВД и за ЦВД соответственно.
1,2.. . 1.8МПа и за ЦВД — 0,8 . . . 1,2 МПа.
.0.85 МПа.

1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турбин УТЗ
1.. .23 с турбиной Т-110/120-130-5; в связи с этим их проточная часть, как и турбины Т-110, выбрана
на основе рассмотрения совместной работы турбины и тепловых сетей для среднеевропейских
климатических условий и сХтэц = 0,5 и поэтому является оптимальной и экономичной в среднегодовом
разрезе.
У турбин Тп-115 и Т-90 нет ПНД, который в турбине Т-110 питался паром из камеры отбора на
ПСГ-1. При работе по тепловому графику этот ПНД не имеет нагрузки, так как практически весь пар
ЧСД отбирается на ПСГ, поэтому его отсутствие не сказывается на экономичности турбоустановки.
Отсутствие одного подогревателя высокого давления ведет к снижению экономичности примерно на
0,2% по сравнению с базовой турбиной Т-110/120-130-5.
При работе по тепловому графику одним из важных факторов, определяющих экономичность
работы турбины, являются потери на трение и вентиляцию ступеней ЧНД. Турбина Тп-115 первой
модификации имеет один поток по сравнению с двумя потоками ступеней ЧНД турбины Т-110 при одинаковой
высоте лопатки последней ступени 550 мы и одинаковом диаметре; в связи с этим потери на трение и
вентиляцию ступеней ЧНД в 2 раза меньше, поэтому при работе по тепловому графику она экономичней
турбины Т-110.
Турбина Тп-115 второй модификации также имеет один поток ЧНД, который состоит из двух
ступеней при высоте лопатки последней ступени 660 мм. При работе по тепловому графику потери на
трение и вентиляцию в ступенях ЧНД указанной турбины примерно на 5% ниже, нежели в турбине
Т-110. Из-за отсутствия одного цилиндра механические потери в ней меньше, чем в турбине Т-110.
Наличие одного потока ЧНД и одного конденсатора при упрощенной схеме (системе) регенерации
снижает экономичность турбины Тп-115 на конденсационных режимах по сравнению с турбиной Т-110,
однако такое решение позволяет при этом не строить новых градирен. Так, например, при замене трех
турбин типа Т-30-90 освобождается расход охлаждающей воды 15 0()0м3/ч. Турбины Тп-115 требуют
расхода воды 80Шм3/ч и 13 500м3/ч соответственно для 1-й и 2-й модификаций.
Известно, что на отопительных ТЭЦ для собственных нужд используется свежий пар, поступающий
через РОУ, что снижает экономичность станции Наличие в турбинах Тп-115 отбора пара объемом
до 70 т/ч на собственные нужды из ресивера ЦВД — ЦНД значительно повышает их экономичность.
Для обеспечения параллельной работы указанного отбора пара с другими источниками пароснабжения,
например РОУ, на трубопроводе установлен защитно-регулирующий клапан конструкции УТЗ,
воздействие на который выполнено от системы регулирования турбины.
Турбины ПТ-90 практически полностью унифицированы по геометрии в части ступеней 1... 15 с
аналогичными ступенями турбины Т-110, а ступени 16... 23 имеют унификацию по профилям облопа-
чивания. Первая модификация турбины ПТ-90 имеет один поток ЧНД с высотой лопатки последней
ступени 550мм, а вторая — один поток ЧНД с высотой лопатки 660мм. Предусмотрена также
возможность работы турбин ПТ-90 с начальными параметрами пара 8,8 МПа, 500...535ПС при
соответствующем снижении мощности. Заводом уже изготовлено несколько турбин Тп-115 первой модификации.
Турбины ПТ-90 обеих модификаций поставляются на экспорт в Китай.
При наличии на ТЭЦ достаточной нагрузки горячего водоснабжения в летний период для замены
отработавших свой ресурс турбин может быть использована разработанная заводом (до 2006 года не
изготавливалась) турбина ТР-110-130 [28], выполненная на базе ЦВД и ЦСД турбин Т-110-130-5
(рис. 1.20).
Для замены устаревших турбин типа «ПТ» может быть использована также разработанная
заводом более мощная турбина ПТ-150/165-130/9 на начальные параметры пара 12,8 МПа, 555 "С [28]
(до 2006 года не изготавливалась). Предусмотрена возможность эксплуатации турбины с параметрами
пара 8,8 МПа, 500... 535 °С при соответствующем ограничении номинальной мощности до 100 МВт.
Турбина ПТ-150 впоследствии может быть использована для замены турбины ПТ-135/165-130/15, так
как габариты фундамента у них одинаковы.
В связи с пониженными давлениями в производственном отборе в рассматриваемой турбине по
сравнению с ПТ-140-130-3 для оптимальной реализации увеличенного теплоперепада в наружном
корпусе ЦВД полностью изменена проточная часть с расположением в нем семи ступеней давления вместо
шести при одновременном увеличении диаметра корня рабочих лопаток до 1030 вместо 1000 мм.
Турбина Т-185-130-4 по сравнению со второй модификацией имеет ЦНД с двумя ступенями в
каждом потоке с укороченной до 660 мм рабочей лопаткой последней ступени, что повышает ее
маневренность и экономичность и не требует выполнения специального охлаждающего устройства [24].
Для покрытия собственных нужд ТЭЦ конструктивно предусмотрена возможность отбора пара после
7-й, 11-й и 13-й ступеней ЦВД (см. табл. 1.7) с установкой на трубопроводах отбора пара защитно-
регулирующих клапанов поставки УТЗ.
Турбина Т-265/305-240-С предназначена для работы в условиях с пониженным атэц; она
разработана на базе серийно выпускаемой турбины 5-й модификации путем реконструкции ЦСД-2 (рис. 1.21)
41

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
Рис. 1.20. Паровая турбина ТР-110-130
за счет уменьшения на одну количества ступеней в промежуточном отсеке и увеличения на одну
количества ступеней в отсеке, предшествующем отбору пара на ПСГ-2. Экономическая эффективность
этого технического решения изложена в разд. 3.1.4.
Рис. 1.21. ЦСД-2 турбины Т-265/305-240-С
Турбина Т-250/305-240-Д разработана на базе 5-й модификации за счет реконструкции ЦСД-2
и предназначена для дальнего теплоснабжения, в ней предусмотрена возможность трехступенчатого
подогрева сетевой воды с обеспечением ее подогрева до 150 °С. Отбор пара на 3-ю пиковую ступень
организован из ресивера ЦСД-1 — ЦСД-2.
42

Таблица 1.8. Основные технические характеристики теплофикационных турбин ЛМЗ мощностью 50МВт и выше
Характеристика
Мощность, кВт:
номинальная
на конденсационном режиме
максимальная
Частота вращения ротора, с-1
Номинальные параметры пара:
давление свежего пара,
МПа
температура свежего пара, °С
температура промперегрева, °С
Расход свежего пара, т ч:
номинальный
максимальный
Пределы регулирования давления
в отборах, МПа:
производственном
верхнем отопительном
нижнем отопительном
Максимальная тепловая нагрузка,
ГДж, ч
Отбор пара на производство, т/ч:
номинальный
максимальный
Р-50/60
-130/13
50
60
50
12,8
555
370
480
0,7... 2,1
—
ПТ-60/75
-90/13
60
60
75
50
8,8
535
390
402
0,1... 1,6
0,07... 0,25
335(80)
165
250
ПТ-60/75
-130/13
60
60
75
50
12.8
555
351
390
0,1... 1,6
0,07... 0,25
335(80)
165
250
ПТ-80/100
-130/13
80
80
100
50
12.8
555
448
. 470
0,1... 1,6
0.05... 0.25
0,03... 0,10
335(80)
185
300
Тип т
Т-180/210
-130-1
180
210
210
50
12,8
540
540
656
570
0,06... 0,2
0,05... 0,15
1089(260)
—
урбины
Т-180/215
-130-2
180
215
215
50
12,8
540
540
656
670
0,06... 0,2
0,05...0,15
1089(260)
—
Т-50-8,8
50
50
62
50
8,8
500(535)
250(243)
0,08... 0,25
445(106)
—
Т-115-8,8
115
80
117
50
8,8
500(535)
450(440)
0,12... 0,25
0,05... 0,12
653(156)
—
Т-120-
12,8
120
80
127
50
12,8
555
470
0,2... 0,25
0,05... 0,12
670(160)
—
КТ-115-
8,8-2
115
120
50
8,8
535
435
1,2...L,7
0,2... 0,4
610(146)
—
СО

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
Теплофикационные турбины в России кроме УТЗ выпускаются и другими заводами. Первые
теплофикационные турбины были изготовлены на Ленинградском металлическом заводе (ЛМЗ). В
дальнейшем на ЛМЗ также разработан ряд типоразмеров теплофикационных турбин, имеющих как общие, так
и различные с турбинами УТЗ технические решения.
Основные технические характеристики теплофикационных турбин ЛМЗ мощностью 50 МВт и выше
представлены в табл. 1.8. Конструктивные особенности ряда турбин ЛМЗ рассмотрены в [30.. .32].
1.5. Современные представления о тенденциях развития
и совершенствования турбин УТЗ
Одним из основных направлений в развитии теплоэнергетики является увеличение единичной
мощности оборудования. Однако возможности повышения единичной мощности ТЭЦ и, следовательно,
теплофикационных турбин ограничены по сравнению с конденсационными турбинами, поскольку
передача тепловой энергии требует больших затрат по сравнению с передачей электрической энергии.
Единичная мощность ТЭЦ определяется концентрацией теплопотребления и оптимальными для
данной концентрации размерами района, присоединяемого к ТЭЦ, а также имеющимися в конкретном
районе ограничениями по защите окружающей среды, выбору площадки и т. п.
Переход на рыночные отношения, существенное удорожание топлива и энергетического
оборудования вызвал повышенный интерес заказчиков к турбинам малой и средней мощности. Из запросов
просматривается желание заказчика превратить существующие котельные в ТЭЦ или КЭС, получить
самостоятельность в тепло- и энергоснабжении, снизить их себестоимость. На основании полученных
запросов УТЗ рассмотрена возможность создания таких турбин на базе различных типоразмеров уже
разработанных или выпускаемых турбин, что позволяет удовлетворить различные требования
заказчика [23]. Ниже представлено описание основных разработок турбин УТЗ, отвечающих современным
запросам промышленности, в том числе энергетики, а также самых разноплановых заказчиков.
Одним из способов повышения экономичности ТЭЦ является установка турбин мятого
пара, эксплуатируемых на отработавшем паре турбин типов «Р» и «ПР», которые в условиях спада
производства или работают с ограниченными расходами свежего пара, или остановлены. В качестве
турбин мятого пара могут быть использованы турбины типов «ТР», «Т» и «К» [36].
Характеристики турбин мятого пара, предназначенных для эксплуатации на отработавшем паре
турбины Р-40-130/31, приведены в табл. 1.9.
Таблица 1.9. Основные технические характеристики турбин мятого пара
(после турбины Р-40-130/31)
Параметр
Начальные:
давление, МПа
температура, °С
Расход свежего пара, т/ч
Номинальная мощность, МВт
Номинальная тепловая нагрузка, ГДж ч
Мощность на конденсационном режиме, МВт
Поверхность теплообмена конденсатора, м2
Расход охлаждающей воды, м3/ч
Длина лопатки последней ступени, мм
Число ступеней в турбине
Тип турбины
ТР-65-2,9
2,9
370
425
65
765
375
14
Т-65/70-2,9
2,9
370
125
05
765
70
3100
8000
550
10
Турбина ТР-65-2,9 разработана на базе ЦСД турбины ТР-110-130 с изменением конструкции
блока переднего подшипника и установкой перед ней стопорно-регулирующего клапана (СРК),
изготовленного УТЗ Она позволяет осуществлять как одноступенчатый, так и двухступенчатый подогрев
сетевой воды при диапазонах регулируемого давления в отопительных отборах пара 0.049... 0,196 и
0,059 ... 0,246 МПа — соответственно нижнем и верхнем. Для турбины ТР-65-2,9 могут быть
использованы сальниковый подогреватель и эжектор уплотнения от турбины ТР-110-130, охлаждаемые сетевой
водой.
Турбина Т-65/70-2,9 разработана на базе ЦНД турбины Тп-115/125-130-1, выпускаемой УТЗ
(рис. 1.22). Она состоит из трех частей: паровпускной, средней и выхлопной, соединенных между собой
вертикальными фланцами. Паровпускная часть — литая, средняя и выхлопная части — сварные.
44

1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин УТЗ
Рис. 1.22. Турбина ТР-65/70-2,9
В корпусе турбины находятся 16 ступеней, облопачивание которых полностью унифицировано со
ступенями 10... 25 турбины Т-110/120-130. Из нижней половины корпуса турбины осуществляется
отбор пара на два ПВД и четыре ПНД, а также горизонтальный подогреватель сетевой воды (ПСГ).
Предусмотрена возможность работы с одно- и двухступенчатым подогревом сетевой воды.
Характеристики турбин мятого пара, которые могут работать на отработавшем паре турбины
Р-100-130/15, приведены в табл. 1.10.
Таблица 1.10. Основные технические характеристики турбин мятого пара
(после турбин Р-100-130/15 и Р-50-130/13)
Параметр
Начальные:
давление, МПа
температура, °С
Расход свежего пара, т ч
Номинальная мощность, МВт
Номинальная тепловая нагрузка, ГДж'ч
Мощность на конденсационном режиме, МВт
Поверхность теплообмена конденсатора, м2
Расход охлаждающей воды, м3/ч
Высота лопатки последней ступени, мм
Число ступеней в турбине
Число цилиндров
Тип турбины
ТР-70-1,6
1,6
285
650
70
1250
—
—
—
375
7
1
Т-70/110-1,6
1,6
285
650
70
1170
110
12000
27000
660
11 + 2
2
Т-35/55-1,6
1,6
285
325
35
585
55
6000
13500
660
11
1
К-110-1,6
1,6
285
645
ПО
—
ПО
12000
27000
660
11 + 2
2
Турбина ТР-70-1,6 (рис. 1.23) имеет семь ступеней давления, облопачивание которых полностью
унифицировано со ступенями 14. . 20 турбины Т-185/220-130-2. Цилиндр выполнен сварно-литым: с
литой паровпускной частью, унифицированной с литой частью ЦСД турбины Т-185/220-130-2, и
сварной выхлопной частью, которые соединены между собой вертикальными фланцами.
45

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
Рис. 1.23. Турбина ТР-70-1,6
В турбине предусмотрен одноступенчатый подогрев сетевой воды с диапазоном регулирования
противодавления пара 0.059... 0.294 МПа. По желанию заказчика турбина комплектуется сетевыми
подогревателями ПСГ-5000 с давлением по сетевой воде 0,8 МПа или ПСГ-4900 с давлением 1.12 МПа.
Максимальный расход сетевой воды — до 8000м3/ч.
Одним из основных достоинств турбины ТР-70-1,6 является то, что она по своим габаритам может
устанавливаться на фундаменте турбины Р-100-130/15. Поэтому при наличии на ТЭЦ двух турбин
Р-100-130/15 одна из них может быть демонтирована, а вместо нее установлена турбина ТР-70-1,6.
Для турбины ТР-70-1,6 могут быть использованы электрогенератор, маслобак с маслоохладителями,
эжекторы сальникового подогревателя и уплотнений турбины Р-100-130/15 при удовлетворительном
их состоянии. Возможность применения в качестве подогревателей низкого давления установленных с
турбиной Р-100 ПВД № 1 и 2 требует дополнительного рассмотрения.
Турбина ТР-70-1,6 может питаться как от станционного коллектора, так и непосредственно от
выхлопа турбины Р-100-130/15. Ее надежная эксплуатация обеспечивается при температуре поступающего
пара до 4.00 "С
Турбина Т-70/110-1,6 — двухцилиндровая и может быть реализована на базе ЦСД и ЦНД турбины
Т-185/220-130-2 УТЗ. Для повышения экономичности и маневренности ЦНД осуществляется переход
с трех ступеней давления в одном потоке на две ступени с уменьшением высоты лопатки последней
ступени с 830 до 660 мм [24].
В турбине обеспечиваются как одноступенчатый подогрев сетевой воды с диапазоном
регулируемого давления пара 0.059 ... 0.196 МПа, так и двухступенчатый с диапазоном 0,059 ... 0,245 МПа. Для
этой турбины так же, как и для турбины ТР-70-1,6, могут быть использованы сетевые подогреватели
ПСГ-4900 или ПСГ-5000. Имеется возможность перевода турбины Т-70-1,6 в чисто конденсационную
типа К-110-1,6 за счет частичной модернизации ЦНД, что и осуществлено для Тобольской ТЭЦ.
Турбины Т-35/55-1,6 целесообразно устанавливать на ТЭЦ, где потребность в технологическом
паре от турбины Р-100-130/15 ограничена до 50% его номинального расхода или для питания от выхлопа
турбины Р-50. Такая турбина реализуется на базе ЦНД турбины ПТ-140/165-130/15-3 с двухступенчатой
ЧНД с высотой лопатки последней ступени 660 мм [24]. При ограниченном расходе охлаждающей воды
на ТЭЦ или невозможности установки конденсатора типа К-6000 с поверхностью теплообмена 6000 м2
могут быть использованы двухступенчатая ЧНД с высотой лопатки последней ступени 550 мм и
конденсатор типа К-3100 с поверхностью теплообмена 3100 м2 и расходом охлаждающей воды 8000 м3/ч.
Такая турбина заводом уже освоена. Более подробное описание конструкции турбины приведено в гл. 4.
На некоторых ТЭЦ установлены турбины типа ПР-25-90/10 с производственным и отопительным
отборами пара и без конденсатора. При отсутствии потребителей технологического пара и горячего
водоснабжения эти турбины в отопительный период останавливают, что создает дефицит электроэнергии.
В этом случае для решения проблем с выработкой электроэнергии целесообразно установить
дополнительные конденсационные турбины мятого пара, характеристики которых приведены в табл. 1.11.
46

1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин УТЗ
Таблица 1.11. Основные технические характеристики турбин мятого пара
(после турбин ПР-25-90/10 и Р-50-130/13)
Параметр
Начальные:
давление, МПа
температура, °С
Расход свежего пара, т ч
Номинальная мощность, МВт
Поверхность теплообмена конденсатора, м2
Расход охлаждающей воды, м3/ч
Высота лопатки последней ступени, мм
Число ступеней в турбине
Тип турбины
К-17-0,16
0,16
112,7
222
17
3100
8000
550
3
К-8,5-0,16
0,16
112,7
111
8,5
2000
5000
432
3
Турбина К-17-0,16 (рис. 1.24) имеет одну регулирующую и две ступени давления.
Регулирующая ступень унифицирована с регулирующей ступенью верхнего отопительного отбора (21-я ступень)
турбины ПТ-140/165-130/15-3, первая ступень давления — с 28-й ступенью турбины Т-250/300-240 и
последняя ступень — с 25-й ступенью турбины Т-110-130 [90].
Рис. 1.24. Турбина К-17-0,16
Регулирующая ступень снабжена стопорной [155] и регулирующей диафрагмами, управляемыми
собственными сервомоторами, расположенными по обе стороны турбины. При эксплуатации
стопорная диафрагма полностью открыта. Она закрывается только при сбросе электрической нагрузки.
Регулирующая диафрагма контролирует расход пара и, соответственно, мощность турбины; при сбросе
электрической нагрузки она также полностью закрывается.
Пар в турбину подводится от станционного отопительного коллектора по двум трубопроводам
диаметром 1000 мм в нижнюю половину корпуса турбины. На трубопроводах установлены задвижки,
предотвращающие доступ пара в турбину при ее останове. Корпус турбины выполнен сварным,
выхлопная часть полностью унифицирована с выхлопом турбины Тп-115/125-130-1 ТП. Выпуск турбины
К-17-0,16 заводом уже освоен. Установка такой турбины на ТЭЦ позволяет получить дополнительную
мощность 17МВт на отработавшем паре турбин типа «ПР» и еще большую мощность за счет нагрузки
самой турбины «ПР». Более подробное описание конструкци турбины приведено в гл. 4.
47

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
Турбина К-8,5-0,16 может быть реализована на базе ЧНД турбины ПТ-30/35-90/10-5 и пригодна
для ТЭЦ, на которой установлено по одной турбине ПР-25-90/10.
Возможным направлением совершенствования теплофикационных турбин УТЗ является
повышение начальных параметров пара.
Тепловая экономичность повышения начальных параметров пара в теплофикационных и
конденсационных турбинах без промежуточного перегрева различна. Как следует из результатов
выполненных УТЗ и рядом организаций исследований (разд. 3.1.1), в теплофикационных турбинах повышение
начального давления пара более эффективно, а повышение начальной температуры пара менее
эффективно, чем в конденсационных турбинах, при этом указанные отличия возрастают с увеличением
давления отбираемого в отборы пара. Необходимо учитывать также, что при равенстве начальных
параметров обеспечивается унификация значительной части оборудования электростанций, включая
парогенераторы, питательные насосы, подогреватели высокого давления. Поэтому теплофикационные
турбины выполняются на те же начальные параметры, что и конденсационные турбины.
Другим возможным направлением повышения зкономичности ПТУ с теплофикационными
турбинами является введение промежуточного перегрева пара.
Для всех конденсационных турбин с начальным давлением 12,8 и 23,5 МПа принят промежуточный
перегрев пара. Наличие промежуточного перегрева позволяет повысить тепловую экономичность и
снизить влажность пара в последних ступенях турбины, но при некотором увеличении удельной стоимости
и известном ухудшении маневренности электростанции [2... 13].
Для теплофикационных турбин эффективность промежуточного перегрева меньше, чем для
конденсационных [3, 5... 9, 11, 47]. Прежде всего следует отметить уменьшение тепловой экономичности
промежуточного перегрева с увеличением давления отбираемого пара; при этом, начиная с некоторого
давления, применение промежуточного перегрева приводит к снижению экономичности турбоустановки.
Это объясняется тем, что увеличение теплоперепада, которое имеет место в результате
промежуточного перегрева, с ростом давления отбираемого пара уменьшается, в то время как расход теплоты на
промежуточный перегрев и потери в тракте перегрева остаются примерно постоянными (разд. 3.1.2).
На характерном для теплофикационных турбин режиме с малым пропуском пара в ЧНД температура
пара на выходе из последней ступени турбины при промежуточном перегреве пара возрастает, что
требует или увеличения минимального пропуска пара в ЧНД, или применения специальной системы
охлаждения, как это, например, выполнено в турбине Т-250/300-240; в обоих случаях экономичность
турбоустановки несколько снижается.
Из недостатков применения промежуточного перегрева пара на ТЭЦ следует отметить также, что
поскольку промежуточный перегрев пара возможен только в блочных установках, то на ТЭЦ с
поперечными связями (например на промышленных ТЭЦ) нарушается единая связь по котлам.
В связи с указанными недостатками применение промежуточного перегрева в теплофикационных
турбинах более ограничено, чем в конденсационных, и требует индивидуального обоснования для
каждого типа турбин, например:
- для турбин с противодавлением (типа «Р») применение промежуточного перегрева пара
приводит к снижению экономичности, поэтому турбины этого типа выполняются без промперегрева [47];
- для турбин с регулируемыми отборами пара на закритические параметры пара промежуточный
перегрев необходим для обеспечения допустимой влажности пара в ступенях ЧНД.
При давлении свежего пара 12,8МПа и выше по условиям конечной влажности промежуточный
перегрев не является обязательным, и его применение определяется на основе технико-экономического
анализа.
Промежуточный перегрев для турбин типов «ПТ» и «П» с параметрами свежего пара 12,8МПа и
ниже обычно экономически не оправдан, ибо для производственного потока пара его применение
приводит только к снижению экономичности. Эффективность промежуточного перегрева в турбинах типов
«ПТ» и «П» повышается при применении на ТЭЦ схемы с перегревом только той части пара, которая
поступает в конденсатор или отопительные отборы, однако такая схема в отечественном турбостроении
не применяется. Выпускаемые в России турбины типов «ПТ» и «П» выполняются без
промежуточного перегрева пара. Эффективность применения промежуточного перегрева для турбин типа «Т» с
давлением свежего пара 12,8 МПа спорна.
Как показали результаты выполненных УТЗ исследований, при равной начальной температуре
пара 565 °С промежуточный перегрев пара до 565 °С в турбинах типа «Т» с давлением свежего пара
12,8МПа повышает тепловую экономичность за годовой период на 2,5.. .2,7% [47]; при этом
предполагается, что в неотопительный период турбины типа «Т» несут только конденсационную нагрузку.
Согласно ГОСТ 3618-82, для турбин с начальным давлением пара 12,8МПа без промперегрева
температура свежего пара должна быть 555 °С, а с промперегревом — 540 °С; при этом температура
промперегрева должна быть 540 °С. С учетом отличия в начальной температуре пара в турбинах с
48

1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин УТЗ
промперегревом и без него экономичность промперегрева за годовой период снижается до 1,9... 2,1 %.
Если учитывать, что у турбин с промперегревом имеется дополнительное снижение экономичности на
режимах с минимальным пропуском пара в конденсатор, фактическая эффективность промперегрева
будет меньше указанной величины и определяется в условиях эксплуатации фактическими потерями
теплоты в конденсаторе в отопительный период, а в неотопительный период — числом часов
использования конденсационной мощности.
Увеличение доли конденсационной выработки в общей выработке электроэнергии, а также
стоимости топлива обеспечивает повышение эффективности промперегрева.
В настоящее время на давление свежего пара 12,8 МПа выпускаются оба типа турбин: без
промперегрева (турбина Т-185/220-130) — УТЗ и с промперегревом (турбина Т-180/210-130) — ЛМЗ.
Турбины типа «Т» с промперегревом применяются в основном на отопительных ТЭЦ в районах
с дорогим топливом, а турбины типа «Т» без промперегрева — на отопительных ТЭЦ в районах с
дешевым топливом и на промышленно-отопительных ТЭЦ с поперечными связями между котлами.
МЭИ обоснована экономическая целесообразность и возможность создания
конденсационного энергоблока на суперсверхкритические параметры (ССКП) на базе применения сталей,
освоенных металлургической промышленностью России [41]. На основе этих подходов УТЗ проведено
исследование влияния дальнейшего повышения параметров пара на экономичность мощных
теплофикационных турбин [37]. Исследование выполнено применительно к конструктивным решениям и
принципиальной тепловой схеме турбоустановки с турбиной Т-250/300-240. Принято, что при повышении
параметров пара имеется только однократный его перегрев после ЦВД, так как введение вторичного
промперегрева пара экономически нецелесообразно из-за сближения значений его давления, принятого
в конденсационных блоках, и давления в отопительных отборах.
Расход свежего пара принят равным 980т/ч, что соответствует его номинальному значению в
турбине Т-250/300-240; давление в регулируемом отопительном отборе — 0,1 МПа, что соответствует сред-
незимнему режиму, а давление в конденсаторе — бкПа, что соответствует условиям эксплуатации
турбины Т-250/300-240 при номинальной температуре охлаждающей воды 20 °С.
Для максимальной унификации теплофикационных турбин, создаваемых при повышении
параметров пара, с турбиной Т-250/300-240 при исследовании принята зависимость сопряженных начальных
параметров пара и параметров пара после промежуточного перегрева (рис. 1.25). Сопряжение
параметров пара после промперегрева обеспечивает перед ЦСД-2 температуру пара, равную ее значению
при уже освоенных параметрах 23,5 МПа, 560/560 °С. Вследствие этого на конденсационных режимах
работы турбины влажность за последней ступенью ЦНД одинакова и составляет 5,5%. Кроме того,
такой подход к изменению параметров пара после промперегрева позволяет в новых вариантах
теплофикационных турбин полностью унифицировать ее с аналогом ЦСД-2 и ЦНД.
Сопряжение начальных параметров, согласно рис. 1.25, дает возможность сохранить на ступенях
ЦВД с давлением менее 23,5 МПа тот же уровень температур пара, что и при освоенных параметрах
23,5 МПа, 560/565 °С.
Исследование выполнено для дискретных значений сопряженных параметров пара: 23,5 МПа,
56U/560°C; 26,5 МПа, 580/580 °С; 29,4 МПа, 600/600 °С. Расход пара в ЦНД на теплофикационных
режимах при включенном охлаждающем устройстве принят равным 20 т/ч.
Для каждого из вариантов турбин определялись геометрия ступеней ЦВД и ЦСД-1, истинные КПД
отсеков ступеней этих цилиндров, а также утечки пара через концевые уплотнения и штоки
регулирующих клапанов. Адиабатический теплоперепад на регулирующую ступень ЦВД в рассматриваемых
вариантах турбин принят одинаковым и равным 56,5кДж/кг.
Рассматривалась экономичность каждого из вариантов турбин на конденсационном и
теплофикационном режимах с одно- и двухступенчатым подогревом сетевой воды. При расчете тепловых балансов
турбин относительные потери в органах паровпуска ЦВД и ЦСД-1, а также в тракте промперегрева
приняты одинаковыми.
Результаты расчетов представлены на рис. 1.26. Из анализа этих данных следует, что при повышении
начального давления от 23,5 до 29,4 МПа и температур пара от 560/565 до 600/600 °С электрическая
мощность турбины на конденсационном режиме увеличивается от 317 до 334 МВт, на среднезимнем
режиме — от 258 до 274 МВт при одноступенчатом и от 269 до 285 МВт при двухступенчатом подогреве
сетевой воды.
Тепловая нагрузка турбины при повышении параметров пара, как это видно из рис. 1.26, б,
снижается с 1613 до 1559ГДж,'ч и с 1571 до 1517ГДж/ч соответственно при одно- и двухступенчатом
подогреве сетевой воды, а температура питательной воды (рис. 1.26, в) увеличивается от 269 до 284 °С.
На рис. 1.27 приводятся зависимости изменения экономических показателей теплофикационных
турбин от повышения параметров пара: удельного расхода теплоты на конденсационном режиме
49

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
*о. *™,°С
590
580
570
560
550
/
1
\ ,
у
2
f
24
26
28
р„„, МПа
5.4
4.6
- 4.2
3.8
Ус МПа
Рис. 1.25. Зависимость сопряженных параметров пара теплофикационных паровых турбин
принятая при исследовании, от давления свежего пара р0:
1 — температура свежего пара и промежуточного перегрева пара;
2 — давление после промежуточного перегрева пара
JVe, МВт
330
310
290
270
250
—
2г
1
\
3
,
1
QT, ГДж/ч
1580 -
24
26
28 Ро, МПа
1540 -
1500
*„„, Ч:
280
270
260
\ 1
1
2
/
^~~~~~~-
24 26
б
28 pa. МПа
24
26
28 Ро, МПа
Рис. 1.26. Зависимость изменения электрической мощности (а), тепловой нагрузки (б)
и температуры питательной воды (в) теплофикационных турбоустановок от р0
(рис. 1.27, а), удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении (рис. 1.27, б) и
относительной экономии тепла (рис. 1.27, в).
Как видно из анализа рис. 1.27, в, увеличение параметров пара от 23,5 МПа, 560/565 СС до
29,4 МПа, 600/600 °С позволяет получить повышение экономичности турбины до 4,25% на
конденсационном и до 3,8% на теплофикационном режимах.
Выбор оптимальных значений повышения параметров пара должен быть осуществлен только на
основании технико-экономического анализа, учитывающего экономию топлива, повышение стоимости
применяемых материалов, создание нового оборудования и т. п. Вследствие этого повышение
параметров пара в теплофикационных турбинах должно начинаться с перехода на эксплуатацию
теплофикационных турбин с параметрами пара 23,5 МПа, 560/565 "С, что прежде всего требует обеспечения
надежности работы котельного оборудования и трубопроводов промперегрева пара. Материалы,
применяемые при изготовлении турбины Т-250/300-240 и ее модификаций, допускают такую возможность.
Теплофикационная турбина на суперсверхкритические параметры пара должна устанавливаться на
существующий фундамент турбины Т-250/300-240 для замены в будущем турбоагрегатов,
отработавших свой ресурс. Об унификации ЦСД-2 и ЦНД новой турбины с соответствующими цилиндрами
аналога сказано ранее.
50

1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин УТЗ
кДж
9<" кВт ч
8000
7800
7600
3
/
Э, ГДж/ч
180
160
26
28 Ро, МПа
е, %
4
3
\
/
\
2
24
26
28 ри, МПа
28 Ро, МПа
Рис. i.27. Зависимость изменения экономических показателей теплофикационных паровых турбин
отр0: а —удельный расход теплоты на конденсационном режиме; б— удельная выработка
электроэнергии на тепловом потреблении; в — относительная экономия теплоты
(обозначения см. на рис. 1.26)
На основании проведенных расчетов по определению геометрии ступеней ЦВД установлено, что
при повышении параметров пара число ступеней во внутреннем и наружном корпусах не изменяется, а
также не меняются и их корневые диаметры, поэтому с учетом применения новых материалов [41] для
всех вариантов турбин может быть сохранена поковка ротора турбины Т-250/300-240. При повышении
параметров пара до 29,4 МПа, 600/600 °С происходит увеличение перепада давления на внутренний
корпус до 22% и на наружный корпус ЦВД — до 27%, что не требует изменения толщины стенок
корпуса. Таким образом, для всех вариантов турбин могут быть использованы модель и отливка базовой
турбины Т-250/300-240.
Для обеспечения надежности и маневренности ЦСД-1 должен быть выполнен двухстенным по паро-
впуску. Для сохранения его габаритов в соответствии с аналогом при повышении температуры и
давления промперегрева пара на уровне сопряженных параметров необходимо увеличить диаметр корня
рабочих лопаток, при этом должны быть использованы новая поковка ротора и отливка ЦСД-1
Для новой турбины могут быть использованы конденсатор и подогреватели сетевой воды на
давление по воде как на 0,8 МПа, так и на 1,12 МПа производства УТЗ, а также комплектуемые с турбиной
Т-250/300-240 генераторы.
Одним из путей повышения эффективности теплофикационных турбин и улучшения
экологии окружающей среды является использование их в составе ТЭЦ с ПГУ, разрабатываемых
по сбросной схеме с низконапорным парогенератором. В этом случае возможно частично или
полностью отключить регенерацию низкого и высокого давления с утилизацией теплоты отработавших
газов турбин питательной водой в газоводяных подогревателях низкого (ГВП НД) и высокого (ГВП ВД)
давлений. В теплофикационных турбинах при частичном или полном отключении регенерации по пару
с увеличением электрической мощности может быть получена и дополнительная тепловая нагрузка.
Выполненные исследования по ПГУ-170 с турбинами Тп-115 показали, что при номинальном расходе
свежего пара 490 т ч и стопроцентном отключении регенерации, при работе по тепловому графику
возможно получение дополнительной мощности до 10 МВт и тепловой нагрузки до 280 ГДж, ч. На
конденсационном режиме возможно повышение экономичности на ~ 10% [33]. Аналогичные результаты
получены и по турбине Т-110/120-130, которая в составе ПГУ-170 получила маркировку Т-120/120-130-11.
Показано, что наиболее целесообразной является схема с полностью отключенными по питательной
воде ПВД (или их отсутствием) и частичным или полностью отключенными по конденсату ПНД 3 и
ПНД 4, при которой для ее реализации не требуется изменения проточной части турбины. На
конденсационном режиме турбина Т-120/120-130-11 имеет более высокую экономичность из-за более развитой
низкопотенциальной части.
Еще большая эффективность может быть достигнута как на строящихся, так и реконструируемых
ТЭЦ при установке на них теплофикационных паровых турбин, работающих в составе ПГУ, выполненных
по классической схеме: газовые турбины — котлы-утилизаторы — паровая турбина. УТЗ разработаны
конструкции турбин мощностью 40 и 150МВт, работающие по схеме двух давлений пара [34].
51

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
Турбина Т-53/67-8,0 (рис. 1.28) предназначена для работы в составе двухконтурной ПГУ-230.
Головной образец турбины будет установлен на Минской ТЭЦ-3. В состав ПГУ входят газовая турбина
фирмы «Альстом» номинальной мощностью 160МВт и котел-утилизатор (КУ) производства
Словакии.
Турбина укомплектована конденсатором типа К-3100 с поверхностью теплообмена 3100 м2 и
расходом охлаждающей воды 8000 м3/ч и двумя ПСГ-1300 с поверхностью теплообмена 1300 м2 и расходом
сетевой воды до 3000 м3/ч.
Основные характеристики турбины приведены в табл. 1.12. Конструкция турбины подробно
рассмотрена в гл. 4, разд. 4.1.
Таблица 1.12. Характеристики турбин для ПГУ-230
Характеристика
Режим работы
Параметры пара ВД:
давление, МПа
температура, °С
расход, т, ч
Параметры пара НД:
давление, МПа
температура, СС
расход, т ч
Давление в верхнем отопительном отборе, МПа:
номинальное
диапазон
Диапазон давления в нижнем отопительном отборе
при одноступенчатом подогреве сетевой воды, МПа
Тепловая нагрузка, ГДж/ч
Температура охлаждающей воды, °С
Электрическая мощность, МВт
Тип турбины
Т-53/67-8,0
среднезимний
7,7
480,4
212,5
0,7
208,7
61
0,098
0,059... 0,245
570
20
53,0
летний
7,7
489,5
212,5
0,7
207,7
57,2
—
0,049... 0,196
—
20
66,32
Т-56/70-6,8
среднезимний
6,77
506
224,9
0,618
206
56,9
0,098
0,059 ... 0,245
0,049... 0,196
607
20
56,7
летний
6,77
506
224,9
0,618
206
56,9
—
—
20
70,3
Турбина Т-56/70-6,8 предназначена для работы в составе двухконтурной ПГУ-230. В состав ПГУ
входят две ГТ и два КУ типа П-88 производства ОАО ИК «ЗИОМАР» (г. Подольск). Турбина (рис. 1.29)
одноцилиндровая, с двухступенчатым подогревом сетевой воды, разработана на базе ЧВД турбины ПТ-
30/35-90/10-5 и ЦНД серийной турбины Тп-115/125-130-1 [90]. Цилиндр сварно-литой. Литая часть
унифицирована с турбиной ПТ-30, выхлопная часть — с турбиной Тп-115. Проточная часть состоит из
23 ступеней. Ступени 1... 11 имеют диаметр корня рабочих лопаток 905 мм, ступени 12... 14 — диаметр
корня ШООмм. По профилю рабочие лопатки ступеней 1... 14 унифицированы с рабочими лопатками
ЧВД турбины ПТ-30. В ступенях 1... 14 использованы осерадиальные надбандажные уплотнения.
Ступени 15... 23 практически полностью унифицированы со ступенями 17... 25 турбины Тп-115. Диски
ступеней 1... 11 откованы заодно с валом, остальные диски насадные. Парораспределение ЧВД
дроссельного типа, регулирующей ступени нет. Отбор пара на ПСГ-2 производится из камеры после 19-й
ступени и на ПСГ-1 — из камеры после 21-й. Регулирующая диафрагма ЧНД выполнена плотной.
Высота рабочих лопаток последней ступени — 550мм. Пар ВД от КУ подводится к БК, состоящему из двух
регулирующих клапанов со своими сервомоторами и стопорного клапана с автозатвором, а от него —
к турбине. Пар НД от КУ подводится к СРК и далее в камеру турбины после 14-й ступени. С турбиной
комплектуются конденсатор К-3100 и два ПСГ-1300. Основные характеристики турбины приведены в
табл. 1.12.
Турбина К-107-6,8 предназначена для работы в составе двухконтурной ПГУ-325. В состав ПГУ
входят две газовые турбины ГТЭ-110 (производства НПО «Сатурн») и два КУ ОАО ИК «ЗИОМАР».
Турбина (рис. 1.30) двухцилиндровая. ЦВД разработан на базе ЧВД турбины ПТ-30/35-90/10-5 и ЧСД
турбины Тп-115/125-130-1 [90]. ЦНД разработан на базе турбины Т-185/215-130-2, в нем регулирующие
диафрагмы заменены обыкновенными, а в качестве последней ступени установлена последняя ступень
ЦНД турбины Т-250/300-240 с высотой рабочих лопаток 940 мм (вместо 830 мм в турбине Т-185).
ЦВД сварно-литой. Проточная часть состоит из 19 ступеней. Ступени 1... 11 имеют диаметр корня
рабочих лопаток 905 мм, диски этих ступеней откованы заодно с валом. Остальные диски насадные.
Ступени 12... 13 имеют диаметр корня рабочих лопаток 1000 мм. В ступенях 1... 13 использованы осера-
52

1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин VT3
53
Рис. 1.28. Паровая турбина Т-53/67-8,0 для ПГУ-230 Минской ТЭЦ-3

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
10500
Рис. 1.29. Паровая турбина Т-56/70-6,8 для ПГУ-230
15275
Рис. 1.30. Паровая турбина К-107-6,8 для ПГУ-325
54

1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин УТЗ
диальные надбандажные уплотнения. Ступени 14... 19 унифицированы с соответствующими ступенями
турбины Тп-115/125-130-1.
Парораспределение ЧВД дроссельного типа, регулирующей ступени нет. Выхлоп ЦВД унифицирован
с выхлопом ЦСД турбины Т-110/120-130-5. ЦНД двухпоточный с тремя ступенями в каждом потоке
С турбиной комплектуется конденсатор К-12000 с поверхностью теплообмена 12 000 м2 и расходом
охлаждающей воды 27000м3/ч. Разрешена эксплуатация турбины с расходом охлаждающей воды до
22 000м3/ч. Основные показатели турбины приведены в табл. 1.13.
Таблица 1.13. Характеристики турбин для ПГУ
Характеристика
Мощность ПГУ, МВт
Режим работы
Параметры пара ВД:
давление, МПа
температура, °С
расход, т/ч
Параметры пара СД:
давление, МПа
температура, °С
расход после ППП (ВД+СД), т/ч
Параметры пара НД:
давление, МПа
температура, °С
расход, т/ч
Давление в верхнем отопительном отборе, МПа:
номинальное
диапазон
Диапазон давлений в нижнем отопительном отборе при
одноступенчатом подогреве сетевой воды, МПа
Тепловая нагрузка, ГДж/'ч
Температура охлаждающей воды, °С
Электрическая мощность, МВт
Тип турбины
К-107-6,8
325
конденс.
6,79
199,9
309,8
—
0,655
230,7
70,3
—
—
20
107,0
Т-113/145-12,4
410
среднезимний теплоф.
12,4
557,5
308,7
2,84
553.3
308,7+57,7
0,475
248,1
49,8
0,09»
0,059... 0,245
0,059... 0.196
920
12
113,2
конденс.
12.4
562,6
299,3
2.85
559.4
299,3 + 59,3
0,475
248.6
46,4
—
—
15
145,7
Турбина Т-113/145-12,4 предназначена для работы в составе трехконтурной ПГУ-410 с
промежуточным перегревом пара (ППП). В состав ПГУ входят газовая турбина PG9351FA мощностью
2С0...280МВт и КУ. Предполагается установка данной ПГУ на Краснодарской ТЭЦ. Турбина может
быть использована и для ПГУ-410 с газовой турбиной Mitsubishi Heavy Ind. M701 F4.
Турбина (рис. 1.31) трехцилиндровая. ЦВД литой, по конструкции аналогичен ЦВД турбины
Т-53/67-8,0 для ПГУ-230 Минской ТЭЦ-3. В нем размещены 11 ступеней давления с диаметром корня
рабочих лопаток 800 мм. Рабочие лопатки снабжены осерадиальными надбандажными уплотнениями.
Ротор цельнокованый. Парораспределение дроссельного типа, регулирующей ступени нет. Пар к ЦВД
подводится от БК, который унифицирован с БК турбины Т-53/67-8,0 для Минской ТЭЦ-3.
ЦСД сварно-литой. Пар подводится к двум СРК, установленным на корпусе ЦСД. СРК полностью
унифицированы с аналогичными клапанами ЦСД-1 турбины Т-250/300-240. В ЦСД размещены 13
ступеней. Ступени 12... 19 выполнены с диаметром корня рабочих лопаток 1100 мм. Диски этих ступеней
откованы заодно с валом. После 19-й ступени осуществлен подвод пара НД (3-й контур). На
трубопроводах подвода пара установлены два СРК, которые полностью унифицированы с аналогичными
клапанами турбины Т-53 Минской ТЭЦ-3. Ступени 20... 24 насадные, ступени 21. . 24 полностью
унифицированы с соответствующими ступенями турбины Т-185/220-130-2: ступени 21... 22 — со ступенями
18... 19, и ступени 23... 24 — со ступенями 21... 22. После 22-й ступени осуществляется отбор пара на
ПСГ-2 и после 24-й ступени (выхлопа ЦСД) — отбор пара на ПСГ-1. ЦНД двухпоточный и полностью
унифицирован с ЦНД турбины Т-250/300-240. В нем размещены по три ступени в каждом потоке.
Первые ступени каждого потока регулирующие и управляются одним сервомотором, который также
унифицирован с аналогичным сервомотором от турбины Т-250. Высота рабочих лопаток последней
ступени — 940 мм.
Турбина снабжена охлаждающим устройством (ОУ). Пар к ОУ подается из линии подвода его к
ПСГ-1 и после специальной подготовки — в камеру после регулирующей ступени ЦНД. Благодаря на-
55

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
20269
56
Рис. 1.31. Паровая турбина Т-113/145-12,4 для ПГУ-410

1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин VT3
личию ОУ вентиляционный расход пара удается снизить с 70.. .80 до 18т ч. Для уменьшения подвода
перегретого пара в ЦНД регулирующие диафрагмы ЦНД выполняются плотными.
Турбина комплектуется двумя ПСГ-2300 с поверхностью теплообмена 2300 м2 каждый и расходом
сетевой воды до 4500 м3/ч и конденсатором К-12000 с расходом охлаждающей воды 27000м3/ч.
Основные характеристики турбины приведены в табл. 1.13.
Турбины мощностью 150 МВт (рис. 1.32) входят в состав ПГУ-450. Предполагается, что в
состав одной ПГУ, кроме паровой турбины, входят две газовые турбины номинальной мощностью 150 МВт
и два котла-утилизатора.
Рис. 1.32. Цилиндр высокого давления паровых турбин мощностью 150 МВт
На основании выполненных исследований разработана концепция проектирования указанных
турбин, как конденсационных, так и теплофикационных, с минимальным пропуском пара в ЦНД для
охлаждения его ступеней. Турбины двухцилиндровые, состоят из ЦВД и ЦНД. Турбины конденсационные,
теплофикационные или теплофикационные с ограниченной тепловой нагрузкой отличаются друг от
друга только конструкцией ЦНД. При этом габариты ЦНД у них одинаковые, в связи с чем и общие
габариты турбин также одинаковые, что позволяет использовать для всех вариантов турбин один и тот же
фундамент. ЦВД выполнен двухстенным и максимально унифицирован с ЦВД турбины Т-185/220-130:
имеется полная унификация по отливке внутреннего цилиндра, литой части наружного цилиндра и
регулирующим клапанам. Два стопорных клапана, от которых пар подводится к четырем
регулирующим клапанам, установлены на наружном цилиндре и также полностью унифицированы с клапанами
турбины Т-185/220-130. Имеется полная унификация профилей рабочих лопаток 1... 14-й ступеней с
таковыми турбины Т-185/220-130. Облопачивание 15... 20-й ступеней частично или полностью
унифицировано с облопачиванием ступеней ЦСД турбин Т-110/120-130 и Т-185/220-130. Рабочие лопатки
1... 14-й ступеней снабжены осерадиальными бандажными уплотнениями, а 15... 19-я ступени —
бандажными уплотнениями радиального типа.
Парораспределение ЧВД дроссельное и выполнено таким образом, чтобы пуск турбины и работа ее
на холостом ходу осуществлялись одним регулирующим клапаном.
57

Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации
ЦНД турбин конденсационных или с ограниченной тепловой нагрузкой типа «КТ» (рис. 1.33)
выполнен одностенным без регулирующей ступени, егооблопачивание практически полностью унифицировано
с аналогичным облопачиванием ЦНД турбины Т-250/300-240. В каждом потоке ЦНД размещены три
ступени, высота лопатки последней ступени — 940 мм.
Рис. 1.33. Цилиндр низкого давления конденсационных и с ограниченной тепловой нагрузкой
теплофикационных турбин
ЦНД турбин теплофикационных типа «Т» (рис. 1.34) также выполнен одностенным, его облопачи-
вание полностью унифицировано с облопачиванием ЦНД турбины Т-185/215-130-4. В каждом потоке
ЦНД размещены две ступени, одна из которых является регулирующей. Высота лопатки последней
ступени — 660 мм.
В турбинах КТ-150 предусматривается двухступенчатый подогрев сетевой воды. Для обеспечения
более высокой экономичности на переменных режимах и предотвращения перегрузки ПСГ-2,
питающегося из трубопроводов подвода вторичного пара котлов-утилизаторов в камеру после 14-й ступени
ЦВД, отбор пара на ПСГ-1 осуществлен не из выхлопа ЦВД, а после 18-й ступени. При
двухступенчатом подогреве сетевой воды регулирование температуры ее подогрева осуществляется клапанами,
установленными на трубопроводах подвода пара к ПСГ-2. При одноступенчатом подогреве сетевой воды
регулирование ее температуры осуществляется обводом части сетевой воды помимо ПСГ-1 клапаном,
установленным на трубопроводе ее обвода
В турбине Т-150 конструктивно обеспечена возможность трехступенчатого подогрева сетевой воды:
пар к ПСГ-1 подводится из выхлопа ЦВД (после 20-й ступени), к ПСГ-2 — после 18-й ступени ЦВД, а
пиковая ступень — из трубопроводов подвода вторичного пара ЦВД от котлов-утилизаторов.
Следует отметить, что для перечисленных выше турбин предполагается применить отработанные
в серийных турбинах маслобаки с маслоохладителями, эжекторы основные, уплотнений, пусковые и
расхолаживания, подогреватели сетевой воды, электрогидравлическую систему регулирования, а также
защитные клапаны на трубопроводах подвода вторичного пара от котлов-утилизаторов.
Важнейшим направлением дальнейшего развития теплофикационного турбостроения
является создание атомных ТЭЦ (АТЭЦ). Выполненные научно-исследовательскими институтами МЭИ,
ВТИ, ЦКТИ, проектными институтами ТЭП и ВНИПИэнергопром и другими организациями работы
показали высокую эффективность АТЭЦ и позволили выделить наиболее перспективные типы реакторов
для АТЭЦ. В период до Чернобыльской аварии интенсивно велись работы по проектированию
электростанций и основного оборудования для них, в том числе разрабатывались проекты теплофикационных
турбин для АТЭЦ. УТЗ была закончена разработка конструкции и подготовка производства турбины
58

1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин VT3
•Y щ1ш
Рис. 1.34. Цилиндр низкого давления теплофикационных турбин
с привязанной конденсационной мощностью типа ТК-450/500-60 номинальной мощностью 450 МВт и
тепловой нагрузкой около 1880 ГДж ч на начальные параметры пара 5,88 МПа, 273 °С. В турбине
после ЦВД предусмотрена сепарация пара с перегревом свежим паром до температуры 2(50 "С, а также
трехступенчатый подогрев сетевой воды до 150°С [29].
Выполненные на УТЗ комплексные исследования по влиянию на тепловую экономичность турбин
АТЭЦ внешней сепарации, промежуточного перегрева пара, укрупнения единичной мощности,
разделительного давления и температуры питательной воды позволяют разработать оптимальные конструкции
теплофикационных турбин для АТЭЦ единичной мощностью от 100 до 1000МВт [35].
В главе 4 (разд. 4.1) представлено описание основных технических решений, заложенных в проект
турбины ТК-450/500-60.
59

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок
с турбинами УТЗ
2.1. Общие положения
Тепловая схема ПТУ (или схема трубопроводов ПТУ) является частью тепловой схемы ТЭС. В
тепловую схему ПТУ входит тепломеханическое оборудование, работа которого определенным
образом взаимосвязана с работой собственно турбины и между собой. В тепловую схему также входят
коммуникации (трубопроводы пара, воды, воздуха, ПВС), связывающие между собой оборудование
турбоустановки.
По связи с котельным оборудованием (главным образом, по свежему пару и питательной воде)
различают турбоустановки с поперечными связями и работающие в блоке с котлом (котлами). Имеются
ТЭС (с двумя и более турбоустановками), работающие только с поперечными связями или только в
блочном варианте. Есть ТЭС, где часть ПТУ работает по одному и часть — по другому варианту [2... 7].
На рис. 2.1 показаны принципиальные схемы этих вариантов.
коллектор питательной
боды
линия сфоси
пара из к
В конденсолюр\
Рис. 2.1. Схемы ТЭС в зависимости от связи турбоустановок с котлами: а — ТЭС с поперечными
связями; 6 — блочная ТЭС; в — ТЭС смешанного типа
На ТЭС с поперечными связями имеется общий коллектор свежего пара, куда поступает пар от всех
котлов станции. Из этого коллектора пар распределяется на несколько турбин. Питательная вода,
подогретая в системе регенерации каждой из турбин, также поступает в общий (станционный) коллектор
питательной воды, после чего распределяется по котлам. На таких станциях при наличии резервного
котельного оборудования в случае необходимости вывода, например во время ремонта одного из
работающих котлов, можно включить резервный, при этом все турбины продолжают находиться в работе
без снижения на них нагрузки.
При отсутствии котельного резерва и при необходимости вывода из работы одного из котлов можно
ограничить расход пара на турбины, снизив на них нагрузку, не производя отключение. На ТЭС с
поперечными связями работают в основном турбины сравнительно небольшой единичной мощности.
Так, турбины УТЗ мощностью до 50 МВт работают на ТЭЦ только с поперечными связями.
С переходом на производство теплофикационных турбин с параметрами свежего пара 12,8 МПа и
выше, с ростом единичной мощности турбин, с появлением промежуточного перегрева пара стали
строиться ТЭС по блочному варианту, что позволило сократить протяженность дорогостоящих
высокотемпературных и высокого давления трубопроводов пара и горячей воды. Уменьшилось количество
арматуры на высокие параметры. Упростилось обслуживание и снизились затраты на ремонт. Турбины УТЗ
мощностью 90 МВт и выше работают как с поперечными связями, так и в блочном варианте. Турбины
Т-250-240, имеющие промежуточный перегрев пара, работают только в блоках с котельным
оборудованием. Наряду с указанными выше преимуществами блочной схемы имеются и отдельные недостатки
такого решения: каждая ПТУ, как правило, должна иметь свои, а не общестанционные
дополнительные устройства (расширитель высокого давления блока, устройство для приема пара, сбрасываемого
из котла в конденсатор, и др.).
60

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
В настоящее время имеются станции, где нет традиционно четкого разделения по связи между
котельным и турбинным оборудованием на блочный вариант или на варианте поперечными связями. Есть
станции, где при наличии поперечных связей на время пуска производится выделение соответствующего
котла и турбины в блок, что позволяет пускать турбину на скользящих параметрах (подробнее об этом
см. гл. 9). При этом в тепловой схеме турбоустановки отсутствуют специальные пусковые байпасные
линии. При необходимости промывки проточной части турбины могут быть использованы режимы пуска
на скользящих параметрах, что позволяет также отказаться от специальных промывочных устройств,
которые, как правило, используются при варианте с поперечными связями.
Тепловая схема турбоустановки может быть представлена в полном или принципиальном видах,
причем в последнем случае показываются лишь основное оборудование и основные коммуникации.
Такая схема отражает лишь основополагающие решения.
Полные тепловые схемы ПТУ (иногда их. как и тепловые схемы ТЭС, называют развернутыми
тепловыми схемами) включают в себя весь состав выбранного тепломеханического оборудования,
наименование каждой единицы основного оборудования, все трубопроводы с запорной, регулирующей и
предохранительной арматурой. На трубопроводах наносятся их условные диаметры (в представленных
ниже схемах, чтобы не затемнять их, условные диаметры не проставлены). Обычно указывается также
направление движения среды в трубопроводах.
Полная тепловая схема ПТУ, как правило, состоит из основной (главной) тепловой схемы,
отображающей подвод и прохождение пара через турбину, конденсационную установку, систему регенеративного
подогрева питательной воды, отборы пара, систему подачи и отсоса пара из концевых уплотнений
турбины, систему дренажей. В виде отдельных схем, также относящихся к полной тепловой схеме ПТУ,
выпускаются тепловые схемы установки системы подогрева сетевой воды, системы охлаждающей воды,
системы водяных уплотнений вакуумной арматуры и др.
И принципиальные, и полные тепловые схемы ПТУ разрабатываются турбинным заводом,
хотя далеко не все оборудование тепловой схемы им изготавливается. Так, значительная часть тепло-
обменных аппаратов системы регенерации (ПНД, ПВД), насосное оборудование, трубопроводы и т.д.
чаще всего изготавливаются специализированными предприятиями.
Решения по выбору всего оборудования тепловой схемы ПТУ, в том числе и того, которое
не изготавливается турбинным заводом, принимает завод, и ответственность за надежную и
экономичную работу всего оборудования ПТУ также лежит на турбинном заводе.
Ниже приводятся описания полных и принципиальных тепловых схем ПТУ УТЗ. Схемы описываются
в границах разработки и ответственности завода. Выбор и встраивание в тепловую схему
турбоустановки такого оборудования, как деаэраторы, питательные насосы, а также другого вспомогательного
оборудования выполняет, как правило, специализированная проектная организация.
Кроме тепловой схемы имеются схемы отдельных систем: регулирования, КИПиА, маслоснабжения
и ряд других схем, также отражающих состав и работу оборудования турбоустановки. Описания этих
схем приводятся в соответствующих главах.
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
Наибольшее количество турбин УТЗ выпускается типов «Т» и «ПТ». В настоящем разделе
подробно остановимся прежде всего на описании полной тепловой схемы турбоустановки с турбиной
ПТ-140/165-130/15. Эта турбина занимает среднее место в мощностном ряду
теплофикационных турбин и наиболее полно отображает специфику принципиальных решений тепловых схем
всех типов турбин, выпускаемых УТЗ. Турбин этой модели по состоянию на начало 2006 г.
изготовлено 45 штук, что ставит ПТ-140/165-130/15 на второе место после турбины Т-110-130 по количеству
изготовленных УТЗ турбин одной модели.
Описания тепловых схем других ПТУ с теплофикационными турбинами УТЗ представлены ниже и
только в той части схем, которые имеют существенные отличия от тепловой схемы турбоустановки с
турбиной ПТ-140/165-130/15.
2.2.1. Полная тепловая схема турбоустановки
с турбиной ПТ-140/165-130/15
Полная тепловая схема турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15 включает набор ряда схем,
представленных на рис. 2.2... 2.7, приведенных ниже. Перечни наиболее важного оборудования
турбоустановки к соответствующим схемам представлены в табл. 2.1, 2.3, 2.4. Рассмотрим основную тепловую
схему и перечень оборудования к ней, представленные на рис. 2.2 (см. вкладку) и в табл. 2.1.
61

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
Таблица 2.1. Перечень оборудования основной тепловой схемы
с турбиной ПТ-140/165-130/15 (рис. 2.2)
Обозначение
ГР1
КС1, КС2
КТ1
ПУ1
ТУ1
Ф1...ФЗ
ФР1, ФР2
Оборудование
Генератор ТВВ-160-2ЕУЗ
Клапан стопорный
Конденсатор K-6000-VII
Промывочное устройство
Турбина паровая ПТ-140/165-130/15-2
Фильтр сетчатый ФС-80-40-1
Форсунка
Кол-во
1
2
1
1
1
3
2
Примечание
Подогреватели
ATI
АТ2, АТЗ
АТ4, АТ5
АТ6
АТ7
АТ8
Подогреватель сальниковый ПН-250-16-7-Исв
Подогреватель низкого давления № 1, 2 ПН-400-26-7-И
Подогреватель низкого давления № 3, 4 ПН-400-26-8-М
Подогреватель высокого давления № 5 ПВ-760-230-14
Подогреватель высокого давления № 6 ПВ-800-230-21
Подогреватель высокого давления № 7 ПВ-800-230-32
1
2
2
1
1
1
Клапаны обратные типа КОС
К01
К02, КОЗ
К04... К07
К08
К09
КОЮ, КОИ
Клапан КОС-800-16-1
Клапан KOC-400-25-III лев.
Клапан KOC-350-40-III прав.
Клапан KOC-250-40-II
Клапан KOC-250-100-III
Клапан KOC-150-100-II
1
2
4
1
1
2
Клапаны предохранительные
КП1, КП2
КПЗ. ..КП8
КИ1...КИ6
КЗР1
Клапан КПРГ-800-4/2-М
Клапан Du 250/400 694-250/400-06
Клапан импульсный Dy 25 342-25xl-OM
Клапан защитно-регулирующий
2
6
6
1
Клапаны регулирующие
КР1
КР2
КРЗ
КР4
КР5
КР6
КР7
КР8
КР9. . КР11
КР12
КР13
Клапан на обводе ПВД Dy 300 992-300-Э6-02
Клапан ПВД № 5 Ц„ 200
Клапан ПВД № 6 Dy 150
Клапан ПВД № 7 Dy 100
Клапан ПНД № 3 Dy 80 Т-346 (на напоре насоса)
Клапан основного конденсата Dy 200 6с-8-3
Клапан рециркуляции Dy 150 Т-36
Клапан солевых отсеков конденсатора Dv 80 6с-9-1
Клапан ПНД № 2, 3, 4 Dy 150
Клапан эжекторов
Клапан уплотнений
1
1
1
1
1
1
1
1
3
1
1
Поставка с ПВД
То же
То же
Поставка с ПНД
Насосы
HI
Н2
НЗ... Н5
Насос сливной ПНД №3 КС-80-155-2
Насос сливной солевых отсеков конденсатора КС-50-55
Насос конденсатный КСВ-320-160-2
1
1
3
Эжекторы
Э01, Э02
ЭП1
ЭР1
ЭУ1
Эжектор основной ЭПО-3-200А-4
Эжектор пусковой ЭПП-1-0,9-790-1
Эжектор расхолаживания ЭПР-0,9-4800-11
Эжектор уплотнений ЭУ-120-1
2
1
1
1
«2

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «fl I »
Подвод свежего пара
Подвод свежего пара к турбине выполняется от двух стопорных клапанов. На подводящем к
каждому стопорному клапану паропроводе установлено по одной главной паровой задвижке (ГПЗ) 1. Каждая
ГПЗ снабжена продувочно-обводной линией диаметром Dy 20 с запорными органами 2 и 3. Эта линия
необходима для предотвращения недопустимого давления в замкнутой полости под затвором ГПЗ.
Такое повышение давления возможно при прогреве паропровода до ГПЗ, т. е. когда задвижка закрыта,
а в замкнутой полости скопился конденсат. В результате в этой полости может подняться давление
до недопустимой величины, что приведет к разуплотнению или даже разрушению ГПЗ. Поэтому на
период прогрева паропровода до ГПЗ необходимо открыть запорный орган 2. При этом открыть
запорные органы 2 и 3 можно непосредственно перед открытием ГПЗ для ее частичной разгрузки. Кроме
того, обводной линией с одновременным открытием запорных органов 2 и 3 также пользуются при
проверке некоторых характеристик элементов системы регулирования, когда необходимо, не задействовав
регулирующие клапаны 4 ЦВД, незначительно изменять расход пара в турбину.
Турбина ПТ-140/165-130/15, как и большинство турбин УТЗ, может работать как с
поперечными связями, так и в блоке с котлом. В обоих случаях обе нитки паропроводов перед
стопорными клапанами соединены уравнительной линией 5 с запорным органом 6. При нормальной подаче
пара в турбину, когда задействованы обе нитки паропроводов от станционного коллектора свежего пара
(при схеме с поперечными связями) или от котла (при блочной схеме), запорный орган 6 на линии 5
должен быть открыт.
В случае, когда на одной из ниток паропровода до стопорного клапана, например, производится
ремонт, т. е. на этой нитке закрыта ГПЗ, а используется оставшаяся в работе другая нитка паропровода
от ГПЗ до турбины, то линия 5 позволяет осуществлять раздачу пара на оба стопорных клапана.
Закрывается запорный орган 6 в том случае, когда поочередно проверяется плотность каждого из
стопорных клапанов. При этом на линии к неконтролируемому стопорному клапану закрывается и ГПЗ.
В схеме подвода свежего пара ГПЗ выполняет функции запорного органа, с помощью которого
обеспечивается отключение турбины по пару, например, на период ремонтов или других простоев турбины.
Это особенно важно, когда турбина с котлом имеет поперечные связи. В этом случае в станционном
коллекторе, от которого запитана турбина, может находиться пар номинальных параметров. И хотя
кроме ГПЗ на трубопроводе свежего пара вблизи станционного коллектора, как правило, установлен еще
один запорный орган, тем не менее плотность ГПЗ должна быть высокой. Кроме того, ГПЗ выполняет
функцию дополнительной защиты в аварийных ситуациях, например при опасности возникновения
разгона турбины в случае недостаточной плотности стопорных и регулирующих клапанов. Несмотря на то
что время закрытия ГПЗ во много раз больше времени закрытия стопорных и регулирующих клапанов,
этого времени (50... СО г) бывает достаточно, чтобы перекрыть доступ пара в турбину, предотвратив
недопустимое повышение частоты ее вращения.
Как уже отмечалось ранее, для варианта ПТУ с поперечными связями схема подвода свежего пара
имеет дополнительное оборудование и коммуникации, которых нет в блочном варианте.
Для пуска турбины в варианте ПТУ с поперечными связями предусмотрена пусковая байпас-
ная линия 7 с установленными на ней регулирующим клапаном 8 и запорным органом 9. Для промывки
проточной части турбины от солевых отложений имеется линия 10 с промывочным устройством 11, в
которое по линии 12 подводится питательная вода. Количество подаваемой воды регулируется
регулирующим клапаном 13 и байпасным вентилем 14. Так как промывка должна проводиться при снижении
нагрузки на турбину до 20. ..25% от номинальной, а стопорный и регулирующие клапаны 4
должны быть полностью открыты, то при промывке задействована пусковая линия 7 с установленной на
ней арматурой 8 и 9; ГПЗ при этом должна находиться в закрытом состоянии. Питательная вода для
промывки подается для постепенного снижения ее температуры до значения ее на 1... 2 °С выше
температуры насыщения, соответствующей давлению, которое установится на входе в турбину при нагрузке
20... 25 % от номинальной.
Для возможности прогрева трубопровода свежего пара до ГПЗ имеются линии продувки. В турбо-
установке ПТ-140/165-130/15 как для варианта с поперечными связями, так и для блочного
варианта продувка осуществляется в станционный расширитель дренажей высокого давления, хотя для всех
остальных ПТУ, предназначенных для работы поблочному варианту, имеется собственный расширитель
дренажей высокого давления каждого блока. Отсутствие такового в турбоустановке ПТ-140/165-130/15
вызвано лишь трудностью с размещением этого расширителя в границах ячейки турбоустановки.
Паропровод подвода свежего пара обеспечен необходимыми линиями обеспаривания и ревизии
участка паропровода между ГПЗ и стопорным клапаном, которые могут использоваться и для впуска
воздуха из машинного зала при расхолаживании турбины.
63

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
На одной из ниток трубопровода свежего пара выполнена линия 15 с запорными органами 16 для
подачи горячего пара в коллектор уплотнений штоков регулирующих клапанов.
От стопорного клапана свежий пар по четырем перепускным трубам (по две от каждого клапана)
направляется к четырем регулирующим клапанам 4 ЦВД. Пройдя ЦВД, пар также по четырем
перепускным трубам направляется к регулирующим клапанам 17 ЦНД, после чего поступает в конденсатор.
Система регенерации
Система регенерации (подогрева питательной воды) ПТУ условно делится на системы регенерации
низкого и высокого давления. Первая включает в себя два основных эжектора, эжектор уплотнений,
сальниковый подогреватель, группу ПНД, деаэратор. Нагреваемая в этих аппаратах вода прокачивается
через них основными конденсатными насосами НЗ, Н4, Н5. Трубопроводы воды от этих конденсатных
насосов, прокачивающие воду до деаэратора, обычно также называют линией основного конденсата.
Система регенерации высокого давления включает в себя группу из трех ПВД. Нагреваемая в ПВД вода
прокачивается через них питательными насосами в котел при блочном варианте или в станционный
трубопровод питательной воды при варианте с поперечными связями. Трубопровод воды от питательных
насосов до котла называют линией питательной воды.
Вначале конденсат после конденсатных насосов НЗ, Н4, Н5 поступает параллельно в холодильники
двух основных эжекторов. В нормальных условиях, когда присосы воздуха в вакуумную систему не
превышают нормы ПТЭ [40], в работе находится один основной эжектор. Второй отключен по рабочему
пару и паровоздушной смеси (ПВС). Пропуск основного конденсата, как уже говорилось, осуществляется
через оба эжектора, так как номинальный расход основного конденсата из конденсатора превышает
максимально допустимый расход через один эжектор. В этом случае запорный орган 18 на перемычке 19
закрыт. При необходимости во время работы ПТУ, чтобы отключить один из основных эжекторов, в том
числе и по основному конденсату, запорный орган 18 на перемычке 19 должен быть открыт, а запорные
органы 20 у отключаемого эжектора должны быть закрыты. Дроссельная шайба 21 на перемычке
19 обеспечивает гидравлическое сопротивление, равное гидравлическому сопротивлению холодильника
отключенного основного эжектора. Таким образом, распределение потоков основного конденсата между
оставшимся в работе основным эжектором и перемычкой 19 сохранятся, как если бы основной конденсат
пропускался через оба эжектора.
В качестве рабочего пара для всех эжекторов в схеме ПТУ используется пар из деаэратора
давлением 0,59 МПа. Номинальное давление рабочего пара непосредственно перед каждым эжектором
должно быть 0,49 МПа, поэтому на линии подвода рабочего пара к основным эжекторам и к эжектору
уплотнений установлен регулирующий клапан КР12. Этот же клапан должен поддерживать требуемое
давление пара перед основными эжекторами и эжектором уплотнений, если используется резервный
пар давлением 0,78... 1,28 МПа из станционного коллектора.
Слив конденсата рабочего пара и пара отсасываемой ПВС из основных эжекторов осуществляется
раздельно от каждой из трех ступеней эжектора. Из первой и второй ступеней через гидрозатворы
глубиной 11м — в конденсатор, из третьей ступени через гидрозатвор глубиной 1,5 м — в атмосферный
сборник дренажей. Глубина гидрозатвора 14 м определяется исходя из допущения, что один из основных
эжекторов находится в резерве, а через его выхлопной патрубок 22 атмосферный воздух из машинного
зала обратным ходом будет поступать в конденсатор.
Таким образом, если принять, что перепад между атмосферой и разрежением в конденсаторе
составляет около 0,1 МПа (10 м вод. ст.) и необходимо выполнить запас по глубине гидрозатвора 40... 50%,
то полная глубина последнего составит 14 м.
Введение гидрозатворов позволило отказаться от запорной арматуры на сливах конденсата ряда
аппаратов, в том числе основных эжекторов и сальникового подогревателя, в конденсатор, что, в свою
очередь, исключило возможность подсоса в вакуумную систему атмосферного воздуха через сальники
арматуры. Отпала необходимость в управлении, обслуживании и ремонте этой арматуры.
После основных эжекторов основной конденсат поступает в холодильники эжектора уплотнений.
Отсасываемая ПВС к эжектору уплотнений поступает из коллектора ПВС концевых уплотнений. На линии
основного конденсата и на линии ПВС к эжектору уплотнений нет запорной арматуры, что упрощает
схему и компоновку оборудования. При таком решении в случае выхода эжектора уплотнений из строя
и его ремонта, что случается крайне редко, требуется останов всей ПТУ; это исключает вероятность
эксплуатации турбоустановки без эжектора уплотнений, когда имеется опасность не только пропарива-
ния из концевых уплотнений турбины в машинный зал, но и обводнения масла через маслозащитные
уплотнения корпусов подшипников, расположенных близко к паровым концевым уплотнениям
Конденсат пара ПВС уплотнений и рабочего пара из эжектора уплотнений через гидрозатворы высотой 2м
сливается от каждой из двух ступеней эжектора в атмосферный сборник дренажей.
64

z.z. ^хемы и i у с туроинами типов « i », «и 1 »
После эжектора уплотнений основной конденсат поступает в сальниковый подогреватель.
По линии основного конденсата сальниковый подогреватель имеет обвод с запорным органом 23,
который закрыт при нормальной эксплуатации ПТУ. Паровая линия к сальниковому подогревателю
подходит из трубопроводов уплотнений; на ней запорной арматуры нет. Слив конденсата пара уплотнений
из сальникового подогревателя осуществляется через гидрозатвор глубиной 14 м в сборник конденсата
конденсатора.
В турбинах, имеющих на выхлопе конденсатор или подогреватель сетевой воды, на этапах
подготовки к работе и на ряде отдельных режимов работы турбоустановки в указанные аппараты пар из
турбины, а также пар и вода из других источников могут не поступать совсем или поступать в
ограниченном количестве. В результате конденсата, образующегося из этих потоков пара и воды, может быть
недостаточно для обеспечения нормальной работы основных эжекторов, эжектора уплотнений и
сальникового подогревателя, а также основных конденсатных насосов, включенных в систему регенерации
турбоустановки в самом начале тракта основного конденсата.
Длительная надежная работа конденсатных насосов, откачивающих конденсат из конденсатора или
подогревателя, как правило, может быть обеспечена, если насосы работают в диапазоне ~ 30... 100%
своего номинального расхода. Одновременно с этим обязательным требованием для нормальной работы
конденсатных насосов является поддержание уровня в конденсатосборнике конденсатора или
подогревателя в определенных пределах.
Для обеспечения необходимого расхода основного конденсата через указанные аппараты
регенеративной системы и для нормальной работы конденсатных насосов во всех турбинах, кроме турбин типа
«Р», имеется линия рециркуляции основного конденсата со своим регулирующим клапаном КР7, а на
линии основного конденсата за сальниковым подогревателем установлен свой регулирующий клапан
КР6 (см. рис. 2.2). Работа этих клапанов (их открытие — закрытие) строго взаимосвязана.
Максимальный расход основного конденсата, который прокачивается по линии рециркуляции,
определяется следующим образом. Рассматриваются технические характеристики конденсатных насосов,
основных эжекторов, эжектора уплотнений и сальникового подогревателя. Сравниваются величины
минимально допустимых расходов через это оборудование. Наибольшее значение из сравниваемых
величин и определяет максимальную величину расхода рециркуляции.
Следует отметить, что максимальный расход рециркуляции будет иметь место только на этапах
подготовки турбины к работе и только в тех случаях, когда в конденсатор и подогреватель сетевой
воды не поступают ни пар из турбины, ни пар и вода из других источников.
На ряде режимов работы турбины (ПТУ) расход откачиваемого из конденсатора или подогревателя
сетевой воды конденсата, наоборот, может достигать величин, больших, чем допускает техническая
характеристика одного конденсатного насоса или каждого из аппаратов. В этом случае включают в работу
дополнительно необходимое количество насосов, а у аппарата с ограниченной пропускной способностью
открывают обводную линию с запорным органом.
Пример. Турбина ПТ-140/165-130/15-2 может работать с минимальным расходом пара в
конденсатор около 301 'ч, максимальным — 3201 ч. Учитывая возможную добавку в конденсатор химически
очищенной воды и поступление конденсата из ПНД при останове откачивающих насосов,
максимальный расход конденсата из конденсатора составит ~ 420т /ч. Сопоставим эти величины с данными по
расходам конденсата через конденсатный насос, основной эжектор, эжектор уплотнений и сальниковый
подогреватель (табл. 2.2).
Таблица 2.2. Расходы конденсата через оборудование
Расход, т ч
min
max
Конденсатный
насос
100
320
Основной эжектор
через один/через два
70/140
250/500
Эжектор
уплотнений
180
450
Сальниковый
подогреватель
200
400
Сопоставление показывает, что ни конденсатный насос, ни один из указанных аппаратов не могут
нормально работать при пропуске через них 30т ч конденсата. Менее всего «чувствительны» к
малым расходам конденсата конденсатный насос и основной эжектор, которые уже с величин расходов
соответственно 100 и 70т/ч могут надежно работать длительное время.
Очевидно, что в данном случае (примере) сальниковый подогреватель является определяющим при
выборе максимального расхода рециркуляции основного конденсата, так как для его нормальной
работы требуется пропуск не менее 200т -ч конденсата. Для эжектора уплотнений эта величина несколько
меньше. Сальниковый подогреватель является ограничивающим и по максимальному пропуску
конденсата. Требуется открывать запорный орган 23 на его обводной линии при расходах основного конденсата
65

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
выше 400т/ч. Еще ранее, при превышении расхода основного конденсата свыше 300 т ч, приходится
вводить в работу второй конденсатный насос конденсатора. Другие аппараты не являются
ограничивающими по максимальному (420т ч) расходу основного конденсата.
Рассмотрим, как работает система рециркуляции основного конденсата на примере турбины
ПТ-140/165-130/15-2, когда расход пара и воды в конденсатор и, следовательно, расход основного
конденсата из конденсатора равен примерно ЗОт'ч. При таком малом расходе конденсата,
откачиваемого конденсатным насосом, уровень конденсата в конденсатосборнике конденсатора будет снижаться,
и при достижении определенного минимального значения будет подана команда на закрытие
регулирующего клапана КР6 на линии основного конденсата. В результате этот регулирующий клапан
прикроется до такой степени, когда через него будет проходить расход конденсата, который равен
сумме расходов пара из турбины и других потоков пара и воды, поступающих в конденсатор (этот
расход измеряется мерным устройством 24). Одновременно происходит открытие регулирующего
клапана КР7 на линии рециркуляции, обеспечивающее требуемый для надежной работы, в первую
очередь, сальникового подогревателя расход конденсата, который по линии основного конденсата
до регулирующего клапана КР6 составит 200т ч. Этот расход измеряется мерным устройством 25.
Расход по линии рециркуляции при этом составит 170т'ч (200т ч минус 30т ч). Контроль за этим
расходом осуществляется путем замеров по мерным устройствам 25 и 24 с последующим вычитанием
из первого значения второго. Этот расход циркулирует по замкнутому контуру: конденсатные насосы,
основные эжекторы, эжектор уплотнений, сальниковый подогреватель, регулирующий клапан КР7 на
линии рециркуляции конденсата и снова конденсатные насосы. При этом конденсат нагревается в
холодильниках эжекторов и сальниковом подогревателе, а охлаждается в конденсаторе.
При работе ПТУ на режимах с расходами пара и воды в конденсатор <~ 200т/ч и выше и
соответственно с расходами основного конденсата из конденсатора выше 200т ч регулирующий клапан
КР7 на линии рециркуляции закрывается полностью. Измеряемые расходы по мерным устройствам 24
и 25 должны быть при этом одинаковы. При расходах основного конденсата более 200т ч в условиях
эксплуатации переходят на измерение этих расходов с помощью мерного устройства 26, так как оно
установлено на трубе большего диаметра, чем мерное устройство 24, которое более точно позволяет
измерять расходы конденсата от 0 до 200 т ч.
В турбинах, изготовленных в последние годы, два регулирующих клапана, задействованных в схеме
рециркуляции основного конденсата, взаимодействуют между собой с помощью электрической связи.
В турбинах более ранних выпусков взаимосвязь этих клапанов осуществлялась механическим путем с
помощью специальных рычагов и тяг. Еще раньше оба клапана были смонтированы в одном корпусе и
представляли собой специальный сложный двухседельный регулятор.
Вышеописанные схемы рециркуляции конденсата имеют, как уже отмечалось, все типы турбоуста-
новок, кроме типа «Р». Для турбоустановок с турбинами типов «Т» и «ПТ» в тех случаях, когда на
режимах с работающей рециркуляцией через конденсатор прокачивается циркуляционная вода,
теплота, передаваемая конденсату в эжекторах и сальниковом подогревателе, теряется. Для турбин типов
«ТР», «ПТР», а также «Т» и «ПТ» в тех случаях, когда в конденсаторах двух последних типов
турбин в качестве охлаждающей используется сетевая или подпиточная вода, теплота рециркуляции не
теряется.
После сальникового подогревателя основной конденсат последовательно подогревается в четырех
теплообменных аппаратах, образующих группу ПНД. В качестве ПНД используются аппараты типа
ПН-400-26, серийно выпускаемые промышленностью. Подробно эти аппараты описаны в [68]. Каждый
из четырех ПНД имеет обводную линию с запорным органом по основному конденсату и запорную
арматуру перед каждым аппаратом и после него, что позволяет при необходимости отключить любой из этих
аппаратов. Такое решение по сравнению с так называемым групповым отключением ПНД несколько
усложняет схему регенерации и повышает капитальные затраты на ее реализацию. Однако при
необходимости отключения, например, одного ПНД при групповом отключении приходится выводить из
работы всю группу из четырех аппаратов, что сводит к нулю эффект от использования ПНД на период
их отключения. При существующей же схеме эффект снижается только на величину, соответствующую
отключению одного ПНД. Групповое отключение ПНД для теплофикационных турбоустановок
малоприемлемо еще и потому, что в «рассечку» между ПНД должны поступать потоки конденсата пара
производственных и отопительных отборов.
Каждый ПНД имеет защиту от недопустимого повышения давления в его водяном пространстве,
как и все другие аппараты системы регенерации, имеющие на подводе и отводе основного конденсата
запорные органы 20, с помощью которых каждый аппарат может быть отключен от магистрали
основного конденсата. Недопустимое повышение давления или даже авария могут произойти в том случае,
если водяное пространство аппарата заполнено основным конденсатом, аппарат надежно отключен на
входе и выходе основного конденсата от магистрали основного конденсата, но при этом запорный ор-
66

2.2. Схемы ПТУ с турЬинами типов « l », «111 »
ган 28 на трубопроводе отбора пара открыт или закрыт неплотно. В таком случае появляется опасность
разогрева замкнутого объема основного конденсата в водяном пространстве аппарата и, как следствие,
повышения в нем давления до недопустимой величины. Для предотвращения этого запорный орган 20
на выходе основного конденсата из каждого аппарата снабжен байпасом, состоящим из двух
последовательно установленных обратных клапанов 29, которые в случае недопустимого расширения объема
при вышеуказанных условиях перепустят избыток конденсата в магистраль основного конденсата. Для
реализации возможности, например, при ремонте трубной системы аппарата слива конденсата из его
водяной камеры служит запорный орган 30.
В линию основного конденсата осуществлены врезки трубопроводов возврата конденсата пара
производственных отборов, отборов собственных нужд и теплофикационных отборов. В зависимости от
используемого деаэратора (вакуумного или атмосферного) для подготовки возвращаемого конденсата
пара производственных отборов и отборов на собственные нужды точка возврата на линии основного
конденсата принимается соответственно либо перед ПНД-1, либо перед ПНД-3 (линии 27). Возврат
конденсата пара нижнего и верхнего теплофикационных отборов осуществляется соответственно перед
ПНД-2 и перед ПНД-3 (линии 27а).
На линии основного конденсата, а также на участках трубопроводов, примыкающих к аппаратам,
врезаются линии для опорожнения и промывки системы регенерации турбоустановки.
Подвод пара к четырем ПНД осуществляется из соответствующих отборов турбин по четырем
трубопроводам, на двух из которых, кроме запорной арматуры, установлены обратные клапаны типа КОС.
На трубопроводах пара к ПНД-1 и ПНД-2 обратные клапаны не установлены. Основанием такого
решения для ПНД-1 явилась организация на всех режимах работы турбоустановки безуровневого слива
конденсата греющего пара из ПНД-1. Слив осуществляется в конденсатосборник ПСГ-1, куда пар
поступает из одной камеры с ПНД-1, поэтому давление пара в ПНД-1 и в ПСГ-1 практически одинаково,
что исключает перетечки греющего пара из одного аппарата в другой. С другой стороны, отсутствие
в корпусе ПНД-1 объема конденсата, а также соответствующим образом выполненный трубопровод
слива конденсата из ПНД-1 исключают поступление в турбину на определенных режимах ее работы
с обратным потоком опасных (с точки зрения ее разгона) объемов пара и воды, что подтверждено
соответствующими расчетами.
Отвод конденсата греющего пара из ПНД-2 может осуществляться несколькими путями. При
включенном в работу сетевом подогревателе ПСГ-2 конденсат из ПНД-2 сливается в конденсатосборник
ПСГ-2. При неработающем ПСГ-2 и при достаточном перепаде между ПНД-2 и ПНД-1 слив конденсата
из ПНД-2 осуществляется в ПНД-1, при этом необходимый уровень в ПНД-2 поддерживается
регулирующим клапаном КР9, установленным на трубопроводе слива конденсата из ПНД-2 в ПНД-1. При
недостаточном перепаде давлений между ПНД-2 и ПНД-1 или при отключенном ПНД-1 слив конденсата
из ПНД-2 осуществляется в расширитель 31 конденсатора, при этом необходимый уровень конденсата
в ПНД-2 поддерживается тем же регулирующим клапаном КР9, что и в случае слива конденсата из
ПНД-2 в ПНД-1.
Несмотря на наличие в ПНД-2 на ряде режимов работы турбоустановки определенного уровня
конденсата на трубопроводе отбора к ПНД-2 отсутствует обратный клапан. Расчеты показали, что
повышение частоты вращения турбины от возможного обратного потока теплоносителей из этого ПНД для
данного отбора крайне незначительно. Следует также отметить, что дополнительной защитой в этом
случае от разгона турбины является регулирующая диафрагма, установленная в этой турбине сразу за
отбором на ПНД-2.
Схема слива конденсата греющего пара из ПНД-3 и ПНД-4 также предусматривает несколько
вариантов слива в зависимости от находящегося в работе оборудования. В основном конденсат из ПНД-4 через
регулирующий клапан КР11 сливается в ПНД-3. Оттуда конденсат обоих подогревателей откачивается
насосом HI в линию основного конденсата за ПНД-3. В качестве насоса используется конденсатный
насос типа КС производительностью 8()м3/ч, напором 155 м вод. ст. На напорном трубопроводе насоса
HI установлен регулирующий клапан КР5, поддерживающий требуемый уровень конденсата в ПНД-3.
При неработающем насосе (ремонт, ревизия и т.д.) конденсат ПНД-4 также через регулирующий клапан
КР11 сливается в ПНД-3, откуда суммарный расход конденсата ПДН-4 и ПНД-3 через регулирующий
клапан КР10 на сливе из ПНД-3 поступает в расширитель 31 конденсатора. При неработающем ПНД-3
имеется возможность, минуя его, сливать конденсат из ПНД-4 через регулирующий клапан КР11 сразу
в расширитель конденсатора.
Особо следует отметить, что при отключении любого из ПНД паровую нагрузку отключенного ПНД
на себя берет ПНД, подключенный по пару из отбора с более высоким давлением. Поэтому при работе
турбоустановки с номинальными расходами пара в регенеративные отборы отключение более
одного из смежных ПНД не рекомендуется. В противном случае, как показывают расчеты, возни-
67

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3
кает опасность перегрузки предотборной ступени ПНД, предыдущего отключенному, и, как следствие,
возможный выход этой ступени из строя.
С целью повышения эффективности работы теплообменных аппаратов регенеративной системы (в
первую очередь ПНД), часть которых работает на режимах с вакуумом, из парового пространства ПНД
и сальникового подогревателя организован отсос ПВС. На линиях отсоса ПВС установлены
специальные дроссельные шайбы 32. Внутренний диаметр шайб, как правило, уточняется на месте эксплуатации
турбины. Этот диаметр должен быть, с одной стороны, достаточным, чтобы из аппарата было
удалено максимальное количество неконденсирующихся газов (воздуха), а с другой стороны, диаметр не
должен быть таким большим, чтобы через него уходило значительное количество пара. Критерием
выбора необходимого диаметра шайбы должен служить минимальный недогрев основного конденсата
до температуры насыщения пара в аппарате.
Отсос ПВС из соответствующего ПНД направляется туда же, куда сливается из этого ПНД конденсат.
В конечном счете ПВС поступает в расширитель 31 конденсатора, за исключением ПВС из ПНД-1 и
сальникового подогревателя, которая отводится в выпарную трубу 33 расширителя конденсатора.
После ПНД основной конденсат направляется в деаэратор с давлением 0,59МПа, где
осуществляется дегазация конденсата. В качестве деаэратора для турбоустановки ПТ-140/165-130/15 используется
аппарат типа ДП-500М2, серийно выпускаемый промышленностью. Более подробно о деаэраторах см.
[68]. Деаэратор запитывается паром из трубопровода отбора на ПВД-5. На участке паропровода к
деаэратору установлен дополнительно обратный клапан 34, предотвращающий обратный поток пара из
деаэратора в ПВД-5 в случае резкого снижения давления в последнем. После деаэратора питательным
насосом (насосами) питательная вода направляется в группу ПВД, состоящих из трех аппаратов типа
ПВ-800-230.
В отличие от ПНД отключение и обвод каждого ПВД по питательной воде невозможен.
Аварийное отключение и обвод производятся только всей группы ПВД, для чего используется
специальное устройство, поставляемое комплектно с ПВД заводом-изготовителем аппаратов.
Это устройство, состоящее из защитного 35 и обратного 36 клапанов, позволяет в аварийных
случаях автоматически отключать ПВД и обводить их по питательной воде по линиям 37. Аварийно это
устройство срабатывает, например, при повреждении охлаждающих труб ПВД и недопустимом
повышении уровня конденсата в корпусах ПВД. Более подробно об этом см. [68.]. При достижении аварийно
недопустимого уровня это устройство подает сигнал на отключение питательного насоса и останов
турбины.
Кроме указанного защитного обвода ПВД по питательной воде имеется дополнительный частичный
обвод 38 с установленным на этом обводе регулирующим клапаном КР1 [46]. Этот обвод позволяет в
случае резерва котельной мощности, частично (до 75%) обводя питательную воду помимо ПВД,
открыв для этого на этом обводе два запорных 39 и один регулирующий клапан КР1, снижать расход
пара на ПВД из отборов и направлять этот пар в проточную часть турбины на выработку
дополнительной теплофикационной или конденсационной мощности. Для планового отключения ПВД и обвода
питательной воды служит линия (на схеме не показана), которая не входит в объем проектирования
турбинного завода.
Пар к трем ПВД поступает из трех камер отборов ЦВД турбины. На трубопроводах отборов пара
из турбины кроме запорной арматуры установлены обратные клапаны. Так как корпуса всех трех ПВД
выполнены равнопрочными, предохранительные клапаны на них отсутствуют. Расчетное давление в
паровом пространстве ПВД составляет примерно 4 МПа.
Слив конденсата греющего пара из ПВД-7 выполнен в ПВД-6, из ПВД-6 — в ПВД-5, из ПВД-5 —
либо в деаэратор с давлением 0,59МПа, либо в расширитель 31 конденсатора. На трубопроводе слива
конденсата из ПВД-5 в деаэратор кроме запорной арматуры установлен обратный клапан 40,
предотвращающий обратный поток теплоносителей из деаэратора в ПВД-5 в случае резкого снижения давления
в последнем.
Система отсоса ПВС из ПВД выполнена аналогично системе отсоса из ПНД. Отличие лишь в том,
что поскольку отключение ПВД возможно только всей группой, то резервного отсоса из ПВД-7 и ПВД-6
нет. Из ПВД-5 отсос ПВС направляется в расширитель 31 конденсатора.
После ПВД-7 питательная вода направляется в котел или в станционный коллектор питательной
воды.
Отборы пара (кроме регенеративных) из турбины
В турбине ПТ-140/165-130/15 по сравнению с другими турбинами УТЗ — наибольшее количество
отборов пара, не связанных с системой регенерации. Не считая отбора пара на деаэратор с
давлением пара 0,59 МПа, который можно отнести к регенеративным отборам, в турбине ПТ-140/165-130/15
68

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
имеются два регулируемых производственных отбора, два отбора на общестанционные теплообменники
(станционные нужды) и два регулируемых теплофикационных отбора пара, причем в единственной из
всех турбин УТЗ ПТ-140/165-130/15 имеется возможность поддерживать необходимые параметры в
каждом из теплофикационных отборов.
В основном производственном отборе давление пара составляет от 1,18 до 2,06 МПа. Номинальное
давление пара в отборе — 1,47 МПа.
Четыре нитки трубопровода 41 основного производственного отбора рассчитаны на максимальный
пропуск пара с расходом 500т/ч при номинальном давлении в отборе. Все четыре нитки трубопровода
соединены между собой перемычками 42. Перемычки не имеют запорной арматуры, врезаны в
основные нитки до места установки на этих нитках обратных клапанов и запорной арматуры, что позволяет
держать в прогретом состоянии участки трубопровода в пределах турбоустановки, даже если какая-либо
из ниток трубопровода отключена от станционного участка. Кроме того, перемычки 42 позволяют
уравнивать давление в нитках, так как конфигурация каждой из четырех ниток, а значит, и гидравлическое
сопротивление неодинаковы.
На трубопроводе 41 основного производственного отбора пара установлены шесть
предохранительных клапанов, суммарная пропускная способность которых обеспечивает пропуск максимального
расхода пара (500 т/ч). Установленные на трубопроводе обратные клапаны с принудительным закрытием
типа КОС обеспечивают работу производственного отбора на станционный коллектор, в который может
параллельно поступать пар от других источников (турбин, РОУ).
Рабочие параметры пара в этом отборе (р = 1,18. - - 2,06 МПа и t = 400 °С) в принципе позволяют
выполнить этот трубопровод из углеродистой стали. Однако наличие возможности даже
кратковременного повышения температуры пара в этом отборе до 500 °С из-за резкого прекращения приема пара
потребителем и удержания турбины системой регулирования на холостом ходу привело к необходимости
в пределах турбоустановки этот трубопровод выполнить из легированной теплоустойчивой стали.
В дополнительном производственном отборе 43 (за 7-й ступенью) может поддерживаться давление
пара от 2,45 до 3,92 МПа. В отличие от основного производственного отбора, где давление пара
поддерживается с помощью регулирующей диафрагмы, встроенной в ЦНД турбины, в дополнительном отборе
давление пара поддерживается защитно-регулирующим клапаном, установленным на трубопроводе
отбора. Кроме регулирования давления в отборе этот клапан выполняет функцию защиты турбины от
обратного потока пара, который может иметь место, если коллектор (потребитель) пара запитан
также от других источников. На трубопроводе до и после клапана установлена запорная арматура, а на
станционном участке устанавливается расходомерное устройство.
Трубопровод теплофикационного отбора пара к сетевому подогревателю ПСГ-1 (нижнего
отопительного отбора) выполнен в виде двух ниток диаметром Dy 1000 каждая. Компактное и максимально
приближенное расположение ПСГ-1 к камере отбора и отсутствие на трубопроводе арматуры
позволили существенно снизить потери давления в этом трубопроводе. Трубопровод верхнего отопительного
отбора пара (к ПСГ-2) имеет большую протяженность, и на нем установлена запорная арматура 44,
необходимая для отключения по пару ПСГ-2 при работе турбоустановки с одноступенчатым
подогревом сетевой воды в ПСГ-1. Работа с подогревом сетевой воды только в ПСГ-2 недопустима по
условиям возможности снижения надежности работы турбины, и поэтому тепловой схемой
такая работа исключается (на трубопроводе отбора пара к ПСГ-1 отсутствует отключающая арматура;
исключена возможность пропуска сетевой воды только через ПСГ-2, минуя ПСГ-1).
Из трубопровода отбора пара к ПСГ-2 до запорного органа 44 выполнена линия 45 к двум
предохранительным клапанам, рассчитанным на полный расход сбрасываемого пара из отопительных отборов
в атмосферу.
В настоящее время рассматривается решение по установке вместо двух предохранительных клапанов
диаметром Dj,800 одного предохранительного клапана меньшего диаметра, рассчитанного только на
расход пара, необходимого для режима холостого хода турбины. Вместе с таким клапаном будут
установлены специальные защитные устройства, воздействующие на закрытие стопорных и регулирующих
клапанов в случае повышения давления в камере отопительного отбора сверх допустимого значения.
Из трубопровода отбора пара к ПСГ-2 также выполнена линия 46 к общестанционным
теплообменникам. В частности, она служит для подачи пара в атмосферный или вакуумный деаэраторы,
используемые для дегазации подпитки сетевой воды. При использовании этой линии должен быть обеспечен
возврат в линию основного конденсата потока воды (конденсата) соответствующего количества и
качества. На этой линии кроме запорного органа 47 устанавливается обратный клапан с принудительным
закрытием типа КОС.
Из камеры верхнего отопительного отбора пара также отбирается пар к ПНД-2 (см. выше).
Отсутствие на трубопроводах отборов пара к ПСГ обратных клапанов не снижает надежного
предотвращения от разгона турбины обратным потоком пара из ПСГ в случае сброса турбиной
69

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3
нагрузки. Роль обратных клапанов выполняют специальные воронки, установленные в патрубках между
корпусом и конденсатосборником каждого ПСГ [156].
Из камеры отбора пара на ПНД-4 выполнен отбор пара на собственные нужды (общестанционные
теплообменники) станции. Этот отбор пара используется, в частности, для подогрева воздуха в
калориферах котла. На трубопроводе 48 этого отбора кроме запорного органа 49 установлен обратный клапан
типа КОС.
Конденсационная установка
Конденсат из конденсатора откачивается тремя конденсатными насосами НЗ, Н4, Н5 (см. рис. 2.2),
один из которых в условиях эксплуатации, как правило, находится в резерве. Используемые для
этой цели вертикальные конденсатные насосы КСВ-320-160 производительностью 320т ч с напором
160м вод. ст. каждый соединены линиями 50 отсоса ПВС из своих корпусов с конденсатосборником
конденсатора. На время запуска этих насосов на линиях 50 отсоса ПВС запорная арматура должна
быть открыта, после запуска — закрыта. На напорной линии обратные клапаны 51 после каждого
насоса снабжены обводными линиями малого диаметра с запорными органами 52 для возможности
проверки плотности корпусов конденсатных насосов путем гидроиспытаний их со стороны напорной
части до закрытой запорной арматуры на всасывающих линиях.
Обратные клапаны 51 позволяют держать насос, находящийся в резерве, в полной готовности к
пуску с открытой арматурой на всасывающей и напорной линиях.
Следует отметить, что в ряде случаев при использовании в блоках с турбинами ПТ-140/165-130/15
прямоточных котлов, когда предъявляются повышенные требования к качеству питательной воды, в
тепловых схемах таких турбоустановок предусматривают установку основных конденсатных насосов
I и II ступеней (подробнее см. описание схемы турбины Т-255/300-240).
В случае нарушения плотности вальцовочных соединений или повреждения охлаждающих трубок
вблизи трубных досок конденсатора тепловой схемой турбоустановки предусмотрен отвод засоленного
конденсата из так называемых солевых отсеков конденсатора, расположенных вблизи трубных досок.
Производится этот отвод в том случае, если химический анализ конденсата за насосами НЗ, Н4, Н5
показывает рост солесодержания по сравнению с нормативным. В этом случае открывается (при
нормальных условиях закрыт) запорный орган 53 и конденсат из солевых отсеков перестает переливаться
через специальные пороги и смешиваться с основным потоком конденсата в конденсаторе, а поступает
в бак 54 солевых отсеков. При этом запорный орган 55 на линии отсоса ПВС из бака 54 в конденсатор
должен быть открыт. Насос 56 запускается (вводится в работу) на закрытый запорный орган 57. После
запуска насоса запорный орган 57 должен быть открыт. Регулирующий клапан КР8 работает,
поддерживая необходимый уровень конденсата в баке 54. Засоленный конденсат откачивается в бак «грязного»
конденсата насосом 56 и затем на обессоливающую установку.
В качестве насоса используется конденсатный насос типа КС-50-55 производительностью 50т'ч,
напором 55 м вод. ст.
Если после такого разделения потоков конденсата солесодержание проб конденсата из напорной
линии насосов НЗ, Н4, Н5 будет снижаться и достигнет нормы, можно считать, что причиной повышенного
солесодержания конденсата являлось поступление охлаждающей воды через повреждения
охлаждающих трубок вблизи трубных досок или/и повреждения вальцовочных соединений в этих досках.
Работа турбины в таком режиме возможна до планового останова турбины, обнаружения и
устранения повреждений. При этом в схему ПТУ должен быть обеспечен возврат уже обессоленного конденсата
или его восполнение конденсатом необходимого качества. Если же солесодержание конденсата,
замеренное после насосов НЗ, Н4, Н5, либо не изменилось, либо продолжает повышаться, тогда можно
считать, что причина не в вышеуказанных повреждениях или не только в них одних. В таком случае
следует принимать решение об останове турбины, определении причин повышенного солесодержания
конденсата и их устранении.
В последнее время качество выполнения вальцовочных соединений трубок с трубными досками
конденсаторов улучшилось, вследствие чего возможность попадания охлаждающей воды в паровое
пространство конденсатора через неплотности вальцовочных соединений снизилась. Поэтому на ряде
ТЭС система раздельного отвода конденсата либо не используется, либо не монтируется.
Значительная часть потоков пара, воды и ПВС поступает как в конденсатор, так и в
расширитель 31 конденсатора. В отличие от других типов турбин, где для блочного варианта турбоустановки
имеется второй расширитель конденсатора, так называемый расширитель дренажей высокого давления
блока, для турбины ПТ-140/165-130/15 в блочном варианте, как уже упоминалось, этот расширитель
отсутствует. Такое решение вызвано компактным размещением оборудования данной турбоустановки
и большими трудностями при размещении второго расширителя в пределах ячейки турбоустановки.
70

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
В связи с этим ряд потоков, например продувка паропровода к турбине, выводится в станционный
расширитель дренажей как для турбоустановок с поперечными связями, так и для блоков.
Расширитель 31 конденсатора соединен с паровым пространством конденсатора трубой 33,
гидравлическое сопротивление которой весьма мало, поэтому с достаточной достоверностью можно считать,
что давление в конденсаторе такое же, как и в расширителе 31. Нижняя часть расширителя 31,
заполненная конденсатом, соединена через небольшой (2 м) гидрозатвор с конденсатосборником конденсатора.
Гидрозатвор исключает «проскакивание» пара из расширителя в конденсатосборник, если, например, в
период сброса в расширитель потоков из ЦВД давление в расширителе установится незначительно
выше, чем в конденсатосборнике. Конденсат в расширителе и конденсатосборнике находится практически
на одном уровне.
Наиболее горячие потоки направляются в расширитель конденсатора, над уровнем находящегося
в нем конденсата, откуда образовавшийся выпар поступает в паровое пространство конденсатора, а
конденсат — в конденсатосборник. Так, в расширитель 31, как уже отмечалось ранее, на ряде режимов
работы турбины может поступать конденсат из подогревателей ПНД-1, ПНД-2, ПНД-3, ПНД-4, ПВД,
конденсат протечек пара ПСГ-1 и ПСГ-2, ПВС из ПНД и ПВД. Значительная часть дренажей турбоуста-
новки также направляется в этот расширитель. Часть из них заводится непосредственно в расширитель,
часть — через коллекторы высокого 58, среднего 59 и низкого давления 60. Для снижения
температуры выпара из расширителя, поступающего в конденсатор, в расширителе установлены форсунки, на
которые подается конденсат после конденсатных насосов НЗ, Н4, Н5 конденсатора.
Конструкция расширителя 31 представляет собой вертикально установленный отрезок трубы
диаметром Dy 1200. Значительная часть расширителя выполнена путем вальцовки из толстого стального
листа. Именно в эту часть расширителя осуществлены врезки всех линий, подходящих к расширителю.
Из верхнего торца расширителя отходит выпарная труба 33 диаметром Dy 600, куда присоединен
патрубок диаметром Dy 250 с запорным органом 61 для срыва вакуума при необходимости экстренного
останова турбины.
В конденсатор кроме основного потока пара из турбины поступает пар, сбрасываемый из котла при
работе турбины в блоке с ним. Этот пар, предварительно снизив свои параметры в РОУ или БРОУ,
непосредственно в паровое пространство конденсатора попадает после устройства 62 для приема пара
из котла. Это устройство находится в паровом пространстве конденсатора. В устройстве установлен
ряд форсунок, куда подается конденсат после конденсатных насосов НЗ, Н4, Н5 конденсатора.
Смешиваясь с паром, конденсат дополнительно в устройстве охлаждает этот пар; охлажденный до нужной
температуры пар поступает в конденсатор.
В конденсаторе также имеется специальное охлаждающее устройство 63 выхлопной части ЦНД,
через которое на режимах с ограниченным пропуском пара в конденсатор впрыскивается конденсат от
конденсатных насосов НЗ, Н4, Н5 конденсатора. Во всех случаях конденсат поступает в конденсатор
после сетчатых фильтров Ф1, Ф2, схема включения которых позволяет чистить их обратным потоком
конденсата, для чего имеется обводная линия с запорным органом 64. При необходимости один из
фильтров Ф1, Ф2 можно ремонтировать во время работы турбины, в то время как подача конденсата
в конденсатор будет происходить через другой фильтр.
В конденсатор также подведена линия от общестанционного источника химически очищенной воды
для плановой подпитки теряющегося конденсата. Подвод осуществляется также через сетчатый фильтр
ФЗ с возможностью чистки последнего обратным потоком химически очищенной воды.
Как уже отмечалось выше, непосредственно в паровое пространство конденсатора также
поступает конденсат первых двух ступеней охладителей (холодильников) конденсата основных пароструйных
эжекторов, которые отсасывают из конденсатора ПВС.
Левый и правый основные пучки, а также встроенный пучок (гл. 7) конденсатора по ПВС могут
отключаться запорными органами 65, установленными на коллекторах отсоса. Отсос ПВС от каждого
основного и от встроенного пучков осуществляется параллельно.
В период пуска из коллектора 66 ПВС отсасывается пусковым пароструйным эжектором ЭП1,
который имеет повышенную производительность по ПВС по сравнению с основным эжектором. К этой
же линии отсоса ПВС подключен и пароструйный эжектор расхолаживания ЭР1. И пусковой эжектор,
и эжектор расхолаживания запитаны рабочим паром после деаэратора с давлением 0,59МПа, как и
основные эжекторы. Они также могут в качестве резерва питаться паром от станционного
источника. В связи с тем, что ни пусковой эжектор, ни эжектор расхолаживания не имеют охладителей пара,
рабочий пар вместе с ПВС выбрасывается в атмосферу. Этот пар отводится в безопасное место, при
этом необходимо, чтобы сопротивление выхлопного трубопровода не превышало предельных значений,
выше которых эжекторы будут работать не в расчетном режиме.
71

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3
Система уплотнений
Система уплотнений, а точнее система паровых концевых уплотнений турбины, уплотнений штоков
стопорных, защитно-регулирующего и регулирующих клапанов 4 и 17 (см. рис. 2.2) должна обеспечить
надежную и экономичную работу вышеуказанных уплотнений, т.е. исключить пропаривание из
уплотнений в машинный зал, особенно в масляную систему, исключить недопустимые присосы воздуха в
цилиндры турбины и корпуса стопорных, регулирующих 4 и 17 и защитно-регулирующего клапанов,
свести к минимуму потери теплоты с паром уплотнений и рабочим паром эжектора уплотнений.
Система уплотнений включает в себя собственно вышеуказанные уплотнения, коллектор
уплотнений 67, эжектор уплотнений, сальниковый подогреватель, трубопроводы, запорную, регулирующую и
защитную арматуру.
Работает система уплотнений следующим образом. В предпоследнюю камеру (если считать от
цилиндра турбины) каждого из концевых уплотнений подается так называемый запирающий пар из
коллектора уплотнений 67. Регулирующим клапаном КР13 в коллекторе 67 поддерживается давление пара
выше барометрического на величину 0,01 .. .0,02 МПа; температура 130... 150 °С. На установившихся
режимах работы турбины пар в коллектор 67 поступает из деаэратора с давлением 0,59 МПа или из
станционного коллектора деаэраторного пара. В период пусков и остановов турбины в коллектор может
подаваться пар из станционного коллектора давлением 1,28МПа с температурой 200...230°С. При
дросселировании этого пара в клапане КР13 с давления 1,28 до 0,П .. .0,12МПа произойдет
одновременно и некоторое снижение температуры пара. В начальный период эксплуатации турбоустановки
запорные органы 68 настраивают таким образом, чтобы в предпоследней камере каждого концевого
уплотнения давление пара было примерно на 0.005 МПа выше барометрического. Из коллектора 67 пар
по линии 69 также подается на уплотнение штоков сервомоторов регулирующих диафрагм,
расположенных на ЦНД.
К коллектору 67 также подводится пар по линии 70 от коллектора 71 уплотнений штоков клапанов.
Запорный орган 72 на этой линии открывается в том случае, когда температура пара, поступающего в
коллектор 67 из деаэратора с давлением 0,59 МПа, меньше 130 °С. Регулирующий вентиль 73 является
настроечным. Настройка производится в период начальной эксплуатации турбоустановки.
Из коллектора 74, с которым соединены последние камеры концевых уплотнений, пар отсасывается
эжектором уплотнений.
В последних камерах концевых уплотнений создается незначительное разрежение 0,095... 0,093 МПа,
что, с одной стороны, не приводит к значительному подсосу воздуха из машинного зала в эжектор
уплотнений и его перегрузке, а с другой — исключает пропаривание через уплотнение в машинный
зал и, самое главное, исключает попадание пара через ближайшие маслозащитные уплотнения в
масляную систему. С коллектором 74 соединены также последние камеры уплотнений штоков стопорных
и защитно-регулирующего клапанов турбоустановки. В этот же коллектор отводится пар из второй и
третьей (последней) камер уплотнений штоков регулирующих клапанов 4 и 17.
Из промежуточных камер концевых уплотнений пар отсасывается через коллектор 75 в сальниковый
подогреватель. Давление в этих камерах примерно на 0,02 МПа ниже барометрического.
Коллектор 71, куда поступает пар от первых камер штоков регулирующих клапанов 4 и 17, стопорных
и защитно-регулирующего клапанов, соединяется с деаэратором давления 0.59 МПа. Кроме запорной
арматуры, на этом коллекторе вблизи деаэратора должен быть установлен обратный клапан 76 с
обводной линией и установленным на этой же линии запорным органом 77. Обратный клапан 76, как
отмечалось ранее, не позволяет пару из деаэратора поступать в коллектор 71, когда в нем давление
ниже давления в деаэраторе. Вблизи деаэратора должен устанавливаться клапан, регулирующий
давление и расход поступающего в деаэратор пара из уплотнений штоков клапанов. Обратный клапан 76,
запорный орган 77 и регулирующий клапан устанавливаются за границами проекта турбинного
завода. Запорный орган 77 служит для того, чтобы перед пуском турбины прогреть участок трубопровода
от деаэратора до коллектора 71 и можно было бы обвести (байпасировать) обратный клапан 76. В
остальных случаях запорный орган 77 должен быть закрыт.
На коллекторе 71 имеется предохранительный клапан 78, настраиваемый на давление
срабатывания — примерно 0,83... 0,85 МПа.
На линиях отвода пара из первых камер стопорных и защитно-регулирующего клапанов в
коллектор 71 установлены обратные клапаны 79, предотвращающие переток пара из коллектора 71 по штокам
стопорных и защитно-регулирующего клапанов, когда затворы этих клапанов находятся в верхнем
положении и отключают первую камеру уплотнений от пара, находящегося внутри корпусов этих клапанов.
Из коллектора 71 непосредственно к предпоследней (средней) камере заднего концевого уплотнения
ЦВД может подмешиваться горячий пар от уплотнений штоков клапанов, для чего имеется линия 80
с установленными на ней запорным органом 81 и настроечным вентилем 82, с помощью которого в
72

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
начальный период эксплуатации турбоустановки производится настройка температуры пара в пределах
250...300°С. Пар с такой температурой следует подавать, например, при пусках турбин из горячего
состояния для недопущения большого относительного сокращения ротора.
Аналогичная настройка производится настроечным вентилем 83 на линии подмеса свежего пара в
коллектор 71. Этой линией подмеса и линией 80 пользуются одновременно, когда в коллектор 71 еще
не поступает горячий пар от штоков клапанов.
Для охлаждения наружных корпусов паровых концевых уплотнений цилиндров, стопорных и
защитно-регулирующего клапанов через них по линиям 83а пропускается охлаждающая, как правило,
водопроводная вода.
Система дренажей
В систему дренажей принято включать кроме дренажных продувочные линии (трубопроводы),
линии опорожнения, обеспаривания, ревизии и выпуска воздуха. Эти вспомогательные линии должны
обеспечить нормальное (надежное, безопасное и экономичное) функционирование на всех режимах
основного оборудования и трубопроводов. Так, например, неудаление конденсата из паропроводов может
привести к гидравлическим ударам в трубопроводах, их растрескиванию и, как следствие, к авариям.
Имеется опасность попадания неудаленного из паропроводов конденсата в проточную часть турбины,
что может привести к повреждениям лопаточного аппарата и эрозионному износу элементов проточной
части.
Наибольшее количество и наибольшую общую протяженность из всех вспомогательных линий
(трубопроводов) ПТУ составляют именно дренажные линии. По этим линиям отводится конденсат пара
из прогреваемых участков паропроводов и различных элементов оборудования перед их включением в
работу, при останове турбины (так называемые пусковые дренажи) и при ее работе. В последнем случае
это, как правило, постоянные дренажи, отводящие конденсат пара, образующийся на участках
паропровода или в оборудовании в период работы, и его нельзя оставлять в месте его образования. Часто
причиной образования конденсата служит конфигурация трубопровода, например тупиковые участки.
Значительное большинство пусковых дренажей выполняется в виде трубопроводов небольших
диаметров (от Dy 20 до Dy 50). В соответствии с [70] в зависимости от давления в дренируемом
трубопроводе на дренажных линиях должны устанавливаться запорная арматура либо запорный, регулирующий
органы и дроссельная шайба. На постоянных дренажах, как правило, арматура не устанавливается. Там,
где возможно, до значения давления 0,147МПа устанавливаются гидрозатворы, позволяющие
значительно сократить потери теплоты с дренажом. Примером такого дренажа может служить дренажная
линия 84 из коллектора 75 отсоса пара из уплотнений в эжектор уплотнений.
Продувочной линией считается линия, по которой первоначально может отводиться
образующийся из пара конденсат, а затем влажный пар — до тех пор, пока пар не станет перегретым. Для
ограничения расхода уже перегретого пара иногда на таких линиях устанавливаются дроссельные устройства —
см. линию 85 продувки трубопровода свежего пара в станционный расширитель с установкой на этой
линии дроссельной шайбы 86.
Значительная часть дренажных линий заводится в коллекторы 58, 59, 60 соответственно высокого,
среднего и низкого давлений. Коллекторы, как уже отмечалось, являются частью расширителя 31
конденсатора. Часть дренажей заводится непосредственно в расширитель 31, небольшая часть дренажей
заводится в атмосферный сборник дренажей 87.
Линии обеспаривания служат для удаления в безопасное место остатков пара, которые могут
оставаться в отключенных участках паропроводов и в оборудовании.
Линии ревизии служат для получения достоверной информации о наличии или отсутствии среды в
отключенных участках трубопроводов пара и воды. Эти линии также должны отводиться в безопасное,
но доступное для наблюдения место.
Линии опорожнения служат для отвода остающейся в отключенных трубопроводах или
оборудовании воды. Эти линии должны выполняться из самых нижних точек системы.
Воздушники, или линии выпуска воздуха, служат для удаления воздуха при заполнении системы
водой перед ее пуском или при проведении гидравлических испытаний системы. Эти линии
выполняются из самых верхних точек системы.
Система водяных уплотнений вакуумной арматуры
Значительная часть оборудования, в том числе и арматуры, всегда или на ряде режимов работы
турбоустановки находится в условиях вакуума. Работа оборудования и арматуры в таких условиях
отличается от работы в условиях избыточного давления, когда при возникновении неплотностей в элементах
73

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3
тепловой схемы из этих неплотностей наружу происходит видимое парение или истечение жидкости.
Места таких неплотностей могут быть достаточно быстро определены и устранены. При этом в ряде
случаев, даже при существенных пропусках воды и пара в атмосферу, оборудование может продолжать
практически нормально функционировать.
В случае работы оборудования и арматуры под вакуумом места присосов воздуха из атмосферы
определить значительно сложнее. В результате больших присосов в паровой тракт турбоустановки
может существенно ухудшиться или вообще прекратить нормально функционировать такое оборудование,
как, например конденсатор или ПНД, работающее под вакуумом. Присос воздуха в тракт основного
конденсата существенно ухудшает качество конденсата по содержанию кислорода, что требует
существенных затрат на очистку конденсата.
Трубопроводная арматура, серийно выпускаемая отечественной промышленностью, как правило, не
имеет специальных устройств, надежно предотвращающих возможность присоса воздуха из
окружающей среды при работе арматуры под вакуумом. В ряде стран, например в Китае, такая арматура
выпускается.
Турбины всех типов, за исключением турбин типа «Р», где практически нет оборудования,
работающего под вакуумом, снабжаются системами водяных уплотнений вакуумной арматуры.
На рис. 2.3 приводится схема водяных уплотнений вакуумной арматуры для турбоустановки с
турбиной ПТ-140/165-130/15. На схеме условно показано уплотнение только одной задвижки. Уплотнения
других запорных органов ничем принципиально не отличаются. Также показано уплотнение затворов
предохранительных клапанов отопительного отбора.
От напорной лонии конденсатных
насосоВ конденсатора /
В атмосферный
сборник дренажей
Рис. 2.3. Схема водяных уплотнений арматуры, работающей под вакуумом
В качестве «запирающей» воды используется конденсат из напорной линии основных конденсатных
насосов. Открывая арматуру 1, заполняют конденсатом бачок 2, определяя уровень в нем по водоуказа-
тельному стеклу 3 Арматуру 1 следует открывать периодически для пополнения бачка конденсатом. На
уплотнения затворов предохранительных клапанов отопительного отбора основной конденсат
поступает непосредственно из напорной линии конденсатных насосов конденсатора. Для ограничения пропуска
этого конденсата установлена ограничительная шайба 4. Заполнив корытообразную полость вокруг
места контакта тарелки затвора с седлом клапана, конденсат при наличии зазоров между тарелкой и
седлом не дает проникнуть в эти зазоры воздуху из машинного зала. Излишки конденсата постоянно
сливаются через воронки 5 в атмосферный сборник дренажей.
К остальной арматуре конденсат поступает из бачка 2, который располагается несколько выше
верхней площадки обслуживания турбоустановки. Уплотняется арматура, в основном задвижки, начиная с
диаметра Dy 100, там, где неплотности, а значит, и присосы воздуха могут быть значительными.
Конденсат из бачка направляется в два места каждой задвижки: на уплотнение штока и уплотнение затвора.
В уплотнении штока предварительно удаляется часть набивки. На место удаленной набивки между
двумя прокладками 6 устанавливается чугунное кольцо 7 с отверстиями, куда и поступает конденсат. При
этом конденсат находится в полости 8 независимо от того, закрыта или открыта уплотняемая задвижка.
Уплотнение конденсатом затвора задвижки осуществляют только тогда, когда задвижка закрыта.
Для этого открывают арматуру 9 и 10. Арматура 11 открыта. Заполнив линию 12 до середины
воронки 13, арматуру 9 закрывают. Когда уплотняемая задвижка открывается, а арматуру 10 закрывают, то
74

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
незначительное количество уплотняющего конденсата сливается в трубопровод. В случае
необходимости вновь закрыть уплотняемую задвижку операции по уплотнению затвора повторяют.
В последнее время значительная часть теплообменных аппаратов, особенно работающих в условиях
вакуума, снабжена надежными системами отсоса ПВС, а сливы конденсата греющего (рабочего) пара
из этих аппаратов выполняются над уровнем конденсата того аппарата, куда этот конденсат
подается, что существенно снижает возможность растворения кислорода (если даже таковой сверх нормы
присутствует в аппарате) в основном конденсате.
Для последних типов турбин УТЗ, например ПТ-30/135-90/10, принята упрощенная система
водяных уплотнений вакуумной арматуры, где уплотняющий конденсат подается только на задвижки на
всасе конденсатных насосов конденсатора и на предохранительные клапаны отопительного отбора.
Система взвода приводов обратных клапанов КОС
В турбинах УТЗ всех типов на отборах пара из турбины, как правило, устанавливаются специальные
защитные клапаны — обратные клапаны типа КОС (клапаны обратные соленоидные). Эти клапаны
защищают турбину от попадания в нее пара или/и воды из теплообменных аппаратов, станционных
коллекторов и трубопроводов в случае возникновения обратных потоков. Это происходит, например,
при резком сбросе нагрузки турбины, когда в ее камерах отборов пара резко снижается давление, а пар
и вода обратным потоком из указанных элементов турбоустановки, где давление оказывается выше,
чем в камерах отборов пара, могут поступать в турбину; это может привести к разгону турбины этими
обратными потоками, а также повреждениям водой лопаток турбины.
Клапаны КОС (до диаметра Dy 250 — подъемные, Dj,300 и выше — поворотные) оснащены
специальными приводами, которые в случае поступления на электромагнит привода клапана электрического
сигнала срабатывают и оказывают дополнительное воздействие на закрытие затвора клапана.
Срабатывание (посадка) привода производится с помощью винтовой (цилиндрической) пружины. На рис. 2.4
условно показана схема взвода одного клапана типа КОС. В действительности имеется схема разводки
воздуха и конденсата ко всем клапанам типа КОС, имеющимся на турбоустановке.
,5
MJ^>
Сжатый Воздух
Y
.7
В атмосферный
сборник йренажей
В атмосферный
сборник йренажей
РезерВный пойВод химочищенной
Воды или конденсата
Рис. 2.4. Схема взвода приводов обратных клапанов типа КОС
Взвод приводов клапанов 1 осуществляется путем подачи под поршень привода 2 сжатого воздуха
или конденсата. Предпочтительно для взвода приводов использовать сухой сжатый воздух из
станционной магистрали, который, пройдя обратный клапан 3 и сепаратор 4, поступает к приводу 2 каждого
клапана 1. Для взвода привода (в последних конструкциях приводов) достаточно давления 0,3 МПа.
О том, что привод взведен, должен поступить электрический сигнал от конечных выключателей,
установленных на обратном клапане, после чего запорный орган 5 должен быть закрыт.
Преимущество использования сжатого воздуха заключается в том, что он меньше, чем вода,
способствует коррозии соединенных с атмосферой элементов привода. Однако допускается осуществлять
взвод приводов и конденсатом или химически очищенной водой. В этом случае конденсат (вода) через
переливное отверстие в приводе 2, когда он окажется взведен, будет сливаться в открытую воронку 6,
75

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3
а затем в атмосферный сборник дренажей. Вода из напорной линии сольется через всегда открытую
линию 7 из сепаратора 4 также в атмосферный сборник дренажей.
Система обогрева фланцевого соединения ЦВД
Обогрев фланцевого соединения обеспечивает уменьшение разности температур между стенками и
фланцами ЦВД, уменьшает относительное удлинение ротора высокого давления, что в конечном счете
сокращает время пуска и останова турбины. На рис. 2.5 представлены схемы обогрева фланцевого
соединения ЦВД для турбоустановки ПТ-140/165-130/15, работающей с поперечными связями и в
блоке с котлом.
РеВизоя
< 04
СВежий пар
V
В атмосферу
А
ЛеВая сторона
СВрос пера от обогрева фланцеВ ^_
и шпилек В атмосферу
Впуск Воздуха для
расхолаживания
В отбор на ЛСГ №2
Впуск Воздуха для
расхолаживания
В отбор на ПСГ №2
Рис. 2.5. Схема обогрева фланцевого соединения: а — турбоустановка с поперечными связями;
б — блочная турбоустановка
Для турбоустановки с поперечными связями обогрев фланцев и шпилек ЦВД турбины
производится свежим паром, подаваемым через коллектор в короба на фланцах и во внутреннее сверление
76

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
шпилек. Из одной половины коллектора 1 пар по линии 2 поступает на обогрев фланцев, из другой
половины по линии 3 — на обогрев шпилек. К каждой половине коллектора пар подается через свой
регулирующий клапан 4. Сброс пара из системы обогрева производится в атмосферу.
На обеих половинах коллектора установлены предохранительные клапаны 5, так как вся система
обогрева рассчитана на невысокое давление. Клапаны настраиваются при полностью открытых
вентилях 6 продувки из коллектора. Требуемое давление настройки 0.5 МПа устанавливается постепенным
открытием регулирующих клапанов 4 на подводе пара. Клапаны 7 перед коробами на правой и левой
сторонах цилиндра используются при прогреве и продувке паропроводов до коробов.
Обогрев шпилек включается после обогрева фланцев, когда температура фланцев превысит
температуру шпилек более чем на 20 °С. Необходимо учитывать, что разогрев шпилек больше, чем разогрев
фланцев, может привести к нарушению плотности горизонтального разъема цилиндра.
Для блочной турбоустановки пар на обогрев фланцевого соединения отбирается из
межцилиндрового пространства ЦВД и подается в обнизки 1, примерно на середине длины каждой обнизки левого
и правого фланцевого соединений ЦВД (рис. 2.5). На линиях подвода пара имеются запорные органы
2 и 3. После прохождения фланцевого соединения пар из двух концов левого и правого фланцевых
соединений по четырем линиям 4 направляется в трубопровод отбора пара к подогревателю ПСГ-2.
На линиях 4 отсутствуют запорные органы, чтобы обнизки 1, выполненные во фланцах, не находились
под высоким давлением источника пара, если запорные органы 2 и 3 окажутся неплотными. Давление
в этом случае в обнизке будет составлять примерно 0,25... 0,3МПа, т. е. будет равным давлению в
отборе к подогревателю ПСГ-2 или несколько выше.
Из подводящей линии выполнен дренаж 5 в трубопровод отбора к подогревателю ПСГ-2. В
подводящую линию врезаны также линии для впуска воздуха из машинного зала при расхолаживании
турбины.
Система подогрева сетевой воды
На рис. 2.6 представлена тепловая схема системы подогрева сетевой воды, а в табл. 2.3 — перечень
основного оборудования этой схемы.
Таблица 2.3. Перечень основного оборудования системы подогрева сетевой воды
(рис. 2.6)
Обозначение
ATI
АТ2
КР1, КР2
КРЗ. КР4
КР5
КРб
Н1...Н5
Н6
Н7, Н8
Н9, НЮ
Оборудование
Подогреватель сетевой № 1 ПСГ-1300-3-8-1
Подогреватель сетевой № 2 ПСГ-1300-3-8-1
Клапан регулирующий Dy 200 6с-8-3
Клапан регулирующий
Клапан регулирующий Dy 150 ПНД-1
Клапан регулирующий Т-34
Насос конденсатный КсВ-125-140
Насос конденсатный Кс-80-155-2
Насос сетевой подпорный
Насос сетевой
Кол-во
1
1
2
2
1
1
5
1
2
2
Примечание
Поставка с ПНД
Конденсат греющего пара (рис. 2.6) подогревателя ПНД-1 сливается в подогреватель ПСГ-1, а
конденсат ПНД-2 — в ПСГ-2. Потоки конденсата из конденсатосборников ПСГ-1 и ПСГ-2 откачиваются
конденсатными насосами в линию основного конденсата соответственно перед подогревателями ПНД-2
и ПНД-3 (см. рис. 2.2). На сливе из подогревателя ПСГ-1 (рис. 2.6) установлены три конденсатных
насоса НЗ, Н4, Н5, в том числе один из них резервный; на сливе из подогревателя ПСГ-2 — два насоса HI,
Н2, в том числе один из них резервный. В качестве конденсатных насосов ПСГ используются
вертикальные насосы КСВ-125-140 производительностью 125м3/ч напором 140м вид. ст. каждый. Увеличенное
количество насосов на сливе из ПСГ-1 обеспечивает режим одноступенчатого подогрева воды только в
ПСГ-1 с нагрузкой на него, равной сумме нагрузок на оба ПСГ при двухступенчатом подогреве. Насосы
на сливах из ПСГ имеют линии рециркуляции 1 с тем, чтобы поддерживать работу насосов в диапазоне
рабочей зоны их расходной характеристики на режимах с малыми пропусками пара в ПСГ.
Как уже отмечалось ранее, если в работе находятся оба ПСГ, то конденсатный насос подогревателя
ПСГ-2 вместе с конденсатом греющего пара ПСГ-2 откачивает и конденсат ПНД-2. Если работает только
подогреватель ПСГ-1, то конденсат ПНД-2 при достаточном перепаде давления между паровыми
пространствами ПНД-2 и ПНД-1 сливается в ПНД-1, а суммарный расход конденсата поступает в ПСГ-1,
77

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3
Обратной сетеВая
А) г- -Y-- -,
R кпидрнгптдК
Условные обозначения
Пар
Вода сетейая
Конденсат
— .-
'_ .1
Лренаж
Вода хточищенная
ПароВоздишная смесь
Гашиш проектирования
г1'" Арматиш под Bokuluch
, Шайба мерительная
Опорожнение
В линию основного конденсата
перед ПНД-3
В линию основного конденсота
1-2
78
Рис. 2.6. Схема подогрева сетевой воды

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
откуда откачивается вместе с конденсатом греющего пара ПСГ-1 конденсатным насосом (насосами) НЗ,
Н4, Н5 в линию основного конденсата.
При неработающих ПСГ должен работать специальный насос Нб пониженной производительности,
который откачивает конденсат только из ПНД-1 или ПНД-1 и ПНД-2 также в линию основного
конденсата перед ПНД-2. В случае невозможности работы насоса Нб (выход из строя, ремонт и т.д.)
предусмотрена линия 2 из конденсатосборника ПСГ-1 в расширитель конденсатора с установленным на
ней регулирующим клапаном 3.
Для отвода в расширитель конденсатора конденсата, который может скапливаться даже в
неработающих ПСГ, имеются линии 4. Они выполнены в конденсатосборниках ПСГ так, чтобы всасывающие
линии насосов HI... Нб были заполнены конденсатом, то есть чтобы насосы всегда были готовы к пуску.
Корпуса конденсатных насосов HI... Н5 и Нб (горизонтальный насос производительностью 80м3/ч
и напором 155м вод. ст.) соединены линиями 5 отсоса ПВС с конденсатосборниками ПСГ. Запорную
арматуру на этих линиях, так же, как и на конденсатных насосах конденсатора, открывают на время
запуска насосов и закрывают после пуска.
Отсос ПВС из ПСГ-2 производится в ПСГ-1, а из ПСГ-1 — в паровое пространство конденсатора.
В отличие от системы отсоса ПВС из ПНД, где на линиях отсоса установлены дроссельные шайбы,
на линиях отсоса из ПСГ установлены основные запорные органы б и их байпасные линии меньшего
диаметра с запорными органами 7. Настройка оптимального отсоса ПВС производится следующим
образом. Запуск в работу ПСГ-1, а затем ПСГ-2 производится с открытыми основными 6 и байпасными
запорными органами 7 на линиях отсоса ПВС. После набора необходимой нагрузки подогревателями
ПСГ-1 и затем ПСГ-2 прикрывают основной запорный орган 6 на линии отсоса из ПСГ-1 в конденсатор.
Следят, чтобы температура сетевой воды за ПСГ-1 не понижалась. Если полное закрытие этого органа не
приводит к снижению температуры сетевой воды за ПСГ-1, то прикрывают байпасный запорный орган 7,
также не допуская снижения вышеуказанной температуры. Если полное закрытие байпасного запорного
органа 7 не привело к снижению температуры сетевой воды за ПСГ-1, то несколько приоткрывают этот
запорный орган и оставляют его в таком положении. Аналогичные операции выполняют и на линиях
отсоса ПВС из ПСГ-2 в ПСГ-1.
В каждой из напорных линий конденсатных насосов подогревателей ПСГ-1 и ПСГ-2 предусмотрены
линии для аварийного слива засоленного конденсата, образовавшегося в результате разрыва
охлаждающих трубок и попадания сетевой воды в паровое пространство ПСГ. На этих линиях кроме
запорного органа 8 установлены регулирующие клапаны 9, которые должны обеспечить давление не выше
0,98 МПа, что допускают, как правило, обессоливающие установки, куда направляется конденсат, не
отвечающий нормам ПТЭ.
Подогрев сетевой воды, как уже отмечалось ранее, осуществляется последовательно в двух ПСГ. В
настоящее время ПСГ выпускается на рабочее давление сетевой воды 0,78 и 1.08 МПа. В обоих случаях
при давлении обратной сетевой воды (воды, возвращаемой от потребителя), превышающем указанные
давления (такие случаи возникают, например, при повышенных пьезометрических напорах тепловой
сети и резкой остановке сетевого насоса, резком закрытии задвижки на всасе этого насоса), должны
предусматриваться специальные устройства или способы, предотвращающие повышение давления в
водяном пространстве ПСГ выше указанных значений. Должны также приниматься дополнительные
меры против возникновения гидроударов. В качестве защитных мер могут использоваться перемычки
между трубопроводами сетевой воды и циркуляционными водоводами, каналами, рельефом
местности. На перемычках, как правило, устанавливаются перепускные клапаны, сбрасывающие в аварийных
ситуациях (при превышении давления в сети выше определенных значений) сетевую воду в места, где
давление всегда значительно ниже атмосферного или равно ему.
Обратную сетевую воду через ПСГ прокачивают подпорные сетевые насосы 10, а прямую сетевую
воду в сеть качают сетевые насосы 11. В зависимости от условий сети проектировщик станции
определяет тип и количество этих насосов.
ПСГ по сетевой воде имеет обвод 12. Этот обвод выполняется несколько меньшего диаметра, чем
основной трубопровод сетевой воды, благодаря чему гидравлическое сопротивление обвода и основного
трубопровода, включая ПСГ, примерно одинаково, поэтому при внезапном вынужденном отключении
установки для подогрева сетевой воды или турбоустановки в целом сетевая вода пропускается через
обвод 12, а остальные турбоустановки на станции, работающие на общую с отключенной турбоуста-
новкой тепловую сеть, смогут продолжать работу без опасности внезапного перераспределения общего
расхода сетевой воды на станции.
Запорные органы 13 на обводах ПСГ и 14 на основном трубопроводе сетевой воды установлены
таким образом, что позволяют обводить по сетевой воде либо только подогреватель ПСГ-2, либо оба
ПСГ одновременно. Наличие байпасных линий у запорных органов 13 со своими запорными органами 15
позволяет производить частичный обвод подогревателя ПСГ-2 и обоих ПСГ. С помощью этих байпа-
79

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
сов обеспечивается повышение электрической мощности турбины на режимах с частичной тепловой
нагрузкой и ЕПД в отопительных отборах [155, 157].
На неработающих ПСГ их водяное пространство должно консервироваться сухим способом, как
правило, путем естественной вентиляции воздухом из машинного зала. В виде исключения
допускается заполнение водяного пространства химически очищенной водой. Паровое пространство ПСГ при
неработающей турбине может консервироваться тем же способом, что и турбина.
Отметим, что основные размеры трубопроводов сетевой воды выбраны исходя из скорости воды в
них до Зм с при максимальных расходах и до 2,3 м/с при номинальных значениях расходов.
Система охлаждающей воды
Схема подачи охлаждающей воды (конденсатора и маслогазовоздухоохладителей турбоагрегата)
представлена на рис. 2.7, а в табл.2.4 — перечень основного оборудования схемы охлаждающей воды.
Таблица 2.4. Перечень основного оборудования системы подачи
охлаждающей воды (рис. 2.7)
Обозначение
Г01... Г04
КТ
М01...М06
HI, H2
Ф1, Ф2
ЭП1, ЭП2
Оборудование
Газоохладитель
Конденсатор K-6000-VII
Маслоохладитель
Насос подъемный
Фильтр водяной ФР-400-6-1
Эжектор пусковой ЭПП-1-0,9-90-1
Кол-во
4
1
6
2
2
2
В качестве охлаждающей воды в конденсаторе турбоустановки используется циркуляционная и/или
подпиточная вода теплосети. По циркуляционной воде конденсатор может быть включен в оборотную
или прямоточную систему охлаждения.
При прямоточной системе охлаждения используется вода естественных водоемов, откуда она
забирается и куда сбрасывается. Охлаждение воды происходит в самом водоеме. Оборотное водоснабжение
использует систему искусственных устройств: градирен, брызгальных бассейнов или прудов-охладителей,
где и происходит охлаждение воды, нагретой в конденсаторе. В оборотной системе значительная часть
объема воды многократно циркулирует в системе: конденсатор — градирня (брызгальный бассейн,
п руд-охл а дител ь).
При любой системе охлаждения конденсатора циркуляционная вода двумя нитками водоводов
параллельно разводится в два основных 1 и один встроенный пучок 2 конденсатора (гл. 7). Разводка по
основным пучкам водоводов (подвод и отвод воды) выполняется так, чтобы сопротивление каждого
пучка со своим водоводом было приблизительно равным; это в конечном счете позволяет добиться
почти равного (с отклонением не более 10%) распределения общего расхода воды между основными
пучками. Между двумя нитками подводящих и отводящих водоводов циркуляционной воды
непосредственно перед конденсатором установлены перемычки с запорными органами 3. На каждой из ниток
также установлена запорная арматура 4. При нормальной эксплуатации системы охлаждения
конденсатора запорные органы 3 на перемычках закрывают. В случае аварии одной из ниток прямого или
обратного водоводов, при его ремонте и т. п. имеется возможность отключить вышедший из строя
участок, закрыв соответствующую запорную арматуру 4 на водоводе и открыв арматуру 3 на перемычке.
Циркуляционная вода во время аварии или ремонта будет прокачиваться по одной работающей
нитке водовода, а поступать в конденсатор с помощью перемычки в оба основных пучка. По такому же
принципу организована подача циркуляционной воды и во встроенный пучок конденсатора. Диаметры
водоводов выбраны так, чтобы скорость воды при максимальных расходах не превышала 2,5 м/с.
Конструкция конденсатора и обвязка его трубопроводами обеспечивает прокачку циркуляционной
воды через основные и встроенный пучки в два хода.
Подпиточная вода может проходить через встроенный пучок в два или четыре хода. При этом при
максимальных расходах подпиточной воды скорость ее не превышает 1,8 м с. Минимально допустимые
скорости воды в трубопроводах составляют 1 м с. Указанные величины скоростей воды в трубопроводах
не допускают повышенного износа трубопроводов и предопределяют в трубопроводах умеренные потери
давления; это, в свою очередь, не требует установки насосов с повышенными значениями напоров. С
другой стороны, оптимальные скорости воды не приводят к быстрому заносу и заиливанию внутреннего
сечения трубопроводов.
25

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
^Ь-
ifr
гр--^>0=^
I " " * " —1 хиночщтод I << Ж
} П |. rrzLu-i^i^ >s—
S ! Li
Пор резервныи\>—
! li lilt f
(Eg""' ,5 .< J
I ~\^Й7Й1?
I } ццжуляционной
-Ih^A-.-
ПодСюд
• подпиточнои
Воды
Ф1
! i ^-i j
7 I MXh ^^фоныбко фи/ълроб
Hanac/ю- \ V%^
боздухоохло*^ <g) 1 | g)
питательных ^ t^sl '« t^J- г^—"-——i
нагособ I I |
i
=^^-=
1
|_|
я
©
t
Пав
Вода циокцляционнаясьюая
Конденсат
Лоенах
Вода химочищенная
Гкюобоздцшная смесь
Вода подпиточная
Гоанииа поаектиосдания
Ааматша подбакшмом
Шайба мерительная
Опооажнение
Резервный подвод
ЛгА/
—£>Ч—] Ж 1
j \/&Яя7
' S охлаждавшей боды
.._&J ^ «^
М01
T^-txl <£>-—00-»-Г
М02
j-мх ф——tx-H
! моз !
j ™ ЬщЬшпЯад I мш j
Условные обозначения r*~"tX3
I Пав I I Г02 j I 1 M04 V
ВЛцщжцлщтт.сщш L_tx3_. _/K_. _rxi_J i-^-CXl- -/IN- E J ■ I
^^ Конденсат r*—txj \f/^ -—iXr-»—: r»—t^l— \f/^—txj—•—i
I"» X —\T>— I'M-!—j
j Г03 ,
U-tX <£^--lx}-^-|
I rot
|->-CX (Ъ——IXl-«-j
L.
p4*—ф—*>—j
U~£-~J !
| M06 I
j-*-tx] <J>-—tX-M
Отмасло-
Ьоздухоохлодителеи
питательных
нагособ
Т
! j
I j Слив ох/шдопцеиЬодУ
Рис. 2.7. Схема подачи охлаждающей воды: а — конденсатора;
б — маслогазовоздухоохладителей турбоагрегата
Для контроля за расходами (скоростями) циркуляционной и подпиточной воды предусматриваются
мерные устройства в виде расходомерных устройств 5 (дисковых или камерных, в зависимости от
условий установки), устанавливаемых в трубопроводы. В настоящее время используются и другие способы
замера расходов (скоростей), например с помощью ультразвука.
Для надежного и быстрого заполнения водяного пространства конденсатора водой при
прямоточной системе охлаждения предусматривается установка специальных пароструйных эжекторов,
позволяющих отсасывать воздух из основных и отдельно из встроенного пучков, т. е. создавать вакуум в
водяном пространстве. Это позволяет снизить напор циркуляционных насосов для закачки
циркуляционной воды в конденсатор, учитывая значительную геодезическую отметку верхней точки конденсатора
расположенную на высоте примерно 15 м. После заполнения водой трубных пучков эжекторы
отключаются. Действие сифонного эффекта в конденсаторе при прохождении воды через конденсатор (из
81

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3
верхних точек конденсатора вода сливается сплошным потоком в сливной канал и затем снова в
водоем, где расположены, как правило, осевые циркуляционные насосы) обеспечивает работу этих насосов
с меньшим напором, что снижает потери мощности на собственные нужды станции. С помощью этих
же эжекторов обеспечивается периодическое отсасывание воздуха, попавшего в водяную систему
конденсатора в период эксплуатации. Делается это без приостановки прокачки охлаждающей воды через
конденсатор.
При оборотной системе водоснабжения с градирнями организовать сифон не представляется
возможным из-за несплошности потока воды после конденсатора, попадающей в градирню и
ниспадающей в низ градирни в виде отдельных струек. Поэтому в таких случаях, как правило, устанавливают
центробежные насосы, напор которых должен обеспечивать прокачку воды через конденсатор с учетом
геодезической отметки его верхней точки. В этом случае необходимость в эжекторах может отпасть.
Достаточно при запуске насосов обеспечить выпуск воздуха из верхних точек водяной системы
конденсатора, для чего в последнем имеются специальные воздушники.
Водяное пространство неработающего конденсатора должно быть законсервировано либо
заполнением его химически очищенной водой с организацией незначительного протока, либо сухим способом.
Паровое пространство конденсатора консервируется тем же способом, что и турбина.
Проектом турбоустановки предусматривается подача и отвод охлаждающей воды, как правило,
также циркуляционной, через маслоохладители М01... МОб маслосистемы турбоустановки и
газоохладители Г01...Г04 генератора с водородным охлаждением (рис. 2.7). При использовании генератора с
воздушным охлаждением охлаждающая вода направляется на воздухоохладители генератора, а при
использовании генератора с водомасляным охлаждением — на водомасляные и водоводяные
теплообменники. Также предусмотрена подача охлаждающей воды на масловоздухоохладители электродвигателей
питательных насосов.
Как правило, для подачи охлаждающей воды через указанное оборудование на станции
устанавливаются подъемные насосы HI, H2 (рис. 2.7). Проектом предусматриваются два насоса; один из них
резервный. Всасывающие и напорные нитки насосов между собой соединены перемычками,
позволяющими переводить работу одного насоса на нитку другого. За насосами установлены обратные клапаны
и запорная арматура; на каждой из ниток также установлены решетчатые фильтры Ф1, Ф2,
позволяющие производить чистку нерабочей решетки в период пропуска воды через рабочую.
Разводка трубопроводов охлаждающей воды через маслоохладители турбины выполнена
параллельно шестью линиями, и на каждой из них до и после маслоохладителя установлена запорная арматура,
что позволяет отключать для чистки любой маслоохладитель.
Предусмотрен и резервный подвод охлаждающей воды. Это может быть, например, техническая
вода, имеющаяся на станции. Таким резервом должны быть обеспечены только маслоохладители
турбины на тот случай, когда на станции отсутствует электрическое питание даже собственных нужд и
необходимо обеспечить прежде всего смазку подшипников турбины и генератора на выбеге
турбоагрегата (смазка подшипников генератора осуществляется из системы смазки турбины). При такой аварии,
когда генератор уже отключен от сети, необходимости в охлаждении его обмоток нет.
Для сравнения с полной тепловой схемой турбоустановки ПТ-140/165-130/15,
представленной на рис. 2.2... 2.7, на рис. 2.8 представлена принципиальная тепловая схема этой же турбоустановки
(упрощенный вариант).
2.2.2. Отличительные особенности тепловых схем других турбоустановок
с турбинами типов «ПТ» и «Т» в сравнении с тепловой схемой турбины
ПТ-140/165-130/15
На рис. 2.9... 2.22 представлены принципиальные тепловые схемы большинства турбоустановок с
турбинами УТЗ, разработанные заводом в последние годы. Пояснения к этим схемам, как правило,
даются только по принципиальным позициям.
К ряду турбин типа «ПТ» относятся турбины номинальной мощностью 90 МВт: ПТ-90/120-130/10-1
и ПТ-90/125-130/10-2. Между собой эти турбины отличаются в основном конденсационными
установками.
В первой турбоустановке используется конденсатор с поверхностью теплообмена 3100м2, во
второй — с поверхностью теплообмена 6000м2.
Во встроенном пучке конденсатора турбины ПТ-90/110-130/10-1 можно использовать теплоту
греющего пара для подогрева сетевой или подпиточной (сырой) воды, а во встроенном пучке конденсатора
турбоустановки ПТ-90-130/10-2 можно греть относительно холодную подпиточную (сырую) воду.
По сравнению с тепловой схемой турбины ПТ-140/165-130/15 тепловые схемы этих двух турбин
имеют некоторые отличия. Имеется один стопорный клапан вместо двух у ПТ-140/165-130/15 с соот-
82

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
—Ни р> АО произ5одство
*^* "^ 12.1,5 392ПЫ
Ьконде&ощ)
Ёкондекотюр
Рис. 2.8. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15
ветствующими отличиями в схеме подвода свежего пара. В связи с тем, что эти модели турбоустановок
имеют в отличие от ПТ-140/165-130/15 для варианта работы турбин в блоке с котлом специальный
расширитель дренажей высокого давления блока, то продувка участка паропровода к турбине до ГПЗ
осуществляется в этот расширитель. Перед этим расширителем устанавливается специальный
охладитель пара, на форсунки которого подается основной конденсат от конденсатных насосов конденсатора.
Кроме того, в этом расширителе так же, как и в расширителе конденсатора, имеются специальные
форсунки для охлаждения выпара, поступающего в конденсатор
В турбинах ПТ-90/110-130/10 (принципиальная тепловая схема представлена на рис. 2.9)
регенеративная система имеет три ПНД и два ПВД. Слив конденсата из ПНД-1 осуществляется в подогреватель
ПСГ-2, откуда вместе с конденсатом греющего пара ПСГ-2 основным конденсатным насосом (второго —
резервного — насоса, как в турбоустановке ПТ-140-130/15, здесь нет) откачивается в линию
основного конденсата за ПНД-1. В режиме работы турбоустановки с отключенным подогревателем ПСГ-2 и
неработающим основным конденсатным насосом конденсат греющего пара ПНД-1 также попадает в
конденсатосборник подогревателя ПСГ-2, но, в отличие от схемы ПТ-140/165-130/15, не
направляется в расширитель конденсатора, а специальным насосом меньшей производительности, чем основной
насос, откачивается в линию основного конденсата за ПНД-1.
При неработающем насосе меньшей производительности (авария, ремонт и т.д.) из подогревателя
ПСГ-2 в подогреватель ПСГ-1 конденсат греющего пара ПНД-1 будет переливаться через гидрозатвор,
чего также нет в схеме турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15.
Конденсат греющего пара подогревателя ПСГ-1 откачивается конденсатными насосами ПСГ-1 в
линию основного конденсата перед ПНД-1. При отключенной установке подогрева сетевой воды конденсат
ПНД-1 и стояночный конденсат подогревателя ПСГ-1 при всех неработающих конденсатных насосах
через гидрозатвор поступают в конденсатосборник конденсатора. В схеме турбоустановки с турбиной
ПТ-140/165-130/15 этот конденсат поступает в конденсатосборник конденсатора через регулирующий
клапан.
Кроме вышеуказанных моделей этого типа турбин УТЗ выпускается также турбина ПТ-30/35-90/10-5
номинальной мощностью 30 МВт.
Турбина ПТ-30/35-90/10-5 выполнена в одноцилиндровом варианте (схема на рис. 2.10) и имеет
один отбор на теплофикацию, причем подогреватель сетевой воды с этой турбиной заводом не
поставляется. Как правило, используются серийно выпускаемые промышленностью вертикальные подогреватели
типа ПСВ, которые размещаются вне ячейки турбоустановки.
83

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
пар на производстдо(0.78 127 МПо]
Пряная сетебая бода
б конденсатор
Обратная сетебая бода
Рис. 2.9. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной ПТ-90/110-130/10
сбехшпар
б кал/зеклкг
питательной боды
^ ^ратная сетебая
оодо
—^» б расширитель
ка денсатора
$У^
Рис. 2.10. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной ПТ-30/35-90/10
84

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
Особенностью схемы этой турбины является отсутствие в тепловой схеме сальникового
подогревателя, так как система концевых уплотнений турбины выполнена по принципу самоуплотнений. Количество
ПНД — 3 штуки, ПВД — 2 штуки.
К турбинам типа «Т» относятся следующие (базовые модели): Т-255/305-240-5; Т-185/220-130-2;
Тп-115/125-130-1; Т-110/120-130-5; Т-60/65-130-2.
Наиболее сложной и более всего отличающейся от тепловой схемы турбоустановки с турбиной
ПТ-140/165-130/15 является схема турбоустановки с турбиной Т-255-240, принципиальная схема
которой представлена на рис. 2.11.
Четыре цилиндра: ЦВД, два ЦСД, ЦНД, промежуточный перегрев пара, пять отборов на ПНД, три
на ПВД, охлаждающее устройство ЦНД, наличие основных конденсатных насосов двух ступеней — это
далеко не весь перечень отличий тепловой схемы турбины Т-255/305-240 от схем других турбин.
Рис. 2.11. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-255/305-240
Остановимся подробнее на этих отличиях. На промежуточный перегрев пар после ЦВД
направляется по двум ниткам трубопровода диаметром Dy 450 (нитки холодного промперегрева). За границами
проекта турбинного завода эти нитки соединены перемычкой, на которой установлены
предохранительные клапаны, предохраняющие от повышения давления в линии промперегрева пара в случае закрытия
стопорно-регулирующих клапанов ЧСД. К блокам стопорно-регулирующих клапанов ЧСД пар
возвращается с промперегрева по двум ниткам диаметром Dy 600 (нитки горячего промперегрева). Так как
турбины Т-255/305-240 предназначены для работы в блоке с котлом, то в схеме отсутствуют
промывочное и пусковое устройства. 1/1з трубопровода подвода пара к турбине организованы линии
продувки, направленные в коллектор высокого давления расширителя дренажей высокого давления блока.
На линиях продувки установлены дроссельные устройства, ограничивающие пропуск пара продувки в
расширитель дренажей высокого давления блока, если по каким-то причинам линия продувки после
прогрева не будет перекрыта.
Все дренажи и продувки высокого давления, прежде чем попасть в указанный расширитель,
проходят через охладитель пара высокого давления. В расширителе установлены также форсунки, на которые
подается химочищенная деаэрированная вода; фактически — это дополнительная ступень охлаждения
всех потоков пара и воды, поступающих в расширитель. Образовавшийся в этом расширителе вы-
пар по трубе диаметром Dy 700 направляется в паровое пространство конденсатора. Конденсат через
гидрозатвор сливается в конденсатосборник конденсатора. Подача охлаждающей воды на форсунки,
установленные в расширителе, осуществляется в том случае, если температура выпара, поступающего
из расширителя в конденсатор, превышает 115 °С.
Из трубопровода горячего промперегрева выполнен сброс пара в расширитель конденсатора. На
трубопроводе сброса пара установлены две быстродействующие электрозадвижки, открытие которых
происходит в случае закрытия стопорно-регулирующих клапанов ЦСД. Тем самым обеспечивается сброс
пара из замкнутых объемов парового тракта, куда входит и ЦВД. В противном случае из-за
продолжающегося вращения ротора в замкнутом паровом объеме ЦВД произошел бы недопустимый разогрев
85

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
ступеней высокого давления. Для охлаждения пара, сбрасываемого из линии горячего промперегрева в
расширитель конденсатора, на сбросной линии установлен охладитель пара, куда в качестве
охлаждающей воды подается конденсат после основных конденсатных насосов второй ступени.
В тепловой схеме электростанции с блоками с турбиной Т-255/305-240 в качестве питательных
насосов используются два агрегата: основной турбонасос, в качестве привода которого используется
приводная паровая турбина мощностью 12 МВт, и пускорезервный — с электрическим приводом.
Приводная турбина турбонасоса — производства одного из предприятий, специализирующихся на выпуске
подобных типов турбин Пар на стопорный клапан приводной турбины отбирается из ЦСД-1 турбоуста-
новки. После приводной турбины отработавший пар поступает в перепускные трубы из ЦСД-1 в ЦСД-2
и в ПНД-5. На выхлопе из приводной турбины устанавливаются предохранительные клапаны и далее
запорный орган с байпасом. С помощью последнего можно осуществлять прогрев приводной турбины
со стороны выхлопа, используя для этого пар низких параметров из перепускных труб от ЦСД-1 к
ЦСД-2.
В блоках с турбиной Т-255/305-240 используются прямоточные котлы, поэтому предъявляются
повышенные требования к качеству питательной воды, в связи с чем основной конденсат конденсатными
насосами отправляется вначале на блочную обессоливающую установку (БОУ). Это конденсатные
насосы 1-й ступени. 1/1х напор должен обеспечить прокачку конденсата через БОУ и, при необходимости,
через специальное охлаждающее устройство в тех случаях, когда конденсат после насосов 1-й ступени
идет с температурой выше 40 °С. В обязательном порядке через охлаждающее устройство проходит и
конденсат из ПСГ, который также проходит через БОУ. После БОУ конденсат с небольшим подпором
поступает на всас конденсатных насосов 2-й ступени и далее в тракт основного конденсата системы
регенерации низкого давления.
Существенным отличительным элементом тепловой схемы турбоустановки с турбиной
Т-255/305-240 от схем других турбоустановок является наличие устройства для охлаждения
ЦНД турбины. Охлаждение осуществляется на режимах работы турбины по тепловому графику (с
закрытыми плотными регулирующими диафрагмами) путем подвода в пространство за регулирующими
ступенями ЦНД специально подготовленного в этом устройстве охлаждающего пара.
На рис. 2.12 представлена схема последнего варианта охлаждающего устройства. Пар, отбираемый
из паровпускной части ЦНД перед закрытыми плотными регулирующими диафрагмами с параметрами,
соответствующими нижнему отопительному отбору, проходит последовательно регулирующий клапан 1
пароохладителя 2, собственно пароохладитель 2, сепаратор 3 и подводится в камеру за регулирующими
ступенями ЦНД, из которой, пройдя предпоследние и последние ступени ЦНД, поступает в конденсатор
турбины.
Из ЦСД
ЦНД
В расширитель конденсатора
Рте. 2.12. Принципиальная схема охлаждающего устройства ЦНД турбины Т-255/305-240
Регулирующий клапан 1 поддерживает расход пара в узком диапазоне, несмотря на возможно
широкий диапазон изменения параметров пара в нижнем отопительном отборе, и обеспечивает заданный
уровень температуры пара за рабочими лопатками последних ступеней ЦНД.
Конденсат на форсунку 4 подается после конденсатных насосов 2-й ступени. На линии 5 подачи
конденсата установлены щелевой фильтр б и запорный орган 7. Через форсунку 4 в пар
впрыскивается часть конденсата, расход которого поддерживается регулирующим клапаном 8, расположенным на
линии 9, по которой оставшаяся часть конденсата отводится в расширитель конденсатора.
Регулирование расхода конденсата осуществляется по температуре пара в патрубке подвода охлаждающего пара в
86

2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ»
ЦНД. Температура охлаждающего пара поддерживается системой автоматического регулирования на
уровне, несколько превышающем температуру насыщения при давлении пара в патрубке подвода
охлаждающего пара в ЦНД. Использование для охлаждения низкотемпературного без влаги пара снижает
опасность эрозионного износа рабочих лопаток ЦНД.
В блоке с турбиной Т-255/305-240 (см. рис. 2.11), в отличие от других турбоустановок, роль
сальникового подогревателя на конденсационном режиме работы турбины выполняет ПНД-1, на режимах
с подогревом сетевой воды — сальниковый подогреватель, включенный по сетевой воде, а не по
основному конденсату (в турбоустановке с турбиной Т-185/220-130 — рис. 2.13 — это решение реализовано
частично). Причем схема выполнена таким образом, чтобы при разных расходах обратной сетевой
воды (при разных давлениях, развиваемых сетевыми насосами 1-й ступени) через сальниковый
подогреватель проходил расход сетевой воды в пределах его рабочего диапазона. Для поддержания расхода
сетевой воды через сальниковый подогреватель в нужном диапазоне предусмотрена байпасная линия с
установленными на ней запорной и регулирующей арматурой.
Схема установки для подогрева сетевой воды блока с турбиной Т-255/305-240 во многом схожа с
аналогичными схемами блоков с другими теплофикационными турбинами. В то же время сетевые
подогреватели, используемые в этой схеме, имеют так называемые солевые отсеки, принцип использования
которых аналогичен описанному ранее принципу использования солевых отсеков конденсатора турбины
ПТ-140/165-130/15.
Турбина Т-185/220-130 (рис. 2.13) имеет три цилиндра: ЦВД, ЦСД и ЦНД, выполненный с двумя
выхлопами в конденсаторную группу, состоящую из двух конденсаторов. Через основные пучки этих
конденсаторов циркуляционная вода прокачивается последовательно, в отличие от ее параллельной подачи
в основные пучки конденсаторов на аналогичных двухпоточных выхлопах ЦНД турбин Т-250/300-240
и Т-110/120-130. Такое решение несколько повышает экономичность работы турбины Т-185/220-130,
но усложняет компоновку турбоустановки в целом.
сбех 'шор
Прямая сетебая Вода
б конденсатор
ПСГ1 В конденсатор Обратная сетебая Вода
Рис. 2.13. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-185/220-130
В тепловой схеме турбоустановки с турбиной Т-185/220-130 имеются два сальниковых
подогревателя. Один включен по сетевой воде, другой — по основному конденсату. Первый является первой
ступенью подогрева сетевой воды и работает на режимах с ограниченным пропуском пара в
конденсатор при включенной рециркуляции основного конденсата. Второй включают на остальных режимах
работы турбоустановки.
Принципиальные тепловые схемы ПТУ с турбинами Тп-115/120-130 и Тп-100/110-90 (здесь не
приводятся) незначительно отличаются от схемы ПТУ с турбиной ПТ-90/110-130/10 (рис. 2.9). Разница
заключается в отсутствии у первых двух турбин регулируемого производственного отбора пара с дав-
87

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
лением 0,78... 1,27 МПа. Турбоустановки Тп-115/120-130 и Тп-100/110-90 отличаются друг от друга
в основном параметрами свежего пара и давлением сетевой воды в схеме ее подогрева. В
турбоустановке Тп-115/120-130 оно составляет, как и в большинстве ПТУ УТЗ, 0,78 МПа, в турбоустановке
Тп-100/110-90 — 1,57 МПа, поэтому в первой используются ПСГ-2300, рассчитанные на давление
сетевой воды 0,78 МПа, а во второй — ПСГ-2200, рассчитанные на давление сетевой воды 1.57 МПа.
На рис. 2.14 и 2.15 также представлены принципиальные тепловые схемы турбоустановок с
турбинами Т-110/120-130 и Т-60/65-130. Особых пояснений данные схемы не требуют.
сбеы пор
-®—Г L®l
В конденсатор
ПСГ 2 ПСГ1
Рис. 2.14. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-110/120-130
сЬехш nty
бкондвсатюр
-®ЗГ"У
ЁкондЕматр
Рис. 2.15. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-60/65-130
На рис. 2.16 представлена принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-50/60-8,8.
В отличие от близкой по мощности турбины Т-60/65-130 (рис. 2.15) рассматриваемая турбина выпол-
88

2.2. Отличительные особенности тепловых схем турооустановок с турЬинами типов «h">>, « Ih"», «III r»...
нена в одном цилиндре и имеет упрощенную систему регенерации (три ПНД, два ПВД, ПС отсутствует).
Имея параметры свежего пара р — 8,8 МПа, t = 520... 530 °С, эта турбина предназначена в первую
очередь для замены отработавших свой ресурс или неиспользуемых по другим причинам одноцилиндровых
турбин ЛМЗ Т-50-90 или Р-50-90. В отличие от большинства турбоустановок УТЗ такой мощности
данная турбоустановка имеет один отопительный отбор, направленный в общестанционный отопительный
коллектор. Учитывая, что в большинстве случаев от общестанционного коллектора питаются паром
подогреватели ПСВ, предусмотрен возврат от них конденсата греющего пара с расходом, равным расходу
отбираемого на коллектор из турбины пара. Возврат осуществляется в систему регенерации за ПНД-1
(П1 на рис. 2.16). При необходимости имеется возможность работы по отопительному отбору на свой
подогреватель сетевой воды (на схеме отсутствует).
Свежий пар
f = 8.8 кгс/см2, / = 520'С
П5
П4
В котел •*-
(коллектор)
от штоков
возврат
конденсата
от ПСВ
в отопительный
коллектор ТЭЦ
КВ конденсатор
Рис. 2.16. Принципиальная схема турбоустановки с турбиной Т-50/60-8,8
На рис. 2.17 показана принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-35/55-1,6.
Данная турбина может работать как приключенная к турбинам типа «Р» или может работать от
общестанционных коллекторов пара, идущего на производство, или непосредственно от производственных
отборов пара турбин, имеющих в отборах параметры пара р = 1,6МПа, t = 330°С, например из
производственного отбора пара турбины ПТ-140/165-130/15.
2.3. Отличительные особенности тепловых схем турбоустановок
с турбинами типов «Р», «ТР», «ПТР», «К», с турбинами для ПГУ
в сравнении с тепловыми схемами турбоустановок с турбинами
типов «Т» и «ПТ»
Тепловые схемы турбоустановок с турбинами типа «Р»
Представителем турбоустановок с противодавлением (типа «Р») является, прежде всего,
турбоустановка с турбиной Р-102/107-130/15-2. Ее принципиальная тепловая схема представлена на рис. 2.18.
Собственно турбина состоит из одного ЦВД, унифицированного с ЦВД турбин ПТ-140/165-130/15 и
Т-185/220-130. Поэтому подробное описание значительной части тепловой схемы турбоустановки с
турбиной Р-102/107-130 дается в разд. 2.2.1 в описании тепловой схемы турбоустановки с турбиной
ПТ-140/165-130/15.
Основным отличием турбоустановок с турбинами типа «Р» от остальных типов
вышеописанных турбин является отсутствие какого-либо теплообменного аппарата (конденсатора, подогрева-
89

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
Свежий пар
р„= 1.6 МПа; /, = ЗЗСГС
предвключенной g
турбины о
В конденсатор
Прямая f
сетевая вода ^ *•
I 1-7#-р \ В сборник дренажей
-е-
-А Обратная
сетевая вода
Рис. 2.17. Принципиальная схема турбоустановки с турбиной Т-35/55-1,6
6 котел ^_
т
А
г
Сбежий nap
П2
А
т
дыходохлож^ щей
Воды ^ —
на у плот
?
г
Г
г
„^ бход'охлаждающей
6 бак низких точек
j^ на праиздодстбо
Рис. 2.18. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Р-102/107-130/15-2
90

2.3. Отличительные особенности тепловых схем турбоустановок с турбинами типов «Р», «ТР», «ПТР»...
теля сетевой воды) для приема отработавшего в проточной части турбины пара. В турбоустановке с
турбиной Р-102/107-130 отработавший пар направляется по четырем трубопроводам на нужды
производства. Потребителем такого пара могут быть, например, большие химические комбинаты. Давление
отработавшего пара поддерживается в пределах 1,18.. .2,06 МПа. Так как температура отработавшего
пара, в зависимости от режима работы турбины, может меняться в широком диапазоне и достигать на
ряде режимов 400°С и выше, то для поддержания необходимой потребителю величины температуры
пара за границами проекта турбинного завода проектировщиком ТЭС устанавливается ОУ. На этих же
паропроводах, как и в турбоустановке с турбиной ПТ-140/165-130/15, устанавливаются шесть
предохранительных клапанов, обеспечивающих сброс пара в атмосферу в случае недопустимого повышения
давления в указанных трубопроводах. Такое повышение давления может произойти в случае резкого
ограничения в приеме потребителем пара и, как следствие, быстрого закрытия электрифицированных
запорных органов, находящихся вблизи общестанционного коллектора пара 1,18.. .2,06МПа.
Предохранительные клапаны — непрямого действия, снабжены каждый своим импульсным клапаном.
Другим существенным отличием турбоустановок с турбинами типа «Р» от остальных
типов турбин является упрощенная регенеративная система. Она включает в себя эжектор отсоса из
уплотнений, сальниковый подогреватель и группу из трех ПВД. Так как в схеме турбины Р-102/107-130
отсутствует собственный конденсат, то эжектор и сальниковый подогреватель могут работать на
охлаждающей воде в виде конденсата от других турбоустановок, имеющихся на электростанции, химически
обессоленной или технической воды. В зависимости от температуры охлаждающей воды ее расходы
изменяются в значительном диапазоне. Так, при пропуске технической воды с температурой
ориентировочно до 40ГС ее расход меньше или равен 100т ч; при пропуске конденсата с температурой в
диапазоне 40...63"С его расход будет меньше или равен 200т ч. В связи с этим схемой
предусмотрены два варианта пропуска охлаждающей воды через эжектор и сальниковый подогреватель. Если
температура воды ниже 40°С и ее расход не превышает 100т ч, то этот расход весь проходит через
эжектор отсоса из уплотнений, а через сальниковый подогреватель расход проходит в восемь ходов.
При расходе воды 100. ..200т ч включается обвод эжектора отсоса из уплотнений, сальниковый
подогреватель переключается на работу в 4 хода. Турбоустановка с турбиной типа Р-102/107-130 — одна из
немногих турбоустановок, которые комплектуются сальниковым подогревателем горизонтального типа
собственного производства УТЗ.
Тепловые схемы турбоустановок с турбинами типов «ТР» и «ПТР»
Наиболее существенным отличием тепловых схем турбоустановок с турбинами типов «ТР»
и «ПТР» от схем других турбоустановок является наличие на выхлопе из турбины
подогревателей сетевой воды. На рис. 2.19 показана принципиальная тепловая схема турбоустановки с
турбиной ТР-110-130, которая в производстве УТЗ находится в стадии освоения. Главной особенностью
представленной схемы, как уже отмечалось, является отсутствие конденсатора, а значит, и отсутствие
«холодного» конденсата. Поэтому такие элементы тепловой схемы, как основной эжектор,
отсасывающий ПВС из ПСГ, сальниковый подогреватель, эжектор отсоса из уплотнений, работают на сетевой
воде.
В отличие от тепловой схемы турбоустановки с турбиной ТР-110-130, в схеме турбоустановки с
турбиной ПТР-90-130 указанные теплообменные аппараты работают на более холодной, чем сетевая,
подпиточной воде. Турбина ПТР-90-130 в производстве УТЗ находится в стадии освоения.
Тепловая схема турбоустановки с турбинами типа «К»
Представителем такого типа турбин является турбина К-17-1,6. Ее принципиальная тепловая схема
представлена на рис. 2.20. Пар в эту турбину поступает, как правило, из общестанционного
отопительного или другого коллектора. Максимально допустимые параметры пара: ро = 0,196 МПа и to = 200 °С.
Номинальные параметры пара: ро = и,157МПа и to = 112,7°С. К турбине пар подводится двумя
нитками, каждая диаметром Dy 1000, с установкой на каждой нитке ГПЗ. Стопорного клапана нет. Его
функцию выполняет стопорная диафрагма внутри цилиндра турбины [155]. В качестве пусковой линии,
с помощью которой можно также опробовать систему регулирования и защиты турбины, введена
линия диаметром Dy 400 с запорным органом. Система регенерации весьма упрощена. В нее входят два
параллельно включенных по основному конденсату основных эжектора, эжектор отсоса из уплотнений
и один ПНД, который по пару запитывается не от турбины, а из станционного коллектора, из которого
поступает пар в турбину.
Принципиальная тепловая схема ПТУ с турбиной К-бЗ-90 (здесь не приводится) разработана на
базе схемы ПТУ с турбиной Т-50/60-8,8 (см. рис. 2.16). Основное отличие состоит в том, что в схеме
турбоустановки К-бЗ-90 отсутствуют отопительный отбор и линия возврата конденсата от ПСВ.
91

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
сдежийпдр
6 котел
\6 коллектор
П6 Л
±
чх-
П2 Пи
\м
прямая ^ S
сетедая ^
Вода
офатная
сетедая
Вода
1
"X
х i: 1"
Ф
з
^гг
б сборник дренажей
\-Г\лсГ2 \ГГ1
Рис. 2.J9. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной ТР-110-130
Коллектор р„=16 кгс/см'' tD=112.7X
из Ж
Ч>^4
run
В коллектор
конденсото ^_
Ф
\
\
L?
\
\
\
1
Iх
\
г
кн
41
Рис. 2.20. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной К-17-1,6
92

^.j. отличительные осооенности тепловых схем турооустановок с туроинами типов «И», «If», «III И»...
На рис. 2.21 представлена принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной К-110-1,6. Как
и турбины К-17-1,6, Т-35/55-1,6, эта турбина используется в качестве приключенной. Параметры и
расход пара на турбину обеспечивают ее работу в блоке с турбинами Р-100-130, которые, не имея загрузки
по пару противодавления (пару на производство), часто простаивали. Турбина К-110-1,6, как и турбина
Т-35/55-1,6, может работать и от общестанционного коллектора производственного пара. Подвод пара
к турбине К-110-1,6 выполнен по такому же принципу, как и подвод пара к турбине Т-30/55-1,6, однако
две нитки подвода пара выполнены большего диаметра, каждая Dy 700, в расчете на пропуск 645 т ч
пара. ЦНД турбины двухпоточный, унифицированный с турбиной Т-185/220-130 и имеет конденсаторную
группу, состоящую из двух конденсаторов, используемых в турбоустановке ПТ-140/165-130/15. Причем
в отличие от турбоустановки Т-185/220-130, где используются те же конденсаторы и где
охлаждающая вода через основные пучки конденсаторов пропускается последовательно, в этой турбоустановке
пропуск охлаждающей воды через основные пучки конденсаторов осуществлен параллельно. Также
параллельно осуществлен слив из конденсаторов конденсата отработанного пара. Эти решения несколько
ухудшают экономичность работы турбоустановки, но снижают гидравлическое сопротивление
конденсатора по водяной стороне и обеспечивают пропуск через конденсатор требуемого расхода охлаждающей
воды, что в условиях конкретного заказчика оказалось наиболее важно.
/J„= 1.57МГ1а:/0 = 285°С
-t>-
вПВДР-100 ® |
4 Г I
^тшт
ТвЫ
U-
■НТ
Рециркуляция
В конденсатор
Рис. 2.21. Принципиальная схема турбоустановки с турбиной К-110-90
Тепловые схемы с паровыми турбинами для ПГУ
Рассмотрим принципиальную схему турбоустановки с турбиной КТ-150-8 (рис. 2.22), которая
разработана для ПГУ-450.
Отличительной особенностью этой турбины является наличие у нее подвода пара из котла
в часть низкого давления. Этот пар в турбину подводится через два блока защитных клапанов. 1/1з
этих же линий подвода запитывается паром подогреватель ПСГ-2. Особенностью этой турбоустановки
является также возможность работы подогревателя ПСГ-2 без работы собственно турбины; специально
для этого случая отсос ПВС из подогревателя ПСГ-2 осуществляется своим (отдельным) эжектором,
работающим на сетевой воде. Для самостоятельной работы подогревателя ПСГ-2 при запуске его в
работу также имеется свой пусковой эжектор.
Другой особенностью этой турбоустановки является наличие для подогревателей ПСГ-1,
ПСГ-2 и охладителя выпара общего расширителя, куда сливается конденсат греющего пара,
образовавшийся в этих аппаратах. Из расширителя выпар конденсата по двум линиям поступает в охладитель
выпара, где отдает свое тепло сетевой воде, что повышает экономичность турбоустановки [71].
В данной турбоустановке в схеме регенерации работают только основные эжекторы и эжектор отсоса
из уплотнений. Отвод пара из промежуточной камеры переднего уплотнения турбины осуществлен в
конденсатосборник конденсатора № 2, поэтому сальниковый подогреватель в схеме отсутствует.
93

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
сбежш пар
paawpumem
Рис. 2.22. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной КТ-150-8 для ПГУ-450
Основные трубные пучки конденсаторов турбоустановки КТ-150-8 по охлаждающей воде включены
последовательно (аналогично конденсаторам турбоустановки с турбинами Т-185/220-130). Встроенные
пучки включены, как и во всех турбоустановках УТЗ, параллельно.
На рис. 2.23 показана тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-53/67-8,0, предназначенной для
работы в составе ПГУ-230. Учитывая, что данная турбоустановка может найти широкое использование
как в отечественной энергетике, так и за рубежом, остановимся подробней на рассмотрении этой схемы.
Схемные решения, принятые для турбоустановки Т-53/67-8,0 ПГУ-230, не только носят традиционный
характер, присущий многим турбоустановкам УТЗ, но и имеют свои особенности.
ПГУ-230 мощностью 230 МВт включает в себя газовую турбину мощностью 160 МВт, двухконтур-
ный котел-утилизатор (КУ), работающий на отходящих газах газовой турбины, и паровую турбину с
максимальной мощностью 67МВт. Пар с параметрами р = 7,7 МПа и t = 188 °С поступает от КУ к
выносному блоку стопорно-регулирующих клапанов высокого давления, затем — в ЦВД паровой турбины.
Пар с параметрами р = 0,7МПа и t = 208 °С поступает от КУ к двум выносным блокам стопорно-
регулирующих клапанов низкого давления, затем в рассечку 15-й и 16-й ступеней ЦНД турбины. На
каждой из ниток паропроводов к блокам клапанов установлены ГПЗ.
Учитывая работу турбоустановки в блоке с КУ, в конденсаторе организован прием пара,
сбрасываемого из КУ как в период пусковых операций, так и при возникновении ряда других ситуаций, например
сброса нагрузки с турбины. В этом случае конденсационная установка готова принять полный расход
пара на турбину, что позволит исключить значительные потери пара при выхлопе его в атмосферу,
снизить шумность на территории ТЭЦ и в окружающих ее зонах, сохранить экологическую ситуацию в
районе ТЭЦ в норме. Для пусковых операций блока предусмотрен специальный расширитель дренажей
блока, куда осуществляется продувка паропровода высокого давления до ГПЗ. Для снижения
температуры и давления пароводяной среды, поступающей в расширитель дренажей блока, предусмотрен
охладитель дренажей высокого давления.
Тепловая схема турбоустановки имеет упрощенную систему регенерации низкого давления,
состоящую из охладителей основного эжектора, охладителей эжектора уплотнений и сальникового
подогревателя. Система регенерации высокого давления отсутствует.
На сливе из конденсатора установлены два вертикальных конденсатных насоса КсВ-320-160-2.
Конденсат пара, поступающего в конденсатор, откачивается одним насосом, второй находится в резерве.
Конденсат прокачивается параллельно через холодильники двух основных эжекторов, хотя в работе до-
94

Позиционное
обажче/w
БК1
БК2БКЗ
ГР
ЦТ
ТУ
ATI
кт
mm
on
Hxjmcdtme
5п*лщ00тдодаиякш Ладо Шли
й» *тШ авфнщящяя наш Шяя
Г&щршяр ТФ-вО-243
К&Иенатр К-ЗЮ0-1Х
Турбина паробая Т-Я/67-S.O
Ъ&гре&в&А ауш1*вйийЮ-Ю0-16-1-8с6
щтиорвщтатьтШ'Т-Ш-^^
НюхХсВШ№-2
ОтАтвл дренажей Аюжого дздпеня
тш/т-оп
301X2 ЗжекщросноШЭПО-З-гОМ-З
эп
ЭР
ЗУ
Зиватр ty-aolm ЗЮ-1-09-790-1
ЗжемгаррюсолжХтя 3tP-Q9-m00-l
Зжектф уматти ЭПУ-09-1900-1
Кол
1
2
1
Т
1
Т
1
2
1
2
Т
1
1
fyutOU
95
Рис. 2.23. Тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-53/67-8,0 для ПГУ-230

Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ
статочно находиться одному (второй находится в резерве — линии отсоса паровоздушной среды, подачи
рабочего пара к этому эжектору перекрыты, но для их открытия не требуется значительного времени).
Пройдя через холодильники эжектора уплотнений, сальниковый подогреватель, через традиционный
для турбоустановок УТЗ узел рециркуляции, основной конденсат направляется через встроенный в
КУ газовый подогреватель конденсата (ГПК), затем в деаэратор питательной воды. На режимах с
отопительной нагрузкой в линию основного конденсата за узлом рециркуляции подводится конденсат
греющего пара ПСГ.
В турбоустановке используется уже ставшая для большинства теплофикационных турбин УТЗ
типовой схема двухступенчатого подогрева сетевой воды в горизонтальных подогревателях сетевой воды
ПСГ-1300 (рис. 2.24). На сливе конденсата из ПСГ-1 установлены два вертикальных конденсатных
насоса КсВ-125-140-1, на сливе из ПСГ-2 — один насос КсВ-125-140-1. В случае выхода из строя насоса
на сливе конденсата из ПСГ-2 при работе по двухступенчатой схеме на период нахождения в ремонте
этого насоса предусмотрена переливная линия Dy 200 из ПСГ-2 в ПСГ-1 с гидрозатвором глубиной
14м, что позволяет отводить конденсат ПСГ-2 в ПСГ-1, не выводя ПСГ-2 из работы.
В связи с использованием в данной турбоустановке системы гидравлической защиты отопительных
отборов пара вместо крупногабаритных, рассчитанных на полный расход отопительного отбора пара
предохранительных клапанов, установлен один предохранительный клапан КПРГ-400 (входной патрубок
Dy 400, выходной Dy 600), рассчитанный на так называемый расход холостого хода турбины.
Специфическим условием для данной турбоустановки является необходимость поддержания
температуры отходящих от КУ в окружающую среду газов (после прохождения ими ГПК) не выше 100 °С.
Если на конденсационных режимах работы турбоустановки температура конденсата, направляемого в
ГПК, всегда ниже 90°С, что обеспечивает должное охлаждение выхлопных газов КУ, то при работе
турбоустановки с максимальной отопительной нагрузкой (с минимальным пропуском пара в
конденсатор) на ряде режимов температура конденсата греющего пара после ПСГ может достигать 120 °С. В
результате конденсат греющего пара ПСГ с такой температурой, даже смешавшись с основным
конденсатом, идущим из конденсатора с температурой < 90°С (величина расхода основного конденсата на
данных режимах несоизмеримо меньше расхода конденсата из ПСГ), будет иметь температуру, близкую
к 120''С. Поступивший в ГПК с такой температурой конденсат не мог бы охлаждать отходящие от котла
газы до требуемой температуры.
Учитывая вышеуказанное требование по ограничению максимальной температуры конденсата,
поступающего в ГПК, предусмотрено охлаждение конденсата греющего пара ПСГ. В качестве
охлаждающей среды используется обратная сетевая вода, а в качестве аппаратов для охлаждения — два
охладителя повышенной прочности ОВ-150-ЗА (см. АТЗ, АТ4 на рис. 2.24). В результате конденсат ПСГ.
прежде чем поступить в линию основного конденсата, проходит через эти специальные охладители.
Как уже отмечалось выше, и рассматриваемая паровая турбина, и ПГУ-230 в целом должны
найти широкое использование как при новом строительстве, так и при проведении реконструкции или
модернизации ТЭС.
96

/Ьяиианюе
сОозтеш
ATI
АТ2
АГЗАП
тнгш
ж. к
Н6.Н7
Наипенобание
пйфЬжь сты ъ&тт-шш
с конденсатсбарнжом СКГ-38-35-1
шнцлшъсвйлилтпг-аю-ш
с конденсатосЗарникон СКГ-3.8-35-1
Охладить кондекато ОВ-150-ЗА
Ноте конденсатыи Кс&-125-%0-1
Насос стебай подкочиЬоюшш
Насос cemebw тдьегяий
Нол
Г
Г
г
3
7
2
ffx/iewtje
Wwttx сетрГпя беда
т
© х е>
I—is»^ -m—f
ч
L-^xtlb^-J
Сфо/тзя сетебаи (юда
Рис. 2.24. Схема подогрева сетевой воды турбоустановки Т-53/67-8,0
97

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
3.1. Тепловая эффективность
Изменение экономичности теплофикационных турбин при повышении параметров свежего пара,
укрупнении единичной мощности, усовершенствовании тепловой схемы, улучшении характеристик
проточной части и т. п. может характеризоваться несколькими показателями. В качестве основного
показателя сравнительной экономичности теплофикационных турбин принята величина
относительной экономии топлива на ПТУ при равной выработке тепловой и электрической энергии
ЕТ - —^- , (3.1)
где индексы «1» и «2» относятся к исходному и сравниваемому вариантам.
Этот показатель широко применяется и имеет то преимущество, что он непосредственно
характеризует конечную цель повышения экономичности турбоустановки. Кроме того, показатель «£т»
аналогичен общепринятому показателю экономичности для ПТУ с конденсационными турбинами, поскольку
также выражает относительную экономию топлива при равной выработке электрической энергии.
Теплофикационные турбины разной экономичности при равных тепловых нагрузках имеют
различную электрическую мощность. Поэтому для обеспечения равенства отпуска тепловой и электрической
энергии рассматривается дополнительная выработка электроэнергии на ПТУ с так называемой
замещающей турбиной; соответственно зависимость (3.1) учитывает также изменение расхода топлива ПТУ
с замещающей турбиной.
Если Nt2 > -/Vri, то на сравниваемых режимах расход топлива на первую ПТУ необходимо условно
увеличить на Вкэс — топливо, затраченное на ПТУ с замещающей конденсационной турбиной:
BKac=bKac{NT2-NTi). (3.2)
С учетом «замещающей» мощности общий расход топлива на первой ПТУ на выработку
электрической энергии будет равен
ВЛ = Ьй • 7VT] + 6КЭГ {Nt2 -Nt1), (3.3)
а на вторую ПТУ —
В2 = 6т2 • Nt2. (3.4)
Для теплофикационных турбин, в которых конденсационный поток отсутствует (например
конденсационных турбин с использованием теплоты пара, поступающего в конденсатор, или турбин с
противодавлением) зависимость (3.1) с учетом уравнений (3.3) и (3.4) может быть записана в виде
6т1 • 7VTl - Ь.г2 ■ Nt2 + Ькж (7Vt2 - 7VTl)
£т = . (3.5)
и при 6Ti = 6т2 = К после ряда преобразований получим
(7Vt2 - 7VTl) (6КЭС - К)
£т= - . (З.б)
Основным показателем эффективности теплофикационных турбин является также удельная
выработка электрической энергии на базе теплового потребления Э:
Так как сопоставляемые турбины имеют одинаковую тепловую нагрузку, то
Э, = ^, (3.8)
Э2 = ^. (3.9)
С учетом (3.8) и (3.9)
nt2 - nt1 = дт (э2 - эо = Аэдт. (з.ю)
98

3.1. Тепловая эффективность
Обозначим Д6 = 6КЭС — 6Т; с учетом (3.10) зависимость (З.б) примет вид:
£т= . (3.11)
/
АЭ • QTdn
При переменном за рассматриваемый период значении ДЭ £т = -—в
Как следует из зависимостей (З.б) и (3.11), экономичность замещающей турбины (6КЭС)
непосредственно влияет на сравнительную экономичность рассматриваемых решений по теплофикационной
турбине.
Дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении, получаемая на базе более
экономичной теплофикационной турбины, в конечном итоге вытесняет конденсационную выработку
электроэнергии и обеспечивает тем самым экономию топлива на замещающей турбине. Поэтому чем
выше экономичность замещающей турбины, тем меньше величина экономии топлива, достигнутая при
улучшении характеристик (показателей) теплофикационной турбины. В качестве замещающих, в
зависимости от реальных условий конкретной ТЭЦ и энергосистемы, могут рассматриваться
конденсационные турбины разных типов, а также конденсационный поток теплофикационной турбины. Учитывая,
что QT = -rr^i зависимость (3.11) окончательно можно записать в следующем виде:
Из сравнительного анализа зависимостей (3.11) и (3.12) следует, что относительная экономия
топлива £т пропорциональна величине ДЭ , но не равна относительной величине дополнительной выработки
электроэнергии на тепловом потреблении ДЭ/Эь так как численное значение NT/B зависит от типа
теплофикационной турбины.
Абсолютная величина экономии топлива (АВ = ДЭ • QT • А6) также пропорциональна величине ДЭ.
На режимах работы турбины с охлаждением конденсатора циркуляционной водой, когда имеют
место оба потока — поступающий к тепловому потребителю и идущий в конденсатор, численное значение
удельной выработки для турбин с одним регулируемым отбором пара определяется по формуле [47]:
z
£ Ghi - 3600 ANMr
Э= 3600 Gz (ftori-ftni)' (313)
а для турбин с двумя отопительными отборами — по формуле [47]:
z
J2Ghi-3GU0ANMr
Э = 3600 [G2 (hm2 - hH2) + Gz (hml - hHl)]' (314)
В обеих турбинах z — номер отсека, предшествующего отбору пара (в случае двухступенчатого
подогрева — предшествующего нижнему отбору пара).
Необходимо отметить, что кроме относительной экономии топлива £т и удельной выработки
электроэнергии на тепловом потреблении Э применяются и другие показатели тепловой экономичности
теплофикационных турбин: удельный расход пара d( и удельный расход теплоты на выработку
электроэнергии qF.
Удельный расход пара
de = GTyp/Ne. (3.15)
Для заданного режима величина d,, зависит от совершенства турбоагрегата. Так, например, при
увеличении КПД проточной части мощность турбины при том же расходе свежего пара возрастает и
соответственно уменьшается dP. Численное значение de может быть непосредственно и с достаточной
точностью определено при испытаниях конкретной турбины (ПТУ).
Удельный расход пара dt является гарантийным показателем тепловой экономичности
теплофикационных турбоагрегатов. Как показатель тепловой экономичности удельный расход пара имеет тот
недостаток, что не позволяет судить о сравнительной экономичности различных сопоставляемых
турбин, так как численное значение de зависит от тепловой нагрузки и величины давления в регулируемом
отборе пара.
99

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Для турбины Т-100-130, например, при номинальной электрической мощности и изменении
тепловой нагрузки от номинального значения до нуля удельный расход пара уменьшается на 15. ..30%,
а изменение давления пара в регулируемом отборе с 0,25 до 0,06 МПа (при постоянной тепловой
нагрузке) приводит к уменьшению de примерно на 15%. Поэтому непосредственное сопоставление
экономичности турбин разных типов по de возможно только в тех случаях, когда режимы
сравниваемых турбин одинаковы.
Недостатком de как показателя тепловой экономичности теплофикационной турбины является
также и то, что по его изменению нельзя непосредственно, без дополнительных расчетов, определить
экономию топлива на ТЭЦ.
Удельный расход теплоты
Яе = к ■ (3.16)
При известных значениях КПД котельной установки riK.y. и теплового потока пара г\т. п. удельный
расход теплоты позволяет непосредственно определить удельный расход топлива на выработанный 1кВт-ч
мощности
Ь* = ocmn Q( • (ЗЛ7)
29310 Лк.у. -Лт.п.
а по изменению qe можно определить изменение расхода условного топлива:
ДБ = n A(,eNeU . (3.18)
29310Лк.у. Лт.п.
Численное значение qe с достаточной для практических целей точностью определяется при
испытании конкретной турбины (ПТУ).
Для конденсационных турбин удельный расход теплоты является гарантийным показателем
тепловой экономичности и однозначно характеризует совершенство оборудования. Для теплофикационных
турбин, как указывалось выше, удельный расход теплоты зависит от соотношения между тепловой и
электрической нагрузками и в меньшей степени — от совершенства турбины. Рассмотрим влияние обоих
факторов на значение qe более подробно.
Учитывая общее уравнение энергии
QTyp = 3600 Ne + QT + AQMJ,„. + Д<3к, (3.19)
зависимость (3.16) можно выразить в следующем виде:
,е = 3600+-^— + — + —. (3.20)
Величина AQM.r.„JNe на режимах работы турбины с нагрузкой, близкой к номинальной, составляет
40 ... 1U0 кДж/(кВт • ч) и возрастает при снижении нагрузки, не превышая, однако, нескольких
процентов от qe, и только при нагрузках, близких к холостому ходу, начинает значительно увеличиваться.
Следовательно, удельный расход теплоты це в основном определяется — .
Относительная величина потерь теплоты в конденсаторе для конденсационного потока пара
теплофикационной турбины Д0м.г.и./^к зависит от совершенства турбоагрегата (параметров свежего пара,
давления в конденсаторе, КПД проточной части и т.д.) и имеет то же численное значение, что и
для конденсационных турбин. Величина NK/Ne определяется соотношением тепловой и электрической
нагрузок.
На конденсационном режиме работы турбины ее тепловая нагрузка равна нулю (NK/Ne — 1) и
удельный расход теплоты определяется совершенством турбоагрегата.
На теплофикационных режимах имеется тепловая нагрузка, и следовательно 0 < ,VK < Л^,
поэтому изменение —-^ зависит от составляющих AQM.r.„JNe и NK/Ne. Но если возможное изменение
JvK i\r
AQMrH./Ne в результате, например, улучшения конструкции турбины может составить несколько
процентов, то величина NK/N,. может изменяться от значения NK/Ne = 0 (режим работы турбины с
использованием теплоты пара, поступающего в конденсатор) до значения NK/Ne = 1 (тепловая нагрузка
равна 0). Поэтому для теплофикационной турбины определяющее влияние на це оказывает соотношение
NK/Ne, т.е. соотношение тепловой и электрической нагрузок.
Эффективность работы теплофикационного турбоагрегата оказывает влияние на значение q? только
на режимах с большими пропусками пара в конденсатор. С уменьшением конденсационной мощности
это влияние падает, а на режимах, когда потери теплоты в конденсаторе отсутствуют, в том числе
100

J.l. /епловая эффективность
для турбин с противодавлением, совершенство конструкции турбоагрегата и параметры свежего пара
практически не влияют на qe, поскольку это влияние, согласно формуле (3.20), может выражаться
только через изменение AQM.r.K., которая составляет лишь несколько процентов от qe. Практически
для всех турбин с противодавлением или с использованием теплоты в конденсаторе независимо от
параметров свежего пара, КПД проточной части и величины противодавления удельный расход теплоты
на номинальном режиме в зависимости от мощности турбины составляет 3700 ... 4000 кДж/ (кВт ■ ч)
и увеличивается при уменьшении нагрузки на турбине.
В разделах 3.4 и 3.5 приведены конкретные данные по удельным расходам теплоты в зависимости
от соотношения электрической и тепловой нагрузок для некоторых типов теплофикационных турбин.
Можно сделать вывод, что удельный расход теплоты как показатель тепловой экономичности турбины
имеет преимущество непосредственной связи с удельным расходом топлива и характеризует
совершенство оборудования не только турбины при работе ПТУ на конденсационном режиме; он может
быть непосредственно определен при испытании конкретного турбоагрегата. Для теплофикационных
турбин, в отличие от конденсационных, qc характеризует прежде всего не совершенство
турбоагрегата, а режим его эксплуатации, т. е. соотношение между тепловой и электрической
нагрузками.
3.1.1. Выбор и обоснование начальных параметров пара,
введения п ром перегрева, укрупнения единичной мощности
Рост начальных параметров пара, введение промперегрева и укрупнение единой мощности являются
основными путями повышения экономичности паротурбинных установок и в известной мере
характеризуют развитие и технический уровень турбостроения [2... 12, 23... 31, 35... 38, 41, 47... 56, 63].
Экономичность ТЭЦ в первую очередь определяется экономичностью турбоагрегатов, а также
совершенством выполнения тепловой схемы турбоустановок. Наличие объективных данных по
экономичности ПТУ позволяет применять обоснованные решения по строительству ТЭЦ на соответствующие
начальные параметры пара.
При постановке исследования обсуждаемого вопроса рассмотрены следующие начальные параметры
пара: 8,8 МПа, 535 °С; 12,8 МПа, 565 °С; 12,» МПа, 565/565°С; 23,5 МПа, 560/565 °С.
Противодавление за турбиной изменялось в диапазоне 0,09... 2,2МПа при следующих дискретных значениях: 0,09;
0,55; 1,1; 2,2 МПа. Конструкция турбин и тепловые схемы приняты в соответствии с реальными
конструктивными решениями, принятыми на УТЗ, в частности: для турбин с начальными параметрами
пара 8,8 МПа, 535 °С и 12,8 МПа, 565 °С в качестве регулирующей ступени ЧВД принята двухвенеч-
ная регулирующая ступень, а для турбин с начальными параметрами пара 12,8МПа, 565/565°С и
23,5 МПа, 560/565 °С — одновенечная регулирующая ступень. Учитывалось также влияние расхода и
параметров пара на КПД проточной части турбин. Величина давления промперегрева для
соответствующих параметров пара принята такой же, как в конденсационных турбинах [47].
Результаты исследований представлены на рис. 3.1... 3.3.
Как видно из рис. 3.1, удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении при
повышении параметров свежего пара возрастает, причем наибольшее влияние оказывает значение начального
давления пара. Из режимных факторов наиболее существенным является давление отбираемого
пара, некоторое дополнительное увеличение Э имеет место из-за увеличения тепловой нагрузки (расхода
свежего пара) турбины, обусловленного повышением КПД ее проточной части.
Следует отметить, что конденсационный поток пара в теплофикационной турбине также влияет на
величину Э. При той же тепловой нагрузке с увеличением конденсационного потока пара
возрастают давление пара в регенеративных отборах и температура подогрева питательной воды, чему будет
соответствовать большая суммарная величина регенеративных отборов и, согласно (3.13), большая
мощность, развиваемая на тепловом потреблении и, следовательно, большая величина Э.
Зависимость относительной экономии топлива от величины тепловой нагрузки и
противодавления за турбиной при повышении начальных параметров пара представлена на рис. 3.2. Для турбин
с регулируемым отбором пара данные рис. 3.2 относятся к теплофикационному потоку пара.
Относительная экономия топлива определена в сравнении с начальными параметрами пара 8,8МПа,
535 °С при равных значениях противодавления за турбиной и ее тепловой нагрузки. Величина ет
определялась по формуле (3.11), а изменение удельной выработки электроэнергии ДЭ принято по
данным рис. 3.1. В качестве замещающей принята высокоэкономичная конденсационная турбина:
АЬ = Ькэс - К = 170гу.т./(кВт • ч).
Как следует из приведенных на рис. 3.2 данных, повышение параметров свежего пара позволяет
повысить экономичность потока пара, поступающего на тепловое потребление. С ростом противодав-
101

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
■а к£
72
60
48
36
400
1
^ 1
; 1 1 1
>■—~~
=^i—-^—■
■—'—1—'
—1
5 | | 1
2
i
3 4
1 i
■"" : , ! ! : : : :
Ц±-_ . i i ■ \ i
—т~ МММ
800
1200
1600
2000
<Эт,
84
72
60
48
400
5 _^-1 1 1 1 I I I
j i i iii i
800
1200 1600
6
2000
<Эт,
ГДж
156
144
132
™ 120
ГД« 400
^к— 4 i i i i i
^Г I .' ' | ' I I
800
1200
1600
2000
Q.J
Рис. 3.1. Удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении: а —р„р = 2,2 МПа;
6—Рпр = 1.ШПа; е — рпр = 0.55МПа; г — рпр = 0.09МПа; 1 — р0 = 8,8МПа; *о = 535°С;
2—р0 = 12,8МПа; *0 = 565°С; 3 — р0 = 12,8МПа; t0 = 565°С; t„„ = 565°С; 4 -р0 = 23.5МПа;
to = 560 °С; tnn = 565 °С; 5 — р0 = 23,5 МПа; t0 = 560 ПС
£т, %
12
10
8
6
4
2
400
, %
10
8
6
4
2
400
1 1 1 1
^гТ~~-
-|—'—
5
4
гТТьМ
—
1.1!
1 ! 1 з 1 ! 1
, 1 1 , 1 1 1
£„ %
8
6
4
5 1^
4
2
/
/
3
!
i
800
1200
1600
2000
1
^г~
i^
\
-^
'
4
5
2
1
,, + 1 Г 1 1 1 1 1 1
X—1 1 1 1 1 - з 1 1
400
10
800
1200
1600
2000
Qt- '-
—
1
4
2
/
3
/
iii
800
1200
1600
2000
Q-r,-
6 -
100
800
1200
1600
2000
От
Рис. 3.2. Относительная экономия топлива при изменении параметров свежего пара по сравнению
с параметрами 8,8 МПа, 535 °С (обозначения см. на рис. 3.1)
ления за турбиной эффективность одновременного повышения давления и температуры свежего пара
несколько возрастает.
Из рис. 3.2 с учетом данных [47] следует, что эффективность повышения начальных параметров пара
от 8,8 МПа, 535 °С до 12,8 МПа, 565 °С в зависимости от тепловой нагрузки (мощности) составляет
3,8.. .4,6%; до 12,8 МПа, 565/565 °С - 6,5.. .7,8%; до 23,5 МПа, 560/565 °С - 9,5... 11,7%.
Эффективность повышения параметров от 12,8МПа, 565 °С до 23,5 МПа, 560 °С практически такая
же, как и при переходе от 12,8 МПа, 565/565 °С до 23,5 МПа, 560/565 °С и в зависимости от значений
противодавления за турбиной и единичной мощности турбин составляет 2.. .6%.
Меньшие величины экономии топлива относятся к малым мощностям и турбинам с отопительными
отборами пара, а большие величины — к большим мощностям и турбинам с противодавлением.
В турбинах с регулируемыми отборами пара одновременно имеются теплофикационный и
конденсационный потоки пара, при этом за годовой период изменяются значения давлений отбираемого пара
и соотношения обоих потоков. Определенное влияние имеют конструктивное выполнение конкретного
типоразмера турбины и график теплопотребления (определяется потребителем).
102

Влияние начальных параметров пара на экономичность турбины с регулируемым отбором пара
определяется сравнительными расчетами при рассмотрении годового периода работы. Такие исследования
[47], проведенные для конкретных типов турбин, показали, что для турбины типа Т-100-130 повышение
начальных параметров пара с 8,8 МПа, 535 °С до 12,8 МПа, 565 °С позволили повысить экономичность
на 3,1... 3,2%, а для турбины типа Т-250-240 переход от параметров 12,8 МПа, 565 °С до параметров
23,5 МПа, 560/565°С повышает экономичность на 5,5.. .6,0%.
Эффективность применения (использования) промперегрева пара в теплофикационных
турбинах с отопительными отборами пара меньше, чем в конденсационных турбинах, и
составляет (согласно рис. 3.2) за отопительный период для пара начальных параметров 12.8 МПа, 565 °С
2... 2,5 %, а для пара начальных параметров 23.5 МПа, 560 °С — 3,5... 4,0 %. С учетом работы
теплофикационных турбин в летний период на чисто конденсационном режиме эффективность промперегрева
пара возрастает и за годовой период составляет 3,0... 3,5% и 4... 5% соответственно для пара
начальных параметров 12,8МПа, 565 °С, и 23,5МПа, 560°С [47].
При рассмотрении эффективности промежуточного перегрева пара в турбинах с отопительным
отбором необходимо прежде всего учитывать следующие факторы.
Использование теплоты пара, поступающего в конденсатор, в турбинах с промежуточным
перегревом пара возможно только для подогрева подпиточной воды, что характерно для ТЭЦ с открытой
системой горячего водоснабжения. На таких ТЭЦ обеспечивается наибольшая эффективность
промперегрева.
Утилизация теплоты в конденсаторе турбины потоком обратной сетевой воды возможна только в
турбинах без промежуточного перегрева пара (см. разд. 3.1.3); высокая температура отработавшего
пара в турбинах с промперегревом препятствует его использованию. Поэтому в турбинах без
промежуточного перегрева пара возможно дополнительное повышение экономичности на величину ~ 1,5%. В
этих условиях общее повышение экономичности турбины (ПТУ) от применения промперегрева
зависит от величины конденсационной нагрузки и единичной мощности конкретного агрегата и составляет
1,5.. .2,0% и 2,5.. .3,5% соответственно для турбин с начальным давлением пара 12.8 и 23,5 МПа.
Результаты исследования использования теплоты пара, поступающего в конденсатор, для турбин, в
том числе с промперегревом пара, рассмотрены ниже — см. разд. 3.1.4 и 3.1.5.
Следует отметить, что повышение начальных параметров свежего пара ограничивается допустимой
влажностью пара в последней ступени турбины. В частности, в турбинах с конденсационным
потоком пара повышение давления пара свыше 12,8 МПа допустимо только при наличии промперегрева.
Удвоение единичной мощности теплофикационной турбины с отопительным отбором пара повышает
ее экономичность на 0,5... 1,0%, а с производственным отбором — до 2% (рис. 3.3).
Рис. 3.3. Относительная экономия топлива при изменении электрической мощности и параметров
свежего пара (обозначения см. на рис. 3.1)
Повышение единичной мощности и параметров свежего пара паровых турбин, как известно, связаны
между собой. Для теплофикационных турбин эта связь характерна прежде всего тем, что повышение
параметров свежего пара приводит к уменьшению величины QT/NT.
Единичная мощность теплофикационной турбины ограничивается концентрацией тепловой
нагрузки, следовательно при заданной величине тепловой нагрузки повышение параметров свежего пара
позволяет повысить единичную электрическую мощность в связи с уменьшением величины QT/NT.
Следует также отметить, что при повышении параметров свежего пара возрастет оптимальное значение
параметра остэц! эт0 также позволяет увеличить единичную мощность турбины при заданной тепловой
нагрузке района. При повышении начальных параметров, однако, возрастет загазованность воздушного
бассейна и, следовательно, растут затраты на охрану окружающей среды. Это обстоятельство может
изменить оптимальное значение параметра <хТЭц в сторону снижения (разд. 3.1.4).
103

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
3.1.2. Оптимизация параметров промежуточного перегрева пара
Промежуточный перегрев пара (разд. 3.1.1) является одним из наиболее эффективных методов
повышения экономичности теплофикационных турбин. В связи с этим актуальное значение имеют
определение оптимальных параметров промпегрева и объективная оценка экономической эффективности
его применения в схемах ПТУ с теплофикационными турбинами.
Влияние давления промперегрева пара
Исследование проведено для турбин УТЗ с производственным и отопительными отборами пара, а
также для турбин с противодавлением с характерными для современного турбостроения параметрами
свежего пара: 23,5 МПа, 560 °С; 16,0 МПа, 565 °С; 12,8 МПа, 565 °С. Температура промежуточного
перегрева пара во всех случаях принималась равной 565 °С [50].
При наличии в теплофикационной турбине нескольких параллельных потоков пара,
отличающихся величиной конечного давления (производственного, отопительного, конденсационного), общая
экономичность турбины может быть определена на основании рассмотрения экономичности каждого из
потоков и относительного участия их в общем расходе пара на турбину. Это позволяет существенно
упростить общую задачу определения влияния промперегрева на эффективность турбин с
произвольным сочетанием регулируемых отборов пара, заменив ее рассмотрением эффективности промперегрева
каждого из возможных отдельных потоков, т. е. рассматривать ряд независимых турбин с величиной
противодавления, отличающегося его (противодавления) численным значением с последующим
суммированием этих потоков в соответствии с фактическими условиями работы теплофикационной турбины.
Как и в разд. 3.1.1, рассмотрен диапазон противодавления пара 0,09... 2,20МПа при его дискретных
значениях 0,09; 0.55; 1,10; 2,20 МПа.
При исследовании эффективности промперегрева рассматривались тепловые схемы и конструкции
турбин, соответствующие реальным решениям, с учетом единообразия сопоставляемых вариантов. В
частности, в качестве регулирующей ступени ЧВД для всех вариантов было принято одновенечное
колесо; потери давления в тракте промперегрева пара, включая потери в клапанах ЦСД, приняты
равными 12,5% от величины давления перед промперегревом. Из собственных нужд ТЭЦ учитывалось
изменение расхода энергии на питательные насосы; КПД котлов полагался одинаковым.
Для начального давления пара 23,5 МПа рассмотрены значения расходов пара на турбину 350, 700
и 1000т/ч, а для начальных давлений 16.0 и 12,8МПа — расход 1000т/ч. Температура питательной
воды принята независимой от давления промперегрева и расхода свежего пара, равной 263 °С при
Ро = 23.5 МПа, 238 °С при р0 = 16.0 МПа и 231 °С при р0 = 12.8МПа, что соответствует
температуре питательной воды в современных турбоустановках. Давления пара в отборах турбины на ПВД
при изменении давления промперегрева приняты неизменными, поскольку перераспределение нагрузок
между отдельными ПВД относительно слабо влияет на сравнительную экономичность сопоставляемых
вариантов.
В качестве показателя сравнительной экономичности принята величина относительной экономии
топлива ет при равной величине тепловой и электрической нагрузок, которая определялась по
формуле (3.12); при этом величина АЬ принята равной 170 г у.т./(кВт ■ ч). Удельная выработка
электроэнергии на тепловом потреблении определялась по формуле (3.13). За исходное состояние приняты
варианты с давлением промперегрева, равным давлению в конденсационных установках с теми же
параметрами свежего пара.
Результаты расчетов по определению влияния давления промперегрева на относительное
изменение удельной выработки электроэнергии ДЭ/Эх представлены на рис. 3.4, а и 3.4, б, а относительной
экономии топлива — на рис. 3.4, в. Анализ этих данных показывает, что эффективность повышения
давления промперегрева до оптимального значения для отопительного потока (отбора) пара
невелика (возможное увеличение ДЭ/Эх составляет ~ 0,5%, относительная экономия топлива — ~ 0,25%).
Сравнительно малое влияние повышения давления промперегрева отопительного потока пара
до его оптимального значения на экономичность турбины позволяет унифицировать
теплофикационные и конденсационные блоки по давлению промперегрева, что и было принято для
турбины Т-250/300-240 УТЗ.
Для производственного потока пара и выполнения промперегрева с давлением, принятым для
конденсационных блоков, повышение экономичности возможно при противодавлении пара не выше
0,4.. .0,5МПа. При выполнении промперегрева пара с оптимальным давлением величина
противодавления производственного потока пара, при котором промперегрев позволяет обеспечить экономию
топлива, возрастает до 0,08 ... 0,09 от величины начального давления пара (рис. 3.4, в).
Для производственного потока пара при рп > 0,5 МПа относительная экономия топлива от введения
оптимального значения давления промпергрева по сравнению с его значением, принятым для конден-
104

ДЭ о/
-g-, /о
16
12 -
О -,
-12
£Т1. %
- -
УМ/Г
2
J
\
1—^ 1
~//л
1
/^=-
i
1
~ 2
ТТ 1
р„ = 2.2 МПа
2
_^
2
1 \
"" ^*Чч*ч.
4
1.1"
— 0,55
0
09
10
МПа
ДЭ о/
-д-. /о
20
8 -
4 -
/| 1
//' ^
/У
/<
1
/
£^^
^
^
:г=-
"
,=,Я"
I
<^
ш
П7
II
?«s
?5^
--
=*"-■
/
~
-
щ_.
Рп =
^5=
^
= 2,2 МПа
]
:т5:5
~
,1
0,55
1
^г^
0,(14
11 13 15 17 р„„, МПа
МПа
Рис. 3.4. Влияние давления промперегрева пара на изменение удельной выработки электроэнергии
на тепловом потреблении (а, 6) и относительной экономии топлива (в): 1 — ро = 12,8 МПа,
to = 565 °С; 2 — pv = 16 МПа, t0 = 565 °С; 3 — р0 = 23,5 МПа, t0 = 560 "С; / — GTyp6 = 1000 т, ч;
II — GTyp6 = 3501 /ч; III — Grypc = 700 т, ч; р°"т — при оптимальном давлении промперегрева пара,
р*п — при давлении промперегрева, принятом для конденсационных блоков
сационных турбин, в рассмотренном диапазоне начальных параметров пара может быть на основании
данных рис. 3.4, в приближенно определена по формуле [50]:
ет = 0,4 + [1,5 + 0,11 (ро - 13)] lg 10p„,
(3.21)
а величина оптимального значения давления промперегрева на основании рис. 3.4, а, б — по формуле
[50]:
Ро
= 0,25 + 0,29lgpn + 6,65 ■ 10"3 (24 - ри).
(3.22)
105

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
При наличии в теплофикационной турбине нескольких потоков пара экономия топлива от введения
промперегрева может быть определена по формуле:
О^тур
Влияние температуры промперегрева пара
(3.23)
В турбинах с промежуточным перегревом пара до 565 °С температура пара перед ЧНД возрастает на
~ 150 °С по сравнению с турбинами без промперегрева. Это связано с соответствующим повышением
температуры пара за ЧНД, что ограничивает возможность использования вентиляционного пропуска
пара. Одним из возможных путей снижения температуры пара за ЧНД является организация работы
блока в отопительный период с ограничением температуры промперегрева [tnn) до 400... 450 °С.
Исследования выполнены на базе турбины Т-250/300-240 [49].
Температуру промперегрева можно снизить, во-первых, непосредственно на котле байпасированием
парового теплообменника, а также частичным обводом газов помимо промперегревателя и, во-вторых,
дополнительным впрыском охлаждающей воды в поток пара после промперегревателя.
Максимальный расход первичного пара на блоке в эксплуатационных условиях ограничивается
пропускной способностью турбины и поэтому в обоих рассматриваемых вариантах снижения температуры
промперегрева остается равным расходу пара при номинальной температуре промперегрева.
Соответственно и максимальный расход пара, поступающего из турбины в промперегреватель, остается
практически постоянным независимо от величины и способа снижения температуры промперегрева пара.
При снижении температуры промежуточного перегрева пара непосредственно на котлоагрегате
количество теплоты, подводимой во вторичном контуре котла, снижается, поэтому тепловая нагрузка
и электрическая мощность блока уменьшаются. При снижении температуры промперегрева за счет
впрыска охлаждающей воды количество теплоты, подводимой во вторичном контуре котла, остается
неизменным. Электрическая мощность блока при этом уменьшается в связи со снижением
температуры промперегрева пара, хотя и менее интенсивно, чем при уменьшении температуры промперегерва
пара непосредственно на котле. Тепловая нагрузка блока увеличивается на величину, эквивалентную
уменьшению мощности, поскольку количество теплоты, отводимой из котла при впрыске, остается
постоянным, а количество теплоты, сбрасываемой в конденсатор, изменяется незначительно. При этом
полагалось, что расчетный коэффициент теплофикации не зависит от температуры промежуточного
перегрева пара и что в отопительный период блок работает по тепловому графику с номинальным
расходом свежего пара.
Изменение экономичности на теплофикационных режимах определялось по формуле (3.12), при
этом величина АЬ принята равной 170гу.т./ (кВт • ч). Удельная выработка электроэнергии на
тепловом потреблении при одноступенчатом подогреве сетевой воды определялась по формуле (3.13), а при
двухступенчатом подогреве — по формуле (3.14). Для конденсационных режимов изменение
экономичности определялось по формуле:
ек = ^- (3.24)
q,
Удельная выработка электроэнергии определялась с учетом регенеративных отборов, потерь
механических и в генераторе, утечек пара через концевые уплотнения и штоки клапанов, а также расхода
энергии на питательный насос.
Влияние изменения температуры промперегрева пара на КПД проточной части турбины
учитывалось по расчетным данным. КПД котла был принят неизменным.
Изменение экономичности при работе турбины с двумя отопительными отборами пара определено
для среднезимнего режима с давлением пара в верхнем регулируемом отборе 0,09 МПа. Кроме того,
при температуре промперегрева пара 500 °С был рассмотрен весь отопительный период; при этом
показатели экономичности турбоустановки определялись по восьми температурам наружного воздуха с
учетом длительности стояния каждого интервала температур.
При работе турбины с одним нижним отопительным отбором для удобства сопоставления
рассматривался режим работы турбины с давлением в нижнем отборе пара 0,09 МПа. На всех режимах,
включая конденсационный, исследования выполнены для номинального расхода свежего пара на турбину.
Результаты исследования представлены на рис. 3.5.
Как видно из рис. 3.5, при снижении £пп непосредственно за счет байпасирования паропарового
теплообменника и частичного обвода газов помимо промперегревателя экономичность блока снижается в
меньшей степени, нежели при снижении £пп впрыском воды после промперегервателя, и на 10 °С
составляет соответственно 0,17%, 0,27% на теплофикационных режимах при двухступенчатом подогреве
сетевой воды и 0,23%, 0,3% — на конденсационных режимах.
106

3.1. Тепловая эффективность
Рис. 3.5. Изменение экономичности турбины Т-250/300-240 при снижении tnn: a — на котле за счет
байпасирования паропарового теплообменника и частичного обвода газов помимо промперегревателя;
б — путем впрыска воды после промперегревателя; 1 — двухступенчатый подогрев сетевой воды;
2 — одноступенчатый подогрев сетевой воды; 3 — конденсационный режим
Большее влияние изменения температуры промперегрева на экономичность конденсационного
режима работы турбины по сравнению с теплофикационными объясняется тем, что из-за разности в
значениях противодавления величина располагаемого перепада на турбине после промежуточного
перегрева пара на конденсационном режиме больше, чем на теплофикационном. Соответственно при
принятых в расчетах равных давлениях пара в регулируемых отборах на режиме с двумя
отопительными отборами располагаемый перепад находящейся за промперегревом группы ступеней больше, чем на
режиме с одним отопительным отбором.
Приведенные данные по снижению экономичности на среднезимнем режиме работы с двумя
отопительными отборами могут быть распространены на весь отопительный период при условии, что блок
работает с номинальной тепловой нагрузкой. Как показали расчеты, выполненные при температуре
промперегрева 500 °С по всему отопительному периоду, отличие по численным значениям с данными
по среднезимнему режиму составляет около 5%.
При общей оценке влияния снижения температуры промперегрева на эффективность работы
теплофикационных блоков следует учитывать возможные изменения КПД котла, дополнительные
капиталовложения на замещающую мощность (тепловую и электрическую), а также возможность расширения
режимов работы турбоустановки при снижении температуры промперегерва, например за счет
использования теплоты пара, поступающего в конденсатор.
3.1.3. Использование теплоты потока пара, поступающего в конденсатор
В теплофикационных турбинах с регулируемым отбором пара на режимах работы с тепловой
нагрузкой имеется пропуск пара в конденсатор, служащий для охлаждения ступеней ЧНД. Минимальный
пропуск определяется конструкцией турбины (размерами облопачивания ЧНД, плотностью
регулирующих органов ЧНД и т.д.) и режимом ее работы (вакуумом, давлением в камере отбора). Теплота потока
пара, поступающего в конденсатор, передается циркуляционной воде и не используется в цикле
электростанции. Циркуляционной воде отдается также теплота потока пара, поступающего в теплообменники,
находящиеся на линии рециркуляции: сальниковый подогреватель и холодильники эжекторов. Эти
потери теплоты могут быть соизмеримы с теплотой минимального пропуска потока пара в конденсатор, так
как рециркуляция, необходимая при малых расходах пара в ЧНД, в теплофикационных
турбинах'включается только на режимах, близких к номинальному, когда протечки пара в сальниковый подогреватель
максимальны.
Потери теплоты в конденсаторе на режимах работы турбины с тепловой нагрузкой могут быть
сведены к минимуму или полностью исключены двумя путями: или сокращением пропуска пара в ЧНД
и других сбросов теплоты в конденсатор до нуля или близких к нулю величин; или использованием
теплоты пара, поступающего в конденсатор, в цикле станции, например для подогрева обратной сетевой
воды или подпиточной воды тепловых сетей.
107

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Конструктивные решения, позволяющие ограничить или полностью исключить потери теплоты в
конденсаторе, могут быть различными, некоторые из них получили практическое применение (см. гл. 7).
Ограничение пропуска пара в ЧНД обеспечивается на режиме работы теплофикационной турбины с
закрытой регулирующей диафрагмой ЧНД. Уменьшение потерь теплоты на таком режиме достигается
при выполнении регулирующей диафрагмы ЧНД с малыми зазорами по уплотнительным пояскам.
УТЗ выполнены исследования возможности и условий работы ряда теплофикационных турбин завода с
полным исключением пропуска потока пара в ЧНД (так называемый беспаровой режим). Такие решения
принимаются заводом только по обращениям заказчиков турбин с учетом их конкретных типоразмеров
и условий эксплуатации.
При реконструкции турбин, находящихся в эксплуатации, возможен переход конденсатора на
охлаждение сетевой водой, при этом возможен вариант уменьшения количества последних ступеней
турбины. Это позволяет полезно использовать теплоту потока пара, поступающего в конденсатор, при
соответствующем ухудшении вакуума (так называемый переход на ухудшенный вакуум). Однако в этом
случае в зависимости от характера выполненной реконструкции турбины практически исключается
возможность работы турбины на конденсационных режимах.
Известны варианты реконструкции турбин УТЗ, предусматривающие на отопительный период
замену ротора НД на промежуточный вал (вал-проставку) [57, 58], что позволяет практически полностью
исключить расход пара в конденсатор. Недостатком такого решения является необходимость останова
турбины и дополнительной разборки ЦНД с возможностью замены ротора НД при каждом переходе
в работе турбины от теплофикационного режима с нулевым пропуском пара в конденсатор на режим
работы по электрическому графику с выработкой конденсационной мощности.
Значительное распространение получило выполнение конденсаторов турбин УТЗ со встроенным
пучком [43]. В этом варианте к основному пучку трубок конденсатора предусматривается подвод
циркуляционной воды, а к встроенному пучку— циркуляционной воды или воды тепловых сетей (обратной
сетевой и подпиточной). На режиме работы турбины с конденсационной выработкой электроэнергии в
основной и встроенный пучки или только в основной пучок конденсатора поступает циркуляционная
вода; подвод сетевой воды к встроенному пучку на этом режиме отключен. При работе турбины на
теплофикационном режиме с ограниченным пропуском пара в конденсатор отключается подвод
циркуляционной воды как к основному, так и к встроенному пучкам, а встроенный пучок трубок конденсатора
охлаждается сетевой или подпиточной водой. Переход с одного режима работы конденсатора на другой
производится без останова турбины.
Конденсаторы теплофикационных турбин со встроенными пучками, разработанные и впервые
использованные в турбинах УТЗ, являются в настоящее время типовым решением для теплофикационных
турбин мощностью 51)МВт и выше, выпускаемых в России.
При охлаждении встроенного пучка конденсатора подпиточной водой, имеющей температуру
5. . .20°С, обеспечивается сохранение в объеме конденсатора нормального вакуума, характерного для
теплофикационных турбин. Работа турбины с охлаждением встроенного пучка конденсатора
подпиточной водой возможна для всех теплофикационных турбин УТЗ. Допустимые режимы и условия работы
определяются на основании испытаний, которые выполняются для каждого типоразмера турбины.
Мощность ЧНД на таких режимах может быть как положительной, так и отрицательной; это прежде
всего зависит от размеров облопачивания ротора ЧНД, количества и температуры подпиточной воды.
При работе турбины в условиях охлаждения встроенного пучка конденсатора обратной сетевой
водой, имеющей температуру, равную 35...70°С, давление в конденсаторе, как правило,
составляет 0,015... 0,03МПа с возможным кратковременным повышением до значений 0.04... 0,05МПа. На
таких режимах работы турбины мощность ЧНД отрицательна и температура пара на выходе из ЧНД
выше, чем на входе. Для того чтобы исключить чрезмерный разогрев выхлопной части ЧНД и лопаток
последней ступени, предусматриваются специальные системы охлаждения.
Потери мощности в турбине существенно возрастают с увеличением высот рабочих лопаток ЧНД,
что ограничивает возможности работы турбин большой мощности с охлаждением конденсатора
обратной сетевой водой.
Охлаждение встроенного пучка конденсатора обратной сетевой водой возможно в
турбинах мощностью 50... 100МВт с лопатками последней ступени высотой 550мм. В
теплофикационных турбинах большей мощности, имеющих лопатки последних ступеней высотой
830... 940 мм, работа с охлаждением конденсатора обратной сетевой водой не
предусмотрена, так как из-за увеличенных потерь мощности и роста динамических напряжений обеспечить
надежную работу турбины нельзя.
Турбины с регулируемым отбором пара, кроме режимов с ограниченным пропуском пара в
конденсатор, работают также на режимах с большими расходами пара в ЧНД. Поэтому должна быть обеспечена
возможность перехода в работе турбины с режима с малыми потерями (или без потерь) теплоты в кон-
108

денсаторе к конденсационным режимам работы с охлаждением конденсатора циркуляционной водой
при сохранении высокой экономичности этих режимов.
При разработке конструкции турбоагрегатов, обеспечивающей существенное ограничение или
исключение потерь теплоты в конденсаторе, должен быть рассмотрен широкий круг вопросов по
обеспечению надежности и экономичности турбины на рассматриваемом специфическом режиме работы
турбины, что находит свое отражение в конструкции и условиях работы конденсационной установки,
системы регулирования и автоматики, облопачивания ЧНД, тепловой схемы и др. Отработка таких
решений требует проведения исследовательских работ и накопления опыта эксплуатации.
Особенности конструкции турбины, обусловленные использованием теплоты потока пара,
поступающего в конденсатор, и вопросы эксплуатации таких турбин рассмотрены далее (гл. 9).
Независимо от реализованных конструктивных решений при исключении потерь теплоты потока
пара в конденсаторе экономичность ТЭЦ изменяется по следующим причинам: из-за возможного
увеличения тепловой нагрузки турбоагрегата за счет теплоты, ранее отдаваемой в конденсаторе
циркуляционной воде; из-за изменения тепловой мощности турбины в результате изменения вакуума в конденсаторе;
в результате уменьшения расхода электроэнергии на собственные нужды ТЭЦ.
Ниже представлена методика определения тепловой экономичности от исключения потерь
теплоты в конденсаторе турбин с регулируемым отбором пара, независимая от принятых
конструктивных решений [21].
Тепловая нагрузка ТЭЦ определяется присоединенными потребителями теплоты. Так как
исключение потерь теплоты в конденсаторе турбин позволяет повысить максимальную тепловую нагрузку ТЭЦ
менее чем на 3.. .4%, то оно не может влиять на присоединенную тепловую нагрузку ТЭЦ.
Соответственно тепловая экономичность использования теплоты отработавшего пара определяется экономией
топлива на турбоустановке при условии, что выработка электроэнергии и отпуск теплоты от ТЭЦ
остаются неизменными.
Характерный график изменения тепловой нагрузки ТЭЦ и распределения ее между турбиной и
пиковым водогрейным котлом приведен на рис. 3.6. Температура наружного воздуха, при которой
включается пиковый водогрейный котел, обозначена tn.
о
о
^
е
"п
ч.
ID
>«;
о
<и
ь
ш
и
га
п
>,
ь
га
о.
ш
с
>
н
160
140
1?0
100
«(1
60
40
20
0
•"ето 10 5 0 -S -1П -15 -20 -26
Температура окружающего воздуха £Нв,° С
Рис. 3.6. Температурный график тепловых сетей: 1 — хпр; 2 — Ть 3 — T0g; — при
использовании теплоты пара, поступающего в конденсатор; tn — температура, при которой
включается пиковый подогреватель сетевой воды
Отопительный период работы ТЭЦ может быть условно разделен на два периода, отличающихся
условиями и эффективностью использования теплоты потока пара в конденсаторе турбин:
1) период работы с включенной пиковой ступенью (tHB < t„);
2) период работы с выключенной пиковой ступенью подогрева сетевой воды (£„.в. > tn).
Исходя из общего уравнения сохранения энергии (3.19) на рис. 3.7 представлена схема основных
составляющих баланса расходов теплоты при наличии потерь в конденсаторе и при их использовании
для обоих указанных периодов. Величина QM.r.M. в рассматриваемых условиях остается практически
постоянной.
При исключении потерь теплоты в конденсаторе AQK полезно используется. Мощность части
низкого давления турбины изменяется на ANi, чему соответствует дополнительное изменение количества
-
*п
у^.
1
1
/
.==
3
2
^^-—'
—~~
==^
:=ГГ_
109

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Q' р= <ЗтУР - [А<3к + 3600(ДЛГ! + AN2)]
3600 N,
Л<2м.г.н.
AQ„
<Эт
36O0(Ne - ANi + AN2)
AQm-г.и.
QT + AQK + 3600(ДЛГ! + AN2)
S600(Ne - ANi + AN3)
"Ц;м.г.и.
Рис. 3.7. Схема основных потоков теплоты теплофикационной турбины: а — при охлаждении
конденсатора циркуляционной водой; б — при исключении потерь теплоты в конденсаторе на режимах
с выключенным пиковым котлом {t„.B_ > tn); в — при исключении потерь теплоты в конденсаторе
на режимах с включенным пиковым котлом (tHB < tn)
теплоты, поступающей в конденсатор, равное AQi = ЗбОУДЛ?!. Тогда общее количество теплоты,
которое может быть дополнительно использовано тепловым потребителем, составит
дд2 = AQi + дук.
(3.25)
В большинстве случаев ANi < 0.
Рассмотрим период работы с включенной пиковой ступенью подогрева сетевой воды, когда t„ в < tn.
Использование теплоты в конденсаторе позволяет уменьшить нагрузку пиковой ступени при
неизмененном расходе пара на турбину. В этом случае температура подогрева сетевой воды в сетевых
подогревателях возрастает, что ведет к повышению давления в регулируемом отборе и уменьшению мощности
теплофикационной турбины на величину ДЛГ2 = GOtA/i/3600.
Количество отбираемого пара определяется из режима работы турбины при охлаждении
конденсатора циркуляционной водой GUT = WAno/r.
Изменение использованного теплоперепада ступеней, предшествующих регулируемому отбору пара,
при повышении температуры сетевой воды на величину Дт составит
Ah = kAr,
(3.26)
где к — коэффициент пропорциональности, рассмотренный и описанный в разд. 1.1.2; численное
значение коэффициента к определяется параметрами свежего пара, давлением в отборе и КПД турбины:
дд2 + збоодя2 _
Дт = — • После преобразовании получим
W
Дт:
А<У2
„/(!_Ar^fcy
an2 = ц • дд2,
(3.27)
где ц
Uto ■ к 1)
3600
,Ат0 ■ к
Общее уменьшение мощности теплофикационной турбины на режимах работы с включенной
пиковой ступенью подогрева сетевой воды на ТЭЦ составит ANi + AN2, а дополнительный расход топлива
на замещающей турбине —
AAoci = Ькэс (AiVx + ДЛГ2). (3.28)
Экономия топлива на пиковом котле —
(AQ2+3600A7V2).
(3.29)
Расход свежего пара и соответственно топлива на теплофикационную турбину в рассматриваемом
периоде времени остается неизмененным.
Экономия топлива ABTi на режимах tHB < tn в соответствии с зависимостями (3.28) и (3.29) с
учетом некоторых преобразований составит
АВт1 = J {Ддк [Ьпк - ц(ЬКЭС - 3600Ьпк)] - ANi (Ькэс - 3600Ьпк) (1 + 3600 ц)} dn, (3.30)
по

j.±. /епловая эффективность
где щ — суммарное число часов работы установки подогрева сетевой воды с включенным пиковым
котлом.
Рассмотрим период работы с выключенной пиковой ступенью подогрева сетевой воды, когда
^н.в. > tn- Вся тепловая нагрузка ТЭЦ в этом случае обеспечивается только отопительными отборами
турбины; исключение потерь теплоты в конденсаторе приводит к уменьшению количества пара,
отбираемого из отопительных отборов турбины, на ту же величину AQ2 и к уменьшению расхода свежего
пара на турбину, поскольку она работает в режиме теплового графика.
Вследствие уменьшения количества отбираемого из регулируемых отборов пара на AQ2 будет
уменьшаться и мощность турбины на величину AN3 = 3AQ2.
Общее уменьшение мощности теплофикационной турбины в рассматриваемом периоде составляет
AN} + ДЛгз. Для компенсации этой мощности требуются замещающая конденсационная турбина и
дополнительный расход топлива на нее
АВкэс2 = Ькж (AN2 + AN3). (3.31)
Одновременно вследствие уменьшения расхода свежего пара на турбину экономия теплоты на
турбину составит
А<ЗтУРб1 = AQ2 + 3600 AN3. (3.32)
Экономия топлива АВг2 на режимах t„ в. > tn в соответствии с зависимостями (3.31) и (3.32) с
учетом ряда преобразований находится из выражения
«2
АВт2 = j {AQK [Ьэк - Э (Ькэс - 3600 Ькэс)] - AN± (Ькэс - 3600 Ьэк) (1 + 3600 Э)} dn, (3.33)
о
где п2 — суммарное число часов работы ТЭЦ с выключенным пиковым водогрейным котлом.
Исключение потерь теплоты в конденсаторе турбины приводит к изменению расхода электроэнергии
на собственные нужды, так как часть циркуляционных насосов ТЭЦ может быть остановлена.
Одновременно из-за дополнительного сопротивления трубного пучка конденсатора возможно увеличение
потребляемой мощности сетевыми насосами. Экономия топлива за счет уменьшения расхода энергии
на собственные нужды ТЭЦ определяется зависимостью
п
АВСИ = j Ькэс (AN4H - ANCH) dn, (3.34)
о
где п = п\ +п2.
Суммарная годовая экономия топлива составит
АВ = АВт1 + АВт2 + АВС„. (3.35)
Результаты проведенного УТЗ исследования показали, что для средних значений ц, Ькэс, Э и при
ANi = 0, что соответствует предельной экономии теплоты для обоих рассматриваемых режимов,
экономия топлива на режимах работы с выключенным пиковым водогрейным котлом ABt2 ~ 0,2-Вт\. Такое
отличие в эффективности использования теплоты в конденсаторе на режимах с tH в < tn и tH.в > tn
объясняется тем, что при температурах наружного воздуха (нв < tn теплота потока пара, используемая
в конденсаторе, замещает теплоту пикового котла при сравнительно небольшом уменьшении
теплофикационной выработки электроэнергии, в то время как при t„ в > tn использование теплоты или
исключение потерь в конденсаторе приводят в конечном итоге к частичному вытеснению теплофикационной
выработки электроэнергии с замещением ее конденсационной выработкой.
Экономия топлива, возможная при использовании теплоты в конденсаторе, определяется прежде
всего потерями теплоты AQK, имеющими место при охлаждении конденсатора циркуляционной
водой. В конденсатор поступают пар из последней ступени турбины, сливы из системы регенерации и
сбросы теплоты из теплообменников, находящихся на линии рециркуляции (холодильники эжекторов и
сальниковый подогреватель):
Л<2к = С„д (hmp - h„) + AQcj,- (3.36)
Наиболее экономичным режимом работы турбины с регулируемым отбором пара при охлаждении
конденсатора циркуляционной водой является режим с минимальным расходом пара в конденсатор
Очевидно, что и при определении AQK нужно исходить из фактического минимального расхода пара в
ЧНД при охлаждении конденсатора циркуляционной водой. Расход фактически определяется величиной
111

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
зазора между поворотным кольцом и диафрагмой при закрытой регулирующей диафрагме, а также
давлением пара перед диафрагмой.
Потери мощности в ступенях ЧНД турбины определяются их геометрическими размерами, вакуумом
в конденсаторе, расходом пара через ступени и степенью открытия регулирующей диафрагмы ЧНД.
Мощность ступеней ЧНД при малых расходах пара может быть определена расчетным путем, например
по формуле Стодолы [16] или по опытным данным [11].
Наличие потерь в ЧНД снижает, как это следует из зависимостей (3.31) и (3.33), тепловую
экономичность использования теплоты потока пара, поступающего в конденсатор.
Для режимов работы турбины с выключенной пиковой ступенью (£н в > tn) возможная экономия
топлива, как отмечалось выше, относительно невелика и при ДЛГ1 = 0 составляет около 20% от
экономии топлива на режимах с включенным пиковым котлом (tHB < tn). Кроме того, на режимах с
^н.в > £п тепловая нагрузка турбины меньше номинальной, поэтому при работе турбины по тепловому
графику возможная электрическая нагрузка турбины также меньше номинальной, что
дополнительно ограничивает целесообразность использования теплоты потока пара, поступающего в конденсатор
в период, когда t„.B > t„. Поэтому при рассмотрении конкретных турбоагрегатов для режимов
работы с выключенной пиковой ступенью (tH.B > t„) должны быть проверены тепловая экономичность и
целесообразность использования теплоты пара, поступающего в конденсатор.
На режимах с включенной пиковой ступенью (при t„ в < tn) использование теплоты пара,
поступающего в конденсатор, для турбин мощностью до 100 МВт включительно, как правило, повышает
их тепловую экономичность. Для турбин большей мощности, с более длинными лопатками последних
ступеней ЧНД и следовательно с большими потерями ДЛГ1 должна выполняться проверка тепловой
экономичности и на режимах при tHB < tu с учетом фактических величин AQK, AN±.
Расчетная экономия топлива при охлаждении конденсатора обратной сетевой водой для турбин
Т-50-130 и Т-100-130 составляет около 1,5% суммарного годового расхода топлива на турбоустановку,
в том числе экономия 1,1% может быть получена за период, когда £нв < tu, около 0,2% — при t„.B > 1П
и около 0,2% — за счет снижения расхода электроэнергии на собственные нужды [21].
При низких температурах охлаждающей воды, например при подводе в конденсатор подпиточной
воды, возможна оптимизация режима работы турбины, т.е. определение расхода пара в ЧНД в
зависимости от температуры и количества охлаждающей воды, при котором обеспечивается максимальная
экономичность турбины при использовании теплоты пара, поступающего в конденсатор.
Эффект от пропуска через конденсатор подпиточной воды, несколько больший за счет меньших
потерь на трение и вентиляцию в ступенях ЧНД, реализуется в результате более глубокого вакуума в
конденсаторе. При введении регулирования температуры подпиточной воды после встроенного пучка
конденсатора за счет увеличения пропуска пара в конденсатор в ступенях ЧНД могут быть получены
дополнительная мощность и дополнительная экономия топлива [48, 62].
3.1.4. Перевод системы охлаждения конденсатора с сетевой
на циркуляционную воду
Как было отмечено в разд. 3.1.3, при работе турбин Т-50-130 и Т-100-130 в режиме с использованием
теплоты потока пара, поступающего в конденсатор, для подогрева обратной сетевой воды несмотря на
наличие вентиляционных потерь в ступенях ЧНД обеспечивается экономия топлива в размере до 1,5%
его годового расхода. Длительная эксплуатация этих турбин на ряде ТЭЦ подтвердила надежность и
эффективность такого решения.
Необходимо учитывать, что маневренность турбины при этом снижается, поскольку получение
дополнительной электрической мощности за счет увеличения пропуска пара в конденсатор и переходе
на режим охлаждения конденсатора с сетевой или подпиточной на циркуляционную воду требует ряда
переключений и затрат времени. Поэтому в последние годы рассматривается возможность
практической реализации в указанных турбинах альтернативного решения — уменьшения потерь теплоты за счет
уменьшения пропуска потока пара в ЧНД до нуля, без частичной утилизации (или с ней) теплоты в
теплообменниках, находящихся на линии рециркуляции, с переводом охлаждения конденсатора с сетевой
воды на циркуляционную.
В настоящем разделе на базе турбины Т-100-130 приводятся результаты исследования
сравнительной тепловой экономичности ряда альтернативных вариантов [51]: вариант 1 — штатный, с охлаждением
конденсатора обратной сетевой водой, типовой тепловой схемой и облопаченным ротором НД;
вариант 2 — пропуск пара в ЦНД равен нулю, конденсатор охлаждается циркуляционной водой, типовая
тепловая схема и облопаченный ротор НД; вариант 3 — пропуск пара в ЦНД равен нулю, конденсатор
охлаждается циркуляционной водой, изменена тепловая схема для утилизации теплоты СП конденсатом
греющего пара нижнего сетевого подогревателя, облопаченный ротор НД.
112

3.1. Тепловая эффективность
При неизменном расходе свежего пара переход на охлаждение конденсатора с сетевой воды на
циркуляционную вследствие углубления вакуума приводит к увеличению мощности ступеней ЦНД
(уменьшению вентиляционных потерь) на величину Д-Vi, одновременно уменьшается тепловая нагрузка на
величину AQx = 3600 ДЛ^.
Пропуск пара в ЦНД при охлаждении конденсатора циркуляционной водой равен нулю. Поэтому
дополнительное уменьшение тепловой нагрузки будет иметь место за счет потерь теплоты пара СП,
эжектора и концевых уплотнений ЦНД (по варианту 2) или эжектора и концевых уплотнений ЦНД (по
варианту 3) на величину AQK. Суммарная величина уменьшения тепловой нагрузки, имеющего место
на всех режимах работы, равна AQ2 = AQi + AQK.
В период работы с включенным пиковым котлом уменьшение тепловой нагрузки приводит к
снижению температуры подогрева воды за сетевыми подогревателями и следовательно к снижению давления
в отопительных отборах, что при неизменном расходе свежего пара приводит к увеличению мощности
на величину ДЛ*2 = цД^Ь и при неизменном расходе свежего пара соответственно к дополнительному
уменьшению тепловой нагрузки Д<Эз = 3600 ДЛ^. Дополнительный расход теплоты Д<Э„К1 на пиковом
котле составит при этом величину Д<2ш<1 = AQ2 -ЬЗбиОДЛ^.
С учетом изменения знаков по изменению мощности и тепловой нагрузки зависимость (3.30) в
период работы ТЭЦ с включенным пиковым водогрейным котлом примет вид:
Гц
АВт1 = [{AN1{bK9c-WQQbnK)(l + 36№yi)-AQK[bnK-yi(bKac-36№bm)]}dn. (3.37)
о
На режимах работы с выключенным пиковым водогрейным котлом снижение тепловой нагрузки
на величину AQ2 требует увеличения расхода свежего пара для поддержания температуры сетевой
воды в соответствии с графиком теплосети, что связано с увеличением мощности турбины на величину
Д/Уз = 3AQ2- Общее увеличение мощности турбины в этот период составит ANi +AN3, а перерасход
теплоты на турбину — AQTypi = AQ2 + 3600 ДЛ'з-
С учетом изменения знаков по изменению мощности и тепловой нагрузки зависимость (3.33) в
период работы с выключенным пиковым водогрейным котлом примет вид:
«2
АВт2 = f {ANi (Ькэс - 3600 Ъэк) (1 + 3600Э) - AQK [Ьэк - Э (Ькж - 3600 Ьэк)]} dn. (3.38)
о
Изменение расхода топлива за счет изменения собственных нужд ТЭЦ при переходе охлаждения
конденсатора с сетевой воды на циркуляционную может быть определено по зависимости (3.34). Расчет
экономии топлива выполнен для условий работы при температурном графике теплосети европейской
части России для осТэц = 0,5, Ь„к = Ьэк = 40.6кгу.т./ГДж (170кгу.т./Гкал); рассмотрены два
значения Ькэс: 325 и 375 г у.т./ (кВт • ч). При расчете по зависимостям (3.37) и (3.38) интегрирование было
заменено суммированием по шести точкам. Предполагается, что в работе находится только один
основной эжектор. Рассматривалась расчетная плотность регулирующих диафрагм ЦНД с протечкой, равной
18t/ti, при давлении пара перед ЦНД 0,1 МПа, что характерно для турбин Т-100-130 первых
выпусков, имевших зазоры по регулирующим диафрагмам 0,4...0,5мм, и 8т/ч при давлении пара перед
ЦНД 0,1 МПа, что характерно для турбин последних выпусков, имеющих зазоры 0,2 ... 0,25 мм. Потери
мощности в ступенях ЦНД определялись по [11]
Затраты мощности на перекачку циркуляционной воды рассматривались для двух условий: при
наличии на ТЭЦ «зимних» насосов типа Д-2000-21 (16НДН) с расходом циркуляционной воды
1250... 2500 м3/ч, для которых согласно [65] затраты мощности в зависимости от диаметра колеса
составляют 90... 115кВт; при отсутствии «зимних» насосов при минимально допустимом расходе
циркуляционной воды через конденсатор 8000м3/ч и наличии насосов типа Д-12500-24 (48Д-22), для
которых затраты мощности составляют 550 ... 850 кВт.
Результаты расчетов по изменению расхода топлива в зависимости от режима работы конденсатора
при переходе с варианта 1 на режим работы по варианту 2 представлены в табл. 3.1, а при переходе к
варианту 3 — в табл. 3.2.
Исходная охлаждающая вода в конденсаторе при пропуске пара в ЦНД — сетевая, замещающая
охлаждающая вода — циркуляционная (знак «минус» в таблице означает перерасход топлива).
Как следует из рассмотрения табл. 3.1, переход на работу конденсаторов турбины по
варианту 2 связан с перерасходом топлива при наличии «зимнего» насоса 860... 920ту.т/год при
Ькэг = 375 г/ (кВт -ч), 1270... 1340 ту.т/год при Ькх = 325 г/ (кВт • ч) и 1740.. .2310ту.т/год и
2020... 2520 ту.т/год соответственно при Ькэс = 375 г/ (кВт • ч) и Ькж = 325 г/ (кВт • ч) (при работе
113

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Таблица 3.1. Результаты расчетов при переходе с варианта 1 на вариант 2
Показатель
Расход
циркуляционной
воды, м /ч
Ькэс! г/ (кВт ч)
Изменение расхода
топлива при
исключении
пропуска пара в
ЦНД, ту.т./год
Исходная плотность регулирующих диафрагм
18РК1
1250 . . 2500
325
-(1270... 1340)
375
- (860 ... 920)
80UO
325
- (2П2П...2520 >
375
-(1740... 2310)
8РК1
125U. .2RO0
375
- (НЗО . . Н90)
8UUU
375
-(1810 ..23«U)
Таблица 3.2. Результаты расчетов при переходе с варианта 1 на вариант 3
Показатель
Расход
циркуляционной
воды, м /ч
Ькэс. г/ (кВт • ч)
Изменение расхода
топлива при
исключении
пропуска пара в
ЦНД, ту.т./год
Исходная плотность регулирующих диафрагм
18РК1
1250 ... 2500
325
- (220...290)
375
70 ... - 5
8000
325
- (960 . .. 1460)
375
- (810 . .. 1380)
8РК1
1250...2500
375
0 ... - 70
8000
375
- (880 ... 1450)
конденсатора в отопительный периоде расходом циркуляционной воды 8000 м3/ч и исходной плотности
регулирующих диафрагм 18РК1).
Таким образом, повышение экономичности замещающей КЭС (снижение Ькэс) связано с
увеличенным перерасходом топлива. Это объясняется следующим. При переходе в системе охлаждения
конденсатора с сетевой воды на циркуляционную, как было отмечено ранее, происходит увеличение мощности
турбины, что связано с экономией топлива в системе при одновременной потере теплоты, по крайней
мере ее части, в теплообменниках, находящихся на линии рециркуляции, и пара уплотнений ЦНД, что
связано с перерасходом топлива в системе. При этом перерасход топлива из-за потери теплоты больше,
нежели его экономия из-за повышения мощности. При повышении экономичности замещающей КЭС
экономия топлива уменьшается, что вызывает увеличение перерасхода топлива в системе. При
увеличении плотности регулирующих диафрагм, как это следует из табл. 3.1, незначительно возрастает
перерасход топлива. Это объясняется тем, что уменьшение пропуска пара в ЦНД в результате
повышения плотности регулирующих диафрагм при охлаждении конденсатора сетевой водой слабо влияет
на углубление вакуума в нем. Поэтому при переходе на работу с охлаждением конденсатора
циркуляционной водой и увеличении плотности регулирующих диафрагм незначительно снижается величина
повышения мощности турбины.
Режим работы конденсатора (турбины) по варианту 3, как следует из табл. 3.2, практически рав-
ноэкономичен с существующим режимом работы турбины Т-100-130 (вариант 1 — охлаждение
конденсатора сетевой водой) только при наличии на ТЭЦ «зимнего» насоса (АВ = 0... — 70ту.т/год). При
работе конденсатора (турбины) в отопительный период с расходом циркуляционной воды 801)0м3/ч
будет перерасход топлива в пределах 1740... 2520ту.т./год соответственно для меньших величин
расходов на собственные нужды на перекачку воды и Ькэс = 375 г/ (кВт • ч) и больших величин расходов
на собственные нужды и Ькэс = 325 г/ (кВт • ч).
Следовательно, переход на охлаждение конденсатора циркуляционной водой вместо сетевой
при сохранении тепловой схемы турбоустановки, облопаченном роторе НД и одновременном
уплотнении регулирующих диафрагм ЦНД связан с перерасходом топлива. Аналогичный
режим работы с дополнительной утилизацией теплоты пара сальникового подогревателя путем
изменения тепловой схемы турбоустановки и при наличии «зимних» циркуляционных насосов практически
равноэкономичен с режимом работы с охлаждением конденсатора сетевой водой.
Так как температурные графики теплосети для различных районов страны отличаются от
европейской ее части, для которой выполнены исследования, а на большинстве ТЭЦ отсутствуют «зимние»
насосы, на рис. 3.8 изображены графики изменения расхода топлива при переходе с режима работы
по варианту 1 на режимы работы по вариантам 2 и 3 (G4Hfl = 18PK1, расход циркуляционной воды
8000м3/ч). Эти данные позволяют в условиях работы конкретной ТЭЦ определять
целесообразность перехода на охлаждение конденсатора с сетевой воды на циркуляционную.
114

3.1. Тепловая эффективность
АВ, кг/ч
500
0
-500
О 10 20 30 40 р, кПа
Рис. 3.8. Графики изменения расхода топлива при переходе с режима работы конденсатора
по варианту 1 на режимы работы по вариантам 2 и 3: 1, 2 — вариант 2; 3, 4 — вариант 3;
1,3 — brac = 375 г/ (кВт ■ ч); 2,4 — Ь^ = 325 г/ (кВт • ч)
3.1.5. Возможность работы турбины с обеспаренным ЦНД
Как было отмечено в разд. 3.1.3, одним из путей повышения экономичности работы
теплофикационной турбины в отопительный период является утилизация теплоты в конденсаторе обратной сетевой
или подпиточной водой, пропускаемой через встроенный пучок конденсатора. Маневренность турбин
при этом снижается, так как исключается возможность быстрого привлечения турбины к покрытию
пиков графика электрических нагрузок путем увеличения пропуска пара в ЦНД. Поэтому в разд. 3.1.4
рассмотрена экономическая целесообразность перевода турбин на работу при охлаждении конденсатора
вместо сетевой воды циркуляционной.
В настоящем разделе рассматриваются технические решения по повышению эффективности работы
теплофикационной турбины в отопительный период при охлаждении конденсатора циркуляционной
водой переводом на работу с обеспариванием ЦНД.
Работа с плотной регулирующей диафрагмой низкого давления
Плотная регулирующая диафрагма НД [59] позволяет свести до минимума протечки пара в часть
низкого давления турбины и в конденсатор при работе турбины по тепловому графику за счет
уменьшения изгибной жесткости поворотного кольца (ПК). Это обеспечивается тем, что со стороны подвода
пара между каналами ПК от внутренней до наружной радиальной поверхностей выполнены сквозные
пазы, боковые поверхности которых параллельны соседним боковым поверхностям каналов. При работе
турбины на ПК действует усилие от перепада давления пара, под действием которого ПК
деформируется в большей степени, чем жесткая диафрагма, что обеспечивает плотность прилегания ПК к телу и
ободу последней. При работе с малыми пропусками пара в ЧНД вакуум в конденсаторе определяется
эжектором, поэтому при уплотнении диафрагмы он не изменяется и мощность на трение и вентиляцию
ступеней ЧНД также не меняется. Экономия топлива определяется по преобразованной на основании
зависимостей (3.30) и (3.33) формуле
АВТ = J AQK [Ьпк - ц (Ькж - 3600 bnK)} dn+ f AQK [Ьэк - Э {Ькэс - 3600 Ьэк)] dn. (3.39)
о о
где AQK = GnnAr.
Величина экономии топлива при исключении пропуска пара в ЧНД определяется исходной
плотностью регулирующей диафрагмы низкого давления и экономичностью замещающей КЭС и составляет
для турбин Т-100-130 величину 1000 ... 2140 ту.т/год соответственно для Ькэс = 375 г/ (кВт • ч) при
плотности регулирующей диафрагмы 8РК1 и Ькэс = 325 г/ (кВт • ч) при плотности регулирующей
диафрагмы 18РК1 [24, 51].
Следует обратить внимание на то, что уменьшение вентиляционного пропуска пара в ЧНД приводит
к разогреву рабочих лопаток и изменению их вибрационного состояния, поэтому применение
плотных поворотных регулирующих диафрагм низкого давления может быть осуществлено только
после тщательных исследований облопачивания ЧНД в этих условиях на натурных стендах и в
условиях ТЭЦ на турбинах, находящихся в эксплуатации [67]. Уменьшение пропуска пара в ЧНД от
115

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
вентиляционного до нуля приводит к существенному росту температуры и изменению характера ее
распределения по высоте направляющих и рабочих лопаток. На основании выполненных УТЗ исследований
установлена закономерность в наличии максимума температуры для направляющих и рабочих лопаток.
Для облопачивания ЦНД турбины Т-100-130 максимум температуры направляющих лопаток
зафиксирован на относительной высоте лопаток / = 0,5.. .0,75 для регулирующей ступени и / = 0,75.. .0,8 —
для последней ступени.
Температура рабочих лопаток ниже, чем температуры в идентичных точках направляющих лопаток,
и повышается к периферии. Изменение давления в конденсаторе влияет только на изменение
абсолютной величины температур направляющих и рабочих лопаток, но закон распределения и соотношение
температур сохраняются.
На рис. 3.9 представлены обобщенные результаты опытов по работе последней ступени турбины
Т-100-130 с вентиляционным пропуском пара в ЦНД (в конденсатор) и на беспаровом режиме.
Максимальные значения температур направляющих лопаток приняты для Z = 0,75. Для рабочих лопаток
максимальная температура принята по температуре вершин, а при отсутствии этих данных — по
температуре влагоулавливающего кольца. Как видно из рис. 3.9, на беспаровом режиме работы ЦНД
температура лопаток выше на 70...80°С, чем на режиме работы с вентиляционным пропуском
пара. Включение охлаждающего устройства в конденсаторе позволяет снизить температуру лопаток на
Ю...20°С на режимах с вентиляционным пропуском пара и на 20... 25 °С — на беспаровом режиме.
260
О
°„- 220
о
пз
с;
о
4 180
П1
а
пз
■| 140
2
0 5 10 15 20 25
Давление в конденсаторе, кПа
Рис. 3.9. Зависимость температуры направляющих и рабочих лопаток последней ступени турбины
Т-100-130 от давления в конденсаторе: 1 — охлаждающее устройство в конденсаторе выключено;
2 — охлаждающее устройство включено; вентиляционный пропуск пара; беспаровой режим;
н.л. — направляющие лопатки; р.л. — рабочие лопатки
Снижение температуры рабочих лопаток последней ступени по сравнению с направляющими
происходит в основном за счет подсоса холодного потока пара из конденсатора.
При переходе от режима работы турбины с вентиляционным пропуском пара в ЦНД (в конденсатор)
на беспаровой режим, как это видно из рис. 3.10, уровень динамических напряжений в рабочих лопатках
последней ступени с повышением давления в конденсаторе уменьшается.
Давление в конденсаторе, кПа
Рис. 3.10. Зависимость динамических напряжений в рабочих лопатках последней ступени турбины
Т-100-130 от давления пара в конденсаторе (обозначения см. на рис. 3.9)
116

3.2. Диаграммы режимов работы турбин
Исходя из того, что серебряный припой стеллитовых пластин на входных кромках рабочих
лопаток теряет свои свойства при температуре около 180 °С, беспаровой режим в турбинах Т-100-130
и Т-50-130, имеющих одинаковую лопатку последней ступени ЦНД высотой 550 мм, может
быть разрешен без включения охлаждающего устройства в конденсаторе при давлениях в
последнем до ЮкПа.
Внедрение беспарового режима в других турбинах пока не обосновано.
Применение плотных регулирующих диафрагм низкого давления целесообразно для турбин, в
которых для охлаждения ступеней ЦНД используется специально подготовленный влажный пар,
подаваемый в камеру после регулирующей ступени НД, например в турбинах Т-250/300-240. Уменьшение
горячих протечек пара через регулирующую диафрагму позволяет свести до минимума величину
расхода пара на охлаждение ступеней ЦНД и повысить экономичность турбины на теплофикационных
режимах работы.
Работа с ротором-проставкой ЦНД
При работе турбин по тепловому графику и охлаждении конденсатора циркуляционной водой
имеются потери теплоты вентиляционного расхода пара ступеней ЦНД, а также потери мощности на трение и
вентиляцию ее ступеней; при охлаждении конденсатора сетевой или подпиточной водой имеются
только потери мощности на трение и вентиляцию ступеней ЦНД. Для повышения эффективности работы
турбины на теплофикационных режимах предложено и на ряде ТЭЦ уже реализовано техническое
решение по замене штатного ротора НД на специально изготовленный ротор-проставку, отличающийся
отсутствием рабочих лопаток и пазов в дисках для их установки [57, 61]. При охлаждении конденсатора
циркуляционной водой ресиверные трубы в ЦНД демонтируются, устанавливаются заглушки на выходе
из ЦСД и на входе в ЦНД, в результате чего прекращается доступ пара в ЦНД, т.е. фактически
осуществляется перевод турбины в режим работы с противодавлением. Диафрагмы в ЦНД остаются, что
упрощает при необходимости переход с ротора-проставки на облопаченный ротор [24]. На
электростанциях, где такой переход требуется осуществлять многократно, замена ротора-проставки на штатный
ротор и обратно может производиться в самые кратчайшие сроки благодаря использованию новой
конструкции полумуфт для сочленения роторов, позволяющей обходиться без проведения райберовок
отверстий в полумуфтах.
При охлаждении конденсатора циркуляционной водой экономия топлива может быть определена
по зависимостям (3.30) и (3.33) с изменением знака «минус» на «плюс» перед величиной AN. При
охлаждении конденсатора сетевой или подпиточной водой экономия топлива рассчитывается по
преобразованной на основании зависимостей (3.30) и (3.33) формуле
«1 «2
ДВТ = / ANi (Ькж - 3600 Ьпк) (1 + 3600 \x)dn+ / ANX (Ькэс - 3600 Ьчк) (1 + 3600 Э) dn. (3.40)
о о
По данным [24], переход на эксплуатацию турбины Т-100-130 с ротором-проставкой ЦНД при
охлаждении конденсатора сетевой водой позволяет получить экономию топлива до 1500т у.т/год.
Эффективность перевода турбины Т-100-130 на работу с ротором-проставкой ЦНД при охлаждении
конденсатора циркуляционной водой и прекращении доступа пара в ЦНД составляет 3640 т у.т/год. Накоплен
значительный опыт эксплуатации с ротором-проставкой ЦНД одной из турбин Т-100-130 на Ново-
Свердловской ТЭЦ, Казанской ТЭЦ-3, Набережночелнинской ТЭЦ и др.
При переводе турбоустановки на работу с ротором-проставкой ЦНД ее тепловая схема не меняется.
Пуск турбины осуществляется с включенным в работу ПСГ-1.
3.2. Диаграммы режимов работы турбин
Диаграмма режимов работы турбин в графической форме выражает зависимость между расходом
свежего пара, электрической мощностью, тепловой нагрузкой турбоагрегатов и другими параметрами,
определяющими режим работы турбоустановок и их тепловую экономичность. При построении
диаграммы учитывается работа каждого конкретного турбоагрегата в целом, включая конденсационную
установку и систему подогрева питательной воды. Наличие диаграммы позволяет выделить область
возможных режимов работы турбоустановки и определить тепловую экономичность каждого из них.
Наглядность представления, удобство пользования и достаточная для большого круга практических
задач точность определили широкое использование диаграммы режимов при проектировании и
эксплуатации ТЭЦ [7, 54].
117

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Построение диаграммы режимов выполняется на основании расчетов тепловых балансов
переменных режимов работы турбоагрегата. Возможно построение диаграммы режимов также и по результатам
тепловых испытаний турбоагрегатов. В этом случае учитываются особенности условий эксплуатации и
фактический уровень экономичности испытанной турбины, поэтому такая диаграмма может отличаться
от заводской, относящейся к расчетным условиям эксплуатации и расчетной экономичности
турбоагрегата.
Количество параметров, определяющих тепловую экономичность турбоагрегата, сравнительно
велико. Кроме расхода пара, электрической мощности и тепловой нагрузки ими являются давления в
регулируемых отборах рп, р.г, температура to и давление ро свежего пара, количество WOXB и
температура £охв циркуляционной воды и т.д. Соответственно диаграммы режимов в общем случае должны
выражать зависимость
F(GTyp,Ne,QT,pa,pT,p0,to,WaK.v,tUK.B) = 0. (3-41)
Уравнение (3.41) может быть изображено на плоскости без искажений при числе членов п < 3.
Если п > 3, изображение диаграммы режимов на плоскости может быть получено только при замене
действительной взаимосвязи переменных на приближенные зависимости, что вносит погрешность в
диаграмму режимов, тем большую, чем больше число переменных в уравнении (3.41). Поэтому
целесообразно ограничить число независимых параметров, участвующих в формировании диаграммы
режимов. При ограничении числа переменных в уравнении (3.41) учитывается, что влияние отдельных
параметров на тепловую экономичность и мощность турбоустановки неодинаково. Так, например, для
турбины Т-100-130 при изменении тепловой нагрузки от нуля до максимальной и постоянных
остальных параметрах, в том числе неизменном расходе свежего пара, мощность турбины уменьшается, а
удельный расход пара возрастает в зависимости от давления в отборе на 15. ..30%. В то же время
при изменении начального давления пара в пределах, предусмотренных ГОСТ, т.е. с 12,3 до 13,3МПа,
удельный расход пара уменьшается, а мощность возрастает менее чем на 1%.
Учитывая неравноценность влияния отдельных параметров и необходимость обеспечения
конечной высокой точности, диаграмму режимов обычно выполняют в виде нескольких самостоятельных
графиков. Основной график, обычно называемый диаграммой режимов, выражает связь между
ограниченным числом параметров, имеющих наибольшее влияние на экономичность турбоагрегата.
Дополнительные графики, называемые поправочными кривыми к диаграмме режимов, определяют влияние
изменения каждого из остальных параметров на мощность турбины. В состав диаграммы режимов
входят также некоторые вспомогательные кривые, в том числе зависимость температуры
питательной воды от расхода свежего пара, возможное минимальное давление в регулируемом отборе пара в
зависимости от расхода пара, величины отбора пара и т.д.
Основная диаграмма может быть выполнена с высокой точностью, поскольку число переменных
величин ограничено. Поправочные кривые выполняются обычно с большей погрешностью, в частности
влияние каждого из параметров рассматривается изолированно, без учета взаимодействия остальных
параметров, что существенно упрощает как расчет поправки, так и ее графическое изображение.
Погрешность поправочной кривой незначительно увеличивает общую погрешность диаграммы режимов,
так как абсолютные величины самих поправок составляют, как правило, несколько процентов от общей
мощности турбины.
При построении диаграммы режимов работы обязательно учитываются особенности каждого типа
теплофикационных турбин.
Диаграмма режимов работы турбины типа «Р» с противодавлением
Основными параметрами являются: расход свежего пара, электрическая мощность, противодавление
рп- Соответственно диаграмма режимов выражает зависимость
F(GTyp,iVP,pn) = 0, (3.42)
которая может быть представлена на графике в полном соответствии с имеющимися расчетными или
опытными данными. Из трех параметров зависимости (3.42) наименьшее влияние имеет рп, поэтому
диаграмма режимов выполняется в виде сетки кривых Ne = / (GTyp). При малом диапазоне изменения
противодавления параметр рп может быть вынесен в поправочные кривые.
На рис. 3.11 приведена диаграмма режимов работы турбины Р-102/107-130/15-2.
Диаграмма режимов работы турбин типов «Т» или «П» с одним регулируемым отбором
пара
По сравнению с турбинами с противодавлением в турбинах типов «Т» или «П» добавляется еще
один основной параметр — величина отбора GT, а вместо противодавления участвует давление в регу-
118

6.2. Диаграммы режимов работы турбин
Рис. 3.11. Диаграмма режимов работы турбины Р-102/107-130/15: I — температура подогрева
питательной воды. Поправки к диаграмме режимов: II — на температуру свежего пара;
III — на давление свежего пара
лируемом отборе рт или рп. Соответственно диаграмма режимов работы турбин типов «Т» или «П»
должна выражать зависимость
F (GTyp, Ne,pT (рп). gT) = 0. (3.43)
Для турбин с одним регулируемым отбором пара поправочные кривые на изменение давления в
отборе могут быть выполнены с относительно малой погрешностью, что позволяет вынести этот
параметр из основной диаграммы режимов. После выделения параметра рт (или р„) в поправочные кривые
диаграмма режимов работы турбины с одним регулируемым отбором пара отвечает зависимости
F(GTyp,Ne,QT)=0 (3.44)
(при давлении в регулируемом отборе, равном номинальному) и может быть построена на плоскости в
полном соответствии с имеющимися исходными данными в виде сетки кривых NP = /(GTyp).
Использование ЭВМ позволяет выполнить расчеты тепловых балансов в объеме, достаточном для
непосредственного построения семейства кривых уравнения (3.44).
Диаграмма режимов, кроме обязательного семейства кривых, определяющих зависимость
мощности турбины от расхода пара при различных значениях QT = r/mst, имеет также семейство аналогичных
кривых при постоянном расходе пара в ЧНД, что позволяет более полно судить об условиях работы
турбины во всем диапазоне режимов.
На рис. 3.12 приведена диаграмма режимов турбины Т-110/120-130-3 при работе с одним
отопительным отбором пара.
Диаграмма режимов работы турбины типа «ПР» с регулируемыми противодавлением
и отбором пара
Диаграмма выполняется аналогично диаграмме режимов работы турбины с регулируемым отбором
пара и выражает зависимость
F(GTyp,7VP,Qn) = 0 (3.45)
при номинальных значениях давлений в регулируемом отборе и противодавлении. Основная диаграмма
содержит семейство кривых при постоянных величинах производственного отбора и семейства кривых
Ne = /(Gryp) при постоянных значениях расхода пара в патрубок противодавления.
119

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
500
450
400
350
300
250
200
150
100
90 100 110 120
Рис. 3.12. Диаграмма режимов турбины Т-110/120-130-3 при работе с одним регулируемым
отбором пара
Диаграмма режимов работы турбины типа «Т» с двумя отопительными отборами пара
Турбины рассматриваемого типа (Т-100-130, Т-175/210-130, Т-250/300-240 и др.) могут работать в
режимах, рассмотренных в разд. 1.1. Многообразие возможных режимов работы делает
целесообразным выполнение двух независимых диаграмм режимов: одну — для режимов работы с одним нижним
регулируемым отбором пара, вторую — для режимов работы с двумя отопительными отборами пара
для ступенчатого подогрева сетевой воды.
Теплофикационные турбины с двумя отопительными отборами пара на режиме с включенным одним
нижним отбором пара работают аналогично турбинам с одним регулируемым отбором пара, поэтому
диаграмма режимов для таких условий работы отвечает зависимости (3.43) и выполняется таким же
образом, как и для турбин с одним регулируемым отбором [7]. Диаграмма для режимов работы
турбины с двумя отопительными отборами пара должна учитывать особенности этих режимов и прежде
всего то, что регулируемое давление пара поддерживается только в одном верхнем отборе, а оба отбора
пара взаимно связаны через сетевые подогреватели. Поэтому установка для подогрева сетевой воды
(т. е. сетевые подогреватели, соединительные трубопроводы и т. п.), непосредственно влияющая на
тепловую экономичность, при построении диаграммы режимов рассматривается как часть турбоагрегата
аналогично регенеративной и конденсационной установкам [7, 54].
Тепловая нагрузка турбины определяется нагревом воды в сетевых подогревателях: QT = W-c(ti —
—т0б), где W, с — расход и теплоемкость сетевой воды; Tj, т0б — температуры сетевой воды после и до
сетевых подогревателей. Изменение каждого параметра QT, W, i\, т0б приводит к изменению давления
в обоих отопительных отборах пара и к перераспределению нагрузки между отборами, что в конечном
итоге определяет тепловую экономичность турбины. В диаграмму режимов целесообразно включать
прежде всего такие величины, которые при эксплуатации турбины имеют наибольший диапазон
изменения. За отопительный период более устойчивым является расход сетевой воды W, поэтому в качестве
независимых величин рассматриваются остальные параметры, а именно: QT, T\, т0е. Тогда диаграмма
режимов работы теплофикационной турбины с двумя отопительными отборами пара должна выражать
зависимость
F(GTyp,Ne,QT,i1,id6)=0. (3.46)
Для отображения на плоскости число параметров в зависимости (3.46) должно быть уменьшено.
По сравнению с рассмотренной диаграммой режимов работы турбины с одним регулируемым
отопительным отбором пара новыми параметрами являются температуры сетевой воды — ti, т0б-
Турбины УТЗ с двумя отопительными отборами пара имеют расширенный диапазон регулируемого
давления пара в верхнем отборе 0,06.. .0,25 МПа, что позволяет обеспечить поддержание
температуры подогрева прямой сетевой воды в пределах от 70 до 125 °С. При изменении температуры в этих
пределах (и соответственно давления в отборе) мощность турбины при неизменных остальных парамет-
120

3.2. Диаграммы режимов работы турбин
pax изменяется на 15%. Изменение режима работы турбины при этом касается трех отсеков турбины,
примыкающих к отопительным отборам пара, что затрудняет построение поправки на изменение
температуры.
Учитывая влияние Ti на мощность турбины, целесообразно этот параметр (или эквивалентный ему
параметр рт) включить непосредственно в диаграмму режимов.
Изменение температуры обратной сетевой воды приводит к сравнительно небольшому изменению
мощности в пределах ±(1,0... 1,5)% на каждые 10 °С изменения т0б, что позволяет вынести параметр
т0б в поправочные кривые, несмотря на значительную сложность и относительно большую погрешность
такой поправки. Рассматривая т0б как постоянный параметр, зависимость (3.46) можно записать в виде:
F(GTypiNe,QT,r1)=0. (3.47)
Однако и в форме (3.47) диаграмма режимов работы содержит четыре параметра и может быть
представлена на графике только после дополнительных упрощений [7, 54].
Схема построения диаграммы режимов турбин типа «Т» с двумя отопительными отборами пара
исходит из характерной для этих турбин возможности работы в двух группах режимов: по
электрическому графику с независимым заданием тепловой и электрической нагрузок и по тепловому графику с
однозначной связью между тепловой и электрической нагрузками. Расход пара на турбину при работе
по тепловому графику (называется теплофикационным расходом и обозначается G^yp) определяется
тепловой нагрузкой, пропуском пара через закрытую регулирующую диафрагму ЧНД и отборами на
регенеративный подогрев. На режимах работы по электрическому графику регулирующие диафрагмы
ЧНД могут иметь произвольную степень открытия, что позволяет при той же тепловой нагрузке
пропустить через турбину дополнительный расход свежего пара, поступающий через диафрагмы ЧНД в
конденсатор.
Исходным режимом при построении диаграммы режимов является режим работы по тепловому
графику. Общее уравнение (3.47) в этом случае может быть выражено двумя зависимостями:
F(Glyp,N:,r1)=0, (3.48)
F(Qt,N:,t1) = Q. (3.49)
Зависимости (3.48) и (3.49) имеют три переменных и могут быть представлены в графической
форме на плоскости. Диаграмма режимов работы турбины по тепловому графику строится в двух
квадрантах: верхнем, выражающем зависимость (3.48), и нижнем — зависимость (3.49). На рис. 3.13
представлена диаграмма режимов работы турбины Т-185/220-130-2, на рис. 3.14 — поправки к
диаграмме.
Зависимости (3.48) и (3.49) строятся в полном соответствии с имеющимися расчетными или
опытными данными, которые должны учитывать особенности работы рассматриваемой турбины при работе
по тепловому графику, в том числе фактические минимальные пропуски пара в конденсатор,
использование теплоты пара, поступающего в конденсатор, и т. п. Поскольку оба квадранта диаграммы отражают
зависимости (3.48) и (3.49) без искажений, то диаграмма режимов работы турбины по тепловому
графику может рассматриваться как «точная», т.е. полностью отвечающая имеющимся расчетным или
опытным данным.
Электрический график характерен наличием конденсационного расхода пара. Если при неизменном
расходе свежего пара уменьшить тепловую нагрузку на величину AQT, то это приведет к увеличению
мощности турбины на величину AN* за счет выработки конденсационной мощности в ступенях
турбины, расположенных между отопительными отборами, и в ступенях ЧНД.
Мощность турбины при работе по электрическому графику с расходом свежего пара, равным расходу
на режиме теплового графика, составит
Ne = WeT + AN*. (3.50)
гдеДЛГрк = /(Ддт,
итур' ЧУ-
Как показали проведенные расчеты, влияние GTyp и Ti на численное значение AN* невелико, что
позволяет записать
AN* = kAQT, (3.51)
где к — усредненная величина (поправочный коэффициент) для режимов работы по электрическому
графику.
Зависимость (3.51) наносится в нижнем квадранте. Графическое суммирование, отвечающее
зависимости (3.50), выполняется непосредственно при использовании диаграммы режимов. Средняя
квадратичная погрешность определения мощности турбины на режимах электрического графика по
зависимостям (3.50), (3.51) — менее 1,5%.
121

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
800
5
о>
1400
Рис. 3.13. Диаграмма режимов работы турбины Т-185/220-130-2 при работе с двумя отопительными
отборами пара (поправки к диаграмме см. на рис. 3.14)
Пользование диаграммой режимов, представленной на рис. 3.13, рассмотрим на примерах.
Пример 1. Задано: турбина работает по тепловому графику, параметры пара номинальные, QT =
= 840ГДж/ч, тпс = 90°С. Определить расход свежего пара и мощность турбины.
По заданной QT в нижнем квадранте проводим горизонталь от точки А до пересечения с линией
тПс = 90 °С в точке Б, из точки Б проводим вертикаль до пересечения с линией тпс = 90 °С в верхнем
квадранте в точке Г. Из точки Г горизонталь до шкалы расходов свежего пара приходит в точку Д,
которая определяет расход свежего пара, равный 535т/ч. Точка В пересечения вертикали Б — Г со
шкалой мощности определяет мощность, равную 126,5 МВт.
Пример 2. Задано: турбина работает по электрическому графику, тепловая нагрузка 840ГДж/ч,
электрическая мощность 164МВт, тпс = 90°С. Определить расход свежего пара.
От точки A (QT = 840ГДж/ч) проводим горизонталь до пересечения с вертикалью, проведенной
из точки Вг (7Ve = 164МВт), в точке Ъ\. Из точки Bj проводим линию, параллельную тонким линиям,
представляющим семейство уравнений (3.51), до пересечения с линией тпс = 100 °С в точке IV Из
точки 1\ проводим вертикаль до пересечения в верхнем квадранте с линией тпс = 100°С в точке Дг
Горизонталь из точки Дг до шкалы расходов свежего пара (точка Ej) определяет расход пара, равный
680 т/ч.
Точка Г\ характеризует тепловую нагрузку (1070ГДж/ч), которую имела бы турбина при том же
расходе свежего пара 680 т/ч, но при работе по тепловому графику. Проекция отрезка Ту Бг, равная
kAQT, на ось мощности определяет приращение мощности из-за того, что турбина несет частичную
тепловую нагрузку.
При построении диаграммы режимов предполагается определенная зависимость между Т] и т0б,
соответствующая средним условиям работы тепловых сетей, что уменьшает возможный диапазон
изменения т0б в поправочных кривых и следовательно уменьшает погрешность диаграммы, обусловленную
поправкой на т0б- Распределение общей тепловой нагрузки по отборам и определение давления пара
122

3.2. Диаграммы режимов работы турбин
т2(р). СС
70
60
50
40
30
70 80 90 100 110 120 130 т„с, °С
III
Рт. МПа
0.25
0,20
0,15
0,10
0,05
0 200 400 600 800 10001200 QT, ГДж/ч
IV
AJVe, МВт
1
г
1ЯПТ. I
1 '
| 1- 1 1 120
_^^i 110
1 1 1 1 \__^ юо
=^^«5
О 100 200 300 400 500 600 GTyp, т/ч
V
ANC. МВт
0,25
О
-0,25
-0,50
О 100 200 300 400 500 600 GTyp, т/ч
О 100 200 300 400 500 600 GTyp. т/ч
VI
'^^
<&\}<
у^ 12,8 МПа
1 >^^
>V 1
\ 13,3 МПа
/ 12,3
МПа
^псГт). С
VII
О 100 200 300 400 500 600 GTyp, т/ч
-2 -3 ДЛГе
200
200
т/ч
AN.. МВт
Рис. 3.14. Поправки к диаграмме режимов, МВт: I — зависимость x0g от тпс, принятая при
построении диаграммы режимов; II — тпг в зависимости от рт, QT при работе турбины по тепловому
графику; III — температура подогрева питательной воды tnB.; IV— на температуру свежего пара;
V — на давление свежего пара; VI — минимально возможная температура подогрева прямой сетевой
воды при двухступенчатом подогреве без обвода сетевых подогревателей; VII — на температуру
обратной сетевой воды; VIII — на температуру охлаждающей воды
123

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
в отборах в диаграмме режимов работы турбины не содержатся, но они (нагрузки по отборам) могут
быть определены с помощью дополнительных кривых к диаграмме режимов.
Конденсационный режим наносится в верхнем квадранте диаграммы.
Рассмотренная схема диаграммы режимов для турбины типа «Т» с двумя отопительными
отборами пара является типовой для выпускаемых в настоящее время турбин УТЗ. На рис. 3.15 приведена
диаграмма режимов работы турбины Т-250/300-240-3.
1000
800
600
400
200
5
СУ
400
800
1200
1600
1800
Рис. 3.15. Диаграмма режимов турбины Т-250/300-240-3 при работе
с двумя отопительными отборами пара
Для ранее выпускавшихся турбин типа «Т» с двумя отопительными отборами пара применялась
схема построения диаграммы режимов, несколько отличающаяся от рассмотренной. Эта схема
предполагает разделение расхода свежего пара на два потока — теплофикационный расход и конденсационный
расход:
^тур = Wyp ' ^тур> {З.Э2.)
Ne = NJ + iVeK, (3.53)
где iVJ и N* — мощности каждого из потоков.
С учетом (3.52) и (3.53) зависимость диаграммы режимов работы имеет следующий вид:
GTyP = h № тх) + /з (N«). (3.54)
Диаграмма режимов в форме (3.50) может быть непосредственно представлена на плоскости.
Типовым является построение диаграммы в трех квадрантах. В первом (левом верхнем) квадранте
отображается зависимость GTyp = /i (Q^.Ti) при работе турбины по тепловому графику. Во втором
(правом верхнем) квадранте — зависимость GTyp = f2.{NJ,4i) также для теплового графика. В третьем
(нижнем) квадранте — зависимость G*yp = /з(Л^). относящаяся к конденсационному потоку. Общий
расход свежего пара на турбину в соответствии с (3.54) определяется суммированием расходов второго
и третьего квадрантов.
Квадранты I и II являются диаграммой режимов работы турбины при работе по тепловому графику
и строятся в полном соответствии с имеющимися расчетными или опытными данными. Квадрант III,
отображающий зависимость G* = /з (-/V*) конденсационного потока, выполняется с определенными
упрощениями.
124

3.2. Диаграммы режимов работы турбин
Требуемые для построения квадранта III исходные данные определяются из известных режимов
работы по электрическому графику в соответствии с уравнениями (3.52) и (3.53): G*yp = GTyp — G£yp,
N£ = Ne — NJ. где GTyp и Ne относятся к известному (по результатам расчета или испытаний) режиму
работы турбины с тепловой нагрузкой AQT и Tj, х0б, а численные значения GTyp, 7Ve, относящиеся к
режиму теплового графика, определяются с помощью квадрантов I и II диаграммы режимов для тех
же значений AQT, xj, т0б_
Точное отображение зависимости G*yp = / (N*) потребовало бы представления в квадранте III
диаграммы семейства кривых, каждая из которых была бы отнесена к определенному теплофикационному
расходу пара. В пределах допустимой для диаграммы режимов работы турбины погрешности можно
ограничиться несколькими, обычно двумя, зависимостями, относящимися к определенным
диапазонам режимов. Дальнейшее упрощение достигается тем, что зависимости G* = /з {N£) принимаются
линейными:
G*yp = hN£, G*yp = l2N*.
При этом значения коэффициентов 1^ и 12 определяются как усредненные для рассматриваемого
диапазона режимов работы турбины.
Линеаризация зависимости G* = /з (N*) и усреднение коэффициентов 1± и 12 определяют
погрешность построения диаграммы режимов, относительная величена которой для режимов работы по
электрическому графику составляет 1. ..2% по расходу свежего пара, причем большая погрешность
имеет место на режимах с большими конденсационными расходами пара. Режимы работы по
тепловому графику (квадранты I и II) диаграмма отображает в полном соответствии с расчетными или
опытными данными и в этом смысле погрешности не имеет.
При построении диаграммы режимов работы турбин с двумя отопительными отборами пара
возможна замена принятых независимых параметров другими аналогичными, в частности, можно
использовать параметр рт — давление в верхнем отопительном отборе вместо Хь такая замена возможна,
поскольку Ti и рт однозначно взаимосвязаны.
Возможны даже некоторые различия в графическом представлении диаграммы режимов, а именно:
нанесение зависимостей G* = /з (-N*) не в отдельном квадранте III, а в квадранте II, при этом,
однако, несколько загромождается квадрант II. Подробнее описание этого метода построения диаграммы
режимов турбин типа «Т» приведено в [7].
Диаграмма режимов работы турбины типа «ПТ» с производственным
и одним или двумя отопительными отборами пара
В турбинах типа «ПТ» с двумя отопительными отборами пара регулируемое давление
поддерживается в верхнем отопительном и производственном отборах, поэтому построение диаграммы режимов
для турбин такого типа ничем не отличается от построения диаграммы режимов для турбин типа «ПТ»
с одноступенчатым подогревом сетевой воды.
Диаграмма режимов должна выражать зависимость
F (GTyp, Nei G„, gT, Tj) = 0, (3.55)
где вместо температуры прямой сетевой воды может рассматриваться заменяющий ее параметр —
регулируемое давление пара в верхнем отопительном отборе рт. Зависимость (3.55) записана с учетом
того, что давление в регулируемом производственном отборе пара р„ и температура обратной сетевой
воды т0б перенесены из основных параметров диаграммы в поправочные кривые.
Для представления на плоскости число переменных зависимости (3.55) должно быть дополнительно
ограничено. Параметр Ti (рг) имеет меньшее по сравнению с другими основными параметрами влияние
на работу турбоагрегата и может быть исключен двумя путями: или выполнением нескольких диаграмм
режимов, каждая из которых относится к определенному значению Ti с интерполяцией для
промежуточных значений Ti, или вынесением Xj (рт) в поправочные кривые. Погрешность диаграммы режимов
работы турбины типа «ПТ» при включении в нее поправки на рт возрастает, но остается в допустимых
пределах.
При исключении Ti (pT) из основных параметров диаграмма режимов работы турбины должна
выражать зависимость
F(GTyp,iVP.Gn.QT)=0, (3.56)
которая содержит четыре переменных и может быть графически представлена на плоскости по схеме,
принятой для турбин типа «Т» с двумя отопительными отборами пара.
125

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
В верхнем и нижнем квадрантах диаграммы наносится сетка кривых, описывающих работу турбины
по тепловому графику при заданных величинах отбора пара на производство Gn, номинальных
давлениях пара в производственном и отопительном отборах (вместо рт может рассматриваться постоянная
температура сетевой воды на выходе из сетевого подогревателя Xi).
Общее уравнение (3.56) в этом случае может быть выражено двумя зависимостями:
F(G-yp,iVeT,Gn)=0, (3.57)
F(QT,NJ,Gn) = Q. (3.58)
При этом зависимость (3.57) отображается на плоскости в верхнем квадранте, а зависимость (3.58) —
в нижнем квадранте.
При работе по электрическому графику с расходом пара, равным расходу на режиме теплового
графика, мощность турбины, как и для турбин типа «Т» с двухступенчатым подогревом сетевой воды,
может быть определена по зависимости (3.50); при этом ANf, = / (AQT,GTyp,Gn) и определяется по
зависимости (3.51). Зависимость (3.51) наносится в нижнем квадранте. Графическое суммирование,
отвечающее зависимости (3.50), выполняется непосредственно при использовании диаграммы
режимов.
По результатам расчета тепловых балансов в верхнем квадранте выделяется область с естественным
повышением давления (ЕПД) в производственном отборе.
На рис. 3.16 представлена диаграмма режимов турбины ПТ-90/125-130/10-2 с двухступенчатым
подогревом сетевой воды при р„ = 1МПа ирт = 0,09 МПа. Пользование диаграммой режимов,
представленной на рис. 3.16, рассмотрим на примерах.
500
400
300
g 200
100
■а
200
СУ
юо
600
800
£_^
дЛ
естественного
повышения давления в камере
производственного отбора
Мощность на выводах генератора TV,, i МВт
в bJ
Рис. 3.16. Диаграмма режимов турбины ПТ-90/125-130/10-2 при работе с двумя
отопительными отборами пара
Пример 3. Задано: турбина работает по тепловому графику, параметры пара номинальные, QT =
= 175ГДж/ч, Gn = 180 т/ч. Определить GTyp, Ne.
От точки A (QT = 175ГДж/ч) в нижнем квадранте проводим горизонталь до пересечения с линией
G„ = 180 т/ч в точке Б, из точки Б проводим вертикаль до пересечения с линией Gn = 180 т/ч в
126

верхнем квадранте в точке Г, из Г — горизонталь до пересечения в точке Д, которая определяет расход
свежего пара, равный 325 т/ч. Точка В пересечения вертикали Б — Г со шкалой мощности определяет
мощность, равную 49 МВт.
Пример 4. Задано: турбина работает по электрическому графику, тепловая нагрузка 150ГДж/ч,
электрическая мощность 53 МВт, Gn = 120 т/ч. Определить расход свежего пара.
От точки Ai (QT = 150ГДж/ч) проводим горизонталь до пересечения с вертикалью, проведенной
из точки Вг (Ne = 53 МВт), в точке Bj. Из точки Bi проводим линию, параллельную тонким линиям,
представляющим семейство уравнений (3.51), до пересечения с линией Gn = 120т/ч в точке Бг. Из
точки Бг проводим вертикаль до пересечения в верхнем квадранте с линией Gn = 120т/ч в точке Т\.
Горизонталь из точки 1\ до шкалы расходов свежего пара (точка Д^ определяет расход пара, равный
300 т/ч.
Поправочные кривые к диаграмме режимов
Поправочные кривые позволяют учесть влияние изменения параметров свежего пара, давления в
отборе, температуры охлаждающей воды, наличие дополнительных нерегулируемых отборов пара и т. п.
на тепловую экономичность работы турбины. Поправочные кривые представляют собой зависимости
между изменением рассматриваемых параметров и соответствующим изменением мощности турбины
(поправка к мощности); они определяются при неизменных расходах свежего пара и регулируемого
отбора, а также при номинальных значениях всех остальных параметров на основании приближенных
расчетов или по данным испытаний. При расчете поправок учитываются только те факторы, которые
оказывают основное влияние на поправки. На рис. 3.11 и 3.14 были приведены поправочные кривые к
диаграммам режимов работы турбин Р-102/107-130/15-2, Т-185/220-130-2.
3.3. Энергетические характеристики турбин
Энергетической характеристикой турбины называется выраженная в аналитической форме
зависимость расхода теплоты на турбину от электрической мощности и тепловой нагрузки. Энергетические
характеристики выражают ту же функциональную зависимость, что и диаграммы режимов, но не в
графической, а в аналитической форме и находят широкое применение при исследовании
переменного режима работы турбоагрегата, решении задач оптимизации состава оборудования и распределения
нагрузки между агрегатами тепловых электростанций. Предложены и получили распространение
энергетические характеристики нескольких видов [7]. Определяющими при выборе вида энергетической
характеристики являются форма аналитического выражения (линейный полином, уравнение второго
порядка и т.д.), принятая система условного деления турбины на теплофикационную и
конденсационную части и выбранная методика определения характеристики. Рассматриваемые ниже энергетические
характеристики теплофикационных турбоагрегатов выражены полиномами первой степени и построены
на основании следующих положений [7, 112, 115, 139].
1. Энергетические характеристики относятся к турбоагрегату в целом, включая регенеративную
систему, конденсационную установку и установку для подогрева сетевой воды.
2. Режимы работы теплофикационных турбин делятся на две группы: конденсационные и
теплофикационные.
3. Конденсационные режимы работы теплофикационной турбины имеют самостоятельную
энергетическую характеристику, отличающуюся от характеристики теплофикационных режимов.
4. На теплофикационных режимах работы турбины электрическая мощность и расход теплоты
условно распределяются на два потока:
- теплофикационная мощность и расход теплоты NJ, Q^yp;
— конденсационная мощность и расход теплоты JV*. Q*yp.
В зависимости от соотношения тепловой и электрической нагрузок на теплофикационном режиме
работы турбины могут быть или оба потока, или только один — теплофикационный.
Под теплофикационной мощностью и расходом теплоты на режимах работы турбины с тепловой
нагрузкой понимаются мощность и расход теплоты при работе турбины в режиме теплового графика с
той же тепловой нагрузкой.
Как показано ранее, особенностью теплофикационных турбин с регулируемым отбором пара типов
«Т» и «ПТ» при работе по тепловому графику является пропуск некоторого количества пара в
конденсатор через регулирующую диафрагму ЧНД, которая устанавливается в закрытом положении. В
этом случае пропуск пара в конденсатор минимален и не может быть дополнительно уменьшен. При
охлаждении конденсатора обратной сетевой или подпиточной водой тепловых сетей теплота пара,
поступающего в конденсатор, используется, а при охлаждении конденсатора циркуляционной водой —
127

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
теряется. Независимо от того, используется теплота пара, поступающего в конденсатор, или нет, в
теплофикационный расход пара включен его минимальный пропуск в конденсатор при закрытой
регулирующей диафрагме ЧНД, так как этот пропуск не может быть исключен и отражает характерную
особенность турбин с регулируемым отбором пара.
Таким образом, под теплофикационным расходом пара понимается расход, обеспечивающий
заданную тепловую нагрузку, минимальный расход пара в конденсатор и соответствующие отборы пара
на регенерацию. Под теплофикационной мощностью понимается мощность, развиваемая
теплофикационным расходом пара.
Конденсационная мощность теплофикационного режима работы турбины определяется
из (3.53) как разность между общей и теплофикационной мощностями турбоагрегата: N* = Ne — jVJ.
Конденсационный расход теплоты на теплофикационных режимах работы турбины определяется
соответственно как разность между общим и теплофикационным расходами теплоты:
Утур ~ Чгтур — ^тур- w--5"/
5. Энергетические характеристики выражают функциональную зависимость между электрической
мощностью, расходом теплоты на турбину и тепловой нагрузкой при номинальных значениях остальных
параметров (начального давления, температур свежего пара и охлаждающей воды и т.д.). Изменение
параметров учитывается поправками, приведенными в диаграмме режимов (см. разд. 3.2).
6. Энергетические характеристики современных турбин типа «Т» с двумя отопительными
отборами пара включают в качестве параметра температуру прямой сетевой воды (давление в регулируемом
отопительном отборе), так как для них характерна работа в широком диапазоне изменения этой
температуры (давления). В то же время температура обратной сетевой воды, которая также не остается
постоянной, но оказывает меньшее влияние на тепловую экономичность турбоагрегата,
рассматривается как заданный параметр, численное значение которого принимается в виде зависимости т0б = / (t^l),
построенной в соответствии с температурным графиком тепловых сетей.
Уравнения энергетической характеристики, определенные в соответствии с указанными выше
основными положениями, имеют следующий вид:
- в конденсационных режимах работы —
Q-гур = aD + aiNe + (02 - Oi) (Ne - Л£) • ■ •; (З-60)
- в теплофикационных режимах работы: при работе турбины по тепловому графику —
<£ур = d0 + drN^ + (da - dO (-VJ - Л£1°>) + ... + QT; (3.61)
К = со + ClQr + (с2 - Cl) (Q,. - Q°) + ...; (3.62)
при работе турбины по электрическому графику —
Qlyp = do + d,NJ + (dz - dn) (NJ - Л£<°>) + ... + <£Л£ + QT, (3.63)
где ao, do — условные расходы холостого хода, учитывающие ту часть потерь, которые не зависят от
нагрузки турбины; oj, 02, d\, d^ — дополнительные удельные расходы теплоты на выработку
электроэнергии; со — мощность турбины на режиме работы с включенным регулятором давления при QT — 0;
С\ — частичная выработка электроэнергии теплофикационным потоком пара на тепловом потреблении;
N®, Лг,. , Q°r — мощности и тепловая нагрузка, при которых учитываются соответствующие члены
уравнения.
Численные значения коэффициентов di, Ci, q* зависят от температуры прямой сетевой воды
(давления в регулируемом отборе).
Количество членов в уравнениях (3.60)... (3.63) определяется допустимой в прикладных задачах
погрешностью энергетической характеристики, а также достоверностью исходной информации.
При выборе численных значений N^, 7Ve , Q? определяющей является конструкция системы
парораспределения турбины.
При известных энергетических характеристиках удельный расход теплоты определяется следующими
зависимостями:
- конденсационный режим —
ъ =-j>T = °i + лг + "NT" ^«-ЛГ-); (3-64)

3.3. Энергетические характеристики турбин
теплофикационный режим —
QTyp-QT_yeT^eT + 9eK^eK
* - лге - iVj + iVK ' (365)
где Qg — удельный расход теплоты для теплофикационного потока, q* — удельный расход теплоты для
конденсационного потока,
9' = * + ^ + ^(^-^0))" (3-66)
(3.67)
Утур _ Утур Утур
Величина q* в отличие от д( и д£ не имеет составляющей холостого хода, так как конденсационный
расход в целом рассматривается как дополнительный к теплофикационному.
В уравнении (3.63) величина q* понимается как усредненная для рассматриваемого диапазона
режимов электрического графика.
D Ne , Со С2 - Ci , „. „
Величина —— = с\ + ——I — (QT — Q%) соответствует удельной выработке электроэнергии
на тепловом потреблении Э, если рассматривается энергетическая характеристика турбины с
противодавлением или турбины с конденсационной установкой, но с использованием теплоты потока пара,
поступающего в конденсатор. При охлаждении конденсатора циркуляционной водой величина NJ,
определяемая по энергетической характеристике, включает мощность минимального расхода пара в
конденсатор. В этом случае NJ/QT не является величиной удельной выработки электроэнергии на тепловом
потреблении.
Расчет энергетических характеристик сводится к определению коэффициентов db, Ci, q*, щ
уравнений (3.60)... (3.63). Исходные данные для расчета могут быть получены из разных источников:
результатов тепловых испытаний турбины, расчетных материалов, эксплуатационных измерений.
Далее рассматриваются энергетические характеристики турбин УТЗ разных типов.
Энергетические характеристики турбин типа «Р» с противодавлением
Турбины с противодавлением не имеют конденсационного потока пара, и поэтому их
энергетические характеристики выражаются уравнениями (3.61) и (3.62). Баланс теплоты для турбин с
противодавлением может быть записан в следующей форме: QTyp = 3600Nt, + Qn + QyIUI + А<5м.г.и, где
Qn = Gn (hn — hH) — теплота, отданная потребителю в виде пара из патрубка противодавления за
турбиной; <5Упл = 5Z ^упл (^п — hu) — теплота пара концевых уплотнений и штоков, не используемая
в регенеративной системе данной турбины.
В зависимости от местных условий на ТЭЦ Qynn не связано с Qn, оно должно быть введено в
уравнение (3.61) энергетической характеристики в качестве дополнительного члена. Коэффициенты
do, d\ уравнения (3.61) для турбины типа «Р» могут быть определены линеаризацией зависимости
Д<2М.Г.И. =V0 + VxNe. (3.68)
тогда d0 = Vq, di = 3600 + 14. В качестве примера для турбины Р-102/107-130/15-2 энергетические
характеристики приведены в табл. 3.3.
Энергетические характеристики турбин типа «ТР»
Турбины типа «ТР» также не имеют конденсационного потока пара, а отработавший пар полностью
используется для нужд отопления. Их энергетические характеристики, как и для турбин типа «Р»,
выражаются уравнениями (3.61) и (3.62). Баланс теплоты для турбин данного типа может быть записан
в следующей форме: QTyp = 3600 Ne + Q.r + AQM.r.H..
Так как эжектор уплотнений и подогреватель сальниковый в турбинах типа «ТР» охлаждаются
сетевой водой, то величина <5упл входит составляющей в QT.
Энергетическая характеристика турбины ТР-110-130 приведена в табл. 3.3, а значения
коэффициентов характеристик для различных температур прямой сетевой воды при двухступенчатом ее подогреве —
в табл. 3.4.
129

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Таблица 3.3. Энергетические характеристики турбин
Тип турбины
Р-102/107-130/15-2
ТР-110-130
Тп-115/125-130-1ТП
Т-185/220-130-2
Т-255/305-240-5
Т-265/305-240-С
ПТ-140/165-130/15-2
ПТ-90/125-130/10-2
Тп-110/120-130-12М
Тп-90/100-90-1ТП
ПТ-90/120-130/10-1
Регулируемое
давление, МПа
Рп
1,47
—
Рт
—
—
0,12
0,09
0,09
Рп
—
—
1,47
0,98
0,98
Режим работы
Теплофикационный
Теплофикационный
Теплофикационный
Конденсационный
Теплофикационный
Конденсационный
Теплофикационный
Конденсационный
Теплофикационный
Конденсационный
Теплофикационный
Конденсационный
Теплофи ка цион н ы й
Конденса цион н ы й
Теплофикационный
Конденсационный
Теплофи ка цион н ы й
Конденсационный
Теплофикационный
Конденсационный
Энергетическая характеристика
Отур, ГДж/ч
6,7 + 3,63NJ +
i~ Ц/п -г Цгупл
do + diN^ + Q-r
d0 + d1NJ +
+ <£ (Ne - iVJ) + Qt
34,8 + 9,3NC
85 + 3,53NJ +
102.9 + 8,19N,+
+ 0,38 (Ne - 145)
do + diN* +
+ <£ (Ne - Щ) + QT
123 + 7,66Ne +
+ 0,33 (Ne - 222)
do + diN?; +
+ q«(Ne-NZ) + Qv
128 + 7,73^
do + d2N* +
+ q^{Ne-Nl) +
+ Qt + Qn
62,3 + 8,92Ne
do+diNj +
+ qKe (Ne -NJ) +
+ <Эт + Qn
29,1+9,22^
do + diNI +
+ q"(Ne-N*) + QT
51,5 + S,52Ne
do+diNJ +
+ qKANe-m) + QT
33,2 + 9,5iVe
do + diNJ +
+ &(N. -NJ) +
+ От + On
70,8 + 9,17We
Л£, МВт
-20,2 + 0,071 ■ Qn +
+ 0,016 • (On - 670)
Co + C\ Qi
Co + ClQT
Co + CyQ-r
Co + C\ QT
Co + Сl Qt
Co + 0,22Gn + О От
Co+ 0,23^ + 0 От
Co + Cl От
Co + Ci От
Co + 0.23Gn + C!0t
* Qy„„ = 16,5 ГДж/ч.
Примечания. 1. Числовые значения do, d\, Co, C\, q" при разных значениях тпс (Рт) см. в табл. 3.4.
2. Параметры свежего пара турбин приведены в табл. 1.6, 1.7.
Энергетические характеристики турбин типов «Т» и «П» с регулируемым отбором пара
Для построения энергетических характеристик турбин типов «Т» и «П» используются зависимости
(3.60)... (3.63).
Турбины типа «Т» с двумя отопительными отборами пара могут работать на теплофикационных
режимах по тепловому и электрическому графикам, а также на конденсационном режиме. Турбины
типа «Т» с одним отопительным отбором пара и турбины типа «П» с производственным отбором
пара могут работать на теплофикационных режимах по электрическому графику и на конденсационных
режимах. Для построения энергетических характеристик выделяют режимы с минимально возможным
для данной турбины расходом пара в ЧНД, условно понимая их как режимь! работы по тепловому
графику.
Энергетические характеристики турбин Тп-115/125-30-1ТП, Т-185/220-130-2 и Т-255/305-240-5
приведены в табл. 3.3, значения коэффициентов характеристик — в табл. 3.4.
130

X
x
m
(б
a
s
a
с
*
s
h
u
s
a
ш
h
*
a
s
x
s
*
и
ш
7
S
h
01
a
ш
x
m
CB
о
h
X
01
h
m u
0 c
* r
K R
i i
01 ф
™ я
(0
a-
s
(2
и
ател
Показ
I?4
^ •
?,^
•нЯ
о и u
2
* ■
H
PQ
2
0°
7
4
PQ
.5
ж/ч
о П
-AC
i2
турбины
s
h-
^f
CO
о
T-^
«J
1
125
|
0) О 0) CN
со lo lo со
о о о о
"* О) СО CN
со lo 4* ^-i
гН т—1 rH r-^
1 1 1 1
Is-
ю
со
со
Is-
о о о _
2 Я 2 8
о
со
1-t
ТР-110-
Г)
а;
о
(N
Is-
о
00
СО
СО
00
00
со
о
со
со
со
1
со
10
■*f
со
Is-
r-t
CL>
125
^f
lo
00
со
^f
о
LO
СО
Is-
1
CO
ш
■*f
CO
CO
^f
LO
120
CO CO
CN O)
00 t-
C0 rt
LO CO
О О
00 CO
Is- О
to со
1 1
■ч1 со
00 СМ
"* LO
со со
СО CN
■41 CN
ю со
о о
rt О
гН т—1
30-1ТП
i-f
25-
T-f
Тп-115/
CN
<м
00
(N
СО
О
10
lo
^f
1
СП
CN
lo
со
Ю
СО
CN
О
О)
Is-
^f
00
О)
10
о
1П
to
CN
1
10
LO
LO
CO
CN
r-t
CN
О
00
CN
r-t
00
1—I
LO
о
со
CL>
■*f
1
130
Г)
en
Is-
T—1
to
о
00
С )
■*f
1
120
Ю Ш
Is- Is-
Is- Is-
00 О
CO Is-
О О
LO Is-
-* CD
CO CN
1 1
О
LO
oc
о
LO
00
о о
rt О
0-2
со
0-1
CN
Т-185/2
со
Is-
Is-
ст>
CD
О
LO
Is-
i—(
1
О
О)
О)
Is-
Is-
CD
СО
О
СО
CJ
1
о
00
CN
Is-
LO
О
Is-
■ч1
1
00
lo
со
Is-
ТОТ
120
CN
Is-
CN
О
■ч1
1
00
со
со
О)
ОТТ
■ч1
t>
Is-
о
о
1П
со
1
о
со
■41
О)
100
0-5
^t
5-2
о
Т-255/3
со
со
CN
О
о
LO
CN
1
О
со
О)
о
О)
О)
со
33
о
00
■ч1
i—(
1
CN
со
о
00
о
00
со
-*
Is-
^f
со
о
Is-
со
"*
1
со
тМ
со
со
CN
00
о
о
CN
со
Is-
■*f
Is-
о
CN
СО
"*
1
Is-
С )
со
со
о
L—
О
100
О)
CN
Is-
r-i
30
о
CN
О
41
1
п
С 1
со
СО
о
о
О)
о-с
^-
5-2
о
Т-265/3
■*f
fN
L—
СО
«1
О
Is-
со
CN
1
СО
С )
со
со
r-t
LO
о
о
00
со
41
L—
со
«1
о
00
ю
1
00
г-
LO
со
Is-
CN
о
о
со
00
t-
(N
41
О
0,25
со со
■Ч1 rt
t> Is-
^ О)
со t-
о о
с
' 00
Л CN
У гГ
1 +
CN
1П
СО
rl CN
Is- О
О) LO
0,18
0,12
CN
30/15-
ПТ-140/
г-
со
Is-
со
СП
о
LO
ю
-*
0,08
CN
Ю
00
со
41
о
(N
00
ю
0,25
00 СО
^ 00
00 t-
о -*
со t~
о о
rt о
1 +
-Э1
со
со о
Is- t-
LO LO
0,18
0,12
30/10-2
25-1
ПТ-90/1
■Ч1
о
00
00
Is-
о
со
СП
L0
0,09
41
00
CN
41
О
СП
-*
1
со
41
CN
СО
OJ
112
125
CN
тМ
00
СО
41
о
о
CJ
-*
1
00
а;
IN
со
r-t
00
СП
120
rt LO
О О
00 00
rt О)
LO LO
о о
СО CN
-* LO
-* -*
1 1
00 CN
CN t~
со со
со со
Is- О)
со -*
t~ in
о о
rt О
30-12М
1—1
20-
1—1
Тп-110/
Is-
00
т—1
со
о
CN
гН
-*
1
О)
CN
41
СО
О)
41
ю
о
О)
CN
41
00
CN
СО
о
CN
CN
СО
1
•ч1
С )
LO
со
со
00
CN
О
00
CN
«1
00
Is-
CN
О
r-t
СП
LO
1
LO
CN
41
СО
о
со
со
125
00
со
00
CN
СО
о
41
о
со
1
LO
41
Ч"
со
LO
ю
120
LO rt
СО CN
00 00
О О)
■Ч1 Ч1
о о
Ю Is-
Is- СО
LO LO
1 1
LO СО
СО i-l
■Ч1 Ю
со со
СО CN
СО CN
— со
о о
-1ТП
о
0-9
о
Тп-90/1
00
41
00
о
LO
о
LO
со
со
1
CN
LO
со
Г)
Is-
CN
о
О)
41
со
00
00
41
о
(N
CN
CN
1
СО
со
LO
со
CN
СО
CN
О
00
Is-
ю
00
со
41
о
Is-
со
■Ч1
0,25
со Is- о
О Is- 00
00 Is- Is-
О Ч !0
со Is- Is-
о о о
3d
1 +
о
ю
со
■41 СП 'Ч1
СО CN CN
— -* —
00 CN О)
1 rt> Ч.
о" о" о"
30/10-1
20-]
ПТ-90/1

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Энергетические характеристики турбин типа «ПТ» с производственным и отопительным
регулируемыми отборами пара и турбин типа «ПР» с регулируемыми отбором
и противодавлением
Энергетическую характеристику турбины типа «ПТ» строят аналогично характеристике турбины
типа «Т» с выделением режима с минимальным расходом пара в конденсатор, условно понимая его
как режим работы по тепловому графику.
Турбины типов «ПТ» и «ПР» имеют тепловую нагрузку двух видов: производственную Qn и
отопительную QT (или противодавления Qnp). Потери теплоты ((Зм.г.и + <5кон) при работе по тепловому
графику практически не зависят от соотношения производственной и отопительной нагрузок, если
т nnnn AQ
м.г.и
+ AQ
кон л гт
мощность остается неизменной, поэтому qj = 3600+ н — зависит от ivj, а не от рас-
пределения общей тепловой нагрузки на производственную и отопительную.
Соответственно для турбин типа «ПТ» уравнения (3.61) и (3.62) энергетической характеристики
записываются в форме, аналогичной принятой для турбин типа «Т»:
QTTyp = d0 + di/C + № - di) (Чт - AfeT(0)) + QT + Qn; (3.69)
NJ =00 + 0! (gT + Qn); (3.70)
QTyp = d0 + dj7VeT + (d2 - di) (iVeT - JVJf01) + qlN" + QT + Qn. (3.71)
Энергетическая характеристика турбин типа «ПР» выполняется аналогично характеристике турбины
типа «Р» с добавлением члена Qu и выделением в случае необходимости Qyun:
<ЗтУр = do + dxNe + d2 (JVe - N°) +Qn + Qnp; (3.72)
7Ve = c0 + ci (Qn + Qnp) - (3.73)
Энергетические характеристики турбин ПТ-140/165-130/15-2 и ПТ-90/125-130/10-2 приведены в
табл. 3.3, значения коэффициентов характеристик — в табл. 3.4.
3.4. Анализ экономичности теплофикационных турбин на основе
их энергетических характеристик
Наличие энергетических характеристик позволяет рассмотреть изменение тепловой экономичности
теплофикационных турбин в зависимости от электрической и тепловой нагрузок [7, 112, 115, 139].
Удельный расход теплоты на выработку электрической энергии на теплофикационных режимах работы
турбины, равный, согласно (3.55), q, = —— j——, определяется экономичностью теплофикаци-
онного и конденсационного потоков пара и относительными величинами этих потоков. На рис. 3.17
приведена зависимость q( = f I т^'Тгн ) тУРбины Т-100-130, где индексом «н» обозначены номи-
нальные величины.
м.г.и + AQ КОН х / w
ля теплофикационного потока, согласно (3.20), qe = dbvv H — . Удельный
расход теплоты при работе турбины по тепловому графику отличается от теоретического, равного
3600 кДж/(кВт • ч), на удельную величину потерь, которые не могут быть исключены в условиях
эксплуатации", потерь на излучение, механических и в генераторе, а также потерь теплоты с
вентиляционным потоком пара. С уменьшением тепловой нагрузки удельная величина дополнительных потерь,
AQ М.Г.И + AQ кон х
равная — , возрастает и соответственно увеличивается численное значение qe, которое
может возрасти до величин, характерных для конденсационного потока пара.
Тепловая нагрузка Q™tn и электрическая мощность j\[^min> длЯ режима работы турбины по
тепловому графику, при котором q£ и q^ относятся к равным давлениям в регулируемом отборе, определяются
зависимостями
ОТ = d°-;°K(geK"dl). (3-74)
с\ (9? - d\)
^т(ми„) = do (дк _ di) (3 75)
g™H do-CbC^-dj)
или в относительных величинах
Q.» Q?ci(g?-di) '
(3.76)
132

i ^ил1лфллг\ацтиппс>1л ty^JKJVin па \j\-n\jo^. i/ш*
qe. кДж/ (кВт ■ ч)
8775
7940
7105
6270
5435
4600
3765
0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 QT/Q„
Рис. 3.17. Изменение удельного расхода теплоты турбины Т-100-130 (ро = 12,8 МПа, to = 555 °С,
рт = 0,12 ЫИа) в зависимости от относительных тепловой и электрической нагрузок:
1 — Ne/N£ = 1,0; 2 - Ne/N? = 0,8; 3 - Ne/N? = 0,6; 4 - Ne/N£ = 0,4; 5 - Ne/N£ = 0,2;
6 — режим работы по тепловому графику; — турбина К-200-130, Ne/N" = 1;
— турбина К-300-240, Ne/N£ = 1
.^_J^«
' 5
' '
nit
3
\Ч\/Ч^
6
---
s-
JV,
т(мин)
do
N,
т(н)
^(H)(<£-di)'
(3.77)
При получении зависимостей (3.74) и (3.75) учитывалось, что Njl"im) < NJ и Q"lln < Q\. ', a
поэтому в уравнениях (3.61) и (3.66) можно ограничиться первыми двумя членами.
На режимах работы турбины с малыми тепловыми нагрузками при QT < Q"n" удельный расход
теплоты на выработку электроэнергии при работе турбины по тепловому графику превышает
дополнительный удельный расход теплоты на выработку конденсационной энергии. Поэтому при тепловой
нагрузке, меньшей, чем Q™n, переход с теплового графика на электрический с одновременной
выработкой конденсационной электроэнергии обеспечивает повышение тепловой экономичности турбоагрегата,
причем с увеличением конденсационной выработки удельный расход теплоты на выработку
электроэнергии уменьшается.
На режимах при QT < Q"nn увеличение электрической мощности за счет конденсационного потока
повышает удельный расход теплоты на выработку электроэнергии (рис. 3.17), и наиболее экономичными
являются режимы теплового графика.
Рассмотрим изменение экономичности работы турбоагрегата Т-100-130 (рис. 3.17). Как видно из
графика, значение Q™zn/Q" равно 0,25, и поэтому в диапазоне относительных тепловых нагрузок,
равных 1,00... 0,25, минимальные величины qe обеспечиваются при работе турбины по тепловому графику.
При уменьшении тепловой нагрузки удельный расход теплоты возрастает достаточно интенсивно, что
объясняется наличием потерь теплоты с вентиляционным потоком пара. При постоянной электрической
нагрузке (Ne/Nf = const) уменьшение тепловой нагрузки приводит к линейному увеличению </,,. Так,
например, при номинальной электрической мощности уменьшение тепловой нагрузки на 10% приводит
к увеличению qe на 525 кДж/ (кВт • ч).
При относительной тепловой нагрузке, меньшей Q™n/Q", более экономичными являются режимы
работы турбины по электрическому графику с полной электрической нагрузкой.
Аналогичны графические зависимости, построенные на основе энергетических зависимостей и
дающие наглядное представление о влиянии режима работы турбоагрегата на его экономичность, могут
быть выполнены и для турбин типа «ПТ».
Из рассмотрения энергетических характеристик турбин с отборами пара следует, что удельный
расход теплоты конденсационной выработки электроэнергии при работе турбины по
электрическому графику, как правило, меньше дополнительного удельного расхода теплоты при
работе турбин на чисто конденсационном режиме — </* < а\. Это объясняется тем, что при
наличии тепловой нагрузки регулирующие органы ЧНД частично прикрыты. Увеличение конденсационного
потока пара приводит к увеличению степени их открытия и, следовательно, уменьшению потерь от
дросселирования для всего потока пара, проходящего через ступени ЧНД. В то же время на чисто
конденсационном режиме работы турбины регулирующие органы ЧНД всегда полностью открыты и
при увеличении расхода пара положение регулирующих органов ЧНД остается неизменным. Условие
qf < ai может быть нарушено на некоторых режимах работы турбины, например при низких КПД
ступеней промежуточного отсека, что характерно для режимов с высоким давлением в регулируемом
отборе пара.
Неравенство q* < a\ должно учитываться при распределении электрической нагрузки между
параллельно работающими турбинами. Так, например, если из двух теплофикационных турбин одного типа
133

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
одна турбина работает на чисто конденсационном режиме, а вторая — с частичной тепловой нагрузкой,
то при 5g < a\ дополнительную конденсационную мощность более экономично передать на турбину с
тепловой нагрузкой. Тепловая экономичность теплофикационной турбины при работе с частичными
тепловой и электрической нагрузками определяется сопоставлением ее с конденсационной турбиной,
имеющей удельный расход теплоты, равный д3ам- Комбинированная выработка электрической и
тепловой энергии теплофикационным турбоагрегатом эффективна на режимах, для которых справедлива
зависимость q, < q-3AM. Следовательно, минимальные по условиям экономичности нагрузки
теплофикационной турбины отвечают условию q, = дзам.
Для турбин типов «Т» и «ПТ» на режимах работы без использования теплоты в конденсаторе
минимальная тепловая нагрузка, при которой они более экономичны, чем лучшие конденсационные
турбины, составляет 15. ..30% номинальной. Чем ниже экономичность сопоставляемой
конденсационной турбины и чем выше экономичность теплофикационной турбины, тем ниже диапазон режимов
эффективной работы теплофикационной турбины. Так, например, турбина Т-100-130 при тепловых
нагрузках, больших, чем 20. ..25% номинальной, и любой конденсационной мощности имеет удельный
расход теплоты на выработку электроэнергии, меньший, чем турбина К-200-130 на номинальном
режиме. При тепловых нагрузках, больших, чем 25.. .30% номинальной, турбина Т-100-130 экономичнее
турбины К-300-240.
Таким образом, современные теплофикационные турбины сохраняют экономичность более
высокую, чем конденсационные турбины, в широком диапазоне изменения мощности при
условии, что тепловая нагрузка превышает некоторую минимальную величину, определяемую
для каждого типоразмера турбины с помощью энергетической характеристики.
3.5. Получение дополнительной мощности
В теплофикационных турбинах возможно получение дополнительной мощности сверх
номинальной величины при неизменном расходе свежего пара. Дополнительная мощность может
быть использована постоянно ввиду имеющегося дефицита по выработке электроэнергии на ТЭЦ, а
также для покрытия пиковой или полупиковой частей графика электрических нагрузок.
При рассмотрении возможности и экономической целесообразности получения дополнительной
мощности определяющими критериями являются: конструктивная возможность рассматриваемого
решения и необходимые для этого дополнительные капиталовложения, надежность работы оборудования,
величина и тепловая экономичность дополнительной мощности.
3.5.1. Дополнительная мощность при увеличении расхода сетевой воды
на турбоустановку
Современные теплофикационные турбины спроектированы исходя из работы ТЭЦ с коэффициентом
теплофикации <хТэц ~ 0.5. Это значит, что при минимальной температуре наружного воздуха тепловые
нагрузки установленных на ТЭЦ теплофикационных турбин и водогрейных котлов равны.
В настоящее время по ряду причин, например при отставании роста тепловой мощности турбин
ТЭЦ от повышения тепловой нагрузки присоединенного района теплопотребления или при ограничении
числа турбин ТЭЦ (по сравнению с требуемым), с целью уменьшения расхода органического топлива
и/или по экологическим соображениям для обеспечения тепловой нагрузки на ТЭЦ устанавливаются
дополнительные водогрейные котлы. Они могут быть установлены по двум конкурентным схемам:
отдельной группой, не связанной с турбинами ТЭЦ и с независимым подводом дополнительной сетевой
воды (в этом случае условия работы турбин не изменяются); с включением в общую схему ТЭЦ
параллельно остальным водогрейным котлам. В последнем случае дополнительная сетевая вода проходит
через подогреватели сетевой воды (ПСГ) турбины, после чего поступает в основные и дополнительные
водогрейные котлы. При новом соотношении тепловой нагрузки турбин и водогрейных котлов осТЭц
снижается до 0,30... 0,35 и соответственно расход сетевой воды W через ПСГ возрастает в 1,4... 1,6 раза
по сравнению с номинальным.
При увеличении расхода сетевой воды W температура ее на входе в ПСГ остается
неизменной, а на выходе снижается, что позволяет уменьшить давление в верхнем по ходу сетевой
воды регулируемом отборе пара и в результате этого увеличить электрическую мощность
турбины на величину АЛ", при неизменном расходе теплоты на турбоустановку.
По данным исследований, выполненных применительно к турбинам Т-100-130 и Т-250/300-240,
снижение давления в регулируемом отборе пара при уменьшении атдц приводит к увеличению энталь-
пийных теплоперепадов на ступени предотборного среднего отсека (СО) и к уменьшению — на ступени

j.д. I юлучение дополнительной мощности
промежуточного отсека (ПО), расположенного между отопительными отборами пара, в результате чего
снижается их КПД. Одновременно происходит увеличение расхода пара на подогреватель второй
ступени (ПСГ-2), что приводит к увеличению потерь давления в трубопроводе подвода пара к ПСГ-2. В связи
с этим величина увеличения электрической мощности ANe невелика и составляет при номинальном
расходе пара на турбину и среднезимнем режиме около 25% теоретически возможного. При
рассмотрении всего отопительного периода (с учетом увеличения расхода собственных нужд на перекачку сетевой
воды) фактическая величина ANe будет ниже указанного значения.
Повышение экономичности теплофикационной турбины со ступенчатым подогревом сетевой воды
при увеличении расхода сетевой воды W может быть достигнуто изменением места отбора пара из
проточной части турбины за счет уменьшения числа ступеней в промежуточном отсеке (ПО) и
увеличения числа ступеней в среднем отсеке (СО) [58]. Увеличение расхода сетевой воды осуществляется
пропуском ее в два хода вместо четырех путем реконструкции водяных камер ПСГ; для перестановки
ступеней турбины требуется реконструкция обойм. Диски ступеней СО и ПО, как правило, выполняются
насадными, что позволяет перемещать ступени в проточной части турбины из одного отсека в другой,
а с учетом обоймовой конструкции снимать одни и устанавливать другие, более оптимальные, ступени.
Изменение мощности турбин Т-100-130 и Т-250/300-240 при увеличении W и перестановке ступеней
СО и ПО на среднезимнем режиме и номинальном расходе пара представлено на рис. 3.18. Разная
эффективность является следствием влияния начальных параметров пара, различного изменения
давления в регулируемых отопительных отборах пара и разного абсолютного значения КПД ступеней, на
которых происходит приращение мощности [56].
AN, %
2
1
О
-1
1,0 1,2 1,4 1,6 jy
Рис. 3.18. Изменение мощности турбины при увеличении расхода сетевой воды W на среднезимнем
режиме при номинальном расходе пара в результате перестановки предотборных ступеней:
1 — турбина Т-250/300-240; 2 — турбина Т-100-130; — облопачивание переставляемой ступени
не меняется; — облопачивание переставляемой ступени оптимальное; W — отношение расхода
сетевой воды через ПСГ к величине номинального расхода (8000 аг^/ч)
Результаты вышеописанной разработки уже реализованы. Осуществлен перевод на работу с
пониженным атэц одной из турбин Т-250/300-240 ТЭЦ-25 Мосэнерго и Киевской ТЭЦ-5 [24]. Техническое
решение с перестановкой ступеней СО и ПО использовано в проекте турбины Т-260/300-240-С,
предназначенной для работы с увеличенным W [29].
3.5.2. Работа турбины с увеличенным пропуском пара в ЦНД
и охлаждением конденсатора захоложенной сетевой водой
При охлаждении конденсатора обратной сетевой водой на теплофикационных режимах работы
турбины по тепловому графику топливо экономится вследствие утилизации теплоты вентиляционного
расхода пара ступеней ЦНД, теплоты пара эжектора, сбрасываемого через линию рециркуляции в
конденсатор, а также теплоты пара концевых уплотнений ЦНД (разд. 3.1.3).
Из-за повышенной до 70 °С температуры обратной сетевой воды и увеличенного до 50кПа давления
в конденсаторе для турбин Т-250/300-240 и Т-185/220-130 режим работы с пропуском сетевой
воды через конденсатор недопустим и поэтому конструкцией турбоустановки не предусмотрен,
в связи с чем для теплофикационных режимов работы турбины характерны дополнительные потери
теплоты в цикле. Однако при реконструкции турбоустановок в условиях ТЭЦ имеется возможность
осуществить подвод сетевой воды и пропуск ее в два хода через встроенный пучок конденсатора.
В работе [42] сформулировано предложение по снижению (захолаживанию) температуры обратной
сетевой воды до уровня температуры циркуляционной воды, например, путем применения в
системе ТЭЦ теплонасосных установок (ТНУ). Это позволяет направить ее в конденсатор и использовать
последний в качестве первой ступени подогрева сетевой воды, а в результате дополнительного
пропуска пара в ЦНД повысить мощность турбины. Ниже представлены результаты исследований турбин
135

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Т-250/300-240 и Т-185/220-130 при пропуске через конденсатор захоложенной обратной сетевой воды.
Расчеты выполнены применительно к климатическим условиям г. Москвы и среднезимнему режиму
работы с температурой обратной сетевой воды т0бр = 46,2°С [52].
Исходным режимом, относительно которого рассмотрено изменение мощности турбины, принят
режим работы по тепловом графику с номинальным расходом пара, номинальной тепловой нагрузкой
и минимальным расходом пара в конденсатор, охлаждаемый циркуляционной водой. При изменении
расхода пара в ЦНД температура прямой сетевой воды не изменялась.
Повышение мощности турбины реализуется за счет увеличения расхода пара в ЦНД при открытии
регулирующих диафрагм ЦНД. При некотором расходе пара в ЦНД регулирующие диафрагмы
полностью открываются, и дальнейшее увеличение расхода пара в ЦНД, как известно, возможно только
при повышении давления в камерах отопительных отборов, т.е. при работе в режимах с естественным
повышением давления (ЕПД). При переходе к режимам с ЕПД изменяется не только давление в
камерах отопительных отборов, но и зависимость дополнительной мощности A^V = f(G). Режим работы
турбоагрегата с пропуском пара в ЦНД имеет две характерные области: без и при наличии ЕПД.
Начало режима ЕПД, соответствующее полному открытию регулирующих диафрагм ЦНД, определяется
давлением в регулируемом отборе пара: чем ниже давление в отборе, тем меньший расход пара могут
пропустить полностью открытые регулирующие диафрагмы ЦНД.
В свою очередь, уровень регулируемого давления при заданной температуре обратной сетевой воды
определяется расходом воды. Поэтому исследования проведены для двух температур прямой сетевой
воды тпр: 103,5 и 93 °С, что для турбины Т-250/300-240 соответствует расходам сетевой воды 6300
и 7600 м3/ч и для турбины Т-185/220-130 — соответственно около 4900 и 6000 м3/ч. Очевидно, что
большим значениям тпр соответствуют более высокое давление в отопительных отборах пара и,
следовательно, большие значения расходов пара в ЦНД на режимах до ЕПД, а также дополнительной
мощности.
Изменения давления в отопительных отборах пара р0тб. мощности ступеней среднего отсека (СО),
предшествующих верхнему отопительному отбору, промежуточного отсека (ПО), расположенного между
двумя отопительными отборами, и ЦНД при увеличении расхода пара в негодяя турбины Т-250/300-240
характеризуются графиками на рис. 3.19.
На режимах без ЕПД при увеличении расхода пара в ЦНД (СЦНд) давление в камере верхнего
теплофикационного отбора пара снижается незначительно; это обусловлено некоторым уменьшением
потерь в трубопроводах подвода пара и недогрева воды в подогревателе сетевой воды. Давление в
нижнем отборе пара с ростом величины СиНц снижается более значительно, что определяется
перераспределением паровой нагрузки: уменьшением абсолютной нагрузки нижнего сетевого подогревателя
и незначительным изменением паровой нагрузки верхнего подогревателя сетевой воды.
На режимах с ЕПД увеличение величины СЦНд возможно только в результате частичного обвода
подогревателей сетевой воды и одновременного повышения давления в камерах обоих отопительных
отборов пара. Поэтому зависимости ротб = / (Сцнд) имеют минимум в точке начала режимов с ЕПД
для каждой температуры захолаживания обратной сетевой воды. В области режимов с ЕПД давление
в камере нижнего отопительного отбора пара зависит только от расхода пара в ЦНД и, следовательно,
возрастает с увеличением СЦНд-
При изменении расхода пара в ЦНД происходит в основном изменение мощности трех отсеков:
среднего, промежуточного и ЦНД.
Для ступеней среднего отсека при режимах без ЕПД мощность практически не меняется, так как
давление за ними снижается незначительно. В области режимов с ЕПД мощность ступеней среднего
отсека падает, так как давление за ними увеличивается, что ведет к снижению располагаемого тепло-
перепада на указанные ступени.
Мощность ступеней промежуточного отсека в области режимов без ЕПД увеличивается в связи с
повышением теплоперепада, обусловленным снижением давления за ступенями ПО и некоторым
увеличением расхода через ступени в связи с частичной разгрузкой верхнего сетевого подогревателя. В
области режимов с ЕПД при увеличении расхода пара в ЦНД мощность ступеней снижается из-за роста
давления за ними. Мощность ЦНД с увеличением расхода пара в ЦНД также повышается, хотя
давление пара в конденсаторе возрастает. Современные турбины типа «Т» с двумя отопительными отборами
пара выполнены с дроссельным парораспределением ЧНД, поэтому переход в область режимов с ЕПД
не влияет на характер зависимости Л?цНд = /(Сцнд), которая, начиная с некоторого расхода пара в
ЦНД, близка к линейной и отличается только значением абсолютной мощности из-за разного давления
пара в конденсаторе, обусловленного температурой захолаживания обратной сетевой воды.
Суммарное повышение мощности турбины Т-250/300-240 (рис 3.20) на режимах без ЕПД тем
больше, чем ниже температура захолаживания обратной сетевой воды, и достигает максимума на режимах
полного открытия регулирующих диафрагм ЦНД, что обусловлено снижением до минимума потерь

Ротб. МПа
0,16
0,14
0,12
0,08
0,06 |-
0,04
\
\
— 20
—^
^^
\
\
3С 30
/
ь5
\
°С 40
/
^
^
У
0 100 200 йцид, т/ч
Wco, МВт
28
27
26
25
24
/
/
30 °С
20 °(
/
/
40 °С
1,
,\\
\
\
\
\
0 100 200
в
йцид, т/ч
0 100 200 йцид, т/ч
6
О 100 200 йцид, т/ч
Рис. 3.19. Зависимости параметров турбины Т-250/300-240 от расхода пара в ЦНД: а —давление
в камерах отопительных отборов; б — мощность среднего отсека; в — мощность промежуточного
отсека; г — мощность цилиндра низкого давления. Цифры на кривых — температуры захоложенной
обратной сетевой воды. Температура прямой сетевой воды тпр = 103,5° С
в органах паровпуска ЧНД. На режимах с ЕПД дополнительная мощность турбины снижается, так
как приращение мощности в ступенях ЦНД не компенсирует падение мощности в ступенях среднего и
промежуточного отсеков.
AN, МВт
100 200 Сцнд, т/ч
Рис. 3.20. Зависимости повышения мощности турбины Т-250/300-240 от расхода пара в ЦНД
(обозначения см. на рис. 3.19)
На рис. 3.21 представлены результаты исследования влияния тпр (фактически — расхода сетевой
воды W) и температуры захолаживания обратной сетевой воды тсбр на повышение мощности турбины
при оптимальных расходах пара в ЦНД. При оптимальных расходах пара в ЦНД приращение
мощности турбины практически пропорционально температуре захолаживания обратной сетевой воды и
тем больше, чем выше тпр, и, как следствие, чем меньше W. По данным исследований, оптимальный
расход пара в ЦНД для турбины Т-250/300-240 составляет около 150 т/ч при тпр = 93 °С и около
255 т/ч при тпр — 103,5 °С. Соответственно для турбины Т-185/220-130 эти величины составляют
около 145 и 245 т/ч. Столь близкие значения Сцнд для обеих турбин объясняются большой унификацией
облопачивания их ЦНД.
137

Глава 3 Эффективность теплофикационных турбин
AN, МВт
12
8
4
20 30 То6р, "С
Рис. 3.21. Зависимости повышения мощности турбин от температуры захоложенной обратной сетевой
воды при оптимальных расходах пара в ЦНД: — турбина Т-250/300-240; — турбина
Т-185/220-130; 1—тпр = 103 °С; 2 - тпр = 93 °С
На рис. 3.22 представлена зависимость повышения мощности турбин от степени захолаживания
температуры обратной сетевой воды (At) при оптимальных расходах пара в ЦНД. Дополнительная
мощность практически пропорциональна значению захолаживания температуры обратной сетевой воды,
и большие ее значения соответствуют более высоким тпр и, следовательно, меньшим W.
AN, МВт
12
8
4
0 10 At. "С
Рис. 3.22. Зависимости повышения мощности турбин от степени захолаживания температуры
обратной сетевой воды при оптимальных расходах пара в ЦНД (обозначения см. на рис. 3.21)
При работе турбины Т-250/300-240 по тепловому графику на охлаждение ступеней ЦНД требуется
расход пара до 25т/ч, а турбины Т-185/220-130 — до 20т/ч. При пропуске через встроенный пучок
конденсатора захоложенной обратной сетевой воды теплота пара ЦНД, концевых уплотнений ЦНД и
пара эжекторов полностью утилизируется, что позволяет увеличить тепловую нагрузку турбин
соответственно на 60 и 50ГДж/ч. Одновременно при этом экономится расход энергии на собственные нужды
ТЭЦ до 0,6 МВт, так как нет необходимости подачи циркуляционной воды в конденсатор.
Наибольшее беспокойство на этих режимах вызывают условия работы последних ступеней
ЦНД. При увеличении расхода пара в ЦНД и пропуске захоложенной сетевой воды через встроенный
пучок конденсатора происходит повышение давления пара в конденсаторе рк, которое при
оптимальных расходах пара в ЦНД и температурах обратной сетевой воды 20...40°С изменяется в диапазоне
3...37кПа.
К настоящему времени накоплен значительный опыт эксплуатации турбин УТЗ с максимально
допустимым давлением в конденсаторе 12кПа как при работе по тепловому графику с минимальным
пропуском пара в ЦНД и охлаждением конденсатора циркуляционной водой, так и при работе по
электрическому графику с охлаждением конденсатора циркуляционной водой.
УТЗ проведены исследования вибрационной надежности лопаток последних ступеней
теплофикационных турбин, в том числе турбин Т-250/300-240 и Т-185/220-130. Как и для других турбин, одним из
наиболее важных критериев надежности работы последних ступеней является объемный пропуск пара
G'vK. Резкое возрастание динамических напряжений на лопатки турбины при повышении давления в
1 У^
уГ 2
^^
--"'
Г ' - " " ч
1
2

sj.sj. I IKJJlylCnVIC MWIIWJinVI ICJIDnWI IVHJtl^tHJi. I И
конденсаторе вызывается уменьшением объемного расхода пара через последние ступени. Зона
максимальных напряжений при автоколебаниях лопаток приходится на относительный объемный пропуск
пара G\K = G\K/ (G\K)0 = 0.05...0.08, где (G"vK)0 — объемный пропуск пара на номинальном для
ступеней ЦНД режиме работы. Вместе с тем исследования показали, что при GvK > 0,2 уровень
напряжения в лопатках при автоколебаниях в зоне номинальной частоты вращения турбины стабилизируется
при сравнительно невысоких напряжениях в облопачивании, а работа турбины на таких режимах не
вызывает опасений.
На рис. 3.23 (по данным [53]) представлена зависимость относительного объемного пропуска пара
последних ступеней ЦНД от расхода пара в ЦНД и температуры захолаживания обратной сетевой воды.
Как видно из рисунка, для турбин Т-250/300-240 при температуре обратной сетевой воды 20... 30 °С и
оптимальных расходах пара в ЦНД величина G\K > 0,2 как при тпр = 93 °С, так и тпр = 103,5 °С. Для
турбины Т-185/220-130 при оптимальных расходах пара в ЦНД G\K > 0,2 для указанного диапазона
Тобр только при тпр = 93 °С, для тпр = 103,5 °С G\K < 0,2. На режимах работы турбины при
увеличении расхода пара в ЦНД до оптимальных значений в обеих турбинах G\K < 0,2, поэтому реализация
этих режимов работы турбины в эксплуатации требует проведения дополнительных исследований.
0,3
0,2
0,1
0 100 200 Сцнд, т/ч
Рис. 3.23. Зависимости относительного объемного пропуска пара последних ступеней турбин
от расхода пара в ЦНД и температуры захоложенной обратной сетевой воды. Точки на графиках —
при оптимальных расходах пара в ЦНД: о — тпр = 93 °С,' д — тпр = 103,5 °С; сплошные кривые —
турбина Т-250/300-240; отдельные точки — турбина Т-185/220-130.
Остальные обозначения см. на рис. 3.19
Установлено, что даже на режимах работы турбины с оптимальными расходами пара в
ЦНД при всех температурах захолаживания обратной сетевой воды последние ступени ЦНД
работают в режиме потребления мощности. Отрицательная мощность последних ступеней
ЦНД турбины Т-250/300-240 составляет до 0,6 МВт, а турбины Т-185/220-130 — до 0,4 МВт.
В связи с этим до проведения дополнительных исследований для обеспечения надежности
работы турбины в режиме с пропуском захоложенной сетевой воды через встроенный пучок
конденсатора целесообразно разлопатить последние ступени, а для предотвращения заносов
пазов под эти рабочие лопатки установить хвостовики. При этом диафрагмы последних
ступеней ЦНД должны оставаться в корпусе турбины.
Для ускорения перехода от режима работы турбины с тепловыми насосами на летний
конденсационный режим работы в условиях ТЭЦ целесообразно иметь сменные роторы, один из которых —
без рабочих лопаток последних ступеней [60]. Разлопачивание последних ступеней ЦНД или замена
полностью облопаченного ротора ЦНД на ротор без рабочих лопаток последних ступеней позволяет
обеспечить надежную работу турбины во всем диапазоне увеличения расхода пара ЦНД, вплоть до
оптимальных значений.
При переходе на летний режим турбина должна быть остановлена для выполнения соответствующих
монтажных работ.
При эксплуатации теплофикационных турбин, в том числе в составе теплонасосных установок
(ТНУ), встречаются режимы с ограниченной тепловой нагрузкой. На таких режимах, как правило,
турбина работает по электрическому графику со значительным пропуском пара в конденсатор.
— /
> 20°с
г( | *Ч
30 °С
. 1
40 °С
^ч
20 °С
139

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
3.5.3. Дополнительная мощность при отключении теплообменных
аппаратов в системе регенеративного подогрева питательной воды
Дополнительная мощность в теплофикационных турбинах может быть получена при частичном или
полном отключении системы регенерации. Условия получения дополнительной мощности и
экономическая целесообразность таких режимов работы турбины (турбоустановки) рассмотрены ниже.
Отключение ПВД
При отключении ПВД и неизменном расходе свежего пара через ступени турбины, расположенные
после камеры отбора отключаемого подогревателя, проходит дополнительное количество пара. Этот
пар вырабатывает дополнительную электроэнергию.
Отключение ПВД при неизменном расходе свежего пара изменяет условия работы основного
оборудования станции: из-за снижения температуры питательной воды возрастает тепловая нагрузка котлов
и снижается температура уходящих газов; повышается давление в трубопроводах системы
промежуточного перегрева пара и в камерах отбора пара на ПВД; возрастают нагрузки на ступени турбины,
расположенные после отбора, и изменяется осевое усилие; увеличиваются давления в подогревателях
низкого давления, а также нагрузка сливных и конденсатных насосов и т. п. Поэтому работа турбины
(турбоустановки) с отключенными ПВД возможна в том случае, если основное оборудование
электростанции располагает необходимыми резервами и может работать в условиях требуемых перегрузок при
небольших дополнительных затратах или если оно спроектировано на условия работы с
отключенными ПВД, или, наконец, если возможно изменение тепловой схемы станции, устраняющее перегрузку
оборудования.
Для конденсационных турбин при отключении ПВД удельный расход теплоты на
дополнительно выработанную электроэнергию выше, чем на номинальном режиме. Это определяется тем, что
для дополнительного потока пара начальные параметры, равные параметрам в камере отбора пара на
ПВД, всегда ниже, чем номинальные параметры свежего пара. Поэтому отключение ПВД на
конденсационных электростанциях применяется в ограниченном объеме и в основном для покрытия пиковой
нагрузки [7, 55].
Теплофикационный режим (т. е. режим с включенной тепловой нагрузкой) с пропуском
пара отключенных ПВД в конденсатор отличается от аналогичного конденсационного
режима тем, что при увеличении пропуска пара в ЧНД уменьшаются потери на дросселирование
в регулирующих органах ЧНД. Поэтому приращение электрической мощности при
отключении ПВД на рассматриваемом теплофикационном режиме больше, чем на конденсационном
режиме. Соответственно выше и тепловая экономичность дополнительной мощности.
Отключение ПВД в теплофикационных турбинах значительно более эффективно, чем в конденсационных, так
как одновременно с дополнительной электрической мощностью может быть получена и дополнительная
тепловая нагрузка, при этом вся дополнительная мощность будет выработана на тепловом потреблении
с удельным расходом топлива около 0.16 кг/ (кВт ■ ч) [7, 24]. Кроме того, в условиях ТЭЦ с
поперечными связями возможно использование в ряде случаев имеющихся запасов по тепловой мощности
котельной, например в период ремонта турбин, что снижает необходимые дополнительные
капитальные затраты на оборудование. Зависимость относительного повышения мощности ANe от температуры
наружного воздуха турбин Т-110/120-130 и Т-185/220-130 при номинальных расходах пара приведена
на рис. 3.24.
AN, %
6
4
-30 -22 -14 -6
Температура наружного воздуха, °С
Рис. 3.24. Относительное повышение мощности турбин при отключении ПВД и номинальных
расходах пара: 1 — турбина Т-110/120-130; 2 — турбина Т-185/220-130
Отключение отдельных ПВД возможно путем закрытия задвижек на трубопроводах подвода пара,
что реализовано на турбинах Т-100-130 ТЭЦ-17 Ленэнерго и ряде других [24]. Наиболее эффективно

отключение ПВД путем регулируемого обвода их по питательной воде с установкой на линии обвода
регулирующего клапана. Наличие последнего позволяет задействовать систему отключения ПВД в схеме
регулятора тепловой нагрузки турбины и осуществлять это мероприятие при достижении
парораспределительными органами ЧНД минимального открытия, а парораспределительными органами ЧВД —
максимального открытия [46], т.е. при работе турбины по тепловому графику. Для турбин типа «ПТ»
обвод ПВД прекращается при достижении парораспределительными органами ЧСД максимального
открытия, что исключает снижение экономичности в работе турбины при наступлении естественного
повышения давления в производственном отборе пара.
При повышении начальных параметров пара эффективность отключения ПВД возрастает. Так,
например, для турбины Т-250/300-240 при отключении одного ПВД № 8 и направлении пара в
отопительный отбор возможная дополнительная мощность составляет 5,5... 7,5 МВт, а дополнительная тепловая
нагрузка — 70... 75 ГДж/ч.
Результаты расчетных исследований по эффективности отключения ПВД № 8 турбины Т-250/300-240
хорошо согласуются с опытными данными [64]. Следует, однако, отметить, что с увеличением
пропускной способности турбины Т-250/300-240 от 980 до 1000 т/ч в связи с наличием резервов по теплопро-
изводительности котельного оборудования сводится до минимума возможность отключения ПВД № 8
для получения дополнительной электрической мощности и тепловой нагрузки из-за повышения
давления пара в трубопроводах промежуточного перегрева пара, в камерах отбора пара на ПВД № 7 и б,
а также в ПНД № 5. Поэтому для эффективной реализации системы отключения ПВД № 8 требуется
создание новых трубопроводов промперегрева пара и названных выше теплообменных аппаратов.
Отключение ПВД и ПНД
Одним из путей повышения эффективности теплофикационных турбин и улучшения экологии
окружающей среды является использование их в составе ТЭЦ и ПГУ, разрабатываемых по сбросной схеме
с низконапорным парогенератором. В этом случае возможно частично или полностью отключить
систему регенерации низкого и высокого давлений с утилизацией теплоты отработавших газов турбин
питательной водой в теплообменниках низкого (ГВП НД) и высокого (ГВП ВД) давлений, а также
получить дополнительную мощность и тепловую нагрузку [33].
Отключение системы регенерации, как и при отключении ПВД, связано с перегрузкой
расположенных после соответствующих отборов пара ступеней турбины, в особенности предшествующих
отопительным отборам, а на конденсационных режимах — ступеней части низкого давления. Кроме того, в
этом случае повышается давление пара в камерах отборов на ПВД и ПНД, изменяется осевое усилие,
воспринимаемое упорным подшипником турбины. В связи с этим наряду с вопросами экономичности
необходимо рассмотреть проблему надежности элементов турбоагрегата, генератора, ряда элементов
вспомогательного оборудования и т.д.
В работе [33] представлены результаты исследования экономичности двухцилиндровых турбин
типа Тп-115/125-130-1ТП и Тп-115/125-130-2ТП номинальной мощностью 115 МВт. Указанные турбины
имеют проточные части ВД и СД (ступени 1. ..23), практически полностью унифицированные с
таковыми турбины Т-110/120-130-5, одинаковые пропускную способность по свежему пару (500т/ч) и
тепловую нагрузку (753ГДж/ч). Отличаются они только конструкцией ступеней ЧНД и, как следствие,
разными расходами пара в конденсатор и конденсационной мощностью.
Турбина первой модификации (Тп-115/125-130-1ТП) имеет высоту лопатки последней ступени
550мм (один выхлоп турбины Т-110/120-130-5), максимальный расход пара в конденсатор — 225т/ч,
поверхность теплообмена конденсатора — 3100м2, расход охлаждающей воды — 8000м3/ч. Это
позволяет обеспечить при полностью включенной системе регенерации и номинальной
температуре охлаждающей воды 27 °С максимальную конденсационную мощность 80МВт, что соответствует
расходу свежего пара около ЗООт/ч. Турбина этого типа обеспечивает высокую экономичность при
условии работы с полной тепловой нагрузкой по тепловому графику и использовании всей теплоты
пара, поступающего в конденсатор, для подогрева сетевой или подпиточной воды. В этих условиях
снижаются до минимума потери на вентиляцию в последних ступенях, сокращаются потери теплоты с
циркуляционной водой и общие затраты в низкопотенциальной части ТЭЦ.
Турбина второй модификации (Тп-115/125-130-2ТП) имеет высоту лопатки последней
ступени 660мм (выхлоп турбины ПТ-140/165-130/15-3) и, исходя из допустимой нагрузки генератора,
максимальную конденсационную мощность, равную 125МВт. При полностью включенной системе
регенерации и номинальной температуре охлаждающей воды 27 °С это соответствует расходу свежего
пара 465 т/ч и расходу пара в конденсатор около 330т/ч. Турбина комплектуется конденсатором с
поверхностью теплообмена 6200 м2 при расходе охлаждающей воды 13 500м3/ч.
141

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
В связи с увеличенной тепловой нагрузкой обе рассматриваемые турбины комплектуются ПСГ-3000
с поверхностью теплообмена 3000 м2 и расходом сетевой воды в 4 хода до 5000 м3/ч (вместо ПСГ-2300
с расходом сетевой воды до 4500 м3/ч в турбине Т-110/120-130-5); подогреватель ПСГ-1 размещен под
ЦВД, а ПСГ-2 — под генератором.
Исследования проводились при разработке технико-экономического обоснования (ТЭО)
строительства Губкинской ТЭЦ АО «Белгородэнерго» с тремя ПГУ-170 для работы по «сбросной» схеме в
составе (на один энергоблок): одного электрического котла ТКЗ паропроизводительностью 500 т/ч на
параметры 14МПа, 540 °С на твердом топливе, одной теплофикационной турбины УТЗ мощностью
115МВт и двух ГТУ-25 НПО «Машпроект» на природном газе. При исследовании рассматривались
режимы работы турбины с пропусками воды через ПСГ 6000 и 8000 м3/ч. Для реализации этих
режимов в подогревателе ПСГ-3000 требуется изменение схемы пропуска сетевой воды с четырехходовой на
двухходовую, в результате чего ее максимальный расход через них составит до 10000м3/ч.
В процессе исследований расход свежего пара на теплофикационных и конденсационных режимах
турбины второй модификации был принят максимальным — 500 т/ч, температура обратной сетевой
воды — 50 °С, что соответствует ее значению на среднезимнем режиме. Предполагается, что на
теплофикационных режимах турбина работает по тепловому графику с минимальным пропуском пара в
конденсатор. При двухступенчатом подогреве сетевой воды вытесненный пар системы регенерации
поступает в отопительные отборы, а расход сетевой воды через ПСГ остается неизменным. Поэтому при
частичном или полном отключении системы регенерации повышаются температура сетевой воды после
подогревателя ПСГ-2 и давление в камере отбора пара.
Рассмотрены два варианта проточной части СД: неизменная проточная часть, в которой отбор пара
на подогреватель ПСГ-2 осуществляется после 21-й ступени среднего отсека (СО) турбины, а отбор пара
на подогреватель ПСГ-1 — после 23-й ступени промежуточного отсека (ПО) турбины (вариант № 1);
проточная часть, в которой в СО турбины добавляется одна ступень, а в ПО турбины число ступеней
уменьшается на одну, что при увеличенных расходах сетевой воды через ПСГ позволяет повысить
мощность турбины [58] (вариант № 2).
Для реализации режимов с частичной или полностью отключенной системой регенерации в
тепловую схему турбоустановки внесены следующие изменения: конденсат греющего пара подогревателя
ПСГ-2 насосом подается в систему регенерации перед ПНД № 1 (вместо ПНД № 2); на линии обвода
ПНД установлен ГВП НД, конденсат после которого поступает в деаэратор 0,6 МПа, а на линии обвода
ПВД — ГВП ВД, питательная вода после которого поступает в экономайзер котла.
Результаты исследований эффективности отключения системы регенерации обеих модификаций
турбин представлены на рис. 3.25. В качестве исходного принят режим работы турбины с проточной
частью варианта № 1 при расходе сетевой воды через ПСГ И" = 8000 м3/ч и полностью включенной
системой регенерации. Как видно из рис. 3.25, а, для варианта № 1 проточной части при расходе сетевой
воды W = 8000 м3/ч возможно увеличение мощности турбины на 10,4 МВт, а при W = 6000 м3/ч —
на 8,7 МВт.
AN, МВт ллг. МВт
ддт гдж/ч
300 1 1 1
200
100
50 ДЛ, %
а б в
Рис. 3.25. Зависимость увеличения электрической мощности и тепловой нагрузки турбины от степени
отключения системы регенерации AR: а — вариант № 1 проточной части СД; б — вариант № 2
проточной части СД; в —для обоих вариантов; 1 — расход сетевой воды через ПСГ 8000 м3/ч;
2 — расход сетевой воды через ПСГ 6000 м3/4
Для варианта № 2 проточной части и при аналогичных условиях, как это видно на рис. 3.25,6,
повышение мощности турбины составляет 14.2 МВт — при W = 8000 м3/ч и 11,2 МВт при W =
= 6000 м3/ч. Из сопоставления данных рис. 3.25, а видно, что переход на вариант № 2 проточной части
позволяет увеличить мощность турбины при полностью включенной системе регенерации по сравнению
с вариантом № 1 на 2,2 МВт, а при полном ее отключении — на 3,8 МВт.

3.5. Получение дополнительной мощности
Увеличение мощности турбины в варианте № 2 ее проточной части является следствием уменьшения
нагрузки на подогреватель ПСГ-2, в результате которого снижается давление в камере отбора пара на
последней ступени СО и увеличивается энтальпийный теплоперепад на ступени СО турбины.
При расходе сетевой воды W = 8000 м3/ч и сохранении надежности облопачивания СО турбины
необходим обвод в 2000 м3/ч сетевой воды мимо ПСГ. Для реализации работы турбоустановки без
обвода ПСГ по сетевой воде требуется разработка нового облопачивания ступеней СО.
При отключении системы регенерации, как видно из рис. 3.25, в, возможно увеличение тепловой
нагрузки турбины на 280ГДж/ч; величина нагрузки практически не зависит от варианта проточной
части СД.
Результаты исследования показали, что на среднезимнем режиме при полностью отключенной
системе регенерации, расходе сетевой воды через ПСГ 6000м3/ч и сохранении при этом конструкции
облопачивания СО и ПО электрическая мощность турбины при варианте № 1 проточной части
составляет 127,5 МВт и в варианте № 2 — 129,5 МВт, а тепловая нагрузка равна 1030ГДж/ч.
Учитывая, что в реальных условиях работы теплофикационной турбины в составе ПГУ пар
давлением 1,5 МПа будет отбираться из ресивера ЦВД-ЦНД для нужд промышленности или на пиковый бойлер,
можно утверждать, что электрическая мощность турбины не превысит допустимой Ne = 125 МВт. При
отсутствии расхода из этого отбора пара необходимо рассмотреть с разработчиком генератора
возможность увеличения его мощности до 130 МВт.
На основании исследований установлено также, что комплектуемые с турбинами ПВД и ПНД не
препятствуют реализации технического решения по частичному или полному их отключению.
При работе турбины Тп-115/125-130-1ТП на конденсационных режимах и частичном или полном
отключении системы регенерации для предотвращения перегрузки ступеней ЧНД требуется снижение
расхода свежего пара, что связано со снижением Ne (рис. 3.26, а). Однако в результате утилизации
теплоты уходящих газов в ГВП ВД экономичность турбины повышается (рис. 3.26,6).
AN, МВт
12
—у^~~
AN
_ AGT _
AGT, т/ч
120
80
40
О
AR. %
AR, %
Рис. 3.26. Зависимость характеристик турбины Тп-115/125-130-1ТП на конденсационных режимах
от степени отключения системы регенерации (AR): а — снижение мощности турбины (AN) и расхода
свежего пара (AGn); б — повышение экономичности турбоустановки (е)
Облопачивание ЧНД турбины Тп-115/125-130-2ТП позволяет осуществить полное отключение
системы регенерации, в результате чего на конденсационных режимах работы повышаются мощность и
экономичность турбины (рис. 3.27).
£. %
£ /
AN
AN, МВт
10
50
AR, %
Рис. 3.27. Зависимость повышения мощности и экономичности турбины Тп-115/125-130-2
на конденсационных режимах от степени отключения системы регенерации
Максимальная электрическая мощность на конденсационном режиме работы турбины при
полностью отключенной системе регенерации и номинальной температуре охлаждающей воды 27 °С
составляет 146,5 МВт. Для достижения этой мощности требуются дополнительные исследования выхлопного
143

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
патрубка турбины и, возможно, его модернизация, применение генератора другого типа, изменение узла
сочленения роторов турбины и генератора, габаритов фундамента, увеличение расхода охлаждающей
воды и площади орошения градирни. Таким образом, повышение конденсационной мощности турбины
сверх установленного ТУ значения на 17% (146,5 против 125 МВт) потребует значительных затрат на
реконструкцию как турбины, так и низкопотенциальной части ТЭЦ, что для теплофикации может быть
неоправданным.
Как показывает многолетняя практика, ТЭЦ работает на чисто конденсационной мощности
только в первые годы эксплуатации, до набора полной (проектной) тепловой нагрузки. В неотопительный
период, составляющий примерно 30% всего годового времени работы, турбины загружены нагрузкой
горячего водоснабжения, поэтому для проектируемой ТЭЦ принято целесообразным сохранение
конденсационной мощности турбины 125МВт при снижении расхода свежего пара и полностью отключенной
системе регенерации. Увеличение конденсационной мощности выше 120 МВт требует дополнительного
технико-экономического обоснования.
3.5.4. Дополнительная мощность при ограничении
тепловой нагрузки турбоустановки
В теплофикационных турбинах с регулируемым отбором пара пропускная способность ЧВД
выбирается по расходу пара на режиме работы турбины (ПТУ) с номинальной тепловой нагрузкой, а
пропускная способность ЧНД — по конденсационному режиму. Поэтому в турбинах с регулируемым отбором
пара возможно получение электрической мощности, превышающей номинальную, за счет увеличения
пропуска пара в ЧНД при одновременном уменьшении регулируемого отбора пара.
Максимальная электрическая мощность в турбинах с одним регулируемым отбором пара
достигается на режиме работы турбины с одновременным максимальным расходом пара через оба отсека: ЧВД
и ЧНД, а в турбинах с двумя регулируемыми отборами пара — на режиме с полными расходами пара
через каждые из трех отсеков: ЧВД, ЧСД, ЧНД. Для современных теплофикационных турбин
максимальная мощность при уменьшении тепловой нагрузки до нуля составляет 110... 125% от номинальной
и определяется конструкцией турбины, параметрами свежего пара и давлением пара в регулируемом
отборе, а также допустимой нагрузкой генератора.
Дополнительная мощность может быть использована для покрытия пиковой или полупиковой части
графика электрических нагрузок энергосистемы, а также в качестве аварийного и оперативного резерва.
При получении дополнительной мощности уменьшение тепловой нагрузки турбоагрегата не должно, как
правило, отражаться на тепловом потребителе. Поэтому если по условиям ТЭЦ турбоагрегат работает с
полной тепловой нагрузкой, для получения максимальной электрической мощности требуется установка
дополнительного оборудования для отпуска теплоты потребителю помимо турбины.
На ТЭЦ с турбинами типа «Т» резервирование отопительной нагрузки может быть осуществлено
технически сравнительно просто (например с помощью водогрейных котлов) и с малыми капитальными
затратами. Вместе с тем дополнительная мощность, получаемая за счет тепловой нагрузки
турбоагрегата с замещением ее водогрейными котлами, имеет низкую тепловую экономичность. Поэтому условия и
режимы использования дополнительной мощности определяются на основании технико-экономических
расчетов.
Для турбин типа «Т», работающих совместно с тепловыми сетями, целесообразно рассматривать
дополнительную мощность (ее величину и экономичность) в зависимости от изменения тепловой
нагрузки турбины и параметров, характеризующих режим работы тепловых сетей: коэффициента
теплофикации «тэц и температуры наружного воздуха tHB.
Исходным режимом, относительно которого рассматривается эффективность дополнительной
выработки электроэнергии, является режим работы турбины по тепловому графику с номинальной тепловой
нагрузкой, полным расходом пара на турбину и охлаждением конденсатора циркуляционной водой.
Снижение эффективности при переключении конденсатора с обратной сетевой воды на циркуляционную
рассмотрено в разд. 3.1.4 и может быть учтено дополнительно. Приводимые ниже количественные
результаты относятся к турбинам с двумя отопительными отборами пара, температурному графику
теплосети L50/70°C и климатическим условиям г. Москвы [7, 55].
Для получения дополнительной мощности должен быть увеличен пропуск пара в ЧНД при
соответствующем уменьшении тепловой нагрузки, что обеспечивается открытием регулирующих органов
ЧНД. При некотором расходе пара регулирующие органы ЧНД полностью открываются, и дальнейшее
увеличение пропуска пара в ЧНД и, следовательно, дальнейшее увеличение электрической мощности
возможно только при повышении давления в камере регулируемого отбора пара, т.е. при работе в
режимах с естественным повышением давления (ЕПД). При переходе от режимов работы без ЕПД к
режимам с ЕПД изменяются не только давление пара в камере отбора, но, как будет показано ниже,
144

j.a. l юлучение дополнительной мощности
также тепловая экономичность и характер зависимости дополнительной мощности от tHB и <Хтэц-
Соответственно режим работы турбоагрегата с дополнительной мощностью имеет две характерные области:
без ЕПД и при наличии ЕПД.
Начало режима ЕПД, соответствующее полному открытию регулирующих органов ЧНД,
определяется давлением в регулируемом отборе пара: чем ниже давление в отборе, тем меньший расход пара
могут пропустить органы парораспределения ЧНД.
Отопительная тепловая нагрузка турбины QT = Wc (tj — т0б) определяется тремя независимыми
параметрами: расходом сетевой воды И , температурой сетевой воды на входе т0б и на выходе Ti из
сетевых подогревателей. Поскольку при снижении тепловой нагрузки ПТУ для получения
дополнительной мощности турбины тепловое потребление на ТЭЦ должно обеспечиваться резервными установками,
численное значение т0б может рассматриваться как неизменное.
На режимах без ЕПД уменьшение тепловой нагрузки турбоагрегата может быть получено или
снижением Ti при И' = const, или пропуском части сетевой воды помимо сетевых подогревателей при
Ti — const. При снижении тепловой нагрузки за счет обвода воды (ti = const) режим ЕПД наступает
позже, чем при И" = const, так как для равных тепловых нагрузок турбины давление пара в нижнем
отопительном отборе при Ti = const выше, чем при W = const. Изменение давления пара в верхней
и нижней камерах отопительных отборов турбины Т-100-130 при обоих способах уменьшения тепловой
нагрузки показано на рис. 3.28.
Рис. 3.28. Изменение давления рот в верхней и нижней камерах отборов турбины Т-100-130
в зависимости от снижения тепловой нагрузки: а — верхняя камера отбора; б — нижняя камера
отбора; — W = const, остэц = 0,5; — W = const, ат9ц = 0.59; — Ti= const,
сх-тэц = 0,5; цифры на кривых — температура наружного воздуха
Обозначим изменение тепловой нагрузки AQT. На режимах работы без ЕПД при Ti = const
давление в камере верхнего отопительного отбора пара при увеличении AQT, т.е. при уменьшении тепловой
нагрузки турбины, снижается незначительно, поскольку обусловлено некоторым уменьшением потерь
в трубопроводе отбора пара и недогрева воды до температуры насыщения пара в сетевом
подогревателе. Давление в нижнем отборе пара с ростом AQT снижается более значительно, что определяется
перераспределением тепловой нагрузки — уменьшением как абсолютной, так и относительной нагрузок
нижнего сетевого подогревателя.
Для режимов с W = const давление в верхнем отборе пара при увеличении AQT снижается
существенно, поскольку уменьшается требуемая температура подогрева сетевой воды Ti. Одновременно на
большую величину, чем при Т] = const, снижается давление и в нижней камере отбора пара, так как
уменьшение нагрузки на нижний сетевой подогреватель происходит более интенсивно.
В области режимов работы с ЕПД уменьшение тепловой нагрузки при двухступенчатом подогреве
сетевой воды возможно только за счет частичного обвода сетевых подогревателей и одновременного
повышения давления в обоих отопительных отборах пара. Поэтому зависимость рт = f (AQT) имеет
минимум в точке начала режимов с ЕПД. В области режимов с ЕПД давление в камере нижнего
отопительного отбора пара зависит только от расхода пара в ЧНД и, следовательно, возрастает с
увеличением AQT.
Для ЧВД в области режимов без ЕПД с уменьшением тепловой нагрузки мощность возрастает:
значительно при И = const и незначительно при Ti = const. Увеличение мощности в основном
определяется снижением давления в верхнем отопительном отборе пара. В области режимов с ЕПД при
уменьшении тепловой нагрузки мощность ЧВД уменьшается, так как давление за ЧВД возрастает.
Изменение мощности ступеней промежуточного отсека турбины в области режимов без ЕПД
сравнительно невелико, причем с уменьшением тепловой нагрузки оно возрастает, что
объясняется увеличением адиабатического перепада. Изменение тепловой нагрузки обоими способами
145

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
(ti = const, W = const) дает примерно одинаковое изменение мощности. В области режимов с ЕПД
при уменьшении тепловой нагрузки мощность промежуточного отсека турбины возрастает, причем
более интенсивно, чем на режимах без ЕПД. Увеличение мощности промежуточного отсека на режимах
с ЕПД определяется увеличением расхода пара через промежуточный отсек из-за разгрузки верхнего
сетевого подогревателя при практически постоянном использовании теплоперепада промежуточного
отсека.
Мощность ЧНД при уменьшении тепловой нагрузки возрастает пропорционально AQT. Современные
турбины типа «Т» с двумя отопительными отборами пара выполнены с дроссельным
парораспределением ЧНД, поэтому переход в область режимов с ЕПД не влияет на характер зависимости изменения
мощности от изменения тепловой нагрузки, которая близка к линейной в широком диапазоне
изменения Д<2т-
На основании исследований установлено, что из двух возможных способов получения
дополнительной мощности на режимах без ЕПД — снижением давления в регулируемом отборе пара (W = const)
и частичным обводом сетевой воды помимо сетевых подогревателей (ti = const) — более
экономичным является снижение давления пара в регулируемом отборе при постоянном пропуске воды
через сетевые подогреватели (W = const). Определяющим фактором здесь является большее
приращение мощности ЧВД при \V = const в сравнении со способом Ti = const. Зависимость изменения
дополнительной мощности турбины Т-100-130 от AQT при способе W = const и атэц = 0,5
представлена на рис. 3.29. На этом же рисунке для температуры наружного воздуха £н в. = — 25 °С представлена
зависимость NAOn = f (AQT) и для значения атэц = 0,59. Из рис. 3.29 видно, что дополнительная
мощность турбины на режимах без ЕПД тем больше, чем ниже температура наружного воздуха и чем
выше атэц- В области режимов с ЕПД дополнительная мощность турбины, возможная при снижении
тепловой нагрузки, пропорциональна AQT и практически одинакова для всех температур наружного
воздуха и значений аТэц-
Nno„. МВт
20
16
12
8
4
О 80 160 240 320 400 AQT, ГДж/ч
Рис. 3.29. Дополнительная мощность турбины Т-100-130.
Цифры на кривых — температура наружного воздуха tHB
Следует отметить, что на части режимов можно исключить ЕПД за счет перехода с двухступенчатого
подогрева сетевой воды на одноступенчатый. Вопросы тепловой экономичности такого переключения
рассматриваются в разд. 3.6.
Максимальная дополнительная мощность, которая может быть получена при уменьшении тепловой
нагрузки, ограничивается допустимым максимальным пропуском пара в ЧНД и разрешаемой нагрузкой
генератора и указана в табл. 3.5.
Таблица 3.5. Максимальная дополнительная мощность турбин, возможная
при уменьшении тепловой нагрузки
Наименование
Дополнительная мощность, МВт
Тип турбины
Т-110-130
14... 20
Т-185-130
32... 41
ПТ-140-130
14... 20
Т-250-240
45... 58
Примечание. Большие величины дополнительной мощности относятся к минимальной температуре наружного воздуха.
При получении дополнительной мощности турбины за счет уменьшения тепловой нагрузки
теплофикационная выработка электроэнергии замещается конденсационной (при получении 1 МВт
дополнительной мощности в среднем вытесняется 4...7МВт теплофикационной мощности), что приводит к

3.5. Получение дополнительной мощности
снижению тепловой экономичности турбины и одновременно определяет низкую экономичность
дополнительной мощности.
Тепловая экономичность турбины характеризуется удельным расходом теплоты, определенным по
общей выработке электрической и тепловой энергии:
Q.
тур
Ц/т Ц/т
<э;+aqt
NK
NH 4- /V
JV т^ J *д
(3.78)
0.
где индекс «н» обозначает величины, относящиеся к номинальному режиму, когда N№
При изменении дополнительной мощности турбины от нуля до максимума удельный расход теплоты,
определяемый зависимостью (3.78), возрастает от 3700 до 8000... 8400 кДж/ (кВт ■ ч).
Тепловая экономичность дополнительно выработанной электроэнергии характеризуется тем
дополнительным расходом теплоты, который затрачен на ее выработку. Обозначим этот дополнительный
расход теплоты Д<удоп и соответствующий удельный расход теплоты ддоп- Тогда
л<2доп/лч
(3.79)
Дополнительная мощность турбины обеспечивается при неизменном расходе теплоты на турбину
только за счет уменьшения тепловой нагрузки, поэтому, как видно из зависимости (3.78), AQnim
численно равна уменьшению тепловой нагрузки AQT, и следовательно
?ДОП = AQt/А^д,
(3.80)
Определение qnon по формуле (3.80) означает, что снижение экономичности турбины на
рассматриваемом режиме (сравнительно с номинальным режимом из-за замещения теплофикационной
выработки электроэнергии конденсационной) полностью отнесено к дополнительной выработке электроэнергии.
Зависимость ддоп = / (NAOn, tHB) приведена на рис. 3.30, а. При увеличении AQT в пределах режимов
без ЕПД 9доп уменьшается, а после начала ЕПД — возрастает.
4R000
Q.C
сс? 24000
16000
40000
13 3201)0
241)00
16000
-1°С'-5 -10 -15 -20 -25 ' |
t
\
~\ -
4-J
"1
^
1 >
г
1
I—
12 16 /V„on, МВт
8 12 16 ЛГдо„. МВт
б
Рис. 3.30. Удельный расход теплоты на выработку NAon турбины Т-100-130: а — по формуле (3.79);
б — по формуле (3.81). Обозначения см. на рис. 3.29
Численные значения ддоп находятся в пределах от 16000 до 40000кДж/ (кВт • ч), что в 2... 5 раз
больше удельного расхода теплоты на конденсационных турбоагрегатах. Низкая тепловая
экономичность дополнительной выработки электроэнергии, получаемой за счет уменьшения тепловой нагрузки,
объясняется тем, что мощность выработана в ступенях ЧНД паром с начальными параметрами
отопительного отбора, т. е. с давлением 0,06... 0,25 МПа. Малый адиабатический теплоперепад (от давления
пара в отопительном отборе до давления пара в конденсаторе) определяет также большой диапазон
изменения длоп в зависимости от давления пара в отопительном отборе.
При высоких температурах наружного воздуха, когда давление пара в отборе мало, ддоп достигает
максимальных значений; с понижением температуры наружного воздуха или увеличением (Хтэц
давление в отборе возрастает и ддоп уменьшается (рис. 3.30).
Тепловая экономичность дополнительной выработки электроэнергии при изменении
дополнительной мощности от A^on(i) до NAon(i+1) характеризуется величиной
lim
dNM
AQt(j-h) ~~ AQt(j) _ dQT
*° ^Уцоп(»+1) — ^доп(г) dNpp
(3.81)
147

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Зависимость ддоп = / (AQT, tHB, остэц) приведена на рис. 3.30,6.
Для рассмотренных турбин на режимах без ЕПД численные значения ддоп на большей части
режимов составляют 16000.. .38 000 кДж/(кВт • ч). На режимах с ЕПД ддоп практически постоянно и
равно 39000кДж/ (кВт ■ ч).
Режимы с началом ЕПД в отопительных отборах характеризуются скачкообразным увеличением
9доп в связи со снижением приращения мощности ЧВД из-за повышения давления в регулируемом
отопительном отборе пара.
3.6. Особенности работы теплофикационных турбин
при частичной нагрузке отопительных отборов пара
В летний период, а также в начале и конце отопительного периода расчетная тепловая нагрузка
турбины меньше номинальной и теплофикационные турбины могут иметь конденсационный пропуск
пара. Последний возможен и в отопительный период или как следствие неполной нагрузки ТЭЦ, или при
планируемой разгрузке турбины по тепловой нагрузке для получения дополнительной электрической
мощности.
Ниже рассматриваются вопросы работы теплофикационных турбин при наличии конденсационного
пропуска пара.
3.6.1. Оптимизация режимов работы турбины при частичной нагрузке
отопительных отборов
При работе теплофикационной турбины с ограниченной тепловой нагрузкой и конденсационным
пропуском пара возможны режимы с естественным повышением давления пара в регулируемом
отопительном отборе при полностью открытых регулирующих диафрагмах ЧНД. Особенности режимов с
ЕПД рассмотрены в разд. 3.3 и 3.4. В зависимости от условий конкретных ТЭЦ продолжительность
режимов с ЕПД может изменяться в широких пределах [7].
Для турбин с двумя отопительными отборами пара в области режимов с ЕПД возможны следующие
способы подогрева сетевой воды:
- двухступенчатый подогрев сетевой воды с одновременным обводом двух ступеней подогрева;
- двухступенчатый подогрев сетевой воды с обводом одной верхней ступени подогрева;
- двухступенчатый подогрев сетевой воды с дросселированием греющего пара, поступающего на
верхнюю ступень подогрева;
- одноступенчатый подогрев сетевой воды в первой ступени подогрева (верхняя ступень подогрева
отключена).
Целесообразность и область применения каждого способа определяется их
сравнительной экономичностью и конструктивными возможностями турбоагрегата. В качестве параметра,
характеризующего сравнительную экономичность способа подогрева сетевой воды, рассматривается
изменение мощности турбины ДЛе при равных расходе теплоты на турбину и тепловой нагрузке. За
исходный при сопоставлении принят режим работы с двухступенчатым подогревом и обводом обеих
ступеней подогрева. При неизменном расходе свежего пара режимы с ЕПД имеют место в диапазоне
тепловых нагрузок от QT = 0 до той ее максимальной величины, при которой регулирующие диафрагмы
остаются полностью открытыми, — <2^пд [7].
Частичная тепловая нагрузка с одноступенчатым подогревом сетевой воды
Переход от двухступенчатого подогрева сетевой воды с частичным обводом (режимы с ЕПД) к
одноступенчатому позволяет на части режимов работы турбины исключить обвод сетевой воды и снизить
давление пара в регулируемом отопительном отборе. Однако одноступенчатому подогреву сетевой
воды присуща своя потеря экономичности из-за уменьшения числа ступеней подогрева с двух до одной и
дросселирования конденсационного потока пара в частично закрытой регулирующей диафрагме ЧНД
[7, 159].
Зависимость изменения мощности турбины при переходе от двухступенчатого подогрева сетевой
воды к одноступенчатому представлена на рис. 3.31. Рассматривается диапазон режимов работы турбины
при постоянном расходе свежего пара и изменении тепловой нагрузки от Qr = 0 до <3™д = QT (точка
А). Режимы без ЕПД (при двухступенчатом подогреве) не рассматривались; как следует из разд. 1.1,
при QT > <3™д двухступенчатый подогрев более экономичен.
Для всех рассматриваемых турбин Т-250/300-240, Т-185/220-130, Т-110/120-130 при тепловых
нагрузках, близких к ф^пд, одноступенчатый подогрев менее экономичен, чем двухступенчатый с обводом
i/ie

обеих ступеней подогрева сетевой воды. Это обусловлено тем, что обвод и, следовательно, потери,
определяемые обводом, относительно невелики, а дросселирование в регулирующей диафрагме ЧНД при
одноступенчатом подогреве значительно.
С уменьшением тепловой нагрузки расход пара в ЧНД возрастает, соответственно обвод при
двухступенчатом подогреве сетевой воды увеличивается, а дросселирование пара в регулирующей
диафрагме ЧНД при одноступенчатом подогреве уменьшается, и при некотором значении тепловой нагрузки
(<5т = Q"ep) одно- и двухступенчатый подогревы сетевой воды с обводом обеих ступеней подогрева
равноэкономичны (точка Б на рис. 3.31).
ANe, МВт
4
2
О
-2
-4
-6
Рис. 3.31. Изменение мощности турбины при переходе от двухступенчатого подогрева
с обводом обеих ступеней к одноступенчатому подогреву сетевой воды:
1 - турбина Т-250/300-240 {GTyp = 930 т/ч, W = 7500т/ч, то6 = 43,8°С);
2 - турбина Т-185/220-130 {GTyp = 745 т/ч, W = 6150 т/ч, т^ = 43,8 °С);
3 — турбина Т-110/120-130 (GTyp = 460 т/ч, W = 3925т/ч, Тоб = 43,8°С)
При тепловых нагрузках, меньших Q"ep, одноступенчатый подогрев сетевой воды более экономичен,
причем с уменьшением тепловой нагрузки величина ANe возрастает и достигает максимума в точке
В, которая соответствует режиму работы турбины с одноступенчатым подогревом сетевой воды при
полностью открытой регулирующей диафрагме ЧНД. При тепловой нагрузке, соответствующей точке
В, при одноступенчатом подогреве сетевой воды нет дросселирования конденсационного потока пара
и нет обвода воды помимо сетевого подогревателя, что и обеспечивает максимальную эффективность
одноступенчатого подогрева.
При дальнейшем уменьшении тепловой нагрузки необходим обвод по сетевой воде и при
одноступенчатом подогреве, но обвод меньше, чем при двухступенчатом подогреве с обводом обеих ступеней,
поэтому при тепловой нагрузке, меньшей, чем в точке В, одноступенчатый подогрев более экономичен,
но выигрыш в мощности уменьшается и становится равным нулю при QT = 0.
Приведенная на рис. 3.31 зависимость относится к режимам, для которых изменение тепловой
нагрузки происходит за счет снижения температуры прямой сетевой воды (ti = const. W = canst).
Однако рассмотренный качественный характер сопоставления одно- и двухступенчатого подогревов сетевой
воды справедлив и при изменении тепловой нагрузки за счет изменений W или т0б.
Дополнительная мощность ANe и численные значения <3™д и Q"ep в точке В различны для каждой турбины и
определяются ее конструкцией и режимом работы в конкретных условиях эксплуатации. Максимальное
увеличение мощности турбины, возможное при одноступенчатом подогреве сетевой воды, составляет
до 5 МВт в турбине Т-250/300-240, около 2,5 МВт — для турбины Т-185/220-130 и около 1,5 МВт —
для турбины Т-110/120-130.
Важное практическое значение имеет определение численного значения Q"ep, являющегося
верхней границей режимов работы турбины, для которых одноступенчатый подогрев сетевой воды более
экономичен, чем двухступенчатый подогрев с обводом обеих ступеней подогрева. Значения Q"ep опреде-
149

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
ляются расходом свежего пара, величиной и параметрами тепловой нагрузки. Согласно (1.1), тепловая
нагрузка определяется тремя независимыми параметрами, поэтому в общем случае выражается одной
из следующих зависимостей:
Q™p = /(GTyp, W.Trf). (3.82)
тГР=/(Стур, W.Trf), (3.83)
Wnev=f(GTyp, QT, тоб). (3.84)
На рис. 3.32, 3.33 представлены зависимости (3.82), (3.83) для турбины Т-250/300-240. При
Q"ep ^ Qt (рис. 3.32) или т"ер < Ti (рис. 3.33) более экономичным является
одноступенчатый подогрев сетевой воды, при QT < Q"ep или Ti > т^ер более экономичен двухступенчатый
подогрев с обводом обеих ступеней. Критерии перехода с режима обвода обоих ПСГ по сетевой воде
на одноступенчатый подогрева сетевой воды приведены в [158]. Внедрение такого режима связано с
некоторым изменением в схеме сетевой установки; это рассмотрено в гл. 2.
Примеры определения <5тпер и т"ер приведены на рис. 3.32, 3.33.
<э;ер. гдж/ч
800
600
400
200
4500
5500
6500
W, т/ч
* - -
^t
°^<С^'
, о
1
1
ifv
\^\\-
fv4
J_
^
tf^r
6 = 44°С
ч то6 = Е
\ 1
\ | .- Тоб =
4°С
64 °С
Рис. 3.32. Зависимость Q™p = // (GTyp, то6, W)
Рис. 3.33. Зависимость т"ер = // (GTyp, т0б, IV)
Частичная тепловая нагрузка с обводом верхней ступени подогрева сетевой воды
На режимах с ЕПД обвод одной верхней ступени подогрева сетевой воды в сравнении с
одновременным обводом обеих ступеней приводит к следующим изменениям в работе турбины:
- возрастает отбор пара на нижнюю ступень подогрева, поскольку при неизменном давлении пара
в камере нижнего отбора, определяемом на режиме с ЕПД расходом пара в ЧНД, расход сетевой воды
через нижнюю ступень в этом случае больше;
- из-за увеличения отбора пара на нижнюю ступень подогрева возрастает расход пара через
ступени промежуточного отсека, и следовательно возрастает давление пара в камере верхнего отбора;
150

- отбор пара на верхнюю ступень подогрева уменьшается, так как при примерно постоянном
суммарном отборе увеличивается отбор пара на нижнюю ступень;
- в связи с изменением расхода пара через ступени промежуточного отсека и давления пара в
верхней камере отбора возможно изменение КПД ступеней, предшествующих верхнему и нижнему
отборам;
- расход сетевой воды через верхнюю ступень подогрева уменьшается в большей мере, чем при
обводе обеих ступеней подогрева.
Изменение экономичности определяется в основном тем, что при обводе одной верхней ступени
отбор пара на верхнюю ступень подогрева уменьшается, но выполняется при более высоком давлении,
чем при обводе обеих ступеней. Изменение КПД ступени, а также некоторое изменение в температуре
или количестве конденсата сетевых подогревателей влияет на экономичность турбины в меньшей мере.
Как показали выполненные расчеты, при переходе от обвода обеих ступеней подогрева к обводу
только верхней ступени мощность турбины возрастает. Более высокая экономичность обвода одной
верхней ступени сохраняется в пределах всего диапазона тепловых нагрузок в области QT < <5^пд.
Обвод верхней ступени обеспечивает более высокую экономичность турбины и по сравнению с
одноступенчатым подогревом. С уменьшением тепловой нагрузки расход сетевой воды по обводной линии
возрастает и в точке В (см. рис. 3.31) верхняя ступень подогрева полностью выключается из работы. В
области режимов с тепловой нагрузкой, меньшей, чем нагрузка в точке В, верхняя ступень подогрева не
работает, поэтому оба способа работы (одноступенчатый подогрев и обвод верхней ступени) идентичны.
Увеличение мощности турбины при обводе верхней ступени подогрева в сравнении с обводом обеих
ступеней и одноступенчатым подогревом для характерных режимов турбины Т-250/300-240 показано
на рис. 3.34. Для рассматриваемых режимов увеличение мощности турбины при переходе к
одноступенчатому подогреву меньше, чем на режиме, рассмотренном на рис. 3.31.
AN, МВт
4
2
О
-2
О 400 800 QT, ГДж/ч
Рис. 3.34. Эффективность перехода на режимах с ограниченной тепловой нагрузкой от обвода обоих
ПСГ по сетевой воде на обвод ПСГ-2 (I), затем — одноступенчатый подогрев (2) турбин Т-110-130
и Т-250-240 (II) при номинальном расходе пара и т0б = 64° Г!
Сетевые подогреватели имеют ограничения по минимальному расходу сетевой воды, который
определяется минимально допустимой скоростью в трубках подогревателя, равной 0,55.. .0,60м/с, с тем
чтобы исключить загрязнение трубок. Для сетевых подогревателей турбин Т-250-240 и Т-185-130
минимальный расход сетевой воды составляет 1500т/ч, а для сетевых подогревателей турбины Т-110-130
эта величина составляет IUUUt/ч, что ограничивает возможную область режимов работы турбины с
обводом одного верхнего сетевого подогревателя. Ограничение режима с обводом верхнего сетевого
подогревателя по минимальному расходу сетевой воды также показано на рис. 3.34. Внедрение режима
работы с обводом верхнего сетевого подогревателя по сетевой воде связано с некоторым изменением в
схеме сетевой установки [157]; это изложено в гл. 2.
3.6.2. Оптимальный способ работы турбины в области режимов с ЕПД
Приведенные выше результаты выполненного исследования позволяют рекомендовать следующий
оптимальный режим работы теплофикационной турбины при ограниченной тепловой нагрузке.
В пределах режимов без ЕПД (регулирующая диафрагма ЧНД частично открыта) оптимальным
является двухступенчатый подогрев сетевой воды. В области режимов с ЕПД оптимальным является
двухступенчатый подогрев сетевой воды с полностью открытой диафрагмой ЧНД и обводом верхней
151

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
ступени подогрева. Область возможных режимов работы турбины с обводом верхней ступени подогрева
ограничена минимально допустимым расходом сетевой воды через подогреватель.
На режимах работы турбины, когда обвод верхней ступени подогрева из-за малого расхода сетевой
воды не разрешен, следует сопоставить экономичность одноступенчатого и двухступенчатого подогревов
сетевой воды с вариантом обвода обеих ступеней. При Qt > Q"ep более экономичным является режим
работы с полностью открытой регулирующей диафрагмой ЧНД и обводом обеих ступеней подогрева;
при Qt < Q"ep более экономичным является одноступенчатый подогрев сетевой воды.
3.6.3. Оптимальная схема соединения конденсаторов
при различных нагрузках на каждый из них
На теплофикационных режимах работы турбины нагрузка каждого из конденсаторов может быть
различной. Практически такое положение реализуется в теплофикационной турбине, имеющей два
ЦНД. Расходы пара в каждый из ЦНД на теплофикационных режимах работы турбины изменяются
в широких пределах и значительно отличаются друг от друга.
При последовательном соединении конденсаторов по охлаждающей воде возможны два
конкретных решения: первым по ходу охлаждающей воды включаются или конденсатор с меньшей нагрузкой
{Q\/Q < 0,5), или конденсатор с большей нагрузкой (Qi/Q > 0,5). Расчетная схема соединения
конденсаторов по охлаждающей воде с параметрами пара и воды представлена на рис. 3.35.
Qi
w, t„
Q-z
кЛ
к2
Рис. 3.35. Расчетная схема соединения конденсаторов по охлаждающей воде:
Kl, K2 — соответственно конденсаторы № 1 и 2; Q —- тепловая нагрузка конденсатора; рк — давление
в конденсаторе; t„ — температура насыщения конденсата греющего пара; W — расход охлаждающей
воды; tBX — температура охлаждающей воды на входе; t — температура охлаждающей воды на выходе
из соответствующего конденсатора
Рассмотрим общий случай, когда тепловые нагрузки на конденсаторы различные (Qi ф Q-i)-
Согласно рис. 3.35, £Hi = iBX + At\ + bt\ и tH2 = tBX + At\ + At2 + 6^2. где At\, At-2 — нагревы воды в
каждом конденсаторе; btj, 6^2 — недогревы воды в соответствующем конденсаторе.
С учетом того, что 6ti = KF/{Wc) _ . ■ i>t2 = KF/{wc) _ , (где К — коэффициент теплопередачи,
F — поверхность теплообмена, с — теплоемкость воды при постоянном давлении), и учитывая, что
At\ = Q\/ (W ■ с), At2 = Q2I (W ■ с), Q = Q\ + Q2, можно записать следующую зависимость:
LH.Cp.
0,5 (tHl + iH2) = iBX +
(Qi/Q + i)<2 , Q
Обозначим: Qi/Q = p, Q/ {2W ■ c) = A, (3 =
2Wc
1
+
1
2\Vc eKF^w^ - 1'
(3.85)
eKF/(Wc) _ I ■
Тогда зависимость (3.85) примет вид
^н.ср. = *ВХ + Л(1 + Р + Р).
(3.86)
Как следует из зависимости (3.86), tH.cp. тем меньше, чем меньше р, т.е. чем меньше
относительная нагрузка первого по ходу охлаждающей воды конденсатора. Следовательно, при последовательном
соединении конденсаторов средняя температура насыщения и среднее давление по обоим
конденсаторам уменьшаются при уменьшении относительной нагрузки первого по ходу воды конденсатора. Такое
положение объясняется тем, что с уменьшением нагрузки первого по ходу воды конденсатора давление
152

в нем уменьшается существенно из-за уменьшения нагрева и недогрева воды до температуры
насыщения пара, в то время как с увеличением нагрузки второго по ходу воды конденсатора давление в нем
возрастает на меньшую величину только из-за увеличения недогрева воды до температуры насыщения
пара, так как температура охлаждающей воды на выходе при этом остается неизменной.
На основании изложенного следует, что на режимах с ограниченной тепловой нагрузкой
теплофикационной турбины и эксплуатации конденсаторов, соединенных последовательно по охлаждающей воде,
охлаждающую воду целесообразно подводить сначала к конденсатору, подсоединенному к ЦНД или
выхлопу с меньшим пропуском пара [7, 45, 66].
На рис. 3.36 представлены результаты исследования схем включения конденсационной установки
турбины ТК-450/500-60, выполненного для следующих условий, характерных для номинального режима
работы турбины: температура охлаждающей воды на входе £охв = 15 °С, удельная паровая нагрузка на
последнюю ступень (средняя по обоим цилиндрам) 32т/(м2 -ч). Рассмотрены два значения кратности
охлаждения — 33 и 64, а изменение нагрузки на один из конденсаторов составляет от 0,3 до 0,5 общей
нагрузки.
AN, кВт
1600
800
0,22 0,30 0,38 Q-r/Q
Рис. 3.36. Увеличение мощности турбины ТК-450/500-60 при включении первым по ходу воды
конденсатора с меньшей тепловой нагрузкой в зависимости от относительной тепловой нагрузки
первого конденсатора: 1 — W/QK = 33; 2 — W/QK = 64
Необходимо отметить, что кратности охлаждения 33 соответствует оптимальный для отопительного
периода расход охлаждающей воды, а кратности охлаждения 64 — номинальный расход.
Как следует из рис. 3.36, при последовательном соединении конденсаторов турбины большая
экономичность обеспечивается в том случае, если первым по ходу охлаждающей воды включен конденсатор
с меньшей тепловой нагрузкой. При Qi/Q = 0,3 увеличение мощности в сравнении с возможным
вариантом включения первым конденсатора с большей нагрузкой составляет более 2000 кВт при кратности
охлаждения 33 и около 800 кВт — при кратности охлаждения 64. С увеличением Qi/Q выигрыш в
мощности уменьшается, поскольку при Q\/Q — 0,5 оба сопоставляемых варианта равноэкономичны.
3.6.4. Влияние очередности открытия регулирующих диафрагм ЧНД
на экономичность турбины
Теплофикационные турбины мощностью 100 МВт и выше имеют двухпоточные ЧНД. При
выполнении регулирующих органов в виде регулирующих диафрагм в двухпоточных ЧНД возможны два способа
их открытия:
- параллельный, когда степень открытия обеих регулирующих диафрагм и расходы пара в оба
потока одинаковы на всех режимах работы турбины;
- последовательный, когда степень открытия и расходы пара в оба потока различны.
Рассмотрим сравнительную экономичность обоих способов.
Прежде всего следует отметить, что нельзя говорить об аналогии между сопловым
парораспределением ЧВД и последовательным открытием регулирующих диафрагм ЧНД. Конструктивно ЧВД
выполняется таким образом, что при любом порядке открытия клапанов давление пара за первой
(регулирующей) ступенью определяется суммарным расходом пара. При переходе от дроссельного к
сопловому парораспределению давление пара за регулирующей ступенью при том же расходе пара остается
неизменным, а давление пара перед регулирующей ступенью из-за уменьшения числа открытых сопл
возрастает. Соответственно увеличивается использованный теплоперепад в регулирующей ступени, что
и определяет повышение экономичности турбины.
Для двухпоточной ЧНД давление пара за первой (регулирующей) ступенью каждого потока
определяется расходом пара данного потока, а не суммарным расходом пара в ЧНД, так как камеры за
ч 1
2
153

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
первыми ступенями обоих потоков в выпускаемых в настоящее время турбинах не соединены между
собой1. В этих условиях изменение порядка открытия регулирующих диафрагм ЧНД означает
одновременное изменение давления пара до регулирующей ступени и за ней и поэтому не приводит к
увеличению использованного теплоперепада, которое имеет место при сопловом парораспределении ЧВД.
Следовательно, при последовательном открытии регулирующих диафрагм ЧНД современных
теплофикационных турбин обеспечить эффект соплового парораспределения нельзя.
Между тем, как показали данные [8, 9, 11], зависимость мощности ступеней ЧНД от расхода пара
имеет нелинейный характер, а при ограниченных расходах пара она даже отрицательна.
Ниже на примере турбины Т-185/220-130-2 рассмотрена эффективность повышения
экономичности турбины при последовательном открытии регулирующих диафрагм ЧНД; результаты исследований
представлены на рис. 3.37. Зависимость мощности ЦНД от расхода пара имеет экстремальный
характер, обусловленный, как было отмечено ранее, нелинейностью зависимости мощности ЦНД от расхода
пара. Максимальный прирост мощности ЦНД имеет место в области расходов пара в один из потоков,
близких к предельно допустимым, и составляет около 5,7 МВт. С началом открытия регулирующей
диафрагмы второго потока прирост мощности резко снижается и имеет даже прирост отрицательных
значений. Такие режимы работы турбины по величине расхода пара СЦНд в условиях эксплуатации
не реализованы, так как это связано с достаточно малыми тепловыми нагрузками. Необходимо также
иметь в виду, что величина дополнительной мощности от раздельного управления регулирующими
диафрагмами зависит от давления пара в камере нижнего отопительного отбора (перед ЦНД) и давления
в конденсаторе.
AN. МВт
6
4
2
О 100 200 300 400
Расход пара в ЦНД, т/ч
Рис. 3.37. Увеличение мощности турбины Т-185/220-130-2 при переходе на раздельное управление
регулирующими диафрагмами ЦНД (условия расчета: давление пара в камере нижнего отопительного
отбора составляет 0,1 МПа, давление в конденсаторе —<5кПа)
При раздельном управлении регулирующими диафрагмами ЦНД происходит изменение осевого
усилия на колодки упорного подшипника, поэтому выбор очередности открытия регулирующих диафрагм
должен учитывать и это обстоятельство.
При модернизации турбин в условиях ТЭЦ за счет изменения очередности открытия регулирующих
диафрагм на теплофикационных режимах работы турбины величина осевого усилия на ряде турбин
может быть снижена. Так, например, осевое усилие в турбинах Т-185/220-130-2 достигает максимальной
величины на теплофикационных режимах работы турбины и направлено в сторону регулятора. При
открытии вначале регулирующей диафрагмы со стороны генератора осевое усилие на теплофикационных
режимах работы турбины может быть значительно снижено.
3.6.5. Частичная тепловая нагрузка теплофикационной турбины,
работающей в составе теплонасосной установки
Ниже приведены результаты исследований по определению критериев эффективной эксплуатации
турбины Т-250/300-240 на режимах с ограниченной тепловой нагрузкой и захоложенной обратной
сетевой водой в составе теплонасосной установки (ТНУ). Расчеты выполнены применительно к
климатическим условиям г. Москвы и среднезимнего режима с температурой обратной сетевой воды 46,2 °С,
расходом сетевой воды W = 6300 и 7800м3/ч и номинальным расходом свежего пара 955т/ч [53].
1 Протечка пара из одного потока ЧНД в другой через зазоры между диафрагмами и рабочими колесами
регулирующих ступеней невелика в сравнении с расходом пара через ЧНД и поэтому не влияет на давление пара за
регулирующей ступенью.
154

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Сцнд, т/ч
80 90 QT, %
Рис. 3.39. Зависимость изменения оптимальных расходов пара в ЦНД от тепловой нагрузки турбины
Т-250/300-240 при одновременном пропуске через конденсатор циркуляционной и захоложенной
сетевой воды: I — расходы пара в ЦНД на исходных режимах; остальные обозначения — см. рис. 3.38
в свою очередь, приводит к уменьшению нагрева сетевой воды во встроенном пучке конденсатора и
к снижению температуры сетевой воды на входе в ПСГ-1 и, как следствие, к падению давления
пара в камере отбора на ПСГ-1, т.е. перед ЦНД. Так как на некоторых режимах работы турбины при
уменьшении ее тепловой нагрузки регулирующие диафрагмы ЦНД полностью открыты и наблюдается
естественное повышение давления пара в отборах, то это вызывает перераспределение расходов
пара между сетевым подогревателем ПСГ-1 и ЦНД в сторону уменьшения последнего (рис. 3.39), что
приводит к дополнительному снижению мощности турбины.
Вариант № 2. В процессе исследования было принято, что расход пара в ЦНД на соответствующих
режимах работы турбины в составе ТНУ поддерживается равным его значению на исходных режимах.
Повышение электрической мощности турбины при подводе захоложенной сетевой воды непосредственно
к сетевому подогревателю ПСГ-1 (рис. 3.40) значительно меньше, чем при работе турбины по варианту
№ 1, однако во всем диапазоне изменения QT оно (повышение мощности) положительное.
AN. МВт
80 90 QTi %
Рис. 3.40. Зависимость повышения электрической мощности турбины Т-250/300-240 от тепловой
нагрузки при охлаждении конденсатора циркуляционной водой и подводе захоложенной сетевой воды
непосредственно к ПСГ-1. Обозначения — см. рис. 3.38
3.7. Влияние внешней сепарации и промежуточного перегрева пара
на тепловую экономичность теплофикационных турбин насыщенного пара
Сепарация и промежуточный перегрев пара широко применяются в паровых турбинах насыщенного
пара для повышения тепловой экономичности и надежности. Подробные исследования эффективности
сепарации и промперегрева выполнены для конденсационных турбин [4. ..б]. Для теплофикационных
турбин характерно более высокое давление отработавшего пара, что приводит к изменению эффектив-
156

ности сепарации и п ром перегрева, а также влияния отдельных параметров (разделительного давления,
температуры промперегрева и т.д.) на экономичность их работы.
В зависимости от типа турбины и условий эксплуатации в теплофикационных турбинах возможны
различные сочетания тепловой и электрической нагрузок при сравнительно широком диапазоне
давлений пара в регулируемых отборах, переменных в течение года. Для атомных ТЭЦ, которые находятся
на начальном этапе разработки и развития, в настоящее время не могут быть однозначно установлены
типы, единичная мощность, параметры тепловой нагрузки и режимы эксплуатации теплофикационных
турбин. В связи с этим при исследовании и оптимизации систем сепарации и промперегрева пара
целесообразно рассмотреть широкий диапазон изменения единичных мощностей и параметров тепловой
нагрузки, чтобы полученные результаты могли быть непосредственно использованы при рассмотрении
конкретных типоразмеров турбин [35].
При рассмотрении этих вопросов принято, что в теплофикационной турбине имеются несколько
независимых потоков пара (конденсационный и один или более теплофикационный), отличающихся
противодавлением. Каждый поток включает расход пара, поступающий в рассматриваемый отбор (или
конденсатор), и относящиеся к этому расходу регенеративные отборы пара. Исследования тепловой
схемы выполняются независимо для каждого потока, который рассматривается как отдельная турбина
с противодавлением.
В качестве показателя сравнительной тепловой экономичности принято значение относительной
экономии теплоты е при равной выработке тепловой и электрической энергии.
Согласно [47], для теплофикационного потока
с = ^^ (9к - 9т) ■ (3.88)
для конденсационного потока
£ = (Qe\ ~ 9ег) /Qei, (3.89)
где 1, 2 — номера исходного и сопоставляемого вариантов; ДЭ = Э-^ — 3i — изменение удельной
выработки электроэнергии на тепловом потреблении; Qr — тепловая нагрузка (QTi = Qt2 = Qt)~, QTypi —
расход теплоты на турбину; qT, q,, qK — удельные расходы теплоты теплофикационного,
конденсационного потоков и замещающей конденсационной мощности.
Зависимость (3.88) включает замещающую конденсационную мощность. Количественные
результаты получены в предположении, что замещающей является конденсационная турбина с теми же
начальными параметрами пара, что и рассматриваемый теплофикационный поток (турбина). Такое
определение замещающей мощности обеспечивает непрерывность получения результатов во всем
рассматриваемом диапазоне изменения противодавления, начиная с противодавления конденсационного
потока, для которого в этом случае зависимость (3.88) переходит в (3.89). При ином определении
численного значения qK, как следует из зависимости (3.88), изменяются только количественные результаты
исследования.
Рассматривались теплофикационные турбины с начальными параметрами пара ро = бМПа, io =
= 274,3 °С в следующем диапазоне изменения основных параметров, определенном с учетом
предполагаемого оборудования и режимов работы АТЭЦ: электрическая мощность Ne = 100... 1000 МВт;
противодавление ри = 0,006... 0,51 МПа; температура пара промперегрева tnn = 230... 260 °С; температура
подогрева питательной воды t1TB = 165... 250 °С; тепловые схемы — без сепарации (БС), с однократной
сепарацией (С), с однократной сепарацией и одноступенчатым перегревом пара (СП), с однократной
сепарацией и двухступенчатым перегревом (СПП); разделительное давление рра3д = 0.51... 1,9 МПа2;
потери в тракте от ЦВД до ЦНД (Дртр) для схем БС, С, СП и СПП равны соответственно 3; 7,2; 8,4 и
10% от величины давления пара перед ЦНД. Учитывались две методики расчета потерь от влажности.
Значительное влияние на конечный результат имеет подход к формированию проточной части
турбины и тепловой схемы при изменении рргад и рп. Предполагается, что при изменении рра3д
сохраняются неизменными число цилиндров, тепловая схема и большая часть ступеней турбины. Необходимые
коррективы вносятся в ступени последнего отсека ЦВД и первого отсека ЦНД. При изменении рп
исключались (или добавлялись) соответствующие отсеки ступеней ЦНД и теплообменники в системе
регенеративного подогрева питательной воды
Тепловая экономичность каждого из рассмотренных вариантов определялась по результатам
полного расчета теплового баланса турбоагрегата, с учетом КПД отдельных ступеней, полной тепловой
схемы, утечек пара через концевые уплотнения и т.д.
Ниже рассматриваются результаты проведенного исследования.
157
Численные значения Рразд отнесены к давлению перед ЦНД.

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
Разделительное давление
Зависимость тепловой экономичности турбины от рразд определяется изменением нескольких
величин, из которых основное значение имеют использованный теплоперепад в турбине Hi, а также расход
пара на сепарацию и промперегрев Gpacx. При уменьшении Hi экономичность турбины снижается, а
при уменьшении Gpacx возрастает.
Для конденсационной турбины с увеличением рразд одновременно уменьшаются AGpac/GTyp и
АЩ/Hi. Влияние каждой величины на экономичность различно по знаку; для конденсационной
турбины зависимость е = / (рразд) в зоне, близкой к оптимальному значению разделительного давления,
имеет пологий характер (рис. 3.41). С повышением противодавления зависимость AGpixc/GTyp = / (рразд)
остается неизменной, в то время как зависимость AHi/Щ = рразд становится более пологой, а при
высоких значениях рп в области малых рразд меняет свой знак. Это приводит к тому, что с
увеличением рп возрастает влияние рразд на экономичность турбины, а численное значение оптимального рразд
возрастает. Для схемы СП, например, при повышении рп от 0,006 до 0,250МПа оптимальное значение
Рраэд увеличивается с 0,8 до 1,5 МПа.
дн дср
Нг ' GTyp
20 -
10
~/
/ Г~-^
щ-
к|
■^
г~~~
1
1
i
1 1
.
К
\|
. к
-^
_
1-
\
->
|\
4
■-^ Г""
"*• ~» ^
ч
"""-
-
С "Ч-^- ■ '
п
1 1 1
К~.П>
г~
~
о - *=
10
е, %
2
1
О
-1
-2
-3
-4
1 1 мм
S \ '
4\ Ij^1 ' ц* I
- I I p?^^ i i i ГТ~"рт
-t^^-fj^xP^V-
/1/7 \ 1 К i^^sL '
1 // *» 1 ^
if
-//
( 1
' '
0,5 1,0 1,5
Рразд
МПа
Рис. 3.41. Влияние рразд при разных рп на тепловую экономичность турбины (схема СП):
а — относительное изменение использованного перепада и расхода пара на сепарацию и промперегрев;
— AH,/Hj; — AGpac/GTyP; б — изменение экономичности турбины;
1 —Рп = 0.006 МПа; 2 — ри = 0,052 МПа; 3 — рп = 0,25 МПа; 4 — рп = 0,51 МПа
Оптимальные по тепловой экономичности значения £>разд для схем С, СП и СПП приведены на
рис. 3.42. Эти значения относятся к следующим номинальным параметрам турбин: электрическая
мощность (на конденсационном режиме) — 120МВт; tn.B = 165 °С; tn = 260 °С (для схемы хи = 1,0);
потери от влажности определены по заводской методике; для схемы СПП недогрев в первой ступени
промперегревателя равен 20 °С, распределение нагрузки между первой и второй ступенями перегрева
оптимальное. Следует отметить, что в связи с пологим характером зависимости е = / (рразд) выделение
численного значения оптимального рразд имеет точность примерно ±0,05 МПа.
Сравнительная тепловая экономичность схем БС, С, СП и СПП
С повышением противодавления эффективность схем С, СП и СПП уменьшается. Это
объясняется тем, что при увеличении рп положительный эффект, достигаемый в части низкого давления (ЧНД)
турбины, снижается вследствие уменьшения теплоперепада ЧНД, а потери, присущие сепарации и пром-
перегреву, остаются неизменными.
Сравнение тепловой экономичности схем С, СП, СПП и БС (рис. 3.43) проведено при условии, что
для каждой схемы и при каждом значении рп приняты оптимальные разделительные давления. Как
следует из рис. 3.43, влияние р„ на тепловую экономичность сепарации и промперегрева значительно.
Так, если в конденсационной турбине (рп = 0.006 МПа) схема С позволяет повысить экономичность
по сравнению со схемой БС на 4,9%, а схемы СП и СПП — соответственно на 6,7 и 7,1%, то при
рп = 0,5МПа повышение экономичности схем С, СП и СПП по сравнению со схемой БС составляет
соответственно 1,0; 0 и 0,2%.
Результаты сопоставления схем С, СП и СПП приведены на рис. 3.44.
При реальном проектировании турбин возможны различные ограничения, например, по предельной
влажности, когда принятые значения рразл будут отличаться от оптимальных и будут одинаковыми для
разных тепловых схем. В связи с этим сопоставление схем С, СП и СПП выполнено для двух условий
158

3.7. Влияние внешней сепарации и промежуточного перегрева пара на тепловую экономичность
Рразд, МПа, %
0.5
Рразд, МПа, %
рп, МПа
Рис. 3.42. Зависимость оптимального по тепловой экономичности разделительного давления от рл:
1 — схема СПП; 2 — схема СП; 3 — схема С Заштрихована область рразл, в пределах которой
тепловая экономичность турбины отличается от максимальной менее чем на 0,1%
е. %
7
6
5
4
3
2
1
0
- _s,
/
/
1
2
'т^.
0 0,1 0,2 0,3 0,4 р„, МПа
Рис. 3.43. Повышение тепловой экономичности при сепарации и промперегреве пара в сравнении
со схемой БС при оптимальных ррязд. Обозначения см. на рис. 3.42
е, %
2
1
О
-1
-2
-3
-4
1
—
/
2
4
3
к/
s/^^J^
1
!^s>.
>>
—
0,1 0.2 0.3 0.4 р„, МПа
О 0,1 0,2 0,3 0,4
6
£, %
0,7
0,6
0,5
0,4
0,3
0.2
*«п 0.1
рп, МПа ' 0 ол 0_2 0.3 0.4 рп, МПа
гт~ГТТ^г'
- ^-> 1 ] 1
Рис.
3.44. Сравнительная экономичность схем С, СП и СПП: а — СП и С; б — С/7/7; в — С/7/7 и СП;
— при оптимальных рразд; — при равных рразд; 1 —рразд = 0,512 МПа;
2 ~ Рразд = UJ42 МПа; 3 - рразд = U,927 МПа; 4 - рразд = 1,245 МПа
159

Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин
выбора Рразд и при равных рра3д- Для условий оптимального рра3д тепловая экономичность
промежуточного перегрева пара (схемы СП и СПП сравнительно со схемой С) с повышением противодавления
уменьшается. Если для конденсационной турбины (рп = 0,006 МПа) промперегрев позволяет повысить
экономичность на 1,9. ..2,1%, то уже при рп = 0,24.. .0,29 МПа экономичность схем СП, СПП и С
одинакова, а при более высоких противодавлениях снижается.
Введение второй ступени промперегрева позволяет повысить экономичность турбины во всем
рассмотренном диапазоне изменения рп, при этом для конденсационного потока пара это повышение
составляет около 0,4%, а для теплофикационных потоков — около 0,2%. При сопоставлении схем С, СП
и СПП в условиях равных рразд указанное влияние рп на экономичность промперегрева сохраняется. Из
рис. 3.44 видно, что при равных рп тепловая экономичность промперегрева с увеличением рразд
возрастает. В то же время для второй ступени промперегрева при всех значениях рп тепловая экономичность
возрастает с уменьшением рра3д-
Влияние единичной мощности турбины
Рассмотрено 12 вариантов проточной части турбин мощностью от 120 до 1001) МВт. Варианты имели
единое конструктивное решение, но отличались КПД проточной части низкого и высокого давлений, а
также типом парораспределения ЧВД (сопловое и дроссельное). Как показали выполненные расчеты,
рассмотренные варианты проточной части имеют близкие значения оптимального разделительного
давления.
Влияние мощности турбины на сравнительную тепловую экономичность схем С, СП и СПП в
пределах рассмотренных вариантов также невелико (рис. 3.45). Экономичность промпергрева пара для
турбины мощностью 500МВт на 0,1. - .0,25% меньше, чем для турбины мощностью 120МВт.
Рис. 3.45. Изменение экономичности промежуточного перегрева пара: а — при уменьшении мощности
турбины от 500 до 120 МВт ( — СП, — СПП); б — при увеличении температуры
питательной воды от 165 до 250 °С; в — при снижении температуры промперегрева на 10 °С.
Остальные обозначения — см. рис. 3.44
Влияние температуры питательной воды
Изменение температуры питательной воды в рассмотренном диапазоне не оказывает практического
влияния на оптимальное значение разделительного давления.
Тепловая экономичность промперегрева пара зависит от температуры подогрева питательной воды.
Для конденсационного потока пара повышение tnB со 165 до 250 °С уменьшает тепловую
экономичность промпергрева по сравнению с показанной на рис. 3.45 на 0,1...0,4% (в зависимости от схемы
промперегрева и значения рра3д)- При повышении противодавления, когда эффективность
промперегрева уменьшается, уменьшается также и влияние повышения величины tnB; при этом при высоких
значениях рп повышение fnB увеличивает эффективность промперегерва. Для схемы СПП влияние £Пв
на тепловую экономичность промперегрева более значительно, чем для схемы СП.
160

3.7. Влияние внешней сепарации и промежуточного перегрева пара на тепловую экономичность ...
Несмотря на указанное снижение эффективности промперегрева, с повышением величины tnm общая
экономичность турбины возрастает.
Влияние температуры промежуточного перегрева пара
Для конденсационного потока пара при снижении tun тепловая экономичность турбины
уменьшается. С повышением противодавления эффективность промперегерва снижается, соответственно
уменьшается влияние £пп на экономичность. При высоком противодавлении, когда промперегрев ухудшает
экономичность, при снижении величины tnn экономичность турбины возрастает.
Влияние tnn на тепловую экономичность турбины показано на рис. 3.45. В рассмотренном интервале
температур зависимость £ = / (£„„) при постоянных рп и рразд линейна, поэтому приведенные на
рис. 3.45 данные отнесены к изменению температуры промперегрева на величину в 10 'С. Введение
второй ступени промперегрева, как это следует из рис. 3.45, позволяет повысить экономичность для
конденсационного потока пара на 0,4%, а для теплофикационных потоков — на ~ 0,2%.
Потери давления в тракте сепарации и промперегрева
В рассмотренном диапазоне изменения противодавления, температуры подогрева питательной воды
и разделительного давления пара изменение экономичности турбины, отнесенное к 1% потерь в тракте
(е/Артр), практически не зависит от рп и одинаково для схем СП и СПП. С увеличением рразд
значение е/Артр несколько возрастает, а с повышением tm — уменьшается. Численное значение изменения
экономичности турбины на 1% потерь в тракте составляет 0,10.. .0,12%, причем при рразд = 0.5 МПа
и tm = 250"С величина е/Артр = 0,1 %, а при рразд = 1,3МПа и tnB = 165°С - е/Артр = 0,12%.
Влияние недогрева в первой ступени СПП
Изменение недогрева в первой ступени СПП влияет в основном на условия работы ЧВД, поэтому
изменение экономичности турбины (при изменении недогрева) практически не зависит от
противодавления и возрастает при уменьшении рразд- Среднее изменение экономичности турбины на 10 °С изменения
недогрева в первой ступени СПП составляет около 0,1% и изменяется от 0,12% при рразд = 0.5 МПа
до 0,09% при рразд = 1,3 МПа.
Влияние распределения тепловой нагрузки между ступенями СПП
Предполагалось, что при изменении распределения тепловой нагрузки остаются неизменными:
разделительное давление, КПД ЧВД, температура промперегрева и питательной воды.
Максимальная экономичность турбины достигается при примерно равном распределении нагрузок
между ступенями СПП. Противодавление не влияет, а разделительное давление оказывает
незначительное влияние на положение оптимума распределения тепловой нагрузки по ступеням промперегрева.
Характерно малое влияние распределения нагрузки между ступенями СПП в зоне, близкой к оптимуму, на
тепловую экономичность турбины; так, при изменении нагрузки на первую ступень СПП по сравнению
с оптимальной на 10% экономичность турбины снижается на 0,01.. .0,02%.
Приведенные данные по тепловой экономичности использованы при проектировании
теплофикационной турбины для АТЭЦ типа ТК-450/500-60; эти данные могут быть использованы при выборе и
оптимизации тепловых схем теплофикационных турбоустановок насыщенного пара других типов.
161

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных
турбин
4.1. Общие сведения
УТЗ разрабатывает и изготавливает большой перечень теплофикационных турбин различных
типоразмеров и модификаций, объединенных в группы по принципу максимально возможной унификации
узлов, деталей и единства принципиальных конструктивных решений. Номенклатура турбин приведена
в табл. 4.1.
Таблица 4.1. Номенклатура паровых теплофикационных турбин УТЗ
Группа турбин
Турбины малой мощности
среднего давления
Турбины малой мощности
высокого давления
Турбины средней
мощности высокого
давления
Турбины большой
мощности высокого
давления
Турбины большой
мощности сверхвысокого
давления
Турбины мятого пара
Турбины, находящиеся в
стадии изготовления
головного образца
Турбины, находящиеся в
стадии разработки и
изготовления головного
образца
Турбины большой
мощности для атомных
ТЭЦ
Тип турбин
Т-12-29, Т-12-35
Т-25-29-2
К-12-29, К-12-35
Р-6-90/31
ПТ-25-90/10
Т-25-90
ПР-25-90/10/0,9
ПТ-30/35-90
Т-55/60-130
Т-60/65-130
ПТ-50/60-130
Т-110/120-130
Р-40-130/31
Т-50-130-6
Тп-115/120-130-1
ПТ-90/120-130-1
ПТ-90/125-130-2
Тп-100/110-90
ПТ-140/165-130
Т-185/220-130
Р-100-130/15
Т-255/300-240
Т-250/305-240Д
Т-265/305-240С
Т-285/335-23,5
К-17-0,16
Т-35/55-1,6
Т-53/67-8,0
Т-50/60-8,0
К-63-8,8
Т-116/125-130-7М
Т-110/120-130-5М
К-110-1,6
П-100-130/41/10
ТК-450/500-60
Год выпуска
головного
образца
1941
1943
1956
1957
1958
1962
2004
1960
1991
1959
1961
1965
1963
1992
1999
2000
2006
1973
1979
1968
1970
2002
2007
2007
2008
2008
2009
2009
2009
—
Кол-во
выпущ.
турбин
4
10
17
186
17
36
1
57
5
28
240
22
14
4
3
8
1
43
22
18
31
3
1
1
1
1
1
1
1
—
Примечание
Проект
2 модиф.
2 модиф.
2 модиф.
2 модиф.
7 модиф.
п = 3600 об/мин
3 модиф.
3 модиф.
2 модиф.
Реконструкция проведена
на двух турбинах
Т-250/300-240
В стадии изготовл.
—
—
—
Проект не реализован
после аварии на
Чернобыльской АЭС
162

Кроме указанных в табл. 4.1, заводом выпущено небольшое количество питательных турбонасосов
(1940—1941 гг.), а также небольшое количество корабельных турбин (1943—1953 гг.). В период
организации завода (1940—1941 гг.) изготавливались турбины по чертежам Кировского и Ленинградского
металлического заводов. Начиная с 1941 г. все стационарные паровые турбины изготавливаются
только по оригинальным разработкам заводского конструкторского отдела паровых турбин.
В разд. 1.4 представлены основные технические характеристики и описание принципиальных
технических решений, в том числе конструкторских, заложенных в разработку турбин УТЗ. В настоящей
главе в дополнение к этим данным представлено описание элементов конструкций ряда базовых
турбин (в том числе не представленных в разд. 1.4), позволяющее, по мнению авторов, более детально
анализировать конструкции основных узлов теплофикационных турбин завода, выпущенных с 1941 г.
до настоящего времени.
На рис. 4.1 в качестве примера показан продольный разрез турбины среднего давления малой
мощности Т-12-29 (старая маркировка АТ-12-1), изготовленной заводом в мае 1941 г. для Ижевской
ТЭЦ-1. Параметры свежего пара: р0 = 2,8 МПа, t0 = 100 °С. Турбина проработала на ТЭЦ до 1987 г.
(практически 45 лет).
Рис. 4.1. Паровая турбина Т-12-29 (АТ-12-1)
На рис. 4.2 в качестве примера представлен продольный разрез турбины высокого давления
малой мощности ПТ-25-90/10 (старая маркировка ВПТ-25-4). Турбина одноцилиндровая, имеет
одновенечную регулирующую ступень, 15 ступеней давления в части ВД и 8 ступеней давления в части
СД и части НД. За 16-й ступенью установлена поворотная регулирующая диафрагма с
двухъярусным подводом пара и сопловым аппаратом, обеспечивающая производственный отбор пара давлением
0,85... 1,3 МПа. За 20-й ступенью установлена поворотная регулирующая диафрагма
теплофикационного отбора с двухъярусным подводом пара. На рис. 4.3 показана фотография общего вида турбины
на стенде завода.
На рис. 4.4 в качестве примера представлен продольный разрез турбины высокого давления
средней мощности Т-55/60-130. Турбина имеет два цилиндра — высокого давления (литой, из
теплоустойчивой стали) и низкого давления, состоящий из двух литых частей (из углеродистой стали)
и сварной выхлопной части (из углеродистой катаной стали). В турбинах Т-60/65-130 и части
турбин Т-50-130-6 средняя часть цилиндра низкого давления также выполнена сварной из углеродистой
катаной стали. В проточной части ВД установлены двухвенечная регулирующая ступень и 8 ступеней
давления, а в части НД — 16 ступеней давления. Ротор ВД цельнокованый, ротор НД комбинированный,
с насадными дисками. Отборы пара для двухступенчатого подогрева сетевой воды осуществляются за
20-й и за 22-й ступенями и регулируются поворотной дроссельной диафрагмой, устанавливаемой за
22-й ступенью. Каждый ротор опирается на свои подшипники. ЦВД выполнен противоточным относи-
163

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
164
Рис. 4.2. Паровая турбина ПТ-25-90/10 (ВПТ-25-4)

4.1. Общие сведения
'1 ■>>,■■ ...1
Рис. 4.3. Фотография паровой турбины ПТ-25-90/10 (ВПТ-25-3) стенде завода
тельно ЦНД, что позволило соединить роторы жесткой муфтой и за счет перестановки опорно-упорного
подшипника в корпус между ЦВД и ЦНД сохранить относительно небольшие аксиальные зазоры как в
ЦВД, так и в ЦНД.
Аналогичную конструкцию имеют также турбины ПТ-50/60-130, Т-60/65-130, Т-50-130-6.
На рис. 4.5 и 4.6 в качестве примера представлены продольный разрез и фотография общего вида
турбин, разработанных УТЗ как для перевооружения действующих ТЭЦ, так и для вновь
строящихся станций. При этом учитывалось, что турбины будут устанавливаться в уже существующих
машинных залах, с одним конденсатором и упрощенной системой регенерации.
К указанной группе относятся турбины: Тп-115/125-130-1, Тп-115/125-130-2, ПТ-90/120-130-1.
ПТ-90/125-130-2 [25, 28, 29, 38, 90]. Турбины могут длительное время работать, используя свежий пар
с параметрами 8,8 МПа, t = 535 °С, с последующим переходом на параметры 12.8 МПа, t = 555 °С, что
позволяет отнести на более поздний срок замену котельного оборудования. Турбины могут соединяться
с генераторами ТВФ-110-2Е, ТФ-110-2, ТФП-110-2 и других типов по выбору заказчика. Конструкция
этой группы турбин разработана на базе турбины Т-110/120-130-5: ЦВД и стопорные клапаны
унифицированы полностью, в проточной части низкого давления использованы унифицированные рабочие
и направляющие лопатки. Основные конструкторские решения остальных узлов типичны для турбин
УТЗ. Особенностью этих турбин является возможность осуществления отбора пара на производство
наряду с традиционными теплофикационными отборами.
На рис. 4.7 и 4.8 и совместно с рис. 1.19 представлены поперечный разрез и фотография общего
вида турбины высокого давления большой мощности Т-185/220-130.
Теплофикационная паровая турбина Т-250/300-240 в ряду турбин большой мощности на
сверхкритические параметры пара является в определенной степени уникальной (прежде всего по величине
теплофикационного отбора пара). В этой турбине реализован ряд самых современных технических
решений, обеспечивающих ее высокие технико-экономические показатели в условиях эксплуатации. В
связи с этим в дополнение к информации, представленной в разд. 1.4, остановимся на описании ряда
конструктивных решений по этой турбине подробнее.
Турбина Т-250/300-240 (рис. 4.9. ..4.11) представляет собой четырехцилиндровый одновальный
агрегат, имеющий 40 ступеней и состоящий из цилиндра высокого давления (ЦВД), двух цилиндров
среднего давления (ЦСД-1 и ЦСД-2) и цилиндра низкого давления (ЦНД) с двумя выхлопами в один
общий конденсатор.
ЦВД выполнен из двух корпусов — внутреннего и наружного. Оба корпуса имеют горизонтальные
разъемы. Во внутреннем корпусе расположены одновенечная регулирующая ступень и пять ступеней
давления, в наружном корпусе — шесть ступеней давления. Диафрагмы внутреннего корпуса
установлены непосредственно в цилиндре, а диафрагмы наружного корпуса — в двух обоймах. Наружный корпус
передними и задними лапами опирается на корпуса соответствующих подшипников.
ЦСД-1 однопоточный, одностенный с четырьмя обоймами, имеет десять ступеней давления.
Направляющий аппарат первой ступени и диафрагма второй ступени ЦСД-1 установлены в расточках
165

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
166
Рис. 4.4. Паровая турбина Т-55/60-130

4.1. Общие сведения
167
Рис. 4.5. Паровая турбина ПТ-90/125-130/10-2

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.6. Паровая турбина Тп-115/125-130-1
цилиндра, остальные диафрагмы установлены в обоймах. Цилиндр опирается передними и задними
лапами на корпуса соответствующих подшипников.
ЦСД-2 состоит из двух литых паровпускных частей и сварной средней части. Паровпускные части
симметрично расположены относительно средней части и соединяются с ней вертикальными фланцами.
Из верхней половины средней части осуществляется перепуск пара в ЦНД. Диафрагмы ЦСД-2
установлены в обоймах. Первые две обоймы каждого потока установлены в расточках паровпускной части,
третья — на фланце вертикального разъема средней части. ЦСД-2 спереди и сзади опирается
лапами своих паровпускных частей на соответствующие корпуса подшипников. Для уменьшения прогиба
цилиндр имеет также боковые опоры, выполненные заодно со средней частью.
ЦНД двухпоточный, в каждом потоке установлено по три ступени, в том числе первая —
регулирующая. ЦНД состоит из трех сварных конструкций, сболченных друг с другом по вертикальным разъемам:
средней части и двух выхлопных частей. Средняя часть выполнена двухстенной, что позволило
осуществить отбор пара из обеих выхлопных частей в один конденсатор. Внутренний корпус средней части
опирается на наружный корпус четырьмя лапами, приваренными к фланцам нижней части внутреннего
корпуса. Ось паровпуска фиксируется в продольном направлении шестью шпонками: две расположены
в нижней половине средней части корпуса на уровне горизонтального разъема, остальные четыре — на
патрубках ввода пара в цилиндр. Эти шпонки служат для передачи усилий от ресивера на наружный
корпус. В поперечном направлении внутренний корпус относительно наружного фиксируется четырьмя
шпонками (по две в каждой половине). Все выводы из внутреннего корпуса осуществлены при помощи
линзовых компенсаторов, не препятствующих свободе температурных расширений корпусов ЦНД.
Диафрагмы ЦНД установлены без обойм в расточках внутреннего цилиндра. Выхлопные части
опираются на фундаментные рамы со стороны подшипников и по боковым сторонам. На боковых опорах
со стороны генератора расположен фикспункт турбины. От фикспункта турбина расширяется в
сторону переднего подшипника, передвигая при этом корпуса подшипников по их фундаментным рамам, а
также частично — в сторону генератора.
168

4.1. Общие сведения
Вид со стороны генератора в сторону переднего подшипника
375 375
к—>i<—>
5408
Рис. 4.7. Поперечный разрез по паровпуску высокого давления паровой турбины Т-185/220-130-2
Валопровод турбины состоит из четырех гибких роторов, в том числе цельнокованых роторов ВД
и СД-1 и роторов с насадными дисками СД-2 и НД. Валопровод опирается на шесть опорных и один
опорно-упорный подшипники, размещенные в трех отдельных корпусах и двух картерах, встроенных
в выхлопные части. При этом роторы ВД и СД-1 опираются на три подшипника, один из которых —
опорно-упорный. Для образования несущего и демпфирующего масляных клиньев расточки опорных
подшипников выполнены лимонными. Удельное давление на опорные подшипники находится в
диапазоне ~ 1,0... 1.4 МПа, что обеспечивает надежность эксплуатации и устойчивость против масляной
вибрации.
Рабочие лопатки ступеней ЦВД и ЦСД-1 снабжены высокоэкономичными осерадиальными надбан-
дажными уплотнениями [89]. В этих уплотнениях радиальные зазоры выполнены значительными (до
4 ... 5 мм), а протечки пара определяются осевыми зазорами, благодаря чему в условиях эксплуатации
турбины исключается влияние радиального зазора на изменение протечек пара по периметру
уплотнения и предотвращается возникновение аэродинамических сил, вызывающих низкочастотную вибрацию
ротора, что подтверждается длительным опытом эксплуатации турбины.
Диафрагмы турбины в части ВД, СД-1 и СД-2 выполнены сварными. В части НД — литыми, с
залитыми направляющими лопатками. В части НД установлены две поворотные регулирующие диафрагмы
(по одной в каждом из двух потоков пара), определяющие изменение расхода пара в ЦНД за счет
открытия или закрытия паровых каналов. Каждая регулирующая диафрагма состоит из неподвижной части
с профильными каналами и поворотного кольца с каналами постоянного сечения. Перемещение
поворотного кольца, осуществляющее открытие или закрытие каналов, производится системой рычагов,
передающих на кольцо усилие от поршневого сервомотора НД (рис. 4.11).
169

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.9. Паровая турбина Т-250/300-240
Обоймы турбины литые и сварно-литые. Валоповоротное устройство размещено на корпусе заднего
подшипника ЦНД.
Свежий пар подводится к турбине от двух блоков клапанов, установленных отдельно от турбины и
расположенных симметрично относительно оси турбины. Каждый из блоков клапанов включает в себя
стопорный клапан с автоматическим затвором и три регулирующих клапана. Корпус блока клапанов
представляет собой сварно-кованую конструкцию. Стопорный клапан выполнен односедельным
разгруженного типа. Автозатвор стопорного клапана расположен над ним. Регулирующие клапаны
неразгруженного типа откованы заодно со штоками. Управление регулирующими клапанами осуществляется
при помощи кулачкового устройства, вал которого приводится во вращение поршневым сервомотором
через зубчатый сектор.
Пар от блоков клапанов подводится к ЦВД в его средней части десятью пароподводящими
трубами, поступает через поршневое соединение в сопловой аппарат, установленный во внутреннем корпусе
ЦВД, и двигается в сторону переднего подшипника. Затем пар поворачивается в пространстве между
170

4.1. Общие сведения
/У///////
УУ///У///
/ //
■■//У//,
У/////
■//У///
■'УуУуЛ
\
//л
\/У У/'/У У/У ■
УУ///У///,
/уу/уу.
//У///.
У/У///
/У//УУ,
//У///.
/уУуУу\
Рис. 4.10. Поперечный разрез по паровпуску среднего давления паровой турбины Т-250/300-240
Рис. 4.11. Поперечный разрез по камере нижнего теплофикационного отбора
паровой турбины Т-250/300-240
внутренним и наружным корпусами и двигается в сторону генератора. Из ЦВД осуществляется отбор
пара на регенеративный подогреватель ПВД № 8. Из выхлопа ЦВД пар направляется на промежуточный
перегрев.
После промежуточного перегрева пар поступает в ЦСД-1 через два блока клапанов, расположенных
симметрично по обе стороны цилиндра и присоединенных к нижней половине передней части ЦСД-1
при помощи фланцевых соединений. Каждый блок клапанов ЦСД содержит следующие основные части:
отсечной и регулирующий клапаны, расположенные в одном корпусе; автозатвор отсечного клапана;
сервомотор регулирующего клапана; рычаги привода к отсечному клапану и опоры.
Корпус блока клапанов выполнен сварно-литым. Отсечной клапан выполнен разгруженным, а
регулирующий клапан — неразгруженным. Для разгружения цилиндра от веса клапанов имеются
специальные пружинные опоры.
Из ЦСД-1 осуществляется отбор пара в ПВД-б, в деаэратор давлением пара 0,7 МПа и на турбо-
привод питательного насоса. Затем пар подается в паровпускные части ЦСД-2 и двигается к средней
части. Из ЦСД-2 осуществляется отбор пара в подогреватели сетевой воды горизонтального типа ПСГ1
и ПСГ2, а также в регенеративный подогреватель ПНД № 4. Двумя перепускными трубами диамет-
171

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
ром 1600 мм пар из ЦСД-2 подается в среднюю часть ЦНД, где разделяется на два противоположно
направленных потока. В ЦСД-2 сбрасывается также пар из выхлопа турбопривода питательного насоса.
Выполнение ЦВД противоточным, а ЦСД-2 и ЦНД — двухпоточными позволяет значительно снизить
осевые усилия ротора на колодки упорного подшипника.
Высокотемпературные части турбины и роторы выполнены из хромомолибденованадиевых
жаропрочных сталей, насадные диски — из сталей с повышенной трещиностойкостью, низкотемпературные
части турбины — из углеродистой стали (отливок и проката). Использованные материалы обеспечивают
ресурс турбины по жаропрочности на срок не менее 200 000 ч.
Паровая турбина ТК-450/500-60 (рис. 4.12) с конденсационной установкой и четырьмя
отопительными отборами пара (см. разд. 1.5) разработана УТЗ для работы в блоке с реактором ВВЭР-1000
атомной ТЭЦ (АТЭЦ) по схеме: две турбины на один реактор. В отличие от турбины типа «Т» при
номинальных расходе свежего пара (~ 3160т/ч) и тепловой нагрузке (до 500Гкал/ч) имеет
значительный расход пара в конденсатор и развитую систему регенерации. Турбина может работать по одно-,
двух- и трехступенчатой системам подогрева сетевой воды.
Турбина представляет собой одновальный четырехцилиндровый агрегат, имеющий 38 ступеней и
состоящий из цилиндра высокого давления, цилиндра среднего давления и двух цилиндров низкого
давления. Все цилиндры двухпоточные, ЦВД двухстенный. Проточная часть выполнена по схеме «с
частичным обводом пара помимо ступеней промежуточного отсека», т.е. один из ЦНД (ЦНД-2)
присоединяется к камере перед промежуточным отсеком, а другой ЦНД (ЦНД-1) — после промежуточного
отсека. Такая схема повысила экономичность турбины и одновременно позволила уменьшить высоту
рабочих лопаток промежуточного отсека, чем обеспечила их высокую надежность. Турбина имеет два
фикспункта — они расположены на боковых опорах выхлопных патрубков ЦНД-1 и ЦНД-2 со стороны
регулятора.
Одной из последних разработок УТЗ, представляющей несомненный интерес с точки зрения
совершенствования конструкций теплофикационных турбин, является разработка турбины ПТ-30/35-90-5
(рис. 4.13), основные технические характеристики которой приведены в табл. 1.4 (см. разд. 1.4).
Разработка турбины выполнена за счет существенной модернизации турбины ВПТ-25-3, которая
изготавливливалась УТЗ до 1969 г. Предлагаемая турбина может размещаться на фундаменте турбины
ВПТ-25-3 либо на аналогичном фундаменте при новом строительстве, либо на фундаменте турбины
ВПТ-25-4 после небольшой переделки ригеля фундамента под корпусом переднего подшипника.
Турбина одноцилиндровая, имеет паровпускную часть, сварные среднюю и выхлопные части. В
паровпускной части размещена проточная часть высокого давления, состоящая из двухвенечной
регулирующей ступени и девяти ступеней давления. За 10-й ступенью организован производственный
отбор пара. В промежуточном отсеке размещены пять ступеней давления. За 15-й ступенью
расположена камера отопительного отбора. В ЦНД размещены три ступени давления. Регулирующие
диафрагмы поворотные, дроссельного типа. Сервомотор производственного отбора размещен на левой стороне
турбины, а сервомотор теплофикационного отбора — на правой стороне турбины, если смотреть со
стороны переднего подшипника турбины в сторону генератора.
Концевые и диафрагменные уплотнения в отличие от уплотнений турбины ВПТ-25-3 лабиринтовые,
с уплотнительными усиками, закрепленными на статоре, и противолежащими им выступами и
впадинами на роторе. Надбандажные уплотнения ступеней осерадиальные [89]. Колодки упорного подшипника
слоеные, повышенной несущей способности. Для направляющих и рабочих лопаток использованы
аэродинамически совершенные профили.
Турбина К-17-0,16 предназначена для питания отработавшим паром турбин типа «ПР» или
отопительного коллектора. Две турбины К-17 уже эксплуатируются на ТЭЦ г. Рудного, Казахстан, а третья —
на Соликамской ТЭЦ.
Турбина К-17 (см. разд. 1.5, рис. 1.24) одноцилиндровая. Корпус цилиндра сварной. Проточная
часть состоит из регулирующей ступени и двух ступеней давления. Регулирующая ступень
унифицирована с регулирующей 21-й ступенью верхнего отопительного отбора турбины ПТ-135, первая ступень
давления — с 28-й ступенью турбины Т-250, вторая ступень давления — с 25-й (последней) ступенью
турбины Тп-115. От этой же турбины использованы выхлоп и конденсатор. Орган защиты турбины
выполнен в виде стопорной диафрагмы, содержащей тело с каналами без лопаток и установленное
перед ним поворотное кольцо. Стопорная диафрагма размещена в цилиндре коаксиально с
регулирующей диафрагмой [2]. Обе диафрагмы выполняются плотными. Применение в качестве органа защиты
стопорной диафрагмы вместо стопорного клапана значительно упрощает конструкцию турбины и тур-
боустановки, повышает экономичность в результате снижения потерь в тракте повода пара.
В турбине использована система независимого теплового перемещения корпуса переднего
подшипника и цилиндра путем введения двух фикспунктов. Принципиальная схема этого технического решения
приведена на рис. 4.14.
172

4.1. Общие сведения
Рис. 4.12. Паровая турбина ТК-450/500-60 для АТЭЦ
173

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.13. Паровая турбина ПТ-30/35-90-5
1 4 2 12
17 6 5 13 11 8
Рис. 4.14. Схема размещения шпонок турбины К-17-0,1б
174

^/VU^flL. CU<.^Ln И/1
Корпус переднего подшипника 1 и цилиндр 2 с выхлопной частью 3 соединены между собой только
продольной шпонкой 4, а передние лапы 5 цилиндра, опирающиеся на стойки б, не соединены с корпусом
переднего подшипника. Первый фикспункт 7 образован пересечением оси 8 горизонтальной продольной
шпонки 9 с осью 10 горизонтальных поперечных шпонок 11, расположенных в плоскости скольжения 12
цилиндра по опоре 13. Второй фикспункт 14 образован пересечением оси 8 горизонтальной продольной
шпонки 15 с осью 16 горизонтальных поперечных шпонок 17, расположенных в плоскости скольжения
18 корпуса переднего подшипника по опоре 19.
Тепловое перемещение цилиндра происходит от фикспункта 7 вдоль плоскости скольжения 12 и
передних лап 5 по стойкам 6, не соединенным с корпусом переднего подшипника, а тепловое
перемещение корпуса переднего подшипника происходит от фикспункта 14 вдоль плоскости скольжения 18.
Осевое положение цилиндра фиксируется горизонтальными продольными шпонками 9, 15 и
вертикальной шпонкой 4.
В результате опирания передних лап 5 на стойки б при неравномерном поле температур цилиндра
и в связи с этим разными по величине перемещениями передних лап 5, закусывании по поверхности
поперечных шпонок 11, развороте корпуса цилиндра предотвращается возможность передачи усилия от
цилиндра на корпус переднего подшипника, его толкания, а также создания опрокидывающего момента
относительно поверхности скольжения 12 в результате приложения сил к поверхности поперечных
шпонок 11 и прекращения теплового перемещения цилиндра. Кроме того, исключается опасность задевания
ротора за пределами цилиндра, его вибрации, а также кручения ригеля фундамента.
Благодаря наличию фикспункта 14, предотвращается возможность восприятия усилий от цилиндра,
толкания корпуса переднего подшипника, создания опрокидывающего момента, закусывания металла
и прекращения в результате этого теплового перемещения корпуса переднего подшипника.
Пар к турбине подводится от отопительного коллектора. На трубопроводе подвода пара установлена
главная паровая задвижка (ГПЗ). Внутри корпуса турбины размещена стопорная диафрагма (СД) и
регулирующая диафрагма (РД) первой ступени, а также две ступени давления.
В турбине использована схема самоуплотнения концевых уплотнений: на режимах пуска в
предпоследнюю камеру осуществляется подвод пара из коллектора уплотнений (КУ), питаемого сухим
насыщенным паром из деаэратора давлением 0,59 МПа, с набором нагрузок пар из этой камеры переднего
уплотнения поступает в КУ. Резервируется КУ подводом пара из коллектора собственных нужд. Важным
техническим решением схемы является установка ПНД, питаемого паром из отопительного коллектора,
благодаря чему осуществляется нагрев конденсата, поступающего из конденсатора, и предотвращается
перегрузка последнего по ходу пара ПНД турбины типа «ПР».
Турбина Т-53/67-8,0 (см. разд. 1.5, рис. 1.28) представляет собой двухцилиндровый агрегат,
разработанный на базе серийной турбины Тп-115/125-130-1 [90]. Пар ВД от КУ подводится от блока
клапанов, состоящего из стопорного клапана (СК) с автозатвором, и двух регулирующих клапанов (РК),
управляемых своими сервомоторами, к корпусу ЦВД четырьмя трубопроводами симметрично по два
снизу и по два сверху. Пар НД от КУ подводится в промежуточный отсек ЦНД через два блока стопорно-
регулирующих клапанов (СРК) НД.
Предполагается работа турбины на скользящих параметрах пара, поэтому в ЦВД применено
дроссельное парораспределение. Таким образом, в ЦВД отсутствуют регулирующая ступень и
соответственно массивный диск регулирующей ступени. Данное обстоятельство определяет повышенную надежность
и маневренность турбины по сравнению с серийными турбинами типа Т-100 всех модификаций.
Корпус ЦВД выполнен на базе отливки ЦВД турбины Тп-115. В нем расположено 10 ступеней
давления с диаметром корня рабочих лопаток 800 мм. Диски ступеней откованы заодно с валом. Ступени
1... 10-я снабжены высокоэкономичными надбандажными уплотнениями [89].
ЦНД сварно-литой и максимально унифицирован с ЦНД турбины Тп-115. В корпусе расположены
15 ступеней, в том числе регулирующая ступень ЧНД. Ступени 11... 17-я имеют диаметр корня
рабочих лопаток 1000 мм и снабжены осерадиальными надбандажными уплотнениями, их диски откованы
заодно с валом. Диски 18.. 25-й ступеней насадные. Для передачи крутящего момента к валу в случае
исчезновения натяга использованы торцевые шпонки. Рабочие лопатки 16... 19-й и 21-й, 24-й, 25-й
ступеней полностью унифицированы с рабочими лопатками аналогичных ступеней турбины Тп-115. Для
повышения надежности рабочие лопатки 20-й и 22-й ступеней выполнены на основании профиля
рабочих лопаток 21-й ступени. По диафрагмам 16... 21-й ступеней имеется унификация с аналогичными
ступенями только по решеткам, диафрагмы 22... 25-й ступеней полностью унифицированы с
диафрагмами 22... 25-й ступеней турбины Тп-115. В камеру после 15-й ступени осуществлен подвод пара НД.
Отбор пара на ПСГ-2 производится после 21-ой ступени и на ПСГ-1 — после 23-й ступени. В турбине
применяется плотная регулирующая диафрагма ЧНД [59], благодаря чему расход пара на режимах
работы по тепловому графику не превышает 4т/ч. Высота рабочих лопаток последней ступени 550 мм.
175

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Необходимо отметить, что применение в турбине дроссельного парораспределения потребовало
спроектировать новый выносной блок клапанов (рис. 4.15). Это позволило не только исключить из
конструкции узел кулачкового распределительного устройства (КРУ), который обладает пониженной
надежностью, но и обеспечить равномерное поле скоростей перед первой ступенью турбины на
режимах частичных нагрузок путем подачи пара в диаметрально противоположные патрубки. Корпус блока
клапанов — сварно-кованый, состоящий из сваренных между собой паровой коробки 1, раздающей
коробки 2 стопорного клапана, патрубков подвода пара 3, промежуточных патрубков 4, паровых
коробок 5 регулирующих клапанов и патрубков отвода пара б. На входе в клапанный канал стопорного
клапана, образованный профильными поверхностями чаши клапана 7 и седла 8, установлено паровое
сито 9. Угол раскрытия диффузора седла стопорного клапана — 10°. Привод клапана осуществляется
посредством рычагов автозатвора 10.
Пройдя стопорный клапан, пар разделяется на два потока и через промежуточные патрубки попадает
в паровые коробки регулирующих клапанов 5 и далее — в клапанный канал, образованный чашей 11
и седлом 12. Угол раскрытия диффузора седла регулирующих клапанов — 8°. Привод регулирующих
клапанов осуществляется сервомоторами 13.
Рис. 4.15. Блок клапанов ЧВД турбины Т-53/67-8,0
Вследствие того что ПГУ-230 работает по двухконтурной схеме, возникла необходимость установки
стопорно-регулирующего клапана (СРК) на трубопроводе подвода пара НД от КУ в промежуточный
отсек ЦНД (рис. 4.16). Корпус клапана 1 сваривается из двух отливок из стали 25Л. Пар от КУ подводится
по горизонтальному патрубку 2. Для исключения возможности попадания сварочного грата и
посторонних предметов в блоки СРК и проточную часть турбины в корпусе установлено паровое сито 3. Привод
стопорного клапана 4 осуществляется автозатвором 5 посредством рычагов б и штока 7. Привод
регулирующего клапана 8 осуществляется сервомотором 9 через шток 10, который проходит внутри штока
стопорного клапана 7. Угол раскрытия диффузора седла 11 - 8°. Пар из клапана отводится по двум
патрубкам 12. Блок клапанов СРК устанавливается на раме 13, привариваемой к металлоконструкциям
машзала.
176

4.1. Общие сведения
Рис. 4.16. Блок клапанов контура НД турбины Т-53/67-8,0
Турбина Т-35/55-1,6 (рис: 4.17) одноцилиндровая, проточная часть состоит из девяти ступеней.
Ступени 2. . б-я полностью унифицированы с 15... 19-й ступенями турбины ПТ-140. Ступени 8... 9-я
полностью унифицированы с 24-й и 25-й ступенями турбины Т-110.
Подвод пара к турбине осуществляется от двух стопорно-регулирующих клапанов (рис. 4.18),
полностью унифицированных с аналогичными клапанами, установленными в ЦСД-1 турбины Т-250 для
осуществления подвода пара после промежуточного перегрева. Головная турбина Т-35 будет
установлена на Пермской ТЭЦ-14. Система регенерации состоит из трех ПНД, отбор пара на которые
осуществляется соответственно из камер проточной части турбины после 3-й, 5-й и 7-й ступеней. После
ПНД-3 конденсат направляется в станционный деаэратор давлением 0,59 МПа, а после него — в ПВД
турбины Р-50-130, выхлопным паром которой питается турбина Т-35. Из камеры после 7-й ступени
осуществляется отбор пара на ПСГ. В качестве ПСГ принят ПСГ-1300 поверхностью теплообмена L300M2
и расходом сетевой воды до 3000 м3/ч.
Следует отметить, что турбина Т-35 может быть использована для эксплуатации на различных
ТЭЦ и КЭС с параметрами свежего пара, отличающимися от указанных в табл. 1.10 (см. разд. 1.5).
Изменение пропускной способности турбины может осуществляться путем изменения парциальности
первой ступени: увеличения при низких давлениях свежего пара и уменьшения при более высоких
давлениях свежего пара.
Модернизация «классической» турбины Т-110/120-130-5, проводившаяся в течение 15 лет,
завершилась разработкой турбин Т-110/120-130-5М, Т-116/125-130-7М, Т-120/125-135-8М.
На рис. 4.19 представлена турбина Т-116/125-130-7М с указанием модернизированных элементов
конструкции. В конструкции турбины сохранены основные принципы, заложенные в «классическую
сотку».
Турбина Т-50/60-8,0, показанная на рис. 4.20, представляет собой одновальный, одноцилиндровый
агрегат, состоящий из паровпускной, средней и выхлопной частей. Проточная часть высокого давления
177

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
1840
_ 8990
5100
1800
250
1850 х 7100
178
Рис. 4.17. Паровая турбина Т-35/55-1,6

4.1. Общие сведения
2360
2360
Рис. 4.18. Поперечный разрез турбины Т-35/55-1,6 по паровпуску
состоит из двухвенечной регулирующей ступени и одиннадцати ступеней давления. Проточная часть
среднего давления состоит из четырех ступеней давления. Часть низкого давления имеет две ступени,
в том числе регулирующую ступень отопительного отбора.
Пар в ЧВД движется в сторону генератора. Свежий пар трубопроводом Dy 250 подается к
стопорному клапану, установленному вне турбины. От него по четырем перепускным трубам Dy 125 подается
к четырем регулирующим клапанам, размещенным в паровых коробках, приваренных к цилиндру,
проходит часть среднего давления и выхлопную часть. На выходе из последней ступени отработанный пар
через выхлопной патрубок поступает в конденсатор.
Цилиндр турбины через корпуса подшипников опирается на фундаментные рамы, жестко
закрепленные на элементах фундамента турбины. Фикспункт турбины расположен на оси турбины и определен
поперечными и продольной шпонками, расположенными на задней фундаментной раме выхлопного
патрубка турбины.
Основное расширение турбины от фикспункта происходит в сторону переднего подшипника.
Известно, что надежность и маневренность паровых турбин в значительной степени определяются
уровнем стационарных и температурных напряжений, которые возникают при эксплуатации в массивных
корпусах цилиндров турбины, являющихся самыми дорогостоящими деталями турбины. Уровень
напряжений в корпусе ограничивает темп и продолжительность пусковых и переходных режимов, а также
определяет ресурс эксплуатации. На сегодняшний день усовершенствованные современные расчетные
методы анализа позволяют достаточно точно оценить напряженно-деформированное состояние
корпусов. Большинство используемых на сегодняшний день в конструкциях турбин ЗАО УТЗ корпусов были
спроектированы в 50... 60-е годы прошлого века по достаточно упрощенным расчетным методикам.
Поэтому существует возможность критически пересмотреть их конструкции с целью улучшения
эксплуатационных качеств. Такая задача возникла при проектировании корпуса ЧВД турбины Т-50/60-8,8.
Необходимо сказать, что первоначально предполагалось использовать для этих турбин имеющиеся на
заводе отливки, полученные по кооперации в 1989 г. Однако такие предпосылки, как большой заказ
на эти турбины, ограниченное количество отливок на заводе и утеря модельных комплектов, сделали
актуальной задачу заново спроектировать отливку корпуса ЧВД. В рамках данной задачи была
произведена оптимизация конфигурации новой отливки корпуса ЧВД с целью улучшения технологических
и эксплуатационных свойств. Применение конечно-элементного анализа позволило выявить наиболее
179

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
4.1. Общие сведения
Внутриконолное удален
благи бресЦберах
Рама КРУ повышенной
жесткости
Сотовые надоондажные уплотнения
регулирующей ступени и 1-9 ступеней
Сотобые диафрагменные и концебые
уплотнения ЦВД ЦСД ЦНД
Токосъемник
Злектрогидрайлическая
система регулирования
Перфорированные листы
б средней части ЦНй
Защита bona PHD
от псробого размыба
Фторопластобые
масляные уплотнения
Закаленные поберхности скольжения
Сборная фундаментная рама
переднего подшипника
Изменение конфигурации посадочной
расточки насадных дискоб
с разгрузкой торцебых сечений
Сифонная система дрениробачия проточной части СИ и НО
Вентилируемые камеры б отсеках
Влагоулаблибаощие
кольца с лопатками
Рис. 4.19. Паровая турбина Т-116/125-130-7М с указанием модернизированных элементов
конструкции
180
181

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
182
Рис 4.20. Паровая турбина Т-50/60-8,0

4.2. Цилиндры
проблемные места в существующем корпусе. На основе такого анализа, а также серии
оптимизационных расчетов была получена новая геометрия паровпускной части с равномерным распределением
напряжений по корпусу.
В результате оптимизации паровпускной части корпуса максимальная толщина стенки корпуса в
зоне паровпуска была уменьшена с 80 до 60 мм. Также была уменьшена ширина фланцев
горизонтального разъема с 220 до 170 мм, при этом снизилась разнотолщинность фланца и цилиндрической
стенки цилиндра, что положительно влияет на качество отливки и термонапряженное состояние
цилиндра. За счет выбора оптимального профиля поперечного сечения цилиндра, а также выполнения
ряда конструктивных улучшений уменьшен диаметр шпилек в зоне паровпуска. Таким образом, новый
цилиндр соответствует всем требованиям и ограничениям действующих расчетных методик,
обеспечивая надежность и ресурс не менее 200 000 ч, при этом повысилась маневренность турбины и на 20%
снизился общий вес цилиндра.
4.2. Цилиндры
Большинство турбин УТЗ имеют, как правило, несколько цилиндров, разделяемых по
функциональным особенностям на цилиндры (части) высокого давления (ЦВД), цилиндры (части) среднего
давления (ЦСД) и цилиндры (части) низкого давления (ЦНД). Количество цилиндров у турбины
выбирается конструктивно, с учетом следующих основных факторов [7, 16, 124]:
— параметров и расхода свежего пара;
— величины противодавления за турбиной;
— количества регулируемых и нерегулируемых отборов пара в турбине данного типа и параметров
пара в отборах;
— оптимального значения давления пара между цилиндрами;
— оптимальной литейной и сварочной технологичности цилиндра и контролируемости его частей;
— габаритов цилиндра, определяющих возможности его перевозки и внутрицеховых перемещений;
— габаритов внутренней полости цилиндра, напрямую связанных с габаритами размещаемого в
цилиндре ротора и размерами камер отборов.
С учетом вышеперечисленных факторов турбины малой мощности (до 25 МВт) и цилиндры
турбин с высоким противодавлением выполняются УТЗ одноцилиндровыми.
По технологическому признаку цилиндры разделяются на литые, сварно-литые и сварные.
Конструкция каждого из цилиндров турбин УТЗ определена реальным уровнем развития технологии
изготовления на заводе и целесообразностью применения именно такой технологии.
Для турбин мощностью 50... 100МВт признана целесообразной одностенная конструкция ЦВД.
Для турбин высокого и сверхкритического давления с большим расходом свежего пара
(например ПТ-140/165-130, Т-185/220-130, Т-255/300-240) применяется двухстенная конструкция. На
возможную перспективу заводом рассматривалась целесообразность применения кованых и сварно-
кованых цилиндров, однако в настоящее время такой необходимости нет.
Все литые цилиндры высокого давления многоцилиндровых турбин (и части высокого давления в
одноцилиндровых турбинах) изготавливаются в настоящее время из стали 15Х1М1ФЛ в соответствии
с ОСТ 108.961.02—97. Цилиндры турбин малой мощности, рассчитанные на температуру свежего пара
500 и 420 °С, изготавливаются из стали 20ХМФЛ и 20ХМЛ по ОСТ 108.961.02—97. Литые цилиндры
и части среднего давления турбин выполняются из стали 25Л по ОСТ 108.961.02—97. Химсостав и
механические свойства применяемых металлов в состоянии поставки на завод приведены в табл. 4.2.
Все литые цилиндры турбин перед механической обработкой в обязательном порядке подвергаются
в условиях завода входному контролю в следующем объеме:
1. Контроль механических характеристик материала на образцах, вырезанных из пробных планок.
2. Контроль геометрических размеров отливки.
3. Контроль сплошности литого корпуса, в том числе:
— контроль спинки цилиндра на участке шириной 500 мм;
— УЗК фланцев и кантовочных цапф;
— контроль УЗК концов всех патрубков;
— МПД радиусных переходов.
Обнаруженные дефекты литья «выбираются» (как правило, высверливаются) до чистого металла и
затем завариваются. При объеме «заварок» более 2000см3 заготовка цилиндра термообрабатывается.
Исходя из интегральной оценки возможного эксплуатационного растрескивания стенок цилиндра на
заводах-изготовителях турбин традиционно стремятся к удержанию сдаточных характеристик в
нижней части диапазона сг0,2- Более того, значение сг0]2 меньше сдаточных значений на 1,0... 1,5кг/мм2
183

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Таблица 4.2. Химический состав и механические свойства металла литых цилиндров
турбин УТЗ*
Химический состав и механические свойства
С
Si
Мп
Р
S
Сг
Мо
V
l\li
Со,2. КГ/ММ
/ 'i. -
Ов. КГ/ММ >
&5. %>
Ф, %
ак, кгс/см2
Марка стали
20ХМЛ
0.15... 0,25
0,17... 0,37
0,5... 0,8
<0,04
<0,04
0,4. ..0.7
0,4. ..0,6
25... 50
47
18
30
3,0
20ХМФЛ
0,18. ..0,25
0.17. ..0,37
0,4. ..0,7
<0,03
<0,03
0,9. ..1,2
0,5. ..0,7
0,2. ..0,3
32... 55
50
20
35
3,5
15Х1М1ФЛ
0,14. ..0,20
0,15... 0,37
0,4... 0,7
<0,03
<0,03
1,2... 1,7
1.0... 1,2
0,2... 0,4
0,03
30... 50
50
15
35
3,0
Примечание
Сдаточные
характеристики
* Данные приводятся по ОСТ 108.961.02-97.
не рассматривается как основание для повторной термообработки цилиндра. Не рассматриваются как
сдаточные значения длительной прочности, критическая температура хрупкости и фазовый состав
металла. Эти характеристики имеют существенное значение для оценки остаточного ресурса металла
после длительной наработки (не менее 150 000 ч) либо после значительных повреждений металла.
Известно, что наибольшее количество брака отливок цилиндров фиксируется на участках литья в
так называемых зонах скопления металлов. В ЦВД — это зоны переходов от стенок к фланцам, в
особенности к участкам установки концевых уплотнений, а также зоны между пароподводящими
патрубками. В ЦСД это чаще всего зоны переходов от стенок к приливам для выполнения расточек под
обоймы. Во всех цилиндрах особенно тщательно контролируются радиусные переходы от всех патрубков
(пароподводящих или отборов) к стенкам цилиндра. После стендовых испытаний турбины все
радиусные переходы контролируются повторно. Эти же зоны необходимо контролировать в первую очередь и
с максимальной достоверностью во время ремонтов турбин.
Заводом гарантируется ресурс жаропрочности металла цилиндров (а также корпусов
стопорных клапанов, паровых и сопловых коробок), работающих при температуре выше 450 С
не менее 220 000 ч.
Необходимо отметить следующее обстоятельство. Согласно РД 10-577—03 «Типовая инструкция по
контролю и продлению срока службы металла основных элементов котлов, турбин и трубопроводов»,
ресурс жаропрочности металла ЦВД турбин УТЗ установлен 220 000ч («парковый ресурс»). Совместные
исследования УТЗ, Свердловэнерго, ВТИ и ЦНИИТМАШа, проведенные в 1995... 1998 гг., подтвердили
эту цифру как близкую к предельной. Обобщение результатов этих исследований показало, что
продление эксплуатации цилиндров турбин УТЗ возможно, однако только на основе определения
индивидуальных характеристик металла конкретных цилиндров или после восстановительной
термообработки, или после сопряженного снижения температуры и давления свежего пара.
В каждом конкретном случае решение целесообразно принимать с учетом мнений УТЗ и
представителей специализированных институтов РАО «ЕЭС России».
На рис. 4.21, 4.22 в качестве примера для детального анализа типовых конструктивных решений по
цилиндрам, с учетом конструкции турбины, показан общий вид установки турбины УТЗ на
фундаментные рамы ТЭЦ, а также элементы установки отдельных деталей и их крепления.
Конфигурация цилиндров УТЗ выбрана с учетом технологии литья (направленное затвердевание
и минимальное количество отъемных стержней) и сварки, обеспечения необходимой прочности при
рабочих давлениях и температурах, обеспечения минимальных температурных напряжений в
переменных режимах, а также обеспечения контроля сплошности металла цилиндров (в том числе сварных
швов) при изготовлении и ремонте, проводимом по современным методикам на основе требований
государственных и отраслевых стандартов, в том числе ИСО 9001.
Ниже представлены реализованные конструктивные решения цилиндров и их отдельных элементов
ряда турбин УТЗ (рис. 4.23 и 4.24). Самой массовой конструкцией ЦВД является одностенный цилиндр
в турбинах Т-110/120-130-5 и Т-60/65-130
184

4.2. Цилиндры
185
Рис. 4.21. Установка турбины на фундаментные рамы ТЭЦ

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
А-А
Б-Б
В-В
Суммарный шэор КорПЦС
0.01.0.03
рома
г-г
п
Без зазора
0,06 0,1 суммарный
3-3
ШтифтоЬание прижимой
относительно фундаментной
рапы
ШтифтоЬание фундаментной
ромы относительно
постоянных подкладок
-«тет
^Ш^
Рис. 4.22. Разрезы к рис. 4.21 — установка турбины на фундаментные рамы ТЭЦ
186

4.2. Цилиндры
Рис. 4.23. Корпус ЦВД турбины Т-110/120-130-5М: а — продольный разрез; 6 — разрез по паровпуску
Определяющими факторами конструкции явились величина противодавления за цилиндром
(^ЗМПа) и использование в турбине (цилиндре) двухвенечной регулирующей ступени. ЦВД
выполнен с относительно небольшим количеством ступеней, безобойменной конструкции, без патрубков
отборов и в конечном счете сравнительно малых габаритов. Стенки ЦВД нецилиндрической формы,
что позволило расположить шпильки близко к стенке и утонить фланцы горизонтального разъема.
Это ускоряет их прогрев при пусках и, следовательно, улучшает маневренность турбины.
Совершенствование расчетных методик позволило утонить стенки цилиндра в камере регулирующего колеса и
уменьшить ширину фланцев горизонтального разъема таким образом, что плотность горизонтального
разъема обеспечена затяжкой шпилек М 100x4 вместо ранее применявшихся шпилек М 120x6.
В новой конструкции устранены скопления объемов металла, что приводит к более
равномерному прогреву цилиндра при пусках и снижению термических напряжений при переменных нагрузках.
Уменьшение диаметра шпилек горизонтального разъема обеспечивает быстрое выравнивание
температур металла фланцев и шпилек и, кроме того, существенно облегчает технологические операции сборки
и разборки цилиндра.
Для более равномерного прогрева металла одностенного ЦВД при пусках из холодного состояния
либо для выравнивания температурных удлинений ЦВД и ротора высокого давления к фланцам ЦВД
присоединяется трубопровод обогрева фланцев и шпилек, через который в углубленные обнизки
фланцев подается греющий пар. Схема обогрева фланцев и шпилек приведена на рис. 2.5 (см. гл. 2). В этот
же трубопровод при останове турбины может подаваться воздух для расхолаживания цилиндра.
По оси паровпуска в патрубки цилиндра вварены четыре сопловые коробки (по две в верхней и
нижней половинах). Горловины сопловых коробок выступают за пределы патрубков цилиндра. Свежий
пар после стопорного клапана подается в ЦВД по пароперепускным трубам через четыре регулирующих
клапана, размещенных в паровых коробках, приваренных к горловинам сопловых коробок (рис. 4.24).
Каждая сопловая коробка перед вваркой в горловину патрубка цилиндра устанавливается и фиксируется
относительно оси паровпуска вертикальной и двумя поперечными шпонками.
Выходной торец сопловой коробки механически обрабатывается и образует базу для механической
обработки цилиндра и базу для измерения аксиального положения ротора при сборке турбины. Точность
исполнения зазоров в шпонках обеспечивает неизменность положения базы на всех этапах мехобработ-
ки, сборки, монтажа и ремонтов цилиндра.
Нижняя половина цилиндра лапами опирается на шпонки, размещаемые на площадках корпусов
подшипников (рис. 4.22, Е — Е). В конечном положении цилиндр фиксируется относительно продольной
оси турбины вертикальными шпонками (рис. 4.22, Д).
Фланцы горизонтального разъема ЦВД стягиваются шпильками и гайками из стали 20Х2МФ1ТР
(ЭП 182) «нагорячо». Об установке в ЦВД соплового и направляющего аппаратов, диафрагм и обойм
концевых уплотнений см. ниже.
Из выхлопных патрубков ЦВД по четырем пароперепускным трубам пар поступает в ЦСД. Часть
пара из перепускной трубы подается в схему регенерации, в ПВД-7. Из ЦСД осуществляются отборы
пара на отопление для ступенчатого подогрева сетевой воды (регулируемый отбор) и шесть нерегули-
187

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.24. Корпус ЦВД турбины Т-120/130-130-8 с одновенечной регулирующей ступенью:
а — продольный разрез; б — разрез по паровпуску
руемых отборов в регенеративные подогреватели. ЦСД (рис. 4.25 и 4.26) состоит из двух частей: литой
паровпускной и сварной выхлопной, соединенных между собой вертикальным фланцевым соединением.
Паровпускная часть ЦСД
Рис. 4.25. ЦСД турбины Т-110/120-130-5
Максимально возможная температура пара на входе в ЦСД составляет 380 'С, поэтому литая часть
цилиндра выполнена из стали 25Л, а выхлопная — из стали 20. Подводимый в ЦСД пар поступает
в кольцевую пароприемную камеру, а затем — в направляющий аппарат регулирующей ступени ЦСД,
установленный в расточке корпуса цилиндра. Камеры отборов образуются за счет установки в расточки
корпуса пяти обойм.
Выхлопная часть ЦСД имеет радиальный диффузор, через который пар поступает по перепускным
трубам в ЦНД. Из нижней половины выхлопной части ЦНД осуществляется отопительный отбор в
сетевой подогреватель первой ступени (две трубы диаметром 1000 мм и одна труба диаметром 800 мм).
188

4.2. Цилиндры
«С'-":
1 -I •* I
- 4 I
-*-
,«.Г
I
*
• ** ) 3 1
:• v?. **
* *
■J I ,
,.v«/ '
у
-,-ЧВ-у
Рис. 4.26. Верхняя половина цилиндра среднего давления
Литые цилиндры среднего давления по соотношению габаритных размеров и толщин стенок
относятся к тонкостенным оболочкам. Качественное исполнение таких отливок требует сложной модельной
оснастки и усложненной технологии литья, а также высокой технологической дисциплины. Однако уже
несколько десятилетий завод не получает от своих поставщиков качественных отливок.
Технологический цикл изготовления и «лечения» каждой отливки цилиндра занимает от 10 до 16 месяцев. При
этом существующие методы контроля литья не гарантируют полного обнаружения и последующего
устранения внутренних литейных дефектов (газовых раковин, рыхлот, шлаковых включений), что
через 80 000 ... 100 000 ч эксплуатации может приводить к образованию протяженных и глубоких трещин.
Рациональным выходом из сложившегося положения стал переход к сварно-литым и сварным
цилиндрам среднего давления. На рис. 4.27 в качестве примера показан сварной цилиндр новой турбины
Т-35/55-1,6, конструкция которого полностью исключила использование крупногабаритного литья.
ЦНД турбины (рис. 4.28) имеет среднюю часть, в которую поступает пар из ЦСД, и два выхлопных
патрубка. Средняя часть и выхлопные патрубки соединены вертикальными фланцевыми соединениями.
Каждый выхлопной патрубок опирается на заднюю и две передние опоры. Для уменьшения расцен-
тровки от разогрева цилиндра, в особенности при работе турбины на режимах с ухудшенным вакуумом,
опорные поверхности лап патрубков максимально приближены к горизонтальному разъему цилиндра.
Фикспункт турбины реализован системой поперечных и продольных шпонок, расположенных со стороны
ЦСД под передними лапами выхлопного патрубка.
Группа цилиндров турбины опирается на фундаментные рамы непосредственно или через корпуса
подшипников (см. рис. 4.21). Соединение цилиндров и корпусов подшипников между собой, а также
обеспечение их соосности и совместности тепловых перемещений создаются системой продольных,
поперечных и вертикальных шпонок (см. ниже).
В турбинах Р-100-130/15, ПТ-140/165-130, Т-185/220-130, Т-255/300-240 расход пара существенно
больше, чем в турбине Т-110/120-130-5, давление пара в камере одновенечной регулирующей
ступени выше, чем в турбине Т-110/120-130, а противодавление — ниже и составляет ~ L,2... 2,1 МПа.
Для того чтобы при этих условиях работы ЦВД имел умеренные толщины стенок фланцев
при допустимых напряжениях в высокотемпературных элементах, он выполнен двухстенным
(рис. 4.29). Уменьшению толщины стенок способствовало выполнение наружного корпуса цилиндра, а
также части внутреннего корпуса в районе паровпуска бочкообразной формы. Внутренний корпус
подвешен в наружном корпусе у горизонтального разъема на четырех лапах. В вертикальной плоскости
вдоль оси турбины он имеет четыре шпонки — по две в верхней и нижней половинах. Для удобства
сборки две шпонки, расположенные со стороны переднего подшипника, вставляются в наружный корпус
снаружи и крепятся на нем фланцами, выполненными заодно со шпонками. Боковые зазоры в шпонках
выполняются в пределах 0.05... 0,07 мм с каждой стороны, а верхние (нижние) — 5 мм. Внутренний
корпус относительно наружного фиксируют два вертикальных зуба, расположенных справа и слева в
районе паровпуска у горизонтального разъема. Боковой зазор между зубом и наружным корпусом ра-
189

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.27. Сварной цилиндр турбины Т-35/55-1,6
190
Рис. 4.28. ЦНД турбины Т-110/120-130-5

4.2. Цилиндры
вен 0,20.. .0,32мм. По сравнению с первыми турбинами зазор увеличен на 0,05мм, чтобы исключить
заклинивание зуба в корпусе. В турбинах последних выпусков с этой же целью зазор в верхней
половине корпуса с нерабочей стороны (внутренний корпус паровым усилием отжимается в сторону заднего
подшипника) увеличен до Змм.
Рис. 4.29. Двухстенный цилиндр высокого давления
В наружном корпусе ЦВД (рис. 4.29) имеются проточки для установки трех обойм, в каждой
из которых устанавливаются по две диафрагмы. За счет установки обойм в наружном корпусе ЦВД
образованы две камеры отборов пара на ПВД. Здесь же имеется патрубок для нерегулируемого отбора
пара из межкорпусного пространства.
Пар во внутренний корпус поступает через четыре клапана и узлы паровпуска (рис. 4.30),
уплотненные поршневыми кольцами (рис. 4.31). Далее пар попадает в четыре сопловые коробки
и регулирующую ступень. Пройдя ступени внутреннего корпуса, пар поворачивает в противоположную
сторону и по межкорпусному пространству поступает к ступеням турбины, размещенным в наружном
корпусе. Такая траектория движения пара позволяет уравновесить осевые усилия на роторе турбины и
обеспечить хороший прогрев внутреннего и наружного корпусов цилиндра. Для лучшего прогрева
фланцев и шпилек внутреннего корпуса ЦВД обнизки на внутренней поверхности его фланцев выполнены
сквозными с выходами по торцам.
Из наружного корпуса ЦВД пар по двум патрубкам в нижней части, каждый из которых также
раздваивается, направляется к потребителю либо по четырем трубопроводам (турбина Р-100-130/15),
либо в следующие цилиндры (турбины ПТ-140/165-130, Т-185/220-130, Т-255/300-240). ЦВД турбин
ПТ-140/165-130 и Т-185/220-130 унифицированы с цилиндром турбины Р-100-130/15. Это стало
возможным благодаря тому, что все три турбины имеют одинаковый расход свежего пара.
Конструкции последующих цилиндров турбин этой группы отличаются особенностями различных
типов турбин, связанными с их различным назначением. Так, ЦНД турбины ПТ-140/165-130 рассчитан
на пропуск неполного расхода пара, выходящего из ЦВД, в связи с большим отбором пара на
производственные нужды. Поэтому патрубки отопительных отборов относительно невелики, выхлопная часть
одна, что сделало целесообразным размещение части среднего давления и части низкого давления в
одном корпусе (рис. 4.32).
В отличие от турбины ПТ-140-130, в ЧСД турбины Т-185-130 поступает весь поток пара, выходящий
из ЦВД, в том числе и при отключенных ПВД. Почти весь этот поток (исключая отборы на ПНД) может
поступать и в ЧНД. Это определило значительные размеры ЧСД и ЧНД и потребовало выполнения
двухпоточной ЧНД в одном цилиндре. ЦСД состоит из двух частей: литой передней паровпускной
и сварной выхлопной. В литой части размещены три обоймы, образующие паровпускную камеру и
две камеры регенеративных отборов пара. За третьей обоймой выполнена большая камера верхнего
отопительного отбора пара, имеющая в нижней половине цилиндра два патрубка диаметром 1200 мм.
Четвертая обойма размещена в сварной части цилиндра, она отделяет камеру отбора на подогреватель
ПСГ № 2 от выхлопной части ЦСД.
191

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.30. Узел паровпуска ЦВД
Рис. 4.31. Уплотнение узла паровпуска ЦВД
поршневыми кольцами
Пороблускная часть
Рис. 4.32. ЦНД турбины ПТ-140/165-130
192

4.2. Цилиндры
ЦСД передними лапами опирается на поперечные шпонки, установленные на корпусе среднего
подшипника, а задними лапами — на аналогичные шпонки на выхлопной части ЦНД со стороны регулятора.
Кроме того, выхлопная часть ЦСД опирается еще на две боковые фундаментные рамы.
На первых турбинах Т-185-130 использовался ЦНД в основном унифицированный с ЦНД турбины
Т-250-240. Его средняя часть, как и у турбины Т-250-240, имела двухстенную конструкцию. Учитывая,
что у турбины Т-185-130 каждая выхлопная часть соединена со своим конденсатором, который за
счет податливости может воспринять тепловые расширения ЦНД вдоль оси турбины, на последующих
модификациях среднюю часть цилиндра стали выполнять одностенной. Каждая выхлопная часть ЦНД
опирается на свою фундаментную и на две боковые рамы. На боковых рамах выхлопной части со
стороны регулятора установлены поперечные и продольные шпонки, образующие фикспункт.
Базовый вариант турбины Т-250-240 имеет четыре цилиндра: ЦВД, ЦСД-1, ЦСД-2 и ЦНД
(см. рис. 4.9. ..4.11). Двухстенный ЦВД конструктивно похож на ЦВД турбины ПТ-140/165-130.
Отличия ЦВД турбины Т-250-240 определяются в основном более высоким давлением свежего пара, а
также более высоким давлением пара за цилиндром, т.е. давлением, с которым пар уходит в котел для
промежуточного перегрева. Такое решение диктовалось в первую очередь тем, что при создании
турбины Т-250-240 было признано целесообразным использовать те же котлы, что и в блоках с турбинами
К-300-240 [49].
В отличие от традиционного для УТЗ решения регулирующие клапаны высокого давления
в турбине Т-250-240 размещены не на цилиндре, а в отдельных корпусах (см. выше). Выполнение
ЦВД без клапанных коробок упростило его форму, улучшило условия его прогрева, снизило уровень
напряжения в металле. Однако такое решение увеличивает объем пара высокой работоспособности после
регулирующих клапанов, что приходится учитывать при разработке системы регулирования турбины.
Пар от паровых коробок подается в ЦВД по десяти перепускным трубам через четыре паровпускных
узла, аналогичных таким узлам на других турбинах УТЗ с двухстенным ЦВД. Увеличение числа труб
по сравнению с количеством клапанов позволило за счет уменьшения диаметра труб повысить их
компенсирующую способность. Трубы изготавливаются из стали 12ХМФ и имеют диаметр 168 мы при
толщине стенки 32 мм. К одному верхнему и одному нижнему узлам паровпуска подходят по три трубы,
к двум другим узлам — по две.
В ЦСД-1 размещено 10 ступеней. Из-за высокой начальной температуры пара цилиндр отливается
из стали 15Х1М1ФЛ — той же, что и ЦВД. Пар в цилиндр попадает через два блока клапанов,
размещенных с двух его сторон и соединенных с ним через фланцы на патрубках в нижней половине. Камера
паровпуска образована в отливке цилиндра и закрыта сопловыми сегментами регулирующей ступени
ЧСД, вставленными в расточку цилиндра. Диафрагма следующей ступени устанавливается в расточку
цилиндра. Восемь других ступеней размещены в трех обоймах, с помощью которых образованы камеры
отборов и выхлопная камера. Из выхлопной камеры ЦСД-1 пар через два патрубка диаметром 900 мм в
нижней половине направляется к ЦСД-2. Второй цилиндр среднего давления выполнен двухпоточным:
пар от ЦСД-1 первоначально идет по двум трубам диаметром 900 мм, которые подходят снизу к
тройникам, расположенным справа и слева, напротив середины ЦСД-2 на уровне площадки обслуживания.
Затем от тройников по трубам диаметром 600мм пар подается к двум концам ЦСД-2, состоящего из
трех частей: две паровпускные части выполнены литыми из стали 25Л, а средняя (выхлопная) часть —
сварная. В каждом потоке — по шесть ступеней (23... 28-я и 32... 37-я), размещенных в трех обоймах,
две из которых расположены в паровпускной части и одна — в средней.
Для лучшего направления потока пара за 28-й и 37-й ступенями имеются радиальные
диффузоры, а для увеличения жесткости средней части цилиндра в ней выполнена пространственная ферма,
образованная группами стержней, опирающихся на фланцы вертикальных разъемов и расположенное
посредине цилиндра кольцевое поперечное ребро.
Паровпускные камеры в ЦСД-2 образованы цилиндром, обоймами и диафрагмами первых ступеней
(23-я и 32-я ступени), которые одним зубом входят в проточку обоймы, а другим — в проточку цилиндра.
Принятая схема потока пара от концов цилиндра к середине позволила наиболее крупные патрубки
перепускных труб, имеющие диаметр 1300 мм, и отбор пара к ПСГ № 1 разместить на средней части в
одной плоскости.
Патрубки подвода пара к внутреннему корпусу ЦНД жестко соединены с задвижками на
перепускных трубах, а соединение задвижек с наружным корпусом выполнено через двухлинзовый компенсатор.
Линзовые компенсаторы установлены также между внутренним и наружным корпусами в месте
вывода патрубка отбора пара к ПНД № 1 и симметрично, справа и слева, в местах прохода рычага от
сервомотора ЧНД к регулирующим диафрагмам и подвода охлаждающего пара к ЦНД. Симметричное
расположение двух последних компенсаторов уравновешивает усилия, действующие на стенки
внутреннего корпуса в месте установки компенсатора. Опираются выхлопные части на задние фундаментные
рамы.
193

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
4.3. Обоймы, сопловые и направляющие аппараты, диафрагмы
С помощью обойм в цилиндрах турбин организуются камеры отборов пара (регенеративных,
производственных и теплофикационных) и камеры отсосов из концевых уплотнений. Наличие обойм упрощает
конструкцию цилиндра и облегчает его механическую обработку. В зависимости от места установки и
температуры пара обоймы выполняются из теплоустойчивой (15Х1М1ФЛ) или углеродистой сталей
(25Л, сталь 20, сталь Ст. 3 сп).
Конструктивно обоймы выполняются литыми, сварно-литыми и сварными (рис. 4.33). Все обоймы
имеют фланцы горизонтального разъема. Они выставляются в цилиндрах в вертикальном и поперечном
направлениях на лапках, расположенных у горизонтального разъема, и фиксируются продольными или
радиальными шпонками (рис. 4.34, 4.35).
пая
7 литая
=tr-+
m^ri
А
1
*
Рис. 4.33. Конструкции обойм
•l *
в-в
Рис. 4.34. Установка лапок обойм в цилиндре
194
Рис. 4.35. Установка шпонок обойм в цилиндре

l^aLWI/IIVLL)ni„ OIIIIO^O I 1Л, ^riO^/^OI
Осевое положение обойм обеспечивается их установкой в расточки цилиндра, как правило, без
специальной пригонки (кроме обойм уплотнений, установочные гребни которых пригоняются для
обеспечения аксиальных зазоров в уплотнениях). Плотность соединения обеспечивается плотностью
сопрягаемых поверхностей обойм и расточек в цилиндре, достигаемой механической обработкой. В
обоймах выполнены расточки для установки диафрагм, а в обоймах уплотнений — пазы для установки
уплотнительных колец. В некоторых случаях на внутренних поверхностях обойм размещают элементы
надлопаточных уплотнений (гребни, сотовые поверхности — см. разд. 4.4).
От традиционно принятых на УТЗ конструкций обойм несколько отличаются сварно-литые обоймы
турбины К-17-1,6. Дополнительно к опиранию на лапки они имеют третью, переднюю опору,
расположенную в нижней части корпуса обоймы со стороны паровпуска. Под передней опорой выполнен
специальный пригоночный элемент для выставления разъема обоймы горизонтально. Опирание на три
поверхности (точки) сварно-литой обоймы с резко смещенным от линий боковых опор центром
тяжести гарантирует неизменность положения обоймы при любых режимах работы турбины в условиях
эксплуатации.
В ЦВД практически всех турбин УТЗ, а также в ЦНД турбины ПТ-140/165-130/15-2 подводимый
через регулирующие органы (клапаны) пар поступает через сопловый аппарат, который устанавливается
в сопловых коробках. Сопловый аппарат у большинства турбин завода состоит из четырех сегментов
(рис. 4.36), только у турбин ПТ-25-90/10 и Т-25-90 — из пяти. Последовательность открытия клапанов
также указана на рис. 4.36 (см. номера клапанов).
Клапан №2 Клапан №3
Клапан N% Клапан №1
Рис. 4.36. Сопловый аппарат. Вид со стороны паровпуска
Сопловые сегменты — сварно-кованые. Каждый из них состоит из корпуса, в котором
фрезерованием выполнены лопатки, образующие профильную часть соплового канала, покрывающих вставок
с профильными окнами, закрывающими периферийную часть соплового канала, и приварного обода.
Конфигурация покрывающих вставок исключает их перемещение внутри канала даже при
разрушении сварных швов. Окончательная обработка сегментов производится после сварки и уточняется при
сборке турбины по фактическим размерам (по профилю и осевому положению) установочного паза
в сопловых коробках. Торцы сегментов, заведенных в расточки сопловых коробок, уплотняются
специальными шпонками и распорными штифтами. Материал шпонок и штифтов (стали 08Х18Н9Т или
195

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
12Х18Н10Т) имеет коэффициент линейного расширения, больший, чем материал сопловых коробок
(сталь 15Х1М1ФЛ) и материал сопловых аппаратов (стали 20Х12ВНМФ или 15Х11МФ). Благодаря
этому уплотняется монтажный зазор между коробками и длинными шпонками, а распорный штифт
прижимает короткие шпонки к стенкам паза (рис. 4.37, 4.38).
в-в
Б-Б
Стыки шпонок пригнать
Штифт пригнать
заподлицо с дном шпоночного
паза Лопискается Высти-
пание штифта на 0.05 мм
с каждой стороны Запа-
дание не допускается
Рис. 4.37. Пригонка шпонок и
распорных штифтов при установке
соплового аппарата (см. рис. 4.36)
Шпонки пригнать
Шпонку пригнать
с зазором 0.07.Д12
Г
Рис. 4.38. Пригонка шпонок при установке
соплового аппарата (см. рис. 4.36)
Положение сегмента в сопловой коробке фиксируется радиальным штифтом. Для выемки каждого
сегмента из расточки предусмотрено гнездо для рым-болта. При длительной работе в среде свежего
пара сегменты прикипают к расточкам, поэтому целесообразно их установку производить на графитовой
смазке. Выемка сегментов при ремонтах должна производиться без рывков, плавным приложением
нагрузки с обстукиванием сегмента, так как сегменты под действием температуры свежего пара не
только прикипают, но и разводятся («расходятся»).
По терминологии, принятой в конструкторской документации УТЗ, существуют направляющий
аппарат двухвенечной регулирующей ступени ЧВД и направляющий аппарат первой ступени ЧСД.
Направляющий аппарат двухвенечной регулирующей ступени ЧВД (рис. 4.39) состоит из кованой
стальной обоймы (стали 15Х1М1Ф или 12Х1МФ), состоящей из двух половин с круговым Т-образным
пазом. В паз заведены направляющие лопатки с Т-образным хвостовиком, объединяемые в пакеты по
10 лопаток с бандажами, имеющими выступы под уплотняющие гребни. Бандажи крепятся к вершинам
лопаток расклепкой шипов лопаток. По стыкам бандажей выполнен тепловой зазор 1±0,25мм. Лопатки,
расположенные у горизонтального разъема, фиксируются аксиальными штифтами.
Обе половины обоймы направляющего аппарата подвешены у горизонтальных разъемов
цилиндров на лапках (нижняя и верхняя половины), с помощью которых они центруются в вертикальном
и в поперечном направлениях, а также фиксируются от деформаций по диаметру относительно
цилиндра. Поперечное положение отцентрованных половин обойм фиксируется продольными шпонками,
приваренными к половинам цилиндра и зафиксированными штифтами. Аксиальное положение обоймы
относительно соплового аппарата обеспечивается механической обработкой гребня обоймы при сборке
турбины.
Направляющий аппарат первой ступени ЧСД (рис. 4.40) состоит из сварной решетки, включающей
в себя направляющие лопатки, и бандажа, приваренного к телу и к ободу; он отличается от диафрагм
196

Рис. 4.39. Направляющий аппарат двухвенечной регулирующей ступени ЧВД
197

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.40. Направляющий аппарат первой ступени ЧСД
тем, что и тело, и обод заводятся в расточки цилиндра. Центровка направляющего аппарата
производится по внутренней расточке цилиндра, осевое положение определяется упорным зубом, поэтому
его окончательная обработка производится с уточнением размеров при сборке турбины. От проворота
направляющий аппарат удерживается радиальными штифтами.
Как это присуще турбинам активного типа, в турбинах УТЗ роль направляющего аппарата в каждой
ступени выполняет диафрагма. Применяются диафрагмы стальные сварные (в диапазоне температур
250... 520 °С) и диафрагмы чугунные с залитыми лопатками (до 250 °С). Исключение составляют
сварные стальные диафрагмы последних ступеней турбин ПТ-140/165-130/15-2 и Т-185/220-130-2 с
внутри канальным влагоудалением. В турбинах большой мощности в цилиндрах среднего давления, т.е.
при температурах ниже 300°С, диафрагмы выполнены стальными сварными.
В новой турбине Т-116/120-130-7М литые чугунные диафрагмы заменены сварными с
последующим распространением этих конструктивных решений на другие турбины. Такая замена обоснована
тем, что каналы чугунных литых диафрагм среднего давления, особенно работающих в зоне влажного
пара, размываются. Чаще всего вымывается чугун, непосредственно примыкающий к залитой лопатке.
Отмечены многократные случаи, когда глубина размыва по телу и по ободу составляла 8... L5mm, a
ширина размыва достигала 5...8мм. Достаточно часто встречается вымывание чугуна в зоне
кромочного следа потока на выходе из направляющего канала. В отдельных случаях размывы чугуна у
соседних лопаток смыкаются, а их глубина доходит до торца направляющей лопатки.
Чугунные диафрагмы в ЧНД размываются реже и менее интенсивно. Предположительно это связано
с тем, что теплофикационные турбины более длительное время работают с частичным пропуском пара
в ЧНД, чем в чисто конденсационном режиме.
На рис. 4.41.. .4.44 в качестве примера представлены общие виды, элементы конструкции и
установки сварных стальных диафрагм. Каждая диафрагма (ЦВД и первых ступеней ЦСД) состоит из обода
и решетки направляющих лопаток. В свою очередь, решетка, кроме направляющих лопаток,
включает в себя и бандажи (верхний и нижний), а также элементы конструкции, обеспечивающие плотность
установки диафрагмы (рис. 4.43 и 4.44).
Между верхней и нижней половинами диафрагмы выполняется горизонтальный разъем без крепежа.
Поэтому плоскости разъема пришабривают (щуп 0,04мм не идет). Для повышения плотности разъема
на нем устанавливается призматическая шпонка, направленная по разъему радиально. В поперечном
направлении половины диафрагм удерживаются относительно друг друга вертикальными шпонками,
устанавливаемыми на поверхности тела диафрагмы со стороны паровпуска. На внутренней расточке
диафрагмы выполнен Т-образный кольцевой паз для установки уплотнительного кольца.
Разъем половин диафрагм выполняется по одному из трех вариантов: горизонтальным по плоскости,
комбинированным [т.е. на входе горизонтальным, на выходе наклонным (косым)] и косым. Последний
198

ч. j. иооимы, сопловые и направляющие аппараты, диафрагмы
А-А а
горло
Рис. 4.41. Сварная стальная
диафрагма
Рис. 4.42. Диафрагма с внутриканальным влагоудалением
Рис. 4.43. Элементы конструкции и установки диафрагм
199

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.44. Элементы конструкции, обеспечивающие плотность установки диафрагм
применяется на всех литых диафрагмах, при этом в поперечном направлении половины фиксируются
опорными лапками. Горизонтальный разъем применяется в сварных диафрагмах с короткой и средней
длиной лопаток. Любые уступы в стыке (разъеме) половин профиля лопаток должны быть плавно
опилены. При использовании некоторых узких профилей лопатка в разъеме не режется, а выходная
часть кромки свисает за разъем. Поскольку технологические допуски и сварочные усадки по окружности
накапливаются, допуск шага лопаток в разъеме по отношению к остальным шагам увеличен.
Для предотвращения появления потоков влаги, выпавшей на поверхность проточной части
диафрагмы, на поверхностях тела и обода перед входом в межлопаточный канал механической обработкой
выполняется микрорельефная поверхность. Участки выходной кромки, прилегающие к телу и к ободу
диафрагмы, прорезаются насквозь на длине 35... 50 мм щелью шириной 5 мм, что способствует
дроблению капель влаги при срыве с профиля по кромке щели, чем снижается интенсивность эрозионного
разрушения входной кромки рабочей лопатки. На торце обода диафрагмы последней ступени крепится
вл а гоул а вливающее кольцо. В турбинах типа Т-110/120-130-5, выпущенных после 1998 г., на входе в
приемные полости влагоулавливающего кольца установлена лопаточная решетка, не препятствующая
движению выносимых потоком капель влаги, но препятствующая их вторичному попаданию в
проточную часть.
На поверхности статора, противолежащей верхнему сечению лопатки, выполняется микрорельефная
поверхность, препятствующая возврату капель влаги на лопатку. В опытно-промышленном режиме
эксплуатируется сотовое надлопаточное уплотнение, которое защищает верхний торец лопатки от эрозии
и снижает утечки пара через надлопаточный зазор.
В первых турбинах Т-250/300-240 в ЧВД были установлены сварные диафрагмы, имевшие цель-
нофрезерованные силовые ребра между телом и ободом, и вваренные в паровой канал на стороне
выхода пара направляющие решетки с узкими лопатками, имевшими малый размер хорды профиля.
Проведенные УТЗ аэродинамические исследования диафрагм с силовыми ребрами не подтвердили их
преимуществ по сравнению с диафрагмами, имеющими направляющие лопатки с широкими хордами
профиля. В связи с этим такие диафрагмы из турбин Т-250/300-240 изъяты.
В турбине ПТ-30/35-90 диафрагмы двух последних ступеней объединены в блок, будучи жестко
прикреплены к промежуточному кольцу-проставке (рис. 4.45). Этот блок устанавливается
непосредственно в расточку цилиндра.
Особый вид представляют собой регулирующие (или поворотные) диафрагмы. Они
устанавливаются в расточки обойм непосредственно за камерами регулируемых отборов (производственного
либо отопительного) и изменяют под воздействием системы регулирования расход пара, направляемого
в отбор, и расход пара, направляемого в последующие ступени, являясь, таким образом, элемен-
2UU

Козирек
Диафрагма 17ст\ \Диа<ррагмо 18ст
Рис. 4.45. Блок диафрагм 17-й и 18-й ступеней турбины ПТ-30/35-90/10-5
том парораспределения турбины. Регулирующая диафрагма состоит из двух основных частей —
собственно диафрагмы с профилированными направляющими каналами и поворотного кольца,
устанавливаемого со стороны входа пара в собственно диафрагму.
По типу изменения расхода пара различают диафрагмы соплового типа, изменяющие за счет
поворота кольца количество каналов полного сечения, через которые проходит пар, и диафрагмы
дроссельного типа, изменяющие за счет поворота кольца площадь входного сечения каждого направляющего
канала. В турбинах УТЗ находят применение главным образом диафрагмы дроссельного типа как более
простые в изготовлении и эксплуатации.
На рис. 4.46 в качестве примера показана регулирующая диафрагма турбины Т-185/220-130.
Основными ее частями являются собственно диафрагма 1, поворотное кольцо 2 и два разгрузочных
полукольца 3.
Диафрагмы отливают из чугуна; при отливке в тело диафрагмы заливаются сопловые объемные
лопатки, образующие 50 каналов. Средний диаметр каналов равен 1869мм. По наружному диаметру
диафрагмы выполнен зуб, который входит в кольцевой паз в обойме. Внутренняя расточка диафрагмы
также имеет кольцевой паз, в который входит зуб обтекателя. Обе половины диафрагмы скрепляются
у горизонтального разъема болтами.
С входной стороны на диафрагме имеются два кольцевых уплотнительных выступа (пояска) высотой
0,15... 0,25 мм и шириной 15мм. К этим выступам паровым усилием прижимается поворотное кольцо,
изготавливаемое из стали и имеющее горизонтальный разъем, скрепляемый болтами. Вдоль разъема
установлены шпонки. Нижняя половина поворотного кольца имеет ухо, к которому крепятся рычаги
привода. Максимальный угол поворота кольца — 3 ° 35'. В кольце выполнено 50 окон, что соответствует
числу сопловых каналов в диафрагме. Перемычки между окнами (спицы) имеют ширину, на 5.4 мм
превышающую ширину соплового канала со стороны входа пара.
При работе турбины (в условиях эксплуатации) необходимо обеспечить одновременное открытие
всех каналов на одинаковую площадь (рис. 4.47). Несоблюдение этого требования приводит к тому, что
рабочие лопатки, поочередно проходя перед открытыми и закрытыми соплами, получают
периодические паровые импульсы, что может вызвать их поломку. Контроль одновременности открытия каналов
производится следующим образом:
- один из каналов открывается поворотом кольца на 3 мм в среднем сечении;
- измеряется открытие этого же канала в прикорневом и в верхнем сечениях;
- измеряется открытие всех остальных каналов в тех же трех сечениях.
Разность измеренных величин не должна превышать 1мм. При наличии отклонения ширина канала
исправляется наплавкой и/или опиловкой кромок спиц кольца. Исходя из возможностей применяемой
201

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.46. Регулирующая диафрагма турбины Т-185/220-130 (обозначения см. в тексте)
Полное открытие ксналоВ диафрагмы Полное закрытие каналов диофрагмы
Нерабочая кромка
Полное закрытие каналаВ диофрагмы
Рабочая
Рабочая кромка
Рис. 4.47. Схема открытия и закрытия каналов регулирующей (поворотной) диафрагмы
202

4.3 Обоймы, сопловые и направляющие аппараты, диафрагмы
технологии при полном открытии допускаются нависания кромок спиц в паровой канал диафрагмы до
1мм и выступание кромок направляющей лопатки до 1мм.
Наибольшее паровое усилие прижимает поворотное кольцо к диафрагме, когда спицы перекрывают
каналы и на них с одной стороны действует давление пара до регулирующей диафрагмы, а с другой —
давление пара за диафрагмой (в каналах сопл). Неуравновешенными являются также кольцевые
поверхности поворотного кольца, расположенные напротив уплотнительных поясков. С одной стороны на
нее (поверхность кольца) действует давление пара до диафрагмы (в диафрагмах без разгрузки) или
давление пара в разгрузочной камере (в диафрагмах с разгрузкой), а с другой стороны — половина
давления пара (такая величина принята для расчета). Эта разность давлений также создает усилие,
прижимающее кольцо к диафрагме. Без разгрузки максимальное усилие, действующее в регулирующей
диафрагме турбины Т-185/220-130, составляет примерно 30 т. Для уменьшения усилия установлены
два разгрузочных полукольца, крепящихся шпильками к диафрагме и закрывающих наружный обод
поворотного кольца. Со стороны поворотного кольца на разгрузочных полукольцах имеются два дуговых
выступа, которые и ограничивают разгрузочные камеры. Зазор между выступами и плоскостью
поворотного кольца равен 0.3...0.4мм. В спицах выполнены сверления диаметром 35мм, соединяющие
разгрузочные камеры с каналами сопл, когда спицы находятся напротив каналов (закрывают их). В
это время давление в разгрузочных камерах равно давлению в каналах, а на противоположную сторону
поворотного кольца, за исключением поверхности, соприкасающейся с уплотнительными поясками на
диафрагме, действует давление пара, равное давлению до регулирующей диафрагмы. Таким образом
создается усилие, действующее против основного прижимающего усилия, т. е. усилие разгрузки.
Величина разгрузочного усилия зависит от площади разгрузочных камер и выбирается такой, чтобы во
всех положениях поворотного кольца сохранялось усилие, прижимающее поворотное кольцо к уплот-
нительным пояскам диафрагмы. При этом учитывается, что по мере открытия каналов уменьшается
осевое усилие, действующее на поворотное кольцо, так как снижается разность давлений пара до и
после поворотного кольца; уменьшается также площадь, на которую действуют разные давления пара.
Одновременно снижается и усилие разгрузки как из-за уменьшения разности давлений, так и из-за того,
что сверления в спицах по мере открытия каналов закрываются и остаются полностью закрытыми до
полного открытия каналов. На величину разгрузочного усилия оказывает влияние также величина
зазора между поворотным кольцом и выступами разгрузочных камер: его увеличение ведет к уменьшению
усилия.
Большое влияние на работу регулирующей диафрагмы оказывает зазор между спицами и торцами
сопл, определяемый высотой уплотняющих поясков на диафрагме. Регулирующие диафрагмы даже при
полном закрытии обеспечивают пропуск некоторого количества пара для охлаждения проточной части
турбины, расположенной за ними. Это количество невелико, в то же время излишне неплотная
диафрагма может способствовать разгону ротора турбины при сбросах электрической нагрузки и увеличивает
потери теплоты в конденсаторе. Поэтому при закрытой диафрагме все каналы должны перекрываться
с перекрышей, а необходимый минимальный расход пара в большинстве турбин обеспечивается
протечкой через зазор.
Плотность диафрагмы проверяется при работе турбины на режиме холостого хода по давлению
пара, создающемуся в камере перед закрытой диафрагмой (табл. 4.3).
Таблица 4.3. Данные для проверки плотности регулирующих диафрагм
Тип турбины
Т-110-130
Т-185-130
Т-250-2401
ПТ-140-1302
Давление при проверке не менее, МПа
0,2
0,1
0,1
0,12/0,15
Параметры свежего пара при проверке: ро — 4 МПа, to — 300 . . . 320 °С.
В числителе — для диафрагмы 23-й ступени, в знаменателе — 21-й ступени.
Регулирующие диафрагмы других рассматриваемых турбин УТЗ (рис. 4.48) разгрузочных
усилий не имеют, поэтому у них вместо разгрузочных полуколец к каждой половине
диафрагмы крепятся по две Г-образные планки. Зазор между уступом планок и поворотным кольцом,
прижатым к уплотняющим пояскам диафрагмы, в турбине Т-110/120-130, например, равен 0,5 ... 0,7мм, в
остальных турбинах — 0,3.. .0.4 мм. В регулирующих диафрагмах турбины Т-110/120-130 зазор
между спицами поворотного кольца и торцами сопловых лопаток (высота уплотняющих поясков)
составляет 0,15.. .0.20мм, в остальных турбинах УТЗ он (зазор), как и в турбине Т-185/220-130, равен
0,15... 0,25 мм.
203

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
-а ' •>» i» — ■■ -V...- "**■ *.!
'Л . -
*j>
SS
' «к
^
'■ * * -
** '%'
\
% . ■.- „.-«-,
t ' ■ ** 1 :
■, ■..- - 4 v-
& ■
jfr
.*■
Рис. 4.48. Регулирующая (поворотная) диафрагма
Поворотные кольца регулирующих диафрагм, за исключением регулирующей диафрагмы 21-й
ступени турбины ПТ-140/165-130, имеют, как и в турбине Т-185/220-130, угол поворота 3° 36"; для
регулирующей диафрагмы 21-й ступени он равен 4° 05' 27".
В турбине Т-110/120-130 разъем поворотного кольца выполнен под углом примерно 27°, поэтому
если при разборках требуется вынуть ротор, то разъем кольца необходимо предварительно совместить
с горизонтальным разъемом турбины.
На стыке выхлопного сечения поворотного кольца и входного сечения диафрагмы обычно
выявляются несовпадения рабочих и нерабочих кромок спиц и лопаток. Это является следствием
технологических отклонений, практически неизбежных при изготовлении регулирующих диафрагм традиционной
конструкции (описаны выше). Это несовпадение выражается в виде уступов или нависаний кромок и
приводит к дополнительным нерасчетным потерям в турбине. Чтобы минимизировать или полностью
исключить этот недостаток, в новой турбине ПТ-30/35-90-5 проточная часть диафрагмы выполняется
следующим образом:
- пара «спица — лопатка» на первых технологических операциях выполняется в виде одной
детали, которая на последующих технологических операциях разделяется на собственно спицу и собственно
направляющую лопатку;
- спица вваривается в поворотное кольцо, ее положение маркируется;
- лопатка вваривается в диафрагму точно напротив парной (соответствующей) спицы.
С учетом вышеописанных отличий выполнена регулирующая (поворотная) диафрагма
дроссельного типа производственного отбора (рис. 4.49). Для исключения (уменьшения) паровой
разгрузки поворотное кольцо опирается на диафрагму на минимально возможном диаметре.
Опорная поверхность формируется твердосплавной наплавкой непосредственно на кольцо и диафрагму
либо установкой опорных вставок с твердосплавной наплавкой. Применяемые материалы
обеспечивают высокую твердость контактирующих поверхностей (> НКА75) и коэффициент трения не выше
0,10...0,12. Положение кольца и диафрагмы в состояниях «открыто» и «закрыто» может быть
зафиксировано контрольным штифтом через сквозное отверстие в поворотном кольце и два глухих
отверстия в диафрагме.
Усилие для перемещения поворотного кольца передается от сервомотора через рычаги. На рис. 4.50
показаны рычаги сервомотора и регулирующей диафрагмы турбины Т-185/220-130. Рычаг
сервомотора 4 и два рычага 1 поворотных колец крепятся на валу 2 шлицевым соединением. Вал опирается на две
втулки 5, размещенные в корпусе 3, крепящемся изнутри к нижней половине цилиндра. Уплотнение ва-
204

4.3. Обоймы, сопловые и направляющие аппараты, диафрагмы
Рис. 4.49. Регулирующая (поворотная) диафрагма производственного отбора
У
Ь-Б (подернуто)
А-А (подернуто}
□щ
Рис. 4.50. Рычаги сервомоторов и регулирующей диафрагмы
ла в местах его выхода из корпуса через втулки выполнено с помощью сальников; кроме того, в каждой
втулке имеется камера отсоса пара. От перемещения вдоль оси вала рычаг сервомотора фиксируется
штифтом диаметром 18 мм, а рычаги поворотных колец — стопорными шайбами.
На конце рычага сервомотора на роликовом самоустанавливающемся подшипнике, надетом на
валик, насажен ролик, входящий в рамку, закрепленную на штоке сервомотора. В рамке, сверху и снизу
ролика, имеются опорные самоустанавливающиеся колодки. Зазор между колодками и роликом, равный
0,05... U.1U мм, обеспечивается за счет подгонки шайбы под буртом специальной пробки, установленной
в рамке, над верхней колодкой.
Рычаги поворотных колец соединяются с соответствующим кольцом через серьги б. Верхний конец
каждой серьги представляет собой рамку, в которую вставляется сухарь 7, имеющий форму срезанного
цилиндра с диаметром, большим толщины серьги. Сухарь вставляют в рамку, повернув его предва-
205

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
рительно на 90° от рабочего положения. В сухаре выполнено отверстие для валика 9, соединяющего
серьгу с вилкой рычага поворотного кольца. На втором конце серьги также имеется вилка,
охватывающая ухо поворотного кольца. Через щеки вилки проходит второй валик, соединяющий серьгу с
поворотным кольцом. Расстояние между осями валиков может изменяться за счет перемещения сухаря
в рамке серьги. В необходимом положении сухарь фиксируется пригонкой двух прокладок и
установкой клина. Верхняя пригоночная прокладка 8 имеет параллельные опорные плоскости, в нижней 10
одна из опорных плоскостей выполнена под углом, соответствующим углу клина 11. Для соединения
рычагов с поворотными кольцами регулирующих диафрагм необходимо предварительно установить в
необходимое положение сервомотор НД за счет пригонки прокладки на кронштейне сервомотора. При
этом поршень сервомотора должен находиться на нижнем упоре (это указание относится ко всем
рассматриваемым турбинам), а контроль правильности положения сервомотора должен производиться по
осям валиков на концах рычагов поворотных колец (расстояние осей валиков от горизонтального
разъема и от оси турбины задается в чертежах завода). Затем необходимо повернуть кольца в закрытое
положение диафрагм (специальные штифты, которые описаны выше, должны вставляться в
соответствующие отверстия) и пригонкой прокладок перемещать сухари до совпадения отверстий на серьгах с
отверстиями на поворотных кольцах.
В турбине Т-250/300-240 конструкция рычагов регулирующих диафрагм аналогична
рассмотренной. Рычаги регулирующих диафрагм турбины Т-110/120-130 отличаются тем, что рычаги поворотных
колец насажены на гладкие участки вала, а не на шлицы, и закрепляются после пригонки их
положения тремя коническими штифтами с торцов вала. В серьгах нет подгоночных элементов, и валики
находятся на фиксированном расстоянии. Ролик, входящий в рамку на штоке сервомотора, посажен
на игольчатые подшипники. В турбине ПТ-140/165-130 рычаги имеются у каждой регулирующей
диафрагмы. В каждом комплекте два рычага: один рычаг — сервомотора, другой — поворотного кольца.
Пригонка соответствия положений поворотного кольца и сервомотора производится за счет установки
и последующей штифтовки рычага сервомотора, рычаг поворотного кольца закрепляется на шлицах.
Корпус рычагов устанавливается снаружи цилиндра. Оба конца вала проходят сквозь стенки корпуса
через втулки. На длинный конец вала насажен рычаг сервомотора, короткий закрыт торцевой крышкой
для уменьшения протечек пара по валу.
Турбины ПТ-25-90/10 и ПР-25-90 имеют одинаковые регулирующие диафрагмы производственного
отбора пара, эквивалентные по своему действию четырехклапанному сопловому парораспределению.
Давление пара перед регулирующей диафрагмой может изменяться в пределах 0,8- • • 1,3 МПа.
Основными частями регулирующей диафрагмы (рис. 4.51) являются тело диафрагмы 1,
поворотное кольцо 2 и два разгрузочных полукольца 5. В пазы каждой половины стального тела диафрагмы
набрано по 40 сопл 4. Каждая пара сопл имеет общий наклонный подводящий канал. Входные
отверстия рядом расположенных каналов находятся на разных радиусах, при этом угол наклона каналов
относительно оси диафрагм одинаков, но противоположен.
Вокруг входных отверстий всех каналов имеются уплотняющие буртики, торцы которых лежат в
одной плоскости. К этой плоскости давлением пара во время работы турбины прижимается поворотное
кольцо. В кольце на тех же радиусах, что и входные отверстия каналов, выполнены наклонные окна,
имеющие четыре размера протяженности по дуге. Окна 1-го, наибольшего размера собраны в две
группы по пять окон в каждой, расположены внизу и вверху кольца. Окна 2-го размера размещены в
четырех группах (справа и слева от больших окон), группами по три окна в каждой. Окна 3-го размера
размещены рядом с группами окон 2-го размера, также четырьмя группами, в двух из которых по два
окна и в двух — по три. Окна 4-го, наименьшего размера размещены двумя группами (у разъемов
кольца) по четыре окна в каждой группе. Таким образом, в каналы пар может поступать через 12 групп
окон (рис. 4.52).
Первыми начинают открывать проход для пара в каналы наибольшие окна, затем меньшие, в
порядке уменьшения их размеров. Между временем открытия каналов окнами разного размера имеется
перекрыша, создающая более благоприятную характеристику парораспределения.
К поворотному кольцу на болтах прикреплен обтекатель 3, направляющий поток пара от рабочих
лопаток предыдущей ступени к окнам в кольце, расположенным на значительно больших диаметрах,
чем корневое сечение лопаток.
Для уменьшения усилия прижатия поворотного кольца введена его разгрузка. Для этого в
каждом разгрузочном полукольце, прикрепляемом неподвижно к телу диафрагмы, выполнено по пять
разгрузочных камер. Когда кольцо закрывает диафрагму, эти камеры через окна в кольце, каналы и
сопла в теле диафрагмы соединяются с пространством за диафрагмой. Благодаря этому на поверхность
кольца, примыкающую к разгрузочным камерам, воздействует более низкое давление пара, чем на
поверхность с противоположной стороны кольца. Возникает усилие, стремящееся отодвинуть кольцо от
тела диафрагмы и уменьшающее фактическую силу прижатия кольца. По мере открытия диафрагмы
206

4.4. Уплотнения
Рис. 4.51. Регулирующая диафрагма Рис. 4.52. Схемы подвода пара через группы окон
производственого отбора пара турбин (см. совместно с рис. 4.51)
ПТ-25-90/10 и ПР-25-90
уменьшается разность давлений пара до и после нее, уменьшается также площадь, на которую
действуют разные давления пара, благодаря чему снижаются усилия, направленные как в сторону прижатия
кольца, так и в сторону его разгрузки. Разгрузка полностью отключается раньше, чем диафрагма
полностью открывается. Размеры разгрузочных камер подбираются так, чтобы требуемая сила прижатия
поворотного кольца сохранилась при различных его положениях. Аналогичную конструкцию имеют и
регулирующие (поворотные) диафрагмы производственного отбора турбины ПТ-50/60-130.
4.4. Уплотнения
В соответствии с общепринятой классификацией в паровых турбинах УТЗ по назначению и месту
установки различают следующие виды лабиринтовых уплотнений.
1. Концевые уплотнения в местах выходов валов из цилиндров.
2. Промежуточные (или диафрагменные) уплотнения между диафрагмой и ротором (валом).
3. Средние уплотнения в местах выходов ротора из внутреннего цилиндра в двухкорпусных
цилиндрах.
4. Уплотнения рабочих лопаток: надбандажные, надлопаточные, аксиальные.
5. Масляные уплотнения в местах выхода валов из корпусов подшипников.
6. Прочие уплотнения в местах слива масла из вкладышей, в местах выхода валов в районе муфт
и др.
Типовая конструкция концевого лабиринтового уплотнения показана на примере переднего
уплотнения ЦВД турбины Т-110/120-130 (рис. 4.53... 4.55).
Каждое уплотнение состоит из ряда (группы) уплотнительных колец, установленных в расточки
обойм. Между обоймами образуются камеры отвода пара из уплотнения или для подвода пара. Каждая
обойма состоит из двух половин, соединенных между собой горизонтальным фланцевым соединением.
Обойма устанавливается в расточку цилиндра. Ее осевое положение фиксируется (определяется)
пригонкой опорной поверхности гребня так, чтобы было выдержано аксиальное положение уплотняющих
207

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
А-А
Б-В
208
Рис. 4.53. Переднее концевое уплотнение ЦВД турбины Т-110/120-130

ч.ч. уплотнения
усиков относительно выступов и канавок на роторе. Центровка обоймы производится за счет опорных
лапок, установленных у горизонтального разъема, и фиксируется продольной шпонкой в нижней части
гребня обоймы.
Уплотнение лабиринтового типа. Лабиринт образуют чередующиеся выступы и впадины,
выполненные на роторе, и уплотнительные гребни, короткие и длинные, закрепленные в уплотнительных
кольцах. Каждое уплотнительное кольцо, выполненное составным из шести сегментов (в некоторых
случаях— из четырех), Т-образным хвостовиком заводится в паз обоймы и опирается на плоскую
пружину, создающую возможность радиального перемещения сегмента при задевании его ротором. Усики
в сегментах уплотнений установлены в канавки колец и зачеканены. Необходимые для создания
плотности соединения величины зазоров в качестве примера для ряда турбин УТЗ приведены в табл. 4.4
(обозначения см. на рис. 4.54 и 4.55).
Рис. 4.54. Величины зазоров в уплотнениях Рис. 4.55. Величины зазоров в уплотнениях
(см. табл. 4.4) (см. табл. 4.4)
Промежуточные (диафрагменные) и средние уплотнения конструктивно оформлены аналогично
концевым (рис. 4.53.. 4.55).
В первых выпущенных турбинах Р-100-130 и ПТ-135-130 средние уплотнения выполнялись с
усиками, зачеканенными в ротор, а также с выступами и впадинами на противолежащих уплотнительных
кольцах. Однако через ограниченное время эксплуатации (не более 70 000 ч) уплотнительные усики
стали хрупкими и разрушились. После реконструкции турбины уплотнительные усики были перенесены на
статор.
Уплотнительные кольца уплотнений, работающих в зоне высоких температур (более 400 ~С),
выполнены из стали 15ХМ, уплотнительные усики — из стали 08Х18Н10Т, плоские пружины — из стали
ХН35ВТ (ЭИ-612). Для зоны средних и низких температур кольца выполняются из стали 20,
уплотнительные усики — из монель-металла или латуни Л68, плоские пружины — из стали 40X13.
Как видно из табл. 4.4, радиальные зазоры в концевых средних и диафрагменных уплотнениях мало
отличаются по проточной части от входа пара в турбину до выхода. Существенно изменяются лишь
аксиальные зазоры; это делается, чтобы избежать задевания элементов друг о друга при тепловых
перемещениях ротора во время пусков и остановов турбины. Зазоры по заплечикам уплотнительных
колец должны быть всегда меньше зазоров между хвостовиком кольца и дном паза, чтобы избежать
перекосов кольца при задевании, но не меньше величин, указанных в заводской документации. При
центровке уплотнительные кольца вместе с диафрагмами или обоймами выставляются с учетом
прогиба ротора. Зазоры должны выдерживаться по горизонтали и по вертикали также в соответствии с
заводскими документами.
Как будет показано в разделе «Рабочие лопатки. Облопачивание» (разд. 4.6), лопатки части
высокого давления и части среднего давления соединяются в пакеты накладными бандажами. Помимо
иных функций (которые также описываются в этом разделе), бандажи используются для
уплотнения надлопаточных и предлопаточных зазоров с помощью радиальных либо осерадиальных
надбандажных уплотнений (рис. 4.56 и 4.57).
В турбинах УТЗ, выпущенных до 1984 г., использовались радиальные надбандажные уплотнения.
Уплотнительные гребни выполнялись заодно с бандажом, а со стороны статора, чаще всего на козырь-
209

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Таблица 4.4. Величины зазоров в концевых, промежуточных (диафрагменных) и средних уплотнениях турбин
(обозначения см. на рис. 4.54 и 4.55)
Турбина
Т-110/120-130-5
ПТ-140/165-130/15-2
Т-250/300-240
Цилиндр
ЦВД
цсд
цнд
ЦВД
ЦНД
ЦВД
ЦСД-1
ЦСД-2
цнд
Уплотнение
Переднее
Заднее
П ромежуточ ное
Переднее
Заднее
Промежуточное
Концевые
Промежуточное
Переднее
Заднее
Промежуточное
Переднее
Заднее
Промежуточное
Переднее
Среднее
Заднее
Промежуточное
Переднее
Заднее
П ромежуточ ное
Переднее
Заднее
Промежуточное
Концевые
Промежуточное
Рис.
4.54
4.54
4.54
4.55
4.54
4.54
4.55
4.54
4.54
4.54
4.54
4.55
Ступень
Коробка уплотнения
Обоймы
2
3,4
5. ..9
Коробка уплотнения
Обоймы
11. ..17
18... 21
22... 23
Коробка уплотнения
Обоймы
Коробка уплотнения
Обоймы
2. ..б
7
8... 12
Коробка уплотнения
Обоймы
16... 19
20... 23
24... 25
Коробка уплотнения
Обоймы
Коробка уплотнения
Обоймы
Коробка уплотнения
Обоймы
14... 18
19... 22
Коробка уплотнения
Обоймы
Зазоры
А
0,4... 0,5
0,5... 0,6
0,3... 0,4
0.5... 0.6
0,4... 0,5
0,4... 0,5
0,3... 0,4
0,4... 0,5
0,35... 0,5
0,3... 0,4
0,35... 0,5
0,4... 0,5
0,5... 0,6
0,4... 0,5
0,5... 0,6
0,6... 0,75
0,5... 0,6
0,5... 0,7
0,4... 0,55
0,5... 0,7
0,4... 0,5
0,5... 0,7
0,6... 0,75
0,5... 0,6
0,4... 0,5
0,5... 0,6
0,7... 0,9
0,45... 0,6
0,6... 0,75
0,4... 0,5
0,6... 0,75
0,4... 0,5
0,45... 0,6
0.5... 0,7
0,45... 0,6
0,4... 0,5
0,45... 0,6
0,5... 0,7
0,4... 0,5
0,5... 0,6
Б
2,5
3,0
6,5
6,4
5,4
5,0
3,0
4,0
6,5
5,0
5,8
6,8
8,5
—
4,5
2,5
4,75
4,5
4,6
4,0
11,75
6,0
6,5
—
5,0
4,65
2,5
5,0
4,0
4,5 и 5,5
6,5
6,4
6,0
7,5
6,0
6,0
12,0
—
В
2,5
4,4
5,5
6,0
5,0
6,0
2,5
3,0
5,5
4,0
5,0
5,5
6,5
—
7,5
3,0
3,5
5,7
7,5
5,4
3,5
13,25
50
55
—
7,0
5,75
3,0
6,4
3,5
3,9 и 4,9
5,5
5,0
7,7
7,7 -
9,0
12,0
—
210

4.4. Уплотнения
Рис. 4.56. Надбандажное осерадиальное
уплотнение 2... 9-й ступеней турбины
Т-110/120-130-5
Рис. 4.57. Надбандажное радиальное уплотнение
2... 9-й ступеней турбины Т-110/120-130-5
ках диафрагм, устанавливались вставки из мягкого металла (Хб) или металлокерамики. Монтажные
зазоры в уплотнениях выполнялись 0,35.. .0,60 мм. Способы выполнения и контроля зазоров
выбирались в зависимости от метода центровки проточной части. При центровке по струне или фальшвалу
радиальные зазоры в надбандажных уплотнениях выполнялись одинаковыми как по горизонтальному
разъему, так и в плоскости, ему перпендикулярной. Зазоры у разъема измерялись клиновым щупом, а
по вертикали — косвенным методом: по свинцовым отпечаткам или по мерным лентам.
Таким же образом проверяют зазоры по надбандажным уплотнениям при оптической центровке.
Более достоверные результаты дает центровка по оптической оси с учетом кривой прогиба ротора.
Верхние зазоры при этом выставляются меньшими, чем нижние. При этом полагают, что разница
будет компенсирована на работающей турбине за счет температурных расширений цилиндра от опорных
поверхностей лап. Оптический метод центровки точнее других применяемых методов позволяет
обеспечить примерно одинаковые зазоры по окружности рабочего колеса. Но и этот метод не позволяет
учесть влияние на равномерность зазоров несинхронного изменения прогиба цилиндра и ротора при
переменных режимах работы турбины, особенно при ее пусках и остановах. Этот метод не учитывает
несимметричность расширения цилиндра относительно оси из-за его конструктивной
несимметричности и технологических отклонений, а также всплытие ротора на масляном клине, прецессии ротора и
ряд других факторов. Выполненный сотрудниками УТЗ анализ показал, что обеспечить одинаковость
зазоров по окружности рабочего колеса известными методами центровки турбины при ее монтаже с
необходимой для практических целей точностью почти никогда не удается.
Известно [2, 4.. .6], что неравномерность зазоров вызывает неравномерность парового потока,
проходящего через радиальное надбандажное уплотнение в проточной части турбины; это создает
циркулирующие неуравновешенные аэродинамические силы, действующие непосредственно на рабочие лопатки
и называемые венцовыми, а также действующие на бандаж и называемые бандажными.
Возмущающие силы возрастают с повышением плотности пара и разности давлений до и после рабочих лопаток
ступени и создают условия для возникновения низкочастотной вибрации роторов турбин. Это
явление в полной мере проявилось в ЦВД турбины Т-250/300-240, работающей на паре сверхкритических
параметров, при достижении некой пороговой мощности, т.е. расхода пара определенной величины.
Наиболее эффективным средством предотвращения паровой низкочастотной вибрации стали
разработанные УТЗ осерадиальные надбандажные уплотнения, показанные на рис. 4.56 и 4.58.
При положительном значении перекрыши (/) или малом отрицательном значении коэффициент
расхода уплотнения практически не меняется. Величина обычно выбирается равной 0.5... 1.0 мм.
Анализ проведенных УТЗ исследований показал, что при выборе соотношения зазоров на уровне
6р/6а ~ 1-5 относительное изменение величины протечек пара (G) через диаметрально
расположенные элементарные лабиринты невелико (~10%), а при дальнейшем увеличении соотношения (6р/6а)
меняется незначительно (рис. «4.59) [89].
Оптимальное соотношение величин аксиальных и радиальных зазоров описывается выражением
2,5>
26,;
Sal + 6а2
>1,5.
211

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
G, %
Рис. 4.58. Осерадиальное надбандажное Рис. 4.59. Зависимость относительного изменения
уплотнение ступени давления: 6р — радиальный величины протечек пара в диаметрально
зазор; 6ai, 6a2 — смежные с гребнем аксиальные расположенных элементарных лабиринтах от
зазоры; I — перекрыша по гребням ротора и соотношения радиального и аксиального зазоров
статора
Новые осерадиальные надбандажные уплотнения (рис. 4.58) позволили устранить
описанное выше влияние изменения радиальных зазоров на изменение протечки пара по периметру
уплотнения, благодаря чему было устранено появление неуравновешенных сил и повысился
порог виброустойчивости турбины.
Смежные с уплотняющим гребнем аксиальные зазоры (6ai и Ь^) выполняются величиной
2,5...3,5мм в части ВД и 3,5...4,5мм в части СД, что определяется, главным образом,
относительным тепловым расширением ротора. Радиальные зазоры при этом составляют 4,5.. .5,5 мм. При
таких величинах бесконтактность элементов ротора и статора в уплотнении полностью обеспечена.
Как показали многократные тепловые испытания турбин УТЗ, эффективность новых уплотнений
заметно превышает эффективность радиальных уплотнений (примерно на 2,0. ..2,5% по ЦВД).
Кроме того, исключение контактов уплотняющих элементов ротора и статора обеспечивает длительную
«живучесть» уплотнения в процессе эксплуатации. Исходя из описанных преимуществ осерадиальные
уплотнения начали устанавливаться с 1984 г. на всех турбинах УТЗ.
Ограничение в установке осерадиальных уплотнений связано с увеличением среднего диаметра
ступени, высоты лопатки и массы бандажа с уплотнительными гребнями, т. е. с увеличением
центробежных сил, воздействующих на расчеканенный шип лопатки. В этом случае устанавливают радиальное
уплотнение с ленточным бандажом по вершинам лопаток и уплотняющим гребням, закрепленным на
статоре.
Необандаженные лопатки не имеют специального уплотнения по верхнему сечению. Величина
протечек пара определяется зазором между лопаткой и статором, который, в свою очередь, выбирается с
учетом радиального удлинения диска и рабочей лопатки от действия центробежных сил. Для
уменьшения протечек пара по зазорам почти все лопатки со стороны паровпуска имеют уплотнение осевого
зазора у корня, а в ступенях с ленточными бандажами и по бандажу — за счет свисающей части
бандажа, протачиваемой до толщины 0,3 мм. Увеличение осевых зазоров связано с удалением уплотнения от
упорного подшипника, так как в зависимости от величины осевого зазора возрастают и величины
смещения ротора относительно статора при работе турбины. Выбранные зазоры должны допускать такие
относительные удлинения и сокращения роторов, которые, по возможности, меньше бы лимитировали
маневренность турбины, существенно не снижая ее экономичность.
В последних сериях (модификациях) турбин Т-110/120-130-5 (2002... 2003 гг.) концевые уплотнения
ЦСД и ЦНД выполнены с применением сотовых уплотняющих поверхностей (рис. 4.60).
Сотовые уплотнения не только снижают протечки пара, но и снимают ограничения при
эксплуатации, связанные с относительными перемещениями ротора (ОПР) турбины, что особенно
важно в зоне максимальных ОПР — в заднем концевом уплотнении ЦСД и концевых уплотнениях ЦНД.
Установка таких уплотнений в качестве диафрагменных (промежуточных) уплотнений РВД помогает
избежать малоразмерных галтелей во впадинах лабиринта и в переходах к группе выступов и
впадин, что повышает надежность ротора против термоусталостных разрушений. Уплотнительные кольца
212

4.4. Уплотнения
Уплотнение ЦНЛ
Надбандажное сотовое уплотнение
Корпус уплотнения
Ципинбр
ComaS/юк
Диафрагма
Рис. 4.60. Сотовые уплотнения
с сотовой поверхностью, установленные в заднем уплотнении ЦСД-2, прошли опытно-промышленную
проверку на нескольких турбинах Т-250/300-240, где хорошо себя зарекомендовали.
В новых турбинах Т-110/120-130-5М и Т-116/120-130-7М все концевые, промежуточные и средние
уплотнения будут выполнены с применением только сотовых уплотняющих поверхностей.
УТЗ разработаны и также реализуются надбандажные уплотнения необандаженных лопаток за счет
установки сотовой поверхности на стороне статора. Величина надлопаточного зазора устанавливается
2 ... 4 мм (вместо 3,5 ... 7,0 мм в неуплотненном зазоре), при этом заметно повышается экономичность
ступени, снижается опасность разрушения лопатки при задевании из-за того, что перегородки сот
выполнены из сплава ХН75ВТ, имеют толщину 0,05 мм и легко разрушаются при задевании. Кроме того,
наличие в зазоре между лопаткой и статором микрорельефной поверхности, образованной либо со-
тоблоком, либо специальной мехобработкой, создает условия для хаотично направленного отражения
капель воды, выпадающей из влажного пара, что уменьшает эрозионное разрушение лопаток в ЧНД. На
ряде турбин УТЗ уже проводится опытно-промышленная эксплуатация надбандажных сотовых
уплотнений. Конструкция сотовых уплотнений разрабатывалась совместно с ФГУП «Мотор» (г. Уфа).
На рис. 4.61 показана зависимость коэффициента расхода (ц) в сотовом уплотнении от величины
зазора, частоты вращения турбины и параметров пара в уплотнении. Данные получены по результатам
7Г- 1
исследований специалистов ФГУП «Мотор». Обозначения к рисунку 4.61: Еи = 4 —
кМи (ТТу + 1)
число Эйлера, позволяющее удовлетворительно обобщить результаты испытаний уплотнений и учесть
динамические эффекты, возникающие при вращении ротора; 7Гу = — отношение давлении на
Рв
входе и на выходе из уплотнения; Ми =
число Маха по окружной скорости (м/с) на
диаметре уплотнения; к
a VkRT
показатель адиабаты, протекающей через уплотнения среды; Я
газовая постоянная, Дж/(К • моль); Т — температура среды, К.
Как показали расчеты, сотовые надбандажные уплотнения повышают эффективность
проточной части по сравнению с осерадиальными уплотнениями на 1,0... 1,3 %. Сходные
результаты получены Московским отделом ОРГРЭС при проведении сравнительных тепловых испытаний на
турбине ПТ-80. По тем же расчетам сотовые диафрагменные (промежуточные) уплотнения
эффективнее лабиринтовых уплотнений на 0,3... 0,5 %.
В корпусах подшипников в местах прохода через них роторов в турбинах УТЗ установлены
масляные уплотнения (рис. 4.62), состоящие из двух соединенных между собой маслозащитных колец,
выполненных из двух половин, в которые зачеканены латунные гребни.
Масляные уплотнения по типу присоединения к корпусу подшипника выполняются закатными или
фланцевыми. Закатное уплотнение устанавливается в расточке торцевой стенки корпуса, верхняя и
нижняя половины не соединяются между собой. Нижняя половина кольца свободно устанавливается
в расточку, верхняя опирается на планки у горизонтального разъема. Плотность зависит от точности
центровки кольца, точности посадки кольца в расточку (суммарный боковой зазор не более 0.15мм),
правильности шабровки разъемов кольца и корпуса, обжатия разъема кольца крепежом корпуса. Такое
213

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
6р, ММ
обознач.
0,24
О
0,39
л
0,6
а
1,1
1,0
0,9
0,8
0,7
0,6
0,5
0.4
:j«.-i_v
-Л- ^
\/i\j
Iя У
■
шГл
> 1
-О- —
Ью|#*
f
игт
A
*
*
♦
• 1
№j
Ь t '* ^-
L
1 I
1 el
o-
о
л
•
0
с
ф
1
1
1---
♦
с
r-btj
тг ■ 10_a
6p, MM
og
0,24
0,39
0,6
5
О
С
•
10
0
♦
♦
15
Л
i
▲
20
а
Е
■
Eu
Рис. 4.61. Расходные характеристики сотовых уплотнений с пятью лабиринтными гребешками
(обозначения см. в тексте)
количество факторов, влияющих на плотность закатного кольца, оправдывается только малым
аксиальным размером при стесненном размещении элементов турбины.
Существенно более плотно фланцевое маслозащитное кольцо. Оно также состоит из
наружного и внутреннего колец, имеет фланцевый горизонтальный разъем и плотно притянуто к торцу корпуса
подшипника вертикальным фланцем. Протечка масла возможна только через зазор между уплотни-
тельными гребнями и ротором; при монтаже его величина составляет 0,15.. .0,35мм. Обычно уплот-
нительные гребни выполняются из латуни Л68 или Л63.
Известен и одобрен заводом положительный опыт Барнаульской ТЭЦ-3 по изготовлению гребней
из фторопласта вместо латуни с нулевым зазором при монтаже (турбина Т-175/210-130, ст. № 2). В
опытном порядке на ряде турбин УТЗ мощностью 25 МВт, работающих в системах Свердловэнерго и
Пермьэнерго, установлены маслоуловители из фторопласта Ф-4 (см. рис. 4.63).
Для уменьшения выбивания через уплотнения масла и масляных паров конструкция вкладышей
и перегородок корпуса подшипника предусматривает масляные потоки внутри корпуса. Масляные
камеры, устанавливаемые на сливе масла из вкладышей, направляют поток масла вниз, имея для этого
специальный вырез. В силовых ребрах, на которые устанавливаются в корпусе подшипника опоры
вкладышей, выполняются отверстия для протока масла к сливной трубе. Слив масла из корпуса подшипника
выполнен трубой заведомо увеличенного сечения.
В то же время следует отметить, что ранее устанавливавшиеся в корпусах подшипников кожухи муфт
(сохранились до сих пор в эксплуатируемых турбинах Т-50/60-130, ПТ-50/60-130/7) не обеспечивали
успокоения масляных паров и уменьшения выбивания масла и потому в турбинах последних серий
удалены. Также в корпусах подшипников устанавливались маспозащитные перегородки в предположении,
что это уменьшает развитие вихрей масляных паров в корпусе подшипника. Практика эксплуатации,
однако, показала другое: температура масла в корпусе подшипника снижается на Ю...15°С при
удалении маслозащитных перегородок, что и реализовано в турбинах, выпущенных заводом в последние
годы.
214

4.5. Роторы
Фторопласт
Рис. 4.62. Кольцо маслозащитное с латунными
усиками
Рис. 4.63. Кольцо маслозащитное с
фторопластовым маслоуловителем
4.5. Роторы
Роторы всех турбин УТЗ — гибкие. Критические частоты вращения валопроводов турбин,
рассчитанные с учетом масс и жесткостей присоединяемых роторов генераторов, а также с учетом
податливости опор и упругости масляной пленки, приведены в табл. 4.5 [7].
Таблица 4.5. Расчетные критические частоты вращения роторов в системе валопровода
турбины и генератора
Тип турбины
Т-250/300-240
Т-185/220-130
Т-110/120-130
ПТ-140/165-130
Р-100-130
Номер критической частоты вращения
1
2
3
4
5
6
Значение критической частоты вращения ротора, об/мин
1300
(генератор)
1300
(генератор)
1410
(генератор)
1410
(генератор)
1400
(генератор)
1590
(РСД-2)
1660
(РСД)
1830
(РСД)
1500
(РНД)
1740
(турбина)
1680
(РСД-1)
1700
(РНД)
1980
(РНД)
1820
(РВД)
4060
(генератор)
1690
(РВД)
1890
(РВД)
2000
(РВД)
4000
(генератор)
—
1700
(РНД)
3430
(генератор)
3980
(генератор)
—
2800
(генератор)
—
—
—
Примечание. Для турбины Т-250/300-240 седьмая критическая частота вращения превышает 6000об/мин.
Роторы высокого давления (РВД) всех многоцилиндровых турбин УТЗ, а также ротор среднего
давления (СД-1) турбины Т-250/300-240 и роторы турбин Р-100-130/15 и Р-б-90/31 — цельнокованые
(рис. 4.64 и 4.65).
Роторы низкого давления (РНД) трех- и четырехцилиндровых турбин УТЗ изготавливаются с
насадными дисками. Роторы СД и НД, а также роторы одноцилиндровых турбин — комбинированные;
они имеют как цельнокованую часть, так и часть с насадными дисками (рис. 4.65 и 4.66). Все роторы
турбин соединены между собой, а также с ротором генератора и валом насосной группы (с
валом автомата безопасности турбины Т-250/300-240) жесткими полумуфтами (рис. 4.67 и 4.68).
215

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
кт\\\^^
\\\\44\444\S^^^
Рис. 4.64. Ротор высокого давления (РВД) турбины Т-110/120-130-5
Рис. 4.65. Общий вид РВД и РСД турбины Т-110/120-130-5
216

4.5. Роторы
Y.&
Ezasssaaa
^S^2*4
^xzz:
txzz^
Рис. 4.66. Ротор среднего давления (РДС) турбины Т-110/120-130-5
-*■• ? I -ST-»-* .*_ - .>. . ■ .
.fikfc
Рис. 4.67. Валопровод турбины Т-250/300-240
217

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.68. Валопровод турбины Т-185/220-130
Известно, что до 1968 г. в турбинах УТЗ широко применялись полужесткие муфты, имевшие в своей
конструкции соединительную часть с одной или двумя волнами (гофрами) [5.. .9, 23, 26, 28, 29 и др.].
Начиная с 1968 г. роторы ВД и СД соединяются между собой полумуфтами, откованными
заодно с ротором. Остальные полумуфты — насадные. Как правило, насадная полумуфта
устанавливается на коническую поверхность ротора («малый конус», конусность 1:200) с натягом 0.28.. .0.38мм
и фиксируется клиновыми шпонками. Натяг по боковым поверхностям клиновых шпонок составляет
0,11... 0.12 мм, потолочный зазор — не более 0,15 мм. Исключение составляют насадные полумуфты
на роторах турбин К-17-1,6 и ПТ-30/35-90. В этих турбинах полумуфта со стороны генератора насажена
на цилиндрическую поверхность ротора с несколько увеличенным натягом и зафиксирована одной
продольной призматической шпонкой. Полумуфты стягиваются между собой призонными болтами (зазор
в соединении составляет 0,06.. .0,08 мм). Площадки для упора головок болтов и гаек выполнены стро-
218

4.5. Роторы
го параллельно (0,1:100) торцевой соединительной поверхности полумуфт. Опорная плоскость головки
болта строго перпендикулярна стержню болта во избежание усталостных поломок.
Насадные диски устанавливаются на индивидуальные расточки ротора с натягом. Натяг
обеспечивает неизменность положения диска относительно ротора до достижения им «разгонного» числа
оборотов, превышающего на 150... 100об/мин скорость срабатывания автомата безопасности турбины.
Каждый диск упирается при посадке в упорную ступеньку предыдущего диска либо в упорное
кольцо (рис. 4.69, а). Между собой и цельнокованой частью ротора диски связаны торцевыми шпонками
(рис. 4.69,6).
Рис. 4.69. Элементы конструкции узла посадки диска на вал
Насадные диски образуют независимые группы, состоящие, как правило, из 3.. .4 дисков, не
связанные между собой шпоночным соединением, чтобы при «срыве» диска его удерживало достаточное
количество соседних дисков, но не все диски ротора.
В ранних конструкциях турбин УТЗ торцевыми шпонками связывались тяжелые диски РНД и
последних ступеней РСД. Остальные (сравнительно легкие) диски фиксировались относительно ротора
продольными шпонками.
Как показала практика эксплуатации турбин, после отработки 120000... 1400и0ч даже при
соблюдении норм ПТЭ солесодержания в котловой воде в дисках, расположенных в зоне фазового перехода
(а это как раз легкие диски с продольными шпонками), возникает явление коррозионно-эрозионного и
коррозионно-усталостного растрескивания. Статистика показала, что до 85% случаев растрескивания
дисков происходят в углах продольных шпоночных пазов; отмечены отдельные случаи растрескивания
диска по плоскому дну продольного паза. Указанное обстоятельство потребовало отказа от
продольных шпонок. В настоящее время во всех турбинах УТЗ диски фиксируются только торцевыми
шпонками.
Малонагруженные насадные втулки (промежуточные и концевые) устанавливаются на роторы с
небольшим натягом 0,15... 0,20мм и фиксируются либо продольными шпонками, либо радиальными
упорными винтами (рис. 4.69, в).
В дополнение к регламентному объему контроля роторов среднего и низкого давления при
капитальных ремонтах турбин заводом в 1997 г. были разработаны рекомендации по контролю поверхностей
роторов в зоне насадных дисков, в особенности поверхностей канавок под упорные кольца. В ходе
ремонтных кампаний 2003. ..2005 гг. использование этих рекомендаций ремонтными организациями, в
первую очередь ОАО "Теплоэнергосервис-ЭК", позволило выявить поперечные трещины в роторах СД
и НД. В 22 турбинах ПТ-135/165-130 трещины были обнаружены в канавках под упорные кольца между
дисками 24-й и 25-й ступеней (преобладающее количество) и за диском 25-й ступени. Шесть роторов
были забракованы окончательно. В двух турбинах Т-100/120 обнаружились поперечные трещины в
канавках упорных колец между 22-й и 23-й ступенями.
Поскольку пока не существует апробированных и рекомендованных методик контроля собранных
роторов СД и НД для обнаружения поперечных трещин, заводом предусмотрен ряд конструктивных
мер для снижения вероятности возникновения поперечных трещин [190], а именно:
- произведена замена трехступенчатой ЧНД с высотой лопаток последней ступени 830 мм на
двухступенчатую с высотой лопаток последней ступени 660 мм, что позволило снизить уровень расчетных
изгибных напряжений от веса РНД на 20%;
- исключены канавки под упорные кольца на роторе в ЧНД;
- уменьшено количество канавок в роторе под упорные кольца и увеличены в них радиусы с R3
до R5 в ЧСД;
219

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
— на концах посадочных отверстий насадных дисков выполнены разгружающие расточки, без
натяга (рис. 4.70);
— торцевые шпонки выполнены цилиндрическими вместо призматических.
M.OImn
1
Рис. 4.71. Пробка для закрывания центрального
ответстия ротора (вала)
Однако пока проблему растрескивания роторов нельзя считать решенной. Необходима разработка
современных расчетных методик и методик контроля.
Все роторы турбин УТЗ выполняются из поковок стали Р2МА (25Х2МФА) с механическими
характеристиками, соответствующими ГОСТу на эту сталь. Образцы для исследования механических
характеристик поковок в условиях УТЗ изготавливаются из продольных и тангенциальных образцов. В
особо ответственных случаях образцы берутся также из керна центрального отверстия.
Центральная зона поковки высверливается диаметром 100... 120мм для удаления ликвационной
зоны у оси поковки, содержащей все посторонние включения в первичной литой заготовке. Через
центральный канал осуществляется контроль сплошности поверхности сверления перископическим
осмотром, токовихревым контролем и УЗК. На последующих технологических этапах изготовления ротора
турбины центральное отверстие плотно закрывается специальными пробками (рис. 4.71). Не имеют
центрального сверления поковки малого диаметра, применяемые для изготовления валов РНД.
Все окончательно собранные роторы перед стендовой сборкой турбины проходят разгонные
испытания на частоте вращения 3600об/мин. Роторы турбин Т-250/300-240, Т-185/220-130 и ПТ-140/165-130
разгоняются до 3450об/мип, а затем балансируются на рабочей частоте вращения в вакуумной камере
разгонно-баланейровочного станка ДН-10. После паровых стендовых испытаний турбины роторы
с насадными дисками проходят повторную, корректирующую балансировку, поскольку при
нагреве и многочасовом вращении со скоростью 3000... 3150об/мин (во время стендовых испытаний)
первоначальное положение насадных дисков несколько меняется — диски «находят свое место».
4.6. Рабочие лопатки. Облопачивание
Известно [2. ..11], что экономичность проточной части турбины в существенной степени
определяется выбором аэродинамически совершенного профиля пера рабочей лопатки (РЛ) и оптимальным
расположением этого профиля относительно потока пара в различных по высоте сечениях пера.
Конструктивные элементы рабочей лопатки должны надежно воспринимать действие больших центробежных
сил, перепады давления и температуры, а также динамические воздействия от сложно направленного
на них парового потока. Рабочие лопатки в начале проточной части турбины работают в паровой среде
высокой температуры, а в части среднего и низкого давления — во влажном паре разных степеней
влажности, в том числе в зоне фазового перехода.
Многофакторность требований к конструкции рабочих лопаток определила ее сложность,
установила высокие требования к выбору материала лопаток, точности их изготовления и облопачивания
(установке на рабочих колесах роторов). Ниже приводится описание типовых конструктивных решений
этих вопросов применительно к базовым турбинам УТЗ.
На рис. 4.72 в качестве примера показан пакет рабочих лопаток регулирующей ступени турбины
Т-255/305-240-5. Лопатки изготовлены заодно с участком бандажа, попарно свариваются по бандажу
и хвостовику и поступают на сборку в виде пакета из двух лопаток. Боковые поверхности хвостовиков
отдельных лопаток перед сваркой и пакетов при сборке пригоняются по краске (см. заштрихованный
Рис. 4.70. Разгружающая расточка на торцах
насадных дисков
220

4.6. Рабочие лопатки. Облопачивание
участок хвостовика) В середине между пригнанными участками допускается зазор 0,05 ... 0,10 мм. При
сборке хвостовики лопаток не только пригоняются между собой, но и сжимаются за счет
увеличенного по шагу хвостовика двух замковых лопаток; величина суммарного натяга составляет Змм. Между
бандажами пакетов выдерживается тангенциальный зазор 0,05 .. .0,15мм.
КреплениЕ
зомкойого пакета
Рис. 4.72. Пакет рабочих лопаток регулирующей ступени турбины Т-255/305-240-5
В конструкциях пакетов рабочих лопаток первых турбин между бандажами выполнялся
лабиринтный замок, при этом радиальный зазор устанавливался равным 0,1.. .0,3 мм, а тангенциальные
зазоры — 0,2.. .0,5 мм.
Между дном паза и хвостовиком устанавливается пружина, обеспечивающая одновременный
контакт заплечиков хвостовика и заплечиков обода при сборке. Необходимые зазоры по шейке хвостовика,
а также радиальные зазоры между ободом диска и заплечиками лопатки для рабочих лопаток турбин
Т-250/300-240, ПТ-140/165-130, Т-185/220-130 и Р-100-130/15 указаны на рис. 4.72.
Для более тяжело нагруженных пакетов рабочих лопаток двухвенечного регулирующего колеса
турбин ПТ-50/60-130, Т-60/65-130, Т-110/120-130.Т-115/120-130, ПТ-90/110-130 зазор по шейке
хвостовика должен составлять 0,03... 0,11 мм, а радиальный зазор — 0,06 ... 0,10 мм.
В лопатках ступени скорости одновенечной регулирующей ступени выполняется замок для щек
диска, в двухвенечных ступенях такой замок не выполняется. Два замковых пакета устанавливаются
диаметрально друг против друга. Каждый замковый пакет фиксируется четырьмя заклепками, как это
показано на рис. 4.72, при этом в одновенечном колесе расклепывается головка заклепки, а в двухве-
нечном заклепка удерживается подчеканкой краев отверстия в диске.
Лопатки выполнены из поковки стали 20Х12ВНМФ, заклепки — из стали ХН35ВТ (ЭИ612).
Механические свойства материалов, из которых изготавливаются рабочие лопатки, представлены в табл. 4.6.
При изготовлении пакетов лопаток контролируется сплошность сварных швов, а если сварка
выполнена вручную, то еще и сравниваются твердости основного и наплавленного металлов. Не допускается
разница измеренной твердости более 20 единиц по шкале Бринелля.
Точное выполнение зазоров в соединении «хвостовик — обод» и тангенциальный распор лопаток
очень важны для их надежной работы. Анализ аварийных поломок пакетов (как правило, это
усталостное разрушение шейки хвостовика в примыкании его к молоточку) показывает, что причиной поломки,
221

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Таблица 4.6. Материалы рабочих лопаток паровых турбин УТЗ
Марка стали
20Х12ВНМФШ
кп 60
15Х11МФ
кп 60
15Х11МФ
кп 70
20Х13Ш
кп 50
20Х13Ш
кп 60
12Х13Ш
кп 55
15Х11МФШ
кп 55
ЭИ736Л
Химсостав
с
0,17. .0,23
0,12. . .0,19
0, 16 ... 0, 24
0,09. . .0,15
0,12. . .0,19
0,09. .0,15
Si
< 0,40
< 0,50
< 0,60
< 0,60
< 0,50
0,20 . . . 0,80
Мп
0,50 . . . 0,20
< 0,70
< 0,60
< 0,60
< 0,70
0,20 . . . 0,R0
Сг
10,5. . . 12,5
10,0. . . 11,5
12,0. . . 14,0
12,0. . .14,0
10,0. . . 11,5
11,5.. 13.5
Мо
0,50. . .0,70
0,60. . .0,80
-
-
0,60 . . . 0,80
-
V
0,15. ..0,30
0,25 . . . 0,40
-
-
0,25 . . . 0,40
0.1».. .0,28
W
0,70... 1.10
-
-
-
-
1.6. . .2,2
Ni
0,50. . .0,90
< 0,60
< 0.50
< 0,50
< 0,60
2,3. ..3,0
Nb
< 0,025
-
-
-
-
-
S
< 0,030
< 0,025
< 0.025
< 0,025
< 0,025
< 0,025
Р
< 0,030
< 0,030
< 0.030
< 0.030
< 0,030
< 0,025
Ti
-
-
-
-
-
< 0,05
Механические свойства, не менее
Сто,2.
МПа
568,4 ... 755
568.4 . . . 755
666,4. . .813,4
490 . . . 675
568,4 ... 755
539 . . . 686
68... 83
ств,
МПа
735
755
784
666,4
755
686
784
CTs,
%
15
14
13
18
14
15
13
%
40
50
40
50
50
50
40
Ок.
кДж/м2
(КГС/СМ2 J
588 (6)
588 (6)
392 (4)
686 (7)
588 (6)
588 (6)
4
НВ.
"отпеч.
4,0. . .3,7
229 . . . 269
229 . . . 269
241...285
207 ... 241
229 . . . 269
217...255
(4,1... 3,8)
255 ... 321
Примечания. 1. Заготовки рабочих лопаток изготавливаются из сталей, указанных в таблице.
2. Исходным материалом для заготовок должен являться сортовой прокат из коррозионной и жаропрочной стали изготовленной в соответствии с ГОСТ 18968—73.
3. Термообработка и получение механических свойств должны соответствовать ОСТ 108.020.03—82.
222

4.6. Рабочие лопатки. Облопачивание
как правило, являются либо разрушение сварного шва по бандажу пакета, либо произвольно
завышенные при переоблопачивании зазоры в соединении «хвостовик — обод».
Для установки в эксплуатируемые турбины типа Т-110/120-130 в порядке эксперимента
изготовлены 17 комплектов пакетов лопаток регулирующей ступени в точнолитом исполнении.
Материал пакетов — сталь ЭИ 736Л по ОСТ 1.90090—79. Механические свойства — см. табл. 4.6.
Литые пакеты лопаток более технологичны в изготовлении, конструктивно более надежны из-за
отсутствия внутрипакетного сварного шва, прочностные характеристики металла пакетов более высокие,
чем у сварно-кованых. Предел усталости материала, измеренный в заводской лаборатории на образцах
от литого пакета лопаток, практически одинаков с пределом усталости, измеренным на образцах от
сварно-кованых пакетов. Однако пластические характеристики материала литых пакетов лопаток ниже,
чем у сварно-кованых. Это обстоятельство усугубляет жесткость требований к точности сборки
ступени: при наличии увеличенных зазоров перемещение шейки хвоста и заплечиков приводит к ударам их
о поверхности обода, вызывает фреттинг-коррозию на поверхности хвостовика и, как следствие,
усталостное его разрушение в середине шейки, т.е. месте, не характерном для усталостных разрушений
сварно-кованых пакетов. Опыт применения таких пакетов лопаток отрицателен.
Рабочие лопатки постоянного сечения с Т-образным хвостовиком устанавливаются в части
высокого давления и в нескольких первых ступенях среднего давления. В турбине Т-110/120-130 такую
конструкцию имеют рабочие лопатки 2.. .9-й ступеней (ЧВД) и 10... 14-й ступеней (ЧСД).
Конструкция рабочей лопатки и требования к ее установке на рабочее колесо показаны на рис. 4.73 и 4.74. На
вершине лопатки выполняются шипы для закрепления бандажей, которыми лопатки объединяются в
пакеты.
Рис. 4.73. Рабочая лопатка 10-й ступени турбины Т-110/120-130-5
Замковые лопатки располагаются внутри пакета, не ближе чем за 2... 4 лопатки от его конца.
Форма бандажа выбирается в соответствии с типом надбандажного уплотнения. В турбинах УТЗ эти
лопатки имеют осерадиальные надбандажные уплотнения (рис. 4.56 и 4.58), поэтому и бандажи
выполнены заодно с уплотнительными гребнями.
Форма шипов определяется главным образом необходимостью восприятия центробежных сил от
бандажа. Поэтому в рабочих лопатках малой высоты с относительно небольшим диаметром по
вершинам может выполняться один круглый шип, а на более высоких лопатках — один или два профильных
223

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
На диске 15 пакетаб
па 10 лапатак
и 2-па 8 б каждом пакете
Рис. 4.74. Облопачивание 10-й ступени турбины Т-110/120-130-5
шипа. Независимо от формы расклепанная головка шипа не должна иметь трещин, а бандаж должен
быть плотно прижат к верхнему сечению лопатки (щуп 0,05 не идет).
Рабочие лопатки переменного профиля с Т-образным хвостовиком устанавливаются, как
правило, в середине части среднего давления (см., например, рис. 4.75). Требования к пригонке
хвостовиков, установке замковых лопаток и установке бандажей аналогичны описанным выше.
Для снижения напряжений в рабочих лопатках и исключения резонанса частот собственных
колебаний рабочих лопаток с колебаниями, возбуждаемыми на лопатках во время работы турбины, рабочие
лопатки некоторых ступеней скрепляются проволочными бандажами. Такие бандажи устанавливаются
и в ступенях, имеющих ленточный бандаж, причем ступень может иметь как один, так и
несколько рядов проволочных бандажей. Ранее проволочные бандажи припаивались к лопаткам серебряным
припоем. В настоящее время в турбинах УТЗ вместо паяных проволочных бандажей выполняются
круговые демпферные связи, в которых проволока не припаивается к лопаткам. Каждый ряд такой связи
(чечевицеобразное сечение) состоит из двух проволок, имеющих в сечении половину круга. Проволоки
свободно вставляются в отверстия в рабочих лопатках и прижимаются к их стенкам центробежной
силой во время работы турбины, демпфируя колебания лопаток. Сегменты половинок проволок при
сборке смещаются друг относительно друга на половину длины, «перевязывая» таким образом все
лопатки ступени в один единый пакет. Для того чтобы сегменты не вышли из отверстий лопаток, концы
каждого сегмента отгибаются или фиксируются специально наплавленной бобышкой.
Оба метода гашения колебаний требуют высокой точности расположения отверстий под связь
относительно баз лопатки, точности исполнения размеров отверстия и проволоки (или демпфера). Эти
лопатки, как правило, имеют небольшой шаг, что не позволяет при отклонениях в координатах
отверстий установить связь без значительных изгибов и требует увеличения диаметра отверстий. В этом
случае необходимо иметь в виду, что при зазоре более 0,3 мм материал припоя (ПСР-45) теряет
прочностные характеристики, а демпферная проволока может не прогнуться до касания с лопаткой, что
исключит демпфирование колебаний рабочих лопаток.
Рабочие лопатки 18-й, 19-й и 20-й ступеней турбины Т-185/220-130, так же как указанные ранее
лопатки регулирующих ступеней ЧВД, имеют цельнофрезерованные бандажи, которые не свариваются,
а соединяются выступом, выполняемым на бандаже с вогнутой стороны рабочей лопатки и входящим
без зазора в соответствующий паз со стороны спинки на бандаже соседней рабочей лопатки. Такое
соединение бандажей надежно обеспечивает демпфирование колебаний рабочих лопаток, возникающих
при работе турбины.
Рабочие лопатки переменного профиля с вильчатым хвостовиком, как правило,
устанавливаются в конце части среднего давления и в части низкого давления турбины. Конструкция
рабочей лопатки и требования к ее установке показаны на рис. 4.76 и 4.77 на примере лопатки 26-й
224

4.6. Рабочие лопатки. Облопачивание
Писк 18 ступени Диск 7У ступени Видна диски со стороны генератороЬ
Рис. 4.75. Облопачивание 18-й и 19-й ступеней турбины ПТ-140/'165-130-2
ступени турбины Т-250/300-240. В верхней части рабочей лопатки выполнено утонение для
минимизации последствий задевания. В средней части профиля выполнено его усиление в зоне отверстия под
демпферную связь. Сама связь выполнена с горизонтальным стыком. Концы связи отгибаются.
Лопатки устанавливаются в ступенях, имеющих насадные диски, и набираются до насадки диска на вал, что
обеспечивает хорошую доступность к месту установки заклепок во время сборки.
Весьма важным является требование обеспечить плотное, с натягом, прилегание доньев пазов
хвостовика к вершинам гребней обода. В производстве это обеспечивается соответствующим радиальным
смещением отверстий в ободе и в лопатках: отверстия в лопатках расположены по радиусу на величину
0,2.. .0,4 мм выше одноименных отверстий на диске. Рабочие лопатки натягиваются на обод
коническими штифтами, а затем фиксируются цилиндрическими заклепками. Такое соединение повышает
надежность облопачивания, потому что при работе турбины под действием центробежных сил диаметр
обода увеличивается и боковые поверхности соседних лопаток «освобождаются», в результате этого
между ними образуется зазор величиной около 0,03.. .0,04 мм.
На рис. 4.78 изображена лопатка 31-й (последней) ступени турбины Т-255/300-240-2, на рис. 4.79 —
установка лопатки в рабочее колесо. Аналогичную конструкцию имеют лопатки последних ступеней
турбин ПТ-140/165-130 и Т-185/220-130. Эти лопатки имеют переменное по высоте сечение с елочным
хвостовиком. Каждая лопатка при установке на колесо заводится в елочный паз диска и фиксируется
двумя стопорными пластинками. Входная кромка рабочей лопатки в ее верхней части защищается от
эрозии припаянными стеллитовыми пластинками. Все лопатки связаны между собой тремя рядами
демпферных связей из титанового сплава ВТ-5. Концы демпферов ограничиваются от перемещения
специально наплавленными бобышками.
Особое значение для предотвращения недопустимого эрозионного износа имеет расположение
входных кромок всех лопаток в одной общей плоскости: выступающая над плоскостью лопатка эродирует
раньше и сильнее остальных.
Все лопатки ЧДН и часть лопаток ЧСД имеют расчетную отстройку по резонансной вибрации еще на
стадии конструирования турбины. При изготовлении каждая такая лопатка и полный комплект лопаток
ступени проходят контроль вибрации, при котором измеряется частота собственных колебаний каждой
лопатки и разброс частот в пределах данной ступени, который не должен быть более 8%.
225

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.76. Рабочая лопатка 26-й ступени турбины Т-250/300-240-2
Набор лопаток на диск
Плотное прилегшие
щуп 0,05 не гроходит
Расположение непаяных
проболок 6 рабочем колесе
Демпферная сбяэь
Отгиб демпферных связей
IT
wzzw
Установка непаяной проболоки на Ф1660
"¥
7..8 лопаток
/между стыками)
У У V Ч
Расположение
проболок
б лопатках
га
Демпферная сбязь
состоит из 6 сегментоб,
объединяющих по 15 лопаток
Рис. 4.77. Облопачивание 26-й ступени турбины Т-250/300-240-2
226

4.6. Рабочие лопатки. Облопачивание
УстоноЬко демпферных сВязеи
б райочих лопатках на Ф2370
Расположение деплфорных сбязей
б рабочем колесе
На каждом дит&пре 6 пакетоб демпферной
проЬотки по 13 кттак и 1 ткет т % лопат 0%1на#32Ю1
ЛО
чь г -*
На #3210
. « & . "»
1 <is
V-^^ ^ ч.^^%» %. ^
6-7лопаток ук 6 Улопаток J
Hi концах каждой полобины сегмента демпфера произйести
точечную нтлаВку. Высота точек 2.25 мм и расположены
на расстоянии 4 мм от лопатки.
Рис. 4.78. Рабочая лопатка 31-Й ступени турбины Т-255/305-240-5 и схема установки демпферов
^-J В-В
Рис. 4.79. Облопаченный диск 31-й ступени турбины Т-255/305-240-5
В турбинах УТЗ существенное внимание уделяется конструктивным мероприятиям по
удалению влаги из проточной части. К таким мероприятиям относятся: влагоулавливающие козырьки
на диафрагмах, влагоулавливающие кольца на диафрагмах последних ступеней, влагоулавливание и
влагоудаление в перепускных трубах низкого давления, внутриканальное влагоудаление из полых
лопаток и установка специальных перфорированных поверхностей в ЧНД. Опыт эксплуатации турбины УТЗ
с указанными выше приспособлениями и устройствами показал высокую их эффективность.
Необходимо отметить, что все описанные выше конструкции рабочих лопаток отобраны к
применению в результате многолетней работы УТЗ по созданию новых типов рабочих лопаток и
одновременно по их технологической унификации. За 45 лет работы завода (т.е. начиная с турбины ВТ-100-1
и до настоящего момента) разработаны конструкции 380 рядов (типоразмеров) лопаток. В них
использовано всего 45 типов профилей рабочей части и всего 30 типов хвостовиков. Завод
продолжает конструкторско-технологические разработки мероприятий по защите рабочих лопаток от эрозии
коррозионно-эрозионного и коррозионно-усталостного растрескивания. Прорабатываются и
осваиваются технологии, обеспечивающие снижение шероховатости поверхности пера лопатки: плазменное поли-
227

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
рование, электрическое полирование и др. Проводятся работы по упрочнению профильной поверхности
лопаток, например за счет внедрения технологии ионной имплантации, что повышает эрозионную и
коррозионную стойкость поверхности в 2.. . 2,5 раза.
Надежность стеллитовой защиты повышается за счет приварки стеллитовых пластин (вместо
припайки) с промежуточной технологической термообработкой. Для повышения прочности выходных
кромок рабочих лопаток последних ступеней, а также рабочих лопаток регулирующих ступеней высокого
давления и выходных кромок сопловых аппаратов высокого давления разрабатывается и осваивается
их плазменное напыление с последующим оплавлением напыленной поверхности.
4.7. Подшипники
Роторы турбин УТЗ опираются на подшипники скольжения. Осевое давление воспринимается
упорным подшипником сегментного типа (с упорными колодками). Один из подшипников турбины соединяет
в себе опорный вкладыш и упорные колодки, образуя опорно-упорный вкладыш. Все опорные вкладыши
имеют эллиптическую («лимонную») расточку, при которой зазоры между вкладышем и ротором по
бокам больше, чем сверху. Эллиптическая расточка способствует образованию устойчивого масляного
клина под шейкой ротора и демпфирующего клина в верхней части расточки (в ненагруженной зоне),
что повышает виброустойчивость, а также стабильность центровки ротора в расточке.
В табл. 4.7 приведены величины зазоров для вкладышей подшипников разных размеров.
Таблица 4.7. Верхние и боковые зазоры между вкладышем подшипника
и ротором турбины
Размер вкладыша, мм
0240
0240
0280
0300
0325
0330
0360
0435
0450
L = 2001
L = 200
L = 2402
L = 240
L = 400
L = 3001'2
L = 2901
L = 320
L = 450
Зазор, мм
верхний
0,20... 0,30
0,25 ... 0,35
0,30... 0,40
0,30... 0,40
0,40... 0,48
0,35 ... 0,45
0,30... 0,40
0,70... 0,80
0,75 ... 0,90
боковой
0,425 ... 0,525
0,50... 0,55
0,55... 0,60
0,57... 0,62
0,65... 0,69
0,67... 0,72
0,65 ... 0,70
0,85 ... 0,90
0,825 ... 0,90
I/ — длина опорной части вкладыша.
1 Вкладыш турбины T-250-240.
2 Вкладыш опорно-упорный.
Опорный вкладыш состоит из двух половин и стягивается по разъему шпильками, ввернутыми в
нижнюю половину. Разъем половин вкладыша выполнен в виде замка «выступ — впадина»,
препятствующего их относительному поперечному перемещению. Соприкасающиеся горизонтальные участки
разъема соединяются без зазора. По внутреннему диаметру обе половинки вкладыша заливаются
баббитом Б-83. Толщина слоя баббита составляет 5.. .6 мм. Надежное крепление баббита обеспечивается
выполнением на заливаемой поверхности вкладыша кольцевых и продольных пазов типа «ласточкин
хвост». Плотность прилегания баббита к телу вкладыша контролируется пенетрацией (цветной
дефектоскопией) по II классу.
Для различия вкладышей по конструкции канала подачи масла в масляный клин условно
используются понятия «одноклиновой вкладыш» и «двухклиновой вкладыш». В одноклиновом вкладыше для
транспортировки масла выполняется маслопередающая канавка, занимающая часть эллиптической
расточки. В двухклиновом вкладыше вместо канавки выполняется маслоперепускной канал, размещаемый
над эллиптической расточкой и не нарушающий ее поверхности. Двухклиновыми выполнены четыре
наиболее нагруженные вкладыша турбины Т-250/300-240. Все остальные турбины УТЗ
укомплектованы одноклиновыми вкладышами (рис. 4.80 и 4.81)
Масло подается во вкладыш с левой стороны через отверстие, расположенное в поперечной оси
вкладыша несколько ниже разъема, подхватывается ротором и через верхнюю половину поступает в
масляный клин, образующийся в правой нижней половине вкладыша.
Одноклиновые вкладыши заметно технологичнее двухклиновых, однако наличие маслоперепускной
канавки уменьшает протяженность и эффективность демпфирующего масляного клина, образующегося
в верхней половине. Наличие маслоперепускной канавки, кроме того, образует вакуумные зоны в верхней
228

4.7. Подшипники
Рис. 4.80. Вкладыш опорный (0240) Рис. 4.81. Вкладыш опорный (0240) турбины
турбины Т-250/300-240 7'-ПТ-90/110-130
половине вкладыша, за счет чего происходят подсос воздуха из корпуса подшипника и, как следствие,
аэрация и вспенивание масла перед его поступлением в несущий масляный клин. Это может быть
допущено для сравнительно малонагруженных подшипников, что и доказала многолетняя эксплуатация
таких вкладышей в турбинах УТЗ практически всех типов. В этом отношении вкладыши с внутренним
перепуском масла более надежны и допускают большую нагрузку (табл. 4.8).
В расточке корпуса подшипника вкладыш устанавливается на подушках, три из которых крепятся на
нижней половине и одна — на верхней (рис. 4.80 и 4.81). Под каждую подушку помещаются прокладки,
изменением толщины которых производится центровка вкладыша в корпусе и достигается
необходимый натяг при установке крышки. В окончательно отцентрированном вкладыше под каждой подушкой
должно быть не более двух стальных прокладок толщиной не менее 1мм. Подушки и прокладки
должны быть тщательно притянуты болтами. При подгонке необходимо обеспечить прилегание подушек по
всей опорной поверхности. Для надежного контакта боковых подушек с расточкой корпуса следует до
укладки ротора во вкладыш выдержать под нижней подушкой зазор величиной 0,05.. .0,07мм. После
укладки ротора зазор выбирается полностью. Плотность установки вкладышей в корпусе подшипника
обеспечивается натягом, который создается по посадочной поверхности вкладыша при обтяжке крепежа
корпуса подшипника.
Из вкладыша масло вытекает по обоим его торцам. Для предотвращения выбивания масла сильной
струей вдоль вала на одном или обоих торцах вкладыша на кольцевом выступе, имеющем внизу
широкий паз, ставится маслоотбойный щиток. Благодаря этому основная часть масла из вкладыша сразу
направляется вниз — в картер, а к масляным уплотнениям, установленным в корпусе, попадает только
некоторая его часть.
В турбинах УТЗ применяются опорно-упорные подшипники двух конструктивных типов:
с одним упорным гребнем на роторе (так называемые односторонние подшипники в турбинах
Т-60/65-130, Т-110/120-130, Тп-115/120-130, ПТ-90/110-130) и с двумя упорными гребнями (так
называемые двусторонние подшипники в турбинах Р-100-130/15, ПТ-140/165-130, Т-185/220-130,
Т-250/300-240). До 2000 г. применялись односторонние подшипники традиционной для УТЗ
конструкции, представленной на рис. 4.82, которые имеют изготавливаемые из стали опорно-упорный
вкладыш и обойму со сферическим гнездом, в которое помещается сферическая часть вкладыша,
а также упорную часть с большими рабочими колодками. Вкладыш и обойма выполняются из двух
половин, стягиваемых шпильками. Фиксация половин друг относительно друга у обоймы производится
штифтами, а у вкладыша — призонной частью болтов.
Для того чтобы не увеличивать расстояния между опорами ротора ВД, опорная часть вкладыша
обращена в сторону его рабочих колес. Обойма вкладыша устанавливается в расточку корпуса
подшипника: паз на наружной поверхности обоймы охватывает расточка, закрепляя вкладыш в корпусе. С двух
229

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Таблица 4.8. Удельная нагрузка, допускаемая вкладышами турбин УТЗ
Турбина
Т-110/120-130-5
Т-185/220-130
Т-255/305-240-5
Параметр вкладыша
Диаметр шейки, мм
Длина вкладыша, мм
Удельная нагрузка, кг/см2
Материал вкладыша
Диаметр шейки, мм
Длина вкладыша, мм
Удельная нагрузка, кг/см
Материал вкладыша
Диаметр шейки, мм
Длина вкладыша, мм
Удельная нагрузка, кг/см2
Материал вкладыша
Порядковый номер вкладыша
1
240
200
1,17
примечания,
п.4
240
200
10,3
2
280
240
4,U4
примечания,
п.5
330
300
5,7
3
300
240
8,8
4
360
290
8,07
5
360
240
9,27
6
360
240
9,8
7
3251
400
12,4
примечания, п.4
360
290
10,0
435
290
9,0
435
320
12,0
435
320
11,9
4001
330
14,0
примечания, п.5
2402
20U
8.44
330
300
9,02
3602
290
6,69
4352
320
9,54
435
320
10,3
435
320
11,8
135
320
11,9
примечания, п.5
8
—
4501
450
8,28
1 Вкладыш генератора.
«Двухклиновой» вкладыш.
Примечания. 1. Нумерация вкладышей — от переднего подшипника турбины в сторону генератора.
2. РВД и РСД-1 турбины Т-250/300-240 опираются на три вкладыша.
3. Удельная нагрузка — Pz/Sj. где Pi — доля массы ротора, приходящаяся на вкладыш Ni] S2 = (диаметр
шейки) х (эффективная длина вкладыша), см ; Ьэф = (LKOHCXp — 2г), где г — краевая галтель баббитовой
заливки — обычно 3 ... 5 мм.
4 Чугун СЧ20 по ТУ 24-22-067-97.
5. Сталь 25Л по ГОСТ 977-88.
сторон в паз вставляются установочные кольца, за счет изменения их взаимного положения
производится установка вкладыша и, следовательно, роторов турбины в необходимое осевое положение.
Опорная часть вкладыша выполнена аналогично вкладышам опорных подшипников. Отличие в
системе подвода масла заключается в том, что до входа во внутреннюю полость вкладыша масло проходит
кольцевую камеру, из которой оно направляется как к опорной части вкладыша, так и к расположенным
рядом упорным колодкам, для чего в камере по окружности имеется ряд отверстий в межколодочное
пространство. К колодкам, расположенным с другой стороны упорного диска, масло подается из другой
кольцевой камеры, к которой оно подводится двумя трубами. Между фланцами труб так же, как и на
основном подводящем канале, устанавливаются диафрагмы, ограничивающие расход масла. Масло от
колодок отводится тангенциально расположенным патрубком из верхней половины вкладыша.
Как показали заводские исследования, традиционное уплотнение упорного диска увеличивает
потери. В конструкции подшипника УТЗ они отсутствуют [185].
На рис. 4.83 показан комбинированный двусторонний опорно-упорный вкладыш подшипника
турбины Т-255/300-240, колодки в котором расположены симметрично и имеют одинаковые размеры.
Последнее является благоприятным для восприятия осевых усилий, которые в крупных, особенно в
теплофикационных, турбинах могут изменять свое направление при изменении режима работы
турбины. Этот подшипник, в отличие от одностороннего, не имеет большой консоли, что делает ненужной
установку амортизатора. В то же время двусторонний подшипник требует некоторого усложнения
конструкции ротора вследствие выполнения на нем двух упорных дисков; такой подшипник имеет
повышенные потери мощности на трение дисков о масло. Как видно из рис 4.83, подвод масла во вкладыш
осуществляется сверху, через аварийный бачок. Попав в основной кольцевой канал, масло поступает к
масляным карманам с правой и левой сторон опорной части, входит в масляный зазор и образует
сверху и снизу масляный клин. К обоим рядам упорных колодок масло подается из основного кольцевого
канала через симметрично выполненные сверления.
В аварийной ситуации масло к опорной части и упорным колодкам подшипников подается из
аварийного бачка через две дозирующие трубки (рис. 4.84). Из правой трубки оно по дуговому каналу
поступает к правому масляному карману, а из левой — через поперечный канал к двум кольцевым
230

Рис. 4.82. Вкладыш опорно-упорный Рис. 4.83. Вкладыш опорно-упорный (0280) турбины
(0280) турбины ПТ-90/110-130 Т-250/300-240
каналам на наружной поверхности сферической части вкладыша; затем масло через косые
сверления поступает в кольцевые каналы на торцевой части вкладыша и через штуцеры с калиброванными
отверстиями — к каждой колодке.
Суммарный осевой зазор между кольцами и корпусом подшипника не должен превышать 0,1 мм.
Центровка вкладыша производится подгонкой прокладок под шестью опорными подушками (по три в
каждой половине обоймы), плотно пригнанными к опорной поверхности корпуса. При затянутой крышке
подшипника обойма должна иметь натяг 0,07.. .0,12мм.
Опорная часть вкладыша помещается внутри обоймы, упорная часть является консольной, под ней
размещен пружинный амортизатор. Изменением натяга его пружины вкладыш устанавливается в
соответствии с осью свободно лежащего ротора. В таком положении верхняя половина обоймы фиксирует
вкладыш за счет натяга, равного 0,02.. .0,06 мм. Под верхней подушкой в обойме установлен
предохранительный стопор, входящий в паз на сферической части вкладыша.
Упорная часть вкладыша имеет два ряда колодок, расположенных по обеим сторонам упорного
диска. Упорные колодки выполняются из бронзы. Рабочие поверхности колодок заливаются баббитом
Б-83, толщина слоя баббита 1,5 мм. Выбранный материал колодок позволяет им при аварийном под-
плавлении баббита продолжать выполнять свои функции, предотвращая дальнейшее развитие аварии.
Опорная площадка колодки параллельна второй по ходу вращения диска боковой плоскости
колодки и расположена ближе к ней. Это обеспечивает поворот колодки набегающим потоком масла, что
необходимо для создания масляного клина между колодкой и упорным гребнем. Колодки опираются
на опорные кольца, выполняемые из двух половин, и удерживаются на них полукольцами с зубом и
пальцем, входящими в отверстия на опорных площадках. К одному из опорных колец винтами
крепится установочное кольцо, за счет подгонки толщины которого выдерживается осевой разбег между
упорным диском и колодками, равный 0,5...0,6мм. Непараллельность опорных плоскостей кольца не
должна быть более 0,02 мм. Залитая баббитом поверхность колодок пришабривается к упорному диску,
при этом разнотолщинность колодок на одном кольце не должна превышать 0,01 мм.
В отличие от подшипников турбины Т-250/300-240 в двусторонних опорно-упорных подшипниках
турбин Р-100-130, ПТ-140/165-130 и Т-185/220-130 подвод масла выполнен в основной кольцевой канал,
из которого масло подается к опорной части и к упорным колодкам.
Анализируя (сравнивая) односторонние и двусторонние опорно-упорные подшипники, необходимо
иметь в виду, что для уменьшения осевого давления (осевых усилий) в турбинах УТЗ, имеющих два и
более цилиндров, организовано разнонаправленное движение пара в проточных частях отдельных
цилиндров. Например, в турбине Т-110/120-130 пар в цилиндре высокого давления направлен от среднего
подшипника к переднему, в ЦСД — от среднего подшипника в сторону генератора, в ЦНД — от
середины в сторону переднего подшипника и в сторону генератора двумя симметричными потоками. Тем не
231

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
А
Пороча пасла но смазку Пороча масло В
[упорных колодок и оперной /аВорийнаО маслобак
I части опорно-упорного
I Ькладаша
Пороча масла но смазку
опорного подшипника
опорно-упорного Ькладаша I В аварийных условиях
А-А
Подача масло на смазку
юпорной части опооно-
I упорного Ькладаша
\ В оВорийнах услобипх
Рис. 4.84. Маслобаки аварийной смазки
232

4.7. Подшипники
менее, конструкция каждого ротора предусматривает минимизацию осевого давления в пределах
каждого цилиндра (за счет выполнения думмиса). На основе проектных оценок и выбиралась конструкция
опорно-упорного подшипника — либо одностороннего, либо двустороннего. Практика эксплуатации
показала, что во всех турбинах УТЗ осевое усилие меняет свое направление в зависимости
от режимов работы турбин. Поэтому в последних модификациях турбины Т-110/120-130 и
унифицированных с ней по конструкции ЦВД турбинах Тп-115/120-130, ПТ-90/110-130, Т-60/65-130 и
ПТ-50/60-130 по обе стороны упорного гребня установлены одинаковые рабочие колодки. Термины
«односторонний» либо «двусторонний упорный подшипник» в данном случае означают скорее
различия в конструктивном оформлении ротора — с одним или двумя упорными гребнями — ив меньшей
степени указывают на различия в восприятии осевых усилий при изменении направления их действия.
При ремонтах ряда турбин было замечено коробление монолитных биметаллических упорных
колодок подшипников. Как показали исследования, коробление явилось следствием существенной
неравномерности температурного поля в масляном клине под колодкой. Для предотвращения этого
явления были предложены, испытаны и введены в серийные конструкции турбин УТЗ слоеные
упорные колодки [185]. Каждая слоеная колодка (рис. 4.85) состоит из трех частей (слоев): рабочей
части — биметаллической (бронза, покрытая слоем баббита), опорной части традиционной
конструкции и средней части, имеющей полость, соединенную с масляным клином специальным сверлением.
Через отверстие и полость осуществляется принудительное прокачивание масла за счет повышенного
давления в масляном клине. Таким образом, рабочая часть колодки омывается маслом с двух
сторон, температурное поле выравнивается, коробление колодки исключается, и увеличивается
ее несущая способность.
1 tnin Зацеп
Кольцо установочное
Выход масла через сверление
Охлаяздающая полость
Рис. 4.85. Колодка упорная слоеная
Для организации контроля за температурным режимом работы колодок подшипников в
нижней половине каждого опорного вкладыша установлен термопреобразователь сопротивления,
размещаемый в баббите на глубине 7мм от поверхности по оси расточки вкладыша, под углом 25...30°
к вертикальной оси, в месте наименьшей толщины масляной пленки. Термопреобразователи
сопротивления установлены также в каждой упорной колодке. Чтобы не происходило обрыва, провода проходят
из колодки в опорное кольцо через электроизоляционную втулку, расположенную на оси опорной
площадки колодки. В колодке термопреобразователь сопротивления размещен в слое баббита на глубине
2.5мм со стороны, которая во время работы турбины находится наиболее близко к упорному диску.
Если температура какой-либо колодки отличается от температуры других колодок, то следует
проверить правильность изготовления колодки и ее установки. Если же наибольшую разность температур
имеют диаметрально расположенные колодки подшипников, причем разность плавно уменьшается на
колодках, расположенных справа и слева от этого диаметра, то либо вкладыш установлен с перекосом,
либо опорное кольцо выполнено разной толщины с его противоположных сторон (опорные поверхности
непараллельны). Перекос вкладыша происходит также при кручении ригеля, на котором установлен
корпус подшипника.
233

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Подшипники турбин УТЗ размещаются либо в отдельно стоящих корпусах, которые
самостоятельно устанавливаются на фундаментные рамы, либо в специальных коробках, вваренных
в корпус цилиндра. Корпуса подшипников и коробки выполняются сварными из углеродистой стали,
что повышает их надежность в эксплуатации, качество исполнения и не осложняет технологический
процесс при изготовлении.
В турбинах мощностью 251МВт, а также в первых турбинах мощностью 50 и 100 МВт корпуса и
крышки отдельно стоящих корпусов подшипников выполнялись литыми чугунными. Переход к сварной
конструкции исключил технологические сложности «лечения» исходной чугунной отливки, исключил
проблемы «лечения» трещин при ремонтах, но, что самое существенное, исключил естественное
разуплотнение стенок корпусов, возникающее как следствие явления самопроизвольного роста чугуна (так
называемый крип).
С обеих сторон отдельно стоящих корпусов подшипников выполняются площадки для опи-
рания лап цилиндров. Между площадкой и лапой устанавливается поперечная шпонка. Сверху лапа
фиксируется Г-образным зажимом. Шпонки и зажимы крепятся к площадкам корпуса друг с другом
призонными шпильками. На шпонках, под лапами, имеются круглые подкладки из стали с большой
твердостью, на которые опираются устанавливаемые в отверстиях лап во время монтажа динамометры.
Для контроля за поперечным тепловым расширением цилиндров на лапах и зажимах устанавливаются
штифты. Расширение измеряется по изменению зазора между штифтами. Шпонки охлаждаются водой,
проходящей по П-образному каналу. Для снижения нагрева корпусов подшипников и протекающего в
них масла со стороны горячих цилиндров к корпусам крепятся тепловые экраны. К торцевым стенкам
корпусов крепятся траверсы с приваренными вертикальными шпонками.
Внутри корпуса переднего подшипника турбины размещены узлы системы регулирования и приборы
контроля. Внутри корпуса среднего подшипника турбины — муфта между РВД и РСД, приборы
контроля теплового перемещения ротора и прогиба ротора. Во встроенных в ЦНД корпусах подшипников
размещены муфты РСД — РНД и РНД — ротора генератора, приборы контроля и датчик обратной
мощности. На крышках и в корпусах подшипников размещены датчики относительного перемещения
роторов, датчики прогиба роторов, реле обратной мощности, датчики вибрации опор роторов.
Тепловое расширение цилиндров заставляет корпуса подшипников перемещаться по
фундаментным рамам. Как показано выше, направление перемещения корпусов подшипников «вперед-
назад» задается продольными шпонками.
Опорная поверхность корпуса плотно прилегает к поверхности скольжения на фундаментной раме
(щуп 0,05 не проходит). Шероховатость поверхности скольжения — не грубее Ra3,2.
Перемещение корпусов подшипников, равное тепловому расширению цилиндров, замеряется
приборами, установленными на фундаментных рамах, либо по замеру расстояния между контрольными
штифтами, ввернутыми на заданном расстоянии между собой в корпус подшипника и в раму (замер
«по солдатикам»). Сами фундаментные рамы выполняются литыми чугунными либо сварными
стальными. В последнем случае для уменьшения трения в паре «сталь — сталь» ставятся специальные
элементы с малым коэффициентом трения скольжения: металлофторопластовая лента, пластины с
композитным или твердосплавным покрытием. Конструкция фундаментных рам показана на рис. 4.86.
4.8. Парораспределение. Регулирующие и стопорные клапаны
Органы парораспределения, применяемые УТЗ, можно разделить на две основные группы:
регулирующие клапаны и регулирующие диафрагмы. Каждый вид органов парораспределения имеет свои
преимущества, определяющие их применение в тех или иных конкретных условиях [7].
Регулирующие клапаны, особенно односедельные, могут быть выполнены достаточно плотными, с
минимальными протечками даже при установке их на паре высокого давления. С помощью
регулирующих клапанов практически просто осуществляется сопловое регулирование расхода пара и могут быть
получены необходимые расходные характеристики.
Регулирующие диафрагмы обладают меньшей плотностью, для их перемещения необходимы
большие усилия, однако они могут размещаться внутри проточной части турбины без существенного
увеличения размеров цилиндров. Регулирующие диафрагмы при соответствующем исполнении могут
обеспечить как дроссельное, так и сопловое регулирование, причем отдельные наиболее сложные конструкции
по расходным характеристикам заменяют до четырех клапанов. Подробное описание принципа действия
и элементов типовых конструкций регулирующих (поворотных) диафрагм приведено в разд. 4.3.
Парораспределение части высокого давления у всех турбин выполняется клапанным, а в
парораспределении ЧНД применяются регулирующие диафрагмы. Парораспределение ЧСД у большинства турбин
234

4.8. Парораспределение. Регулирующие и стопорные клапаны
фундаментная рама
Рис. 4.86. Рамы фундаментные
выполняется как с регулирующими диафрагмами, когда ступени ЧВД и ЧСД находятся в одном
цилиндре, так и с клапанами, когда подвод пара в ЧСД находится в начале цилиндра.
Регулирующие клапаны
В турбинах УТЗ мощностью 40 МВт и более, кроме турбины Т-250-240, имеются четыре
регулирующих клапана свежего пара, расположенных на ЦВД. При таком размещении пар в сопловые коробки
поступает непосредственно после клапанов. Отсутствие труб между клапанами и сопловыми коробками
исключает вредное влияние на процессы регулирования пара, который содержался бы в их объеме. Два
верхних клапана расположены на верхней половине цилиндра, а два боковых клапана подсоединены к
нижней половине.
Для более равномерного прогрева цилиндра первым открывается правый боковой клапан (если
смотреть на турбину со стороны переднего подшипника), затем — верхний левый, потом — верхний
правый и боковой левый. Нумерация клапанов идет в порядке их открытия. С целью уменьшения
сечения перепускной трубы от стопорного клапана к паровой коробке первого клапана и улучшения
условий прогрева пар к ней подводится и от паровой коробки четвертого клапана. Таким образом, пар
к первому клапану проходит сразу по двум перепускным трубам, при этом паровая коробка четвертого
клапана и перепускная труба от стопорного клапана к нему все время находятся в прогретом состоянии.
Линейность зависимости расходной характеристики клапанов от хода поршня перемещающего их
сервомотора достигается как за счет профилировки кулачков распределительного устройства, так и
за счет подбора начальных точек открытия клапанов. Начало открытия клапанов определяется также
паровыми усилиями, действующими на регулирующую ступень.
В турбине Т-110/120-130 паровые коробки верхних клапанов приварены непосредственно к
сопловым коробкам, а паровые коробки боковых клапанов привариваются к коленам, которые затем также
привариваются к сопловым коробкам. Первые три клапана имеют диаметр 125 мы, а четвертый —
90 мм.
На рис. 4.87 представлен регулирующий неразгруженный клапан для турбин УТЗ мощностью
40... 100МВт. Его характерной особенностью является то, что боковые динамические нагрузки,
передаваемые клапану 2 паровым потоком, в основном воспринимаются неподвижной буксой 4,
расположенной в крышке 6, благодаря чему шток 5 клапана оказывается под действием незначительной
части этих усилий. Динамические усилия, действующие на клапан, по возможности уменьшены за
счет того, что направляющая поверхность клапана находится внутри буксы и на нее паровой поток
не действует, причем чем больше открыт клапан, тем большая его часть входит внутрь буксы и тем
меньшая его часть остается под воздействием потока. Для исключения возможности возникновения
в потоке вихрей, которые также являются источником динамических усилий, передающихся на
клапан, в паровых коробках верхних клапанов, напротив подводящего патрубка, выполнено специальное
ребро. За счет упорядочения потока пара снижаются также потери в клапанах. В паровых коробках
боковых клапанов с противоположной стороны патрубков подвода имеются патрубки перепускной
трубы, благодаря чему закручивание потока не происходит. Усилия от клапана передаются буксе через
235

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
цилиндрические направляющие пояски а и 5, расстояние между точками их соприкосновения с буксой
всегда больше диаметра поясков, что позволяет им выдерживать значительные перекашивающие
усилия. Зазор между направляющими поясками клапана и буксой составляет 0,50... 0,62мм. Зазор
между клапаном и буксой меньше зазора между втулкой 3 и штоком 5, поэтому ни перекашивающие
усилия, ни усилия, перпендикулярные оси клапана, на шток не передаются. Для исключения вращения
клапана тангенциальными силами потока на клапане между направляющими поясками выполнены два
выступа в, входящие в пазы на буксе. В выступающей части буксы, охватывающей клапан,
выполняются отверстия г. через которые пар поступает в полость над клапаном, гарантируя наличие парового
усилия в сторону закрытия клапана даже в случае заноса солями зазора между клапанами и буксой.
Втулка 7 насажена на одну резьбу с гайкой 8, что исключает смятие упорных поверхностей втулки и
штока. Зазор между штоком и буксой выполняется равным 0,30... 0,40мм. Для уменьшения протечек
пара по зазору на штоке выполнено большое количество кольцевых канавок, образующих лабиринты.
Рассматриваемые клапаны, как и все другие регулирующие клапаны завода, имеют в буксах три камеры
отсоса, причем два верхних отсоса — вакуумные.
Рис. 4.87. Регулирующий неразгруженный клапан турбин мощностью 40... 100 МВт
Основные детали клапанов изготавливаются из жаропрочных сталей 2Х12ВНМФ, 15Х11МФ,
15Х1М1ФЛ.
Все регулирующие клапаны ЧВД имеют седла 1 диффузорного типа и вставляются в расточки
цилиндров в охлажденном виде с натягом 0,15... 0,18мм. Ранее натяг был несколько меньше, но для
повышения надежности закрепления седла натяг увеличен до указанной величины и седло
дополнительно крепится двумя штифтами диаметром 30 мм. Натяг посадки седла уменьшается при пусках турбины
из-за значительной разницы температур седла и посадочной расточки в паровой коробке, достигающей
400 °С. Разогретое седло сжимается относительно холодной посадочной поверхностью; деформация
носит пластический характер. При выравнивании температур натяг ослабевает.
236

4.й. I /арораспределепие. rci^mf//iu4nv. ..
На рис. 4.88 в качестве примера показаны типовые конструкции седел, применяемых в регулирующих
клапанах турбин УТЗ.
Ф200±0.5
2М
Ф105.2ШН
1*0.22)
0125
0197
фтмф
Рис. 4.88. Типовые конструкции седел, применяемых в регулирующих клапанах: а — седло
регулирующих клапанов (первоначальный вариант); б — седло с гибкой опорной поверхностью;
в — седло с аксиальным диффузором
237

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Привод регулирующих клапанов ЧВД осуществляется кулачковым распределительным
устройством, рама 9 устройства крепится на два зуба, отлитых на паровых коробках двух верхних клапанов.
Чтобы поперечные тепловые расширения цилиндра не передавались на раму, рама жестко штифтуется
на зубе только одной коробки. Между площадкой рамы и головкой болта, крепящего раму к зубу другой
коробки, имеется зазор 0.02.. .0.04 мм, а диаметр болта меньше отверстия в площадке на несколько
миллиметров (рис. 4.89).
Рис. 4.89. Кулачковое распределительное устройство
Кулачковый вал, выполняемый из двух частей, соединенных полугибкой муфтой, лежит на
двухрядных сферических роликовых подшипниках. Ролики верхних клапанов опираются на кулаки сверху,
а ролики боковых клапанов, закрепленные в промежуточных рычагах, опираются на кулаки снизу, чем
снижается суммарное усилие, передающееся от клапанов на вал.
Вращение кулачковому валу передается от сервомотора ЧВД, поступательное перемещение поршня
которого преобразуется во вращательное с помощью зубчатого сектора и шестерни. Применение
сектора создает при правильном его исполнении надежные условия для работы зубчатой пары, так как
сектор, так же как и шестерня, имеет жесткую ось, что обеспечивает постоянство контакта зубьев и
сохранение в процессе работы необходимых зазоров и зацеплений. С целью продления сроков
эксплуатации сектора в нем выполняются два уха для соединения со штоком сервомотора. При износе рабочей
стороны зубьев сектора он может быть повернут, при этом рабочей стороной зуба станет его
противоположная, еще не работавшая сторона. Валики рычагов и сектора в кулачковом распредустройстве и
клапанах опирались ранее на игольчатые подшипники. Для повышения надежности работы подшипников,
на которых вращаются ролики, в них сначала вместо одного игольчатого подшипника устанавливали
два, затем игольчатые подшипники заменили самоустанавливающимся роликовым подшипником. Тяги
между рычагами боковых клапанов имеют подвижность во всех направлениях, которая
обеспечивается установкой на их концах шаровых подшипников. Все подшипники кулачкового распредустройства
и клапанов находятся в зоне повышенных температур, и их смазка производится только серебристым
графитом.
Через раму кулачкового распредустройства, которая выполнена полой, пропускается охлаждающая
вода, что улучшает условия работы подвижных частей привода клапанов. Плотная посадка клапанов
может быть обеспечена только при условии наличия гарантированного зазора между роликом и кулаком в
момент упора клапана в седло. Увеличение зазора приводит к нарушению характеристик
парораспределения и ухудшению работы системы регулирования турбины. Проверка зазоров должна производиться
на горячей турбине; при необходимости корректировка зазоров производится на верхних клапанах на-
238

4.8. Парораспределение. Регулирующие и стопорные клапаны
жимными винтами, а на боковых клапанах — стяжками талрепа на тягах. На боковых клапанах вместо
нажимных винтов установлены указательные стержни, используемые при снятии характеристик.
Во время первой сборки турбины за счет подгонки дистанционного кольца между штоком
сервомотора ЧВД и тягой сектора кулачковый вал устанавливается в положение, при котором ролик первого
клапана находится на начальной точке профиля кулака, отмеченной на нем риской. Рабочий угол
поворота кулачкового вала равен 130' . Следует иметь в виду, что пар после клапанов проходит в сторону
переднего подшипника, поэтому между клапанами и сервомотором ЧВД, размещенным в корпусе
переднего подшипника, расположена значительная часть цилиндра, удлиняющаяся при разогреве турбины
и отодвигающая клапаны от сервомотора; это приводит к дополнительному повороту кулачкового вала
в сторону закрытия клапанов. Поэтому кулачковый вал устанавливается так, чтобы на горячей турбине
ролики находились против рисок на кулаках, когда поршень сервомотора сместится от упора вверх
примерно на 10 мм.
В турбинах Р-100-130/15, Т-185/220-130, ПТ-140/165-130 паровые коробки регулирующих
клапанов ВД сварены с элементами паровпуска, которые, в свою очередь, приварены к
наружному корпусу ЦВД (см. выше). Все четыре клапана имеют одинаковые размеры, посадочный
диаметр — 155 мм. Для уменьшения усилий, требующихся для перемещения клапанов такого
большого диаметра, и следовательно уменьшения размеров сервомотора ЧВД и связанных с ним элементов
системы регулирования клапаны выполнены разгруженными. Поскольку в клапанах первоначальной
конструкции имели место случаи повреждения и поломок штоков и других деталей клапанов, их
конструкция в процессе освоения претерпела ряд изменений. В частности, увеличен диаметр штока с 40
до 13мм, причем разгрузочный клапан стал выполняться заодно со штоком, усилено и
конструктивно улучшено соединение штока с рамкой, изменены форма основного клапана и его направляющие
поверхности, а также некоторые другие элементы (рис. 4.90 и 4.91).
Применяемый в настоящее время в турбинах УТЗ вариант клапана показан на рис. 4.90. В
верхней части цилиндрической направляющей поверхности клапана, имеющей диаметр 132мм,
выполнены шесть кольцевых канавок, выравнивающих паровое усилие в зазоре между клапаном и буксой. В
средней части имеются два зуба, удерживающие клапан от вращения. Внутри клапана, примерно на
его середине, сделана перемычка, в центральное отверстие которой проходит шток. По периметру
перемычки выполнено отверстие для прохода пара. В первоначальной конструкции перемычка представляла
собой гайку, которую при разборке клапана во время ремонтов необходимо отвинчивать, чтобы вынуть
шток. Опыт эксплуатации показал, что отвинтить гайку трудно, удалить ее резцом также трудно, так как
выполнению этой операции мешает шток. В настоящее время седло разгрузочного клапана вставляется
в тело основного клапана снизу после установки штока и закрепляется круглой гайкой, которая
стопорится четырьмя штифтами диаметром 10 мм. Разгрузочный капан — плоский, им является головка
штока, сам шток — гладкий, без уплотнительных канавок, что увеличивает его прочность. Уплотнитель-
ные канавки выполнены в расточке буксы, зазор между штоком и буксой составляет 0,35.. .0,43мм.
В крышку паровой коробки букса запрессовывается по двум посадочным диаметрам, а по диаметру
132 мм охватывает основной клапан, обеспечивая ему надежное направление движения (перемещения)
и защиту от парового потока.
Для уменьшения возможности поломки штока от усилий пульсирующего потока пара, передающихся
штоку висящим на его головке основным клапаном, шток имеет некоторую гибкость за счет того, что
расстояние от головки штока до места его входа в буксу выполнено относительно большим. Кроме того,
в месте входа штока в буксу на ее внутренней расточке выполнен небольшой конус.
В закрытом состоянии основной и разгрузочный клапаны прижимаются к седлам паровым усилием и
усилием пружины. Паровое усилие определяется давлением в паровой коробке и равным ему давлением
пара в камере К (рис. 4.90), куда пар поступает по зазору между телом основного клапана и буксой.
Этот зазор по направляющему диаметру 132 мм должен находиться в пределах 0.45 ... 0.85 мм.
При открытии клапана сервомотор сначала преодолевает усилие сжатия пружины и паровое усилие,
действующее на разгрузочный клапан. Как только разгрузочный клапан отрывается от седла, камера К
оказывается сообщенной с пространством за клапаном и давление в ней падает. Когда разгрузочный
клапан (шток) пройдет Змм и упрется в перемычку внутри основного клапана, паровое усилие на
разгрузочный клапан будет практически снято. Теперь сервомотор должен преодолевать паровое усилие
на основной клапан, которое в этот момент определяется давлением пара на кольцевую площадку,
ограниченную диаметрами 132 и 155 мм, и усилие пружины. По мере открытия основного клапана
возрастает давление за ним и снижается паровое усилие, действующее на клапан, так как оно определяется
разностью давлений до и после клапана, и возрастает усилие сжимаемой пружины. Появляется также
выталкивающее усилие штока, определяющееся давлением за клапаном и площадью штока.
Полный ход клапана — 51 мм, что составляет 33% посадочного диаметра. В открытом состоянии
основной клапан почти полностью втягивается в буксу, и паровой поток обтекает только его поверхность
239

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.90. Регулирующий разгруженный клапан: 3 — седло разгрузочного клапана; остальные
обозначения — на рис. 4.87; А — см. рис. 4.91
в зоне посадочного диаметра. Некоторое количество пара, поступающее через зазор между клапаном и
буксой и далее через разгрузочный клапан и отверстие с небольшим конусом в теле основного клапана
в пространство за ним, способствует более равномерному течению основного потока в седле клапана.
В турбине Т-250/300-240 регулирующие и стопорные клапаны ЧВД размещены в двух блоках
клапанов, по три регулирующих и одному стопорному клапану в каждом блоке (рис. 4.92). В каждый блок
входят также сервомотор ЧВД и кулачковое распределительное устройство. Корпуса блоков выполнены
сварно-коваными. Блоки установлены под площадкой обслуживания на сварных рамах, на которые они
опираются лапами. Регулирующие клапаны в правом блоке имеют номера 1; 3 и 5, а в левом — 2; 4; 6.
Соединение клапанов перепускными трубами с сопловыми коробками видно из рис. 4.93.
Регулирующие клапаны № 1 и 2 имеют посадочный диаметр 75 мм, у остальных клапанов
посадочный диаметр составляет 115 мм. Все клапаны выполнены неразгруженными. Однако клапаны № 1 и 2,
открывающиеся первыми и имеющие меньший посадочный диаметр, выполняют функции
разгрузочных клапанов для открывающихся после них клапанов № 3 и 4 большего диаметра, а клапаны № 5 и 6
открываются за ними последовательно. Одновременная подача пара к сопловым группам I и II создает
благоприятные условия для равномерного прогрева цилиндра при пуске турбины и уравновешивания
парового потока, действующего на ротор, а также уменьшает нагрузку на облопачивание регулирующей
ступени. С учетом высокого давления свежего пара в рассматриваемых клапанах уплотнения штоков
имеют четыре отсоса пара: первый — в горячую линию промежуточного перегрева, второй — в де-
240

4.8. Парораспределение. Регулирующие и стопорные клапаны
008 022
Рис. 4.91. Узел подвески штока (см. рис. 4.90, поз. А)
Рис. 4.92. Блок клапанов ЧВД турбины Т-250/300-240
241

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
ЛробыИ
блок
Стопорный клапан
Рис. 4.93. Подвод пара от клапанов ЧВД к сопловым коробкам в турбине Т-250/300-240
аэратор, третий и четвертый — в эжектор отсоса из уплотнений. Уплотнительные канавки проточены в
буксе.
Для надежной работы клапанов в соединении штока собственно с клапаном, включающим в
себя сферические шайбу и кольцо, должен выдерживаться зазор 0,1 ...0,2мм, а в соединении штока с
рамкой — 0,05.. .0,1мм. На тарелке, служащей упором для пружины, устанавливается конечный
выключатель, который при положении клапана 1...2мм от нижнего упора подает сигнал о закрытии
клапана.
Седла клапанов устанавливаются в расточки корпусов блоков до упора с натягом 0,09... 0.12 мм у
клапанов диаметром 115мм. Дополнительно седла крепятся зачеканкой двумя радиальными штифтами
диаметром 20 мм.
В турбине Т-250/300-240 имеются клапаны ЧСД, предназначенные, как и на всех турбинах
с промежуточным перегревом пара, для исключения разгона ротора турбины паром,
заключенным в протяженных трубах промежуточного перегрева (эти трубы включают в себя линии
между турбиной и котлом, а также трубы промежуточного перегревателя в котле). Клапаны ЧСД не
участвуют в регулировании мощности турбины; они начинают открываться системой регулирования
чуть раньше клапанов ЧВД и полностью открываются примерно при 30% расхода пара на турбину, что
исключает недопустимое повышение давления перед ЦСД-1 и потери давления от дросселирования
пара в неполностью открытых клапанах после набора нагрузки.
Клапаны ЧСД размещены в блоках клапанов ЧСД (рис. 4.94) справа и слева у ЦСД-1. В
каждом блоке установлено по одному регулирующему и одному отсечному (стопорному) клапану, которые
расположены вдоль одной вертикальной оси: снизу — отсечной клапан, сверху — регулирующий.
Корпуса блоков клапанов состоят из двух литых паровых коробок, сваренных между собой. Пар из линии
промежуточного перегрева поступает в нижнюю паровую коробку через колено. Из нижней коробки в
верхнюю при открытых клапанах пар проходит через седло отсечного клапана 4, вставленное в нижнюю
паровую коробку и закрепленное сверху гайкой 5, представляющей собой седло регулирующего клапана.
Из верхней паровой коробки пар поступает в ЦСД-1 через боковой патрубок, которым блок крепится
к цилиндру. Дополнительно каждый блок закрепляется на двух пружинных подвесках, тяги которых
зацеплены за приваренные к нижним коробкам крюки, а пружины 10 закреплены на кронштейнах,
установленных на фундаменте.
Регулирующие клапаны ЧСД имеют посадочный диаметр 410 мм и состоят из стакана 7 и
навинченной на него тарелки б. К тарелке с помощью гайки и сферических прокладок подсоединен шток 9. Для
того чтобы исключить большое выталкивающее усилие пара, подводимого под клапан, тарелка клапана
выполнена с отверстиями, через которые пар свободно проходит из пространства под клапаном в
камеру над ним, поэтому давление над клапаном и под ним одинаково. Камера над клапаном образуется его
стаканом, крышкой паровой коробки и приваренной к ней рубашкой, охватывающей стакан по наружной
поверхности, имеющей диаметр 430мм, на которой установлены три поршневых кольца 8. Благодаря
242

4.Ь. Парораспределение, i о/^п^^и,..^ .. г
Рис. 4.94. Блок клапанов ЧДС турбины Т-250/'300-240: 1 — втулка; 2 — тарелка отсечного клапана;
3 — разгрузочный клапан; остальные позиции см. в тексте
такой конструкции закрытый клапан прижимается к седлу паровым усилием, создающимся разностью
давлений пара перед и за клапаном, действующей на кольцевую площадку, ограниченную диаметрами
410 и 430 мм. Кроме парового усилия, клапан прижимается к седлу двумя пружинами, которые
размещены внутри сервомотора этого клапана. От проворачивания клапан удерживается поперечиной, концы
которой входят в продольные пазы на внутренней поверхности стакана. Уплотнение штока имеет два
отсоса пара: один — в деаэратор, другой — в эжектор уплотнения. При полном открытии клапана зазор
между штоком и буксой запирается уступом на штоке.
В турбине ПТ-140/165-130 имеются четыре регулирующих клапана ЧСД, два из них — верхние,
подсоединены к верхней половине цилиндра, два — боковые, подсоединены к нижней половине
цилиндра. Конструкция клапанов в своей основе сходна с конструкцией регулирующих клапанов ЧВД.
Посадочный диаметр клапана имеет форму репки. Направляющая часть клапана выполняет также
роль гайки для соединения клапана со штоком. На внутренней поверхности направляющей имеются
прямоугольные пазы, охватывающие буксу, цилиндрическая поверхность которой в этом месте с двух
сторон срезана параллельными плоскостями, образуя шпонку, удерживающую клапан от вращения.
Клапаны перемещаются сервомотором через кулачковое распределительное устройство. Порядок
открытия клапанов ЧСД такой же, как и клапанов ЧВД. Для исключения обеспаривания ЦНД в случае
полного закрытия клапанов ЧСД в первом клапане имеются два отверстия диаметром 15 мм, которые
и обеспечивают аварийный минимальный пропуск пара в проточную часть ЦНД.
243

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Стопорные клапаны
В турбинах Т-110/120-130, Т-185/220-130, ПТ-140/165-130 и Р-100-130/15 стопорные клапаны
находятся под площадкой обслуживания, над ней выступает только фланец, на который
устанавливается автоматический затвор, управляющий клапаном. Корпуса стопорных клапанов крепятся на гибкие
листы опоры, образуя в ее центре фикспункт клапана относительно фундамента турбоустановки и не
препятствуя в то же время тепловому расширению самого корпуса. Для уменьшения напряжений,
появляющихся при разогреве корпуса в гибких опорных листах и сварных швах на них, листы предварительно
в холодном состоянии наклоняются внутрь на Змм.
Стопорный клапан (рис. 4.95) с опорой, автоматическим затвором и некоторыми другими деталями
образуют блок стопорного клапана. Пар к корпусам стопорных клапанов подводится через один
патрубок. От стопорного клапана к регулирующим клапанам в турбине Т-110/120-130 пар идет по четырем
перепускным трубам, а в турбинах Р-100-130/15, Т-185/220-130 и ПТ-140/165-130 от каждого
стопорного клапана идут две перепускные трубы. Для улучшения качества литья корпуса выполняются из двух
свариваемых частей 1 и 3. В нижнюю часть, между отводящими патрубками в турбине Т-110/120-130
вваривается обтекатель 2, улучшающий аэродинамику потока пара, а также позволяющий удалить из
отливки часть металла, в которой чаще всего появляются пороки. Со стороны, противоположной
подводу пара, в корпусе выполняется ребро, препятствующее закручиванию парового потока.
Рис. 4.95. Стопорный клапан турбины Т-110/120-130: а — разрез, б — общий вид
Стопорные клапаны выполняются разгруженными, односедельными. Для сокращения
размеров автоматических затворов они рассчитываются на открытие основных клапанов 5 только при
практическом отсутствии разности давлений до и после клапана. Такие условия имеют место либо при
отсутствии подвода пара к клапану, либо когда после подачи пара разгрузочный клапан б
открывается при закрытых регулирующих клапанах. Благодаря такому расчету можно разгрузочный клапан
выполнять малого диаметра с небольшим подъемом.
244

4.8. Парораспределение. Регулирующие и стопорные клапаны
Конструктивно клапаны турбин Т-110/120-130, Т-185/220-130, ПТ-140/165-130 и Р-100-130/15
одинаковы. Диаметр основного клапана — 300мм, диаметр разгрузочного клапана — 50мм. Разгрузочный
клапан имеет два направляющих пояска, разнесенных на значительное расстояние, что обеспечивает
клапану хорошее направление. Зазор между поясками и стаканом 7 равен 0,45.. .0.60мм. Основной
клапан удерживается от вращения двумя шпонками 9, входящими в соответствующие пазы с зазором
0,5...0.6мм. Клапан открывается упирающейся в его стакан гайкой разгрузочного клапана, которая
соединяет разгрузочный клапан со штоком 10. Между головкой штока и гайкой выдерживается
зазор 0,1 • - ■ 0,3 мм. Для предотвращения вращения разгрузочного клапана его гайка имеет два выступа,
перемещающиеся по пазам в стакане. Ход разгрузочного клапана — 15мм, ход основного клапана —
115мм, суммарный ход штока — 130мм. В верхнем положении при полностью открытом клапане шток
своим уступом, выполненным под углом 45°, упирается в ответную проточку в буксе 11, запирая зазор
между штоком и буксой. Букса клапана имеет две камеры отсоса пара. Зазор между штоком и буксой
должен быть в пределах 0.45 ... 0,55 мм.
Седла 4 стопорных клапанов — диффузорные, в корпус вставляются с натягом 0,07.. .0.17мм, после
чего кромки проточки в корпусе зачеканиваются на бурт седла. Вокруг клапана и седла устанавливается
цилиндрическое паровое сито 8 с отверстиями диаметром 3,5 мм.
Стопорные клапаны турбины Т-250-240 (рис. 4.92) размещены в блоках клапанов вместе с
регулирующими клапанами ВД. Оба стопорных клапана одинаковы, как и стопорные клапаны других турбин,
выполнены разгруженными, посадочный диаметр основного клапана равен 200мм, разгрузочного —
50мм. Разгрузочный клапан выполнен заодно со штоком, его седлом является осевое отверстие в теле
основного клапана. Ход разгрузочного клапана (5 ± 0,3) мм, основного — (70 ± 1) мм. Для того чтобы
крышка паровой коробки стопорного клапана и ее крепеж не находились под воздействием давления
свежего пара 23,5 МПа, перед ней установлена промежуточная букса с фланцем, уплотняющимся по
принципу самоуплотнения. В элементы уплотнения входят: уплотнительное кольцо, прокладка,
кольцо, упорные сегменты с болтами. Прокладка выполняется такой толщины, чтобы между ней и кольцом
обеспечивался зазор величиной 0,25 ... 0,35 мм. При подводе пара в паровую коробку стопорного
клапана пар отжимает промежуточную буксу вверх, улучшая ее уплотнение. Букса штока имеет две половины
(втулки), верхняя втулка расширяющейся частью охватывает нижнюю втулку. Нижняя втулка вставлена
в промежуточную буксу, а верхняя — в крышку паровой коробки. При сборке, а также при
самоуплотнении втулки могут несколько смещаться друг относительно друга, не нарушая плотности прилегания
крышки и промежуточной буксы к соответствующим поверхностям. Верхняя втулка имеет три камеры
отсоса пара. Одна из них соединена с полостью, где расположены упорные сегменты. Из этой полости
пар отводится в деаэратор. Из двух других камер пар отсасывается эжектором уплотнений.
В последние годы в конструкцию стопорного клапана внесены существенные изменения:
- вместо парового сита с отверстиями диаметром 3,5мм (более 19000 отверстий) применяется
щелевой фильтр с винтовой щелью шириной 3,5мм (рис. 4.96);
- проведена модернизация, исключившая зависание разгрузочного клапана (рис. 4.97).
Отдельно остановимся на описании узла, выполняющего роль стопорного клапана турбины К-17-1,6.
На рис. 4.98 показана стопорная (отсечная) поворотная диафрагма, установленная вместо
традиционного стопорного клапана и выполняющая его роль — обеспечение полного пропуска
пара в проточную часть и мгновенное отсечение этого процесса при останове турбины по любой причине,
в особенности при аварийных ситуациях.
Стопорная диафрагма состоит из неподвижной части и поворотного кольца. В каждом из них
выполнена система прямолинейных каналов одинакового сечения. Так же, как стопорный клапан, стопорная
диафрагма имеет только два рабочих положения:
- полное открытие;
- полное закрытие.
Минимизация усилий для перемещения кольца создается за счет наплавки на
соприкасающиеся поверхности кольца и диафрагмы контактных поясков из твердосплавного наплавленного металла
(HRA-80) и расположения этих поясков максимально близко к внутренней расточке кольца.
Плотность диафрагмы обеспечена выполнением в спицах кольца радиальных канавок, снижающих
жесткость кольца при изгибе, наличием перекрыш между спицами кольца и окнами диафрагмы, а
также выбором монтажного аксиального зазора между кольцом и неподвижной частью; этот зазор
сделан несколько большим, чем величина прогиба кольца от полного перепада давления при условии
опирания кольца по твердосплавному пояску. Зазор между кольцом и неподвижной частью защищается
от солевых заносов и попадания твердых частиц уплотнениями, установленными в кольцевые расточки
ниже и выше паровых каналов.
Поворотное кольцо стопорной диафрагмы перемещается усилием сервомотора через рычажную
систему (рис. 4.99).
245

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.96. Щелевой фильтр с винтовой щелью
Опора _
кольца
Рис. 4.97. Модернизировнный стопорный клапан Рис. 4.98. Стопорная (отсечная) диафрагма
246

4.9. Валоповоротное устройство
Рис. 4.99. Привод стопорной диафрагмы
Описанная стопорная диафрагма применяется в турбинах низкого давления и обладает (при этом
условии) следующими преимуществами перед стопорным клапаном традиционной конструкции:
- компактностью;
- возможностью сокращения размеров ячейки турбины;
- снижением потерь давления в тракте подвода пара;
- снижением аккумулированного объема пара в тракте между запорным органом и турбиной, что
уменьшает величину разгона ротора при отключении турбины по пару.
4.9. Валоповоротное устройство
Валоповоротное устройство турбин УТЗ расположено на крышке заднего подшипника, во время
пуска и останова турбины оно вращает валопровод с частотой 3...4об/мин, обеспечивая
равномерный прогрев и остывание роторов, что предотвращает их тепловой прогиб. Валоповоротное устройство
(ВПУ) используется также при ремонтах и настройке автомата безопасности.
На большинстве турбин УТЗ применяются валоповоротные устройства с электродвигателями двух
мощностей — 45 и 22 кВт; более мощные устанавливаются на турбинах Т-250/300-240 и Т-185/220-130,
имеющих тяжелые валопроводы. Двигатели большей мощности выбраны и с большей частотой
вращения, что позволяет валоповоротные устройства обоих вариантов выполнить примерно одинаковых
габаритов, но с разным передаточным отношением редукторов.
Валоповоротное устройство турбин Т-110/120-130, ПТ-140/165-130 и Р-100-130/15 изображено на
рис. 4.100. Устройство включает в себя электродвигатель переменного тока мощностью 22кВт с
частотой вращения 730об/мип, редуктор и механизм дистанционного и ручного управления.
Электродвигатель 15 соединяется с редуктором муфтой 16 через эластичные втулки. Редуктор имеет две ступени:
первую — червячную с передаточным отношением 1:45, вторую — зубчатую с передаточным
отношением 28:132; суммарное передаточное отношение составляет 1:212.
Червяк 7, ведущая шестерня 4 и вал червяного колеса 3 выполняются из стали 40Х, причем две
последние детали имеют азотированные рабочие поверхности. Червячное колесо имеет обод из бронзы
ОФ-10-1 и ступицу из стали. Оно жестко закреплено на валу шпонкой и гайкой. Ведущая шестерня
может перемещаться вдоль вала червячного колеса по шлицевому соединению с двойным винтовым зубом
с помощью рычагов, закрепленных на валу 11. Из двух рычагов, расположенных снаружи, один (10)
предназначен для ручного перемещения шестерни, а другой (12) — для ее перемещения сервомотором.
На одном конце червяка закреплена муфта, соединяющая его с мотором, а на другом — маховик 18,
позволяющий проворачивать ротор вручную. Червяк и вал червячного колеса имеют шариковые под-
247

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.100. Валоповоротное устройство: 1 — соединительная часть муфты; 2 — шестерня ведомая;
3 — вал червячного колеса; 4 — шестерня ведущая; 5 — сервомотор; 6 — электромагнит; 7 — червяк;
8 — обод червячного колеса; 9 — ступица червячного колеса; 10 — рычаг наружный; 11 — вал
рычагов; 12 — рычаг; 13 — пружина; 14 — рычаг внутренний (вильчатый); 15 — электродвигатель;
16 — муфта; 17 — крышка червяка; 18 — маховик; 19 — крышка червячного колеса; 20 — крышка
заднего подшипника; 21 — манжета резиновая армированная
шипники. Зацепление зубчатой и червячной пар и подшипники смазываются маслом из системы смазки
турбины. Масло подводится через специальный выключатель, золотник которого поворачивается
валом рычагов. Выключатель обеспечивает подачу масла во время работы валоповоротного устройства
и отключает подачу при останове валоповорота. Выходы червяка через корпус валоповорота
уплотняются резиновыми манжетами, обеспечивающими герметичность уплотнения. Масляный сервомотор 5
предназначен для дистанционного включения валоповорота и выполнен поршневым с односторонним
подводом масла, которое подается от линии смазки.
В выключенном состоянии валоповоротного устройства ведущая шестерня сдвинута в сторону
регулятора частоты вращения до упора в кольцо на валу червячного колеса, между зубцами шестерен
обеспечивается зазор 3 ... 5 мм.
При дистанционном включении валоповорота реле включает электромагнит б, который
поднимает золотник сервомотора; масло поступает в полость над поршнем сервомотора, и он начинает
248

4.9- Валоповоротное устройство
опускаться. Нижний конец штока поршня, пройдя 3... 5 мм, нажимает на стакан пружины, а когда
поршень проходит 5... 7 мм, амортизирующее устройство штока начинает нажимать на короткий наружный
рычаг сверху, поворачивает его и вал рычагов, который смещает ведущую шестерню в сторону
генератора. Зубья шестерен либо упираются друг в друга торцами, либо входят в зацепление до 5... 10мм.
Войти в зацепление больше они не могут, так как из-за винтовых шлицев поступательное движение
ведущей шестерни ограничивается тем, что она одновременно поворачивается, и, как только зазор
между поверхностями зубцов выбирается, дальнейшее движение ведущей шестерни прекращается, ибо
провернуть ведомую шестерню вместе с валопроводом сервомотор не в состоянии. В обоих случаях
движение рычагов также прекращается, в то время как под действием давления масла поршень
сервомотора продолжает опускаться, сжимая пружину амортизирующего устройства. Через 8... 9с после
нажатия кнопки срабатывает реле времени, включая через магнитный пускатель двигатель валопово-
ротного устройства. Если зубцы упирались торцами, то при повороте ведущей шестерни, как только
зубцы разойдутся, они вталкиваются в зацепление амортизирующим устройством. Для лучшего завода
зубцов на их торцевой поверхности делаются скосы.
При дальнейшем повороте ведущая шестерня втягивается в полное зацепление и доходит до упора в
бурт червячного колеса, сжимая через рычаги пружину в стакане. Когда шестерня входит в зацепление
на 15... 25 мм, выступ наружного рычага перестает нажимать на конечный выключатель и он
замыкает пусковую цепь двигателя помимо реле времени, одновременно размыкая цепь электромагнита. В
это время зажигаются две сигнальные лампы, сигнализирующие, что произошло зацепление
шестерен и валоповоротное устройство работает. Золотник и поршень сервомотора возвращаются в исходное
положение, и в дальнейшем поршень не препятствует выходу шестерни из зацепления.
Расцепление шестерен происходит, как только при подаче пара в турбину частота вращения
валопровода становится больше той, которую ему сообщало валоповоротное устройство. При этом
за счет винтовых шлицев ведущая шестерня выталкивается из зацепления и сжатой ранее в стакане
пружиной доводится до упора в сторону регулятора, а выступ наружного рычага нажимает на конечный
выключатель, останавливая мотор.
В электросхеме валоповоротного устройства имеется реле времени, позволяющее автоматически
включать валоповорот каждые 15 мин. Выключение валоповорота при этом происходит от другого
реле, включаемого контактами указателя угла поворота ротора. Эти контакты замыкаются при повороте
ротора на 180° (примерно через 7с).
Валоповоротное устройство можно включить кнопкой по месту с автоматическим введением в
зацепление зубчатой пары или вручную, воздействуя на маховик. При этом, благодаря наличию блокировки,
пока открыт кожух маховика, включить мотор валоповорота нельзя. Когда ротор турбины не вращается,
с помощью маховика можно вывести шестерни из зацепления.
В валоповоротном устройстве турбин Т-250/300-130 и Т-185/220-130 установлен двигатель
мощностью 45 кВт с частотой вращения 1460 об/мин, редуктор имеет три ступени: первую — червячную с
передаточным отношением 1:40, вторую и третью — зубчатые с передаточными отношениями
соответственно 18:50 и 25:88; суммарное передаточное отношение составляет 1:392.
На рис. 4.101 изображена конструкция валоповоротного устройства, разработанного для
турбины ТК-450/500-60. Валоповоротное устройство расположено на крышке подшипников между ЦНД-1
и ЦНД-2 и представляет собой двухступенчатый редуктор со встроенными гидродинамической и
обгонной муфтами. От электродвигателя 9 через гидродинамическую муфту крутящий момент передается на
глобоидную червячную передачу и на валопровод турбины. Гидродинамическая муфта предназначена
для уменьшения динамических нагрузок на детали ВПУ при вхождении в зацепление обгонной муфты;
она состоит из двух колес: насосного и турбинного, заключенных в общий кожух. Насосное колесо
насажено на вал электродвигателя. Турбинное колесо насажено на вал червяка; через него осуществлен
подвод масла в полость между насосным и турбинным колесами. Протечки масла из муфты сливаются
во внешний кожух, а из него — в картер подшипников турбины. Муфта передает крутящий момент
только при заполнении ее внутренней полости маслом, которое подается через сверления в корпусе
редуктора в маслоприемную камеру. Масло для смазки ВПУ и заполнения полости гидродинамической
муфты подается в общий коллектор б трубопроводом от системы гидроподъема роторов. На
трубопроводе последовательно установлены регулирующий вентиль, запорный вентиль, выполняющий роль
регулируемой шайбы, и дроссельная шайба, обеспечивающая давление масла после шайбы порядка
0,05 МПа (0.5кгс/см2). Для контроля давления предусмотрена установка манометра.
Двухступенчатый редуктор состоит из червячной пары с передаточным отношением 1:53 и зубчатой
пары с передаточным отношением 1:6,69. Общее передаточное отношение ВПУ без учета скольжения
гидромуфты составляет 1:354,6; с учетом скольжения гидромуфты — 1:374,2.
Вал червяка глобоидного зацепления 8 установлен в корпусе редуктора ВПУ на двух роликовых и
одном шариковом подшипниках. Масло для смазки роликовых подшипников подается из общего коллек-
249

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
А-А
250
Рис. 4.101. Валоповоротное устройство турбины ТК-450/500-60 (обозначения см. в тексте)

4.10. Элементы трубопроводов. Обшивка турбины
тора смазки ВПУ через штуцер и сверление в корпусе редуктора. Шариковый подшипник смазывается
маслом, разбрызгиваемым форсунками на червячную передачу.
Вал-шестерня 4 с насаженным на него червячным колесом 7 установлен в корпусе редуктора ВПУ
на двух роликовых подшипниках. Подшипники смазываются маслом из маслозаборных карманов через
сверления в корпусе редуктора. Червячная пара смазывается маслом из общего коллектора смазки ВПУ,
разбрызгиваемым через две форсунки. Зубчатое колесо 3 установлено в картере подшипников турбины
на двух опорах качения 1; каждая опора состоит из корпуса 17, в котором расположены три каретки 14
с роликами, вращающимися на осях в подшипниках качения. Каретки установлены на шпонках 15
со сферическими поверхностями контакта с опорной поверхностью корпуса каретки. Для регулировки
радиального положения зубчатого колеса под шпонки устанавливаются подгоночные прокладки 16.
Осевое положение зубчатого колеса регулируется подгонкой баббитовых наплавок на опорах качения.
Масло для смазки зубчатого зацепления вала-шестерни с зубчатым колесом разбрызгивается через
специальный штуцер.
Обгонная муфта состоит из трех подпружиненных кулаков 11, установленных на осях в пазах
полумуфты 2 ротора, и профильных впадин на внутренней поверхности зубчатого колеса. Ось кулака
смещена относительно его центра массы таким образом, чтобы обеспечить поворот подпружиненного
кулака под действием центробежной силы.
Трогание валопровода турбины с места и его вращение с малой частотой осуществляется при
включении электродвигателя ВПУ. При этом происходит заполнение маслом внутренней полости
гидродинамической муфты и осуществляется передача крутящего момента от электродвигателя ВПУ на валопро-
вод турбины через кулаки обгонной муфты, которые под действием пружин 10 занимают положение,
изображенное на выносном элементе I рисунка 4.101.
При пуске пара в турбину и обгоне ротором зубчатого колеса кулаки прощелкивают по
впадинам колеса. При частоте вращения ротора ~ Зс-1 (~ 180об/мин) центробежная сила более тяжелой
части кулаков преодолевает усилия пружины, и кулаки утапливаются в пазах полумуфты. Дальнейшее
повышение частоты вращения ротора турбины, холостой ход и работа под нагрузкой происходят при
разобщении механической части ВПУ с ротором турбины. Тем самым исключаются потери мощности
на трение и вентиляцию и связанный с этим разогрев картера подшипников.
4.10. Элементы трубопроводов. Обшивка турбины
От стопорного клапана пар подается в турбину по пароперепускным трубам высокого давления
(рис. 4.102), а от одного цилиндра к другому — паропроводами среднего и низкого давления. Материал
паропроводов определяется температурой пара с учетом его давления:
- при температуре пара 545 °С и более (и давлении пара ~ 4,0... 24,0 МПа) — сталь 15Х1М1Ф;
- при температуре пара ниже 400 °С — сталь 20;
- при температуре пара ниже 250 °С — сталь 20 и сталь ВСтЗспб.
Требования к изготовлению горячекатаных труб, используемых для изготовления паропроводов
высокого и среднего давления, устанавливаются ТУ 14-3-55Р-2001. Сечение паропроводов определяется
расчетом допустимых скоростей пара, а конфигурация трассы выбирается по условиям размещения
паропроводов в пределах фундамента турбины и сведения к минимуму нагрузок на цилиндры и стопорные
клапаны. Паропроводы рассчитываются на прочность от действия длительных статических нагрузок в
рабочем состоянии с учетом релаксации напряжений ползучести и положения (условий) саморастяжки
в холодном состоянии, при этом учитывается создание предварительной растяжки.
Ресурс жаропрочности пароперепускных труб высокого давления установлен равным 200000ч, но
уточняется в зависимости от фактических напряжений для каждой конкретной конструкции.
Кроме уровня напряжений, методика расчета паропроводов позволяет получить значения усилий и
моментов, передаваемых на оборудование. Схемы нагрузок на стопорный клапан от паропровода острого
пара и пароперепускных труб высокого давления в качестве примера показаны на рис. 4.103. Для оценки
допустимости суммарного воздействия показанных на схеме сил и моментов на опорную конструкцию
стопорного клапана все силы и моменты известным методом приводятся к вертикальной оси стопорного
клапана. Аналогично этому силы и моменты, действующие на ЦВД со стороны пароперепускных труб
высокого и среднего давления, собираются к оси паровпуска ЦВД. Результат анализируется с точки
зрения неизменности положения ЦВД на разных стадиях его монтажа, эксплуатации и ремонта.
Известно, что в нижних точках паропроводы высокого и среднего давления дренируются — из них
удаляется конденсат, возникающий при прогреве трубопроводов, а в точках, максимально
приближенных к входу пара в цилиндр, присоединяются линии продувки для ускорения прогрева труб при пусках
турбины. На горизонтальных участках паропроводов высокого давления устанавливаются реперы, рас-
251

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Рис. 4.102. Пароперепускные трубы высокого Рис. 4.103. Силовые воздействия на стопорный
давления турбины Т-60/65-130 (общий вид) клапан (схема нагрузок)
стояния между которыми являются метрической базой для наблюдения за ползучестью металла
паропровода. Увеличение расстояния между реперами на 1 % характеризует предельно допустимое
состояние металла, когда паропровод необходимо заменять.
В отличие от паропроводов высокого и среднего давления трасса пароперепускных труб низкого
давления жестко задана положением выхлопных патрубков ЦСД и пароприемных патрубков ЦНД,
компоновкой турбины и высотой машзала (высотой подъема крюка обслуживающего крана).
Компенсация тепловых расширений пароперепускных труб низкого давления осуществляется
системой линзовых компенсаторов (трех- или двухшарнирная схема). Конструкция пароперепускных
труб низкого давления в качестве примера представлена на рис. 4.104. Удаление влаги производится
через дренажи и низ внутренней полости поворотных лопаток.
Рис. 4.104. Конструкция пароперепускных труб низкого давления
252

4.10. Элементы трубопроводов. Обшивка турбины
Изоляция турбины выполняется по проекту специализированной организации, выбираемой
заказчиком или генеральным поставщиком. Завод передает этой организации техническое задание на
разработку проекта теплоизоляции с указанием температурных зон турбины, их линейные размеры,
диаметры и толщины стенок.
Обшивка турбины (рис. 4.105.. .4.107) предназначена для создания эстетичных внешнего вида
турбины и интерьера машинного зала ТЭЦ. Поставляется заказчику в виде отдельных элементов и
собирается при монтаже турбины по чертежам завода, передаваемым вместе с турбиной. Все элементы
обшивки окрашиваются. Окраску обшивки выполняет заказчик в соответствии со своими
соображениями по организации интерьера машинного зала.
Рис. 4.105. Обшивка турбины Т-250/300-240
Обшивка обеспечивает также дополнительное экранирование выделяемого турбиной потока
теплоты и шума от работающей турбины, а также снижает (или полностью предотвращает) распыление
поверхностных слоев теплоизоляции. Обшивка устанавливается на опорных стойках, закрепленных на
закладных элементах фундамента. Обшивка состоит из плоских панелей (нижний ряд обшивки) и
криволинейных секций, соединенных между собой только в верхней части конструкции. На верхней части
секций размещены проемы естественной вентиляции и закрытые жалюзи. Для непосредственного
доступа к регулирующим клапанам, корпусу переднего подшипника и сервомотору в средней части обшивки
выполнены дверные проемы (по одному с каждой стороны). Для обслуживания валоповоротного
устройства турбины предусмотрены специальные площадки и лестницы, устанавливаемые на задней опорной
поверхности выхлопной части.
На обшивке закреплены товарный знак завода и фирменная табличка.
Ж
I
{0
V ~Г
^
^«SA...
/>-wJ
Рис. 4.106. Обшивка турбины ПТ-140/'165-130-2
>-**&-*" дав-. ~-~~_, ■
~_-..ДМ i: 'Щ'
~':*».->■. ., ■
I k
' Ш
m
S -
№
К»
■•• €
:*«
Рис. 4.107. Обшивка турбины 7'-110/120-130-5
253

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
4.11. Специальные устройства и подъемные приспособления
Для обеспечения надежной эксплуатации турбины, а также для обеспечения монтажных и
ремонтных работ в комплекте с турбиной УТЗ поставляются некоторые специальные устройства и
приспособления для подъема цилиндров, роторов, диафрагм, выемки вкладышей.
Промывочное устройство
На рис. 4.108 показано промывочное устройство и место его установки на участке схемы
трубопроводов турбины. Устройство предназначено для медленного снижения температуры свежего пара перед
турбиной до температуры насыщения при проведении промывки проточной части от солевых
отложений, растворимых в котловой воде, при частичной нагрузке турбины. Цель промывки — восстановление
проходных сечений в лопаточном аппарате турбины путем смывания солевых отложений. Промывочное
устройство устанавливается на обводной линии главной паровой задвижки (рис. 4.109) и представляет
собой впрыскивающий увлажнитель пара. Устройство состоит из литого корпуса, форсунки со щелями
для впрыска воды и диффузора с опорами для форсунки, одновременно служащего защитной рубашкой
для корпуса. В период промывки нагрузка турбины снижается до 25%, для равномерного охлаждения
цилиндра открываются все регулирующие каналы, отключаются производственный и отопительный
отборы, поэтому давление пара перед турбиной существенно ниже, чем в главном паропроводе. За счет
перепада давления истечение пара через кольцевую щель между горлом диффузора и форсункой
происходит со скоростью, близкой к критической. В горло кольцевой щели впрыскивается питательная
вода, распыляемая до мелкодисперсного состояния потоком пара. За счет испарения мелкодисперсной
влаги перегрев пара снижается до линии насыщения. Пропуском влажного пара через проточную часть
солевые отложения постепенно смываются.
Сбежии nap
Рис. 4.108. Промывочное устройство: 1 — корпус; 2 — форсунка; 3 — диффузор с опорами
Операция промывки проводится в следующей последовательности:
1. Приоткрываются вентили на производственных и дренажных линиях турбины.
2. Вентили 8 и 9 (рис. 4.109) полностью открываются, а дроссельный клапан 7 открывается
постепенно, так, чтобы обеспечить равномерное снижение температуры свежего пара на величину
~ 40... 50 °С в час, но не более 2 °С в 3 мин.
3. С интервалом Ю...15с при помощи продувочных вентилей проверяется, что испарение воды в
паропроводе происходит полностью. Если при этой манипуляции появляется потрескивание в
паропроводах, характерное для скопления воды в трубах, продувку перепускных труб увеличивают, а дальнейшее
снижение температуры прекращают.
254

4.11. Специальные устройства и подъемные приспособления
Рис. 4.109. Схема включения промывочного устройства: 1 — главная запорная задвижка;
2 — промывочное устройство; 3 — стопорный клапан; 4 — дроссельный клапан; 5, 6 — задвижки,
7 — дроссельный клапан; 8, 9 — вентили запорные
4. Снижение температуры пара продолжается до температуры насыщения (или выше ее на
1...2°С). Турбина выдерживается на таком режиме работы, пока давление в камере
регулирующего колеса не станет равным давлению после монтажа, а солесодержание конденсата не станет
нормальным.
5. Ведется непрерывный контроль солесодержания конденсата. Пробы отбираются каждые 15мин
непосредственно у конденсатных насосов. Если солевые отложения захватывают начальные участки
проточной части и зону фазового перехода, то вскоре после начала промывки пробы покажут
значительное увеличение солей в конденсате, затем наступит период, когда солесодержание будет высоким и
наконец при достижении температуры насыщения солесодержание опять достигает большой величины.
6. После достижения нормативных значений солесодержания промывка считается законченной,
производится постепенное повышение температуры пара закрытием дроссельного клапана.
7. После достижения нормальной температуры пара открывают задвижку 1 и закрывают
задвижки б, 5 и 4.
Воздействуя на синхронизатор, поддерживают заданную электрическую нагрузку и постепенно
повышают ее.
Токосъемное устройство
Известно, что возникновение во вращающемся роторе вихревых токов может вызвать (и часто
вызывает) электрохимическую эрозию шеек роторов. Специалисты предполагают, что «спусковым»
механизмом коррозионно-эрозионного разрушения хвостовиков лопаток и ободов дисков в зоне фазового
перехода также является электроэрозия. В ремонтной практике УТЗ встретился случай приварки
насадной полу муфты к ротору, вероятно, в точке отклонения образующей конуса от ее теоретического
положения.
Для удаления вихревых токов ротор турбины заземляется с помощью токосъемного
устройства. Это устройство изображено на рис. 4.110; вариант А — серийная конструкция, вариант Б —
модернизированная конструкция, установленная на турбинах К-17-1,6, ПТ-30/35-90, Т-60/65-130. Контакт
с ротором осуществляется через меднографитовый стержень, поджимаемый к ротору пружиной, —
листовой в варианте А и витой в варианте Б. Остальные детали устройства служат для его установки и
крепления. Меднографитовый электрод упирается в гладкий участок ротора между корпусом
подшипника и уплотнением цилиндра, защищаемый от попадания масла и пара.
На рис. 4.111 приведена схема электрического подключения токосъемного устройства и показаны
характеристики элементов цепи. При нормальных условиях эксплуатации в положении ключа «О —
255

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Ротор
А-А
(трона генератора
220
Сигнал на БЩУ "Снижение
-^— уровня изоляции подшипников генератора"
Одознач.
А1 А2
КА
РА
OF
R
SA
ТА
Наименование, характеристика
Токосъемные щетки
Репе токовое ЭТ-521/10 (Установки сработ.2.5-10А,
Амперметр 3-621, ЮА, 50Гц
Выключатель автоматический АЛ-50-2МТ; 16А
Резистор СП5-7; Юм,- 50Вп>
Переключатель MKB-1111/MV1
Трансформатор ОСМ-0.25УЗ. 220/15-12
Кол.
2
Рис. 4.110. Установка токосъемных щеток на турбине Т-110/120-130
256
Рис. 4.111. Схема подключения токосъемного
устройства

4.11. Специальные устройства и подъемные приспособления
работа» сила тока в цепи не должна быть более 0,5 А. Возрастание силы тока свидетельствует о
нарушении изоляции в корпусе подшипника или в уплотнении генератора. В положении переключателя
«К — контроль» сила тока должна быть около 8 А. Уменьшение силы тока свидетельствует о плохом
контакте между ротором и меднографитовым электродом вследствие его замасливания или истирания.
Аппаратура контроля токосъемника устанавливается на БЩУ в неоперативном контуре.
Измеритель прогиба ротора
На всех турбина УТЗ на крышке корпуса переднего подшипника устанавливается механический
измеритель прогиба ротора (рис. 4.112). Измеритель состоит из полого корпуса, свинченного с полым
стаканом. Внутри перемещается подпружиненный шток, на конце которого закреплен щеткодержатель
Измерение прогиба ротора производится дискретно после нажатия на кнопку, легко перемещающуюся
в расточке корпуса. Усилие от кнопки передается на шток пружиной. Измерение производится
индикатором часового типа, наконечник которого упирается в верхний торец штока. Сам индикатор закреплен
на кронштейне, размещенном на крышке корпуса подшипника.
Приспособление для разогрева шпилек
Для того чтобы обеспечить плотность горизонтального разъема ЦВД, к его шпилькам необходимо
приложить сжимающее усилие более 200000 кг на каждую шпильку и создать в ней напряжение
растяжения около 300кг/см2. Чтобы создать такие нагрузки «нахолодно», к гайке необходимо приложить
крутящий момент более 3500 кг • м. Гайковертов, создающих такой момент, нет ни на турбинных
заводах, ни в ремонтных базах электростанций. Поэтому обтяжку горизонтальных разъемов «нагорячо» (в
основном ЦВД) проводят в три этапа:
- затяжка «нахолодно» моментом 300... 350кг • м (а = 250 ... 300кг/см2);
- нагрев шпильки до 600±50°С, создание теплового удлинения, доворот гайки до упора во фланец
цилиндра на заданный угол, соответствующий тепловому удлинению;
- охлаждение шпильки до температуры окружающей среды, зажим разъемов остывшей и
укоротившейся шпилькой.
Монтажный затяг шпильки при синхронном разогреве фланца и шпильки во время эксплуатации
сохраняется.
Разогрев шпилек разъемов турбин УТЗ производится приспособлением эжекторного типа,
поставляемым вместе с турбиной и изображенным на рис. 4.113. Приспособление представляет собой
поверхностно-смешивающий теплообменник, в котором нагревается сжатый воздух и образуется
газовоздушная смесь с температурой 550...650°С. Приспособление состоит из наружного корпуса 1, к
которому из рабочей магистрали подводится сжатый воздух давлением ~ 0,1.. .0,2МПа, рубашки 2 с
ребрами, создающими воздушные каналы, подогревателя 3 с эжектирующим соплом и смесителя 4. В
приспособление подается сжатый воздух, колпак подогревателя разогревается газопламенной горелкой
до светло-красного свечения. Вытекающая с большой скоростью из сопла струя горячего воздуха эжек-
тирует пламя горелки. Образующаяся смесь воздуха с продуктами сгорания сжимается в смесителе, а
затем через специальный наконечник подается в полость центрального сверления шпильки.
В зависимости от типа канала (проходной или глухой) применяются различные типы наконечников.
Вместе с приспособлением поставляются необходимые типы наконечников и переходных втулок, а также
инструкция по эксплуатации приспособления.
Подъемные приспособления
Для подъема крышек цилиндров и роторов при монтаже и ремонте турбины необходимо
применять только поставленные заводом подъемные приспособления, изображенные на рис. 4.114
и 4.115. Приспособления изготовляются УТЗ в соответствии с ПБ-10-382-00 «Правила устройства и
безопасной эксплуатации подъемных кранов», раздел 2.19, сопровождаются заводским паспортом,
содержащим информацию об использованных материалах, а также протоколы испытаний приспособлений
и их частей.
При подъеме крышек цилиндров или роторов необходимо так отрегулировать талрепами длины
тросов, чтобы разъемы цилиндров или ротор занимали строго горизонтальное положение. Во избежание
задеваний в облопачивании и уплотнениях крышки цилиндров необходимо поднимать и опускать с
применением направляющих колонок («свечей»), вворачиваемых в горизонтальный разъем нижней
половины цилиндра.
Чтобы обеспечить «выкатывание» нижних половин вкладышей подшипника без выемки ротора,
необходимо использовать приспособление, показанное на рис. 4.116, а для подъема верхних половин
257

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
Установка приспособления с проходными
наконечниками но гайках цилиндра
Пламя горелки
Устанобка приспособления с глухими
наконечниками на гайках цилиндра
Гайка накидная
Устанобка приспособления с глухими
наконечниками на гайках цилиндра
и на гайках шпилек стопорного клапана
Гайка накидная
Устанобка приспособления с проходными
наконечниками на гайках цилиндра
и на гайках шпилек сервомотора Шй
Прокладка из
асбестового картона
для уменьшения нагрева
гайки колпачковой
Рис. 4.112. Измеритель прогиба
ротора
Рис. 4.113. Приспособление для разогрева шпилек
258

4.11. Специальные устройства и подъемные приспосоЬления
машзала
Рис. 4.114. Приспособление для подъема ротора
вкладышей ЦНД — приспособление, показанное на рис. 4.117. Для маятниковой проверки роторов
применяется приспособление, представленное на рис. 4.118.
В последние годы приспособление для подъема РНД при выкатывании нижних половин вкладышей
НД размещается внутри корпуса подшипников НД и находится в нем постоянно.
Для выемки диафрагм используется приспособление, показанное на рис. 4.119.
Более тяжелые диафрагмы СД и ВД, а также все обоймы поднимаются за рымы, вворачиваемые в
предусмотренные для этого отверстия. Комплект таких рымов, а также комплект специальных гаечных
ключей поставляются вместе с турбиной.
259

. по/ш машинного зала
177777777777777/
Рис. 4.115. Приспособление для подъема цилиндра
260
Рис. 4.116. Приспособление для
(выкатывания» нижних половин вкладышей
подшипника

4.11. Специальные устройства и подъемные приспособления
Рис. 4.117. Приспособление для подъема верхних половин вкладышей ЦНД
261

Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин
TpaBepca
Рис. 4.118. Приспособление для маятниковой проверки роторов
гК
■J
У
:-:■:-*-:-*
ЯЭЗ
чЧ
#р
262
Рис. 4.119. Приспособление для выемки диафрагм

Глава 5. Система маслоснаожения
Глава 5. Система маслоснабжения
Система маслоснабжения турбин УТЗ (кроме турбины Т-250/300-240 — см. ниже) обеспечивает
маслом как систему смазки подшипников турбины и генератора, так и систему регулирования.
Система включает в себя масляный бак с инжекторной группой и маслоохладителями, масляные насосы,
маслопроводы и необходимую арматуру (рис. 5.1).
Во время работы турбины масло с давлением ро = 1,4 МПа подается в систему главным
масляным насосом. При пусковых операциях маслоснабжение производится пусковым насосом, подающим
масло в те же линии, что и главный насос, но с давлением, равным 1,1... 1,2 МПа. Установка несколько
пониженного давления обеспечивает более четкий переход маслоснабжения с пускового насоса на
главный. Пусковой насос выбирается по давлению, необходимому для гидроиспытания системы, равному
2.3 МПа. Для получения сниженного давления необходимо после проведения гидроиспытания снять с
ротора насоса два колеса из имеющихся четырех, заменив их дистанционными втулками. Однако
следует иметь в виду, что гидравлическая часть системы регулирования с гидродинамическим регулятором
частоты вращения рассчитана на давление масла 1,4 МПа, и если после снятия колес давление масла
будет меньше 1.4 МПа, то нельзя будет производить наладку САР. Для наладки ЭГСРиЗ с
электронными регуляторами некоторое снижение давления масла относительно расчетного не имеет значения.
Если давление масла в линии регулирования окажется несколько выше требуемого, то следует
приоткрыть вентиль на байпасной линии между напорной линией пускового масляного насоса и его всасом
так, чтобы давление масла в системе регулирования снизилось до 1,18 ±0,049 МПа. В этом положении
байпасный вентиль следует опломбировать.
Давление масла, подаваемого в систему регулирования пусковым насосом, можно снизить и двумя
другими способами. При первом способе после включения пускового насоса полностью открывают
задвижку на его напорной линии. Затем байпасом, расположенным между напорной линией насоса и
всасом, нужно отрегулировать давление в напорной линии, чтобы оно стало равным 1.1... 1.2МПа. В
этом варианте давление устанавливается один раз, его установка при каждом пуске не требуется. Но в
этом случае пусковой насос работает в зоне давлений, существенно не соответствующих его расчетной
характеристике, что может снизить ресурс его надежной работы.
При втором варианте задвижку на напорной линии насоса открывают до установки перед ней
давления масла в пределах 1,8... 1,9 МПа, затем байпасом устанавливают за напорной задвижкой (в
системе регулирования) давление масла, равное 1,18 ± 0,049 МПа, одновременно поддерживая напорной
задвижкой давление масла за насосом не ниже 1,8 МПа. В этом варианте давление масла
устанавливается при каждом пуске, в то же время надежность работы насоса повышается, так как он работает в
зоне давлений, близких к расчетным.
В схемах маслоснабжения турбин УТЗ начиная с 2007 г. на напорной линии пускового насоса
добавлена задвижка ДЗ с электроприводом, а у предыдущей задвижки электропривод убран (рис. 5.1).
Для настройки давления в напорной линии необходимо включить пусковой масляный насос, при этом
задвижка ДЗ автоматически откроется. Настроечной задвижкой без электропривода на напорной
линии насоса установить давление масла за насосом перед ней 1,77±0.05МПа (18,0 ± 0,5кгс/см2).
Отрегулировать давление масла в системе регулирования байпасом, расположенным между напорной
и всасывающей линиями насоса, так, чтобы оно было равным 1,18 ±0,05МПа (12,0 ± 0,5кгс/см2),
поддерживая давление масла за насосом до настроечной задвижки не менее 1,77МПа (18кгс/см2).
Это необходимо, чтобы исключить перегрузку электродвигателя пускового насоса и обеспечить работу
насоса в допустимых заводом-изготовителем насоса режимах.
Убедиться, что давление в системе смазки 58,8.. .68,6кПа (0,6.. .0,7 кгс/см2).
После окончания настройки настроечную задвижку и байпас опломбировать.
Настройка давления масла за пусковым насосом при измененной схеме производится один раз при
первом пуске и не требует ее выполнения при последующих пусках.
При остановах турбины, а также в аварийных ситуациях потери давления в системе смазки
включается резервный насос, подающий масло только в эту систему перед маслоохладителями. Привод
резервного насоса осуществляется электромотором переменного тока. Имеется также аварийный
масляный насос смазки с приводом от мотора постоянного тока. При работе турбины задвижки,
установленные на всасе насосов, задвижки на напорных линиях резервного и аварийного насосов, задвижки на
входе и выходе из маслоохладителей должны быть открыты и запломбированы. Включение аварийного
и резервного насосов в случае падения давления в системе смазки происходит автоматически от реле
пуска масляных насосов.
На всас главного насоса масло подается главным инжектором, который создает перед всасывающим
патрубком насоса давление около 0,03 МПа. В систему смазки масло с давлением 0.07... 0,08 МПа
263

Глава 5. Система маслоснабжения
Траверса
Генератор
Обознач
В1..ВЗ
ги
D1.D2
KOI К02
КГ
ГруппаЮ
МУ1Ш
HI
Н2
ИЗ
Н4
Наименование
Вентилятор
Группа инжекторная
Дефлектор
Клапан обратный легкрподъемный
Клапан трешдобои
Группа маслоохладителей
Маслоуловитель
Группа насосная
Насос пусковой
Насос аварийный
Насос резервный
пускового насоса
урооень пола \ {&)
устанодки насосод X I „^ggv^-ggL,
264
Рис. 5.1. Сисема маслоснабжения турбины Т-110/120-130-5

Глава 5. Система маслоснабжения
на уровне оси турбины поступает от инжектора смазки, работающего как вторая ступень главного
инжектора. При таком соединении инжекторов в случае засорения сопла инжектора смазки некоторое
количество масла к подшипникам будет продолжать поступать от главного инжектора.
Для того чтобы при форсировании главного насоса при сбросах нагрузки на турбине не произошел
срыв в работе главного инжектора, слив масла из полостей главных сервомоторов производится в линию
всаса насоса. Таким образом, производительность главного инжектора в этом режиме практически не
изменяется.
Масляные инжекторы объединены в одну инжекторную группу (рис. 5.2), размещенную на крышке
масляного бака. К соплам инжекторов масло подводится с полным давлением ро- Перед соплом
главного инжектора установлена предохранительная решетка (фильтр). В верхней точке его напорной камеры
имеется дроссельная шайба диаметром Змм, сливная трубка после которой опущена на 1м под уровень
масла в баке, чем обеспечивается постоянная продувка для удаления возможного скопления воздуха.
Главный масляный насос выполнен центробежным, что позволило не применять редукторную
передачу в его приводе и сделало ненужной установку пружинных масляных клапанов, так как давление за
центробежным насосом, имеющим, в отличие от объемных насосов, пологую характеристику Q = f (H),
не требуется ни поддерживать, ни ограничивать даже в случае аварийного перекрытия напорных линий.
Вместе с главным насосом в одном корпусе ранее размещался импульсный насос-импеллер, с
которым они образовывали одну насосную группу (рис. 5.3). В настоящее время в связи с заменой в
САР турбины гидродинамического регулятора частоты вращения на электронный импеллер не
устанавливается. Насос, как и ранее вся насосная группа, устанавливается на промежуточной плите корпуса
переднего подшипника, через нее к насосу подводятся всасывающая и напорная линии. Рабочее колесо
главного насоса (а ранее и импеллера) насажено на вал, жестко соединенный с ротором турбины. В
связи с этим ни опорных, ни упорных собственных подшипников насос (группа) не имеет.
Рис. 5.2. Инжекторная группа: Рис. 5.3. Насосная группа:
1 — главный инжектор; \ — импеллер:
2 — инжектор смазки 2 — главный насос
В большинстве турбин УТЗ упорный подшипник находится на значительном расстоянии от
насоса (насосной группы), поэтому тепловые смещения конца ротора ВД относительно статора полностью
передаются насосу (насосной группе), что учтено при выполнении осевых зазоров, а также перекрыш
напорных камер относительно каналов в колесах. В связи с упругим прогибом всего ротора и его
всплыванием на масляном клине во вкладышах подшипников конец ротора получает существенные
265

Глава 5. Система маслоснабжения
радиальные перемещения. Поэтому для сокращения протечек масла в насосе (насосной группе)
использованы плавающие уплотнения. Зазор между вращающимися деталями насоса (насосной группы)
и внутренними поверхностями плавающих колец, залитыми для большей надежности баббитом,
выполнен примерно равным зазорам в уплотнениях насосов с собственными подшипниками. От
проворачивания кольца удерживаются штифтами, закрепленными в верхней половине корпуса. Все кольца имеют
хорошую смазку. К переднему уплотнению импеллера подводится масло из напорной линии, что
исключает возможность подсоса воздуха через это уплотнение во всасывающую камеру импеллера. В два
уплотнения, расположенные со стороны всасывающей камеры главного насоса, масло во время работы
турбины подается по каналам из верхней точки камеры колеса. При остановах турбины, когда напор,
создаваемый колесом, падает, а пусковой насос не включается, масло к этим уплотнениям подается
через шариковый обратный клапан из линии смазки. Три других уплотнения (в том числе и переднее
уплотнение импеллера) подачи масла при останове турбины не требуют, так как на всас импеллера
масло поступает из линии смазки постоянно.
Уплотнение, установленное в промежуточной перегородке между колесами импеллера и главного
насоса, имеет в центре проточку, из которой масло отводится по каналу на всас импеллера,
предотвращая тем самым перетечку масла от колеса насоса к колесу импеллера. Такой отвод выполнен для
исключения влияния изменения давления в главном насосе на давление за импеллером. Для
снижения пульсации давления за импеллером были приняты также и некоторые другие меры. Так, колесо
импеллера выполнено в виде диска с радиальными сверлениями. Такая форма каналов в сочетании с
малыми скоростями масла в них (скорость в безрасходном насосе определяется только величиной
протечек) уменьшает возможность образования завихрений в потоке и, следовательно, пульсации давления.
Практически отсутствует скоростной поток и в кольцевой напорной камере импеллера. Для большей
стабильности давления во всасывающей камере импеллера масло к ней подводится из линии смазки,
причем за счет установки дроссельных шайб на подводе и сливе масла из камеры в ней поддерживается
давление 0,03.. .0,04МПа. Наличие избыточного давления препятствует попаданию в камеру воздуха,
что снижает возможность появления пульсации давления за импеллером. В верхних точках напорных
камер насоса и импеллера для выпуска воздуха имеются специальные отверстия.
В системах маслоснабжения турбин УТЗ установлены четыре обратных клапана. Три из них,
расположенные за инжектором и двумя насосами смазки, являются стандартными покупными изделиями,
а один, разделяющий напорные линии главного и пускового масляных насосов, представляет собой
трехходовой клапан, выполненный в виде цилиндра, перемещающегося в буксе. Этот клапан,
заменяющий два обычных клапана, размещен в маслораспределительной коробке, вваренной в корпус переднего
подшипника. К одному концу буксы клапана через фланец на передней стенке корпуса подшипника
подается масло от пускового насоса, к другому — от главного насоса. В зависимости от того, на какой
торец цилиндра действует большее давление, он смещается в ту или иную сторону, пропуская масло
от насоса с ббльшим давлением в напорную линию системы. Окна в буксе, через которые проходит
масло, выполнены длиннее цилиндра, поэтому при его перемещениях никогда не происходит перерыва
в подаче масла в линию.
Рабочая емкость масляных баков (рис. 5.4 и 5.5) указана в табл. 5.1.
Таблица 5.1. Емкость маслобака и число маслоохладителей теплофикационных турбин
Тип турбины
Т-110/120-130
Р-100-130/15
ПТ-140/165-130
Т-185/220-130
Т-250/300-240
ТК-450/500-60
Емкость маслобака, м3
26
22
26
60
66
—
Число маслоохладителей
б1
41
б1
З2
З2
—
1 Маслоохладители встроены в масляный бак.
2 Маслоохладители вне маслобака.
Сетчатые фильтры разделяют баки на отсеки. В первом отсеке, в который вводятся все сливные
линии, устанавливается пеногаситель. Этот отсек отделен от следующего «грязного» отсека фильтрами
предварительной очистки. Основные, более мелкие фильтры размещены поперек бака и разделяют
«грязный» и «чистый» отсеки. Сетки фильтров натянуты на рамы, устанавливаемые в два ряда, что
позволяет по очереди вынимать их для чистки во время работы турбины.
В «чистый» отсек заглублена инжекторная группа.
266

Глава 5. Система маслоснаЬжения
А
Рис. 5.4. Масляный бак (V = 26 лг3) турбины Т-110/120-130-5
267

Глава 5. Система маслоснабжения
Баки снабжены дистанционными указателями уровня масла в «чистом» отсеке, имеющими и
местную шкалу. Этот указатель замеряет также уровень масла в «грязном» отсеке и, если разность уровней
в отсеках превысит 100 мм, подает сигнал о засорении фильтров.
Маслоохладители в турбинах Т-110/120-130, Р-100-130/15 и ПТ-140/165-130 встроены в
масляные баки, число их для разных типов турбин приведено в табл. 5.1. Такая конструкция увеличивает
блочность заводской поставки оборудования, уменьшает количество внешних маслопроводов.
Маслоохладители рассчитаны так, что один из них можно отключать при работающих других, для чего они
снабжены необходимой арматурой. Более подробно описание маслоохладителей см. в гл. 7 «Теплооб-
менные аппараты в схемах теплофикационных турбин».
Система маслоснабжения турбины Т-250/300-240 (рис. 5.5) существенно отличается от
систем других турбин, так как предназначена для подачи масла только в систему смазки, ибо
система регулирования турбины Т-250/300-240 работает на воде и подачи масла не требует.
В связи с этим отпала необходимость в имеющем большой напор главном масляном насосе,
который у других турбин непосредственно соединен с валом турбины. Для подачи масла в систему смазки
турбины, генератора, возбудителя, а также ПЭН и ПТН установлены два насоса с приводом от
электродвигателей переменного тока. Из двух насосов один является резервным. Насосы создают напор в
28м. За насосами перед маслоохладителями установлена дроссельная шайба, которая с учетом потерь
давления в маслоохладителях и при подъеме масла до оси турбины обеспечивает в системе смазки
давление 0,12.. .0,15МПа.
В системе имеются также два аварийных насоса с приводом от электромоторов постоянного
тока, питающихся от аккумуляторных батарей. Эти насосы подают масло после маслоохладителей, что
допустимо, так как при работе аварийных насосов турбина должна останавливаться, ибо
аккумуляторные батареи не могут обеспечить длительную работу насосов. Аварийные насосы создают
в системе смазки давление около 0,07 МПа.
Поскольку маслоснабжение осуществляется от насосов, не связанных с турбиной, в систему
маслоснабжения кроме аварийных насосов включены аварийные емкости (бачки). Они рассчитаны на
сокращенное снабжение маслом вкладышей турбоагрегата при его аварийном останове в случаях
одновременного прекращения подачи масла насосами. Бачки установлены на крышках корпусов переднего
подшипника, опорно-упорного подшипника и подшипника между ЦСД-1 и ЦСД-2, а также на выхлопных
частях ЦНД и на генераторе (см. гл. 4, разд. 4.7). Бачок для переднего подшипника вмещает 60 л масла,
кроме того, имеется небольшая емкость на 13 л для питания импеллера. Бачок над опорно-упорным
подшипником разделен на два отсека в 120 и 170л. Бачок на крышке подшипника между ЦСД-1 и
ЦСД-2 также разделен на две части: 200 и 100 л — и обеспечивает смазкой два вкладыша. На каждой
выхлопной части турбины размещено по два бачка по 300 л для смазки трех вкладышей турбины и
одного вкладыша генератора. Бачок на генераторе обеспечивает смазку второго подшипника генератора
и подшипников возбудителя. Бачки, кроме емкости над опорно-упорным подшипником и на генераторе,
заполняются во время работы турбины через вкладыши и идущие от них дозирующие трубки. Через
эти же дозирующие трубки масло поступает из бачков к вкладышам при останове насосов.
В процессе останова турбины количество масла, подаваемого к подшипникам, может
уменьшаться по мере уменьшения частоты вращения ротора. Поэтому дозирующие трубки имеют по высоте ряд
отверстий разного диаметра. В первый момент после прекращения подачи масла насосами, когда
частота вращения ротора турбины еще велика, масло в дозирующие трубки поступает через все отверстия, и
к вкладышам поступает наибольшее количество масла. По мере снижения уровня масла в бачках, что
совпадает с уменьшением частоты вращения ротора турбины, масло в трубки начинает поступать через
меньшее количество отверстий. Уменьшение количества подаваемого к вкладышам масла происходит
также вследствие снижения масляного столба, под действием которого происходит истечение масла.
Над уровнем масла в бачках всегда имеется некоторый объем воздуха за счет установки в них
переливных труб, поддерживающих в бачках определенный уровень масла и соединяющий пространство
над маслом в бачке с пространством внутри корпуса подшипника. Вследствие этого над уровнем масла
не образуется замкнутого пространства и при истечении масла из бачка в нем не создается разрежения,
которое могло бы задерживать истечение масла.
В бачок над опорно-упорным подшипником масло поступает под давлением непосредственно из
линии смазки, поэтому при нормальной подаче масла от насоса заполнен весь бачок и свободного объема
воздуха в нем нет. Таким образом, исключается разрыв потока масла, идущего к вкладышу, и масло не
насыщается воздухом. Имеющаяся переливная труба закрыта сверху пробкой с небольшими
отверстиями, и, когда подача масла от насоса в бачок прекращается, воздух через эту трубу, так же как и в других
бачках, из корпуса подшипника поступает в пространство над маслом. Поскольку упорным колодкам
требуется большее количество масла, чем опорной части подшипника, масло непосредственно к ним
подается из большего отсека бачка и не через дозирующую трубку, а через дозирующее отверстие, что
268

Глава 5. Система маслоснабжения
Воздухоотделитель Указатель
/уробня масла
s;j;;,;/s;/;/s//////;/у;//;/> s// >
м
w
Масляные фильтра
грубой очистки
Центральный отсек
грязного масло
Аварийный
перелив масло
■zzzzzzzz
I Г
у^^;/^;^;г7
/;>>/;>; j //Ь; 7-.
Отсек чистого
масло
Ж
К-%
>>> J >>>>>>>>/> I I I 7~7-f
^Аварийный
слиб масла
Грязное
мосла
\Перелибноя
труба
Отсек чистого
масла
'КА.' >'>>>>>>>>>>>•>>.,
Ж2
Масляные фильтра
тонкой очистки
269
Рис. 5.5. Система маслоснабжения турбины ТК-450/500-б

Глава 5. Система маслоснабжения
обеспечивает постоянную площадь подвода масла. Из большего отсека по второй трубе масло
поступает в масляный канал опорной части вкладыша, а из него — ив пространства между колодками. Эта
труба имеет всего одно небольшое отверстие в своей нижней части. В первый момент масло во вторую
трубу, кроме этого отверстия, поступает через ее верхний открытый торец, но как только уровень масла
несколько снизится, оно начинает поступать в трубу в меньшем количестве через нижнее отверстие.
Из большого отсека через свою дозирующую трубку масло поступает также к технологической опоре
для охлаждения ротора. Основное поступление масла к опорной части вкладыша происходит через
дозирующую трубку из малого отсека емкости.
Одним из отличий системы маслоснабжения турбины Т-250/300-240 является применение отдельно
стоящих маслоохладителей (такие же маслоохладители установлены в системе маслоснабжения
турбины Т-185/220-130). Всего установлено по три маслоохладителя, один из которых является
резервным. Более подробно описание маслоохладителей см. в главе 7 «Теплообменные аппараты в схемах
теплофикационных турбин». За маслоохладителями (рис. 5.5) установлены два сливных клапана,
обеспечивающие поддержание давления в системе смазки турбины при переключениях маслонасосов, при
изменении режима работы гидромуфты ПЭН, при переключениях ПЭН и ПТН.
Масло, сливающееся из подшипников, попадает сначала в пеноотделитель, а затем в приемную
камеру масляного бака. Отсюда оно слева направо обтекает бак по двум боковым карманам и торцевому
каналу и поступает в «грязный» отсек бака. Карманы привариваются к боковым стенкам бака при
монтаже турбины, чтобы обеспечить нужные для транспортировки габариты. Во время протекания
масла по карманам происходит его (масла) первичная деаэрация. Далее масло, пройдя первый ряд
фильтров, воздухооотделитель и второй ряд фильтров (с более тонкой сеткой), попадает в «чистый»
отсек бака.
Маслобак аналогичной конструкции имеет и турбина Т-185/220-130, но в нем дистанционный
указатель уровня масла выполнен с применением дифманометров, установленных вне бака. В настоящее
время такое решение принято для всех масляных баков турбин УТЗ. На масляных баках остался только
местный поплавковый указатель уровня масла, от которого никаких сигналов не подается
270

6.1. Общие положения
Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
6.1. Общие положения
Система автоматического регулирования (САР) паровых турбин УТЗ, выпускаемых в
настоящее время, выполнена электрогидравлической. Она имеет гидромеханическую часть,
включающую в полном объеме контур регулирования частоты вращения ротора турбины, и усилительную и
исполнительную части контуров регулирования отборов пара. Электрическая часть САР представлена
электронными регуляторами электрической нагрузки турбины и регулируемых отборов пара. Турбины
более ранних лет выпуска (до 70-х годов прошлого века) имели гидродинамические САР [162, 191],
выполненные по связанной схеме. Принцип связанности был теоретически обоснован в нашей стране
[163, 164] и широко применялся в САР теплофикационных турбин всех отечественных заводов [7, 14,
122, 128] как основное средство обеспечения автономности регулирования и как способ повышения
устойчивости в многосвязных системах регулирования.
Электрогидравлические САР (ЭГСР) турбин УТЗ [7] выполняются по полусвязанной схеме с
сохранением связи от регулятора частоты вращения (РЧВ) к сервомотору регулирующих органов (клапанов,
диафрагм) отборов. В ЭГСР автономность регулирования обеспечивается использованием в
электронных регуляторах мощности и отборов пропорционально-интегрального закона (ПИ-закона), что
обеспечивает необходимую точность поддержания параметров и практически не снижает устойчивости
работы регулирования при полном или частичном отказе от принципа связанности [165, 166]. Сохранение
перекрестных связей в контуре регулирования частоты вращения связано в основном с требованием
повышенной надежности САР в аварийных режимах (сброс электрической нагрузки с отключением
генератора от сети).
Рабочей жидкостью в САР является турбинное масло, применяемое в системе смазки
подшипников (за исключением турбины T-250/300-240, где рабочей жидкостью является
конденсат).
В качестве измерителя частоты вращения во всех турбинах УТЗ используется импульсный насос-
импеллер, входящий в насосную группу, расположенную в блоке переднего подшипника на валу турбины.
Кроме частоты вращения САР турбин УТЗ поддерживают (в зависимости от типа):
- электрическую нагрузку турбогенератора (мощность);
- давление пара в производственном отборе;
- температуру сетевой воды за одним из подогревателей сетевой воды (или давление пара в одном
или двух регулируемых отопительных отборах); при постоянной тепловой нагрузке турбоагрегата может
поддерживаться величина нагрева сетевой воды;
- противодавление;
- температуру подпиточной воды на выходе из встроенного пучка конденсатора.
Отдельными локальными системами поддерживаются уровни конденсата в теплообменных
аппаратах турбоустановки и давление пара в коллекторе концевых уплотнений.
Система защиты (СЗ) — также в целом электрогидравлическая, механогидравлическими
выполнены только наиболее ответственные защиты — от разгона ротора при сбросе нагрузки
и от недопустимого повышения давления в камерах регулируемых отборов и присоединенных
к ним паропроводах и теплообменных аппаратах. Для реализации прочих защит (по так
называемым механическим величинам: вибрации роторов и подшипниковых опор, осевому сдвигу и др.)
используются электрические датчики, передающие сигнал на останов турбины в гидромеханическую
часть через электромагнит защиты.
Основные характеристики гидродинамических и электрогидравлических САР и СЗ приведены в
табл. 6.1 и 6.2.
В опытном порядке в конце 90-х годов прошлого века САР и СЗ нескольких турбин УТЗ
небольшой мощности были реконструированы с заменой гидродинамического регулятора частоты вращения
на электронный. Опыт эксплуатации таких турбин подтвердил более высокие качественные и
эксплуатационные характеристики электронных регуляторов над традиционными.
К 2005 г. УТЗ изготовил три турбины (К-17-1,6) с электронной системой регулирования и защиты.
В настоящее время УТЗ разрабатывает современные микропроцессорные
электрогидравлические системы регулирования и защиты (ЭГСРиЗ). Основные принципы и решения по
таким системам регулирования и защиты излагаются в разд. 6.5.
271

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
Таблица 6.1. Основые характеристики гидродинамических систем
автоматического регулирования и защиты УТЗ
Наименование параметра
Частота вращения:
- общая степень неравномерности
- местная степень неравномерности
- степень нечувствительности
- динамическое увеличение частоты вращения при
полном сбросе нагрузки
- частота вращения останова турбины защитой от
разгона
Давление пара в производственном отборе —
нечувствительность
Давление в отопительном отборе —
нечувствительность
Противодавление — нечувствительность
Величина, % к номинальному значению параметра
4.5 ±0.5, (6.0 ±0.5)'
2,5... 10
< 0.3
107... 109, (109... Ill)1
111... 112, (113... 115)1
<2
< 5
<22
<53
1 Для турбин типа «Р».
2 При давлении до 0,25 МПа.
3 При давлении более 0,25 МПа.
Таблица 6.2. Основные характеристики злектрогидравлических систем
автоматического регулирования и защиты
Наименование параметра
Точность поддержания электрической мощности
Точность поддержания давления пара в производственном отборе и в противодавлении
Точность поддержания давления пара в отопительных отборах
Точность поддержания температуры сетевой воды или ее нагрева
Точность поддержания температуры подпиточной воды
Величина, абс.
±1МВт
±1кПа
±5кПа
±1°С
±1°С
6.2. Схемы регулирования
6.2.1. Система автоматического регулирования турбин
с одним регулируемым отбором пара
При работе турбины на холостом ходу (во всех стадиях разворота, выхода на номинальную
частоту вращения и при синхронизации генератора) задачей САР является устойчивое поддержание
требуемой частоты вращения. Эта задача решается регулятором частоты вращения — РЧВ (до
настоящего времени часто называемым регулятором скорости). РЧВ выполняется пропорциональным
(П-регулятор), формирующим управляющее воздействие на сервомоторы парораспределительных
органов турбины пропорционально величине рассогласования между заданным и текущим значениями
частоты вращения. При работе в электрической сети задачей САР турбин типа «Т» является
поддержание механической мощности (крутящего момента) турбины и тепловой нагрузки (расхода пара в
отборы) в соответствии с внешними нагрузками электрогенератора и подключенного к отопительным
отборам потребителя тепловой энергии. В гидродинамических САР указанные задачи решаются
регуляторами частоты вращения и давления пара в отопительном отборе. В электрогидравлических САР
первую задачу дополнительно решает электронный регулятор электрической нагрузки (мощности), а
вторая задача решается электронным регулятором отопительных отборов, контролирующим давление
пара в отборах, а также температуру сетевой воды за одной из ступеней подогрева (или ее нагрев).
Для реализации задач регулирования САР турбин типа «Т» содержит два сервомотора: сервомотор
ЧВД, перемещающий регулирующие клапаны ЧВД, и сервомотор ЧНД, перемещающий поворотное
кольцо регулирующей диафрагмы отопительных отборов.
Турбины УТЗ с гидродинамической системой регулирования выполнялись полностью связанными,
т.е. имели перекрестные связи от регуляторов частоты вращения и давления пара в отборе на
сервомоторы ЧВД и ЧНД.
На рис. 6.1 представлена принципиальная схема системы автоматического регулирования турбин
типа «Т» мощностью 50... 100МВт, выполненная полностью гидродинамической (выпускались до конца
70-х годов) [128]. Система регулирования имеет два регулятора — регулятор частоты вращения (РЧВ) 1
(регулятор скорости) и регулятор давления (РД) 2 пара в отопительном отборе. Оба регулятора в каче-
272

6.2. Схемы регулирования
стве элемента первого звена усиления используют мембранно-ленточный усилитель, применяющийся в
САР всех типов турбин УТЗ [169].
Г
От импеллера
К регулирующей
диафрагме ЧНД
Рис. 6.1. Принципиальная схема системы автоматического регулирования турбин типа «Т»
мощностью 50... 100 МВт
В контуре частоты вращения датчиком является насос-импеллер. Мембранно-ленточный
усилитель РЧВ 1.1 преобразует изменение давления масла на напоре импеллера в изменение расхода масла
в импульсной линии управления промежуточного сервомотора (золотника) 1.2, управляющего сливами
масла из импульсных линий сервомоторов регулирующих клапанов ЧВД и регулирующей диафрагмы
ЧНД (термином «золотник» обозначают всю совокупность элементов — промежуточный сервомотор
и приводимые им дроссели). Промежуточный сервомотор 1.2, как и все прочие промежуточные
сервомоторы САР турбин УТЗ, выполнен дифференциальным — импульсное давление равно половине
напорного в любом установившемся режиме работы САР. По этому признаку САР турбин УТЗ
относятся к системам с постоянным импульсным давлением, устойчивым к колебаниям давления напорного
масла, в частности к гидроударам в маслосистемах. Изменение слива масла через сопло РЧВ
(изменение /i2) приводит к перемещению промежуточного сервомотора 1.2 до тех пор, пока подвод масла
через дроссель обратной связи fn в импульсную линию промежуточного сервомотора не компенсирует
изменение слива. Дроссель обратной связи /12 выполняется в виде прямоугольных тангенциальных
окон, что обеспечивает линейность характеристики промежуточного золотника и его постоянное
интенсивное вращение, практически ликвидирующее нечувствительность. Для изменения частоты вращения
турбины на холостом ходу и нагрузки при работе в сети служит привод 1.3 (задатчик частоты вращения,
синхронизатор).
273

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
Регулятор давления 2 устроен аналогично РЧВ 1 (соответствующие элементы имеют первый
индекс 2). Его дополнительными элементами являются изодромное устройство 2.4 и выключатель 6,
конструктивно соединенный с приводом сопла 2.3. Изодромное устройство имеет дополнительный дроссель
/23 обратной связи промежуточного сервомотора 2.2, позволяющий в несколько раз снизить
результирующую (статическую) неравномерность регулирования давления пара в отборе, которую невозможно
напрямую обеспечить за счет дросселя /21 по условиям устойчивости работы регулятора давления 2.
Выключатель б предназначается для отключения сервомотора регулирующей диафрагмы от регулятора
давления 2 при работе турбины в конденсационных режимах (без отборов пара на отопление).
Сервомоторы регулирующих клапанов ЧВД и регулирующих диафрагм ЧНД выполнены
по одинаковой схеме двусторонних сервомоторов с отсечными золотниками. Промежуточные
сервомоторы отсечных золотников 9 также дифференциальные с импульсным давлением, равным
половине напорного. В импульсные камеры отсечных золотников масло подводится через два дросселя:
собственный дроссель обратной связи золотника 8 и дроссель обратной связи 7, жестко соединенный
с поршнем сервомотора 10. Дроссель 8 обеспечивает управление промежуточным сервомотором
отсечного золотника 9 от регуляторов 1 и 2 (отклонение его из отсечного положения, пропорциональное
сигналу регулятора), а дроссель 7 — возвращение золотника 9 в отсечное положение при перемещении
поршня сервомотора 10 в заданное регуляторами 1.2 положение. Как и у всех прочих промежуточных
сервомоторов, в САР УТЗ дроссели обратной связи 8 выполнены тангенциальными, в результате чего
отсечные золотники интенсивно вращаются. *
Управление сервомоторами 10 осуществляется сливами масла из импульсных камер
отсечных золотников 9 дросселями золотников 1.2, 2.2, конструктивно расположенными в так
называемых линиях В и Н. В соответствии с принципом связанного регулирования каждый регулятор
имеет управляющий дроссель в каждом из этажей, т.е. управляет каждым сервомотором. Тем самым
достигается автономность (независимость) работы каждого из контуров регулирования.1 Другим
положительным свойством связанной схемы является повышение устойчивости работы САР в целом.
Для обеспечения работы турбины в режиме противодавления служит переключатель 5,
управляющий тремя дополнительными дросселями. При его введении в работу открывается большой
слив масла из линии Н, вследствие чего сервомотор ЧНД полностью закрывает регулирующие
диафрагмы. Средний дроссель переключателя 5 открывает подвод масла из линии В в дополнительную
линию В1р в которой золотник 2.2 регулятора отбора имеет дополнительный управляющий дроссель.
Тем самым увеличивается передаточное отношение от регулятора отбора к сервомотору ЧВД в
режиме противодавления. 1/1 третий, нижний дроссель переключателя 5 служит для необходимой подпитки
линии В.
Золотник 1.2 РЧВ и отсечной золотник сервомотора ЧВД содержат также дополнительные
дроссели 4 в импульсной линии сервомотора ЧНД. Оба дросселя 4 закрыты в нормальных эксплуатационных
режимах и не участвуют в процессах управления. Дроссель 4 отсечного золотника ЧВД открывается
при резком движении золотника вниз из отсечного положения, что имеет место, как правило,
только при сбросе электрической нагрузки. Тем самым открывается большой слив масла из импульсной
линии сервомотора ЧНД, и последний закрывается с максимально возможной скоростью. При этом
значительно снижается работа внутренних паровых объемов турбины и, как следствие, происходит
динамическое повышение частоты вращения. Однако после полного закрытия сервомотора ЧВД его
отсечной золотник может быстро вернуться в отсечное положение (закон работы отсечного золотника —
дифференциальный), что может привести к обратному быстрому открытию регулирующих диафрагм.
Для предотвращения этого служит дроссель 4 золотника 1.2, который также открывается при
повышении частоты вращения (~ 3200 об/мин) и закрывается только при снижении частоты ниже указанной
величины.
На рис. 6.2 представлена принципиальная схема электрогидравлической САР турбин типа «Т»,
которые выпускаются заводом с 1984 г. (Т-110/120-130-5). Гидравлическая часть системы
регулирования (ГЧСР) представлена регулятором частоты вращения 1 и сервомоторами ЧВД и ЧНД. ГЧСР
имеет такой же регулятор частоты вращения 1, как и представленный ранее на рис. 6.1, однако точнее
переданы конструктивные особенности, состоящие в том, что в регуляторе имеются два промежуточных
сервомотора (1.2.1, 1.2.2). Первый 1.2.1 управляется непосредственно по сигналу частоты вращения (от
мембранно-ленточного усилителя 1.1) и от электрической части системы регулирования (ЭЧСР) через
привод синхронизатора 1.3 и механизм управления турбиной (МУТ) Ml. Второй промежуточный
сервомотор 1.2.2 управляется первым посредством золотника 2.1 и дросселя обратной связи 2.2, кроме
того, на его оси имеется гидравлический ограничитель мощности 1.4 с приводом.
Безусловно, автономность обеспечивается в достаточной мере только для области режимов, примыкающих к
номинальным (расчетным); при значительном отклонении от них автономность обеспечивается в меньшей мере.
274

6.2. Схемы регулирования
ЭЧСР
2 3
Внешнее
управление
SA3
SA4
1 2
—г
ТРМ РОО РТПВ
SA8
SA1
SA6
К диафрагме ЧНД
Рис. 6.2. Принципиальная схема электрогидравлической САР турбин типа «Т»: 1 — регулятор
частоты вращения; 1.1 — мембранно-ленточный усилитель; 1.2.1, 1.2.2 — промежуточные
сервомоторы золотников 2.1 (065 мм) и 2.2 (070 мм); 1.3 — механизм управления турбиной (МУТ);
1.4 — ограничитель мощности; 2 —дополнительный привод управления сервомотора ЧНД
с переключателем 2.1, механическими передачами 2.2, 2.3 и золотниками 2.4, 2.5; ТРМ, РОО,
РТПВ — электронные регуляторы мощности, отопительного отбора и температуры подпиточной воды
соответственно; Ml, M2 — механизмы электрические однооборотные (МЭО); МЗ — механизм
управления регулирующим клапаном на обводе ПВД; Р, R — показывающие приборы и задатчики;
SA1, SA2, SA5, SA7 — переключатели режимов ЭЧСР; SA3, SA4, SA6, SA8 — пульты управления;
датчики: f, N — частоты электрического тока и активной мощности; t„, tH, t0^ — температура
сетевой воды за ПСГ-2, ПСГ-1 и обратная соответственно; рн, рс — давление пара в нижнем
отопительном отборе и сетевой воды соответственно; остальные обозначения см. на рис. 6.1
275

Глава б. Система автоматического регулирования и защиты
Схема сервомоторов ЧВД и ЧНД и их управления от регулятора частоты вращения полностью
соответствует описанной выше. Для ввода сигналов управления от электронного регулятора отбора
сервомотор ЧНД имеет дополнительный привод 2 с электрическим механизмом М2, переключаемым
редуктором 2.1 и двумя золотниками 2.4 и 2.5. Механизмы Ml и М2 входят в электрическую часть
системы регулирования, включающую, кроме того, электронные регуляторы мощности, тепловой
нагрузки и температуры подпиточной воды, а также необходимые датчики, задатчики, переключатели и
блоки управления.
Электрическая часть системы регулирования (ЭЧСР) представлена на рис. 6.2 в наиболее
общем, упрощенном виде. Она содержит регуляторы электрической мощности турбогенератора —
ТРМ, отопительного отбора — РОО и температуры подпиточной воды — РТПВ, которые управляют
посредством механизмов Ml и М2 сервомоторами ЧВД и ЧНД турбины и посредством механизма МЗ —
регулирующим клапаном на обводе ПВД. Подключение Ml и М2 к регуляторам ЭЧСР осуществляется
через переключатель режимов работы турбины SA1, имеющий три положения: 1 — конденсационный
режим; 2 — конденсационный режим с регулируемыми отборами пара; 3 — режим работы по тепловому
графику [105] с возможностью регулирования температуры подпиточной воды и получения
дополнительной тепловой мощности управлением регулирующим клапаном на обводе ПВД.
В положении SA1 «1» сервомотором ЧВД может управлять ТРМ, в положении «2» сервомотором
ЧВД может управлять ТРМ, а сервомотором ЧНД— РОО; в положении «3» — ТРМ отключен,
сервомотором ЧНД может управлять РТПВ, а РОО может управлять сервомотором ЧВД и регулирующим
клапаном на обводе ПВД.
Управление механизмом Ml осуществляется через переключатель места управления SA2, имеющий
четыре положения. В положении «1» Ml управляется от регуляторов ЭЧСР, в положениях «2», «3» —
вручную посредством пультов ручного управление SA3, S/A4 по месту и дистанционно, в положении «4»
предусмотрено управление от внешних систем. Управление механизмом М2 осуществляется через
переключатель места управления SA5, имеющий два положения: «1» — от ЭЧСР, «2» — от пульта ручного
управления SA6. Управление механизмом МЗ осуществляется через переключатель места управления
SA7, имеющий также два положения: «1» — от ЭЧСР, «2» — от пульта ручного управления 5/48.
Регуляторы ЭЧСР организованы однотипно: они имеют задатчики /?, показывающие приборы Р
и датчики, необходимые для формирования и контроля рассогласования между заданной и текущей
величинами регулируемого параметра. В ТРМ основным датчиком является датчик активной
электрической мощности N, датчик частоты сети / применяется для формирования частотной коррекции при
работе турбины в сети (для обеспечения участия турбогенератора в первичном регулировании частоты
электрического тока). В РОО датчики температуры сетевой воды за ПСГ-2 (tB) и ПСГ-1 (t„) и обратной
сетевой воды (<0б) используются для поддержания необходимой температуры сетевой воды или ее
нагрева. Датчики давления пара в камере нижнего отопительного отбора р„ и давления сетевой воды рс
используются для повышения устойчивости регулирования и быстродействия РОО при сбросе тепловой
нагрузки (опережающие импульсы).
В РТПВ поддерживается температура подпиточной воды (£вп) на выходе из встроенного пучка
конденсатора.
Гидродинамический регулятор частоты вращения включен в работу всегда (в рабочем
диапазоне 2800.. .3200об/мин) независимо от того, в каком режиме эксплуатируется турбина.
Аналогичные электрогидравлические системы регулирования имеют выпускаемые УТЗ в настоящее
время турбины серии Тп-115/125-130, Т-185/220-130 и др.
6.2.2. Система автоматического регулирования турбин
с двумя регулируемыми отборами пара (типа «ПТ»)
Задачи САР турбин типа «ПТ» при работе на холостом ходу совпадают с задачами САР
рассмотренных выше турбин типа «Т».
При работе в электрической сети задачей САР турбин типа «ПТ» является поддержание
механической мощности (крутящего момента) турбины и тепловых нагрузок (расходов пара в регулируемые
отборы) в соответствии с внешними нагрузками электрогенератора и подключенных к
производственному и отопительным отборам потребителей тепловой энергии.
В гидродинамических САР указанные задачи решаются регуляторами частоты вращения и давления
пара в регулируемых производственных и отопительных отборах. В электрогидравлических САР первую
задачу дополнительно решает электронный регулятор электрической нагрузки (мощности), а вторая
задача решается электронным регулятором производственного отбора, контролирующим давление пара,
отдаваемого для производственных целей, и электронным регулятором отопительных отборов, контро-
276

V.Z.. 1_ЛС1М£М pCf yJtVlfJKJD
лирующим как давление пара, так и температуру сетевой воды за одной из ступеней подогрева (или ее
нагрев).
Для реализации задач регулирования САР турбин типа «ПТ» содержит три (или четыре в турбине
типа ПТ-135/165-130/15) сервомотора: сервомотор ЧВД, перемещающий регулирующие клапаны ЧВД,
сервомотор ЧСД, перемещающий в зависимости от типа турбины клапаны или регулирующую
диафрагму ЧСД, и сервомотор ЧНД, перемещающий поворотное кольцо регулирующей диафрагмы
отопительных отборов. САР турбины ПТ-135/165-130/15 (ПТ-140/165-130/15) содержит также сервомотор ПО
(промежуточного отсека ступеней), перемещающий поворотное кольцо регулирующей диафрагмы ПО.
На рис. 6.3 представлена принципиальная схема системы автоматического регулирования турбины
ПТ-50-130 (выпускалась до 1967 г.), выполненная полностью гидродинамической [7]. В целом она
подобна рассмотренной выше схеме САР турбины типа «Т» с тем отличием, что дополнительно содержит
изодромныи регулятор давления пара в производственном отборе, по конструкции не отличающийся
от регулятора отопительного отбора. Соответственно в схеме имеется дополнительная линия
управления сервомотором ЧСД (линия С). Система регулирования выполнена полностью связанной — все
регуляторы имеют управляющие дроссели в линиях управления сервомоторами.
На мкритие
регулирующей вавфрвгын чнд
Рис. 6.3. Принципиальная схема гидродинамической системы автоматического регулирования
турбины ПТ-50-130: 1 — регулятор частоты вращения (скорости) — РЧВ;
1.1. — мембранно-ленточный усилитель РЧВ; 1.2 — промежуточный сервомотор РЧВ; 2 — регулятор
давления производственного отбора (РДПО); 2.1 — мембранно-ленточный усилитель РДПО;
2.2 — промежуточный сервомотор РДПО; 2.3 — изодром РДПО; 3 — регулятор давления
отопительных отборов РДОО; 3.1. — мембранно-ленточный усилитель РДОО; 3.2 — промежуточный
сервомотор РДОО; 3.3 — изодром РДПО; 5 — выключатель РДПО; 6 — выключатель РДОО;
остальные обозначения см. на рис. 6.1 и в тексте
Наиболее сложной с точки зрения количества поддерживаемых параметров и исполнительных
механизмов является система автоматического регулирования турбины ПТ-135/165-130/15, выпускавшаяся
до 1984 г. [7, 69]. Как и в других турбинах УТЗ, она выполнена связанной гидродинамической.
Принципиальная гидравлическая схема регулирования турбины ПТ-135/165-130/15 изображена на
рис. 6.4. Система регулирования этой турбины может одновременно автоматически поддерживать
четыре параметра: частоту вращения ротора и давление пара в трех отборах — производственном и двух
отопительных (верхнем и нижнем). Система имеет четыре регулятора — регулятор частоты вращения 1,
три регулятора давления (2С, 2Нв. 2нн) и четыре главных сервомотора (7, 8, 9 и 10), управляющих
соответственно регулирующими клапанами ЧВД и ЧСД и регулирующими диафрагмами промежуточ-
277

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
ного отсека (ПО) и ЧНД. Когда включены все регуляторы, суммирование импульсов от них к главным
сервомоторам происходит в импульсных линиях В, С, Н„ и Нн- Регуляторы производственного и
нижнего отопительного отборов имеют изодром 3, позволяющий повысить точность поддержания давления
без потери устойчивости.
От камеры а
. отбора D
Рис. 6.4. Принципиальная схема гидродинамической системы автоматического регулирования
турбины ПТ-135/165-130/15
Верхний дроссель 4 действует на главный сервомотор 10, а нижний — на главный сервомотор 8. В
сервомоторе 8 имеется аналогичный дроссель 6, который воздействует на главный сервомотор 9.
Таким образом, при сбросе электрической нагрузки и последующем повышении частоты вращения ротора
турбины происходит срабатывание всех главных сервомоторов в сторону закрытия органов
парораспределения.
Для перевода турбины в режим работы с противодавлением служит переключатель 5,
изменяющий в необходимой степени связи от регуляторов к сервомоторам таким образом, что сервомотор
ЧНД устанавливается на нижний упор и в процессах регулирования не участвует. При этом давления в
отопительных и производственном отборах поддерживаются за счет соответствующего изменения
открытия регулирующих клапанов ЧВД и ЧСД и регулирующей диафрагмы ПО. Электрическая нагрузка
в режиме противодавления определяется в соответствии с поддерживаемыми тепловыми нагрузками.
С 1988 г. модификация турбины ПТ-140/165-130 выпускается с злектрогидравлической
системой регулирования.
6.2.3. Система автоматического регулирования турбин с противодавлением
(типа «Р»)
УТЗ выпускает в настоящее время турбину Р-102/107-130/15-2. До 1981 г. выпускалась турбина
Р-40-130/31. Задачи САР турбин типа «Р» при работе на холостом ходу совпадают с задачами рассмот-
278

6.2. Схемы регулирования
ренных выше турбин типов «Т» или «ПТ»: поддерживается частота вращения ротора турбогенератора
в соответствии с установленным заданием.
При работе в электрической сети задачей САР турбин типа «Р», как правило, является
поддержание противодавления при работе на общую или индивидуальную тепловую сеть или заданное
положение регулирующих клапанов ЧВД (расход пара, мощность турбогенератора). По статистике, турбины
Р-100 загружены на 0,65 номинальной мощности, турбины Р-40 — на 0,45 ...0,75. При неполностью
открытых (не пережатых на верхнем упоре) регулирующих клапанах система регулирования управляет
сервомотором ЧВД в соответствии со статической характеристикой, и турбина участвует в первичном
регулировании частоты сети. На рис. 6.5 представлена принципиальная схема регулирования турбин
типа «Р».
На закрытие
регулирующих клапанов
Рис. 6.5. Принципиальная схема гидродинамической системы автоматического регулирования
турбины типа «Р»
Система регулирования турбин типа «Р» наиболее проста по сравнению с представленными
выше. Она содержит два стандартных регулятора: частоты вращения (скорости) 1 и противодавления 2,
управляющих одним сервомотором 3 регулирующих клапанов ЧВД.
Особенностью турбин типа «Р» является высокая динамичность: постоянная времени ротора
турбогенератора с турбиной типа Р-100, отнесенная к номинальной частоте вращения (3000об/мин),
составляет около 4 с. Это обстоятельство объективно усложняет задачу обеспечения устойчивости САР
и требования к удержанию сброса электрической нагрузки, что нашло выражение в нормативной
документации: для турбин типа «Р» допускается увеличение степени неравномерности частоты вращения
до 6,5% [40] и уставки защиты от разгона до 113... 115% от номинального значения частоты вращения.
6.2.4. Система автоматического регулирования приключенных турбин
типа «К»
С 2001 г. УТЗ выпускает турбину К-17-1,6, предназначенную для работы паром от коллекторов
отопительного отбора пара с номинальным давлением 0,16 МПа, позволяя тем самым загружать турбины
типов «Т», «ПТ» и «ПР» при ограниченном потреблении пара из отопительных отборов.
На рис. 6.6 представлена принципиальная схема регулирования турбины К-17-1,6.
Турбина изначально спроектирована с электрогидравлической системой регулирования и защиты,
в которой все регуляторы, включая регулятор частоты вращения (скорости), реализуются в
электрической части системы регулирования и защиты (ЭЧСРиЗ), а гидравлическая часть представлена только
279

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
| nl 1°"НГ7 | Ноз 1 ИЬд | Ы | h2 | h3 | .Уэл \ Реп | Ррс \ Рк | Рлз | РДлзЦ КГ
ТепяоЬой щит
Робочоя
станция
оператора
Авор
остонов
УпроЬкмие
ГяаЪноо щит
Лонель
дистониионного р"6*"^
упроблешя
Ш
ТрехконольныО
электрический
обтомот
безопасности
Системе
регулирования
Панель местного
управления
[~ Поне*ь улрооления~|
, и индикоиио ,
Ш
I
СКл2
1
Ш3
БЗУ
Теммогичесюя
сугнойизоиис
[с>юв «wmowij
Системо
Верхнего
даоОня
RS?32./?S485
Пор из коллектора 0.16 МПо
Рис. б.б. Схема принципиальная регулирования турбины К-17-1,6: ШЭ — шкаф электрический;
ДС, ДР — диафрагмы стопорная и регулирующая; АСД, СРД — автозатвор ДС, сервомотор ДР;
БЗЗ — блок золотников защиты; СКл1, СКл2, СКлЗ — соленоидные клапаны 1, 2, 3; БЗУ— блок
золотника управления; РМ — разделитель мембранный. Датчики: nl... п7 — частоты вращения;
Паз — нижнего упора автозатвора ДС; Дцд — положения сервомотора ДР; hi, h.2, h3 — положения
золотников защиты 1, 2, 3; Л/эл — электрической мощности генератора; Рсп, Ррс, Рк — давления пара
перед турбиной, перед регулирующей ступенью и в конденсаторе; Рлз (контроль), РДЛЗ (реле
давления) — давления масла в линии защиты; КГ — контакт масляного выключателя генератора
280

\J.£.. \_ЛС:1У7£э* fja ysivifsvoanvisi
исполнительными механизмами (сервомоторами). Особенностью системы регулирования и защиты
турбины является то, что в качестве парораспределительных органов турбины использованы поворотные
регулирующие диафрагмы, что позволило сделать конструкцию турбины компактной.
Задача САР при работе на холостом ходу традиционна: поддержание заданной частоты вращения
с требуемой точностью (±1.. .2 об/мин) в соответствии с установленным заданием, в частности для
обеспечения синхронизации генератора при включении в электрическую сеть.
При работе в электрической сети САР поддерживает электрическую нагрузку (мощность)
турбогенератора в соответствии с количеством потребляемого пара из коллектора отопительного отбора.
САР включает дополнительные защитные регуляторы минимального давления пара перед турбиной,
максимального давления в камере регулирующей ступени и в конденсаторе, действующие на разгрузку
турбины. Регулятор мощности имеет частотный корректор для реализации задачи первичного
регулирования частоты сети.
Электрическая часть системы регулирования и защиты выполнена в дублированном
микропроцессорном контроллере. Алгоритмы системы регулирования выполняются в каждом из контроллеров. Один
из них является ведущим и управляет сервомотором регулирующей диафрагмы. Другой находится в
горячем резерве и безударно берет управление на себя при обнаружении отказа первого. Функции
защиты выполняются параллельно в обоих контроллерах и действуют на автозатвор стопорной диафрагмы
по принципу «один из двух».
6.2.5. Система автоматического регулирования турбины Т-250/300-240
На рис. 6.7 представлена принципиальная схема системы регулирования турбины типа Т-250/300-240.
Особенностью САР турбины Т-250/300-240 является применение воды в качестве рабочей
жидкости. Датчиком частоты вращения так же, как и в других турбинах УТЗ, является импеллер,
установленный на валу турбины, а в системе смазки используется масло, подаваемое отдельными
электрическими насосами смазки.
Задачи САР турбины Т-250/300-240 соответствуют описанным выше для других турбин типа «Т».
Однако особенности турбины Т-250/300-240 наложили отпечаток и на ее систему регулирования. В
первую очередь это большой расход пара и его промежуточный перегрев, в результате чего в турбине
имеются по два блока клапанов ЧВД и ЧСД, а в САР — по два главных сервомотора ЧВД 6 и ЧСД 7.
Главный сервомотор ЧНД 5 управляет сдвоенной регулирующей диафрагмой.
Учитывая большое число главных сервомоторов, в схему ввели промежуточный золотник 3.
Золотники регуляторов 1 и 2 имеют дроссели, непосредственно воздействующие на линию Н управления
сервомотором ЧНД и на линию У, управляющую перемещением золотника 3, который имеет дроссели,
воздействующие на линии Вп и Вл, управляющие сервомоторами правого и левого блоков клапанов
ЧВД, и на линии Сп и Сл сервомоторов правого и левого блоков клапанов ЧСД. Главные сервомоторы
ЧСД — односторонние пружинные, как было отмечено, их поршни перемещаются на полный ход, когда
главные сервомоторы ЧВД открывают регулирующие клапаны ЧВД примерно на 30%.
Синхронизатор регулятора частоты вращения Св конструктивно выполнен таким образом, что он
двумя верхними дросселями подает масло от насоса на взведение золотников автомата безопасности
и в линию защиты к автозатворам стопорных клапанов, а двумя нижними управляет открытием
регулирующих клапанов (третьим сверху — через промежуточный золотник 3 клапанами ЧВД и ЧСД,
нижним — регулирующей диафрагмой ЧНД).
Дроссели дополнительной защиты 4 (промежуточного сервомотора РЧВ 1 и сервомоторов ЧВД 6)
предназначены для быстрого закрытия главных сервомоторов при сбросе электрической нагрузки и
останове турбины. Дроссель 4 РЧВ воздействует на сервомотор ЧНД, а два дросселя 4 сервомоторов
ЧВД — на сервомоторы ЧСД.
При переводе турбины на режим противодавления переключатель 5 подключает к линии У
дополнительную линию У\ и дополнительную подпитку, компенсирующую слив через дроссель на линии Уг.
Открывающийся слив из линии Н обеспечивает установку поршня сервомотора ЧНД на нижний упор.
Для исключения влияния протечки воды через пояски золотников автомата безопасности 9 на
стабильность настройки золотника регулятора частоты вращения установлен мембранный разделитель 10
(подробно см. разд. 6.3.8). При взведенных золотниках автомата безопасности давление воды плотно
прижимает мембрану к соплу, закрывая из него слив. Если золотники автомата безопасности
срабатывают (опускаются), то давление в камере мембраны снижается и мембрана отходит от сопла, открывая
слив воды из полости над золотником регулятора частоты вращения, что приводит к быстрому
перемещению всех главных сервомоторов в сторону закрытия органов парораспределения. Одновременно
другие пояски золотников автомата безопасности открывают сливы из линии защиты, идущей к
золотникам автозатворов стопорных клапанов ЧВД и ЧСД, обеспечивая их закрытие. Под номером 11 на
281

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
l От импеллера
От насосов
Рис. 6.7. Принципиальная гидравлическая схема регулирования и защиты турбины Т-250/300-240.
1 — регулятор частоты вращения; 2 — регулятор давления отопительного отбора пара;
3 — ограничитель мощности; 4 — дроссели дополнительной защиты; 5 — переключатель на режим
теплового графика; 6 — сервомоторы ЧВД; 7 — сервомоторы ЧСД; 8 — сервомотор ЧНД;
9 — золотники автомата безопасности; 10 — мембранный разделитель; 11 — электрогидравлический
преобразователь (ЭГП); Св — синхронизатор РЧВ; Сн — синхронизатор регулятора отопительных
отборов
схеме показан электрогидравлический преобразователь (ЭГП), введенный в систему регулирования для
упреждающей отработки сигналов сброса электрической нагрузки (отключение контактов масляного
выключателя генератора) и системной противоаварийной автоматики.
Рациональное выполнение САР турбины Т-250/300-240 требует применения в ней рабочей
жидкости повышенного давления, что при использовании масла является фактором, повышающим пожарную
опасность. По этой причине в САР этой турбины в качестве рабочей жидкости используется вода.
Конструктивные решения, применяемые в узлах САР материалы и их обработка, а также подготовка воды
(специальные присадки) позволили нивелировать коррозионное воздействие воды и ее специфические
свойства (низкую вязкость), влияющие на протечки через зазоры в элементах САР.
6.2.6. Электрическая часть системы регулирования
На рис. 6.8 показана структурная схема управления турбоустановкой с турбиной Т-60/65-130. Она
имеет много общего с принципиальной электрогидравлической схемой регулирования турбины типа
«Т», представленной выше на рис. 6.2 и выполненной применительно к турбине Т-110/120-130-5,
однако не содержит гидравлической части САР, в ней наглядно видна связь САР с элементами тур-
боустановки. Кроме того, на схеме дополнительно указаны: переключатель SA8, который позволяет
подключить к Р00 либо датчик температуры сетевой воды за сетевым подогревателем ПСГ-1, либо
датчик температуры сетевой воды за сетевым подогревателем ПСГ-2 после ее смешивания с сетевой
водой, идущей по обводу ПСГ; выключатель SA7 датчика температуры обратной сетевой воды, который
позволяет подключать этот датчик к Р00 в режиме поддержания определенной разности температур
сетевой воды до и после ПСГ (т.е. поддерживать заданный нагрев сетевой воды). В остальном схемы
управления турбин Т-60/65-130 и Т-110/120-130-5 аналогичны и не требуют дополнительного
пояснения.
282

6.2. Схемы регулирования
Клапаны
Диафрагме
Генератор
i lap острый
МЭОЧВД
Рис. 6.8. Схема управления турбиной Т-60/65-130: ПСГ № 1, ПСГ № 2 — нижний и верхний
подогреватели сетевой воды; РОО — регулятор отопительного отбора ЭЧСР; ТРМ — турбинный
регулятор мощности ЭЧСР; Ml, M2 — механизмы электрические однооборотные (МЭО) управления
сервомоторами ЧВД и ЧНД соответственно; SA2, SA5 — ключи выбора места управления; SA3, SA4,
SA6 — пульт ручного управления. SA1 — ключ выбора режимов работы; SA7 — выключатель
температуры обратной сетевой воды; SA8 — переключатель датчика температуры сетевой воды
(прочие обозначения см. в тексте)
На рис. 6.9 представлена принципиальная упрощенная схема турбинного регулятора мощности
(ТРМ), который выполнен по каскадной схеме. Ведущим является регулятор электрической мощности,
ведомым — регулятор положения (позиционер) сервомотора ЧВД.
Заданное значение электрической мощности ограничивается по скорости изменения в звене А1 с
позиций допустимых температурных напряжений в элементах турбоустановки и режимных ограничений,
а также для улучшения качества управления. Рассогласование по мощности формирует в аналоговом
ПИ-регуляторе А2 аналоговый сигнал управления, который последовательно сравнивается в элементах
/И/Л/ А5, А6, А7 с сигналами предохранительных (предельных) регуляторов минимального давления
свежего пара RPcn, максимального давления в регулирующей ступени RPpc и максимального открытия
сервомотора ЧВД Нвл ТШ1Х. В норме выходные сигналы предельных регуляторов имеют
максимальное значение и не проходят на выход элементов /И/Л/, в результате исполняется сигнал регулятора А2.
При превышении одним из названных ограничительных сигналов максимального или минимального
значения соответствующий предохранительный регулятор формирует отрицательный выходной сигнал,
который в соответствии с представленной логикой проходит для дальнейшего исполнения на
импульсный регулятор А9 (регулятор положения сервомотора ЧВД) в качестве задания. Соответственно на
283

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
кмэочвд
Рис. 6.9. Принципиальная схема турбинного регулятора электрической мощности: А1 — ограничитель
темпа задания; А2, A3 — аналоговые ПИ-регуляторы; А4 — зона нечувствительности, приведенная к
частоте сети 50 Гц; А5, А6, А7 — элементы выбора минимального алгебраического сигнала; А8 —
переключатель, А9 — импульсный ПИ-регулятор; Мзд, Мэл — заданная и текущая активные
электрические мощности турбогенератора соответственно; / — частота сети; п — частота вращения
ротора турбогенератора; НВД — положение сервомотора регулирующих клапанов ЧВД; ЯРСП, ВРрс,
Нвд max — сигналы предохранительных регуляторов минимального давления свежего пара,
максимального давления в регулирующей ступени и максимального открытия сервомотора ЧВД
соответственно
регулятор поступает и сигнал обратной связи по положению сервомотора ЧВД. На вход регулятора А9
поступает также сигнал частотной коррекции от датчика частоты сети /, пропущенный через звено
«зона нечувствительности» (зона сформирована относительно номинального значения 50Гц). Сигнал
имеет статизм, соответствующий статизму регулирования частоты вращения (4.. .5%).
Дополнительно на элементе A3 сформирован аналоговый регулятор частоты вращения, который
переключается на вход регулятора А9 через переключатель А8 при сбросе электрической нагрузки,
действующий параллельно гидродинамическому (мембранно-ленточному) регулятору и
«подтягивающий» частоту вращения турбины на холостом ходу к частоте сети для, последующей синхронизации.
На рис. 6.10 представлена принципиальная упрощенная схема регулятора отопительного
отбора пара (РОО), также выполненного по каскадной схеме. Ведущими могут быть регуляторы
температуры или нагрева сетевой воды, ведомыми — последовательно регулятор давления пара в
камере верхнего отопительного отбора пара и далее — регулятор положения (позиционер) сервомоторов
ЧНД (режимы электрического графика без регулируемых отборов пара и с отборами) или ЧВД (режим
теплового графика с противодавлением). Регулятор давления пара в верхнем отопительном отборе в
284

6.2. Схемы регулирования
Я* Т^ 7* ТвТн
iMi
P. RPm RPp,. RP^ H^ H^
А1
ш <±>
t
А9
MIN
А10
\А11
]_[
MIN А*6
А12
ЫЗ
Ф?16
и.
MIN A17
/ «4
|Д«в
кшочнд
кмэочвд
Рис. 6.10. Принципиальная схема регулятора отопительного отбора пара: Al, A7, А14 —
переключатели; А2, A3, А12 — ограничители темпа задания; А4, А5, А6 — сумматоры; А8, А10, А16,
А17 — элементы выбора минимального алгебраического сигнала; А9, All — аналоговые
ПИ-регуляторы; А13 — элемент дифференцирования; А15 — элемент кусочно-линейной функции;
А18 — импульсный ПИ-регулятор; Т"^, Р"£ед — заданные предельно допустимые значения
температуры сетевой воды и давления пара в отопительном отборе соответственно. Входные сигналы:
Тзд, АТЭД — заданные значения температуры или нагрева сетевой воды; Тицр, Тн, Т„ — температура
сетевой воды обратной, после нижнего или верхнего сетевого подогревателя соответственно; Рв —
давление пара в камере верхнего отопительного отбора; Рсв — давление сетевой воды; ВРС„, RPpc —
сигналы предельных регуляторов минимального давления свежего пара и максимального давления
пара в регулирующей ступени; Нвд, Ннд — положения сервомоторов ЧВД и ЧНД соответственно
285

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
ведомом каскаде необходим для повышения устойчивости работы, поскольку регулятор температуры
или нагрева сетевой воды в чистом виде обладает большой инерционностью, связанной с процессом
замера температуры.
В зависимости от режима одноступенчатого или двухступенчатого подогрева сетевой воды
переключателем Al подключается соответствующий датчик температуры сетевой воды. На сумматоре А4
формируется рассогласование по нагреву сетевой воды, на А5 — по температуре сетевой воды, на А6 —
по запасу от предельно допустимой температуры. Переключателем А7 выбирается режим нагрева или
поддержания температуры сетевой воды. Элемент /И/Л/ А8 контролирует в процессе работы регулятора
непревышение предельно допустимой температуры сетевой воды Г^ред. Выбранное рассогласование с
выхода А8 поступает в аналоговый ПИ-регулятор А9, формирующий задание регулятору давления пара
в верхнем отопительном отборе All, получающем также сигнал по давлению в отборе Рв в качестве
обратной связи. Предварительно это задание контролируется в элементе /И/Л/ А10 на непревышение
предельно допустимого давления Р^А- Регулятор давления пара All обладает достаточно высоким
быстродействием и обеспечивает устойчивость давления в камере отбора в переходном процессе, в то
время как ведущий регулятор медленно «дотягивает» температуру или нагрев сетевой воды до
заданного значения.
Выходной сигнал регулятора давления All является заданием для регулятора положения
(позиционера) А18 сервомотора ЧНД или ЧВД, соответственно получающего в качестве обратной связи сигнал
датчика положения Нвд или Нид.
Попутно выходной сигнал All сравнивается в элементах /И/Л/ А16, А17 с сигналами предельных
регуляторов минимального давления свежего пара RPcn и максимального давления пара в
регулирующей ступени RPpc, ранее уже представленных в ТРМ. При превышении одним из указанных
параметров предельно допустимого значения управление позиционером А18 передается соответствующему
предельному регулятору.
В качестве быстродействующего защитного сигнала в РОО используется также дискретный сигнал
по давлению сетевой воды Рсв, позволяющий оперативно принять меры к разгрузке отбора или турбины
при снижении (прекращении) расхода сетевой воды. Сигнал подается непосредственно в позиционер для
управления сервомотором, управляемым в текущий момент времени от РОО.
6.3. Конструкция и характеристики элементов систем
автоматического регулирования
6.3.1. Импульсный насос (импеллер)
Конструкция и размещение импульсного центробежного насоса (импеллера), являющегося в
системах регулирования турбин УТЗ датчиком частоты вращения, были представлены в гл. 5 (рис. 5.3). На
рис. 6.11 представлена характеристика импеллера турбин в рабочей зоне частоты вращения.
Р„, МПа
1,2
1Д
1,0
0,9
0,8
2700 2800 2900 3000 3100 п, об/мин
Рис. 6.11. Характеристика импеллера: Ри —давление на напоре импеллера; п — частота вращения
ротора турбины
В целом характеристика импеллера, как и положено центробежным насосам, нелинейна. Однако
в практически значимом рабочем интервале 2900... 3200 об/мин этим обстоятельством можно
пренебречь, считая, что изменению частоты вращения ротора турбины на величину неравномерности
соответствует изменение давления масла на напоре импеллера 0,1 МПа.
Г~Г:
286

6.3. Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
6.3.2. Блок регуляторов
В турбинах УТЗ с гидродинамическими САР (рис. 6.1, 6.3, 6.4, 6.5, 6.7) перекрестные связи от
регуляторов к сервомоторам формируются в блоке регуляторов.
На рис. 6.12 представлен блок регуляторов турбины ПТ-25-90. Блок регуляторов представляет
собой корпус с горизонтальными камерами, на котором сверху установлены гидравлические регуляторы
скорости (частоты вращения) 1 и давления пара в отборах 2. Горизонтальные камеры соответствуют
линиям в схемах регулирования и называются этажами. Верхний этаж 3 служит для подвода к
регуляторам напорного масла, остальные этажи соединены с импульсными линиями сервомоторов и служат
для формирования на них результирующего воздействия регуляторов, осуществляемого золотниками
регуляторов, имеющих в каждом этаже управляющий дроссель. В блоке регуляторов установлен также
переключатель на режим с противодавлением (на рис. 6.12 не показан).
Рис. 6.12. Блок регуляторов турбины ПТ-25-90: 1 — регулятор скорости (частоты вращения);
2 — регуляторы давления в камерах регулируемых отборов; 3 — этаж напорного масла
В турбинах малой мощности (ПТ-25-90/10, Т-25-90) корпус блока регуляторов изготавливался
литым, в дальнейшем все корпуса стали изготавливаться сварными [167]. Нижней опорной поверхностью
блок регуляторов устанавливается в правом крыле блока переднего подшипника, на среднюю плиту,
через которую осуществляются все основные присоединения масляных линий САР.
6.3.3. Регулятор скорости
На рис. 6.13 представлен типовой регулятор скорости (частоты вращения) мембранно-ленточного
типа, длительное время успешно применявшийся в блоках регуляторов на всех видах турбин УТЗ.
Чувствительным элементом регулятора скорости (частоты вращения) является мембрана 3,
воспринимающая изменение давления импеллера. Лента 4 является вторым звеном усиления, ее прогиб
примерно в 10 раз превосходит прогиб мембраны. Зазор между лентой 4 и соплом 2 определяет расход
масла в импульсной линии последующего элемента усиления (золотника). Мембранно-ленточная
система является упругим элементом, не имеющим трущихся поверхностей и обладающим чрезвычайно
малым временем реакции, вследствие чего она практически является чисто усилительным элементом
без нечувствительности. Лента 4 жестко соединяется с мембраной 3, второй конец ленты
закрепляется натяжным винтом 9, имеющим наружную и внутреннюю резьбы с разным шагом. За один оборот
винта хвостовик ленты смещается на разность шагов резьб — 0,25 мм, что позволяет более точно и
плавно осуществлять настройку регулятора. При вращении натяжного винта 9 по часовой стрелке лента
287

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
перемещается в сторону мембраны. Необходимое направление прогиба ленты обеспечивается
предварительным нажатием на нее соплом 2. Регулятор скорости турбин мощностью 40... ШОМВт и ПР-25-90
выполнен с двумя золотниками: на оси первого золотника 5 (060 мм) смонтирован синхронизатор 7,
выполняющий роль механизма управления турбины (МУТ), а на оси другого золотника 1 (070 мм)
расположен ограничитель мощности 8 [168].
Рис. 6.13. Регулятор скорости: 1 — золотник (070 мм); 2 — сопло; 3 — мембрана; 4 — лента;
5 — золотник (060 мм); 6 — букса золотника (060мм); 7 — букса подвижная (синхронизатор);
8 — букса ограничителя мощности; 9 — натяжной винт; К — кромка буксы 6; Л — окна
дополнительной защиты; М — окна управления золотником (070 мм); Н — окна подвода масла
в линию защиты; О — окна подвода стерегущего масла к золотникам автомата безопасности
Золотник 5 (060мм) является золотником регулятора скорости, это означает, что его положение
определяется только частотой вращения ротора турбины. Золотник 1 (070 мм) управляется как
золотником 5, так и синхронизатором 7 (зазором между ними, окна М на рис. 6.13), т.е. служит
суммирующим элементом, что позволяет управлять сервомотором регулирующих клапанов как на холостом ходу,
поддерживая частоту вращения, так и при работе турбогенератора в сети (изменение и поддержание
электрической нагрузки). Следует отметить, что из структурных соображений на рис. 6.1 золотники
регулятора скорости условно объединены в один золотник 1.
Системы регулирования турбин УТЗ относятся к классу систем с постоянным импульсным
давлением. Конструктивно это реализуется в том, что промежуточные сервомоторы золотников выполнены
дифференциальными (рис. 6.14). Поршень диаметром D вместе с корпусом (буксой) образует
проточный сервомотор, который перемещает золотник меньшего (в некоторых узлах — того же) диаметра d.
Перемещением поршня управляет дроссель /2. В зависимости от местонахождения элемента в системе
дроссель /г может быть образован либо щелью между соплом и лентой, либо окном в предыдущем
золотнике, либо каким-нибудь другим переменным сечением. Масло в линию связи подводится через
288

6.3. Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
дроссель обратной связи Д, расположенный на поршне и образованный двумя симметричными
тангенциальными окнами. Поток масла, вытекающий из тангенциальных окон, создает вращающий момент
на промежуточном сервомоторе, благодаря чему золотники интенсивно вращаются. При этом в зазоре
между золотником и буксой формируется масляный клин, препятствующий механическому контакту
золотника и буксы, что практически ликвидирует нечувствительность золотников и многократно снижает
их износ в процессе эксплуатации.
Л
'/У////////////////^
1
Рис. 6.14. Дифференциальный поршень с тангенциальными окнами: D — диаметр
дифференциального поршня; d — диаметр золотника; ро — давление напорного масла;
рх — импульсное давление; Д — площадь тангенциальных окон; Д> — площадь управляющего
дросселя
Во всех положениях золотника между упорами (верхним и нижним) поршень находится в равнове-
tlD2
сии; соответственно силы, действующие на его торцевые поверхности снизу и сверху, равны: рх—-— =
Ро
n(D2-d2) nD2 n (D2-d2)
-, где —-—, — рабочие площади сверху и снизу поршня соответственно;
Ро. Рх — давление масла от силового насоса напорное и импульсное (управляющее промежуточным
сервомотором).
A, D2~d2
Таким образом, импульсное давление рх можно вычислить по формуле: рх = ро—р^—> гДе
D2
D2
D2
есть отношение площадей, действующих на поршень снизу и сверху, принятое в системах
регулирования УТЗ равным 0.5. Соответственно импульсное давление во всех установившихся
режимах работы промежуточных сервомоторов (между механическими упорами) составляет рх w 0,5ро. что
достигается при соотношении d те 0,7D.
При изменении расхода масла через управляющий дроссель Д> давление рх в динамике
изменяется, что приводит к перемещению промежуточного сервомотора, при этом дроссель обратной связи Д
восстанавливает рх. Из предыдущих соотношений вытекает, что в установившихся состояниях Д rs Д>,
что практически удобно с расчетной точки зрения, а также обеспечивает линейную зависимость
перемещения элементов, содержащих дроссели Д и Д> (правда, когда последние представляют собой
прямоугольные окна постоянной ширины).
В регуляторе скорости дифференциальный поршень золотника 060 находится внизу, масло к торцу
поршня подводится через два тангенциальных окна, открытие которых определяется кромкой К
буксы 6. К окнам масло подается из напорного этажа блока по каналу в корпусе и выточке в золотнике.
Слив масла из камеры поршня происходит через зазор между лентой и соплом. Тангенциальные окна
золотника 060 имеют форму, показанную на рис. 6.15.
Общая степень неравномерности системы регулирования составляет 6 = 4. ..5% (на рис. 6.15
указана величина 4,5%). Широкой части тангенциальных окон соответствует местная
неравномерность 9. ..10%, узкой 3%. Статическая характеристика регулирования скорости, представленная
на рис. 6.16, имеет нелинейный вид, соответствующий форме тангенциальных окон.
Пологие участки характеристики соответствуют работе на двух узких участках окон, крутой
участок — работе на широкой части окна. Таким образом, получено так называемое разделение
характеристик, характерное для систем регулирования частоты вращения турбин УТЗ. Уменьшение
неравномерности регулирования в зоне частоты вращения до 2930об/мин практического значения не имеет.
289

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
Положение кромки К при п=3135 об/мин
Положение кромки К при п-3000 об/мин
Рис. 6.15. Тангенциальное окно золотника 060: К — отсечная кромка буксы золотника 060 мм
(см. рис. 6.13); п — частота вращения; затемненная часть окна закрыта
п, об/мин | 1 1 1 1 1 1 1 i 1 1
О 0.2 0.4 0,6 0,8 1,0 N/NHO„
Рис. 6.16. Статическая характеристика регулирования скорости турбин УТЗ: п — частота вращения;
Л//Л/ном — мощность турбины в долях от номинальной
Повышенная неравномерность в диапазоне п = 2930... 3050об/мин существенно повышает
устойчивость работы системы регулирования (более подробно — см. разд. 6.6). Пологий верхний участок
характеристики при п > 3050 об/мин способствует меньшему росту частоты вращения при сбросах нагрузки.
Камера под поршнем золотника 060 мм соединена с золотниками автомата безопасности (ЗАБ). При
срабатывании защиты в ЗАБ открывается сливное сечение из импульсной линии золотника 060 мм,
который смещается на нижний упор, вызывая закрытие всех органов парораспределения.
В теле золотника 060 мм выполнены окна Л (верхний дроссель 4 на принципиальной схеме рис. 6.1),
которые открываются только при повышенной частоте вращения (когда золотник идет вниз). При этом
масло из линии Н (или С в турбинах ПТ-50-130) управления сервомотором ЧНД (или ЧСД) сливается,
и сервомотор удерживает регулирующие диафрагмы в закрытом положении.
Дифференциальный сервомотор суммирующего золотника 070 мм работает аналогично золотнику
060 мм. Нижняя полая часть золотника проходит через этажи в блоке регуляторов. На поверхности
золотника имеются окна (щели), управляющие в зависимости от типа турбины сливами масла из этажей
и следовательно из импульсных линий сервомоторов ЧВД, ЧСД и ЧНД. Окно золотника 070 мм в этаже
сервомотора ЧВД выполнено внизу с расширяющимся участком, который вступает в работу только при
значительном увеличении частоты вращения ротора турбины, что имеет место при сбросе нагрузки.
Расширение окна увеличивает силу команды к сервомотору ЧВД, повышает скорость движения его
поршня, способствуя уменьшению динамического повышения частоты вращения.
Букса подвижная синхронизатора 7 предназначена для изменения частоты вращения на холостом
ходу или изменения нагрузки после синхронизации. Кроме того, при пуске турбины она обеспечивает
взведение золотников автомата безопасности, открытие стопорного и регулирующих клапанов. Перед
пуском турбины буксу синхронизатора устанавливают в верхнее (нулевое) положение. При этом она
своими поясками перекрывает окна О и Н, через которые масло подается на посадку ЗАБ (стерегущее
масло) и к золотнику автоматического затвора стопорного клапана (линия защиты). При этом ЗАБ
сразу поднимаются (взводятся).
При перемещении синхронизатора в сторону «прибавить» его подвижная букса опускается и первым
открывается окно О, подавая стерегущее масло к золотникам автомата безопасности, что обеспечивает
возможность их посадки при срабатывании автомата. Затем открывается окно Н, и масло поступа-
290

6.3. Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
ет к золотнику автоматического затвора, в результате чего автозатвор открывает стопорный клапан.
Дальнейшее движение буксы вниз (на «прибавить») приводит к открытию регулирующих клапанов.
На оси золотника 070 мм смонтирован гидравлический ограничитель мощности 8 [168].
Ограничитель препятствует набору нагрузки сверх установленной, не влияя на снижение мощности. Для работы
ограничителя в верхней части золотника 070 мм мм выполнены большие окна во внутреннее сливное
отверстие золотника. При выключенном ограничителе его нижняя кромка закрывает окна в
золотнике. При введении ограничителя в работу его поднимают на необходимую величину, при этом золотник
070мм не может опуститься ниже положения, при котором кромка ограничителя начинает
приоткрывать окна в золотнике. Поскольку каждому положению золотника 070 мм мм соответствуют
определенное открытие регулирующих клапанов турбины и расход пара на турбину, то электрическая нагрузка
турбогенератора ограничивается величиной, определяемой положением золотника 070 мм.
Основное отличие регулятора скорости турбин ПТ-25-90/10 и Т-25-90 (рис. 6.17) от
описанного выше регулятора заключается в том, что он имеет только один золотник 070 мм (1) и
все элементы регулятора расположены по одной оси. Камера над золотником 1 соединена
непосредственно с соплом 2. Поршень золотника 1 охватывается подвижной буксой синхронизатора 6, и
открытие тангенциальных щелей в нем зависит как от перемещения золотника, так и от перемещения
подвижной буксы. Ограничитель мощности 7 имеет только ручное управление, которое осуществляется
маховиком, расположенным в верхней части регулятора. В регуляторе отсутствуют окна воздействия
на сервомотор отбора при повышенной частоте вращения.
Рис. 6.17. Регулятор скорости турбины ПТ-25-90/10: 1 — золотник 070 мм/ 2 — сопло; 3 — мембрана;
4 — лента; 5 — букса золотника 070 мм; 6 — букса синхронизатора; 7 — ограничитель мощности
С учетом того, что системы регулирования турбин ПТ-25-90/10 и Т-25-90 удерживают
необходимую частоту вращения ротора после сброса нагрузки без наличия расширяющейся части окна в этаже
сервомотора ЧВД, окно на этих турбинах последних выпусков выполнялось постоянной ширины. При
этом исключалось появление неустойчивой работы после сброса нагрузки и при испытании автомата
безопасности.
291

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
6.3.4. Регулятор давления пара
До появления электронных регуляторов давления пара в регулируемых отборах эта функция
возлагалась на гидравлические регуляторы, конструктивно выполненные аналогично регуляторам скорости
(рис. 6.18). Чувствительным элементом гидравлического регулятора давления, так же как и
регулятора частоты вращения, является мембранно-ленточная система. Золотник 2 регулятора имеет окна,
которые управляют в зависимости от типа турбины сливами из импульсных линий сервомоторов
высокого, среднего и низкого давления блока регуляторов. Золотник имеет верхний гидравлический упор,
выполненный в верхней его части в виде камеры (площадки) таким образом, что, когда золотник
приближается к кромке упора, давление в камере над поршнем возрастает и золотник не может подняться
выше кромки упора.
Синхронизатор регулятора выполнен в виде конуса 8, действующего на сливе из камеры над
поршнем золотника параллельно соплу 1. Синхронизатор через шаровое сочленение соединен с золотником
выключателя 7. Когда синхронизатор находится в верхнем положении, конус открывает большой слив,
и золотник поднимается до гидравлического упора. Золотник выключателя 7 при этом также
находится в верхнем положении, в котором отсекает управляющий этаж с имеющимися в нем сливами от
камеры под золотником соответствующего сервомотора отбора, что приводит к отключению
сервомотора — открытию регулирующих органов парораспределения отбора. В таком (отключенном) состоянии
находятся органы регулирования отбора при пуске турбины и работе с выключенным регулируемым
отбором. В системах регулирования, имеющих в отсечном золотнике сервомотора ЧВД верхний
дроссель 4 (дополнительной защиты, см. схемы на рис. 6.1... 6.4), сервомотор отбора находится на нижнем
упоре до тех пор, пока не взведется (поднимется в отсечное положение) отсечной золотник сервомотора
ЧВД.
Синхронизатор регулятора давления и связанный с ним выключатель перемещаются приводом,
позволяющим управлять ими как по месту, так и дистанционно.
Регулятор давления имеет изодромное устройство, предназначенное для повышения устойчивости
работы системы регулирования отбора.
Величина неравномерности2 регулятора давления, при которой система регулирования отбора
работает устойчиво, существенно превышает требования точности поддержания. Изодромное
устройство реализует принцип (закон) регулирования, при котором формируется различная во времени
неравномерность регулятора. В первый момент после появления отклонения давления от заданного регулятор
работает с большой неравномерностью (динамической, рис. 6.19). На этом отрезке времени работает
сам золотник регулятора. В дальнейшем, когда изменение давления стабилизировано, но оно
значительно больше требуемого, изодромное устройство медленно (с большой постоянной времени)
дополнительно перемещает золотник регулятора, доводя в итоге отклонение давления до требуемой небольшой
величины. Итоговая неравномерность регулятора (с учетом работы изодромного устройства)
называется статической, и она в несколько (6. - -10) раз меньше динамической (рис. 6.20).
Конструктивно работа изодромного регулятора давления осуществляется следующим образом. При
изменении слива масла в зазоре между лентой и соплом слив компенсируется изменением подвода
масла через тангенциальные окна в поршне золотника. В этом процессе реализуется динамическая
характеристика регулятора.
Перемещаясь, золотник регулятора давления двигает шарнирно соединенный с ним золотник изо-
дрома 5, управляющий подводом и сливом масла от поршня сервомотора изодрома 6. Последний
перемещает жестко соединенную с ним буксу изодрома 4, имеющую на своем конце щели.
При смещении золотника регулятора давления, например вверх, обусловленном увеличением слива
масла через сопло из-за повышения давления в отборе, вызванного уменьшением тепловой
нагрузки, букса изодрома также идет вверх, и слив масла через щели в ней возрастает. Дополнительное
увеличение слива масла вызывает дополнительный подъем золотника регулятора, который выдает
дополнительную команду на уменьшение подвода пара в отбор. В итоге формируется статическая
характеристика регулятора.
Если тангенциальные окна в поршне золотника и щели в буксе изодрома будут иметь одинаковую
ширину (с поправкой на коэффициенты расхода), то при смещении золотника изменение расхода масла
в его окнах будет в конечном итоге полностью скомпенсировано изменением расхода в щелях буксы
изодрома, которая перемещается на ту же величину, что и золотник. В этом случае после окончания
работы изодрома лента должна установиться в то же положение, в котором она находилась до
начала работы регулятора, а давление в отборе — восстановиться до того же значения, каким оно было
до изменения нагрузки. Следовательно, таким образом можно было бы получить нулевую остаточную
Неравномерность регулирования — точность поддержания пропорциональным регулятором параметра (частоты
вращения, давления) при изменении нагрузки от нуля до нормальной при отсутствии воздействия на синхронизатор.
292

6.3. Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
А-А
В-3
(повернуто)
Рис. 6.18. Регулятор давления: 1 — сопло; 2 — золотник; 3 —дроссель статической неравномерности;
4 — букса изодрома; 5 — золотник изодрома; 6 — поршень сервомотора изодрома; 7 — золотник
выключателя; 8 — конус; 9 — дроссель изодрома
293

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
Ю
2 8
-^
J,
ю
1-
6„
*
-50 0 50 100
Давление на мембрану, кПа
150
Рис. 6.19. Динамическая характеристика регулятора давления: Ъд —динамическая неравномерность
ю
б -
4
ю
к
1
6м
1\ Л 6
1 ПА
50 100
Давление на мембрану, кПа
150
Рис. 6.20. Статическая характеристика регулятора давления: Ъ — статическая неравномерность;
6М — местная статическая неравномерность
неравномерность. Однако из соображений обеспечения устойчивости регулирования давления, а также
для возможности работы в параллель на общий коллектор с другими турбинами (обеспечение
распределения тепловых нагрузок аналогично тому, как это осуществляется в электрической сети) сохраняют
остаточную статическую неравномерность. При этом щели в буксе изодрома выполняют меньшей
ширины, чем тангенциальные окна в золотнике.
В пределе, когда щели в буксе изодрома закрыты совсем, статическая неравномерность станет
равна динамической. Такая возможность имеется, для чего на линии слива масла за щелями в буксе
изодрома установлен настроечный дроссель статической неравномерности 3. Его закрытие приводит к
исключению изодрома из работы.
Когда дроссель находится в промежуточном положении, расход через щели буксы изодрома
уменьшается, их сечение как бы «обесценивается», что равносильно уменьшению ширины щелей. При полном
открытии дросселя статическая неравномерность будет минимальной при данной ширине щелей.
Масло, необходимое для работы сервомотора изодрома, подводится из напорного этажа блока
регуляторов через внутренний канал в его золотнике. Прежде чем попасть в канал, масло проходит через
калиброванное отверстие. Из канала часть масла постоянно сливается через второе калиброванное
отверстие. Комбинация двух отверстий на подводе и сливе масла обеспечивает в канале давление
~ 0,3МПа. Рабочие пояски золотника сервомотора изодрома имеют высоту, большую, чем щели,
через которые масло подводится и сливается из полостей сервомотора, и перекрывают их, когда импульс
на регулятор не поступает. В поясках сделаны по четыре пропила с каждой стороны. Золотник изодрома
вращается вместе с золотником регулятора, поэтому при смещениях золотника в пределах перекрыши
масло к полостям сервомотора изодрома поступает только в моменты, когда пропилы находятся против
щелей, ширина которых составляет всего 1мм.
Важнейшей характеристикой изодромного устройства является его постоянная времени, которая
зависит как от объема, описываемого его поршнем на рабочем ходу, так и от расхода масла,
поступающего в полости изодрома. Расход, в свою очередь, определяется площадью подводящих и сливных
окон, а также перепадом давления в них.
Увеличенный диаметр поршня сервомотора изодрома по сравнению с более ранними
конструкциями, пониженное давление масла перед сервомотором (0.3 МПа вместо 1.4МПа), узкие щели на подводе
и сливе, а также вращающиеся пропилы, через которые масло поступает к ним, позволили увеличить
294

6.3. Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
постоянную времени изодрома и довести ее до нескольких секунд. Дополнительная возможность
увеличения постоянной времени изодрома реализована в виде дросселя изодрома 9 на сливе из полостей
сервомотора. Масло из полостей сервомотора изодрома сливается через поднятую вверх трубку, что
обеспечивает их постоянное заполнение маслом и препятствует скоплению воздуха.
В разработанной ранее конструкции регулятора давления [128] для изменения давления в
отборе применяется перемещение сопла (рис. 6.21). Поскольку в этой конструкции имели место случаи
повышенного износа зубчатой передачи к соплу, она была изменена на вариант синхронизатора,
рассмотренный выше.
Рис. 6.21. Регулятор давления с перемещающимся соплом. Разрез по мембранно-ленточной системе:
1 — червячный привод сопла; 2 — сопло
6.3.5. Блок регулирования
В электрогидравлической САР (ЭГСР) сохранен всего один гидравлический регулятор — частоты
вращения. По этой причине вместо блока регуляторов в ЭГСР имеется блок регулирования,
выполняющий функции регулятора частоты вращения.
На рис. 6.22 представлен блок регулирования турбин типа «Т». Блок регулирования конструктивно
во многом схож с блоком регуляторов, представленным выше (см. рис. 6.12). Он представляет собой
литой корпус, в котором расположены мембранно-ленточная система и два промежуточных сервомотора
с золотниками 065 и 070 мм. На оси золотника 065 мм размещен привод подвижной буксы
механизма управления турбиной — МУТ (ранее часто называвшегося синхронизатором), выполненный в виде
двух конических шестерен и червячной передачи. Выходной вал МУТ приводится в движение
механизмом электрическим однооборотным (МЭО), расположенным снаружи блока переднего подшипника на
кронштейне.
Золотник 070мм имеет управляющие окна в этажах сервомотора ЧВД (нижний) и ЧНД
(средний). Таким образом, от регулятора частоты вращения сохранены связи к обоим сервомоторам (для
повышения надежности работы САР при сбросе электрической нагрузки). На оси золотника 070мм
смонтирован гидравлический ограничитель мощности с электроприводом.
Функционально работа блока регулирования полностью совпадает с работой регулятора скорости
блока регуляторов (см. разд. 6.3.3).
295

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
Рис. 6.22. Блок регулирования: 1 — золотник 070 мм; 2 — ограничитель мощности; 3 — букса
подвижная МУТ; 4 — золотник 065 мм; 5 — мембрана; 6 — лента; 7 — сопло; 8 — натяжное
устройство; К — кромка буксы золотника 065 мм; Л — окна дополнительной защиты в линии
сервомотора ЧНД; Н — подвод масла в линию защиты; О — подвод стерегущего масла к ЗАБ
6.3.6. Главные сервомоторы
Главный сервомотор ЧВД турбин УТЗ, за исключением турбины Т-250/300-240, размещен внутри
корпуса переднего подшипника в его левом крыле и устанавливается на среднюю плиту блока переднего
подшипника. При этом все присоединения масляных линий к сервомотору выполнены внутри блока
переднего подшипника через среднюю плиту, что значительно повысило пожаробезопасность системы
регулирования в области ЦВД.
Главные сервомоторы, управляющие регулирующими диафрагмами ЧНД, расположены на
цилиндре вблизи выхода рычагов этих диафрагм. Главные сервомоторы имеют двухсторонний подвод масла
к поршню. Отсечные золотники главных сервомоторов 3 (рис. 6.23 и 6.24), управляющие подводом и
сливом масла из их полостей, выполнены заодно с дифференциальными промежуточными
сервомоторами Их дифференциальные поршни имеют тот же диаметр, что и золотник, а рабочие поверхности
поршня разнесены на всю длину золотника.
Поверхность с меньшей площадью, находящаяся под воздействием масла от силового насоса с
давлением ро, образуется за счет верхнего хвостовика. Поверхность с большей площадью представляет
собой торец золотника. Масло к ней подводится последовательно по центральному сверлению в
золотнике и через тангенциальные окна обратной связи, а также параллельно через настроечный дроссель
положения сервомотора 6. Управление сервомоторами осуществляется сливом масла через окна в
соответствующих этажах золотника 070 мм блока регулирования, В связанных системах регулирования (с
блоком регуляторов) слив масла из импульсных камер отсечных золотников сервомоторов происходит
через окна в золотниках регуляторов, расположенных в соответствующих этажах блока регуляторов.
Золотники главных сервомоторов интенсивно вращаются потоком масла, протекающим через
тангенциальные окна. Нижний упор золотников выполнен гидравлическим аналогично упору у золотника
065 мм регулятора частоты вращения.
Для большей устойчивости главных сервомоторов отсечные кромки рабочих поясков золотников
сделаны с перекрышами, в которых выполнены пропилы (цакены) в форме сегментов3. Когда
смещение золотника не превышает перекрыши, масло протекает только через пропилы, имеющие ширину
значительно меньшую, чем периметр рабочего пояска, определяющий ширину окна, открывающегося
3Ом. поз. II рис. 6.23.
296

6.3. Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
S5SSSSSSSSSSSSSS5SSSSSS
,ччччч\ч\
.\sssssssss\ssg %>
^^^^
-о
§
о
о
о
о.
ч:
>s
2
э-
<Ь
О
е-
о
го
5
I S
3 °
** 2
^ (9-
а
S
го
о; _
3
2
S
к
о
S
о.
<ь
к
о
К
ГО
о S
CD
О
о
I I
■ч- 7
S го
а: *
к
о
§
го
S
К
О
о
О
Г-0
*Г
О
к _
а *
<N го
■- .О-
-о >о
5 О
Й *
С О
l s
Q.
<ь
к
5-3
*-ч
о
о
5
-О
ГО
w Э-
СО го
О. 1
Ш О
О Щ
О.
<м с
to I
о ~~
S
297

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
Рис. 6.24. Сервомотор ЧНД, применяющийся в гидравлической системе регулирования: 1 — поршень;
2 — шток; 3 — отсечной золотник; 4 — конус обратной связи; 5 — шайба конуса; 6 — настроечный
дроссель; Д — дроссель передаточного отношения; I — положение отсечных кромок золотника
сервомотора в установившемся положении
за пределами пропилов. Поэтому в случае некоторой пульсации золотника, при которой он
кратковременно отклоняется от среднего положения в пределах перекрыши, скорость движения поршня главного
сервомотора оказывается небольшой, а его смещение — незначительным. Наличие пропилов не вносит
нечувствительности в систему регулирования, так как высота поясков золотника по внутренним
кромкам пропилов соответствует высоте окон (проточек) в буксе, и при любом смещении золотника масло,
хотя и в меньшем количестве, поступает к поршню сервомотора.
Гидравлические обратные связи главных сервомоторов представляют собой дроссели, рабочие
сечения которых образуются шайбой 5 и перемещающимся внутри нее конусом 4. Конус шарнирно укреплен
в кронштейне, соединенном со штоком 2 (поршнем) главного сервомотора. Наличие шарнира
облегчает центровку конуса, а имеющаяся в шарнире пружина создает силовое замыкание головки конуса
с кронштейном, обеспечивая строгую однозначность перемещения конуса и поршня. Внутри пружины
расположена дистанционная втулка. Зазор между торцом втулки и головкой конуса устанавливается в
пределах 1мм.
С целью ослабления удара поршня 1 сервомотора о корпус при быстром движении поршня вниз,
например при сбросе нагрузки или срабатывании защиты, выпуск масла из полости под поршнем на
последних 6 ... 8мм хода у сервомотора ЧВД и 3... 4мм у сервомотора ЧНД происходит через зазор
между поршнем и рубашкой. Кроме того, у некоторых сервомоторов окна в рубашке имеют внизу резко
суженную часть, у других сервомоторов узкие окна выполнены в поршне.
В сервомоторе ЧВД площадь поршня сверху за счет большого диаметра направляющей части в
несколько раз меньше площади снизу. Такое уменьшение площади выполнено для того, чтобы
увеличить скорость сервомотора в направлении закрытия регулирующих клапанов ЧВД, поскольку требуемое
усилие на закрытие в несколько раз меньше, чем на открытие, а при меньшем объеме верхней
камеры сервомотора требуется соответственно меньший расход масла. Это позволяет разумно ограничить
производительность главного масляного насоса при сбросах нагрузки, когда для движения поршней
главных сервомоторов требуется большой расход масла.
Для ускорения реакции главного сервомотора ЧВД при сбросах нагрузки (более раннего и быстрого
закрытия) обратная связь отсечного золотника выполнена нелинейной [170] (подробно — см. разд. 6.6,
рис. 6.64, г). Фрагменты I и 1-а на рис. 6.23 представляют конструктивную реализацию нелинейной
характеристики, заключающуюся в определенном соотношении размеров тангенциальных окон и рас-
298

6.3. Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
точки в буксе (положении тангенциальных окон относительно кромок К\ и К% буксы). В результате
характеристика обратной связи изменяется четыре раза на протяжении перемещения отсечного
золотника в направлении закрытия сервомотора (на «сброс»). На первом участке перемещения золотника
из отсечного положения вниз, пока верхняя кромка тангенциального окна находится выше кромки К\
буксы, золотник компенсирует увеличение слива масла из импульсной линии, что соответствует
отрицательной обратной связи отсечного золотника. Когда золотник опустится настолько, что верхний конец
тангенциальных окон подойдет к кромке К\ буксы, а нижний край окон по-прежнему будет
находиться выше кромки К-2 буксы, дальнейшего открытия тангенциальных окон не произойдет, и движение
золотника вниз произойдет астатически. Когда нижний конец тангенциальных окон достигнет кромки
К%, тангенциальные окна начнут закрываться, усугубляя падание давления масла в импульсной камере,
в результате чего золотник будет двигаться вниз ускоренно и практически всегда достигнет нижнего
механического упора, даже при достаточно быстром движении поршня сервомотора вниз. Такой
характер движения соответствует положительной обратной связи. Наконец, на четвертом, последнем участке
движение золотника происходит при полностью закрытых тангенциальных окнах, т.е. астатически.
Однако этот участок характеристики принципиального значения для характера движения золотника не
имеет, а выполнен для ограничения расходов масла через окна.
Представленный характер изменения обратной связи отсечного золотника соответствует системе
регулирования с переменной структурой: в отсечном положении система устойчива, при больших
возмущениях преобразуется последовательно в астатическую, и далее — в неустойчивую с одной
единственной целью — обеспечить максимальное быстродействие системы.
Когда золотник главного сервомотора ЧВД находится на нижнем упоре, масло в камеру под ним
подводится только через дроссель обратной связи (конус), в то время как при нормальной работе оно
подается и через тангенциальные окна. При этом импульсное давление под золотником снижается ниже
значения 0,5ро. и золотник удерживается на нижнем механическом упоре, обеспечивая максимальную
скорость движения поршня сервомотора. Восстановление давления может произойти либо при
значительном уменьшении слива в окнах золотника 070 мм, либо при дополнительном подводе масла в
импульсную линию. Необходимое уменьшение слива в регуляторе частоты вращения происходит только
при значительном снижении частоты вращения турбины после сброса нагрузки, что недопустимо,
поскольку взведение отсечного золотника в этом случае вызовет последующее резкое повышение частоты
вращения. Для того чтобы отсечной золотник взводился в отсечное положение при частоте вращения
п = 3120.. .3150об/мин, при положении поршня главного сервомотора в непосредственной близости
(4... 6 мм) от нижнего упора, в конусе обратной связи выполнена проточка, которая обеспечивает
необходимый подвод масла в импульсную камеру под золотником. В результате золотник так же релейно,
как он выпадал на нижний упор, возвращается в отсечное положение и поднимается до верхнего
механического упора. Поршень главного сервомотора при этом идет вверх до тех пор, пока не закроет
проточку на конусе и пока не восстановится давление в импульсной камере 0,5ро-
В результате характеристика главного сервомотора ЧВД имеет так называемый скачок величиной
5... 30 мм, открывая соответственно регулирующие клапаны. Если открытие клапанов оказывается
излишним, то по команде от регулятора частоты вращения сервомотор их плавно прикроет. Аналогичное,
со скачком в первоначальный момент, открытие регулирующих клапанов происходит при пуске турбины.
Характеристики обратной связи рассчитывались на математических моделях и отрабатывались
практически. Они обеспечивают эффективное закрытие регулирующих клапанов ЧВД при сбросах
электрической нагрузки более 40... 50% от номинального значения. Отметим, что в процессе отработки
параметры ее менялись. На фрагменте I рис. 6.23 представлен первоначальный вариант характеристики,
реализованный в первых турбинах типа Т-50-130 и Т-100-130 (назовем его вариантом «1,5. ..6,0» по
величине расстояния кромок тангенциального окна от соответствующих кромок расточки в буксе). В
дальнейшем, при проектировании системы регулирования турбины Т-175/210-130 (около 1980 г.), был
внедрен вариант «1,5... 2,0», распространенный также на все выпускавшиеся в то время турбины УТЗ.
Системы регулирования с указанной характеристикой обратной связи отсечного золотника
сервомотора ЧВД отличались хорошей реакцией при сбросе нагрузки, однако при этом снизилась устойчивость
их работы (сервомотор пульсировал с амплитудой 5...6мм и частотой около 1Гц), что, в частности,
увеличило износ элементов парораспределения ЦВД.
При внедрении так называемой гидравлической системы защиты отборов (ГСЗО) от повышения
давления (см. разд. 6.4.8) выяснилось, что при вступлении ГСЗО в работу сервомотор ЧВД с
характеристикой «1,5... 2,0» входит в незатухающие колебания, поскольку усиление в контуре ГСЗО оказалось
выше, чем в контуре регулирования частоты вращения. Проведенные исследования на математической
модели и практическая отработка и испытания на турбинах, находящихся в эксплуатации, позволили
получить значения характеристики «2,5... 4,5» (фрагмент 1-а рис. 6.23), при которой практически все
турбины УТЗ достаточно уверенно удерживают сброс электрической нагрузки, а ГСЗО работает устой-
299

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
чиво с неравномерностью 0,04.. .0,05МПа. Указанная характеристика внедрена в настоящее время на
турбинах УТЗ.
Хвостовик золотника сервомотора ЧВД управляет сливом масла из камеры под золотником
сервомотора ЧСД или ЧНД. Когда золотник сервомотора ЧВД находится в среднем положении, его хвостовик
перекрывает окна О (нижний дроссель 4 на схеме рис. 6.1), причем торец хвостовика находится выше
кромки окон на 2... 4мм. Во время работы системы регулирования, при отсутствии резких больших
изменений нагрузки золотник смещается от среднего положения незначительно, и окна остаются
закрытыми. Смещение золотника вниз на значительную величину происходит, например, при полном сбросе
нагрузки. В это время окна О открываются и подается команда на закрытие регулирующих диафрагм
(клапанов ЧСД).
На рис. 6.25 представлен сервомотор промежуточного отсека ступеней (сервомотор ПО) турбины
ПТ-135/165-130/15, предназначенный для поддержания давления в верхнем отопительном отборе
турбины. Его отличительной особенностью является выполнение мембранно-ленточного регулятора отбора
непосредственно на сервомоторе.
Рис. 6.25. Сервомотор ПО турбины ПТ-135/165-130/15: 1 — поршень; 2 — отсечной золотник;
3 — настроечный дроссель; 4 — конус обратной связи; 5 — выключатель регулятора; 6 — сопло;
7 — лента
В дальнейшем при переходе к электрогидравлической САР турбины ПТ-140/165-130/15
сервомотор ПО был реконструирован с установкой МЭО для управления поршнем сервомотора по сигналам
электронного регулятора.
На рис. 6.26 изображен сервомотор ЧНД, применяемый в ЭГСР турбин типа Т-100-130 и ряда
других турбин. Поскольку в электрогидравлических САР регулятор отбора выполнен электронным, такой
сервомотор имеет электрический привод 8 (механизм электрический однооборотный — МЭО),
предназначенный для перемещения управляющего золотника 9 по сигналам от электронного регулятора
заданной температуры сетевой воды или ее нагрева (давления пара в отборе), а также дающий возможность
на режимах теплового графика устанавливать поршень сервомотора на жесткий или гидравлический
упор.
Приспособление имеет переключатель 7 (рис. 6.2, поз. 2.1). Когда переключатель находится в
положении «выключено», МЭО 8 (М2 на схеме) может перемещать только управляющий золотник 9 (поз.
2.4 на рис. 6.2). Когда переключатель находится в положении «включено», МЭО может перемещать
золотник 9 и шайбу 5 (поз. 2.5 и 7 на рис. 6.2). В золотнике 9 имеется окно Л, управляющее
сливом масла из камеры К под золотником 3 сервомотора. Чтобы переключатель установить в положение
300

6.3. Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
Рис. 6.26. Сервомотор ЧНД, применяющийся в электрогидравлической системе регулирования:
1 — поршень: 2 — шток; 3 — отсечной золотник; 4 — конус обратной связи; 5 — шайба конуса;
6 — индикатор положения сервомотора; 7 — переключатель; 8 — МЭО; 9 — управляющий золотник;
К — импульсная камера под золотником сервомотора; Л — управляющие окна; М — дополнительные
сливные окна на буксе подвижной
«включено», нужно предварительно перевести МЭО в положение 240° (100% по шкале). При этом
золотник 9 устанавливается в нижнем положении, в котором открывается максимальный слив через
окно Л, поэтому отсечной золотник 3 устанавливается на нижнем упоре, как и поршень сервомотора.
Если при переключателе в положении «включено» с помощью МЭО перемещать золотник 9 и шайбу
5 вверх, то окно Л прикрывается, а кромка шайбы входит в проточку на конусе обратной связи. В
начале движения шайба откроет окно М дополнительного слива масла из камеры К (линия Н на схеме),
компенсируя уменьшение слива через окно Л. Когда кромка шайбы входит в проточку, подвод масла в
камеру К резко возрастает и золотник 3 идет вверх, давая команду на подъем поршня сервомотора, а
с ним — и конуса обратной связи. Движение поршня прекратится, когда кромка проточки практически
подойдет к кромке шайбы — поршень сервомотора остановится на гидравлическом упоре.
Перемещение шайбы, а следовательно и поршня сервомотора в режиме теплового графика составляет примерно
60 мм.
На рис. 6.27 изображен сервомотор ЧВД турбины Т-250/300-240, представляющий собой типичный
двухсторонний сервомотор с отсечным золотником. Его отличие от большинства главных
сервомоторов турбин УТЗ заключается лишь в том, что он имеет вертикальное расположение поршня. Работа
сервомотора описана выше.
Сервомотор ЧСД турбины Т-250/300-240 (рис. 6.28, см. также принципиальную схему на рис. 6.7)
турбины Т-250/300-240 выполнен односторонним: его поршень 1 поднимается вверх (на открытие
клапана) под действием давления воды и опускается вниз (на закрытие клапана) под действием пружин. В
связи с этим золотник 3 сервомотора имеет один отсечной поясок. Для ликвидации нечувствительности
он имеет два гидравлических упора. Нижний упор, как у золотников других сервомоторов, образуется
камерой, в которую подводится вода через небольшое отверстие в поршне золотника. Верхний упор
образован системой окон, проточек и каналов, через которые происходит дополнительный слив масла
из импульсной камеры К, когда золотник поднимается вверх из отсечного положения на 5 мм. При этом
золотник зависает на кромке ?>, которая незначительно смещается над кромкой ftj буксы.
Введение верхнего гидравлического упора необходимо вследствие того, что поршень сервомоторов
ЧСД турбины Т-250/300-240 в процессе работы турбины под нагрузкой всегда находится на верхнем
упоре. При этом давление в камере К превышает рабочее, равное />о/2, и золотник поднимается вверх до
301

Глава б. Система автоматического регулирования и защиты
Рис. 6.27. Сервомотор ЧВД турбины Т-250/300-240: 1 — поршень; 2 — отсечной золотник; 3 — конус
обратной связи; 4 — настроечный дроссель
Рис. 6.28. Сервомотор ЧСД турбины Т-250/300-240: 1 — поршень; 2 — шток поршня; 3 — отсечной
золотник; Ь, &i — кромки расточек золотника и буксы соответственно, формирующие верхний
гидравлический упор отсечного золотника; К — импульсная камера отсечного золотника
302

6.3. Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
упора, выполнение которого гидравлическим обеспечивает постоянное вращение золотника, исключая
возникновение нечувствительности.
Для снятия нечувствительности поршня сервомотора, когда он стоит на упоре, в сервомоторе
имеется дроссель с маховиком4, позволяющий за счет открытия и закрытия слива из камеры К расхаживать
поршень на полный ход. Конус обратной связи5 сервомотора выполнен с двойной крутизной, причем
участок большей крутизны соответствует малому подъему поршня (клапана), что обеспечивает
большую устойчивость системы регулирования после сброса нагрузки, когда некоторое время холостой ход
турбины поддерживается клапанами ЧСД.
Учитывая, что сервомотор ЧСД, как и основная часть элементов системы регулирования турбины
Т-250/300-240, работает на воде, уплотнительные кольца на поршне выполнены фторопластовыми, с
заложенными в них обычными пружинными поршневыми кольцами. Усилие от сервомотора к клапану
передается, как у автозатворов, через шток 2 и жесткую рамку, состоящую из двух коромысел и двух тяг.
На сервомоторе установлен конечный выключатель, который срабатывает вблизи нижнего упора,
давая импульс на открытие сбросных задвижек на линии промежуточного перегрева в конденсатор.
На рис. 6.29 представлен также сервомотор ЧНД турбины Т-250/300-240, представляющий собой
типичный двухсторонний сервомотор с отсечным золотником. Его особенностью является устройство
смещения конуса обратной связи 4, установленное на ряде турбин для возможности ручного
регулирования расхода пара в ЧНД на режимах теплового графика. Оно представляет собой упор головки
конуса обратной связи 3, перемещаемый маховиком 5 примерно на 50мм. Соединение упора с
конусом выполнено с силовым замыканием пружиной, что обеспечивает отсутствие люфта при управлении
сервомотором ЧНД.
Рис. 6.29 Сервомотор ЧНД турбины Т-250/300-240: а — сечение по поршню и отсечному золотнику,
б — сечение по конусу обратной связи; 1 — поршень; 2 — отсечной золотник; 3 — шайба конуса
обратной связи; 4 — конус обратной связи; 5 — привод шайбы
4На рис. 6.28 не показаны.
На рис. 6.28 не показаны.
303

Глава б. Система автоматического регулирования и защиты
6.3.7. Гидравлический аккумулятор
На рис. 6.30 представлен гидравлический аккумулятор, спроектированный для турбины Т-175-130 и
предназначенный для уменьшения отклонений давления масла от номинального значения в напорном
маслопроводе к сервомотору ЧНД в переходных режимах. Аккумулятор устанавливается на фундаменте
вблизи сервомотора ЧНД. Аккумулятор имеет два подпружиненных поршня 1 и 2. В импульсные камеры
а и б под поршнями подводится напорное масло от ГМН с давлением 1,4МПа. Поршень 1 служит
для поглощения некоторого объема масла и сглаживания пиков давления, возникающих от резкого
торможения поршня сервомотора ЧНД, который имеет большой объем и значительно удален от ГМН.
Назначение поршня 2 — уменьшение провалов давления в напорном трубопроводе за счет вытеснения
некоторого объема масла при быстром перемещении поршня сервомотора ЧНД.
Рис. 6.30. Гидравлический аккумулятор: 1, 2 — поршни аккумулятора; 3 — пружины; 4 — хвостовики;
5 — скалки; 6 — подпятники; 7 — палец; 8 — тарельчатые пружины; а, 6 — импульсные камеры
В нормальном режиме работы при небольших колебаниях напорного давления поршень 1 находится
на нижнем упоре, а поршень 2 — на верхнем. Установка поршней на упоры осуществляется затяжкой
пружин 3 при помощи хвостовиков 4. Усилия от пружин на поршни 1, 2 передаются скалками 5 через
сферические подпятники 6 для предотвращения передачи перекашивающих усилий пружин на поршни.
При некотором превышении напорного давления над номинальным срабатывает поршень 1, при
снижении давления — поршень 2. Для предотвращения резкого удара поршня 2 его нижний упор выполнен в
виде пальца 7, подпружиненного тарельчатыми пружинами 8.
6.3.8. Мембранный разделитель
На рис. 6.31 представлен мембранный разделитель, разработанный и применяемый в системе
регулирования турбины Т-250/300-240 (см. также разд. 6.2.5). В процессе работы, когда в линии защиты
давление равно напорному, мембрана 4 прогнута и заслонка 6 плотно прижата к соплу 2. При этом даже
некоторые колебания давления в линии защиты (от золотников автомата безопасности) не приводят
к изменению протечек через заслонку 6, что делает работу регулятора частоты вращения (скорости)
турбины стабильной.
При срабатывании золотников автомата безопасности давление в линии защиты падает, заслонка 6
отходит от сопла 2 и открывает большой слив из импульсной камеры золотника регулятора скорости,
что приводит к быстрому закрытию сервомоторов системы регулирования.
Для предотвращения чрезмерного прогиба мембраны 4 давлением она в работе опирается на
подушку 5, принимающую, таким образом, на себя усилие давления воды в линии защиты.
304

6.3. Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
От
шип беюпшаюсяг
Рис. 6.31. Разделитель мембраннный: 1 — корпус; 2 — сопло; 3 — крышка; 4 — мембрана;
5 — подушка; 6 — заслонка
6.3.9. Блок золотников
В конце 80-х годов УТЗ спроектировал и начал выпуск турбин типа Тп-115/125-130 трех
модификаций и ПТ-90/125-130 также трех модификаций, предназначенных для замены отработавших
ресурс турбин мощностью 25... 50 МВт и способных быть установленными на их место. Отличительной
особенностью указанных турбин от «классической» Т-110/120-130 является однопоточный ЧНД, что
приводит к существенному снижению момента инерции ротора турбогенератора, в особенности в тех
случаях, когда турбина соединяется с «легким» генератором с водородным охлаждением. В это же
время была разработана еще более «легкая» турбина ТР-110/120-130, не имеющая ЦНД. Расчеты
показали, что обеспечение надежной работы указанных турбин при сбросах электрической нагрузки
невозможно без раннего закрытия стопорного клапана (при частоте вращения 102. .104% от
номинального значения) с его последующим открытием после выхода турбины на холостой ход.
Для обеспечения указанной функции в системе регулирования был разработан дополнительный
узел — блок золотников [173, 174], представленный на рис. 6.32.
Блок золотников является элементом, в котором при сбросе электрической нагрузки в системе
регулирования формируется дифференциальный сигнал на закрытие автозатвора стопорного клапана,
минуя автомат безопасности. Закрытие стопорного клапана при этом происходит практически
одновременно с закрытием регулирующих клапанов, что обеспечивает наиболее выгодные условия для защиты
турбины по сравнению с другими известными способами (см., например, [175]), поскольку нижняя
граница уставки на временное закрытие автозатворов в этом случае минимальна.
На рис. 6.33 представлена система регулирования частоты вращения, включающая блок золотников.
Система содержит блок 1 золотников регулятора скорости, сервомотор 2 регулирующих клапанов ЧВД,
автозатвор 3 стопорного клапана, блок золотников 4, в состав которого входят золотник 5 закрытия
стопорного клапана, золотник 6 взведения стопорного клапана и золотник 7 закрытия регулирующих
клапанов. Отсечной золотник 9 снабжен дросселем 10, соединенным с импульсной камерой 20
золотника 5. Блок 1 золотников регулятора скорости снабжен рабочими дросселями 11 и 12 и дополнительным
дросселем 13, к которому подключена импульсная камера 14 отсечного золотника 9, соединенная также
с дросселем 11 блока 1. Камера 15 под поршнем 16 автозатвора 3 стопорного клапана подключена к
импульсной камере 21 золотника взведения 6 стопорного клапана и импульсной камере 22 золотника
закрытия регулирующих клапанов 7. Импульсная камера 17 золотника 8 автозатвора 3 соединена с
внутренней расточкой 27 золотника 5 закрытия стопорного клапана линией 18, в которую включен золотник
6 взведения. Настроечный дроссель 19 предназначен для задания уровня срабатывания золотника 6.
Золотники 5, 6, 7 выполнены дифференциальными. Камера 20 золотника 5 соединена с дросселем
10. При наличии сервомотора клапанов регулирования отбора дроссель может параллельно
воздействовать и на него, поскольку камера 20 золотника 5 выполнена безрасходной. В камеры 23 и 24 золотников
5 и 7 подводится напорное масло. В камеру 25 золотника 6 напорное масло подводится через
настроечный дроссель 19, устанавливающий уровень давления в ней таким, чтобы золотник 6 мог перемещаться
305

Глава б. Система автоматического регулирования и защиты
Рис. 6.32. Блок золотников: 1 — золотник закрытия стопорного клапана; 2 — золотник взведения
стопорного клапана; 3 — золотник закрытия регулирующих клапанов; 4 — дроссель; масляные линии
связи: ро — 07~ силового насоса; а — от отсечного золотника сервомотора ЧВД; 6 — из-под поршня
автозатвора стопорного клапана; в — к золотнику регулятора скорости; г — к золотнику автозатвора
(в линию защиты)
на верхний упор при давлении в камере 21, соответствующем положению поршня 16 на нижнем упоре.
Диаметры золотников 5, 6, 7 подобраны так, что при открытых регулирующих и стопорном клапанах
они находятся на нижних упорах.
Система работает следующим образом. При значительном отклонении от равновесного положения
отсечного золотника 9, что происходит при сбросе электрической нагрузки, через дроссель 10
открывается слив из камеры 20 золотника 5, который под действием напорного масла перемещается на верхний
упор, сообщая камеру 23 с камерой 26, и через золотник 6, открывая слив из камеры 27, связанной
с импульсной камерой 17 золотника 8 автозатвора 3. Поршень 16 автозатвора 3 перемещается вниз и
закрывает стопорный клапан. Перемещение поршня 16 и главного сервомотора 30 регулирующих
клапанов, управляемого блоком 1 золотников регулятора скорости (дросселем 11), происходит практически
одновременно. Кроме того, закрываясь, стопорный клапан дросселирует пар, протекающий через него,
давление пара и его работоспособность перед регулирующими клапанами уменьшаются, дополнительно
уменьшается и динамическое повышение частоты вращения ротора.
Стопорный клапан должен открываться раньше регулирующих клапанов. Это осуществляется
золотником 6 взведения и золотником 7 закрытия регулирующих клапанов. При закрытии давление под
поршнем 16 падает, золотники 8 и 9 перемещаются на верхние упоры.
Золотник 7 своим пояском открывает слив из камеры 28, связанной с блоком 1 золотников
регулятора скорости. При этом главный сервомотор 30 удерживается на нижнем упоре дросселем 11. Золотник
6 своим пояском перекрывает окно 29, соединяющее камеру 17 с камерой 27 золотника 5.
Если частота вращения ротора превышает номинальную несколько более, чем на величину
неравномерности, и составляет, например, 106% от номинальной и выше, то дроссель 12 открыт и взведение
поршня 16 автозатвора не происходит. Поршень 16 автозатвора взводится при уменьшении частоты
вращения ротора до 106% от номинальной.
При перемещении золотника 6 на верхний упор камера 25 соединяется с камерой 26, давление в
камере 25 становится равным напорному, и золотник 6 удерживается в верхнем положении при любом
306

o.J. конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
Рис. 6.33. Схема включения блока золотников в схему регулирования турбины
(обозначения см. в тексте)
значении давления под поршнем 16 автозатвора 3. При полностью открытом поршне 16 давление под
ним возрастает до напорного, золотник 7 перемещается на нижний упор, слив из камеры 28
закрывается, обеспечивается возможность открытия главного сервомотора 30 блоком 1 золотников регулятора
скорости. После возвращения отсечного золотника 9 в равновесное положение слив через дроссель 10
закрывается, золотник 5 перемещается на нижний упор, перекрывая слив из камеры 27, и прекращает
подачу напорного масла в камеру 26. Давление в камере 25 падает, золотник 6 перемещается на нижний
упор, обеспечивая возможность закрытия автозатвора 3.
За счет дополнительного дросселя 13 в блоке 1 золотников регулятора скорости и подбора времени
открытия автозатвора 3 и главного сервомотора 30 обеспечивается очередность их открытия по частоте
вращения.
Система регулирования, содержащая блок золотников, позволила осуществлять предупредительное
закрытие автозатвора стопорного клапана, минуя автомат безопасности. В случае отказа системы
регулирования открытия автозатвора не происходит и, таким образом, практически на 10% снижается
уровень частоты вращения, при которой закрывается стопорный клапан в аварийной ситуации, что
существенно повышает надежность работы турбины. Кроме того, это позволяет снизить требования к
прочности роторных деталей турбогенератора.
Работу блока золотников демонстрируют переходные процессы при сбросе электрической нагрузки
с отключением генератора от сети турбины Т-110/120-130, переведенной в режим работы с
противодавлением с ликвидацией лопаточного аппарата низкого давления, представленные на рис. 6.34. 6.35.
6.3.10. Нелинейный привод поворотной диафрагмы
Как было показано в разд. 4.8, в турбине К-17-1,6 защитным парораспределительным органом
является стопорная поворотная диафрагма. Привод ее поворотного кольца выполнен по нелинейной
кинематической схеме [176... 178], позволяющей существенно увеличить эффективность использования
307

Глава б. Система автоматического регулирования и защиты
Я70. мм от в.у.
20
10
0
Нг, Н2. Нз, в.у.
н.у.
Явд, Яаз. мм
160
120
80
40
О
S
ч_
1
1
#65 "
1/1 н, ня н,
-
1
/
\
"IV
/
1
■ нА
А
/ S
Г
ч
1
_^
^-J—
7^
.
к~
Я3
/
Л
/
К,
-1
^
Г"г-г^т>-^т
1 1
_F
?2
>-5) 1 1 1 1 !
^т^
1 ^
~^ _ 1 1 ~
гт~
-
-
О
Яб5, ММ ОТ Н.у.
11
16
п, об/мин
3200
3100
3000
10 12 14 16 Время, с
Рис. 6.34. Сброс электрической нагрузки с отключением генератора от сети на турбогенераторе № 3
с турбиной Т-110/120-130 Ново-Свердловской ТЭЦ. Исходная электрическая мощность — 110 МВт,
расход пара в турбину — 480 т/ч., ЭГП отключен. Н^, Hjo, Нвд, Ваз. Н\, H?, Н% — положение
золотников блока регулирования 065 мм, 070 мм, сервомотора ЧВД, автозатвора стопорных
клапанов, золотников № 1, 2, 3 блока золотников соответственно; п — частота вращения ротора;
в.у., н.у. — верхний и нижний упоры соответственно
H-YQ, ММ ОТ Н.у.
20
10
0
н.у.
Явд, Ядз. мм
160
120
80
40
0
1 /
-/-
1
Я7п
1
!
ч
, ЯбБ
/ / ' Я! Нз Н2 ,
W
-'- [
'
Явд
Г 1
/ 'яАЯ
Т1 1/ ,
~Tv/
п
/
т'\ ^^~
—i
i
П
1
1 Я3|
1
т'
1
II II
1 . .
z\
| |
1
ъ\
'
!
~~~УгК*Пг^г\
4
t^-
к
1 ■
-|—1—1—
1
1
Яб5. ММ ОТ В.у
11
Hi
21
п, об/мин
3200
3100
3000
10 12 14 16 Время, с
Рис. 6.35. Сброс электрической нагрузки с отключением генератора от сети на турбогенераторе № 3
с турбиной Т-110/120-130 Ново-Свердловской ТЭЦ. Исходная электрическая мощность — 110 МВт,
расход пара в турбину — 480 т/ч., ЭГП включен. Обозначения см. на рис. 6.34
мощности сервомотора (см. рис. 4.91). Для сравнения на рис. 6.36 представлен традиционный линейный
привод регулирующей диафрагмы (см. также разд. 4.3, рис. 4.50).
Характерной особенностью линейного привода является постоянство передаточного отношения от
сервомотора к поворотному кольцу вследствие того, что углы в подвижных сочленениях схемы (СДЕ,
СВА, ВАО) во всем рабочем диапазоне положений мало отклоняются от 90°. По этой причине
располагаемое усилие сервомотора Рс, приведенное к поворотному кольцу, также практически постоянно
(рис. 6.37) во всем диапазоне положений кольца (угол |3: принято, что (3=0 соответствует закрытой
диафрагме, (3 = (Зтаз; — полностью открытой).
На рис. 6.37 изображено также необходимое усилие для поворота кольца Рц. Оно имеет
максимальное значение (Bj^) в положении полного закрытия диафрагмы ((3 = 0) и по мере открытия диафрагмы
резко снижается (при полном открытии (3 = (Зтож практически на порядок, Bj^).
308

6.3. Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования
Рис. 6.36. Кинематическая схема линейного привода регулирующей диафрагмы: 1 — сервомотор;
2 — поворотное кольцо регулирующей диафрагмы; 3 — рычаги; 4 — тяга (серьга); 5 — ротор турбины;
Рс — усилие сервомотора, приведенное к поворотному кольцу; Рк — усилие, требуемое для поворота
кольца; (3 — рабочий угол поворота кольца
rt<
\ Рс
t * ^-
т
Рс
~____^ л
АРС
Г"^^^
/
Рк
L^ /
,
*
гсо
ар-
/
0 Рл/лх Р
Рис. 6.37. Усилия, передаваемые в приводе регулирующей диафрагмы: Рц — усилие на кольце
от перепада давления на окнах; Р< — усилие сервомотора, приведенное к кольцу; Р(; * — усилие
сервомотора, приведенное к кольцу с сохранением запаса по усилию в закрытом положении;
Рс ** — усилие сервомотора, приведенное к кольцу с сохранением объема (работы) сервомотора;
остальные обозначения см. в тексте
309

Глава б. Система автоматического регулирования и защиты
Обычно для неразгруженных колец коэффициент запаса по усилию составляет Ку = — « 2.
Площади под кривыми Pq и Рк характеризуют располагаемую работу сервомотора (Ас) и необходимую
работу по повороту кольца (А^) соответственно. Из рис. 6.37 видно, что коэффициент запаса по работе
сервомотора составляет Кр = -^ « Ь... 10.
Таким образом, в линейной кинематической схеме привода регулирующей диафрагмы для
получения запаса по усилию, равного 2, необходимо иметь запас по располагаемой работе сервомотора
над требуемой на уровне 8... 10, что можно рассматривать как свидетельство неэффективности схемы
линейного привода, приводящей к завышению объема сервомотора.
УТЗ предложил новую концепцию привода регулирующей диафрагмы [176], выражающуюся в
следующем:
- запас усилия сервомотора над потребным характеризуется величиной избыточного усилия
ARC =РС- -Рк;
- для надежной работы привода достаточно обеспечить во всем диапазоне (3 условие ARc = const.
Графически новая концепция привода регулирующей диафрагмы представлена в виде кривой
Рс ((5) на рис. 6.37 и может быть обоснована следующим образом:
- расчетное значение ARc изначально выбирается для обеспечения надежности работы
регулирующей диафрагмы в наиболее нагруженном — закрытом положении;
- резонно предположить, что такого же ARc должно быть вполне достаточно для надежной
работы регулирующей диафрагмы во всех других, менее нагруженных (частично и полностью открытых)
положениях.
При всех прочих равных условиях площадь под кривой Рс ((3) существенно (на 35.. .40%) меньше
площади под кривой -Рс(Р), что эквивалентно уменьшению объема сервомотора.
Зависимость приведенного к поворотному кольцу усилия вида Р£.(Р) можно получить за счет
нелинейной рычажной передачи, схема которой представлена на рис. 6.38, что нашло отражение в
названии «нелинейный привод регулирующей диафрагмы». В нелинейной схеме рычаг поворотного
кольца соединяется с тягой (серьгой) под углом ф, значительно превышающим 90°. В этом случае
коэффициент передачи и, соответственно, приведенное к поворотному кольцу усилие определяются
величиной плеча рычага поворотного кольца, определяемого как наименьшее расстояние между линией
тяги и центром вращения рычагов (в линейной передаче на рис. 6.36 плечо рычага поворотного кольца
практически равно его длине во всем диапазоне рабочих положений).
Рис. 6.38. Кинематическая схема нелинейного привода регулирующей диафрагмы: ф — угол
зацепления рычага поворотного кольца и тяги (серьги); а — угол поворота рычагов; Ru, R3 — плечо
рычага кольца в открытом и закрытом положениях окон соответственно. Остальные обозначения
см. на рис. 6.36

6.4. Система защиты
При вращении рычажного механизма рычаг поворотного кольца поворачивает тягу, меняя величину
плеча, что адекватно изменению коэффициента передачи привода регулирующей диафрагмы.
Закрытому положению диафрагмы (поршень сервомотора внизу) соответствуют наибольший угол ф соединения
рычага с тягой и, соответственно, наименьшее плечо Дз, при котором приведенное к кольцу усилие
сервомотора имеет максимальную величину. По мере открытия диафрагмы (подъема поршня
сервомотора) плечо В увеличивается вследствие поворота тяги, достигая в открытом состоянии (поршень
сервомотора вверху) максимального значения /?о, при котором приведенное к поворотному кольцу
усилие сервомотора имеет минимальное значение.
Таким образом, в нелинейной схеме привода регулирующей диафрагмы представляется возможным
получить характер изменения приведенного усилия сервомотора, соответствующий Р^((3).
Реализация нелинейной схемы привода при новом проектировании позволяет уменьшить объем сервомотора
при одинаковом запасе усилия с линейной схемой в наиболее нагруженном (закрытом) положении
диафрагмы в 1,3... 1,6 раза. При реконструкции существующего привода регулирующей диафрагмы
реализация нелинейной схемы позволяет при сохранении штатного сервомотора повысить запас усилия,
приведенного к поворотному кольцу в закрытом положении регулирующей диафрагмы, — см. рис. 6.37,
зависимость Р£* ((3), площадь под которой больше площади под линией Рс (|3) в 1,2... 1,3 раза.
Угол зацепления тяги (серьги) и рычага поворотного кольца (рис. 6.38) можно определить по фор-
, п 1 к — cos (а + (3) п РА, . .
муле [176J arccos — +90 < ф < arctg :— — Ь 90 , где к = —^ — коэффициент, равный
/с sin lot -г р) с^о
отношению максимального (Р^з) и минимального (Рдо) усилий сервомотора, приведенных к
поворотному кольцу (рис. 6.37) при постоянном избыточном усилии ЛР^.
6.4. Система защиты
6.4.1. Задачи системы защиты
Система регулирования турбины действует во всех эксплуатационных режимах работы, выполняя
задачи поддержания регулируемых параметров турбины с требуемой степенью точности. Попутно
системой регулирования решается и задача защиты турбины от недопустимого отклонения параметров,
которое может повлечь разрушение турбины. Однако в процессе эксплуатации турбины возникают
ситуации, когда по какой-либо причине (в частности, по причине отказа системы регулирования) отклонения
параметров достигают все же недопустимой величины. В этом случае во избежание аварии турбина
должна быть незамедлительно остановлена путем полного прекращения подачи в нее пара. Для этой
цели турбоустановки снабжаются системой защит, действующих на останов турбины. Основным
требованием к системе защит является полная независимость от системы регулирования, т.е. каждый контур
системы защит имеет все необходимые элементы: датчики, усилители, исполнительные и
парораспределительные органы. Тем самым обеспечивается требование, согласно которому по всем опасным с
точки зрения целостности (прочности) турбины параметрам она имеет две независимые ветви защиты:
первая (система регулирования) обеспечивает требования безопасности в процессе эксплуатации,
вторая (собственно защита) вступает в работу при недостаточности или отказе системы регулирования и
отклонении опасного параметра за пределы рабочего диапазона [131, 179].
Элементы системы регулирования в процессе эксплуатации непрерывно перемещаются, что
позволяет судить об их работоспособности, не прибегая к специальным испытаниям. Напротив, элементы
системы защиты в нормальных режимах работы практически полностью неподвижны. Для обеспечения
работоспособности и уверенности в исправности их приходится периодически проверять, осуществляя
различного рода испытания и расхаживания. В связи с этим защиты турбины выполняются
дублированными (резервированными) и конструктивно позволяют при проведении регламентных работ (расха-
живании, опробовании и др.) в одном из каналов защиты сохранять функции защиты в другом (других)
канале.
К системам регулирования и защиты, как правило, выдвигается дополнительное требование:
нормально работающая исправная система регулирования должна обеспечивать безопасную работу
турбины без вмешательства системы защиты, что позволяет в аварийных ситуациях косвенно судить о
состоянии системы регулирования: если турбина не была остановлена, то система регулирования
исправна, если остановилась (сработала защита) — то неисправна.
К системе защиты следует отнести также некоторые защитные устройства, предотвращающие
аварийные режимы работы без останова турбины, но не действующие в нормальных эксплуатационных
режимах работы.
311

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
6.4.2. Виды защит
В системе защит турбин УТЗ следует условно выделить основные, непосредственно проектируемые,
изготавливаемые и поставляемые заводом. К ним следует отнести:
- защиту от недопустимого повышения частоты вращения (от разгона);
- защиту от недопустимого повышения давления пара в камерах регулируемых отборов пара и
присоединенных к ним теплообменных аппаратах и трубопроводах.
Указанные защиты имеют собственные исполнительные органы, предназначенные для прекращения
доступа пара в турбину и для сброса из турбины избыточного пара.
Кроме того, в систему защит входит ряд технологических защит, для реализации которых
турбина должна быть укомплектована специальными датчиками (как правило, электрическими), а останов
турбины осуществляется посредством закрытия исполнительных органов защиты от разгона. К таким
защитам относятся:
- защита от недопустимого осевого сдвига ротора;
- защита от недопустимого прогиба ротора;
- защита от недопустимой вибрации подшипниковых опор или роторов турбины;
- защита от недопустимого повышения давления в камерах регулируемых отборов пара
(дополнительно к основной защите, реализуемой отдельной системой, представленной выше);
- защита от недопустимого ухудшения вакуума в конденсаторе;
- защита от недопустимого снижения давления масла в системе смазки.
К защитным устройствам, непосредственно не ведущим к останову турбины, но совершенно
необходимым для безопасной работы турбоустановки, относится защита от обратных потоков пара из
присоединенных теплообменных аппаратов и станционных коллекторов технологического пара при сбросе
электрической нагрузки.
6.4.3. Защита от недопустимого повышения частоты вращения
(защита от разгона)
Согласно [40], останов турбины должен осуществляться при повышении частоты вращения до
110. ..112% от номинального значения (щ) или в соответствии с требованиями завода-изготовителя
турбины.
В табл. б.З представлены уставки защиты от разгона некоторых турбин УТЗ.
Таблица 6.3. Уставка защиты турбин УТЗ от недопустимого повышения частоты вращения
Тип турбины
Т-50-130, Т-110-130, Т-185-130,
Т-250-240, Т-30-90
Р-102-130
Тп-115-130, ПТ-90-130
Значение уставки, об/мин
3330...3360
3435...3465
3360...3390
Примечание: % от по (ЗОООоб/мин)
111... 112
114,5. ..115,5
112. ..113
Турбины типа Р-102-130, Тп-115-130, ПТ-90-130 имеют более высокие уставки защиты, поскольку
роторы их турбогенераторов существенно «легче» в динамическом отношении (имеют небольшую
постоянную времени), что делает затруднительным (невозможным) удержание сброса нагрузки с
«обычными» уставками.
В контур защиты турбины от разгона входят:
- датчик частоты вращения — механический автомат безопасности;
- усилители — блок золотников автомата безопасности;
- исполнительный механизм — односторонний пружинный сервомотор (автозатвор);
- парораспределительный орган — стопорный клапан.
6.4.4. Автомат безопасности
Автомат безопасности представляет собой астатический датчик частоты вращения, срабатывающий
при достижении ротором турбины максимально допустимой частоты вращения. На рис. 6.39
представлен типичный механический автомат безопасности, применяемый в турбинах УТЗ.
Автомат безопасности жестко крепится к переднему концу вала насосной группы. Он имеет два
кольцевых бойка: передний 1 и задний 2. Кольцевые бойки имеют большую массу, чем пальцевые
бойки, применяемые, например, ЛМЗ, при приемлемых размерах их конструкции. Это обеспечивает
312

6.4. Система защиты
большую силу удара кольцевого бойка. Поскольку у кольцевого бойка точка удара по клинку смещена
на значительный угол от линии его перемещения, по которой действует пружина, то даже в случае
возникновения каких-либо существенных сил сопротивления в клинке или золотнике они практически
не могут, сжимая пружину, вернуть боек в исходное положение, что возможно у пальцевого бойка.
Рис. 6.39. Автомат безопасности турбин УТЗ: 1 — передний боек; 2 — задний боек; 3 — натяжная
гайка; 4 — неподвижный стержень; 5 — пружина, б — втулка
При срабатывании бойки, преодолевая силы натяжения пружин 5, смещаются в свою более тяжелую
сторону вдоль неподвижных стержней 4. Для уравновешивания центробежных сил, действующих на вал
турбины, тяжелые части бойков расположены в противоположных сторонах.
Возвращение бойков в рабочее положение (взведение) должно происходить при частоте вращения,
несколько превосходящей номинальную и составляющей 3040 ... 3060 об/мин для того, чтобы не
допускать слишком большого снижения частоты перед синхронизацией генератора с электрической сетью.
В теле бойка с более тяжелой стороны, симметрично относительно оси перемещения, выполнены
два кармана К, которые могут заполняться маслом. Когда это происходит, вес бойка и (что важнее)
его эксцентриситет увеличиваются, и он срабатывает при меньшей частоте вращения (расчетное
значение — 2950об/мип). Таким образом, подачей масла к бойкам реализуются операции расхаживания
и опробования (подробнее см. разд. 6.4.5) на работающей под нагрузкой турбине.
Масло к карманам подводится по каналам, идущим от кольцевых выточек, а в выточки оно попадает
через сопла. В каждом кармане бойка имеется небольшое радиальное отверстие, через которое масло
вытекает, когда его подача из сопл прекращается. Расчетная частота вращения посадки бойка равна
3100 об/мин.
Таким образом, в конструкции бойка заложены параметры трех расчетных точек, которые должны
обеспечиваться при настройке одной из них, — точек своевременного выбивания бойка при повышении
частоты вращения без подвода к нему масла. Для повышения стабильности срабатывания бойков в
автоматах безопасности во втулку б и натяжную гайку 5 вставлены фторопластовые втулки. Поворот
натяжной гайки на й0° изменяет настройку бойка примерно на 50об/мип (3330... 3300об/мин).
Турбина Т-250-240 имеет автомат безопасности (рис. 6.40) с кольцевыми бойками, конструкция
которого несколько отличается от рассмотренной выше. Одной из причин отличий является больший
диаметр вала и бойков, при котором целесообразно, чтобы стержень 2, имея хорошее направление в
двух втулках 3 и 5 (с фторопластом), перемещался вместе с бойком. Для этого один конец стержня 2
ввинчен в боек 1, причем стержень выполняет функции натяжной гайки пружины б. Поворот стержня
на 90° меняет настройку бойка примерно на 90об/мин (грубая настройка). Стержень в большей своей
части полый, внутри него на резьбе может перемещаться регулировочный винт 7. Смещение винта к
центру увеличивает эксцентриситет массы бойка, уменьшая частоту вращения при срабатывании бойка
(один оборот винта изменяет настройку примерно на 20 об/мин — точная настройка).
Фланец автомата безопасности используется для замера смещения ротора относительно статора, а
гребень Б — для замера прогиба ротора.
6.4.5. Золотники автомата безопасности
Бойки автомата безопасности при срабатывании воздействуют на блок усиления защиты от
разгона — золотники автомата безопасности (ЗАБ). ЗАБ турбин УТЗ представлены на рис. 6.41 [7]. ЗАБ
313

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
Рис. 6.40. Автомат безопасности турбины Т-250-240: 1 — боек; 2 — стержень; 3 — втулка; 4 — вал
автомата безопасности; 5 — втулка; 6 — пружина; 7 — регулировочный винт; Б — гребень для датчика
прогиба ротора
содержат два основных золотника (передний и задний). Бойки автомата безопасности воздействуют
на соответствующие золотники через клинки 5. Оси клинков расположены в крышке ЗАБ, в рабочем
положении клинки прижимаются к головкам золотников пружинами указателей 6. За счет подгонки
прокладок 7 под головками между бойками и клинками устанавливается зазор в 0,8... 1 мм. Подвод
напорного масла и две основные линии защиты, идущие к автоматическому затвору и регулятору
частоты вращения, проходят через опорный фланец ЗАБ и промежуточную плиту корпуса переднего
подшипника, внутри которого они размещены.
Передний 1 и задний 8 золотники ЗАБ одинаковы. Они удерживаются в верхнем рабочем
положении давлением масла на ступеньку, образуемую поверхностями с разницей диаметров 2 мм. К этой
ступеньке (камера Н) постоянно (при работе главного или пускового насосов) подается напорное масло.
При срабатывании бойков клинки должны опустить золотники до упоров примерно на 1 мм. Затем в
камеры С над золотниками через открывающиеся окна О поступает стерегущее масло, имеющее полное
давление ро- Усилие, создаваемое давлением этого масла на поясок П (поясок Т представляет собой
направляющую крестовину), перемещает золотники вниз. В нижнем положении золотники открывают
сливы масла через окна Л и М, которые соединены соответственно с камерами под золотником 065мм
и над золотником автоматического затвора.
Для подъема золотников необходимо снять давление из камер над ними. Как отмечалось, при
рассмотрении регулятора частоты вращения его синхронизатор может перекрывать подвод стерегущего
масла. После синхронизатора это масло разделяется на два потока: основной поток управляется
распределительным золотником 4, а дублирующий — поворотной буксой 3. Возможные протечки масла
сливаются через кольцевые зазоры вокруг хвостовиков золотников. В нижнем положении зазоры
достаточно велики, чтобы воспрепятствовать созданию в камерах существенного давления, которое может
помешать взведению золотников. При подъеме золотников зазор уменьшается за счет большего
диаметра хвостовиков. Уменьшенный зазор способствует более четкому срабатыванию золотников при подаче
стерегущего масла.
Автомат безопасности совместно с ЗАБ позволяет производить с каждым бойком и
соответствующим золотником по три контрольных операции: опробование разгоном ротора, опробование подачей
масла, расхаживание подачей масла. Во время выполнения этих операций один из бойков и золотник
находятся в таком состоянии, при котором они могут отключить турбину, если это потребуется.
Операция опробования повышением частоты вращения является основной проверкой защиты от
разгона. При ее проведении автомат безопасности и его золотники, а также все узлы и линии,
подающие команду на закрытие органов парораспределения, проверяются в условиях, для которых
предназначена защита. Одновременно может производиться и настройка автомата безопасности, он должен
срабатывать у турбины Р-100-130 при частоте вращения 3435.. .3465об/мин, а у остальных турбин —
3330... 3360 об/мин.
Опробование разгоном требует полного разгружения турбины с отключением генератора от сети.
При разгоне ротора в рабочих лопатках и других деталях роторов возникают повышенные напряжения,
которые могут стать опасными, если частота вращения возрастает выше допустимых пределов. Поэтому
314

6.4. Система защиты
проводить опробование разгоном ротора следует только в необходимых (предписанных нормами [40])
случаях.
Для исключения продолжительной относительной неподвижности бойков и золотников, которая
может привести к их заеданию, в периоды между проверками разгоном с отключением генератора от сети
на работающей под нагрузкой турбине проводят операцию расхаживания подачей масла. Эту операцию
при номинальной частоте вращения выполняют и на холостом ходу турбины, чтобы убедиться, что во
время ее проведения срабатывают только испытуемый боек и золотник, а другая пара находится в
рабочем положении. Одновременно проверяется, что после прекращения подачи масла к бойку он при той
же частоте вращения возвратится на место. Также для контроля четкости выполнения расхаживания
проводят и операцию опробования: на холостом ходу подачей масла при частоте вращения несколько
ниже номинальной — около 2950 об/мин.
Для реализации указанных выше операций в верхней части корпуса ЗАБ установлена поворотная
шайба 2, с которой жестко соединена поворотная букса 3. Они являются основными элементами,
обеспечивающими проведение контрольных операций. В поворотной шайбе имеются два фигурных дуговых
паза, через которые проходят хвостовики золотников. Когда хвостовики находятся в широкой части
пазов, золотники могут опускаться на полный ход, равный 20 мм. При расположении хвостовиков в узких
частях пазов головки хвостовиков ограничивают перемещение золотников величиной 5 мм, а так как
перекрыша между окнами Л и М и сливными отверстиями в золотниках больше 5 мм, то в этом случае
сливы не открываются, и команда на закрытие органов парораспределения не выдается.
Поворотные шайбы и букса с помощью червячного привода могут устанавливаться в семи
положениях. Маховик привода выведен из корпуса переднего подшипника и имеет указатель соответствующих
операций. Во время работы турбины указатель ставится в среднее, рабочее положение, и хвостовики
обоих золотников находятся в широкой части пазов. При смещении указателя в обе стороны от среднего
положения поворотные шайбы и букса последовательно занимают положения 1а, 2а, За или 16, 26, 36
(см. вид на поворотную шайбу), соответствующие проведению операций расхаживания. опробования
маслом и опробования разгоном переднего и заднего бойков и их золотников. Ввиду полной
идентичности вместо шести положений рассмотрим три, не относя их к конкретной паре «боек — золотник».
В положении 1 (расхаживание) хвостовик испытуемого золотника находится в узкой части паза
поворотной шайбы, а хвостовик второго золотника — в широкой части. Поворотная букса открывает
окна У или Ф (сечения Г — Г и Д — Д) на линии подвода напорного масла к соплу испытуемого
бойка. Однако подачи масла при этом не происходит, так как поворотная букса только подготавливает
возможность подачи масла в ту или иную линию, а сама подача производится распределительным
золотником.
Кроме того, в положении 1 поворотная букса закрывает окна Р или X на линии дублирующего
подвода стерегущего масла к испытуемому золотнику (сечение 3 — 3).
В положении 2 (опробование подачей масла) хвостовики обоих золотников находятся в широких
частях пазов. Поворотная букса опять открывает окна У или Ф и закрывает окна Р или X.
В положении 3 (опробование разгоном) хвостовик испытуемого золотника находится в широкой
части паза, а хвостовик другого золотника — в узкой части. Поворотная букса открывает окна Я (сечение
И — И) на подводе напорного масла в линию, идущую из камеры под золотником 065мм.
Распределительный золотник имеет три рабочих пояска и один уплотнительный. Пояски Ш и Ю
управляют основным потоком стерегущего масла, а поясок Э — напорным маслом, подаваемым к
соплам бойков или, при выполнении операции разгона, в линию золотника 065 мм. Подача масла в
камеру под золотником 065мм приводит к повышению частоты вращения ротора. В связи с этим
распределительный золотник выполняет в данном случае роль разгонщика. Поэтому он имеет привод
с несамотормозящейся винтовой парой. Можно отметить, что подача дополнительного масла в камеру
под золотником 065 мм компенсируется при повышении частоты вращения отходом ленты от сопла
и не вызывает смещения ни золотника 065 мм, ни золотника 070 мм, что позволяет иметь на нем
расширяющееся окно в этаже В без ухудшения устойчивости системы во время испытания автомата
безопасности.
Во время работы турбины распределительный золотник прижат к переднему упору давлением
масла на площадку, образуемую поверхностями с наружными диаметрами золотника и хвостовика. В этом
положении подвод напорного масла перекрыт, а линии стерегущего масла открыты. При перемещении
распределительного золотника до упора (в сторону генератора) сначала поясками Ш и Ю отсекается
подвод стерегущего масла, затем поясок Э открывает подвод напорного масла. Пояски Ш и Ю
имеют крестообразные сверления, соединяющие полости по обеим сторонам поясков. Сверления в пояске
Ю обеспечивают и при смещении золотника постоянный подвод масла на кольцевую площадку для
возврата золотника. Сверления в пояске Ш при проведении проверки разгоном позволяют подводить
315

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
Вид на поВоротную шайбу
36
26
316

6.4. Система защиты
Ш
:ЩЩЩЩк
У/
1\ЛЩЖЖ
К переднему
бойку
3-3
К заднему
бойку
ИИ
Под золотник
060
К-К
-"у (tx,fit'({(*i,.(<i< >-*-у ,
, иЖТТ''
Рис. 6.41. Золотники автомата безопасности турбины Т-110/120-130: 1 — передний золотник;
2 — поворотная шайба; 3 — поворотная букса; 4 — распределительный золотник; 5 — клинок:
6 — указатель, 7 — прокладка; 8 — задний золотник. Остальные обозначения см. в тексте
317

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
к линии золотника 065 мм не только напорное, но и стерегущее масло, что уменьшает возможность
падения давления масла в камерах Н, предотвращая самопроизвольное срабатывание золотников.
Срабатывание ЗАБ может быть вызвано не только ударом бойка, но и воздействием электромагнита,
а также нажатием на кнопку, расположенную на корпусе переднего подшипника. Электромагнит ЗАБ
включен в цепи устройств защиты, срабатывание которых должно приводить к останову турбины.
Во время проверки разгоном поворотная шайба ограничивает перемещение неиспытуемого
золотника, чтобы он не мог отключить турбину в случае срабатывания его бойка первым, до проверки
испытуемой пары «боек — золотник». Предварительно синхронизатором повышают частоту вращения
ротора примерно до 3120 об/мин. Затем распределительным золотником постепенно разгоняют ротор
до момента срабатывания (но не выше 3500об/мин для турбины Р-100-130 и 3400об/мин для других
турбин) испытуемого бойка и его золотника, указатель которого, выведенный на крышку корпуса
переднего подшипника, при этом опустится на 20 мм. После срабатывания защиты и закрытия органов
парораспределения распределительный золотник возвращают на место.
Взведение ЗАБ производится отсечкой стерегущего масла синхронизатором регулятора частоты
вращения установкой его в нулевое положение. Однако, чтобы не произошло взведение ЗАБ до посадки
бойков (что может привести к повреждению клинков и бойков), необходимо предварительно, быстро
перемещая синхронизатор в сторону «убавить», установить его в положение 5 мм по шкале, и только
после снижения частоты вращения до 3000 об/мин перевести синхронизатор в нулевое положение. Как
только ЗАБ взведется, следует быстрым перемещением синхронизатора в сторону «прибавить» открыть
органы парораспределения, не допуская существенного снижения частоты вращения и уменьшения
давления масла за главным насосом.
Во время проведения опробования подачей масла обе пары бойков и золотников могут отключить
турбину. Поворотная букса подготавливает подвод масла к испытываемому бойку. Подача масла
производится распределительным золотником, перемещением его «от себя». После срабатывания
испытуемого бойка распределительный золотник также медленно, с выдержкой времени в момент прекращения
подачи масла к бойку возвращают обратно. Выдержка требуется для того, чтобы перед взведением
испытуемого золотника за счет отключения стерегущего масла от его камеры (к камере второго
золотника оно остается подведенным все время через дублирующую линию) масло из карманов бойка успело
вытечь, и он взвелся.
Во время проведения расхаживания установкой поворотной шайбы и буксы одна пара «боек —
золотник» подготавливается к проверке, а вторая остается в положении готовности к отключению
турбины. Масло к бойку подается распределительным золотником. После срабатывания бойка его золотник
опускается на 5 мм. Взведение ЗАБ происходит при обратном движении распределительного золотника,
которое необходимо производить также с выдержкой.
Для срабатывания золотников при воздействии на кнопку или от электромагнита 2 внутри
поворотной буксы имеется центральный золотник 4. Благодаря ступеньке на наружном диаметре давлением
напорного масла он прижимается к крышке ЗАБ. Рабочий ход золотника — 14 мм. Смещаясь вниз,
золотник из полости внутри поворотной буксы подает стерегущее масло к камерам над передним и
задним золотниками, одновременно прекращая подвод масла к камерам Н этих золотников и открывая
из них слив. Последнее облегчает срабатывание золотников.
Для повышения надежности работы электромагнита он вынесен на крышку корпуса подшипника.
На рис. 6.42 представлены золотники автомата безопасности турбин ПТ-25-90/10 и Т-25-90, большое
количество которых продолжают работать на электростанциях. Основными частями ЗАБ являются:
корпус 1, два золотника 4 и 5 и две буксы б и 7, два рычага (клинка) 9, два горизонтальных золотника
13 и 14 и электромагнит 11. В корпусе ЗАБ имеются четыре полости. Полость I (верхняя) соединена с
камерой под поршнем золотника регулятора частоты вращения (скорости), полость II — с камерой над
золотником автозатвора, полость III сообщается с пространством под золотником 4, а полость IV —
с пространством под золотником 5 и с линией, по которой масло от регулятора частоты вращения
подается для взведения золотников. Каждый из золотников 4 и 5 имеет два рабочих пояска, которые
при взведенных золотниках перекрывают слив масла из полостей I и II через окна в буксах. Когда
золотники находятся на нижних упорах, масло из полостей I и II сливается вверх (из полости II —
через сверления в верхних поясках золотников), давление масла в камерах под золотником регулятора
частоты вращения и автозатвора падает, что дает импульс на закрытие регулирующих и стопорного
клапанов, а также регулирующих диафрагм.
За счет подбора предварительного натяга и жесткости пружин 2 и 3 золотники 4 и 5 при повышении
давления масла в полостях III и IV взводятся последовательно. Первым поднимается золотник 4, при
этом масло от регулятора частоты вращения поступает в полость III через полость IV, проходя
открытые отверстия в золотнике 5 и его буксе. После того как золотник 4 поднялся, дальнейшее повышение
давления масла в полости IV приводит к подъему золотника 5. В начале своего хода он перекрывает
318

h- ^h
В сопло, подвода Ж
масло к бойкам ""
в камеру ПГ
От золотника 1
автозатВора Г
Рис. 6.42. Золотники автомата безопасности турбины ПТ-25-90/10 и Т-25-90: 1 — корпус;
2, 3 — пружины; 4. 5 — золотники; 6, 7 — буксы; 8 — кронштейн; 9 — рычаги (клинки); 10 — ось;
11 — электромагнит; 12 — трубки подачи масла к бойкам; 13, 14 — горизонтальные золотники
319

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
доступ масла в полость III, и давление под золотником 4 падает, так как масло сливается через
отверстие в держателе пружины. Пружина стремится опустить золотник, но он подхватывается крючком
на рычаге и остается в рабочем положении. Таким образом, золотник 4 подготавливается к работе
раньше золотника 5. Поэтому, когда золотник 5, поднявшись, позволяет автозатвору открыть клапан,
но из-за наличия давления масла в полости IV к работе не готов, турбина оказывается под защитой
золотника 4. После подъема золотника 5 дальнейшее перемещение синхронизатора прекращает подвод
масла в полость IV, масло из нее вытекает через отверстие, золотник 5 подхватывается крючком и
также становится готовым к работе.
Рычаги золотников насажены на ось 10, закрепленную в кронштейне 8, установленном вверху
корпуса ЗАБ. Каждый рычаг уравновешен относительно оси вращения приваренным к нему грузом. Для
надежного удержания золотников в рабочем положении крючки рычагов прижимаются к уступам на
хвостовиках золотников небольшими пружинами. В этом положении зазор между рычагами и бойками
должен быть 0.8... 1.0 мм. При выбивании бойков рычаги поворачиваются; крючки выходят из
зацепления с уступами на хвостовиках, и золотники опускаются пружинами и давлением масла на имеющиеся
у них в районе II полости уступы. Для исключения ударов бойков о рычаги после выбивания крючки,
а следовательно и рычаги отодвигаются скосами на хвостовиках. Сохранение параллельности уступов
кромкам крючков обеспечивается пальцами, входящими в пазы в теле золотника.
Горизонтальные золотники служат для проведения контрольных операций. Золотник 14
представляет собой поворотный кран, который с помощью рукоятки может устанавливаться в три положения:
рабочее, опробования и расхаживания. В рабочем положении и положении опробования масло к
полостям I и II поступает от соответствующих камер золотников регулятора скорости и автозатвора. В
положении расхаживания камеры золотников и полости I и II оказываются разобщенными В рабочем
положении рукоятка стопорит маховик привода золотника 13, в двух других положениях этот золотник
может свободно перемещаться. При своем перемещении вперед золотник 13 сначала открывает подвод
масла в полость IV, затем, закрыв этот подвод, открывает подвод масла к соплу 12, подающему его к
бойкам.
Для проведения проверки разгоном необходимо на работающей на холостом ходу турбине
установить рукоятку золотника 14 в положение расхаживания. При этом защита отключается, и сработавший
первым боек не выключит турбину, что даст возможность испытать другой боек, срабатывающий при
более высокой частоте вращения. Повышение частоты вращения ротора производится разгонщиком
на сервомоторе ЧВД. Срабатывание бойков наблюдается по подъему указателей на крышке корпуса
переднего подшипника. После выбивания второго бойка поворотом рукоятки золотника 14 в положение
опробования закрывают стопорный и регулирующий клапаны, а затем золотником 13 взводят
золотники 4 и 5 и клапаны. Как только золотники взведутся, движение золотника 13 вперед прекращают и
возвращают его в первоначальное положение. В противном случае, перемещаясь вперед, золотник 13
откроет подвод масла к соплу, и бойки вновь сработают. Окончив проверку, рукоятку ставят в рабочее
положение.
Опробование бойков производится также на холостом ходу. Для выполнения этой операции
устанавливают частоту вращения ротора ниже 2900 об/мин, выдвигают золотник 13 вперед до упора и
синхронизатором медленно повышают частоту вращения. Бойки должны сработать при 2920. .2950об/мин.
После проведения проверки золотники 13 и 14 ставят в рабочее положение.
Расхаживание бойков может производиться при работе турбины под нагрузкой, но при частоте сети
не ниже 49,5 Гц. Для проведения расхаживания рукоятку устанавливают в положение расхаживания,
затем, выдвигая золотник 13 вперед, вызывают срабатывание бойков (клапаны при этом остаются
открытыми). Возвращая золотник 13 обратно, взводят золотники автомата безопасности 4 и 5, после
чего устанавливают рукоятку в рабочее положение.
Золотники автомата безопасности турбины Т-250/300-240 показаны на рис. 6.43. Выполняя те же
функции, что и аналогичные золотники других турбин, они имеют существенные отличия в конструкции.
Каждый из двух одинаковых золотников 3 во взведенном состоянии крючком 5 подвешен на зацепке
б, жестко соединенной с клинком 8. При срабатывании бойка (или электромагнита 7) или при ударе по
кнопке клинок поворачивается, зацеп отходит от крючка, и под действием пружины 4 золотник идет
вниз (срабатывает). Находясь на нижнем упоре, золотники открывают слив воды из камер Ж и Е,
соединенных с камерами золотников автозатворов и напорной камерой мембранного разделителя (см.
рис. 6.7, поз. 10). К камере Д подводится вода через управляющее окно в синхронизаторе
регулятора частоты вращения. Это окно открыто только в начале хода синхронизатора. Поданная в камеру Д
вода, воздействуя на ступеньку у золотников, поднимает их вверх до упора, а клинки под действием
пружины 9 подводят зацепы под крючки. Когда подвод воды в камеру Д прекращается, пружины
стремятся опустить золотники, и они зависают крючками на зацепах (золотники взведены). При взведенных
золотниках из камеры Ж имеются сливы воды через небольшие отверстия, что обеспечивает срабаты-
320

Разрез по элементам управления
Ксоплам
321
Масло из системы | Вода от разгонщика к золотнику
смазки регулятора частоты вращения
Рис. 6.43. Золотники автомата безопасности турбины Т-250-240: 1 — винт (упор); 2 — червячное колесо; 3 — золотники; 4 — пружина; 5 — крючок;
6 — зацепка; 7 — электромагнит; 8 — клинок; 9 — пружина; 10 — рычаг; 11 — золотник; 12 — золотник-разгонщик; 13 — золотник; 14 — червяк

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
вание автозатворов при закрытии подвода воды через синхронизатор в линиях управления золотниками
автозатворов.
Для проведения контрольных операций (испытаний) под золотниками 3 имеются перемещаемые
винты 1 (упоры). Винты перемещаются червячным приводом, состоящим из двух червячных колес 2
и одного червяка 14, находящегося в зацеплении с обоими колесами. При вращении червяка
маховичком по часовой стрелке винт переднего золотника опускается, а заднего — поднимается; при вращении
маховичка против часовой стрелки движение винтов обратное. Шток маховичка имеет стрелку,
перемещающуюся по резьбе, и шкалу. Когда оба винта находятся в среднем положении, стрелка указывает на
риску с надписью «Работа». С каждой стороны от этой надписи имеются еще по две риски с
надписями «Опробование» и «Упор», соответствующие опробованию и подъему до упора переднего и заднего
золотников. В положении опробования винт соответствующего золотника поднимается настолько, что
после расцепления крючка с зацепом золотник опускается только на 5 мм, и сливы из камер Ж и Е не
открываются.
Со штоком маховика червяка через винтовую резьбу соединен рычаг 10, перемещающий
золотник 11, который подготавливает подачу масла из системы смазки к бойку испытуемого золотника.
Сама подача'масла производится золотником 13, имеющим свой маховик. Золотник 12 является раз-
гонщиком, он подает воду из напорной линии в линию золотника регулятора частоты вращения. Привод
золотника, так же, как у ЗАБ других турбин, выполнен с несамотормозящейся резьбой, и возврат
золотника в исходное положение после разгона происходит за счет давления воды на его торец.
При проверке защиты повышением частоты вращения (разгоном), например, переднего бойка и
золотника привод червяка устанавливается в положение опробования заднего золотника. Это исключает
закрытие органов парораспределения от бойка, не проверяемого в данный момент.
После испытания разгоном открытие стопорных и регулирующих клапанов, как и у других турбин,
производится синхронизатором регулятора частоты вращения.
При опробовании защиты без повышения частоты вращения предварительно синхронизатором
устанавливают частоту вращения ротора в пределах 2900... 2950об/мин. Затем привод червяка ставят в
положение опробования соответствующего золотника, а золотником 13 подают масло к испытуемому
бойку (при вращении маховика золотника 13 по часовой стрелке масло подается к заднему бойку, и
наоборот). После срабатывания бойка золотник 13 возвращают в исходное положение и с выдержкой
времени переводят привод червяка в положение «Работа».
Расхаживание бойков и золотников производят при работе турбины под нагрузкой (его можно
производить и на холостом ходу) при частоте электрического тока не ниже 49,5 Гц. Порядок проведения
операций совпадает с порядком операций при проверке защиты опробованием подачей масла.
6.4.6. Автоматические затворы системы защиты
Автоматические затворы являются исполнительными устройствами системы защиты турбины,
перемещающими стопорные и защитные клапаны. На рис. 6.44 представлен автоматический затвор турбины
Т-110/120-130, представляющий собой односторонний пружинный сервомотор с отсечным золотником.
Он управляется от буксы подвижной блока регулирования (его синхронизатора), являющейся
элементом механизма управления турбины (МУТ), и позволяет производить необходимые операции как по
месту, так и дистанционно. Букса подвижная блока регулирования подводит масло в линию защиты
турбины при движении от нулевого положения в сторону набора нагрузки, при этом автозатвор
стопорного клапана может быть полностью открыт или закрыт. Закрытие автозатвора осуществляется и
золотниками автомата безопасности. Для возможности расхаживания автозатвора и снятия
характеристик в его корпусе установлен золотник ручного управления 3 и имеется обратная связь б от поршня 1
к отсечному золотнику 2. При необходимости золотником управления можно произвести посадку
стопорного клапана.
Поршень автозатвора 1 нагружен сверху витыми пружинами. Шток поршня выведен вверх, через
сливную камеру. Конец штока поршня жестко соединен с верхней траверсой рамки, образуемой
двумя траверсами и двумя тягами. В нижней траверсе расположен шаровой шарнир, через который она
соединяется со штоком стопорного клапана. На одной из тяг закреплен клиновой толкатель,
воздействующий на конечный выключатель, подающий необходимые электрические сигналы при закрытии
клапана. Нижнее положение поршня автозатвора определяется упором стопорного клапана в седло, а
верхнее — упором штока клапана в буксу. Подача масла под поршень для открытия стопорного
клапана и слив масла при его закрытии производятся отсечным золотником 2. Этот золотник находится
под воздействием пружины растяжения и силы давления масла в камере над ним. Золотник выполнен
дифференциальным со ступенькой в средней части, на которую действует напорное масло, создавая
усилие, направленное, как и сила пружины, вверх. Это дополнительное усилие гарантирует подъем зо-
322

o.t. система защиты
Рис. 6.44. Автозатвор стопорного клапана турбины Т-110/120-130: 1 —поршень; 2 — отсечной
золотник; 3 — золотник ручного управления (расхаживания); 4 — нижняя тарелка пружины;
5 — верхняя тарелка пружины; 6 — рычаг обратной связи
лотника вверх и закрытие стопорного клапана даже при неисправности пружины. Масло в камеру над
золотником подается от синхронизатора через небольшое калиброванное отверстие в его буксе, поэтому
при срабатывании ЗАБ этот подвод не препятствует быстрому понижению давления в камере.
Сливное окно в золотнике управления 3 выполнено в виде Т-образной щели с узкой частью, позволяющей
плавно изменять давление в камере.
Когда в камере над золотником масло имеет полное давление, усилие, действующее на золотник
вниз, становится значительно больше усилия, действующего вверх, поэтому он опускается до упора
(буртик золотника упирается в буксу). В этом положении поясок открывает постоянный подвод масла
под поршень автозатвора. При снижении давления масла в камере над золотником он смещается вверх,
открывая слив масла из-под поршня. Когда давление мало, то тарелки пружины золотника сближаются
до соприкосновения их штоков. Шток нижней тарелки 4 соединяется с золотником через
самоустанавливающуюся опору. Шток верхней тарелки 5 связан с рычагом обратной связи б. Когда штоки тарелок
сомкнуты, поршень автозатвора, двигаясь вниз, через обратную связь перемещает вниз и золотник.
(Нижняя тарелка в этот момент, выбрав имеющийся небольшой зазор, упирается в буртик золотника.)
После того как поршень пройдет большую часть хода, золотник начинает уменьшать площадь открытия
сливных окон, оставляя их открытыми в конце хода на небольшую величину. Этим достигается
смягчение удара стопорного клапана о седло за счет уменьшения скорости движения поршня автозатвора
на последнем участке хода.
Для увеличения скорости поршня на основной части хода сопротивление слива масла снижается
перетоком части масла из сливного канала в соединенную с ним полость над поршнем.
Турбины Т-110/120-130 имеют один стопорный клапан и соответственно один автозатвор. В
системах защиты турбин Т-185/220-130, ПТ-140/165-130, Р-100-130, имеющих по два стопорных клапана и
два автозатвора, в последних нет управляющего золотника. Для возможности поочередного
расхаживания на полный ход стопорных клапанов этих турбин их автозатворы имеют подвижную опору 7 рычага
обратной связи б. Она перемещается червячным приводом 8. Шток 13 нижней тарелки 11 пружины
имеет головку, а шток 9 верхней тарелки 10 — захват. В рабочем положении захват находится несколько
ниже головки и не препятствует движению золотника вверх при падении давления в камере над ним.
При расхаживании опору рычага поднимают, захват подтягивает золотник 15, поршень 1
автозатвора опускается, и рычаг обратной связи б опускает золотник 15 в отсечное положение. Перемещение
323

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
опоры 7 производится до закрытия стопорного клапана. По окончании расхаживания опору 7 рычага
возвращают на место, и стопорный клапан открывается.
В соответствии с количеством стопорных клапанов в турбине Т-250/300-240 имеется по два
автозатвора ЧВД и ЧСД, имеющих много общего в конструкции. Автозатворы ЧВД (рис. 6.45) имеют
управляющий золотник, аналогичный золотнику автозатвора турбины Т-100-130 (на рисунке поз. 12
поставлена к маховику золотника). Им можно, одновременно воздействуя на автозатворы, расхаживать
сразу все стопорные клапаны или произвести их быстрое закрытие. Для индивидуального расхаживания
клапанов на всех автозатворах опора 7 рычага обратной связи 6 выполнена подвижной.
Рис. 6.45. Автозатвор ЧВД турбины Т-250/300-240: 1 — поршень; 2 — шток; 3 — тарельчатые
пружины; 4 — букса; 5 — крышка; б — рычаг обратной связи; 7 — подвижная опора рычага обратной
связи; 8 — червячный привод; 9, 13 — штоки верхней и нижней тарелок пружины обратной связи;
10, 11 — верхняя и нижняя тарелки пружины обратной связи; 12 — маховик золотника управления;
14 — устройство для расхаживания сервомоторов ЧВД
324

ЪЛ. Система защиты
На корпусах автозатворов ЧВД закреплены устройства 14 для расхаживания сервомоторов ЧВД,
представляющие собой такой же золотник, как и управляющий. Ими можно, воздействуя на
сервомоторы ЧВД, закрыть регулирующие клапаны соответствующего блока клапанов. Это обеспечит открытие
стопорных клапанов ЧВД после проведения их расхаживания на полный ход.
Для уменьшения усилия, передаваемого автозатворами на штоки стопорных клапанов ЧВД, когда
они находятся на верхних упорах, в силовую цепь от поршней автозатворов к штокам введены
тарельчатые пружины 3. Первым доходит до упора шток клапана, поршень 1 автозатвора, продолжая движение,
дополнительно сжимает тарельчатые пружины и упирается в крышку 5 корпуса. Таким образом, усилие
поршня передается крышке, а шток клапана оказывается под воздействием только сжатых тарельчатых
пружин.
Для уменьшения трения между штоком 2 поршня автозатвора и его буксы 4 в зазор между ними
подается вода.
6.4.7. Защита от повышения давления в камерах
регулируемых отборов пара
Защита от недопустимого повышения давления пара в регулируемых отборах и подключенного к
ним оборудования относится наряду с защитой от разгона к основным защитам теплофикационных
турбин. Это выражается в том, что такая защита содержит два независимых контура. Основным (первым)
контуром является система регулирования давления пара в камере отбора. В этом контуре
управление расходом пара в отбор осуществляется посредством парораспределительных органов ЧНД турбины
непрерывно и во всем рабочем диапазоне давлений. Недопущение чрезмерного повышения давления
пара в отборе является одной из функций системы регулирования. Вторым контуром (собственно защиты)
традиционно являются предохранительные клапаны, действующие за пределами рабочего диапазона и
осуществляющие сброс избыточного пара из камеры регулируемого отбора в атмосферу.
Подробную информацию о предохранительных клапанах, используемых УТЗ, можно найти в [146,
180 ... 182].
6.4.8. Гидравлическая система защиты отборов
Традиционная система защиты камер регулируемых отборов пара от недопустимого повышения
давления при помощи предохранительных клапанов обладает рядом недостатков, заключающихся в
отсутствии контроля за их состоянием в промежутках между испытаниями, в сложности обеспечения
их плотности, влияющей на экономичность турбины, в больших габаритах, приводящих к
загромождению (вместе с выхлопными трубами) пространства машзала электростанции, и др. Для преодоления
указанных недостатков УТЗ разработал и поставляет с турбинами так называемую гидравлическую
систему защиты отборов (ГСЗО) от недопустимого повышения давления. Ее суть состоит в том, что
предотвращение повышения давления в отборе обеспечивается не сбросом излишков пара в атмосферу,
а уменьшением расхода пара в турбину вплоть до полного его прекращения в случае необходимости.
Поскольку для этих целей имеются парораспределительные органы турбины (регулирующие и стопорные
клапаны), необходимость в предохранительных клапанах отпадает.
На рис. б.46 представлена структурная схема ГСЗО, из которой видно, что она состоит из двух
предохранительных регуляторов давления (ПГРД 1, ПГРД 2) 3 и 4, каждый из которых имеет в
своем составе импульсные (За, 4а), усилительные (36, 46) и исполнительные элементы (Зв, 4в). Кроме
того, на оба ПГРД может воздействовать устройство взведения 2, а на ПГРД 1 — также устройство
опробования 1.
В качестве импульсных элементов использованы типовые мембранно-ленточные усилители,
применяемые в регуляторах частоты вращения (скорости), усилителей — вращающиеся золотники,
исполнительных механизмов — сервомотор регулирующих клапанов ЧВД и автозатвор стопорного клапана. При
этом каждый из золотников управляет обоими исполнительными механизмами, что повышает уровень
надежности системы.
В управлении регулирующими клапанами ЧВД и автозатвором стопорного клапана имеется
принципиальное отличие, заключающееся в том, что при первоначальном повышении давления регулирующие
клапаны прикрываются статически с неравномерностью, обеспечивающей устойчивую работу системы
регулирования турбины. Если снижение расхода пара оказывается достаточным для ограничения
давления в пределах неравномерности ПГРД, а причина повышения давления ликвидируется действиями
автоматики или оперативного персонала, то при последующем снижении давления до рабочего
диапазона ПГРД автоматически восстанавливают исходную нагрузку турбины. Как правило, при нормальной
325

Глава 6 Система автоматического регулирования и защиты
Рис. 6.46. Структурная схема ГСЗО: Р — давление пара в камере отбора; 1 —устройство опробования;
2 — устройство взведения; 3, 4 — ПГРД 1 и ПГРД 2 соответственно; За, 4а — импульсные элементы
ПГРД 1, ПГРД 2 (мембранно-ленточные системы); 36, 46 — усилительные элементы (вращающиеся
золотники); Зв, 4в — исполнительные механизмы (сервомотор регулирующих клапанов ЧВД
и автозатвор стопорного клапана)
работе системы регулирования прикрытия регулирующих клапанов бывает достаточно для
обеспечения защиты отборов турбины от недопустимого повышения давления. В случаях, когда воздействие
на сервомотор регулирующих клапанов ЧВД не приводит к ограничению давления, что может быть,
например, при зависании одного из клапанов, ПГРД формируют релейное воздействие на автозатвор
стопорного клапана. В этом случае автоматическое восстановление исходного режима, имевшего место
перед аварийной ситуацией, невозможно. После выяснения и устранения причин повышения давления
оперативный персонал вручную (по месту или дистанционно) открывает стопорные и регулирующие
клапаны и устанавливает требуемую нагрузку.
Для возможности раздельного контроля каждого ПГРД в процессе периодических проверок уровни
вступления их в работу различны. Условно принято, что ПГРД 1 вступает в работу при более низком
давлении, чем ПГРД 2. Для возможности проверки работоспособности ПГРД 2 применяется устройство
опробования 1, устанавливаемое на ПГРД 1, выполненное в виде упора с винтом, который при повороте
прижимает ленту ПГРД 1 к соплу и таким образом выключает ПГРД 1 из работы. При этом давление
в отборе может быть повышено до вступления в работу ПГРД 2. Для предотвращения
непреднамеренного блокирования ПГРД 1 устройством опробования резьба винта выполнена несамотормозящейся: в
процессе испытаний ПГРД 2 винт вручную удерживается в прижатом к ленте состоянии, после
окончания испытания он автоматически под действием пружины возвращается в первоначальное положение,
освобождая ленту ПГРД 1.
На рис. 6.47 приведена схема гидравлических связей ГСЗО. Дроссели 1а, 2а на сливе рабочей
жидкости из импульсных камер золотников ПГРД формируют релейный закон закрытия автозатвора при
соответствующем повышении давления в камере отбора. При допустимых давлениях в отборе
расход из импульсной камеры через дроссели 1а, 2а минимален. При повышении давления в отборе до
значения, при котором начинается закрытие автозатвора стопорного клапана, открывается большой
дополнительный слив через эти дроссели, что приводит к астатическому перемещению золотников ПГРД
на полный ход. В дальнейшем после закрытия стопорного клапана и снижения давления до рабочего
уровня дополнительный слив из импульсной камеры золотника через дроссели 1а, 2а препятствует его
автоматическому взведению.
Для взведения ГСЗО (установки золотников ПГРД в рабочее положение) после аварийного
закрытия стопорного клапана и при пуске турбины служит устройство взведения 3 (также рис. б.46, поз. 2),
которое своим дросселем За перекрывает слив через дроссели 1а, 2а при выведении синхронизатора
турбины в нулевое положение, т. е. при проведении стандартной операции взведения органов
регулирования после закрытия стопорного клапана. Таким образом, действия персонала при аварийном закрытии
стопорного клапана одинаковы независимо от причины, повлекшей его закрытие.
В процессе доработки ГСЗО в нее был введен предохранительный клапан ограниченной пропускной
способности (на расход холостого хода), который устанавливается на линии отбора пара (при рекон-
326

6.4. Система защиты
1 , Л
Масло от МУТ
Пар из камеры отбора"
i
'£^С
Напорное масло | *■
Масло of автозат!
Масло от сервомото
у
1
Рис. 6.47. Схема принципиальная гидравлических связей ГСЗО: 1, 2 — ПГРД 1 и ПГРД 2;
3 — устройство взведения; 1а, 2а — релейные дроссели обратной связи ПГРД (1, 2);
16, 26 — линейные дроссели обратной связи ПГРД (1, 2); 1в, 2в — управляющие дроссели в
импульсной линии автозатвора; 1г, 2г — управляющие дроссели в импульсной линии сервомотора
ЧВД; 1д, 2д — настроечные дроссели ПГРД (1, 2); 1е — устройство опробования
струкции — взамен штатных предохранительных клапанов, которые демонтируются). Для турбины типа
Т-110/120-130 эта величина составляет около ЗОт/ч (около ~б% полного расхода пара на турбину),
что при расчетном давлении перед клапаном 0, ЗМПа соответствует проходному сечению Dy200 .
Предлагаемая система защиты может быть реализована не только средствами гидравлики, но и на
надежной микропроцессорной аппаратуре с применением электрических датчиков давления и
электрических исполнительных механизмов (например типа МЭО).
6.4.9. Блок предохранительных регуляторов
Основным элементом ГСЗО являются предохранительные гидравлические регуляторы давления
(ПГРД), которые изначально (в опытно-промышленном исполнении) изготавливались в отдельных
корпусах. В дальнейшем для новых турбин типа Тп-115-130, ПТ-90/120-130, Т-110/120-130 и др. был
разработан блок предохранительных регуляторов (БПР), объединивший в одном корпусе оба ПГРД.
БПР поставляется для защиты любых регулируемых отборов пара турбин УТЗ: отопительных и
производственных. Количество и тип предохранительных клапанов на расход холостого хода турбины,
поставляемых вместе с БПР, определяются для каждого типа турбины и условий ее работы на электростанции.
На рис. 6.48 представлен один из вариантов БПР. В одном корпусе 2 размещены два
предохранительных регулятора ПРГД 1 и ПРГД 2, устройство опробования 7 и золотник взведения 8.
Релейный дроссель обратной связи ПГРД (рис. 6.47, поз. 1а, 2а) выполнен в виде шайбы 3,
установленной в корпусе 2 БПР, и цилиндра в нижней части золотника 1, открывающего слив из импульсной
камеры золотника к при чрезмерном повышении давления в отборе. При этом золотник 7
астатически перемещается на нижний упор и при снижении давления самостоятельно не взводится, поскольку
слив масла из камеры к осуществляется через камеру л и золотник 8 взведения, прижатый в работе
давлением масла в линии защиты н к левому (по рис. 6.48) упору.
Для взведения золотников БПР снимают подачу масла в линию стерегущего масла золотников
автомата безопасности н воздействием на МУТ турбины в направлении снижения нагрузки. Под
действием напорного масла и на дифференциальный поясок золотник взведения 8 перемещается на правый
327

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
А-А
ПГРП 2 ПГРЛ 1
Рис. 6.48. Блок предохранительных регуляторов: 1 — золотник; 2 — корпус; 3 — шайба; 4 — сопло;
5 — лента; 6 — мембрана; 7 — устройство опробования; 8 — золотник взведения; г — импульсная
линия защиты (автозатворов); д, е — импульсные линии сервомоторов (ЧВД, ЧСД); ж — линия слива
в маслобак; и — масло от насоса; к — импульсные камеры золотников ПГРД; л — сливная камера
через устройство взведения; м — подвод пара из камеры отбора; н — линия стерегущего масла ЗАБ;
остальные обозначения см. в тексте
(по рис. 6.48) упор, закрывая слив масла из камеры л. Золотники 7 взводятся, перекрывая
цилиндрической частью слив масла из камеры к в камеру л и подготавливая БПР к работе.
6.5. Микропроцессорные электрогидравлические системы
регулирования и защиты
6.5.1. Общие положения
В разделе 6.1 упоминалось о нескольких турбинах УТЗ, оснащенных электрогидравлическими
системами регулирования и защиты (ЭГСРиЗ), отличающимися тем, что в них все регуляторы, включая
регулятор частоты вращения и защиту от разгона, выполнены электрическими (микропроцессорными).
Часть этих турбин (ПР-25-90, Т-110/120-130, ПТ-135/165-130/15, Т-250/300-240) была
реконструирована, а турбины К-17-1,6 были разработаны и изготовлены изначально с микропроцессорной ЭГСРиЗ. Во
всех указанных случаях микропроцессорная часть, а также алгоритмы и наладка электрической части
выполнялись организациями, имевшими разработки, внедрения и наладки ЭГСРиЗ: ЗАО
«Карагандинский турбомеханический завод» (КТМЗ), американской фирмой «Compressor Controls Corporation»
(ССС), ЗАО «Interautomatika» (IA), ОАО «Уралэнергоремонт» (УЭР) и др. Проект гидравлической
части САРиЗ выполнялся силами УТЗ.
Реализованные работы подтвердили преимущества микропроцессорных электрогидравлических
систем регулирования и защиты над традиционными гидродинамическими, что послужило основой для
планового перехода на выпуск турбин с современными микропроцессорными ЭГСРиЗ.
Причины, лежащие в основе перехода заводов-изготовителей, в том числе и УТЗ, к
микропроцессорным системам регулирования и защиты паровых турбин, можно условно разделить на внешние и
внутренние. К внешним причинам следует отнести:
- естественное развитие технической базы вычислительной и управляющей техники, массовое ее
применение в других областях (машиностроении, информации, медицине, транспорте и т.п.);
- закономерное повышение требований к качеству электрической и тепловой энергии,
производимой паротурбинными установками [184], которого невозможно достичь традиционными средствами;
328

\J.*J. IViyir\^JUIIfJt^HCt^i~^^jnDIC ZTStCn. I ^J\Jt VI^^JdDJI
("•'/""Г
- повышение требований к надежности систем защиты турбоагрегатов в связи со значительным
уровнем выработки расчетного ресурса оборудования и накоплением усталостных и других видов
дефектов, способных повлечь увеличение числа аварийных ситуаций;
- человеческий фактор, заключающийся в снижении привлекательности трудовой деятельности
по обслуживанию (наладке, испытаниям, ремонту) механогидравлических систем регулирования, в
котором значительную долю составляет ручной труд;
Внутренние причины:
- стремление завода-изготовителя предельно упростить систему регулирования и защиты, чтобы
уменьшить трудозатраты на ее производство, испытание и наладку как на стендах завода, так и на
электростанции;
- невозможность реализации современной технологии работы турбины средствами
механогидравлических систем автоматического регулирования и защиты.
Задачей системы регулирования и защиты является в конечном итоге перемещение
парораспределительных органов турбины (регулирующих и стопорных клапанов, регулирующих диафрагм и т. п.)
в соответствии с заложенными алгоритмами. В традиционных системах указанные функции
полностью выполняются средствами гидравлики и механики, причем гидравлика выполняет все функции
преобразования сигналов и их усиления вплоть до значения, необходимого для перемещения
парораспределительных органов (выходное звено каждого контура регулирования — главный сервомотор с
управляющим золотником).
Современные электрогидравлические системы регулирования и защиты выполняют все функции
формирования и усиления сигналов регулирования в электрической части системы регулирования и
защиты (ЭЧСРиЗ). Функции перемещения парораспределительных органов исполняются в
гидравлической части (ГЧСРиЗ), поскольку гидравлика на сегодняшний день не имеет альтернативы по комплексу
свойств «мощность — быстродействие».
6.5.2. Схемы ЭГСРиЗ
Для передачи сигнала регулирования из ЭЧСРиЗ в ГЧСРиЗ (преобразования электрического
сигнала в гидравлический) любая электрогидравлическая система регулирования и защиты содержит
специальные устройства — электрогидравлические преобразователи (ЭГП), которые могут быть
электромагнитного и электромеханического типов. Первоначально применялись ЭГП электромагнитного типа. В
гидродинамических системах регулирования турбин УТЗ (Т-110/120-130, Т-175/210-130) ЭГП
электромагнитного типа использовался для ускорения закрытия сервомоторов ЧВД при сбросе электрической
нагрузки по сигналу отключения генератора от сети (контакты масляного выключателя генератора).
Ввиду крайне малой величины перемещения на неравномерность (1 мм) указанный ЭГП практически не
мог быть использован для целей управления и регулирования. Сами по себе ЭГП электромагнитного
типа обладают невысокой точностью позиционирования, поскольку являются аналоговыми устройствами.
В последнее время все чаще применяются ЭГП электромеханического типа. Основой такого ЭГП
является электромеханический преобразователь (ЭМП), представляющий собой электродвигатель
постоянного тока, работающий по типу шагового. ЭМП преобразует электрический (цифровой) сигнал
регулирования в механическую величину — определенное положение вала двигателя. Жестко
соединенный с ним золотник с управляющим дросселем (окном) является вторым — механогидравличе-
ским — звеном преобразователя. ЭГП электромеханического типа имеют, как правило, высокую
точность позиционирования (до 8000...64000 позиций на оборот) и достаточно высокое быстродействие
(< U.05.. .0,1 с), определяемое рабочей частотой электродвигателя.
Главные сервомоторы управляются отсечными золотниками, размеры и масса которых у
мощных теплофикационных турбин весьма значительны (длина С00...700мм, диаметр 95... 105мм, вес
10... 12 kit.). Для их перемещения с необходимым быстродействием (0,05... 0,08с) требуется усилие
6 ... 8кН. В связи с этим выполняются два варианта ЭГП:
- с непосредственным приводом отсечного золотника от ЭМП;
- с приводом от ЭМП проточного золотника, управляющего штатным отсечным золотником
сервомотора.
По первому варианту выполнены реконструкции систем регулирования турбин Т-250/30-240
(рис. 6.49) и Т-110/120-130 УТЗ совместно с фирмой ССС.
На рис. 6.50 представлен ЭМП типа «Exlar», используемый фирмами ССС и IA. Особенностью
ЭМП типа «Exlar» является то, что в нем электродвигатель объединен с механическим редуктором
(шариковинтовой или роликовинтовой передачей) для линейного перемещения выходного вала, что
позволяет непосредственно присоединить к нему отсечной золотник. В результате рабочая жидкость
(масло или вода) используется только для перестановки поршней главных сервомоторов.
329

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
рзз усз усз
Рис. 6.49. Схема электрогидравлической системы регулирования и защиты турбины 7'-250/300-240,
реконструированной совместно с фирмой ССС: А1 — автомат безопасности; ДП1 — разделитель
мембранный; Р31 — золотники распределительные для опробования бойков; Р32 — золотники
автомата безопасности; РЗЗ — блок взведения; УС1, УС2 — автозатворы ЧВД, ЧСД; УСЗ, УС4,
УС5 — сервомоторы ЧВД, ЧСД, ЧНД; В1 — датчик положения сервомотора; Y1 — электромагнит
защиты; Ml — преобразователь электромеханический; М2, МЗ — привод линейный
При всей привлекательности такая схема связи электрической и гидравлической частей САР имеет
существенные недостатки:
- во-первых, конструкцию отсечного золотника приходится выполнять составной для организации
гидравлического канала управления сервомотором от системы защиты (по проекту ССС), что
объективно усложняет конструкцию и снижает ее надежность;
- во-вторых, в большинстве турбин УТЗ сервомоторы ЧВД располагаются в блоке переднего
подшипника, что требует установки «Exiar» на крышке блока переднего подшипника (БПП); в результате
серьезно усложняются вопросы предварительной наладки ЭЧСРиЗ и узлов, находящихся в БПП,
поскольку при каждом вскрытии крышки БПП приходится отсоединять «Exiar» от отсечного золотника
(рис. 6.51);
- в-третьих, по-видимому, принципиально более важно, что силовые характеристики
используемых «Exiar» (1,3 ... 2,4кН) существенно уступают тем значениям, которые имеют штатные отсечные
золотники с гидравлической подвеской (6...8кН); применение «Exiar» с аналогичными гидравлике
силовыми и временными характеристиками означало бы использование электродвигателей мощностью
2,5... 1,0 кВт и весьма громоздких и неудобных для обслуживания, ремонтов и наладки конструкций.
По второму варианту выполнены ЭГСРиЗ турбины К-17-1,6 (см. рис. б.б), а также реконструкция
ЭГСРиЗ турбин ПТ-135/165-130/156, показавшие, что качественные характеристики таких систем не
Совместно с ЗАО КТМЗ и ОАО УЭР.
330

O.b. Микропроцессорные электрогидравлические системы регулирования и защиты
Л *#
л ■***•
# -
X \
s-
> *г
•vx I
' *ГГЧ
«л 4
!.■»' »
% ^ .
у ' '* 6
>■""
*-*' J>
Рис. 6.50. ЭМП типа «Exlar»: а — в разрезе; б — в рабочем положении; 1 — «Exlar»;
2 — направляющая; 3 — колонка; 4 — уголок; 5 — талреп; 6 — хвостовик отсечного золотника
Рис. 6.51. Расположение элементов ЭГСРиЗ в блоке переднего подшипника при реконструкция турбин
Т-100 Норильских ТЭЦ-2, 3: 1 — «Exlar»; 2 — стойка; 3 — отсечной золотник сервомотора ЧВД;
4 — датчик положения сервомотора
331

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
отличаются от выполненных по первому варианту и вместе с тем имеют значительные преимущества:
гораздо меньшие переделки главных сервомоторов, упрощение пусконаладочных работ,
использование относительно маломощных ЭМП (400.. .750Вт) и т.п. Дополнительный расход рабочей жидкости
на управление отсечными золотниками главных сервомоторов на самом деле весьма незначителен и
составляет < 5.. .7 % от производительности главного силового насоса.
УТЗ разработал для выпускаемых теплофикационных турбин злектрогидравлическую
систему регулирования и защиты (ЭГСРиЗ), выполненную по второму варианту, которая
внедряется на серийно выпускаемых турбинах с 2006 г.
Ниже приводится краткое описание ЭГСРиЗ применительно к турбине типа Т-110/120-130.
Электрогидравлическая система регулирования и защиты (ЭГСРиЗ) состоит из двух основных
частей: гидравлической и электрической. Гидравлическая часть (ГЧСР) реализует алгоритмы управления
и защиты путем перемещения парораспределительных органов. Электрическая часть (ЭЧСР)
формирует сигналы регулирования и защиты паровой турбины в соответствии с заложенными алгоритмами
во всем возможном диапазоне эксплуатационных режимов работы (толчок, разворот, холостой ход,
синхронизация, работа в сети под нагрузкой), а также при возникновении аварийных ситуаций в ходе
эксплуатации (сброс нагрузки, аварийный останов).
Состав и технические характеристики ЭЧСРиЗ
ЭЧСРиЗ выполняется микропроцессорной на базе серийных промышленных контроллеров и
исполнительных механизмов и реализует функции регулирования и контроля основных параметров и защиты
турбины в аварийных ситуациях.
ЭЧСРиЗ содержит:
- шкаф регулирования и защиты с дублированным контроллером;
- рабочую станцию и панели управления для обеспечения контроля и управления турбиной по
месту, дистанционно с теплового щита и с центрального щита при синхронизации;
- инженерную станцию для осуществления настройки и наладки, а также корректировки и
изменения (при необходимости) структуры ЭЧСРиЗ;
- два электрогидравлических преобразователя (с блоками управления) для управления
сервомоторами регулирующих клапанов ВД и регулирующих диафрагм НД;
- три соленоидных клапана для управления гидравлическими элементами системы защиты
турбины;
- комплект датчиков для обеспечения работы ЭГСРиЗ (три датчика положения сервомоторов —
обратные связи, шесть датчиков частоты вращения, датчик электрической мощности, три датчика
приближения для диагностики золотников защиты турбины, датчики давления свежего пара, в
регулирующей ступени, в камере отопительного отбора, в конденсаторе и другие датчики, необходимые для
реализации заложенных алгоритмов);
- источник бесперебойного питания (при необходимости).
ЭЧСРиЗ реализует следующие основные функции:
- регулятора частоты вращения (ПИ при работе на холостом ходу, П при работе в сети под
нагрузкой с общей степенью неравномерности 4,5±0,5% и степенью нечувствительности 0,02... 0,06%);
- пропорционально-интегрального (П1Л-) регулятора положения сервомотора регулирующих
клапанов, или давления пара перед турбиной («до себя»), или активной электрической мощности с частотной
коррекцией;
- регулятора отопительного отбора пара (ПИ— при работе на отдельный теплообменный аппарат,
П- или изодромный — при работе на коллектор параллельно с другими турбинами);
- регулятора температуры подпиточной воды во встроенном пучке конденсаторов;
- предельных регуляторов для обеспечения безопасной эксплуатации турбины и защиты от
неправильных действий оперативного персонала (минимального давления свежего пара, максимального
давления в регулирующей ступени, максимального давления в камере отопительного отбора,
максимального давления (вакуума) в конденсаторе и др.);
- системы защиты от разгона (трехканального электрического автомата безопасности — ЭАБ);
- приема и отработки сигналов электрических защит турбоустановки;
- контроля основных параметров ЭГСРиЗ и изменения параметров настройки;
- контроля датчиков, линий связи с объектом и цепей питания;
- проведения необходимых испытаний (разгон, повышение давления в отопительном отборе и др.)
и определения характеристик;
- оповещения, регистрации и архивирования сообщений об изменении режимов и отклонениях в
работе турбины (в том числе аварийных);
332

\j.*j. ivinnpuupuqcixL^nDit; Mictwfjvi и/^/л^вушчеслие системы pa ултриь<йпти и защиты
- связи с системами верхнего уровня (АСУ ТП).
Динамическое повышение частоты вращения при сбросе электрической нагрузки составляет
7. .7,5% от номинальной частоты вращения, что на 2. ..2,5% меньше, чем в традиционной ме-
ханогидравлической САР. Доступ к ответственным операциям (испытаниям, изменению параметров
ЭЧСРиЗ и др.) ограничивается введением системы паролей.
Электропитание ЭЧСРиЗ. ЭЧСРиЗ комплектуется шкафом бесперебойного питания.
Электропитание ЭЧСРиЗ резервируется от двух независимых источников (~ 220 В/ — 220 В) с возможностью
быстрого переключения на работоспособный источник при выявлении исчезновения питания.
На рис. 6.52 представлена общая схема электрогидравлической системы регулирования и защиты
турбины типа ПТ-90/120-130. Ее электрическая часть обеспечивает представленные выше технические
характеристики и дополнительно:
регулирование электрической мощности — точность поддержания электрической
мощности — ±1МВт;
регулирование отборов пара:
- точность поддержания давления пара в отборах ±0,01 МПа;
- точность поддержания температуры или нагрева сетевой воды ±1°С;
электрическую защиту турбины от разгона (электронный автомат безопасности):
- три независимых канала защиты с логикой останова «2 из 3»;
- точную установку уставки электронного автомата безопасности (9. ..15% сверх номинальной
частоты вращения);
- применение оптимальных алгоритмов защиты (учет ускорения);
электрическую защиту камер регулируемых отборов от повышения давления:
- адекватную разгрузку турбины при превышении рабочего диапазона давления;
- останов турбины при недопустимом повышении давления.
В 2007 г. УТЗ поставил на Минскую ТЭЦ-3 паровую турбину Т-53/67-8,0, предназначенную для
работы в составе ПГУ. На рис. 6.53 представлена объединенная схема электрогидравлической системы
регулирования и защиты (ЭГСРиЗ) этой турбины.
6.5.3. Элементы электрогидравлической системы регулирования
и защиты турбин УТЗ
На рис. 6.54 представлен блок золотника управления (БЗУ), являющийся основным элементом
преобразования электрического управляющего сигнала, сформированного в ЭЧСРиЗ, в гидравлический
сигнал управления отсечного золотника того или иного главного сервомотора, т.е. представляющий
собой электрогидравлический преобразователь (ЭГП). Для максимального упрощения и надежности
БЗУ выполнен с поворотным золотником (без преобразования вращения в линейное перемещение в
редукторе), управляющим расходом масла из импульсной линии отсечного золотника главного
сервомотора. Золотник выполнен разгруженным в радиальных подшипниках вращения, что позволило
максимально снизить вредные реактивные усилия и трение. На крышке корпуса БЗУ установлен
электрический сервомотор (специальный электродвигатель постоянного тока), соединенный через шпонку
с поворотным золотником. Электрический сервомотор управляется регуляторами электрической части
системы регулирования.
Элементом, формирующим положение главного сервомотора, является датчик положения его
поршня, выполненный в виде блока датчика положения сервомотора (БДПС), представленного на рис. 6.55.
Основным элементом БДПС является электрический датчик вращения, формирующий цифровой
сигнал о положении своего вала. Он установлен в кронштейне и закрыт крышкой. С противоположной
стороны кронштейна установлен силовой вал. На цилиндрический конец силового вала надевается
рычаг, соединяемый со штоком сервомотора посредством тяги (серьги). Внутри силового вала установлен
вал гибкий, а на валу датчика вращения — насадок, образующие в сочленении пару «шип — паз». Это
позволяет передавать вращающий момент от силового вала на датчик вращения, не опасаясь нагрузок
на датчик из-за возможной несоосности элементов. Рабочий угол поворота БДПС составляет ~ 90°.
Параметры зацепления рычага БДПС с серьгой (на рис. 6.55 не показаны) обеспечивают
максимальную нелинейность выходного сигнала, не превышающую 0,5% от полного диапазона. Пример установки
БДПС на сервомоторе ЧНД приведен на рис. 6.56.
На рис. 6.57 представлен трехканальный блок золотников защиты (БЗЗ), являющийся основным
элементом формирования сигнала на останов турбины в аварийной ситуации. В корпусе 2 расположены
333

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
АЗК | СРК |
p=z=pj^j<} :~rt> ****> на производство 13...18 кгс/см*
ЭКПО РКГЮ _
с- —"Ч^
£> Пар на производство 8...13 кгс/см2
Рабочая станция
В систему мрхнвго
уровня (АСУ ТП)
тг
Р tfnv-
Ш Ш
Датчики ЭГСРиЗ
ILILLL L1 L I L I Ц
I- \ 1 -L -I J -И J U
1икаф <я СРи
Программируемый
тарминал
■ рехканальный
электрический
автомат
безопасности
(ЭАБ)
Система регулирована
Регулятор
частоты
вращения
Регулятор
электрической
нагрузки
Регулятор
производственного
отбора 8... 13
Регулятор
отопительного
отбора
Регулятор
производственного
отбора 13-18
У
220В/
-220В
I Блок
соленоидных
клдлаа»
„ — II I —
Д Щ Блок I
№
золотников
защиты
"2 из 3"
Линия мщиты ВЛЭВРЛЗ+
Г01 A3K Г—*1*—~||
ш®—|
К регул ирующемуН
клапану
производственного
отбора 13...18
t От насоса
Рис. 6.52. Схема общая электрогидравлической системы регулирования и защиты турбины
ПТ-90/120-130/15: а — схема расположения датчиков и исполнительных механизмов;
б — принципиальная схема ЭГСРиЗ; АСК — автозатвор стопорного клапана; СК — стопорный клапан;
СВД, ССД, СНД — сервомоторы клапанов высокого давления, регулирующих диафрагм среднего и
низкого давления соответственно; АЗК, СРК — автозатвор защитного клапана и сервомотор
регулирующего клапана блока защитно-регулирующего клапана производственного отбора
13... 18 кгс/см2; РКВД — регулирующие клапаны высокого давления; ЗКПО, РКПО — защитный и
регулирующий клапаны соответственно производственного отбора 13... 18кгс/см2; ЭМПв, ЭМПс,
ЭМПн — электромеханические преобразователи СВД, ССД, СНД соответственно; МЭО — механизм
электрический однооборотный; БПЗЗ — блок промежуточного золотника защиты. Датчики:
п1... пб — частоты вращения; Na — электрической мощности; Реп, Ррс, Рпт, Рп1, Рп2, Рв, Рп,
Рк — давления пара перед турбиной, за регулирующей ступенью, в перепускных трубах ЦВД-ЦСД,
в коллекторах производственных отборов 8... 13кгс/см2, 13... 18кгс/см2, в камерах верхнего
и нижнего отопительных отборов и в конденсаторе соответственно; Рлз, Р.чз ' давления масла
в линии защиты (аналоговый и дискретный); te, tii, tcSp — температуры сетевой воды за верхним,
нижним сетевыми подогревателями и обратной соответственно; ДПв, ДПс, ДПн — положения
сервомоторов ЧВД, ЧСД, ЧНД соответственно; Д1, Д2, ДЗ, Д4 — положения золотников защиты
и дополнительной защиты соответственно; КГ — контакта масляного выключателя генератора;
ЭЗ — общего сигнала электрических и технологических защит турбоустановки (механические
величины, вибрация и т. п.)
334

b.b Микропроцессорные электрогидравлические системы регулирования и защиты
Рис. 6.53. Схема объединенная электрогидравлической системы регулирования и защиты (ЭГСР и 3)
турбины Т-53/67-8,0: ИС — инженерная станция; РСО — рабочая станция оператора; ПТК АСУ ТП —
программно-технический комплекс автоматизированной системы управления технологическими
процессами; АПУ — аварийный пульт управления; ГЩУ — главный щит управления; ШУ — шкаф
управления; ШБП — шкаф бесперебойного питания; ПТ — программируемый терминал; ЭАБ —
электронный автомат безопасности; АО — кнопка аварийного останова; РЧВ — регулятор частоты
вращения; РДВД — регулятор давления пара контура высокого давления; РДНД — регулятор
давления пара контура низкого давления; РОО — регулятор отопительных отборов; БУЗ — блок
управления и защиты; БПЗЗ — блок промежуточного золотника защиты; БЗЗ — блок золотников
защиты; БЗУ ВД1, БЗУ ВД2, БЗУ НД — блоки золотников управления сервомоторов высокого и
низкого давления соответственно: СКВД — стопорный клапан блока клапанов высокого давления;
РКВД1, РКВД2 — регулирующие клапаны блока клапанов высокого давления; РДНД —
регулирующая диафрагма низкого давления; СКНД1, СКНД2 — стопорные клапаны блоков клапанов
контура низкого давления; РКНД1, РКНД2 — регулирующие клапаны блоков клапанов контура
низкого давления; МЭО — механизм электрический однооборотный; Э — электромагнит
«
"^ Г-
Попоротым
\11рав.1як1|ний
ta 101 ник
limn
>110рНЫЙ
а б
Рис. 6.54. Блок золотника управления: а — внешний вид в сборе с двигателем; б — в сечении
со снятым электродвигателем
335

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
Л
Л
Вал
I силовой
Вал
гибкий
Датчик
вращения
Крышка
Насалок
" Кронштейн
Рис. 6.55. Блок датчика положения сервомотора: а — внешний вид; б — в сечении
Датчик
_ к Положения
s* сервомотора
Г
Я
\: .--
; ■*
^1
Серьга
Рычаг
Шток
сервомотора
•Ш ■ ■
Рис. 6.56. Пример установки БДПС на сервомоторе ЧНД
три золотника защиты 4. Каждый из золотников защиты управляется давлением масла в импульсной
камере 3 (формируемой соленоидными клапанами, см. рис. 6.59). Выходом БЗЗ является давление
масла в линии защиты (импульсной линии автозатворов стопорных клапанов) в соответствии с
логикой «2 из 3». Это означает, что все сигналы на останов турбины поступают параллельно в каждый
канал защиты, вызывая посадку золотников 4. Конструкция БЗЗ выполнена таким образом, что при
посадке любой пары золотников давление масла в линии защиты падает, вызывая закрытие
автозатворов стопорных клапанов. В то же время посадка любого одного золотника не приводит к останову, что
позволяет осуществить расхаживание каждого канала защиты на полный ход под нагрузкой. Контроль
работы БЗЗ обеспечивается бесконтактными дискретными датчиками положения 5, установленными в
крышке 1.
На рис. 6.58 представлен блок промежуточного золотника защиты (БПЗЗ), предназначенный для
закрытия всех сервомоторов системы регулирования от системы защиты (от БЗЗ). Таким образом,
БПЗЗ формирует дополнительный гидравлический канал закрытия сервомоторов, параллельный
электрическим каналам ЭЧСРиЗ.
Для повышения надежности работы БПЗЗ и обеспечения постоянного контроля его
работоспособности золотник 3 выполнен вращающимся, что контролируется в работе бесконтактным дискретным
датчиком положения, аналогичным применяемому в БЗЗ. В нормальном режиме работы золотник 3
вращается на верхнем гидроупоре, «подпертый» снизу давлением масла в линии защиты 6. При этом
окна в импульсных линиях сервомоторов закрыты. При срабатывании БЗЗ и исчезновении давления в
336

H^f/omii'i n.
l^c» yjtvt}j\jDCinvi7\ vi jai-HVi
4?
vl-
*^f
"Hi
4
:У
2
Рис. 6.57. Блок золотников защиты: а — внешний вид; б — в сечении; 1 — крышка; 2 — корпус;
3 — импульсные камеры золотников; 4 — золотники; 5 — бесконтактные дискретные датчики
положения
2
3
•щ
Рис. 6.58. Блок промежуточного золотника защиты: а — внешний вид; б — в сечении; 1 — крышка;
2 — корпус; 3 — вращающийся золотник; 4 — подвод масла от силового насоса; 5 — подвод масла из
линий управления сервомоторами; б — подвод масла из линии защиты
линии защиты золотник 3 опускается на нижний упор, открывая сливные окна в импульсных линиях
сервомоторов 5, в результате чего сервомоторы закрываются.
На рис. 6.59 представлен блок соленоидных клапанов, являющий собой электрогидравлический
преобразователь системы защиты турбины (в частности, защиты от разгона). Сформированный в шкафу
управления или во внешней системе сигнал на останов турбины подается на соленоидные клапаны, что
приводит к их открытию. В результате падает давление в импульсных линиях золотников БЗЗ, что
приводит к их срабатыванию (посадке).
Все узлы и элементы электрогидравлической системы регулирования (за исключением БДПС,
расположенных на сервомоторах) размещены в блоке управления и защиты, представленном на рис. 6.60.
Блок в собранном и испытанном состоянии поставляется на электростанцию и устанавливается рядом
с турбиной. Для его подключения в общую маслосистему требуется только присоединить масляные
линии от силового насоса, сервомоторов, автозатворов и сливную — в масляный бак.
Управление блоками золотников управления и блоком соленоидных клапанов осуществляется от
шкафа управления и рабочей станции ЭГСРиЗ.
337

Глава б. Система автоматического регулирования и защиты
Рис. 6.59. Блок соленоидных клапанов
Блок
соленоидных
клапанов
Блок
золотников
защиты
Блок
золотника
управления
Блок
промежуточного
золотника
защиты
Линии управления
сервомоторами и
от силового насоса
4&
Рис. 6.60. Блок управления и защиты (со снятой крышкой)
338

b.b. Математическое моделирование систем регулирования турбин УТЗ
6.6. Математическое моделирование систем регулирования турбин УТЗ
6.6.1. Постановка задачи моделирования
Испытания системы регулирования турбоагрегата проводятся для решения двух основных задач:
- подтверждения заявленных технических характеристик системы регулирования;
- получения экспериментальных данных для совершенствования и модернизации работающих и
для разработки новых систем регулирования.
Для того чтобы получить достоверные результаты, исследование системы регулирования
турбоагрегатов должно производиться на натурных образцах. Для этого турбоагрегат с налаженной и правильно
настроенной системой регулирования оснащают достаточным количеством датчиков и измерительных
приборов (в том случае, если штатных серийно установленных на агрегат недостаточно) и подвергают
агрегат и его систему регулирования необходимым испытаниям. Этот естественный путь проведения
испытаний требует наличия самого агрегата (объекта регулирования) и его системы регулирования,
смонтированных к началу испытаний, и по этой причине требует дополнительного времени, а также
часто оказывается опасным или слишком дорогим. Опасность может возникнуть из-за того, что система
регулирования недостаточно налажена и ее неправильная работа может вызвать аварию. Большая
стоимость таких испытаний определяется затратами на топливо, электроэнергию и обслуживание агрегата
во время испытаний.
По этим причинам возникает необходимость моделирования объекта регулирования, т. е. замены его
специальной моделирующей установкой или ЭВМ, которая взаимодействует с системой регулирования
так же, как натурный турбоагрегат. Система регулирования при этом сохраняется обычной, т.е.
состоящей из своих штатных узлов со всеми их характеристиками и особенностями. Моделирующая установка
должна быть подобной (адекватной) натурному объекту (турбине) в его основных зависимостях и
характеристиках на выбранных для испытания режимах работы. Это достигается путем реализации в
модели системы дифференциальных уравнений, описывающих динамику объекта с учетом его
связей с элементами системы регулирования. Такой способ испытаний был использован, например, при
отработке системы регулирования частоты вращения турбины Т-175/215-130, когда на аналоговой
вычислительной машине (ABM) MH-7 моделировались процесс изменения частоты вращения ротора и
механическая мощность турбины (результаты были в дальнейшем использованы в системе
регулирования турбин Т-110/120-130-4, Т-110/120-130-5 и др.).
Результаты, полученные на математической модели, обязательно проверяются экспериментально
для соответствующих режимов работы, в частности сбросов электрической нагрузки с отключением
генератора от сети. Особенно актуален такой способ испытаний для анализа аварийных ситуаций,
натурная реализация которых практически невозможна.
Применение АВМ характерно для раннего этапа моделирования, что связано с ограниченными их
возможностями по порядку модели, по возможностям реализации нелинейных характеристик, так
характерных для реальных систем регулирования. В результате реально на АВМ без ограничений
моделируются линейные объекты, такие как ротор турбоагрегата, паровые объемы проточной части,
механическая мощность турбины. В то же время зачастую требуется анализ работы механогидравлических
элементов системы регулирования и защиты, в которых объективно имеются как естественные
нелинейные характеристики (механические упоры, люфты, переменные силовые характеристики и т. п.), так
и специально вводимые в прямые и обратные связи нелинейные характеристики (цакены на отсечных
кромках отсечного золотника, местная неравномерность регулятора частоты вращения,
знакопеременная обратная связь отсечного золотника сервомотора ЧВД и т. п.).
С появлением персональных компьютеров (ПК) появилась реальная возможность моделирования
всей системы, включающей как объекты регулирования (ротор, камеры отборов, паровые объемы,
мощность и т.д.), так и импульсные и исполнительные элементы системы регулирования и защиты (датчики,
золотники, сервомоторы и т.д.). Адекватные математические модели позволяют достаточно точно
исследовать динамические процессы турбоагрегата в различных режимах его работы. В результате на
стадии проектирования системы регулирования определяются основные динамические характеристики
ее элементов, учитываемые при разработке рабочих чертежей, что позволяет удешевить и обезопасить
весь процесс последующих натурных испытаний.
6.6.2. Математическая модель системы регулирования
На рис. б.61 представлена структурная схема контура регулирования частоты вращения ротора
турбины ТР-110/120-130, разработанной на базе турбины Т-110/120-130 и отличающейся от последней
отсутствием цилиндра и ротора низкого давления, что в динамическом отношении значительно
«облегчает» ротор турбогенератора (снижает постоянную времени ротора) и усложняет задачу устойчивого
339

Глава б. Система автоматического регулирования и защиты
управления ротором турбины на холостом ходу. Характерная величина — постоянная времени
ротора турбины ТР- 110/120-130, отнесенная к номинальной частоте вращения ЗОООоб/мии, составляет
Та = 5,6с, что относит ее к «быстрым» турбинам.
Рис. 6.61. Структурная схема контура регулирования частоты вращения турбины ТР-110/120-130:
И — импеллер; МЛС — мембранно-ленточная система; 65 — золотник 065 мм; 70 — золотник 070 мм;
03 — отсечной золотник; С — поршень сервомотора; ПО — промежуточные паровые объемы
турбины; Р — ротор турбогенератора; ри — давление масла за импеллером; кл — положение ленты
МЛС; Лед — положение золотника 065 мм; hMyT — положение золотника механизма управления
турбиной; hjQ — положение золотника 070 мм; h03 — положение отсечного золотника сервомотора;
hc — положение поршня сервомотора; NT — механическая мощность турбины (координата паровых
объемов); Nr — электрическая мощность генератора; п — частота вращения ротора турбогенератора
При анализе систем регулирования используются как линейные, так и нелинейные модели. Во всех
случаях основой для моделирования служит линейная модель.
Уравнения элементов контура частоты вращения записываются в приращениях в относительной
системе координат, с выбором в качестве базовых значений изменений координат, соответствующих
в статике величине неравномерности регулирования частоты вращения. Кроме того, принимается, что
давление за импеллером и положение ленты регулятора следят за частотой вращения без запаздывания.
С учетом изложенных выше условий и допущений линейная математическая модель контура частоты
вращения описывается системой линейных дифференциальных уравнений с постоянными
коэффициентами:
Рт - Рг (0
— ротор
т6.
[70
(It
dp.70
dt
Фоз
dt
ф - Цб5
— золотник 065 мм
"М-65 — Иго + Цмут (t) — золотник 070мм
Цто — Цоз ~ Цс
тс
: dt
dpT
~df
Цс
отсечной золотник
— сервомотор
— мощность турбины
(6.1)
(6.2)
или более кратко в операторной форме (в преобразованиях Лапласа):
ТбРФ = рт - рг,
(Т65р + 1) ц65 = Ф,
(Т70Р + 1) Р70 = -Рб5 + Рмут'
(Т03р+1)р03 = ц70-рс,
ТсРЦ-с = Роз'
(Трр+1)р.г=рг.
В этих уравнениях р — оператор дифференцирования; ср — частота вращения; рт, рг —
механическая мощность турбины и электрическая — генератора; Щб, Иго. Цоз. Цс — положения золотников
065мм, 070мм, отсечного золотника и поршня сервомотора соответственно; Tg, Т(й, Тто, Т03, Тг,
Тр — постоянные времени соответствующих элементов схемы (рис. 6.61). Переменные с чертой
сверху — изображения по Лапласу соответствующих переменных.
340

6.6.3. Исследование системы регулирования паровой турбины УТЗ
на математической модели
На основе линейной модели (6.1), (6.2) анализируется устойчивость системы регулирования на
холостом ходу и в сети под нагрузкой
Характеристическое уравнение, соответствующее системе (6.2), имеет вид:
(Те5р + 1) (Т70р + 1) (Т03Гср2 + ТсР + 1) (ТрР +1)Т6р+1 = 0.
(6.3)
Качество системы регулирования частоты вращения характеризуется положением корней р = ос+
+ja> (6.4) характеристического уравнения (6.3), представленных на рис. 6.62 для расчетных значений
постоянных времени: Т5 = 0,28 с, Т65 = 0,03 с, Т70 = 0,05с, Тоэ = 0,08с, Тс
вычисленных для степени неравномерности частоты вращения 6 = 5%:
0,5 с, Тп
0,1с,
Рб=5%
-33,252
-21,022
-10,638-4,695г
-10,638+ 4,695г
-0,142 - 2,506г
\ -0,142 + 2,506г /
(6.4)
4
2
О
-2
-4
-6
- - е
f,
^
Ц
Л
е
-36
-32 -28
-24
-20 -16
-12
■jw
3
2
1
О
-1
-2
-3
-4
д
д
-0,7 -0,6 -0,5 -0,4 -0.3 -0.2 -0,1 «
б
Рис. 6.62. Расположение корней характеристического уравнения контура регулирования частоты
вращения: • — 6 = 5%, д — 6 = 10%; а, б — все и ближайшие к мнимой оси корни
характеристического уравнения (6.3) соответственно
Отметим, что для контура частоты вращения турбины ТР-110/120-130 (как и для других турбин с
подобными динамическими характеристиками) ближайшие к мнимой оси корни — комплексно
сопряженные с минимальным запасом устойчивости и большим преобладанием мнимой составляющей над
действительной. Это обстоятельство демонстрирует, что в свободных колебаниях система
регулирования частоты вращения с 6 = 5% имеет слабое затухание и плохо пригодна для таких практических
операций, как устойчивое поддержание частоты вращения при синхронизации турбогенератора с
электрической сетью [17, с. 306]. Для решения указанной проблемы конструктивно (в виде расширенной части
окна обратной связи золотника 065 мм) введена зона местной неравномерности по частоте вращения
6М ~ 10% в области номинального значения (3000 об/мин). В характеристическом уравнении (6.3) это
эквивалентно введению вместо свободного члена 1 коэффициента 0,5, что приводит к значительному
увеличению запаса устойчивости и снижению степени колебательности системы (см. рис. 6.62, а и б):
Рб=10%
-33,293
-21,562
-10,436-3,59г
-10,436 + 3,59/
-0,553-1,807г
\ -0.553 + 1.807т' /
(6.5)
На рис. 6.63 для примера представлены расчетные процессы сброса электрической нагрузки,
полученные в линейной модели (6.1), (6.2) при степени неравномерности 5% и 10%.
341

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
3
2
1
О
-1
7^\
1 \ '
\
_ \N _
\ ^ ,
/ ^
/Л-
^-_-^_
'jr--\
-
С3^~"
Рис. 6.63. Переходные процессы в линейной САР турбины ТР-110/120-130 при сбросе электрической
нагрузки. Единичное значение координат соответствует величине неравномерности регулирования
(150 об/мин, 5%). —6 = 5%; —6 = 10%. Обозначения см. в тексте
Процессы представлены только для иллюстрации влияния степени неравномерности 6 на
устойчивость системы автоматического регулирования и демонстрируют достигаемый результат от введения
зоны местной неравномерности.
Анализ работы системы регулирования частоты вращения турбины ТР-110/120-130 в аварийном
режиме сброса электрической нагрузки осуществляется на нелинейной модели (6.6), учитывающей все
типичные нелинейные характеристики системы:
dip
dF =
dt
dt
Фоз
dt
Рг - Рг (t)
= Ф - /l (М-65)
= -Цб5 - h (мто)
= /3 (Ц70) - U (Цоз) - h (Цс)
rf|Xc
dt
' dt
Рт
(б.б)
Здесь принято цмут = 0 (при сбросе нагрузки и разгоне ротора МУТ неподвижен).
Характеристики /j (|о.65), /2 (Ц70), /з (Ц70), Sa (Цоз) , h (М-с), /б (Цоз), h (М-с) приведены на рис. 6.64.
На рис. 6.65 представлен процесс сброса электрической нагрузки, полученный в нелинейной модели
САР, демонстрирующий реальную работу элементов системы регулирования.
6.6.4. Оптимизация характеристик системы регулирования
частоты вращения
Представленные на рис. 6.63 переходные процессы регулирования демонстрируют, к сожалению,
недостаточную устойчивость системы регулирования при степени неравномерности 6 = 5%. Введение
зоны местной неравномерности с 6 = 10% хотя и повышает устойчивость, однако в той же мере
снижает степень участия турбины в первичном регулировании частоты сети. Существует мнение, что это
вполне допустимо для турбин с регулируемыми отборами пара на производство и теплофикацию, однако
такое положение существенно усложняет энергосистемную задачу обеспечения качества электрической
энергии, поскольку суммарная установленная мощность теплофикационных турбин по разным оценкам
составляет до 50% от общей мощности установленных турбин. В связи с этим задача оптимизации
характеристик САР является одной из главных.
Для анализа представим модель САР паровой турбины в наиболее простой форме, аналогично
уравнениям (6.2):
ТьРЧ> = Рт - Рг-
(Трр+1)Цр = фзд-ф
(Т03р + 1) Цоз = Цр + Цу
ТсРЦс = Ц03
(ТпоР + 1) Рт = Цс
— ротор турбогенератора
— золотник регулятора
— отсечной золотник
— поршень сервомотора
— паровые объемы (мощность)
(6-7)
342

6.6. Математическое моделирование систем регулирования турбин УТЗ
/з (Ц7о)
12
/4(Цоз)
2
4 Мто
/т(Цс)
"-Y
5
0
5
-1-0,5 0 0,5 1 1,5 Цс
Рис. 6.64. Нелинейные характеристики САР турбины ТР-110/120-130 в соответствии
с уравнениями (6.6): а, б, г, ж —характеристики обратных связей элементов системы,
крутые участки на краях характеристик моделируют механические упоры, переменный наклон
характеристики а — упомянутая выше местная неравномерность регулирования частоты вращения;
г — знакопеременная обратная связь отсечного золотника сервомотора, отрицательная в отсечном
положении, сменяющаяся на положительную при достаточно больших возмущениях (сбросы нагрузки
с ускорением ротора свыше 50% от максимального); ж — фиктивная (несуществующая) обратная
связь поршня сервомотора, введенная для моделирования механических упоров поршня (между
упорами равна нулю); в — нелинейная характеристика золотника 070 мм мм за пределами рабочего
диапазона регулирования; характеристика д моделирует проточку на конусе обратной связи
сервомотора, возвращающей золотник в отсечное положение после выхода турбины на холостой ход;
характеристика е моделирует цакены (пропилы) на отсечных кромках золотника сервомотора
кг
1
п, об/мин
3150
3000
Н0з, ММ
О
-10
-20
1
/ 1
)
1
л
S
кг
п
Но
1
1
—i—
нс
НС1 мм
150
100
50
Рис. 6.65. Переходный процесс в нелинейной САР турбины ТР-110/120-130 при сбросе электрической
нагрузки с отключением генератора от сети: КГ— контакт масляного выключателя генератора;
Нс — положение сервомотора регулирующих клапанов от нижнего упора; Н03 — положение отсечного
золотника сервомотора; п — частота вращения ротора турбогенератора
343

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
где постоянные времени и координаты в основном те же, что и в (6.2), и дополнительно: переменные
ф-зд. Цр. Цу — заданной частоты вращения, положения золотника регулятора, сигнала управления;
постоянные времени Тр, Тпо — золотника регулятора и внутренних паровых объемов.
Характеристическое уравнение контура РЧВ, соответствующее системе (6.7), имеет вид:
(Трр + 1) {ТоэТср2 + Тср + 1) (Тпор + 0) Тьр + 1 = 0. (6.8)
Типичные значения постоянных времени для турбин типа Т-100-130 составляют: Тр = 0,05с, Т03 =
= 0,03 с, Тпо = 0,3 с, Is = 0,38 с (все соответствуют неравномерности регулирования частоты
вращения)7.
Корни характеристического уравнения:
/ -31,23 \
-19,82
-5,22
-0,19 + 1,89
\ -0,19 - 1,89 /
(6 9)
Несмотря на то что постоянная времени Т& ротора турбины Т-100-130 существенно больше, чем
у турбины ТР-110, положение доминирующей пары комплексно сопряженных корней показывает, что
система регулирования частоты вращения (ЧВ) также весьма близка к границе устойчивости. Такое
положение корней характеристического уравнения контура ЧВ весьма характерно и является следствием
практически предельного сочетания требований по точности (неравномерности), быстродействию и
ограничению динамического заброса ЧВ — перерегулированию.
Представим характеристическое уравнение (6.8) в более общем виде, введя коэффициент
усиления контура Л", соответствующий изменению степени неравномерности контура ЧВ8. В этом случае
увеличение К означает обратно пропорциональное изменение неравномерности:
(Грр + 1) (Т03Гср2 + Тср + 1) (Тпор + 1) Тьр + К = 0. (6.10)
На рис. 6.66 представлены корневые годографы пары доминирующих (ближайших к мнимой оси)
корней при изменении коэффициента усиления К.
Рис. б.бб демонстрирует, что при увеличении К до 1,47 (степень неравномерности ЧВ около 3%)
система теряет устойчивость. Напротив, значение К = 0,136 соответствует максимальной устойчивости
(но при степени неравномерности около 33%, что практически бесполезно).
На рис. б.67 представлены соответствующие переходные процессы в системе (6.7) при сбросе
электрической нагрузки. Переходные процессы в линейной системе (6.7) полезны для получения
сравнительных характеристик по величине перерегулирования, а с точки зрения анализа устойчивости и
управляемости турбины представляют практически достоверные результаты, поскольку в свободном состоянии
(не на упорах) реальная система регулирования паровой турбины весьма близка к линейной.
Таким образом, анализ рис. 6.66 и 6.67 показывает, что заложенная в нормативных документах
степень неравномерности 4.. .5% весьма обоснована, во всяком случае для традиционных механогид-
равлических систем регулирования ЧВ, описываемых уравнениями (6.7).
Какие же возможны пути улучшения характеристик регулятора ЧВ? Специально делать более
тяжелым ротор турбины нецелесообразно, уменьшать внутренние паровые объемы турбины возможно только
до известного предела по конструктивным соображениям. Постоянные времени золотников
практически минимальны. Таким образом, существенного улучшения характеристик РЧВ следует ждать за счет
повышения быстродействия сервомоторов турбины9.
На рис. 6.68 представлен годограф доминирующей пары корней характеристического
уравнения (6.7) при вариациях постоянной времени сервомотора для стандартной степени неравномерности
4,5% (К = 1), демонстрирующий существенный положительный результат от снижения Тс с 0,5 до
0,05с: запас устойчивости увеличивается в шесть раз (с —0,19 до —1,19).
На рис. 6.69 в качестве дополнительной иллюстрации приведены процессы сброса нагрузки при
вариациях постоянной времени сервомотора. Очевидно, что этот путь оптимизации контура РЧВ (при
возможности его реализации) значительно улучшает качество системы регулирования.
73начение постоянной времени сервомотора 0,5 с не должно вызывать удивление. Это значение соответствует
отклонению отсечного золотника из отсечного положения на величину неравномерности. Полное отклонение
отсечного золотника в направлении закрытия регулирующих клапанов составляет около 2,5, что соответствует времени
перемещения поршня сервомотора на максимальный ход около 0,2 с.
Очевидно, значение К = 1 соответствует Ь = 4,5%.
Здесь представлены возможности оптимизации в рамках сохранения пропорционального регулятора ЧВ.
344

6.6. Математическое моделирование систем регулирования турбин УТЗ
-1,5 -1,0 -0,5
Вещественная часть корней
0,5
Рис. 6.66. Корневые годографы доминирующей пары корней характеристического уравнения (6.10)
9- 6
га 2
Т
1/
/
К = <
1,136 (
6 = 33
1 1
К = 0,3 (6 = 159
1
К --
к
/
'/ \
= 0,5 (6 = 99
1
= 1 (6=4,
1
%)
Ч
V)
5%)
" 1
К =
1.47 (
/ —-,
6 = 39
Ц
^^^
0123456789 10
Время, с
Рис. 6.67. Изменение частоты вращения при сбросе электрической нагрузки при вариации степени
неравномерности РЧВ
Однако совершенно ясно, что простой путь многократного повышения быстродействия
сервомоторов невозможен при сложившейся школе конструирования и существующем традиционном уровне
давлений в маслосистеме (1...2МПа). Кроме того, это потребовало бы значительного увеличения
производительности системы маслоснабжения, что экономически нецелесообразно.
С другой стороны, известно, что производительность маслосистемы обеспечивает быстродействие
САР в аварийных ситуациях, а в процессах управления просто не бывает востребована вследствие
линейной структуры системы регулирования. В то же время именно в процессах управления («в малых
колебаниях») имеет смысл повышение устойчивости. Таким образом, имеющийся резерв
маслосистемы необходимо использовать для повышения быстродействия и жесткости сервомотора регулирующих
клапанов в «малых колебаниях». Практически это означает увеличение усиления в контуре положения
сервомотора.
Математически это реализуется введением в системе (6.7) в уравнение отсечного золотника
коэффициента усиления к03, превышающего единицу:
(Т03р + 1) Цоз = fc03 (ЦР + Цу - Цс) ■
(6-11)
345

Глава 6 Система автоматического регулирования и защиты
= 0,05 с
Тс =0,1 с
0,3 с-
:0,5 с-
-1,0 -0,8 -0,6
Вещественная часть корней
-0,2
Рис. 6.68. Годограф доминирующей пары корней характеристического уравнения (6 7) в зависимости
от быстродействия сервомотора (Тс)
2,5
Рис. 6.69. Процессы сброса нагрузки в системе (6.7) при вариации быстродействия сервомотора
регулирующих клапанов
Поскольку в исходной системе (6.7) усиление в контуре положения сервомотора (позиционере)
составляет 1 (в силу выбранной системы масштабирования координат), то к03 представляет собой
относительный коэффициент усиления позиционера, показывающий, во сколько раз более интенсивно
перемещается отсечной золотник сервомотора по сигналу регулирования цр в отличие от исходной
системы (6.7).
В исходной системе (6.7) передаточная функция сервомотора с отсечным золотником по входному
сигналу от регулятора имеет вид:
И'(Р)
Мр)
1
(6-12)
Мр) т03тсР + т,р + 1
При введении коэффициента усиления коэ передаточная функция приводится к такому же виду, но
с другой постоянной времени сервомотора:
W (р) =
Р + тсР + к03 t03t*p + t*p + v
где Т* = Тс/к03
(6.13)
346

6.6. Математическое моделирование систем регулирования турбин УТЗ
Таким образом, введение усиления в уравнение движения отсечного золотника математически
эквивалентно повышению быстродействия сервомотора (уменьшению постоянной времени), положительный
результат которого был представлен выше.
В реальной системе регулирования максимальная скорость поршня сервомотора не увеличивается,
так как она ограничена производительностью маслосистемы. Однако в малых колебаниях (в процессах
управления) она может повышаться до максимально возможной, что выражается в более жесткой и
уверенной отработке сигналов управления: вместо вялого «дотягивания» сервомотором до заданного
положения наблюдается уверенное перемещение сервомотора практически с максимальной скоростью.
Что же мешает в «обычных» гидромеханических системах автоматического регулирования (САР)
реализовать более жесткое управление отсечным золотником сервомотора? Элементарный анализ
показывает, что для сохранения жесткости позиционирования золотника с увеличением усиления
необходимо пропорционально увеличивать расход рабочей жидкости в импульсной линии золотника. К
сожалению, это влечет за собой увеличение производительности маслосистемы, размеров золотника
для пропуска увеличенного расхода жидкости и т. п. и делает такой путь совершенствования САР
практически невозможным.
Однако в электрогидравлической системе регулирования (ЭГСР), где управление отсечным
золотником сервомотора реализуется в электрической части, указанных ограничений нет, что и является
практической основой построения ЭГСР.
ЗАО «УТЗ» при проектировании электрогидравлической системы регулирования и защиты
(ЭГСРиЗ) паровой турбины применяет ЭГП с дроссельным проточным золотником, управляющим
штатным отсечным золотником сервомотора (рис. 6.70), что позволяет наилучшим образом
использовать имеющиеся конструкции сервомоторов, разработанных для традиционных гидромеханических
САР, а также легко применять новые разработанные ЭГСРиЗ при модернизации и реконструкции
турбин, находящихся в эксплуатации.
[;
^
Р
-ф
Регулятор
. -Г
ifi
^s
-/
Регулятор
положения
сервомотора
rV
ЭГП
-1
-1
и.
—>
Не
ч>
Отсечной
аолотник
Датчик
положения
сервомотора
Измеритель
частоты
вращения
Мо>
Поршень
сервомотора
Ht
Паровые
объемы
(мощность)
р,*с
-*<<
h
Ротор
<р
Рис. 6.70. Структурная схема ЭГСР с ЭГП, управляющим отсечным золотником. Координаты:
ф* — датчика частоты вращения; ц* — датчика положения сервомотора; |хэ — золотника ЭГП;
Цр<р • Црс — регуляторов частоты вращения и положения сервомотора соответственно.
остальные — как в (6.7)
В соответствии с рис. 6.70 линейная математическая модель может быть представлена следующим
образом:
Т6рф = рт - рг,
(Т;р+1)ф* = ф,
(Тр<рР + 1) Цр(р = фзд - ф*,
(Трср + 1) црс = црф + цу - ц.*,
(Тэр+1)цэ = А-црс, (6.14)
(Т03р+1)ц-03 = |ХЭ,
Тср|хс = |х03,
(Т*р + 1)ц* = цс,
(Тпор +1)Рт = Цс,
где к
ни: Т.
- коэффициент усиления позиционера, аналогичный fc03 в формуле (6.11); постоянные време-
Т* — измерителя частоты вращения и датчика положения сервомотора соответственно; Тп
^с измерителя частоты вращения и датчика положения сервомотора соответственно; ^р<р,
рс - регуляторов частоты вращения и положения сервомотора соответственно; Тэ — золотника ЭГП.
Остальные обозначения — как в (6.7) и на рис. 6.70.
347

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
Очевидно, характеристическое уравнение системы (6.14) имеет вид:
ТЬР (Тпор + 1) (Tpipp + 1) (7> + 1) • [ТсР (ТозР + 1) (Трср + 1) (Тэр + 1) (Тс> + 1) + к] +
+ A-(Tt*p+l)=0.
(6-15)
рС, Т^,, Т*), принимаем равными 0,02с (т.е. времени одного оборота ротора турбины)10. Постоянную
Для сравнительного анализа значения постоянных времени элементов контура, не относящихся к
электрической части системы регулирования (ЭЧСР), принимаем такими же, как для рассмотренного
выше гидродинамического регулятора ЧВ: Tg = 0,38с, Тс = 0,5с, Тоэ = 0,03с, Тпо = 0,3с. Для
определенности постоянные времени элементов ЭЧСР, реализуемые в микропроцессорном контроллере (Tpip
Tt
времени ЭГП принимаем Тэ = 0,05с
На рис. 6.71 представлен годограф двух пар доминирующих корней характеристического
уравнения (6.15) в зависимости от коэффициента усиления контура позиционирования к. Для принятых
параметров ЭЧСР оптимальное значение коэффициента усиления к ~ 5. При этом значении к запас
устойчивости составляет около —1.3, а колебательность не превышает значения 2,5 [192], что
говорит о минимальном времени переходного процесса и эффективном затухании колебаний. Очевидна
также неэффективность дальнейшего значительного повышения коэффициента усиления к, поскольку
при этом вторая пара доминирующих корней быстро перемещается в направлении мнимой оси, резко
повышая колебательность.
ю
А/
11
*■ 1 ■*
4/
Г '
4/
f k = 2
•4
4 р к = 5
р к = 4
; = 3
к = 1
%!
Щ,2
к = 1
-10
-2
Действительная часть доминирующих корней
Рис. 6.71. Годограф двух пар доминирующих корней характеристического уравнения (6.15);
показаны только корни с положительной мнимой частью
На рис. 6.72 представлены соответствующие процессы сброса электрической нагрузки, полученные
на модели (6.14) и демонстрирующие результаты исследования.
Интересным и практически важным является вопрос о быстродействии ЭГП в ЭГСР. Очевидно, что
при его снижении (повышении постоянной времени ЭГП) эффект от ЭГСР должен снижаться. Этот
вопрос важен еще и потому, что «разумное» снижение быстродействия ЭГП снижает нагрузку на его
электрический привод (в частности, на электродвигатель в электромеханических ЭМП) в переходных
процессах и тем самым повышает его ресурс.
На рис. 6.73 представлены траектории двух пар доминирующих корней характеристического
уравнения системы (6.14) при вариациях постоянной времени ЭГП Тэ и коэффициента усиления в контуре
позиционирования к. Кроме того, на рис. 6.73 изображена желаемая область расположения корней
характеристического уравнения (6.15), ограниченная по запасу устойчивости г) > 1,3 и степени затухания
колебаний С > 0.9 [192].
На рис. 6.74 дополнительно показаны годографы пары доминирующих корней, наиболее близко
расположенных к мнимой оси и в случае достаточно высокого быстродействия ЭГП (Тэ < 0,10 с)
практически полностью определяющих динамические характеристики системы (6.14). Анализ рис. 6.73, 6.74
показывает, что при значительных вариациях быстродействия ЭГП (Тэ = 0,05... 0,23с) годографы
ближайшей к мнимой оси пары доминирующих корней при увеличении усиления монотонно удаляются от
10На самом деле принятый цикл работы контроллера существенно завышен, и в этом смысле представленные
ниже результаты имеют определенный запас по устойчивости.
348

6.6. Математическое моделирование систем регулирования туриин у i _>
2,5
2,0
1,5 —
1.0
0.5
0
-0,5
- чС
= 1
2
3
-6
12
Р
АЛ /
Щ
3 4
Время, с
Рис. 6.72. Переходные процессы по частоте вращения ротора турбины при сбросе электрической
нагрузки, полученные по уравнениям (6.14) при вариации коэффициента усиления позиционера к
12
10
2,Е
2.0 —■
1,5 // /
С = С
4,
4.0
3,5 ^>
3,0 -^^^
' 1,0
к = 7,5. . ТЭ = 0,05
'9 ——1 ' \/ 1
-'°\А/0'055
6,5 J XX 1
6,0 A KXV0^I
5,5 v/
5.0 ч/\
5 v/ X\
^\ 7s
0.095
XV4 \Х\\0'13
\ л\\л\\°,i75
X. \^У\\л\\0'23
\ X viV\\Y\\0'3
К \,Д \
Л = 1.3
ж \ Ч
= п,
' \ "
-8 -6 -4 -2
Действительная часть доминирующих корней
Рис. 6.73. Траектории двух пар доминирующих корней характеристического уравнения ЭГСР
при вариациях постоянной времени ЭГП Тэ и коэффициента усиления в контуре позиционирования к.
Показаны только корни с положительной мнимой частью; г\ — запас устойчивости; С — степень
затухания колебаний
349

Глава 6. Система автоматического регулирования и защиты
мнимой оси и практически сходятся при к = 5... 7,5 в диапазоне значений —1,1 ... — 1,5. По этой паре
корней увеличение коэффициента усиления к принципиально не ограничивается.
Действительная часть доминирующих корней
Рис. 6.74. Траектории доминирующей пары корней характеристического уравнения ЭГСР
при вариациях постоянной времени ЭГП (Тэ) и коэффициента усиления в контуре
позиционирования (к). Показаны только корни с положительной мнимой частью
Оптимальное значение к определяется по второй паре доминирующих корней, для которой
определяющим условием является заданная степень затухания колебаний С- Из рис. 6.73 видно, что чем
выше быстродействие ЭГП, тем более высокое усиление может быть реализовано в позиционере: при
Тэ = 0,05 с максимальное усиление может быть равно к = 6, при Тэ = 0.095с — к = 5. При усилении
к < 4,5 условия выполняются в широком диапазоне постоянных времени ЭГП: Тэ = 0,05... 0.23 с.
Для примера на рис. 6.75 приведены переходные процессы по частоте вращения при сбросе нагрузки
и коэффициенте усиления в позиционере к = 5, выполненные по уравнениям (6.14), демонстрирующие,
что даже при Тэ = 0.2с обеспечивается хорошее качество процессов регулирования. Негативное
влияние увеличенного времени ЭГП становится ощутимо заметным при Тэ > 0,3с, что подтверждает
приведенный выше анализ рис. 6.73, 6.74.
Время, с
Рис. 6.75. Переходные процессы по повышению частоты вращения при сбросе нагрузки, полученные
по уравнениям (6.14), при к = 5
350

Глава 7. Теплообменные аппараты
7.1. Общие положения
Принципы проектирования. При проектировании кожухотрубных теплообменных аппаратов
возникает проблема размещения теплоносителей по различным сторонам поверхности теплообмена — внутри
трубок или в межтрубном пространстве. Обоснованное решение этой проблемы требует учета
факторов тепловой эффективности, надежности, экономичности работы аппарата, а также минимизации его
массогабаритных и стоимостных характеристик. Выбор конкретной схемы течения теплоносителей
определяется взаимным влиянием следующих факторов: стоимости материалов и изготовления аппарата
(капитальных затрат), эксплуатационных расходов (особенно расходов на прокачку теплоносителей),
возможности очистки аппарата, склонности материалов к коррозии, разности рабочих давлений сред,
опасности утечки теплоносителя, рабочего диапазона температур, возможности возникновения
термических напряжений вследствие различного удлинения элементов конструкции аппарата, вибрации
трубок и появления усталостных напряжений и т.д. [68, 160].
Особенность пароводяных кожухотрубных теплообменных аппаратов состоит в том, что проходное
сечение межтрубного пространства во много раз больше проходного сечения трубок, а это предполагает
размещение газообразного теплоносителя с меньшим давлением и, следовательно, с большим
удельным объемом, в межтрубном пространстве аппарата. Соответственно охлаждающая или нагреваемая
вода направляется в трубки поверхности теплообмена. Такое размещение теплоносителей не только
позволяет поддерживать высокую тепловую эффективность аппаратов с конденсацией пара и
упрощает поддержание герметичности аппарата, но и расширяет возможности применения более простых
типов конструкций и более дешевых конструкционных материалов, так как допускает меньшие толщины
стенок корпуса аппарата.
В конденсаторах паровых турбин принятая схема течения теплоносителей — насыщенного пара в
межтрубном пространстве, циркуляционной воды внутри трубок — обеспечивает гравитационную
сепарацию пара и образующегося конденсата, позволяет организовать развитый фронт натекания пара
на трубный пучок, уменьшить среднюю толщину пленки конденсата на поверхности трубок и
повысить тем самым интенсивность теплообмена, упрощает отвод неконденсирующихся газов из парового
пространства, а также облегчает очистку внутренней поверхности трубок от загрязнений, вносимых
охлаждающей водой [68].
В теплообменниках типа «жидкость — жидкость» целесообразно направлять более вязкую
жидкость, для которой значение числа Рейнольдса ниже, в межтрубное пространство, а менее вязкую
жидкость с более высокими числами Рейнольдса — по трубкам. Так можно обеспечить более высокий
коэффициент теплоотдачи вследствие турбулизации потока, обусловленной поперечным обтеканием
пучков трубок, и сблизить уровни теплоотдачи теплоносителей с внутренней и наружной сторон
поверхности теплообмена [68, 160].
Во всех случаях для повышения уровня теплоотдачи выгодно увеличивать длину пути и скорость
движения теплоносителей, для чего в межтрубном пространстве устанавливаются перегородки, а внут-
ритрубный теплоноситель направляется в несколько последовательных ходов, если это позволяет
величина допустимых потерь давления.
Одной из основных характеристик конструкции теплообменного аппарата является тип
относительного движения потоков теплоносителей и схема их взаимного движения. Известные схемы (прямоток,
противоток, перекрестный ток) отличаются между собой степенью использования температурного
потенциала теплоносителей, т.е. разницы их температур. С этой точки зрения наиболее выгоден чистый
противоток, поэтому в теплообменных аппаратах любой конструкции, работающих без изменения
агрегатного состояния теплоносителей, для получения наименьшей поверхности теплообмена при прочих
равных условиях необходимо применять принцип противоточного движения теплоносителей. Если
выдержать принцип чистого противотока невозможно по конструктивным или компоновочным
соображениям, следует организовать перекрестный ток теплоносителей с соблюдением общего противоточного
течения. При изменении агрегатного состояния хотя бы одного из теплоносителей любые схемы
движения принципиально равноценны [68].
Конструкция теплообменного аппарата должна обеспечивать проектный уровень тепловой
эффективности и при этом быть технологичной, надежной в течение предусмотренного проектом срока
службы, безопасной при изготовлении, монтаже и эксплуатации, а также предусматривать возможность
осмотра, очистки и ремонта.
1Настоящий раздел подготовлен совместно с В. И. Великовичем и М. А. Ниренштейн.
351

Глава 7. Теплообменные аппараты
Эффективность, надежность и длительная работоспособность теплообменных аппаратов турбин в
значительной степени определяются правильным выбором конструкционных материалов, к которым
предъявляются следующие основные требования:
— стабильность прочностных и пластических свойств в условиях контакта с рабочими средами при
высоких температурах и давлениях, при наличии значительных тепловых потоков и резких теплосмен;
— высокий уровень механических свойств в рабочих условиях;
— высокая стойкость по отношению ко всем видам коррозии и эрозии;
— высокая теплопроводность и небольшой температурный коэффициент линейного расширения;
— хорошая свариваемость с обеспечением свойств сварных соединений на уровне, соответствующем
свойствам основного металла;
— приемлемые характеристики механической обработки.
Трубки поверхности теплообмена являются одним из наиболее ответственных элементов
теплообменных аппаратов. В настоящее время большинство теплообменных аппаратов различного назначения
оснащаются цельнотянутыми бесшовными трубками с наружным диаметром от 12 до 30мм,
изготовленными как из цветных металлов (латуни и других медно-никелевых сплавов), так и из нержавеющей
стали. Толщина стенки трубок в большинстве случаев составляет от 1,0 до 1,5 мм, иногда
применяются трубки с толщиной стенки 0,75 мм, а в периферийных рядах трубных пучков со стороны входа
пара иногда устанавливаются трубки с толщиной стенки 1,5... 2,0 мм, обладающие большим запасом
прочности и износостойкости.
Важным требованием, предъявляемым к трубкам поверхности теплообмена, является их стойкость
против коррозии. Коррозия трубок является фактором, снижающим как эффективность теплообмена,
так и надежность аппарата в целом. Трубки могут корродировать с двух сторон: с водяной — под
воздействием охлаждающей воды и с паровой — под воздействием пара и конденсата. Возникающие
в результате коррозии свищи и трещины приводят к попаданию охлаждающей (нагреваемой) воды
в конденсат, что совершенно недопустимо прежде всего для конденсаторов и подогревателей сетевой
воды.
В аппаратах УТЗ в основном применяются трубки из латуни ЛО70-1 (ГОСТ 15527—70) и
сплава марки МНЖ5-1 (ГОСТ 492—73). В аппаратах, эксплуатируемых в схемах блоков мощностью
250... 300 МВт на сверхкритические параметры пара, чтобы исключить попадание меди в основной
конденсат, трубная система изготавливается из нержавеющих сталей аустенитного или аустенитно-
перлитного классов (08Х18Н10Т, 08Х14МФ и др.) [68, 160].
Трубные доски испытывают действие нагрузки от разности давлений теплоносителей в водяных
камерах и межтрубном пространстве. Упругим основанием для трубной доски являются фланцы корпуса
и трубки поверхности теплообмена аппарата. В теплообменных аппаратах УТЗ применяются вварные
трубные доски. Трубная доска часто имеет служащие для ее разгрузки анкерные связи, опирающиеся
на крышки водяных камер. Толщина трубной доски определяется из условия прочности на изгиб с
учетом ослабления расчетного поперечного сечения пластины отверстиями под трубки.
Одним из основных факторов, определяющих надежную работу теплообменных аппаратов, является
обеспечение плотности и прочности соединения трубок с трубными досками. Крепление трубок в
трубных досках должно быть герметичным и долговечным во всем диапазоне режимов работы аппаратов.
Крепление должно обеспечивать плавный вход охлаждающей воды в трубки во избежание кавитацион-
ной эрозии концов трубок и повышенного гидравлического сопротивления, хороший контакт с трубными
досками для уменьшения коррозии трубок, а также легкую замену трубок без повреждения трубных
досок во время ремонта.
В большинстве теплообменных аппаратов, выпускаемых отечественными заводами, применяется
один тип крепления трубок в трубных досках — вальцевание. Такое крепление представляет собой
прочное и герметичное соединение, образованное путем раздачи конца трубок вальцовками до прочно-
напряженного контакта между стенкой трубки и стенкой отверстия в трубной доске.
Более высокую, чем обычное вальцевание, степень надежности имеет используемый УТЗ метод,
основанный на применении кольцевых уплотнительных элементов (кольцевых рельефов),
сформированных из металла трубной доски (рис. 7.1) [68, 160, 161].
При радиальном деформировании трубки, вставленной в отверстие трубной доски, кольцевой
рельеф упруго-пластически внедряется в материал трубки, что приводит к локальному повышению
контактного давления и, как следствие, к повышению герметичности и прочности соединения. Этот способ
достаточно прост и легко вписывается в существующую технологическую цепочку как при изготовлении
новых аппаратов на заводах, так и при их ремонтах с заменой трубок на электростанциях.
Формирование кольцевых рельефов производится методом ротационного выкатывания с применением
разработанных в научно-исследовательской технологической лаборатории Санкт-Петербургского государственного
морского технического университета (Н1/1ТП СПбГМТУ) шариковых раскатников [160, 161].

7.1. Общие положения
А б
Рис. 7.1. Способ крепления трубок в трубных досках: а — отверстие с кольцевыми рельефами
в трубной доске; б — развальцовка трубки в отверстии с кольцевыми рельефами
Степень развальцовки является основным критерием оценки качества вальцованных соединений.
Она выражается геометрическим соотношением размеров элементов соединения:
d„
(7.1)
диаметр
где dB и dg — внутренний диаметр трубки до и после вальцевания соответственно; dOT
отверстия в трубной доске; dH — наружный диаметр трубки до вальцевания.
На практике, однако, часто пользуются другим методом. Для получения надежного соединения
трубки с трубной доской необходимо выполнить следующее условие:
dfB = dB + A + K-S,
(7.2)
где Д — диаметральный зазор между трубкой и трубной доской (Д = dOTB — dH); К — коэффициент,
учитывающий тип теплообменного аппарата, К = 0,1 — для конденсаторов, маслоохладителей,
подогревателей; S — толщина стенки трубки, S = (dH — dB) /2.
Для основных сочетаний материалов трубок и трубных досок, применяемых в аппаратах ПТУ,
имеются рекомендации по допустимой степени развальцовки. Так, например, для трубок из латуни
и трубных досок из углеродистой стали допускается степень развальцовки в диапазоне 0,6... 2,7%, но
наиболее оптимальной признается степень развальцовки в диапазоне 1,0... 1,5%.
Промежуточные перегородки препятствуют провисанию и повышенной вибрации трубок,
ужесточают корпус аппарата, а в вертикальных аппаратах с конденсацией пара обеспечивают необходимый
способ наружного обтекания теплоносителем трубного пучка, повышают скорость движения
межтрубного теплоносителя, способствуют отводу конденсата и уменьшению средней толщины конденсатной
пленки на трубках, что, в свою очередь, позволяет повысить интенсивность теплообмена.
В теплообменных аппаратах ПТУ применяются сплошные и сегментные промежуточные
перегородки, а также перегородки типа «диск — кольцо». Выбор системы расстановки промежуточных
перегородок, т. е. определение расстояния между соседними перегородками и их взаимного положения по
отношению к частям трубного пучка, а также толщин перегородок производится с учетом
вибрационных характеристик трубного пучка, а в аппаратах с сегментными перегородками и перегородками типа
«диск — кольцо» также из условия получения примерно одинаковой скорости теплоносителя по тракту
его движения в трубном пучке и в зазорах между трубным пучком и корпусом.
Корпуса теплообменников могут испытывать воздействие термических напряжений, возникающих
вследствие различного температурного удлинения трубного пучка и корпуса. Для уменьшения этих
напряжений на корпусе могут устанавливаться линзовые компенсаторы.
Толщина стенок корпуса рассчитывается исходя из величины допускаемых напряжений, а также
из условия устойчивости формы при расчетном давлении в аппарате. Для придания жесткости
корпуса аппаратов больших размеров (конденсаторов, сетевых подогревателей) усиливаются приварными
ребрами.
Патрубки. Поддержание высокого уровня коэффициента теплопередачи в аппарате с
конденсацией одного из теплоносителей требует удаления из межтрубного пространства неконденсирующихся
газов, для чего корпуса аппаратов оборудуются специальными патрубками отвода паровоздушной
смеси. Там, где требуется равномерное распределение теплоносителя по длине или периметру корпуса, а
также защита трубок от динамического воздействия потока, патрубки подвода и отвода теплоносителей
353

снабжаются обычно специальными конструктивными элементами — концентрическими рассекателями,
пароотбойными щитами, паровыми рубашками и т.д.
Опоры. Корпуса теплообменных аппаратов устанавливаются на различных опорах в зависимости
от пространственной ориентации аппарата, его веса и габаритов, а также от его места в компоновке
турбоустановки.
Горизонтальные аппараты УТЗ имеют приварные поперечные седловые опоры. Вертикальные
аппараты чаще всего снабжены боковыми лапами, которые опираются на специальные конструкции, так
что аппарат находится в подвешенном состоянии. Конденсаторы могут иметь на днище приварные
поперечные седловые или продольные коробчатые опоры, которые опираются на специальные пружинные
опоры, воспринимающие вес аппарата и передающие его на фундамент.
Компоновка трубного пучка должна учитывать специфику работы теплообменного аппарата. Так,
в конденсаторах ПТУ применена наиболее эффективная ленточная компоновка, а в подогревателях
сетевой воды — островная компоновка.
Тепловая эффективность любого теплообменного аппарата достаточно полно характеризуется
следующими параметрами:
- средним по поверхности теплообмена коэффициентом теплопередачи;
- нагревом вторичного теплоносителя;
- недогревом вторичного теплоносителя до температуры насыщения первичного теплоносителя.
Средний коэффициент теплопередачи в аппарате определяется интенсивностью процессов
передачи теплоты от первичного теплоносителя (пара) к поверхности теплообмена и от нее к вторичному
теплоносителю (воде) и зависит от уровней коэффициентов теплоотдачи со стороны отдельных
теплоносителей, т.е. количеством теплоты, переданной (или полученной) за единицу времени от каждого
теплоносителя единицей поверхности теплообмена (или от поверхности теплообмена к теплоносителю)
при средней разности температур между теплоносителем и стенкой поверхности в 1 градус.
Коэффициент теплопередачи в поверхностном аппарате ввиду малой толщины стенки трубок с
достаточной для практических целей точностью можно вычислить по формуле для плоской стенки
К=~1 6 Г = ~1 dH - dBH Г' (7-3)
1 1 Ь — —Н
<Х\ Лст С*2 <*1 2ЛСТ С*2
где ос\, 002 — коэффициенты теплоотдачи со стороны внутритрубного и межтрубного теплоносителей,
Вт/(м2-А'); б — толщина стенки поверхности теплообмена, м; d„, dBH — наружный и внутренний
диаметры трубок поверхности теплообмена, м; Лст — коэффициент теплопроводности материала стенки
трубок, Вт/ (м ■ К).
Уровень коэффициента теплопередачи зависит не только от величины коэффициентов теплоотдачи
теплоносителей, но и от их соотношения между собой. Наименьший из коэффициентов теплоотдачи
является лимитирующим для величины коэффициента теплопередачи, которая будет меньше меньшего
значения входящих в нее коэффициентов теплоотдачи.
Величина нагрева воды в аппарате AtB = £гв—*1в также характеризует его тепловую эффективность.
Нагрев воды в конденсирующем аппарате определяется из уравнения теплового баланса
At« = wf* <7-4>
** в^-рв
где Gn — расход греющего пара, кг/с; WB — расход воды, кг/с; г — скрытая теплота фазового перехода,
кДж/кг; грв — теплоемкость воды, кДж/ (кг ■ К).
Оценка тепловой эффективности поверхностных конденсирующих аппаратов ПТУ производится
также по величине недогрева воды до температуры насыщения пара при соответствующем его давлении
б* = *„ — t2B [68].
Недогрев воды до температуры насыщения (Ы) имеет место в поверхностных теплообменных
аппаратах вследствие наличия термического сопротивления переносу теплоты через стенки трубок
поверхности теплообмена между конденсирующимся паром и нагреваемой водой. На величину недогрева
влияют также загрязнение трубок поверхности теплообмена и наличие в паре неконденсирующихся
газов, увеличивающих термическое сопротивление переносу теплоты через стенку трубок поверхности
теплообмена. Недогрев в поверхностном аппарате определяется по выражению
6t = /2B~fl\ , (7.5)
^(wffu?)-1'
354

7.2. Конденсаторы
где fiu, *2в — температура воды на входе и выходе аппарата соответственно, °С; К — коэффициент
теплопередачи в аппарате, Вт/ (м2 ■ К); F — поверхность теплообмена, м2.
Величина недогрева характеризует эффективность использования теплоты, поступающей с
греющим паром, т.е. термодинамическое совершенство аппарата. Недогрев зависит от величины
коэффициента теплопередачи в аппарате, и любая интенсификация теплообмена, приводящая к увеличению
коэффициента теплопередачи, влечет за собой снижение недогрева. Недогрев уменьшается с
увеличением удельной поверхности, приходящейся на единицу расхода нагреваемой воды, но при этом возрастает
его стоимость. Оптимальный недогрев в аппарате определяется технико-экономическими расчетами,
так как снижение недогрева приводит к повышению тепловой экономичности ПТУ и к экономии
топлива на электростанции, но, как правило, сопровождается ростом затрат металла и стоимости.
Основным показателем эффективности работы конденсаторов является кроме вышеуказанных
параметров величина давления пара рк в его горловине [68].
В эксплуатационной практике и технической литературе широко применяется термин вакуум (V),
т.е. разность между барометрическим давлением (В) и давлением пара в конденсаторе: V = В — рк.
Вакуум обычно выражается в процентах от барометрического давления
V = ^-^ . 100 % = (l - ^) ■ 100 %. (7.6)
Все упомянутые принципы проектирования в полной мере используются и находят свое применение
в конструкциях теплообменных аппаратов, выпускаемых УТЗ, а также используемых в составе тепловых
схем турбин завода Теплообменное оборудование, входящее в состав паротурбинных установок УТЗ,
приводится в табл. 7.1 [68, 160].
Таблица 7.1. Типовое теплообменное оборудование паротурбинных установок УТЗ*
Оборудование
Конденсатор
Основной эжектор
(с охладителями)
Охладитель эжектора
уплотнений:
концевых камер
промежуточных камер
Подогреватели низкого
давления:
ПНД1
ПНД2
пндз
ПНД4
ПНД5
Деаэратор
Подогреватели высокого
давления
Подогреватели сетевой
воды:
нижний отопительный
отбор
верхний отопительный
отбор
Маслоохладители
ПТ-30/35-90/10
Типоразмер
К-1700-1
ЭПО-3-135
ЭПУ-0.9-900
ПН-90-16-4 IIIcb
ПН-90-16-4 IIIcb
ПН-13016-IO-IIcb
Выбирается
проектантом
электростанции
ПВ-375-23-3.5-1
ПВ-375-23-5,0-1
ПСВ-500-3-23
Встроены
в маслобак
Завод-
изготовитель
УТЗ
То же
То же
СЗЭМ
То же
То же
БКЗ
ТКЗ
То же
СЗЭМ
УТЗ
T-50/60-130-6, Т-60-65-130
Типоразмер
К-3100-1
ЭПО-3-200
(2 шт.)
ЭПУ-0,9-900
ПН-90-16-4 III
ПН-130-16-9-111
ПН-130-16-10-11
ПН-130-16-10-11
ПН-130-16-10-11
ДП-225-7
ПВ-350-230-21-1
ПВ-350-230-36-1
ПВ-350-230-50-1
ПСГ-1300-3-8-11
ПСГ-1300-3-8-1
Встроены
в маслобак
Завод-
изготовитель
УТЗ
То же
То же
СЗЭМ
То же
То же
То же
То же
БКЗ
ТКЗ
То же
То же
УТЗ
УТЗ
То же
Т-110/120-130
Типоразмер
КГ2-6200-2
ЭПО-3-200
(2 шт.)
ЭПУ-0.9-1900
ПН-100-16-4-111св
ПН-250-16-7-111св
ПН-250-16-7-1Усв
ПН-250-1б-7-1Усв
ПН-250-16-7-1Усв
ДП-225-7
ПВ-425-230-13-1
ПВ-425-230-23-1
ПВ-425-230-35-1
ПСГ-2300-2-8-1
ПСГ-2300-3-8-И
Встроены
в маслобак
Завод-
изготовитель
УТЗ
То же
То же
СЗЭМ
СЗЭМ
То же
То же
То же
БКЗ
ТКЗ
То же
То же
УТЗ
То же
То же
Продолжение табл. 7.1 см. на стр. 356, 357.
7.2. Конденсаторы
В теплофикационных турбинах на режимах работы с тепловой нагрузкой имеется пропуск пара в
конденсатор, служащий для охлаждения ступеней ЦНД (см. гл. 3). Конденсаторы теплофикационных
турбин УТЗ наряду с основным имеют встроенный трубный пучок со своими водяными камерами и
независимыми подводом и отводом охлаждающей (нагреваемой) воды. Поверхность теплообмена
встроенного пучка обычно составляет 15.. .25% от общей поверхности теплообмена конденсатора.
Встроенный пучок позволяет сконденсировать вентиляционный пропуск пара, что дает возможность свести к
355

Глава 7. Теплообменные аппараты
Таблица 7.1. Продолжение
Оборудование
Конденсатор
Основной эжектор
(с охладителями)
Охладитель
эжектора
уплотнений:
концевых камер
п ромежуточ н ых
камер
Подогреватели
низкого давления:
ПНД1
ПНД2
ПНДЗ
ПНД4
ПНД5
Деаэратор
Подогреватели
высокого
давления
Подогреватели
сетевой воды:
нижний
отопительный
отбор
верхний
отопительный
отбор
Маслоохладители
Тп-100/110-90
Типоразмер
K-3100-VII
ЭПО-3-200
(2 шт.)
ЭПУ-0,9-1900
ПН-100-16-4-Шсв
ПН-250-16-7-1Исв
ПН-250167-IVcb
ПН-250-16-7-1Усв
ПН-250-1б-7-1Усв
ДП-225-7
ПВ-425-230-13-1
ПВ-425-230-23-1
ПВ-425-230-35-1
ПСГ-2200-2-16-1
ПСГ-2200-3-16-1
Встроены
в маслобак
Завод-
изготовитель
УТЗ
То же
То же
СЗЭМ
СЗЭМ
То же
То же
То же
Б КЗ
ТКЗ
То же
То же
УТЗ
То же
То же
Т-185/220-130
Типоразмер
К Г2-12000-1
ЭПО-3-135-1
(3 шт.)
ЭПУ-0,9-1900
ПС-250-30-0,5
ПН-400-26-7-11
ПН-400-26-7-11
ПН-400-26-7-11
ПН-400-2б-8-У
Выбирается
проектантом
электростанции
ПВ-760- 230-14
ПВ-800-230-21
ПВ-800-230-32
ПСГ-5000-2,5-8-1
(ПСГ-4900-3.1-11,4-11)
ПСГ-5000-3,5-8-1
(ПСГ-4900-3,3-11,4-1У)
М-240М
(3 шт.)
Завод-
изготовитель
УТЗ
То же
То же
То же
СЗЭМ
То же
То же
То же
БКЗ
ТКЗ
То же
То же
УТЗ
То же
То же
То же
То же
Т-250/300-240-2
Типоразмер
К2-14000-1
ЭП-3-135
(3 шт.)
(ЭПО-3-200)
ЭУ-120
ПС-250-30-0,5
ПС-250-8-0,5
ПН-400-26-2-1И
ПН-400-26-7-11
ПН-400-26-7-11
ПН-400-26-7-11
ПН-400- 26-7-1
ДП-1000
ПВ-900-380-18-1
ПВ-1200-380-43-1
ПВ-900-380-66-1
ПСГ-5000-2,5-8-1
ПСГ-5000-3,5-8-1
М-240М
(3 шт.)
Завод-
изготовитель
УТЗ
То же
То же
То же
То же
СЗЭМ
То же
То же
То же
То же
БКЗ
ТКЗ
То же
То же
УТЗ
То же
То же
минимуму или полностью исключить потери теплоты в конденсаторе на теплофикационных режимах
работы турбины за счет использования теплоты пара, поступающего в конденсатор, в цикле
электростанции, например для подогрева обратной сетевой воды или подпиточнои воды тепловых сетей [7, 38,
43, 68]. В этом случае при работе турбины на теплофикационном режиме с ограниченным пропуском
пара в конденсатор отключается подвод циркуляционной воды к основным и встроенному пучкам, а
встроенный пучок охлаждается сетевой или подпиточнои водой.
На режиме работы турбины с конденсационной выработкой электроэнергии в основной и встроенный
трубные пучки (или только в основные пучки) поступает циркуляционная вода, подвод сетевой воды к
встроенному пучку на этом режиме работы турбины отключен. Возможен одновременный пропуск через
основные и встроенный пучки соответственно циркуляционной и подпиточнои воды при условии, что
разность температур между ними не превышает 20 °С. Переход с одного режима на другой производится
на ходу, без останова турбины.
УТЗ разработан ряд типоразмеров конденсаторов для теплофикационных турбин мощностью от 30
до 250МВт (табл. 7.2).
Конденсаторы располагаются поперек оси турбины, привариваются к выхлопным патрубкам и
опираются на пружинные опоры, воспринимающие нагрузки от массы металла конденсатора и тепловых
расширений. Основные трубные пучки размещены симметрично относительно вертикальной оси
конденсатора, встроенные — по его оси. Компоновка основных трубных пучков ленточная, с треугольной
разбивкой, встроенных — модульная, также с треугольной разбивкой. Воздухоохладители в каждом
трубном пучке выделены паровыми щитами, переходящими в перфорированные коллекторы.
Суммарная площадь отверстий, через которые паровоздушная смесь (смесь несконденсировавшихся газов с
водяным паром) поступает в коллекторы, принимается обычно равной площади патрубка на отводе
паровоздушной смеси из трубного пучка, а площадь поперечного сечения коллекторов — равной
утроенной суммарной площади отверстий, расположенных между патрубком отвода паровоздушной смеси и
наиболее удаленным краем коллектора. В результате создается зона равномерного всасывания по всей
длине трубного пучка, минимизируется возможность возникновения воздушных мешков, нарушающих
процесс теплообмена. По охлаждающей воде основные пучки выполняются двухходовыми,
встроенные — двух- или четырехходовыми для пропуска циркуляционной и подпиточнои воды соответственно
(в конденсаторах К-3100 для работы на сетевой воде — одноходовыми) Перегородки во входных во-
356

7.2. Конденсаторы
Таблица 7.1. Продолжение
Оборудование
Конденсатор
Основной эжектор
(с охладителями)
Охладитель эжектора
уплотнений:
концевых камер
промежуточных камер
Подогреватели низкого
давления:
ПНД1
ПНД2
ПНДЗ
ПНД4
ПНД5
Деаэратор
Подогреватели
высокого
давления
Подогреватели сетевой
воды:
нижний отопительный
отбор
верхний отопительный
отбор
Маслоохладители
Р-100-130/15
Типоразмер
—
-
ПС-50-1
(ХЭ-90-550)
(ПС-100-3)
-
Выбирается
проектантом
электростанции
ПВ-425-230-25-1
(ПВ-760-230-14)
ПВ-425-230-37-1
(ПВ-800-230-21)
ПВ-475-230-50
(ПВ-800-230-32)
Встроены
в маслобак
Завод-
изготовитель
—
-
ЛМЗ (УТЗ)
(УТЗ)
-
БКЗ
ткз
(То же)
То же
(То же)
То же
(То же)
-
УТЗ
ПТ-50/60-130/7'
Типоразмер
К2-3000-1
ЭПО-3-200
(2 шт.)
ЭПУ-0,9-900
ПН-90-16-4
(ПНД1)
ПН-130-16-9-1И
ПН-130-16-10-11
ПН-130-16-10-11
ПН-130-16-10-11
ДП-225-7
ПВ-350-230-21-1
ПВ-350-230-36-1
ПВ-350-230-50-1
ПСГ-800-3-8-1
ПСГ-800-3-8-1
Встроены
в маслобак
Завод-
изготовитель
УТЗ
То же
СЗЭМ
То же
То же
То же
То же
То же
БКЗ
ТКЗ
То же
То же
УТЗ
То же
То же
ПТ-90/125-130/10-1
Типоразмер
K-3000-III
ЭПО-3-200
(2 шт.)
ЭПУ-0,9-1900
ПН-100-16-4-1М
ПН-250-16-7-ШСВ
ПН-250-16-7-1Усв
ПН-250-16-7-1Усв
ПН-250-16-7-1Усв
ДП-225-7
ПВ-425-230-13-1
ПВ-425-230-23-1
ПВ-425-230-35-1
ПСГ-1300-3-8-11
ПСГ-1300-3-8-11
Встроены
в маслобак
Завод-
изготовитель
УТЗ
То же
То же
СЗЭМ
СЗЭМ
То же
То же
То же
БКЗ
ТКЗ
То же
То же
УТЗ
То же
То же
Турбина снята с производства.
Таблица 7.1. Окончание
Оборудование
Конденсатор
Основной эжектор
(с охладителями)
Охладитель эжектора уплотнений:
концевых камер
промежуточных камер
Подогреватели низкого давления:
ПНД1
ПНД2
ПНДЗ
ПНД4
ПНД5
Деаэратор
Подогреватели высокого давления
Подогреватели сетевой воды:
нижний отопительный отбор
верхний отопительный отбор
Маслоохладители
ПТ-90/125-130/10-2
Типоразмер
К-6000-1
ЭПО-3-200
(2 шт.)
ЭПУ-0,9-1900
ПН-100-16-4-111
ПН-250-16-7-111св
ПН-250-16-7-1Усв
ПН-250-16-7-1Усв
ПН-250-16-7-1Усв
ДП-225-7
ПВ-425-230-13-1
ПВ-425-230-23-1
ПВ-425-230-35-1
ПСГ-1300-3-8-11
(ПСГ-1250-3-11.4-1А)
ПСГ-1300-3-8-11
(ПСГ-1250-3-11.4-1А)
Встроены в маслобак
Завод-
изготовитель
УТЗ
То же
То же
СЗЭМ
СЗЭМ
То же
То же
То же
БКЗ
ТКЗ
То же
То же
УТЗ
То же
То же
ПТ-140/165-130/15
Типоразмер
К2-6000-1
ЭП-3-200
(2 шт.)
ЭУ-120-1
ПН-250-16-7-11 // (ПНД1)
ПН-400-26-7-11
ПН-400-26-7-11
ПН-400-26-8-У
ПН-400-26-8-У
ДП-500М-2
ПВ-760-230-14
ПВ-800-230-21
ПВ-800-230-32
ПСГ-1300-3-8-11
(ПСГ-1250-3-11.4-1А)
ПСГ-1300-3-8-11
(ПСГ-1250-3-11.4-1А)
Встроены в маслобак
Завод-
изготовитель
УТЗ
То же
То же
СЗЭМ
То же
То же
То же
То же
БКЗ
ТКЗ
То же
То же
УТЗ
То же
То же
дяных камерах делят трубные пучки по ходам таким образом, чтобы воздухоохладители охлаждались
еще не нагретой водой первого хода. Перевод встроенного пучка на работу с оптимальным для данного
расхода воды числом ходов производится переключением арматуры на внешних трубопроводах.
Корпуса конденсаторов изготавливаются заодно с входными и поворотными водяными камерами,
за исключением поворотных камер встроенных пучков, которые выполнены съемными. Съемные
крышки входных и поворотных водяных камер снабжены лазовыми люками. Для защиты рабочих лопаток
последних ступеней турбины от воздействия вводимых в межтрубное пространство конденсаторов
паровых и водяных потоков все вводы снабжены поворотными элементами, направляющими потоки внутрь
357

Глава 7. Теплообменные аппараты
Таблица 7.2. Технические характеристики конденсаторов теплофикационных турбин УТЗ
Маркировка
конденсатора
К-1700-1
К 2-3000-2
К-3100- III
(Шм)
К-3100-IV
(IVm)
К-3100- V
К-3100- VI
К-3100- VII
К-3100- VIII
К-6000- II
КГ2-6200-2
КГ2-12000
К-14000
Тип турбины
ПТ-30/35-90/10-5
Т-60/ 65-130-2
ПТ-50/60-130/7-2
Тп-115/125-130-1
ПТ-90/120-130/10-1
Т-60/65-130
К-17-1,6
Т-60/65-130-2
Тп-100/110-90
Т-35/55-1,6
ПТ-140/165-130/15
Т-110/120-130
Т-185/220-130
Т-250/300-240-2
Количество корпусов
1
1
1
1
1
1
1
1
1
2
2
1
Поверхность охлаждения
одного корпуса, м
1700
3 000
3 090
3 090
3 090
3 090
3 090
3 090
6010
3110
5 980
13 800
Поверхность охлаждения
встроенного пучка, м
455
470
470
470
470
470
470
1080
940
2160
2670
Конденсаторные
трубки
S
S
п.
\-
01
п
24 х 1
24 х 1
24 х 1
24 х 1
24 X 1
24 х 1
24 X 1
24 X 1
24 X 1
24 X 1
24 X 1
24 X 1
S
S
&
с
О.
О
*:
£
О
г
Ч
о
ш
п
г
=;
9 000
7 500
7 500
7 500
7 500
7 500
7 500
9 000
7 500
9 000
9 000
Число ходов по воде
2
2
2
2
2
2
2
2
2
2
L
2
Расчетные значения завода-изготовителя
>,
О.
|_
п
г
к
го
ш
о
О.
" .—^
с т
к ■
п„
5 я
с; '
«и ^~,
> X
52,94"
43,3*
72,2
72.2
72,2
72,2
72,2
72.2
55,7"
45.3*
44,2**
38,8
QJ ^
m о
1 Р
ч >-
h
85
ft «
55,6"
53,8*
35,9
35,9
35,9
35,9
35,9
35.«
40,4**
57.1*
50,9**
52,3
is
QJ
3"
2
n
4
nj U
^ о
О щ"
™ S
O- r
OJ
£ 3
2 ч
^ О
1- in
20,0
20,0
20,0
20.0
20,0
20.0
20,0
2(1.0
20,0
20.0
20.0
20,0
!
i
6,6
5,6
9,3
9,3
9,3
9,3
9.3
9,3
7,5
5.4
5,2;
6.6***
5,8
у
m
S
0 %
m О
d. m
i x
О x
1 8
5 000
7 000
8(10(1
8 000
8 000
8 000
8 000
8 00(1
13 500
16 000
27 000
28 000
С
13 _
0 «
u Ё
1 i
ag.
Ч с
l— и
54,00
59,00
52.0(1
52,00
52,00
52,00
52.00
52,00
59,00
59.96
61,00
55,00
Для номинальной конденсационной мощности турбины.
Для максимальной конденсационной мощности турбины.
Для первого и второго корпусов по ходу воды.
Примечание. Материалы трубок конденсаторов варьируются из следующего ряда: Л68, ЛО70-1, МНЖ5-1, МНЖМц 30-1-1.
конденсатора. Ввод в межтрубное пространство конденсаторов химически очищенной воды для
восполнения потерь в цикле, а также конденсата для снижения температуры в выхлопном патрубке турбины
производится через групповые форсунки, обеспечивающие распыл в виде мелкодисперсного тумана,
направленного внутрь конденсатора.
Все конденсаторы по условиям транспортирования разделены на минимальное количество
продольных блоков, поставляемых к месту монтажа в состоянии полной заводской готовности. Нижние
блоки служат обычно сборниками конденсата, объем регулируемого уровня в которых эквивалентен
20-секундной максимальной производительности конденсатных насосов. Блоки с трубными пучками,
кроме блоков конденсатора К-14000, проходят на заводе сдаточные гидравлические испытания
парового и водяного пространств повышенным (пробным) давлением, что обеспечивает необходимую
надежность аппарата. На месте эксплуатации производится соединение блоков, присоединение
внешних трубопроводов, а в конденсаторе К-14000 — кроме того наборка и развальцовка труб поверхности
теплообмена, гидравлические испытания парового пространства (наливом) и водяного пространства
(пробным давлением).
На рис. 7.2 показан конденсатор К-14000 турбины Т-250/300-240-2, единственный поставляемый
без трубок поверхности теплообмена. Конденсатор имеет два пароприемных устройства, через которые
на режимах пуска или сброса нагрузки турбиной может производиться сброс из котла
редуцированного и охлажденного в БРОУ пара в количестве, не превышающем 30% от максимального расхода.
Пароприемные устройства размещены над крайними лентами основных пучков возле боковых стенок
конденсатора. Сборник конденсата — деаэрационный со струйно-барботажным отсеком, в котором для
дегазации основного конденсата используется теплота постоянных дренажей, рециркуляции и пара из
верхнего отопительного отбора турбины.
Основные трубные пучки 5 размещены симметрично относительно оси турбины.
Встроенный трубный пучок 7 расположен на оси конденсатора, имеет свои водяные камеры и
индивидуальный отсос воздуха. Разбивка трубного пучка также треугольная. Основные трубные доски
конденсатора общие как для основного трубного пучка, так и для встроенного. Встроенный пучок
однопоточный, двух- или четырехходовой по воде (перевод с четырех ходов на два осуществляется
переключением арматуры на внешних трубопроводах). Через встроенный пучок предусмотрен пропуск
циркуляционной (в два хода) или подпиточной (в четыре хода) воды.
358

7.2. Конденсаторы
11800'
»даы
Щ] и
©■
13530'
т=Ц=г-
6910'
т^АМш
5_
8
Рис. 7.2. Конденсатор К-14000: 1 — входная водяная камера; 2 — поворотная водяная камера;
3 — сборник конденсата; 4 — пружинная опора; 5 — основной трубный пучок; 6 — воздухоохладитель
основного трубного пучка; 7 — встроенный трубный пучок; 8 — воздухоохладитель встроенного
трубного пучка
Корпус конденсатора цельносварной с приваренными водяными камерами. Фланцевые соединения
предусмотрены только на крышках водяных камер. В горловине конденсатора имеется подвод
химически очищенной воды, а также пароприемное устройство, через которое осуществляется сброс
редуцированного пара от БРОУ. Конденсатор снабжен деаэрационным коденсатосборником 5.
Конденсатор К-14000 поставляется к месту монтажа в виде восьми законченных производством
блоков. Соединение блоков и установка трубок поверхности теплообмена производится при монтаже.
7.Ж7'
Рис. 7.3. Конденсатор К-3100. Обозначения см. на рис. 7.2
Конденсатор К-3100 разных модификаций (рис. 7.3) комплектует турбины К-17-1,6, Т-35/55-1,б,
Т-60/65-130-2, ПТ-90/120-130/10-1, Тп-100/110-90 и Тп-115/125-130-1. Каждый конденсатор представ-
359

Глава 7. Теплообменные аппараты
ляет собой поверхностный пароводяной горизонтальный теплообменный аппарат с цельносварным
корпусом, выполненным заодно с водяными камерами. Поверхность теплообмена каждого конденсатора
образована прямыми трубками, развальцованными с обеих сторон в трубных досках, и разделена по
паровой и водяной стороне на три обособленных трубных пучка — два основных и один встроенный,
размещенных в одном корпусе, но имеющих отдельные водяные камеры с раздельным подводом и отводом
охлаждающей воды. По водяной стороне основные пучки выполнены двухходовыми, встроенные — для
пропуска через них сетевой, циркуляционной или подпиточной воды — одно-, двух- и четырехходовыми,
что дает возможность работы с оптимальным для имеющегося расхода и температуры охлаждающей
воды числом ходов. Перевод встроенного пучка на другое число ходов осуществляется переключением
арматуры на внешних трубопроводах. Через встроенный пучок предусмотрен пропуск сетевой,
подпиточной и циркуляционной воды. Конденсатор поставляется тремя законченными производством блоками,
причем блок с трубными пучками поставляется после гидроиспытаний по паровой и водяной сторонам.
Некоторые из модификаций конденсатора, включая входящие в конденсаторную группу КГ2-6200,
имеют пароприемные устройства, через которые на режимах пуска или сброса нагрузки турбиной может
производиться сброс из котла редуцированного и охлажденного в БРОУ пара в количестве, не
превышающем 30% от максимального расхода. Пароприемные устройства размещены на оси конденсатора над
встроенным пучком. Одна из последних модификаций выполнена для турбины Т-53/67-8,
являющейся составной частью парогазовой установки ПГУ-230. В этой модификации пароприемные устройства
рассчитаны на стопроцентный сброс пара из контуров высокого и низкого давления котла-утилизатора.
Конденсаторная группа КГ2-6200-1П состоит из двух конденсаторов типа К-3100, предназначенных
для конденсации пара, поступающего из турбины Т-110/120-130, а также для подогрева сетевой или
подпиточной воды во встроенных пучках. Конденсаторы в группе включены параллельно по потокам
охлаждающей воды. Охлаждающая вода подводится отдельными трубопроводами к входной водяной
камере каждого трубного пучка и, пройдя через трубки поверхности теплообмена, отводится также
отдельными трубопроводами. Конденсатор поставляется восемью законченными производством блоками,
блок с трубными пучками гидроиспытан по паровой и водяной сторонам.
Конденсатор К-6000 разных модификаций (рис. 7.4) предназначен для турбин ПТ-140/165-130/15
всех модификаций, а также для турбин Тп-115/125-130-2 и Тп-115/125-130-3. Охлаждающая вода
подводится к конденсатору тремя потоками, к каждому трубному пучку (основным и встроенному) своим
трубопроводом, и отводится отдельно из каждого пучка. Перевод встроенного пучка на работу в
двухходовом и четырехходовом режимах осуществляется переключением арматуры на внешних
трубопроводах. Через встроенный пучок предусмотрен пропуск подпиточной и циркуляционной воды. Поставляется
в зависимости от модификации тремя или четырьмя законченными блоками, в том числе с
гидроиспытанным по паровой и водяной сторонам блоком с трубными пучками. Соединение блоков производится
при монтаже.
Особенностью конденсаторов является размещение блоков с трубными пучками друг над другом в
два этажа. Нижний этаж содержит встроенный пучок и половины основных, а верхний — их оставшиеся
половины. Такое выполнение позволяет поставлять блоки с набранными и развальцованными
трубками поверхности теплообмена гидроиспытанными по паровой и водяной стороне. Другой особенностью
конденсаторов является выполнение сборника конденсата деаэрационным с барботажным отсеком, в
котором для дегазации основного конденсата используется теплота постоянных дренажей и
рециркуляции, а выпар отводится через систему гидравлических пароперепускных клапанов, что позволяет
повысить давление в сборнике и соответственно температуру основного конденсата на режимах с
малым пропуском пара в конденсатор примерно на 3...7°С по сравнению с температурой насыщения
пара в его межтрубном пространстве.
Конденсаторная группа КГ2-12000 состоит из двух конденсаторов, основные пучки которых
соединены по охлаждающей воде, основному конденсату и паровоздушной смеси последовательно, а
встроенные — параллельно. Модификации, использованные в группе, выполнены по водяной стороне одно-
ходовыми и для первого по ходу охлаждающей воды конденсатора — без сборника конденсата, так как
установка конденсаторов должна обеспечивать за счет разности высотных отметок днищ слив
конденсата самотеком из первого во второй по ходу охлаждающей воды аппарат и оттуда — в деаэрационный
сборник. Паровоздушная смесь из основных и встроенного пучков второго по ходу охлаждающей
воды конденсатора отводится в зону перед воздухоохладителями основных пучков первого, откуда вся
смесь удаляется основными эжекторами. При отключении основных пучков по охлаждающей воде
паровоздушная смесь из встроенных пучков отводится непосредственно к основным эжекторам.
Секционирование конденсаторов по давлению пара путем последовательного пропуска через их основные
пучки охлаждающей воды теоретически должно привести к повышению КПД турбины на
конденсационных режимах. Однако для турбин Т-185/220-130 эффективность секционирования оказалась
весьма незначительной, а осложнения, связанные с компоновкой оборудования и трубопроводов, весьма
360

7.2. Конденсаторы
7100'
2300'
~
Й:
едш
S
:й
■ф—ф
ф—ф—ф
i
щ
Ш
1
1
♦ »—'
—=г=?
нет
2
Рис. 7.4. Конденсатор К-6000. 1 — входная водяная камера; 2 — поворотная водяная камера;
3 — сборник конденсата; 4 — пружинная опора; 5 — основной трубный пучок; 6 — воздухоохладитель
основного трубного пучка; 7 — встроенный трубный пучок; 8 — воздухоохладитель встроенного
трубного пучка; 9 — выходная водяная камера
существенными. Поэтому в дальнейшем может оказаться целесообразным параллельное соединение
конденсаторов в группе по охлаждающей воде, основному конденсату и паровоздушной смеси.
Для теплофикационных турбин мощностью 30 МВт (ПТ-30/35-90/10-5) заводом разработана
конструкция конденсатора К-1700 без встроенного пучка (рис. 7.5). Конденсатор состоит из корпуса,
выполненного заодно с водяными камерами, и двух трубных пучков, образованных прямыми трубками,
развальцованными в трубных досках. Материал трубок определяется в зависимости от качества
охлаждающей воды. Конструкцией конденсатора предусматриваются возможность отключения одного из
трубных пучков для поочередной очистки без останова турбины, для чего каждый пучок имеет свои
водяные камеры с раздельным подводом и отводом охлаждающей воды; компенсация тепловых
расширений, для чего конденсатор устанавливается на пружинные опоры; защита рабочих лопаток последних
ступеней турбины от воздействия вводимых в конденсатор паровых и водяных потоков, для чего все
вводы снабжены поворотными элементами, направляющими потоки внутри конденсатора.
Расчет конденсаторов осуществляется по собственному алгоритму УТЗ, базирующемуся на
методике BTI/1.
Средний по поверхности теплообмена коэффициент теплопередачи определяется по следующим
соотношениям [68]:
при tlB <35°С
if = 4070-а-
при tiB = 35 .
1,1 ■ ш£
.0,25
45 °С
(0,52 - 0,0072 • dK) ч/о" 2
1000 *■ 1в)
1 +
z-2
1 _ ^
~~ 35
К = 1140 ■
1.1
йв
[1 + 0,002 (tlB - 35)] ■
1 +
15
«IbY
45/
■®н.
■Od: (7-7)
(7.8)
Здесь a = (0.65... 0.85) — коэффициент состояния поверхности теплообмена конденсатора
(учитывает загрязнение трубок, а также косвенно отражает плотность вакуумной системы); wB — скорость
охлаждающей воды в трубках, м/с; dBH — внутренний диаметр трубок, мм; х = 0,12а (1 + 0,15tiB);
tiB — температура охлаждающей воды на входе в конденсатор, °С; z — число ходов воды в
конденсаторе; dK = ^г — удельная паровая нагрузка конденсатора, кг/ (м2ч); F — поверхность охлаждения
конденсатора, м2; Ф^ — коэффициент, учитывающий влияние паровой нагрузки конденсатора (dK).
При нагрузке от d™M до d£p = (0.9 - 0,012tiB)d™M значение Ф^ = 1; при нагрузке d£OM < d!^
значение Ф^ = б (2 — б), где б = dK/drJ>.
361

Глава 7. Теплообменные аппараты
Рис. 7.5. Конденсатор К-1700: 1 — входная водяная камера, 2 — поворотная водяная камера.
3 — сборник конденсата; 4 — пружинная опора; 5 — трубный пучок; 6 — воздухоохладитель
Для учета влияния материала трубок при расчете по приведенной методике рекомендуется вводить к
коэффициенту состояния поверхности теплообмена (а) поправочный множитель: для медно-никелевых
сплавов — 0,95; мельхиора — 0,92; нержавеющих сталей — 0.85; титана — 0.90.
Методика УТЗ полагает, что первоначально при \\\
ит
GK = G»OM; a = 1,0; tlB
20°C
при значении коэффициента состояния поверхности теплообмена a = 0.75 и 0,90 по формуле (7.7)
определяется парадный коэффициент теплопередачи чистого конденсатора с числом ходов z = 2 и
трубками из латуни с наружным диаметром 24 х 1мм (А'чист). Значение коэффициента теплопередачи
для чистого конденсатора с трубками, материал которых отличается от латуни Л68, и соответствующая
ему сумма термических сопротивлений определяется зависимостью
К =
1
К\
+ (Вс
R,
,Л68\
;Х>
1
(7.9)
Здесь /?™8— термическое сопротивление стенки трубки из латуни Л68.
Затем расчетным путем определяется условное термическое сопротивление слоя загрязнения,
соответствующее в формуле (7.7) или (7.8) значению a = 0,75 или 0,90:
Я,
яг-Т.*
аК
(7.10)
Окончательно значение коэффициента теплопередачи с учетом расчетного термического
сопротивления загрязнений рассчитывается по формуле
R,
(*♦*)"'
(7.11)
С учетом полученной поправки на загрязнение уточнение коэффициента теплопередачи
производится как на номинальном, так и на переменном режимах работы конденсатора. При этом фактически
принимается, что полученная расчетным путем величина R3 остается постоянной на всех режимах
работы конденсатора, ее значение при а = 0,90 соответствует технически чистому, а при а = 0,75 —
максимально загрязненному конденсатору.
Методика расчета встроенного пучка конденсаторов производится на УТЗ аналогичным образом,
однако базируется на соотношениях методики «Метро-Виккерс» и будет рассмотрена в разд. 7.5.
7.3. Охладители воздушных насосов (пароструйных эжекторов)
Воздушные насосы (эжекторы) предназначены для поддержания необходимого вакуума и
удаления воздуха из конденсатора, циркуляционной системы, уплотнений турбины. Показатели работы па-
362

7.3. Охладители воздушных насосов (пароструйных эжекторов)
роструйных эжекторов зависят, кроме различных других факторов, от параметров рабочего пара и
эффективности работы охладителей.
Охладители пароструйных эжекторов представляют собой трубчатые теплообменники, на
поверхности теплообмена которых происходит охлаждение паровоздушной смеси и конденсация пара, а внутри
трубок проходит основной конденсат, подаваемый из напорного коллектора конденсатных насосов.
Таким образом, теплосодержание рабочего пара в пароструйном эжекторе используется для подогрева
основного конденсата.
Технические характеристики пароструйных эжекторов изготовления УТЗ представлены в табл. 7.3.
Таблица 7.3. Технические характеристики пароструйных эжекторов и их охладителей
ф
s га
х а.
ф О
т н
га *:
г ф
m *
IS
о
X
ш
о
X
и
О
IS
S
X
ф
X
н
о
с;
с
>,
о.
о
н
*:
ф
*
(Т)
Тип
эжектора
ЭПО-3-135
ЭПО-3-200**
ЭПО-3-200***
ЭП-3-2
ЭП-3-3
ХЭ-40-350
ХЭ-90-550
ЭПУ-0,9-1900
(латунные
трубки)
ЭПУ-0.9-1900
(нержавеющие
трубки)
№
ступени
1
II
III
1
II
III
1
II
III
1
II
III
1
II
III
1
II
1
II
Пред-
включен-
ная
Концевая
Пред-
включен-
ная
Концевая


дительность на

паровоздушной
смеси,
кг/ч
-
—
—
135
135
-
—
1400...1900
1700...2300


дительность на
сухом
воздухе,
кг/ч*
85/135
210
210
85/135
85/135
-
-
—
-
Расход
охлаждающей
воды, т/ч
70...200
150
75
75
120,0
60.0
60,0
70 ...200
70...200
70
140...260
110... 260***
220...520**
110... 310***
220...620**
Расход

рабочего
пара,
кг/ч
630
296
296
296
296
296
296
280
280
280
280
280
280
350
550
550
550


ние/температура
рабочего
пара,
МПа/°С
0,39/155
(330)
0,51/155
(330)
0,51/155
(330)
0,49/160
(330)
0.49/160
(330)
0.49/150
(330)
0,49/156
(330)
0,39/155
(330)
0,39/155
(330)


верхность

охладителя,
м2
28,5
20,0
10.0
10,0
20,0
10,0
10,0
—
14,2
8,0
5,1
20
20
45
45
17,5
17,5
17,5
17,5

Гидравлическое

сопротивление,
КПа
47,0
—
-
50
60...840
285
250...750
39,4***
20,0**
48,5***
85,4**
В числителе номинальная производительность, в знаменателе — перегрузочная.
Одноходовой вариант (все охладители соединены параллельно).
Двухходовой вариант (последовательное соединение двух групп параллельных охладителей: 1+1 и 11+111).
В скобках указана максимальная температура рабочего пара.
На рис. 7.6 показана конструкция пароструйного эжектора ЭП-3-3, использовавшегося в качестве
основного эжектора в турбинах УТЗ до 1977 г. Аналогичную конструкцию имеет основной эжектор ЭП-3-2.
Проточные части и охладители всех ступеней эжектора расположены вертикально в общем стальном
корпусе с внутренними перегородками, разделяющими ступени между собой. В верхней части корпуса
расположена крышка, состоящая из трех раздельных камер, в которых крепятся рабочие сопла и
соединенные между собой камеры смешения и диффузоры. Внутри парового пространства каждого из
холодильников выполнены перегородки, направляющие течение пара. Вторая и третья камеры верхней
крышки эжектора имеют в нижнем днище отверстия, через которые паровоздушная смесь поступает
в следующую ступень эжектора. По мере движения паровоздушной смеси в ступенях эжектора ее
давление постепенно повышается от давления в конденсаторе примерно до 110 кПа на выхлопе эжектора.
В нижней части корпуса эжектора расположены горизонтальная трубная доска, в которой крепятся
U-образные трубки охладителей, и нижняя крышка с водяными камерами. Охладители выполнены
двухходовыми по охлаждающему конденсату и включены параллельно. Перепуск дренажа
осуществляется каскадно через гидрозатворы за охладителем каждой ступени. Недостатком конструкции эжектора
являлись протечки паровоздушной смеси помимо трубного пучка.
363

Глава 7. Теплообменные аппараты
Рис. 7.6. Пароструйный эжектор ЭП-3-3: А — вход паровоздушной смеси; Б — подвод рабочего пара;
Д, Е — вход, выход охлаждающей воды; I, II, III — ступени эжектора
С 1977 г. в паротурбинных установках завода используются основные эжекторы ЭПО-3-135 и
ЭПО-3-200. Эжектор ЭПО-3-135 (рис. 7.7) представляет собой пароструйный компрессор с тремя
ступенями сжатия и промежуточного охлаждения паровоздушной смеси. Каждый из трех охладителей
представляет собой поверхностный пароводяной теплообменный аппарат с цельносварным корпусом,
выполненным заодно с водяными камерами и камерой всасывания. Одноходовые трубные пучки
охладителей образованы прямыми трубками, развальцованными с обеих сторон в трубных досках.
Модификации эжектора отличаются материалом трубок поверхности теплообмена — латунь в первой и
нержавеющая сталь во второй модификации. В рабочем положении для интенсификации теплообмена
трубные пучки охладителей ориентированы наклонно (с углом 10° к горизонту) благодаря специальной
конструкции опор, на которых устанавливается эжектор. Подвод паровоздушной смеси
производится тангенциально в кольцевые камеры со смещением относительно раздающих окон во внутренних
обечайках корпусов. Конструкция эжектора обеспечивает компенсацию температурных расширений,
для чего со стороны выходной водяной камеры выполняется подвижное крепление опоры эжектора к
опорным конструкциям, а также возможность осмотра, очистки или подвальцовки трубок поверхности
теплообмена без разборки эжектора, для чего крышки водяных камер выполнены откидными.
Паровоздушная смесь поступает в камеру всасывания I ступени, после сжатия в диффузоре и
охлаждения с частичной конденсацией в охладителе первой ступени последовательно проходит II и III
ступени сжатия и отводится в атмосферу. Образовавшийся конденсат отводится из каждого охладителя
отдельным гидрозатвором: из охладителей I и II ступеней — в паровое пространство конденсатора, из
охладителя III ступени — в открытую воронку. Основной конденсат подводится к охладителю I ступени,
проходит последовательно через трубные пучки охладителей всех ступеней и отводится из эжектора.
Эжектор ЭПО-3-200 (рис. 7.8) состоит из трех ступеней сжатия, причем первая ступень
выполнена из двух одинаковых эжекторных групп, соединенных параллельно, каждая со своим охладителем, а
вторая и третья ступени содержат по одной эжекторной группе с охладителем. Каждый из четырех
одинаковых охладителей состоит из семи концентрично установленных друг в друга труб из углеродистой
стали диаметром от 57 х 3,5 до 219 х 7мм [а.с. № 283482, см. перечень]. Сечение центральной трубы
364

7.3. Охладители воздушных насосов (пароструйных эжекторов)
Рис. 7.7. Основной эжектор ЭПО-3-135: А — подвод рабочего пара; Б, В — подвод и отвод
охлаждающего конденсата; Г— подвод паровоздушной смеси; И, К, Л — отвод конденсата рабочего
пара из I, II и III ступеней; М — опорожнение водяного пространства
перекрыто обтекателями, остальные трубы соединены сваркой таким образом, что образуются по три
чередующихся кольцевых канала для прохода паровоздушной смеси попарно и охлаждающего
конденсата. Установкой обтекателей и скруглением сварных соединений труб каналов достигается безударный
характер натекания паровоздушной смеси при входе в охладитель. В сочетании с соосным
расположением охладителя и диффузора и продольным течением паровоздушной смеси такая конструкция
охладителя позволяет избежать образования застойных зон и обеспечивает высокую интенсивность
конденсации. Слив конденсата рабочего пара из охладителей первой и второй ступеней эжектора через
разделенный по ступеням гидрозатвор производится в конденсатор, а охладитель третьей ступени имеет
атмосферный слив с гидрозатвором. Для пропуска охлаждающего конденсата эжектор снабжен двумя
нижними (Б и В) и двумя верхними (Г и Д) водяными камерами, каждая из которых соединена тремя
трубами с кольцевыми каналами каждого из двух параллельно включенных по основному конденсату
охладителей.
В зависимости от расхода основного конденсата, определяемого типом турбины, охладители могут
быть соединены в двух вариантах. При включении охладителей по первому варианту все они
соединены по основному конденсату параллельно (одноходовой вариант), в этом случае основной конденсат
подводится к двум нижним водяным камерам (Б и В), проходит параллельно через все охладители
365

Глава 7. Теплообменные аппараты
Рис. 7.8. Эжектор ЭПО-3-200. Обозначения см. в тексте
и отводится из двух верхних водяных камер (Г и Д). Расход основного конденсата в этом варианте
меняется от 125 до 500 т/ч.
При соединении охладителей по второму варианту параллельные по основному конденсату
охладители первой ступени включены последовательно с параллельными по основному конденсату
охладителями второй и третьей ступеней (двухходовой вариант). В этом случае основной конденсат подводится
к нижней водяной камере (Б) и отводится из верхней водяной камеры (Г) охладителя первой ступени,
затем перепускается к верхней водяной камере (Д) и отводится от эжектора из нижней водяной
камеры (В) охладителей второй и третьей ступеней. Интервал расходов охлаждающего конденсата в этом
варианте — от 70 до 250 т/ч. Недостатком конструкции является ее низкая ремонтопригодность.
Эжектор уплотнений, предназначенный для отсоса паровоздушной смеси из концевых уплотнений
турбины, может быть расположен как вне, так и внутри корпуса охладителя. До 1978 г. в составе
паротурбинных установок УТЗ применялись охладители эжекторов отсоса из уплотнений турбины типа
ХЭ-40-350 горизонтальной компоновки и ХЭ-90-550 с вертикальной компоновкой. Охладители
комплектовались эжекторными группами, отсасывающими паровоздушную смесь из концевых уплотнений
турбины.
На рис. 7.9 показан охладитель ХЭ-40-350. Обе секции поверхности теплообмена расположены
симметрично относительно находящихся посредине входной и выходной водяных камер, которые
крепятся к корпусам секций с помощью фланцевого соединения. Трубная система набирается из
U-образных латунных (Л68) трубок диаметром 19 мм, толщиной стенки 1мм.
На рис. 7.10 представлен охладитель ХЭ-90-550 [а. с. № 382909, см. перечень]. Корпус аппарата имеет
в верхней его части фланцевый разъем. Трубная система закрепляется между фланцами корпуса и
водяной камеры. По тракту воды аппарат двухходовой. Паровое пространство подогревателя разделено
на два отсека, через которые паровоздушная смесь проходит последовательно. Трубки в трубной доске
крепятся вальцеванием.
Паротурбинные установки УТЗ комплектуются эжекторами типа ЭПУ-0,9-900 и ЭПУ-0,9-1900 с
1978 г. (рис. 7.11). Они идентичны по конструкции, но отличаются расходом отсасываемой
паровоздушной смеси. Эжектор имеет одну ступень сжатия и два охладителя — предвключенный и концевой.
366

7.3. Охладители воздушных насосов (пароструйных эжекторов)
А
45', 302 _,160
Рис. 7.9. Охладитель эжектора отсоса из уплотнений ХЭ-40-350: А — подвод рабочего пара; Б — слив
конденсата; В — подвод паровоздушной смеси из уплотнений; Г — подвод охлаждающего конденсата;
Д — отвод охлаждающего конденсата; Е — отвод паровоздушной смеси
Рис. 7.10. Охладитель эжектора отсоса из уплотнений ХЭ-90-550: А — отвод охлаждающей воды;
Б — подвод охлаждающей воды; В — подвод рабочего пара; Г — подвод паровоздушной смеси
из уплотнений; Д — отвод паровоздушной смеси; Е — слив конденсата
367

Глава 7. Теплообменные аппараты
гш
Рис. 7.11. Эжектор отсоса из уплотнений ЭПУ-0,9-1900: А — подвод рабочего пара; Б, В — подвод
и отвод охлаждающего конденсата при последовательном включении охладителей; Г, Д — подвод
и отвод охлаждающего конденсата при параллельном включении охладителей и перепуск
при последовательном; Е, Ж — подвод и отвод паровоздушной смеси; 3, 1/1 — отвод конденсата
из предвключенного и концевого охладителей; К — опорожнение
368

7.4. Аппараты системы регенеративного подогрева основного конденсата и питательной воды
По охлаждающей воде (основному конденсату) охладители могут быть соединены как параллельно,
так и последовательно. Эжектор изготавливается в четырех модификациях: I — с латунными
трубками и двумя вариантами включения охладителей, II — с нержавеющими трубками и двумя вариантами
включения охладителей. Рабочее положение эжектора наклонное (10° к горизонту).
7.4. Аппараты системы регенеративного подогрева основного конденсата
и питательной воды
Подогреватели высокого давления. Подогреватели высокого давления (ПВД) предназначены для
регенеративного подогрева питательной воды за счет теплоты пара отборов части высокого и
среднего давления турбин. В тепловых схемах турбин УТЗ используются подогреватели высокого давления
производства ТКЗ с величиной поверхности теплообмена от 350 до 1200м2, рассчитанные на давление
питательной воды 23 и 38МПа и давление греющего пара от 1,4 до 6,6 МПа. В табл. 7.4 приведены
основные технические характеристики применяемых ПВД.
Высокое давление питательной воды в трубных системах ПВД определяет ряд конструктивных
особенностей этих теплообменников [68]. Основным типом подогревателей высокого давления является
вертикальный коллекторный теплообменный аппарат с поверхностью нагрева из гладких труб,
свитых в плоские спирали. В ПВД с поверхностью теплообмена до 850 м2 применяются трубы диаметром
32 х 4 мм, а начиная с 900м2 и более — 32 х 5 мм. Горизонтально расположенные спирали соединены с
помощью коллекторов в четыре или шесть (у ПВ-800, ПВ-900 и ПВ-1200) вертикальных колонн. Концы
спиральных труб привариваются к вертикальным раздающим и собирающим коллекторам. Для
организации движения пара в трубном пучке и отвода конденсата через каждые 8... 10 рядов плоскостей
навивки спиралей установлены горизонтальные перегородки.
На рис. 7.12 в качестве примера показан подогреватель типа ПВ-1200-380-43. Присоединения:
А — вход питательной воды;
Б — выход питательной воды;
В — вход пара;
Г — выход конденсата греющего пара (дренаж);
Д — вход питательной воды в дополнительный ОП;
К — отвод к водоуказательному прибору;
Л — отвод к дифманометру;
М — вход конденсата из ПВД высшей ступени;
Н — вход воздуха из ПВД высшей ступени.
В трубную систему этого подогревателя входят шесть коллекторных труб, три из которых
распределяют и три собирают питательную воду. Соединение коллекторных труб с подводящим (А) и
отводящим (Б) патрубками осуществляется в нижней части подогревателя с помощью специальных развилок
и тройников. После входного патрубка поток воды разветвляется по раздающим коллекторам, в
которых устанавливаются дроссельные шайбы, разделяющие потоки в зонах охлаждения конденсата (ОК)
и охлаждения пара (ОП). Греющий пар подводится в корпус ПВД через паровой штуцер (В).
Неконденсирующиеся газы отводятся в подогреватель с более низким давлением пара по специальной трубе,
установленной в зоне конденсации пара (КП) над верхним днищем кожуха зоны ОК.
Основными узлами подогревателя являются корпус и трубная система. Корпус состоит из верхней
съемной части, свариваемой из цилиндрической обечайки, штампованного днища с фланцем и нижней
несъемной части (днище, фланец, опора). Нижняя часть корпуса составляет единый сварной узел с
трубной системой из спиральных труб с навивкой в двух плоскостях. Все элементы корпуса выполняются
из стали, качественной углеродистой 20К или низкоуглеродистой. Трубная система включает в себя
плоские спиральные трубы поверхности нагрева, коллекторные трубы, перегородки, кожухи ОП и ОК.
Все элементы трубной системы, работающие под давлением, изготовлены из стали 20К.
После нагрева части потока питательной воды в зоне охладителя конденсата происходит смешение
его с основным потоком питательной воды. Весь поток питательной воды направляется в собирающие
коллекторы, откуда одна часть его поступает в выходной патрубок непосредственно, а другая — пройдя
через трубы охладителя пара.
Греющий пар подводится в корпус подогревателя через паровой патрубок. При нижнем подводе
паровая труба, соединяющая этот патрубок с охладителем пара, помещается в отдельном кожухе,
защищающем ее от переохлаждения. Спиральные элементы теплообменной поверхности охладителя
конденсата и пара располагаются в специальных кожухах, в которых с помощью системы промежуточных
перегородок в межтрубном пространстве создается направленное движение потоков пара и конденсата.
369

Таблица 7.4. Поверхностные подогреватели высокого давления системы регенерации паровых турбин УТЗ (изготовитель — завод «Красный
котельщик»)
Типоразмер
подогревателя
ПВ-350-230-21-Ш
ПВ-350-230-36-1
ПВ-350-230-50-1
ПВ-425-230-13
ПВ-425-230-23
ПВ-425-230-35
ПВ-760-230-14
ПВ-800-230-21
ПВ-800-230-32
ПВ-900-380-18
ПВ-900-380-66
П В-1200-80-43
Площадь
поверхности
теплообмена, м2
в;
i
о
350
350
350
425
425
425
760
800
800
992
У8и
1203
с
О
ъ
I
о
m
31,6
31,6
42,0
42,0
42,0
84,5
84,5
84,5
101,0
101,0
125,0
О
ъ
I
о
m
67,2
42,1
42,1
63,0
63,0
63,0
95,0
63,4
31,7
152,0
75,0
188,0
Рабочее
давление,
МПа (кгс/см2)
>S
о
X
ю
>,
о.
н ш
ш s
О s
ш и
23
(230)
23
(230)
23
(230)
23
(230)
23
(230)
23
(230)
23
(230)
23
(230)
23
(230)
38
(380)
38
(380)
38
(380)
ш
о
>,
с
о.
о
*:
ш
л>
О.
Л>
С
2,1
(21)
3.6
(36)
5,0
(50)
1,3
(13)
2,5
(25)
3,7
(37)
1,4
(14)
2,1
(21)
3,2
(32),
1,8
(18)
6,6
(66)
4,3
(43)
Номинальный
массовый
расход воды, т/ч
375
375
375
500
550
550
850
850
850
950
950
950
Расчетный тепловой
поток, МВт
20,1
15.2
16,9
14,1
17,6
13,3
29,0
27.9
22,2
27,2
25,9
46.9
Максимальная
температура пара, "С
355
430
475
450
530
500
500
500
475
475
390
335
Гидравлическое
сопротивление
при номинальном
расходе воды,
МПа (м вод. гт.)
0.21
(21)
0.21
(21)
0,21
(21)
0,25
(25)
0,25
(25)
0,25
(25)
0,15
(15,4)
0.11
(11.3)
0,12
(12)
0,14
(14)
0,14
(14)
0.18
(18)
Габаритные
размеры, мм
1-
о
и
ш
6730
7000
7000
7390
6543
7390
8»00
8800
8800
8860
8860
8860
п> о.
5- о
1532
1548
1564
1732
1740
1760
2280
2280
2280
2464
2520
2680
Масса, т
о
i_
о
X
>,
о
19,0
23.0
25,7
26,5
28.3
32,1
60,7
62.4
62,7
71,0
88,3
92.1
о
i_
о
X
X
ш
I
с;
о
п.
л>
27,6
33.3
36,6
40,2
12.0
45,7
88,3
90.3
90,0
101,3
119,0
127.1
Типоразмер турбины
Т-50/60-130-6
Т-50/60-130-6
Т-50/60-130-6
Т-110/120-130-4
Тп-100/110-90
ПТ-90/125-130/10-2
Т-110/120-130-4
Тп-100/110-90
ПТ-90/125-130/10-2
Т-110/120-130-4
Тп-100/110-90
ПТ-90/125-130/10-2
Т-185/220-130
Р-100-130/15
ПТ-140/165-130/15
Р-100-130/15
Р-100-130/15
Т-250/300-240-3
Т-250/300-240-3
Т-250/300-240-3
370

7.4. Аппараты системы регенеративного подогрева основного конденсата и питательной воды
Рис. 7.12. Подогреватель высокого давления ПВ-1200-380-43
В корпусе охладителя пара перегретый пар омывает трубный пучок в несколько ходов и передает
питательной воде теплоту перегрева. Из охладителя пара поток поступает в подогреватель и распределяется
по всей высоте его поверхности. Конденсат пара с помощью перегородок, установленных в
межтрубном пространстве, отводится за пределы трубного пучка и вдоль стенок корпуса стекает в охладитель
конденсата. Над верхним днищем кожуха охладителя устанавливается специальная перфорированная
труба, через которую из подогревателя отводятся неконденсирующиеся газы.
Плотность фланцевого разъема между верхней и нижней частями корпуса обеспечивается
специальными мембранами (рис. 7.13), которые привариваются к фланцам корпуса, а затем свариваются
между собой. При разборке аппарата наружный круговой сварной шов по торцам мембран удаляется
газовой резкой или наждачным кругом. Мембранное соединение выдерживает 5... б разборок.
Подогреватели низкого давления. Поверхностные подогреватели низкого давления (ПНД) — это
аппараты камерного типа, вертикального исполнения, с трубной системой из гладких U-, П-образных
или прямых трубок с числом ходов воды в трубной системе чаще 4, реже 2 или б.
В настоящее время в тепловых схемах турбин УТЗ используются подогреватели низкого давления
изготовления СЗЭМ и ТКЗ с поверхностью теплообмена от 100 до 550м2, рассчитанные на давление
371

Глава 7. Теплообменные аппараты
Рис. 7.13. Мембранное соединение фланцевого разъема ПВД: 1 — фланец корпуса;
2 и 3 — мембраны; 4 — днище
основного конденсата 1,6 и 2,6, МПа. В табл. 7.5 приведены основные технические характеристики
применяемых ПНД. Давление нагреваемого основного конденсата в подогревателях низкого давления
определяется напором конденсатных насосов. В соответствии с отраслевыми стандартами для ТЭС
рабочее давление воды составляет 3,2 МПа, а пара — не более 1МПа.
На рис. 7.14 показан подогреватель ПН-400-26-7-И, основные конструктивные особенности которого
сохраняются в подогревателях типов ПН-400-2б-2-1\/, ПН-400-2б-8-\/, ПН-100-16-4-Ш, ПН-130-16-10-И,
ПН-250-16-7-М, ПН-250-16-7-1И, ПН-250-1б-7-1\/. Ниже приведен перечень присоединений для
подогревателей низкого давления:
А — вход питательной воды (основного конденсата);
Б — выход питательной воды (основного конденсата);
В — вход греющего пара;
Г — выход конденсата (дренажа);
Д — подвод конденсата (дренажа);
Ж — отвод парогазовой смеси;
И — к указателю уровня.
Поверхность нагрева этого подогревателя включает 1452 U-образные трубки, концы которых
развальцованы в трубной доске, установленной между фланцами водяной камеры и корпуса. К водяной
камере приварены патрубки подвода и отвода основного конденсата (А и Б). Внутри водяной камеры
размещены анкерные болты для укрепления трубной доски и передачи части веса трубной системы на
крышку корпуса. Там же устанавливаются перегородки для разделения потока воды на четыре хода.
Подвод греющего пара осуществляется через паровой патрубок (В), против которого установлен
отбойный щит, связанный с каркасом трубного пучка. Для улучшения условий передачи теплоты в корпусе
установлены перегородки, обеспечивающие трехходовое поперечное движение пара. Отвод конденсата
греющего пара (Г) производится из нижней части корпуса. Из зоны на уровне конденсата греющего
пара через перфорированную полукольцевую трубу осуществляется отвод неконденсирующихся газов
и воздуха (Ж). Для контроля уровня конденсата и его регулирования в корпусе в нижней части
аппарата имеются штуцеры присоединения водомерного стекла и импульсных трубок регулятора. Обычно
уровень конденсата в корпусе ПНД не превышает 1000мм. К недостаткам конструкции этого
подогревателя следует отнести возможность заливания конденсатом нижних рядов трубок и ввод конденсата
греющего пара из вышестоящих подогревателей через перфорированную трубу под уровень конденсата,
что затрудняет удаление из корпуса неконденсирующихся газов и вызывает колебание уровня воды в
нем.
На рис. 7.15 показан подогреватель ПН-550-26-7-1, конструкция которого идентична
конструкциям подогревателей типов ПН-550-26-7-1И и ПН-550-2б-7-1У, а также ПН-350-16-7-1, ПН-350-16-7-И,
ПН-350-16-7-Ш, ПН-550-26-7-Н.
Основными особенностями конструкции этой группы аппаратов являются: размещение в
центральной части трубного пучка поверхности нагрева первого-второго, а по периферии — третьего-четвертого
ходов основного конденсата; наличие в паровом пространстве перегородок типа «диск — кольцо»,
применение в аппаратах с поверхностью теплообмена свыше 500 м2 пучков трубок с П-образными гибами и
наличие в верхней части корпуса наружной парораспределительной камеры; наличие в зоне конденсации
пара устройств для сбора и отвода конденсата и осуществление мер по ликвидации холостых протечек
пара. Подогреватель ПН-550-26-7-1 имеет встроенный ОП, в котором организован четвертый ход воды.
К корпусу подогревателя приваривается технологическая обечайка с трубной доской, где завальцованы
372

Таблица 7.5. Поверхностные подогреватели низкого давления системы регенерации паровых турбин УТЗ 373
Типоразмер
подогревателя
ПН-100-1б-4-Шсв
ПН-130-16-10-И
ПН-200-16-7-И
ПН-250-1б-7-11св
ПН-250-1б-7-1Исв
ПН-250-1б-7-1Усв
ПН-350-16-7-1
ПН-350-16-7-И
ПН-400-26-7-1
ПН-400-26-7-И
nH-400-26-2-IV
ПН-400-26-8-У
ПН-550-26-7-1 нж
ПН-550-2б-8-Мнж
ПН-550-2б-7-И1нж
Площадь
поверхности
теплообмена,
м2
к
го
X
о
с
100
130
200
250
250
250
352
351
478
400
400
400
580
580
580
О
л
X
о
го
24
98
О
л
X
о
т
29
28
Рабочее
давление,
МПа (кгс/см2)
IS
о
X
lO
>,
о.
н <и
m 5
т <"
£- >-
5 °
о s
ш и
1,6
(16)
1,6
(16)
1,6
(16)
1,6
(16)
1,6
(16)
1,6
(16)
1,6
(16)
1,6
(16)
2,6
(26)
2.6
(26)
2,6
(26)
2.6
(26)
2,6
(26)
2.6
(26)
2,6
(26)
ш
о
>,
с
о.
о
ш
го
о.
го
с
0,4
(4)
1,0
(10)
0,7
(7)
0,7
(7)
0,7
(7)
0,7
(7)
0,7
(7)
0.7
(7)
0,7
(7)
0,7
(7)
0,2
(2)
0,8
(8)
0,7
(7)
0.7
(7)
0,7
(7)
Номинальный
массовый
расход воды, т/ч
260
230
350
400
100
100
575
575
575
750
750
750
750
780
780
660
Расчетный тепловой
поток, МВт
1,6
(1,4)
7,3
(6.3)
10,2
(8,8)
11,6
(10,0)
11,6
(10,0)
11.6
(10,0)
24,0
(20,6)
17,1
(14,7)
20,9
(18,0)
26,7
(23,0)
15,7
(13,5)
26,8
(23,0)
23,8
(20.5)
26,3
(22,6)
31,6
(27,2)
Максимальная
температура пара, °С
240
400
240
425
400
400
400
400
400
400
300
400
370
320
330
Гидравлическое
сопротивление
при номинальном
расходе воды,
МПа (м вод. ст.)
0,03
(3,0)
0.09
(9,0)
0,07
(7,0)
0,042
(4,2)
од
(10,0)
0,1
(10,0)
0,058
(5,8)
0,054
(5,4)
од
(10.0)
0,045
(4,5)
0,045
(4,5)
0,045
(4,5)
0,051
(5.1)
0,051
(5Д)
0,041
(4,1)
Габаритные
размеры, мм
го
1-
о
о
л
ш
3645
4680
4500
5588
5275
5275
5827
5827
6043
5655
5655
5655
6450
6730
6450
ГО Q.
5- о
1020
1020
1224
1224
1224
1224
1424
1424
1624
1624
1624
1624
1632
1632
1632
Масса, т
о
о
X
и
3,4
3,9
5,2
6,7
6,8
6,5
10,2
10,8
13.7
12,3
12,5
12,3
18,2
19,0
18,3
о
i_
о
X
I
ш
X
с;
О
С
го
5,6
7,0
9,6
12,1
11,7
11,4
17,6
17,4
23,4
21,9
23,1
21.8
31,8
33,1
32,0
Типоразмер
турбины
Т-110/120-130-4
ПТ-90/100-130/13
Т-110/120-130-4
ПТ-140/165-130/15
Т-110/120-130-4
Т-110/120-130-4
ПТ-140/165-130/15
ПТ-140/165-130/15
Т-250/300-240-3
ПТ-140/165-130/15
Т-250/300-240-3
Т-250/300-240-3
ПТ-140/165-130/15
Тп-185/220-130
Тп-185/220-130
Тп-185/220-130
Число подогревателей
на одну турбину
1_
1
2
2
2
1
3
1
1
1
2
3
1
2
1
1
1
Завод-изготовитель
пнд
сзэм
сзэм
сзэм
сзэм
сзэм
сзэм
сзэм
сзэм
сзэм
сзэм
сзэм
сзэм
ткз
ткз
ткз

Глава 7. Теплообменные аппараты
Рис. 7.14. Подогреватель ПН-400-26-7-11
.474

i.t. Аппараты системы регенеративного подогрева основного конденсата и питательной воды
Рис. 7.15. Подогреватель низкого давления ПН-550-26-7-1
концы трубок из нержавеющей стали 08Х18НЮТ. Трубная система подогревателя размещена в плотно
облегающем цилиндрическом кожухе для устранения холостых протечек пара. Нижняя часть кожуха
приваривается по всему периметру к нижней промежуточной перегородке пучка. Верхняя часть
кожуха со стороны патрубка входа пара приварена к трубной доске, а с противоположной стороны — ко
второй сверху направляющей перегородке. Направляющие перегородки по периферии имеют буртик.
На уровне перегородок типа «кольцо» в трубах корпуса выполнены окна, через которые
накапливающийся конденсат сливается в нижнюю часть корпуса. К нижней части направляющей перегородки
приварен стакан, с помощью которого образуется гидрозатвор, предотвращающий холостые перетечки
пара и предохраняющий от опасного повышения скорости пара в пучке при значительном увеличении
тепловой нагрузки.
Основной конденсат через патрубок А поступает в центральную зону водяной камеры, а из нее —
в трубки поверхности первого хода. Греющий пар из парораспределительного короба через отверстия
в корпусе и окно в кожухе (напротив патрубка входа пара) направляется к трубкам четвертого хода,
выполняющим функцию встроенного ОП. Это позволяет эффективно использовать теплоту перегрева
пара и повысить температуру потока основного конденсата на 1.5 .. .2.0°С.
Сальниковые подогреватели (СП) представляют собой теплообменники поверхностного типа, на
наружной поверхности трубок которых происходит конденсация пара, поступающего из промежуточных
камер уплотнений турбины. По водяной стороне сальниковые подогреватели чаще всего включены в
линию основного конденсата, что позволяет использовать в них U- или П-образные трубки. В
сальниковых подогревателях УТЗ, работающих на основном конденсате и иногда на сетевой воде,
установлены прямые трубки, а компенсация температурных расширений производится за счет компенсатора
на корпусе теплообменника. В табл. 7.6 приведены основные технические характеристики сальниковых
подогревателей УТЗ [68].
На рис. 7.16 представлен подогреватель ПС-100-3 конструкции УТЗ. Сальниковые подогреватели
ПС-100-2 и ПС-100-3 представляют собой вертикальные кожухотрубные теплообменники. Поверхность
охлаждения составляет 100м2 и образована прямыми латунными трубками диаметром 16 мм, толщиной
375

376
Глава 7. Теплообменные аппараты
Таблица 7.6. Технические характеристики сальниковых подогревателей УТЗ
Типоразмер подогревателя
ПС-100-2
ПС-100-3
ПС-200-0,5-11,4
ПС-250-8-0,5
ПС-250-0,5-30
Поверхность
теплообмена, м2
100
10U
200
250
250
Число трубок
—
1210
1210
Тип трубок
прямые
прямые
прямые
прямые
прямые
Материал трубок
Л 68
Л 68
08Х18Н10Т
Диаметр трубок, мм
16 х 0,75
16 х 0,75
19 х 0.8
19 х 0,8
19 х 0,8
Число ходов по воде
4(8)
4(8)
1
2
4
Расход основного
конденсата, м3/ч
240/80
300/140
4000
1200
250/660
Температура основного
конденсата на входе, °С
36
10
70
Давление пара,
МПа (кгс/см2)
0,25
(2,5)
0,050 (0,5)
0.15 (1.5)
0.15 (1,5)
Гидравлическое
сопротивление,
МПа (м вод. ст.)
0.041 (4,1)
0,047 (4,7)
0,056 (5,6)
0,102 (10,2)
0.014 (1,4)
0,015 (1,5)
0,09 (9,0)
0,15 (1,5)
0,09 (9,0)
Тип турбины
Р-100-130/15 ТМЗ
Т-185/210-130 ТМЗ
Т-185/210-130 ТМЗ
Т-250/300-240 ТМЗ
Примечание. Подогреватель ПС-200-0,5-11,4 предназначен для работы на сетевой воде; в числителе — для четырехходового, в знаменателе — для восыииходового.

7.4. Аппараты системы регенеративного подогрева основного конденсата и питательной воды
Рис. 7.16. Сальниковый подогреватель ПС-100-3: А — подвод паровоздушной смеси; Б — отвод
охлаждающей воды (4 или 8 ходов); В — подвод охлаждающей воды (4 хода); Г — отвод
охлаждающей воды (4 или 8 ходов); Д — слив конденсата греющего пара; Е — отсос воздуха

Глава 7. Теплообменные аппараты
стенки 0,75 мм, завальцованными с обоих концов в трубные доски. К трубным доскам на фланцах
присоединены верхняя и нижняя водяные камеры. Корпус имеет температурный компенсатор.
Ввиду большого различия в расходе охлаждающей воды входная и поворотная камеры
подогревателя выполнены так, что при охлаждении его водой с низкой температурой (36 °С — техническая вода) он
может работать как восьмиходовой, а при охлаждении водой более высокой температуры (обессоленная
вода и конденсат) — как четырехходовой, что обеспечивается соответствующими схемами
трубопроводов. Во всех случаях давление пара в сальниковых подогревателях поддерживается около 0,09 МПа,
для чего производится отвод паровоздушной смеси в расширитель конденсатора.
Сальниковые подогреватели ПС-200-0,5-11,4 (рис. 7.17) и ПС-250-0,5-30 (рис. 7.18) выполнены
горизонтальными и по конструкции близки к подогревателям сетевой воды, выпускаемым УТЗ. В аппаратах
применены прямые трубки диаметром 19 мм с толщиной стенки 0,8 мм из стали 08Х18Н10Т. Концы
трубок завальцованы в трубных досках. Для компенсации температурных перемещений на корпусах
аппаратов имеются линзовые компенсаторы. Трубные доски приварены к корпусу.
Рис. 7.17. Сальниковый подогреватель ПС-200-0,5-11,4: А — подвод пара; Б — подвод охлаждающей
воды; В — отвод охлаждающей воды; Г, Д — отвод конденсата греющего пара; Е — отвод
паровоздушной смеси; И — отвод воздуха из водяного пространства
Подогреватель ПС-200-0,5-11,4 одноходовой, предназначен для работы на сетевой воде, в настоящее
время именно им комплектуются тепловые схемы турбин завода.
Пар к подогревателю ПС-250-0,5-30 подводится через два цилиндрических патрубка. Для
обеспечения равномерного распределения пара по длине и глубине трубного пучка в паровых патрубках
установлено по два концентрических рассекателя; на входе паровоздушной смеси в пучок имеется раздающая
камера, выполненная в виде симметричного клинового коллектора. Крышки водяных камер выполнены
съемными. Аппарат изготавливается для работы на основном конденсате в четыре хода. Подогреватель
поставляется с указателем уровня конденсата в корпусе.
7.5. Деаэрационная установка
Деазрационные колонки повышенного давления, входящие в состав тепловых схем турбин УТЗ,
относятся к струйно-барботажному типу и устанавливаются непосредственно на деаэраторных баках.
Технические характеристики этих деаэраторов, изготовленных ПО «Сибэнергомаш» (г. Барнаул),
представлены в табл. 7.7.
На рис. 7.19 [68] приведена конструктивная схема деаэрационной колонки ДП-500 (ДП-225).
Колонки ДП-500 и ДП-225 аналогичны по конструкции и имеют барботажное устройство в нижней части.
Деаэрационная колонка 16, установленная на баке-аккумуляторе 8, содержит подводящие штуцеры 1,
378

7.5. Деаэрационнэя установка
Рис. 7.18. Сальниковый подогреватель ПС-250-0,5-30: А — подвод пара; Б — подвод основного
конденсата; В — отвод основного конденсата; Г — отвод паровоздушной смеси; Д — отвод конденсата
греющего пара; Е — опорожнение; И — отвод к водоуказательному прибору
Таблица 7.7. Характеристики деаэраторных колонок повышенного давления для турбин
УТЗ
Характеристика
Номинальная производительность, т/ч
Рабочее давление, МПа
Рабочая температура, °С
Максимальное давление (при срабатывании предохранительных
клапанов), МПа
Пробное гидравлическое давление, МПа
Подогрев воды, °С
Объем, м3
Диаметр, мм
Высота, мм
Масса колонки, заполненной водой, т
Количество колонок деаэратора
Полезная емкость комплектующего бака-аккумулятора, м3
Типоразмер
ДП-225-7
225
0,59
158,08
0,725
0,90
10... 40
8,0
1826
3870
3,285
1
65
ДП-500М-2
500
0,59; 0,69
158,08; 164,17
0,850
1,00
10... 40
8,5
2032
3625
3,900
1
65; 100; 120
ДП-1000
1000
0,69
164,17
0,850
1,00
10... 40
17,0
2432
4190
7,000
1
65; 100
смесительное устройство 2, перфорированную тарелку 4, водоперепускной лист 5 и барботажное
устройство, состоящее иэ перфорированного листа б, пароперепускных труб 12 и перегородки 7. Основной
конденсат и химически обессоленная вода направляются в смесительно-распределительное устройство 2 и
через лотки 3 сливаются на перфорированную тарелку 4, разделенную на две зоны перегородкой 18.
При нагрузке до 30% от номинальной в работе находится внутренняя зона перфорации, а при большей
нагрузке — обе зоны. Через отверстия тарелки вода сливается струями на перепускной лист 5, а с него
через сегментное отверстие 13 — на барботажное устройство.
При движении воды по барботажному листу она обрабатывается паром, проходящим через
перфорацию листа. В конце барботажного листа находится сливная щель между перегородкой 7 и корпусом
колонки. Горловина бака 9 и перегородка 7 образуют гидрозатвор, препятствующий проходу пара мимо
барботажного устройства. Затем вода сливается через горловину 9 в бак-аккумулятор. Пар,
поступающий под барботажный лист, подается через коллектор 10.
Площадь перфорации барботажного листа принята такой, что при минимальной нагрузке
деаэратора под листом образуется паровая подушка. С увеличением производительности и расхода пара
давление в подушке и ее высота увеличиваются. При этом в работу включаются сначала наружная, а затем
и внутренняя пароперепускные трубы 12, по которым в обвод барботажного листа избыточный пар
отводится в струйный отсек.
Нижние концы пароперепускных труб погружены в поддон 11 и образуют гидрозатвор, который
заполняется автоматически при уменьшении расхода пара подачей части воды через водоперепускные
трубы 14, соединяющие поддон с концом барботажного листа. Пар, пройдя горловину перепускного
379

Глава 7. Теплообменные аппараты
Рис. 7.19. Принципиальная схема колонки струйно-барботажного деаэратора ДП-500.
Обозначения см. в тексте
листа, подогревает воду в струйном отсеке, а несконденсировавшаяся его часть через патрубки 15
попадает в верхнюю часть колонки. Выпар отводится через штуцер 17.
На рис. 7.20 представлена конструкция струй но-барботажного деаэратора ДП-1000. Основное
отличие этой колонки от конструкции деаэратора ДП-500 заключается в том, что перфорированная тарелка
расположена под водосмесительным устройством, а не совмещена с ним, как в конструкции деаэратор-
ной колонки ДП-500. Перепуск пара помимо барботажного листа осуществляется одной трубой, а вода
с барботажного листа сливается в нижнюю часть колонки через водосливные трубы.
Аккумуляторные баки применяемых в схемах турбин УТЗ деаэраторов предназначены для
окончательной деаэрации и создания аварийного запаса питательной воды, имеют полезную емкость
65... 120 м3. Запас воды в баках деаэраторов блочных установок должен обеспечивать питание котлов
при полной нагрузке в течение 3,5 мин, а на неблочных ТЭС — 7 мин. Суммарный запас воды в
баках должен обеспечивать изменение массового заполнения парогенераторов в диапазоне нагрузок от
максимальной до нулевой и отвод остаточных тепловыделений в течение 30 мин. Наружный диаметр
для всех деаэраторных баков принят равным 3442 мм при толщине стенки 16 мм.
На рис. 7.21 представлен деаэраторный бак вместимостью 120м3 для деаэратора ДП-500М. Это
горизонтальный сосуд цилиндрической формы, устанавливаемый на двух Катковых опорах со
средним неподвижным упором между ними. Бак предназначен для создания резерва питательной воды и
компенсации небаланса между расходом питательной воды в котлы и основного конденсата турбины
380

7.5. Деаэрационная установка
А-А
Б-Б
Рис. 7.20. Деаэратор ДП-1000: 1 — патрубок подвода греющего пара; 2 — штуцер отвода выпара;
3 — люк; 4 — штуцер подвода пара от штоков клапанов; 5 — патрубок подвода основного конденсата
с учетом добавочной воды; кроме того, в баке-аккумуляторе происходит также удаление оставшихся в
воде коррозионно-агрессивных и инертных газов.
Деаэрированная вода подводится в бак из деаэрационной колонки, расположенной по центру бака.
В нижней части бака имеется штуцер 2 для его опорожнения. Внутри деаэраторного бака установлено
переливное устройство, воронка которого находится на отметке максимально допустимого уровня воды
от оси бака.
Основные характеристики деаэраторных баков приводятся в табл. 7.8.
Охладители выпара предназначены для конденсации пара из парогазовой смеси, отводимой из
деаэратора, а также утилизации тепла этого пара. Для деаэраторов повышенного давления с одной
колонкой на деаэраторном баке устанавливаются индивидуальные выносные охладители выпара (на
каждый деаэратор).
Охладители выпара для деаэраторов повышенного давления производства ПО «Сибэнергомаш»
(г. Барнаул) представляют собой вертикальный прямотрубный теплообменный аппарат с плавающей
нижней водяной камерой и конденсатосборником. Трубки, изготовленные из нержавеющей стали,
латуни ЛО 70-1 или сплава МНЖ 5-1, развальцованы в трубных досках. Охлаждающая вода подается в
соответствующий отсек верхней водяной камеры и, пройдя последовательно два хода трубной системы,
возвращается в другой отсек верхней водяной камеры. В качестве охлаждающей воды используются
381

Глава 7. Теплообменные аппараты
Рис. 7.21. Бак-аккумулятор вместимостью 120 м3 для деаэратора ДП-500М: 1 — отвод к импульсному
регулятору уровня; 2 — люк; 3 — горловина слива воды из колонки; 4 — повод конденсата ПВД;
5 — штуцер к уравнительному трубопроводу; б — штуцер технологический; 7 — штуцер расходный;
8 — дренаж; 9 — штуцер к уравнительному трубопроводу; 10 — штуцер к импульсному регулятору
перелива; 11 — штуцер резервный; 12 — штуцер для трубопровода разгрузки питательных насосов;
13 — отвод к водоуказательному стеклу; 14 — штуцер для регулятора перелива; 15, 16 — отвод
к бачку забора импульса
Таблица 7.8. Основные характеристики деаэраторных баков повышенного давления
Характеристика
Типоразмер деаэратора
Емкость, м3:
геометрическая
полезная
Максимальная длина, мм
Наружный диаметр, мм
Толщина стенки, мм
Масса, т
Рабочее давление, МПа
Рабочая температура, СС
Предел повышения давления при работе предохранительных
клапанов, МПа
Типоразмер бака
БДП-65-1
ДП-225
ДП-500
78,0
65
9100
3442
16
16,95
0,70
164.00
0.850
БДП-100-1
ДП-1000
ДП-500
(113,0) 118,0
100
13500
3442
16
23.95
0,70
164,00
0,850
БДП-120-1
ДП-500
150,0
120
17000
3442
16
28,60
0,70
164,00
0,850
Примечание. Числа в типоразмере обозначают полезную вместимость бака и количество колонок, устанавливаемых на баке.
382

7.6. Подогреватели сетевой воды
основной конденсат или добавочная вода после деаэраторов атмосферного давления. Выпар поступает
в верхнюю часть корпуса аппарата, омывая снаружи трубную систему. Конденсат выпара поступает
в сборник конденсата, откуда отводится в дренажные баки или в деаэратор атмосферного давления.
Неконденсирующиеся газы удаляются через штуцер в нижней части охладителя.
На рис. 7.22 представлена принципиальная конструкция вертикального охладителя выпара типа
ОВП-18, комплектующего деаэраторы, работающие в составе тепловых схем турбин УТЗ, а в табл. 7.9
приводятся технические характеристики и основные размеры охладителей выпара.
Рис. 7.22. Вертикальный охладитель выпара ОВП-18: 1 — вход и выход охлаждающей воды; 2 — слив
воды; 3 — слив конденсата; 4 — вход выпара; 5 — выход воздуха
Ввиду высокого содержания в выпаре коррозионно-агрессивных газов для трубной системы
используются соответствующие материалы: нержавеющая сталь, латунь ЛО 70-1 (ГОСТ 15527—70) или сплав
МНЖ 5-1 (ГОСТ 492—73). Наиболее часто для охладителей выпара выбираются трубки с наружным
диаметром 16 мм и толщиной стенки 1,0... 1,2 мм.
7.6. Подогреватели сетевой воды
Качество сетевой воды, прокачиваемой через поверхности нагрева подогревателей сетевой воды,
значительно ниже качества конденсата пара турбин, поэтому в сетевой воде, несмотря на
предварительную обработку, могут присутствовать продукты коррозии, соли жесткости и другие примеси. Попадание
сетевой воды в конденсат греющего пара недопустимо, поэтому сетевые подогреватели выполняются
только поверхностного типа.
Подогреватели сетевой воды являются составной частью теплофикационной паротурбинной
установки. Теплопроизводительность сетевых подогревателей теплофикационных турбин выбирается по
тепловому потреблению, параметрам пара в теплофикационных отборах и расчетным параметрам воды
383

Глава 7. Теплообменные аппараты
Таблица 7.9. Технические характеристики охладителей вы пара деаэраторов повышенного
давления
Характеристика
Поверхность теплообмена, м2
Рабочее давление, МПа:
в корпусе
в трубной системе
Рабочая температура, СС:
в корпусе
в трубной системе
Давление пробное при гидроиспытании, МПа:
в корпусе
в трубной системе
Масса, т
Максимальная высота, мм
Наружный диаметр корпуса, мм
Толщина стенки корпуса, мм
Емкость, м3:
корпуса
трубной системы
Типоразмер охладителя
ОВП-18
18
0,7
1,0
172
0,9
1,3
1,07
2663
650
10
0,350
0,350
ОВП-28
28
0,4
0,9
164
122...151*
0,9
1,2
1,86
2550
920
10
0,623
0,200
Температуры на иходе и выходе аппарата соответственно.
в теплосети. Тепловая мощность подогревателей выбирается такой, чтобы при отключении одного из
них остальные могли обеспечить не менее 80% максимальной тепловой нагрузки. На каждую турбину
или блок устанавливаются, как правило, два основных подогревателя.
Обеспечение высокой плотности подогревателей сетевой воды является важной задачей
конструирования, поскольку в качестве греющей среды может использоваться пар с давлением ниже
барометрического, что требует применения воздухоотсасывающих устройств для удаления неконденсирующихся
газов из парового пространства подогревателей либо отвода паровоздушной смеси в конденсатор.
Конструкция аппаратов должна давать возможность компенсации температурных расширений, для
этой цели корпуса горизонтальных подогревателей снабжены линзовыми компенсаторами.
В состав отопительных установок крупных теплофикационных турбин УТЗ входят горизонтальные
подогреватели сетевой воды, уникальная конструкция которых разработана этим же заводом.
Величина поверхности теплообмена ПСГ находится в диапазоне 800... 5000 м2. Применение горизонтальных
подогревателей сетевой воды в составе современных крупных теплофикационных турбин обеспечивает
более удобную компоновку подогревателей в машинном зале и сокращение длины подводящих
трубопроводов отборов пара от турбин [68].
На рис. 7.23 показана конструкция горизонтального подогревателя TICF'-2300-2-8-1 с поверхностью
нагрева 2300м2, рассчитанного на давление греющего пара до 0,3МПа и давление сетевой воды
0,8 МПа. Подогреватель имеет цельносварной корпус и предназначен для работы в составе
теплофикационной установки турбины Т-110/120-130 при рабочем давлении пара от 0.06 до 0,2 МПа,
номинальном расходе сетевой воды 970 кг/с и максимальной температуре ее подогрева до 120 °С. Перечень его
присоединений:
А — вход сетевой воды;
Б — выход сетевой воды;
В — вход пара;
Д — выход конденсата пара;
Г — подвод конденсата;
Ж — отвод парогазовой смеси;
1/1 — отвод к водоуказательному прибору.
Поверхность нагрева подогревателя выполнена в виде прямых латунных трубок диаметром 24 х 1 мм,
длиной около 6000 мм, концы которых развальцованы в трубных досках.
Греющий пар поступает в аппарат через цилиндрические патрубки, внутри которых смонтированы
концентрические рассекатели для равномерного распределения пара вдоль трубного пучка. Трубный
пучок в корпусе подогревателя расположен эксцентрично, что позволяет создать в зоне, прилегающей к
месту ввода пара, симметричный клиновой раздающий коллектор, охватывающий пучок.
Паровоздушная смесь удаляется из подогревателя через коллектор, расположенный в воздухоохладителе, который
384

7.6. Подогреватели сетевой воды
146
Рис. 7.23. Подогреватель сетевой воды ПС Г-2300-2-8-1 турбины Т-110/120-130 УТЗ: 1 — поворотная
водяная камера; 2 — линзовый компенсатор; 3 — корпус подогревателя; 4 — входная (передняя)
водяная камера; 5 — воронка для слива конденсата; 6 — лазовый люк; 7 — концентрический
рассекатель
выделен в трубном пучке первого хода сетевой воды для конденсации и охлаждения паровоздушной
смеси.
Конденсат греющего пара сливается в нижнюю часть корпуса, а оттуда — в конденсатосборник.
В трубах, соединяющих корпус подогревателя с конденсатосборником, установлены специально
спрофилированные сопла (воронки), препятствующие обратному ходу среды при вскипании конденсата в
конденсатосборнике из-за сброса нагрузки турбиной и снижения давления пара в отборах [а. с. № 128875,
см. перечень].
В первых образцах подогревателя дополнительная защита трубок поверхности нагрева от эрозии
со стороны входа пара обеспечивалась установкой в первом ряду пучка (по периферии) отглушенных
стальных трубок, но усовершенствование конструкции рассекателей, дающее возможность развернуть
поток пара на 90 , позволило отказаться от дополнительной защиты трубок.
Аппарат снабжен двумя седловыми опорами, одна из которых является неподвижной. Расстояние
между неподвижной и подвижной опорами определяется расчетом в зависимости от длины и массы
аппарата с учетом температурных удлинений.
385

Глава 7. Теплообменные аппараты
Конструкция подогревателя обеспечивает герметичность, удобство ремонта (возможность доступа
к отдельным узлам и замены деталей с минимальными трудозатратами), компенсацию температурных
удлинений трубок поверхности теплообмена, отвод неконденсирующихся газов из парового пространства
и воздуха из водяных полостей, возможность чистки трубок с водяной стороны и дренирования водяного
и парового пространства.
Для давления воды 1,14 МПа заводом разработан типоразмерный ряд подогревателей сетевой
воды с необходимыми изменениями в конструкции водяных камер этих аппаратов (рис. 7.24) и начата
разработка типоразмерного ряда для давления воды 1.6МПа (рис. 7.25).
Рис. 7.24. Подогреватель сетевой воды ПСГ-4900-2-11,4-1
386
Рис. 7.25. Подогреватель сетевой воды ПС\'-2200-3-16-1

7.0. Подогреватели сетевой воды
В табл. 7.10 приведены основные технические характеристики горизонтальных сетевых
подогревателей УТЗ.
Расчет подогревателей сетевой воды выполняется как проектный (конструкторский), так и
поверочный.
Задача проектного расчета состоит в определении (при заданных параметрах номинального режима
работы аппарата) величины его поверхности теплообмена, геометрических размеров теплообменника и
его элементов, тепловых, гидравлических, прочностных и вибрационных характеристик аппарата. Для
проектного расчета задаются номинальные значения теплофикационной нагрузки, величины нагрева
сетевой воды и недогрева ее до температуры насыщения пара, максимальные рабочие давления пара
и воды, допустимая величина скорости воды в трубках, а также факторы компоновки аппарата по
отношению к турбоагрегату.
В процессе поверочного расчета для заданных параметров режима работы, размеров аппарата и
элементов его конструкции определяются показатели тепловой эффективности, гидравлические
потери, напряжения и усилия, действующие в элементах и узлах теплообменника. Целью поверочного
теплового расчета горизонтального сетевого подогревателя является определение величины теплопро-
изводительности аппарата QT^ и недогрева сетевой воды до температуры насыщения греющего пара
при давлении пара на входе в аппарат.
Тепловой расчет горизонтальных сетевых подогревателей и встроенных пучков конденсаторов
теплофикационных турбин производится на основе уравнений теплового баланса и теплопередачи.
Уравнение теплового баланса для пароводяного конденсирующего аппарата, в частности сетевого
подогревателя, имеет вид (потерями теплоты во внешнюю среду пренебрегаем):
Gn (hn - hK) = Х¥ъсръ (тпр - Тобр), (7.12)
где Gn — расход пара в аппарат, кг/с; \VB — расход воды, кг/с; hn — теплосодержание пара на входе в
аппарат, кДж/кг; /iK — теплосодержание конденсата, кДж/кг; T0gp и тпр — температура сетевой воды
на входе и выходе аппарата, СС; срв — теплоемкость воды, кДж/кг • К.
Уравнение теплопередачи —
QK = K-F-At, (7.13)
где Qk = Gn (hn — hK) — полный тепловой поток, Вт; К — средний для всей поверхности
теплообмена коэффициент теплопередачи в аппарате, Вт/ (м2 • К); F — поверхность теплообмена, м2; At —
среднелогарифмическая разность температур между паром и водой, СС.
Среднелогарифмическая разность температур при конденсации определяется зависимостью
Тпр Тобр
In-
At = пр ;o6p, (7.14)
*н trip
где tH — температура насыщения, соответствующая давлению пара в аппарате, °С.
Средний для всей поверхности теплообмена коэффициент теплопередачи для горизонтальных
подогревателей сетевой воды и встроенных пучков конденсаторов теплофикационных турбин рассчитывается
по зависимости фирмы «Метрополитен-Виккерс»
4/ ^обр I %
К0 = 1096^- у °Ьр^ пр + 17,8, (7.15)
где w — скорость воды в трубках поверхности теплообмена, м/с.
Первоначально эта зависимость была получена для латунных трубок диаметром 19 мм и без учета
загрязнения в трубках. В практике расчетов сетевых подогревателей теплофикационных турбин на УТЗ
применяется модифицированная методика, учитывающая многие режимные и конструктивные
факторы. По зависимости (7.15) подсчитывается некоторое «эталонное» значение коэффициента
теплопередачи Ко- Затем к нему вводятся поправки на отклонение диаметра трубок (3^, на влияние
эффективности работы воздухоохладителя |3В и на степень технической чистоты трубок поверхности теплообмена
|3Ч (с учетом первичного, до пуска в работу, состояния поверхности, в частности наличия внедренных в
поверхностный слой производственных загрязнений, оксидных пленок, эксплуатационных неудаляемых
загрязнений и других факторов, влияющих на термическое сопротивление стенки трубок). С учетом
всех перечисленных факторов коэффициент теплопередачи записывается следующим образом:
Яг = РчРвР«1-.Ко, (7-16)
где А'о — коэффициент теплопередачи для технически чистых трубок; |3Ч = 0,85; |3В = 1—
—0,225 (Nm3A/N); |3<j = 1 — 5(dH — 0,019); Л^озд — количество трубок в зоне воздухоохладителя;
./V — полное количество трубок в аппарате.
387

Глава 7. Теплообменныв аппараты
Таблица 7.10. Технические характеристики горизонтальных подогревателей сетевой воды УТЗ
Типоразмер
ПСГ-800-3-8-1
ПСГ-1250-3-11,4-11
ПСГ-1300-3-8-1,11
ПСГ-2300-2-8-1
ПСГ-2300-3-8-И
ПСГ-3000-3-11,4-1
ПСГ-3000-3-11,4-11
ПСГ-4900-2,2-11,4-11
ПСГ-5000-2,5-8-1
ПСГ-5000-3,5-8-1
ПСГ-5000-3.5-8-П
Поверхность
теплообмена, м2
800
1250
1300
2300
2300
3000
3000
4900
4950
4950
4950
Расчетное давление,
МПа (кгс/см2),
изб.
В паровом
пространстве
0,3
(3,0)
0,3
(3,0)
0,3
(3,0)
0,2
(2,0)
0,3
(3,0)
0,33
(ЗД)
0,3
(ЗД)
0,22
0,22
0,25
(2,5)
0,34
(3,5)
0,34
(3,5)
В водяном
пространстве
0,78
(8,0)
1,12
(П,4)
0,78
(8,0)
0,78
(8,0)
0,78
(8,0)
1Д2
(П,4)
1.12
(11,4)
1,12
1,12
0,78
(8,0)
0,78
(8,0)
0,78
(8,0)
Рабочие параметры
Греющий пар
Давление,
МПа (кгс/см2), абс.
0,03.
(0,3.
0,03.
(0,3.
0.03.
(0,3.
0,03.
(0,3.
0,06.
(0,6.
0,06.
(0,6.
0,03.
(0,3.
0,06.
0,06.
0,03.
(0,3.
0,06.
(0,6.
0,06.
(0,6.
.0,25
..2,5)
.. 0,25
.2,5)
.0,25
.2,5)
..0,2
.2,0)
.0,25
.2,5)
.0,25
■2,5)
.0,22
.2,2)
.0,20
.0,20
.0,15
.1,5)
.0,20
.2,0)
.0,30
.3,0)
Макс, температура
на входе, °С
250
250
250
250
250
250
250
300
300
300
250
Расход, т/ч
ном.
58
90
90
170
170
180
180
310
310
310
270
макс.
116
220
230
360
240
235
355
645
645
430
540
Нагреваемая сетевая вода
Макс, температура
на входе, °С
120
127
123
123
127
124
124
120
115
120
129
Расход, т/ч
ном.
1500
2000
2300
3500
3500
3500
3500
6000
6000
6000
6000
макс.
2000
3000
3000
4500
4500
5000
5000
8000
8000
8000
7200
мин.
1250
1200
1200
1700
1700
1900
1900
2600
2700
2700
2700
Расчетный
тепловой поток,
10-6 Вт (Гкал/ч)
ном.
34,9
(30,0)
54,0
(46,0)
54,0
(46,0)
101,8
(87,5)
101,8
(87,5)
113,0
(92,5)
113,0
(92,5)
204,0
(175,0)
204,0
(175,0)
204,0
(175,0)
163,0
(140,0)
макс.
69,8
(60,0)
134,0
(115,0)
140,0
(120,0)
203,0
(188,0)
145,0
(125,0)
143,0
(123,0)
215,0
(185,0)
419,0
(360,0)
419,0
(360,0)
279,0
(240,0)
326,0
(280,0)
Расчетное
гидравлическое
сопротивление
водяного пространства
для чистых трубок,
МПа (кгс/см2)
ном.
0,035
(0,35)
0,038
(0,38)
0,052
(0,52)
0,063
(0,64)
0,063
(0,64)
0,058
(0,58)
0,058
(0,58)
0,110
(1,08)
0,098
(1,00)
0,098
(1,0)
0,091
(0,93)
макс.
0,084
(0,84)
0,082
(0,82)
0,084
(0,86)
0,100
(1,03)
0,100
(1,03)
0,110
(1ДЗ)
0,110
(1,13)
0,180
(1,85)
0,165
(1,65)
0,154
(1,58)
0,129
(1,31)

7.7. Маслоохладители
Далее рассчитывается коэффициент теплопередачи К* с учетом теплопроводности материала
трубок Аст, если она отличается от величины теплопроводности латуни Л68 (104,7 Вт/ (м • К)):
К* = ^ , (7.17)
щ + (^Г)- о,71бзз -ю-5
где Лст — коэффициент теплопроводности материала трубок.
На следующем этапе в расчет вводится влияние загрязнения трубок:
где Дз — термическое сопротивление слоя загрязнений. Дз может определяться непосредственно, если
известны толщина и вид загрязнения (Дз — 6/Л3), либо косвенно через коэффициент загрязнений a
(*-*И-
Зависимости (7.15)... (7.18) позволяют рассчитать эффективность теплообмена в горизонтальном
подогревателе сетевой воды и встроенном пучке конденсатора теплофикационной турбины посредством
определения коэффициента теплопередачи по интегральной зависимости (7.15) через среднюю
температуру воды в аппарате и скорость течения воды в трубках поверхности теплообмена.
В качестве универсальной характеристики горизонтальных подогревателей сетевой воды принята
величина относительного недогрева, т.е. отношения недогрева к нагреву сетевой воды:
6* 1 ,
IT = 7 n > 7.19
М expG^fW)-*
где At = тпр — т0бр — нагрев сетевой воды, °С.
Эта характеристика очень удобна, поскольку характеризует эффективность работы аппарата при
разных температурных графиках теплосети, и строится по данным расчета в зависимости от расхода
сетевой воды через аппарат при различных фиксированных значениях средней температуры воды.
На рис. 7.26 в качестве примера приведена характеристика для определения расчетного значения
относительного недогрева в горизонтальном подогревателе сетевой воды ПСГ-2300-2,5-8-11 в зависимости
от расхода и средней температуры сетевой воды. Расчет характеристики включается в комплект
эксплуатационной документации. Расчет производится обычно для двух значений коэффициента чистоты
поверхности теплообмена — 0,9 и 0,75.
7.7. Маслоохладители
Большинство типоразмеров турбин УТЗ оснащено маслоохладителями, встроенными в маслобак,
однако в маслосистемах турбин Т-185/220-130 и Т-250/300-240 работают выносные маслоохладители
М-240М (см. гл. 5). Технические характеристики указанных маслоохладителей приведены в табл. 7.11.
На рис. 7.27 показан маслоохладитель М-240М. Он рассчитан на охлаждение турбинного масла
марок Т-22 или Тп-22 и представляет собой вертикальный кожухотрубный теплообменник, поверхность
охлаждения которого набрана из латунных трубок, несущих снаружи спиральное проволочное петельное
оребрение, припаянное к поверхности трубки (коэффициент оребрения — 11). Вода движется внутри
трубок, а охлаждаемое масло — вдоль трубок снаружи. По тракту воды охладитель двухходовой, а по
тракту масла — одноходовой.
Концы трубок, несущих оребрение, крепятся в трубных досках с помощью вальцевания. В пучки
между соседними трубками, расположенными в вершинах равносторонних треугольников,
устанавливаются деревянные или пластмассовые вставки для предотвращения холостых протечек масла. Масло
в аппарате движется в каналах, образованных наружными поверхностями оребренных трубок и этими
вставками. Проволочное оребрение на трубках, кроме общего увеличения поверхности, предназначено
для разрушения пограничного слоя и турбулизации потока масла. Оребрение выполнено из красно-
медной проволоки диаметром 0,69 мм. Для придания жесткости трубный пучок снаружи стягивается
стальными бандажами и заключается в дополнительный кожух 8. Верхняя водяная камера 2 имеет
внутренний фланец для присоединения ее к верхней плавающей трубной доске и закрепления по
внутреннему контуру гибкой мембраны. В верхней части корпуса для дополнительной компенсации
температурных расширений имеется компенсатор. Для облегчения доступа к трубной системе на корпусе
имеется дополнительный фланцевый разъем 5.
389

Глава 7. Теплообменные аппараты
Рис. 7.26. Относительный недогрев сетевой воды в подогревателе ПСГ-2300-2,5-8-11
Таблица 7.11. Технические характеристики маслоохладителей турбин УТЗ
Параметр
Поверхность охлаждения, м2
Номинальный расход масла, м3/ч
Номинальный расход воды, м3/ч
Номинальная температура масла, СС:
на входе
на выходе
Номинальная температура воды на входе, СС
Гидравлическое сопротивление маслоохладителя при
номинальном расходе, МПа:
по воде
по маслу
Общее число трубок, шт.
Диаметр и толщина стенки трубок, мм
Полная высота аппарата, мм
Наружный диаметр корпуса, мм
Масса аппарата сухого, кг
Тип турбоустановки, комплектуемой маслоохладителем
Тип маслоохладителя
М-240М
240
165
150
55
45
33
0,002
0,025
184
19 х 1
3506
850
3031
Т-185/220-130
Т-250/300-240-2
Встроенный в маслобак
45
30
30
55
45
33
0,0014
0,040
406
16 х 0,75
2676
597
815
ПТ-140/165-130
Т-110/120-130-4
Т-50/60-130
Р-100-130/15
ПТ-50/60-130/7
Для теплофикационных турбин мощностью до 150 МВт УТЗ изготавливает маслоохладители,
встроенные в масляный бак турбины. На рис. 7.28 показан встроенный маслоохладитель с поверхностью
теплообмена 45м2. К верхней части корпуса 5 приварены фланцы, крепящие корпус к крышке
маслобака 1. Нижняя водяная камера 7, трубная система 4, внутренний кожух 6 и верхняя часть корпуса с
фланцем составляют единый узел. Подвод и отвод воды и масла к маслоохладителю осуществляются
сверху. Масло движется в межтрубном пространстве, ограниченном стенками внутреннего кожуха б.
390

7.7. Маслоохладители
Рис. 7.27. Маслоохладитель М-240М: 1 — крышка; 2 — верхняя водяная камера; 3 — трубная система;
4 — корпус; 5 — дополнительный разъем; 6 — нижняя водяная камера; 7 — оправа термометра;
8 — внутренний кожух; 9 — деревянные вставки; А — вход масла; Б — выход масла; В — вход-выход
воды
Направляющие поперечные перегородки трубной системы создают близкий к поперечному характер
обтекания трубок потоком масла. Компенсация температурных расширений трубной системы
относительно нижней части корпуса 5 обеспечивается за счет плавающей нижней водяной камеры 7. Верхняя 3
и нижняя 7 водяные камеры съемные.
На основе современных разработок, выполненных УГТУ-УП1/1 совместно с УТЗ, спроектирована
новая серия встроенных, а также выносных маслоохладителей типа МБ-125-165 повышенной
эффективности и надежности взамен аппаратов, работающих в составе маслосистем турбин УТЗ. Технические
данные и характеристики этого маслоохладителя приводятся в табл. 7.12.
Маслоохладитель МБ-125-165 (рис. 7.29) имеет габаритные и присоединительные размеры,
соответствующие размерам серийных маслоохладителей М-240. Аппарат однокорпусный, прямотрубный,
вертикального типа и состоит из следующих узлов:
- корпуса сварного с патрубками для входа и выхода масла;
- трубной системы с трубными досками и перегородками;
- камеры водяной верхней с крышкой;
- камеры водяной нижней с патрубками входа, выхода воды и смотровыми люками.
Нагретое масло поступает внутрь корпуса через патрубок входа и, обтекая направляющие
перегородки, движется в межтрубном пространстве в продольно-поперечном направлении снизу вверх.
Охлажденное масло выходит через патрубок, расположенный в верхней части корпуса.
391

Глава 7. Теплообменные аппараты
с-4-->
1^ЧЧЧЧЧЧЧ\ЧЧЧ^УчЧЧЧЧЧУ
УЛУ-У-Л
\WW^V^444WAW.V-TO%
Рис. 7.28. Встроенный маслоохладитель для турбин УТЗ: 1 — крышка маслобака; 2 — задвижка
на трубопроводе подвода масла; 3 — верхняя водяная камера; 4 — трубная система; 5 — корпус;
6 — кожух; 7 — нижняя водяная камера
392

i.i. маслоохладители
Таблица 7.12. Технические данные и характеристики маслоохладителя МБ-125-165
Вода
Масло
Расход номинальный, м3/ч
Температура на входе, °С
Давление, МПа (кгс/см2), не более
Гидравлическое сопротивление, МПа (м вод. ст.), не более
Поверхность теплообмена, м2
Объемный расход, м3/ч
Температура на входе, °С
Температура на выходе, °С
Давление, МПа (кгс/см2), не более
Гидравлическое сопротивление, МПа (м вод. ст.), не более
Масса маслоохладителя, кг
Габаритные размеры, мм
150
33
0,5 (5)
0,01 (1)
125
165
55
44
0,5 (5)
0,05 (5)
2140
2915 х 1140 х 995
Примечание. Значения параметров маслоохладителя являются номинальными при работе на маслах Т-22 ГОСТ 32—74 и Тп—22
ГОСТ 9972-74.
Рис. 7.29. Маслоохладитель МБ-125-165: 1 — крышка; 2 — верхняя водяная камера; 3 — корпус;
4 — кожух; 5 — трубная система; 6 — нижняя водяная камера
393

Глава 7. Теплообменные аппараты
Маслоохладитель выполнен двухходовым по воде, для чего нижняя водяная камера разделена
перегородкой на два отсека. Охлаждающая вода поступает через патрубок в первый отсек нижней водяной
камеры и, сделав два хода по трубкам, попадает во второй отсек нижней водяной камеры, из
которого удаляется через патрубок. Основные элементы камеры изготовлены из коррозионно-стойкой стали
12Х18Н10Т ГОСТ 5632-72.
Трубная система модернизированного маслоохладителя МБ-125-165 набирается из
профилированных (материал 08Х18Н10Т ГОСТ 5632-72) трубок 016 х 0,8 мм с глубиной канавки 0,5 мм и шагом
накатки 8,0 мм. Концы трубок развальцованы в трубных досках, выполненных из коррозионно-стойкой
стали 12Х18Н10Т ГОСТ 5632-72. Применен специальный способ крепления трубок в трубных досках
(см. рис. 7.1). Трубная система имеет поперечные дисковые и кольцевые перегородки, которые
направляют поток масла в корпусе и одновременно служат промежуточными опорами для теплообменных
трубок. Расстановка перегородок и разбивка трубного пучка оптимизированы на основе разработок
УГТУ-УПИ.
С целью повышения эффективности работы маслоохладителя в верхней и нижней частях трубной
системы установлены специальные кожухи, обеспечивающие дополнительные ходы охлаждаемого масла
в межтрубном пространстве. Для устранения протечек масла помимо трубного пучка на кольцевые
перегородки установлены сегментные уплотнения (рис. 7.30), выполненные из фторопластовой ленты
(лента Ф-4 ПН 0,5 ГОСТ 24222-80).
Рис. 7.30. Уплотнение зазоров между корпусом и перегородками трубной системы маслоохладителя:
1 — корпус; 2 — кольцевая перегородка; 3 — крепеж; 4 — маслостойкая резина (фторопласт);
5 — кольцо
Нижняя трубная доска зажата между фланцами нижней водяной камеры и корпуса.
Верхняя трубная доска имеет эластичное диафрагменное соединение с корпусом. Диафрагма
выполнена из стали 12Х18Н10Т ГОСТ 5632-72 и по внутренней окружности зажимается шпильками между
верхней трубной доской и фланцем верхней водяной камеры. По наружной окружности диафрагма
зажимается между прижимным кольцом и фланцем корпуса. Такое соединение предохраняет трубную
систему от нарушения герметичности при тепловом расширении.
Для уплотнения фланцевых соединений масляной полости и герметизации верхней водяной камеры
используется шнур 08мм из силиконовой резины (ИРП 1338 ТУ 38.1051816-87), уложенный в пазы на
фланцах. Фланцевые разъемы нижней водяной камеры уплотнены паронитом ПОН 3 ГОСТ 481-80.
Верхняя водяная камера имеет съемную крышку для осмотра и очистки трубок маслоохладителя
без нарушения герметичности масляной полости. Уплотнительная поверхность под съемной крышкой
выполнена под резиновый шнур диаметром 8мм. Обечайка верхней водяной камеры выполнена из
стали 12Х18Н10Т ГОСТ 5632-72. Для удобства монтажа маслоохладителя фланцы патрубков нижней
водяной камеры выполнены свободными на приварном кольце. На нижней водяной камере имеются
люки для очистки и осмотра камеры.
Маслоохладитель укомплектован термометрами с оправами для обеспечения контроля работы
маслоохладителя, а также пробно-спускными кранами для выпуска воздуха из масляной и водяной полостей
и отбора проб масла.
Результаты промышленных испытаний головных маслоохладителей МБ-125-165, проведенных на
турбинах № 5 (Т-250/300-240) Московской ТЭЦ-23 и № 2 (Т-175/210-130) Тобольской ТЭЦ,
показали, что их теплотехнические характеристики превосходят характеристики штатных маслоохладителей
М-240М.
394

b.l. иьщие положения
Глава 8. Компоновочно-строительные решения
в турбоустановках с турбинами УТЗ
8.1. Общие положения
Под компоновкой турбоустановки понимается взаимное расположение входящего в турбоустановку
оборудования и размещение этого оборудования относительно строительных конструкций машинного
зала ТЭС. В соответствии со сложившейся практикой разработчик собственно турбины
разрабатывает не только тепловую схему турбоустановки, но и компоновку всего оборудования, предусмотренного
тепловой схемой (см. гл. 2), включая компоновку турбоагрегата (собственно турбины и генератора).
Конструкторские работы по сопряжению ротора турбины и вала генератора, а также расчеты,
касающиеся их совместной работы, также выполняются турбинным заводом. Кроме того, в объем
разрабатываемой турбинным заводом документации традиционно входят: задания на разработку чертежей
фундамента турбоагрегата, полов машинного зала, площадок обслуживания; монтажные чертежи
трубопроводов; перечни электрифицированного оборудования и арматуры и т.д. Все задания передаются
соответствующим проектным организациям для разработки ими рабочей документации.
Такая практика организации работ, когда в объем документации, разрабатываемой турбинным
заводом, входит не только документация, касающаяся собственно турбины и оборудования, которое
изготавливает турбинный завод, но и документация, касающаяся взаимосвязанной работы турбины и
генератора, а также турбины и вспомогательного оборудования, свидетельствует о том, что турбина
является базовым элементом турбоустановки в целом и турбоагрегата в частности.
Необходимо отметить, что ответственность за надежность и экономичность принципиальных проектно-
конструкторских решений (в том числе компоновочно-строительных) как по собственно
турбине, так и по турбоустановке в целом, является единой и несет ее турбинный завод.
Компоновка турбоустановки должна быть максимально компактна при условии обеспечения
проектных технико-экономических показателей и показателей надежности каждой единицы оборудования,
входящего в турбоустановку, и турбоустановки в целом. Также должно выполняться условие доступного
и удобного обслуживания и ремонта оборудования. Компоновка, в полной мере отвечающая указанным
требованиям, может считаться оптимальной.
При новом проектировании разработчик турбоустановки может добиться оптимальной
компоновки, создавая так называемую типовую компоновку, практически не учитывая расположение
турбоагрегата ни в плане, ни по высоте машинного зала.
При новом строительстве или расширении ТЭС учитывает эти факторы и множество других,
как правило, проектировщик ТЭС. К таким факторам, в частности, относятся: размеры площадки под
строительство; по какой схеме работает турбина с котлом — по блочной или с поперечными связями;
стоимость строительной части здания машинного зала и т. д. При новом строительстве или расширении
существующей ТЭС ее проектировщик обычно использует типовую компоновку того или иного типа
турбоустановки, привязывая эту компоновку к проекту конкретной ТЭС.
Основным (базовым) элементом компоновки турбоустановки является турбоагрегат со
своим фундаментом.
По расположению турбоагрегата в машинном зале (в плане) компоновка может быть продольной
или поперечной. В первом случае турбоагрегат своей продольной осью размещается вдоль длины
машинного зала, во втором случае — поперек. Компоновки турбоустановок с турбинами УТЗ могут
быть реализованы как в продольном, так и в поперечном вариантах.
Как уже ранее отмечалось, связь турбин УТЗ с котлом (котлами) по свежему пару и питательной
воде может осуществляться как по блочной схеме, так и по схеме с поперечными связями. В первом
случае турбоустановка, как правило, имеет поперечную компоновку. В частности, турбоустановки с
турбиной Т-255/300-240, устанавливаемые только по блочной схеме, имеют лишь поперечную компоновку,
что позволяет упростить и снизить затраты на трубопроводы свежего пара, линии холодного и горячего
промежуточного перегрева пара.
Турбоагрегаты с турбинами УТЗ, работающими с котлами по схеме с поперечными связями, могут
иметь как продольное, так и поперечное расположение. Решение об использовании продольной или
поперечной компоновки турбоустановки принимается в каждом конкретном случае
индивидуально — применительно к конкретным турбине и ТЭЦ.
По высоте компоновка турбоустановки обычно разделяется на ряд уровней — так называемых
высотных отметок, на которых организуются площадки обслуживания оборудования турбоустановки. Верхняя
площадка обслуживания (оперативная отметка обслуживания или пол машинного помещения)
турбоустановок с турбинами УТЗ традиционно располагается на одном уровне с верхней поверхностью
395

Глава 8. Компоновочно-строительные решения в турбоустановках с турбинами УТЗ
верхней плиты фундамента турбоагрегата. Нижний уровень обслуживания — пол конденсационного
помещения. Его высотная отметка обычно совпадает с уровнем планировки земельного участка вокруг
здания машинного зала, что позволяет организовать удобные въезды в это здание для
железнодорожного и автомобильного транспорта. Высотную отметку пола конденсационного помещения принято
считать нулевой.
В ряде случаев под полом конденсационного помещения выполняется подвал (для ПТУ с турбинами
УТЗ глубиной 2,0.. .4,5м). Такое решение оправдывает себя, если экономия энергии циркуляционных
насосов на подачу охлаждающей воды в конденсатор и экономия от уменьшения высоты надземной
части здания машинного зала компенсируют затраты на организацию подвального помещения. В ряде
случаев наличие подвала в машинном зале обусловлено рельефом местности в районе конкретной
станции.
Под термином «машинный зал» обычно понимается подвал (если таковой имеется),
конденсационное и машинное помещения. Пол конденсационного помещения часто также называют полом
машинного зала. Часто вместо сплошного подвала в полу конденсационного помещения выполняются местные
приямки глубиной 1,5.. .2,5м для установки в них, например, конденсатных насосов, для которых
требуется определенная высота подпора.
Для турбоустановок с конденсаторами высота конденсационного помещения (от пола
конденсационного помещения до пола машинного помещения, т.е. от нулевой отметки до верхней отметки
обслуживания) складывается, в основном, из двух составляющих: высоты конденсатора с конденсатосборником
и расстояния от торца выхлопного патрубка до нижней опорной поверхности корпусов подшипников
турбин, которое для большинства турбоустановок, в том числе для всех турбоустановок с турбинами
УТЗ, совпадает с уровнем пола машинного помещения.
Следует иметь в виду, что расстояние от пола машинного помещения до оси турбоагрегата
(до горизонтального разъема турбины) для всех турбин УТЗ и значительной части турбин
других заводов является величиной постоянной и составляет 920 мм.
Для монтажа, эксплуатации и ремонта оборудования, установленного в машинном зале, и в первую
очередь оборудования турбоустановки, используются мостовые краны. Иногда на период ведения
монтажных работ на турбоустановке кроме мостового крана используется полноповоротный кран, временно
закрепляемый на верхней плите фундамента турбоагрегата. Грузоподъемность такого крана
небольшая — 2 или Зт, но вылет стрелы может составлять 17 или 1м соответственно. Грузоподъемность
мостового крана принимается исходя из необходимости подъема и транспортирования при
монтаже, эксплуатации и ремонте наиболее тяжелой единицы оборудования машинного
зала. Наиболее тяжелым при монтаже в большинстве случаев является статор генератора. Однако часто
грузоподъемность мостового крана принимается меньше, чем масса статора генератора. В этом случае
монтаж статора генератора выполняется с помощью двух мостовых кранов и специального
грузоподъемного приспособления. При этом мосты обоих кранов на время монтажа жестко соединяют между
собой. Также при монтаже статора используются специальные такелажные инструменты и
приспособления. Наиболее тяжелой единицей оборудования, которую необходимо поднимать, опускать и
транспортировать по машинному залу не только в период монтажа, но и при ремонтах, оказывается верхняя
половина ЦНД.
Для расчета высотной отметки подкрановых путей при премировании компоновки
турбоустановки определяется необходимая высота подъема главного и вспомогательного крюков мостового
крана над уровнем пола машинного помещения. Предполагается, что главным крюком снимается верхняя
половина ЦНД турбины с нижней половины при установленном в последней облопаченном роторе.
Аналогично расчитывается высота подъема малого крюка крана над уровнем пола машинного помещения
при снятии корпуса с трубной системы наиболее высокого ПВД. Учитывая наибольший из этих двух
размеров, проектировщик ТЭС определяет высотную отметку для подкрановых путей. Таким образом,
высота конденсационного помещения и расстояние от пола машинного помещения до подкрановых
путей машинного зала, определяющиеся при разработке компоновки турбоустановки, являются главными
составляющими при расчете проектировщиком ТЭС высоты машинного зала.
8.2. Компоновка турбоустановок
В табл. 8.1 приведены габаритные размеры, высотные отметки и другие параметры,
характеризующие типовые компоновки турбоустановок с турбинами УТЗ. Так как площадь и объем компоновок
турбоустановок в значительной мере определяют соответственно площадь и объем машинного зала, то
оценочными критериями экономичности компоновки могут быть такие технико-экономические
показатели, как удельная площадь и удельный объем машинного зала (отношение соответствен-
ЗУ6

Таблица 8.1. Габариты и некоторые другие параметры типовых компоновок турбоустановок
Турбоагрегат
(турбина и генератор)
Т-255/300-240 и ТВВ-320-2ЕУЗ
Т-185/220-130 и ТГВ-220М
ПТ-145/165-130/15 и ТВВ-160-2ЕУЗ
Тп-115/125-130-1 и ТВФ-110-2ЕПУЗ
ПТ-90/120-130/10 и ТВФ-110-2ЕПУЗ
Т-110/120-130 и ТВФ-110-2ЕУЗ
Р-102/107-130/15 и ТВФ-100-2
ТР-110-130 и ТВФ-110-2ЕП*
Т-60/65-130 и ТВФ-60-2
ПТ-50/60-130/7 и ТВФ-60-2
ПТ-30/35-90/10-5 и ТФП-25-2/6,3
К-17-1,6 и ТВС-30-2
КТ-150-8 и ТФП-160-2*
Тп-100/110-90 и ТФ-110-2
Т-35/55-1,6 и ТВФ-60-2
Т-53/67-8,0 и ТФ-80-2УЗ
Т-50/60-8,8 и ТФП-60-2УЗ
К-63-90 и ТФ-63-2УЗ
К-110-1,б и ТЗФП-110-2МУЗ
Габариты ячейки в плане, м
Длина
без учета
выемки
ротора
генератора
51
46
36
34
36
34,8
31
37
30
30
27,5
20,4
42
38
25,5
34,5
26,5
28
36
Габарит
выемки
ротора
генератора
за пределы
ячейки
В пределах
ячейки
В пределах
ячейки
2,4
В пределах
ячейки
В пределах
ячейки
2,2
1,5
В пределах
ячейки
1,5
1,5
В пределах
ячейки
2,1
В пределах
ячейки
В пределах
ячейки
1,5
В пределах
ячейки
1,5
В пределах
ячейки
В пределах
ячейки
Ширина
48
30
31,5
23
23
24,5
18
23
20
20
17
18
24
23
20
18
21
24
27
Высотные отметки, м
Пол
подвала
-4.50
—
—
-3.35
-3.50
—
-3.20
—
-3.20
-3.20
Приямки
Приямки
—
Приямки
-3.00
Приямки
Приямки
Приямки
—
Пол
машинного
помещения
+9.00
+12.00
+12.00
+8.00
+8.00
+12.00
+8.00
+12.00
+8.00
+8.00
+7.00
+8.00
+12.00
+8.00
+8.00
+8.00
+8.00
+8.00
+12.00
Расстояние от пола
машинного помещения до
крюка мостового крана, м
При
подъеме
верхней
половины
ЦНД
9,7
9,7
7,8
7,8
7,8
6,2
—
6,5
6,5
6,5
7,0
6,5
9,7
7,6
7,85
6,5
6,2
6,2
9,7
При
подъеме
корпуса
пвд
8,8
8,3
8,3
8,3
8,3
8,4
8,3
8,4
7,0
7,0
7,5
—
—
8,3
—
—
7,0
7,2
—
Масса наиболее
тяжелого оборудования, т
При

эксплуатации
Верхняя
половина
ЦНД или
ЦВД (при
одном
цилиндре)
55
53
46
33
33
38
19
19
26
26
25
34
38
33
39
40
26
26
53
При
монтаже
Статор

генератора
184
169
115
102
102
102
110
102
78
78
46
61
183
102
78
84
72
94
95
Турбины не выпускались.
397

Глава 8. Компоновочно-строительные решения в турбоустановках с турбинами УТЗ
но площади и объема машинного зала к мощности установленных в машинном зале турбоустановок).
Чем ниже значения этих показателей, тем выше оценивается технико-экономическая характеристика
машинного зала и компоновки турбоустановки.
Сравним для примера значения удельных площадей (S/N) и удельных объемов (V/N) компоновок
машинных залов с близкими по мощности блоками: конденсационным К-300-240 разработки ЛМЗ и
теплофикационным Т-255/300-240 разработки УТЗ:
- для К-300-240 S/N = 7,2 ... 7,9 м2/МВт; V/N = 0,22 м3/кВт [3];
- для Т-255/300-240 S/N = 5,4м2/МВт; V/N = 0,19м3/кВт.
Как видно из приведенных данных, несмотря на наличие в турбоустановке с теплофикационной
турбиной такого дополнительного крупногабаритного оборудования и коммуникаций, как ПСГ, а также
трубопроводов теплофикационных отборов пара и сетевой воды, технико-экономическая характеристика
машинного зала с турбоустановкой Т-255/300-240 (собственно компоновки этой турбоустановки) даже
несколько выше, чем компоновки турбоустановки с турбиной К-300-240.
В настоящей главе (аналогично главе 2) в качестве примера наиболее подробно
рассматривается компоновка турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15. В других турбоустановках
с турбинами УТЗ относительное расположение турбоагрегата и наиболее важного вспомогательного
оборудования примерно такое же. Наиболее существенные отличия в компоновках турбоустановок с
другими турбинами УТЗ анализируются ниже по ходу описания компоновки турбоустановки с
турбиной ПТ-140/165-130/15.
На рис. 8.1 показано размещение оборудования турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15 в
плане на отметке верхней площадки обслуживания (на отметке пола машинного помещения). Здесь
и далее, рассматривая расположение оборудования турбоустановки слева или справа от
турбоагрегата, принято направление взгляда со стороны переднего подшипника турбины (регулятора турбины) на
генератор. Маслоблок системы маслоснабжения (см. гл. 5) с расположенными в нем
маслоохладителями и значительная часть маслопроводов располагаются слева от турбоагрегата, ближе
к переднему подшипнику, где расположены узлы регулирования. (В турбоустановках Т-185/220-130 и
Т-255/300-240 маслоохладители выносные, но скомпонованы они также вблизи маслобака.) Маслобак
несколько заглублен относительно пола машинного помещения. На крышку маслобака, где
размещаются указатель уровня масла, запорная арматура по маслу и воде маслоохладителей, обеспечен доступ с
пола машинного помещения. С правой стороны турбоагрегата расположены аппараты системы
регенерации. Разнесенные таким образом значительная часть маслохозяйства и аппараты системы регенерации
со своими высокотемпературными коммуникациями, какими являются, например, ПВД и
трубопроводы отбора пара к ним, снижают пожароопасность турбоустановки. Расположение маслобака и основных
маслопроводов слева от турбоагрегата, куда направлены практически все напорные и сливные масляные
патрубки турбоагрегата, делает протяженность маслопроводов смазки минимальной. Близость
маслобака к переднему корпусу подшипника также обусловлена минимальной протяженностью маслопроводов
регулирования.
С целью снижения пожароопасности все маслопроводы турбоустановки выполняются с
минимальным количеством разъемных соединений. При необходимости организации, например, на напорном
маслопроводе фланцевого соединения используются специальные фланцы с выступом и впадиной или
с шипом и пазом.
Напорные маслопроводы, находящиеся в зоне размещения оборудования и трубопроводов с
температурой 180 °С и выше, заключаются в специальные короба из листовой стали. Делается это для того,
чтобы в случае разгерметизации маслопровода масло из него не попало на горячие поверхности и пары
масла не воспламенились. Маслопроводы вне коробов отделяются от горячих поверхностей экранами,
а фланцевые соединения маслопроводов заключаются в специальные кожухи. Все эти
конструктивные мероприятия выполняются, в основном, в районе переднего ригеля фундамента, где располагается
корпус переднего подшипника. Маслопроводы, проложенные вдоль турбоагрегата непосредственно под
верхней площадкой обслуживания, также укладываются в специальный стальной короб, который в
определенных местах дренируется.
Турбоустановка с турбиной Т-255/300-240 имеет раздельные системы смазки и регулирования
(см. гл. 5 и б). В системе регулирования в качестве рабочей жидкости используется вода. Поэтому
вблизи корпуса переднего подшипника располагается бак системы регулирования со своими
охладителями, а масляный бак системы смазки турбины расположен справа от оси турбины, в районе
генератора. Практически там же, только под генератором, располагается масляный бак уплотнений
вала генератора. В отличие от других ПТУ, в турбоустановке с турбиной Т-255/300-240 для генератора
с водородным охлаждением масло на уплотнение вала генератора от протечек водорода подается от
отдельного масляного бака уплотнений. Смазка же подшипников генератора, как и в других
турбоустановках, осуществляется из маслобака турбины.
398

8.2. Компоновка турбоустановок
Рис. 8.1. План компоновки гурбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15 на верхней площадке
обслуживания
На полу конденсационного помещения турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15 и
большинства других турбоустановок с турбинами УТЗ, практически под маслобаком, установлены пусковой,
резервный и аварийный масляные насосы. Рядом с ними размещены масляные насосы системы
масляных уплотнений вала генератора (если используется генератор с водородным охлаждением).
Компоновочные и монтажные чертежи маслопроводов смазки генератора и уплотнений вала генератора
разрабатывает турбинный завод. Если используется генератор не с водородным охлаждением, то
насосы системы масляных уплотнений и соответствующие трубопроводы в компоновке ПТУ отсутствуют.
Сгруппированные практически в одном месте и весьма удаленно от высокотемпературного
оборудования элементы системы маслоснабжения турбоустановок с турбинами УТЗ
позволяют не только снизить пожароопасность, но и способствуют снижению инерции системы
регулирования и смазки.
Свежий пар в турбину поступает по двум ниткам паропровода Dy 300, выполненного из
легированной стали. Поэтому два стопорных клапана и две ГПЗ разнесены влево и вправо от оси
турбоагрегата. Центр каждого стопорного клапана считается неподвижной точкой (центром неподвижной
опоры), не имеющей перемещений. Участки трубопровода свежего пара в пределах ячейки
турбоустановки больше не имеют неподвижных опор. Другие неподвижные опоры располагаются на станционных
участках трубопровода свежего пара. Поэтому проектная организация выполняет расчет на прочность
совместно станционного участка и участка, расположенного в границах турбинного завода до стопорных
клапанов. УТЗ сообщает проектировщику ТЭС допускаемые нагрузки на стопорный клапан.
ГПЗ и стопорные клапаны турбоустановок с турбинами УТЗ скомпонованы таким образом, что
приводы ГПЗ и автозатворы стопорных клапанов доступны для обслуживания с пола машинного по-
399

Глава 8. Компоновочно-строительные решения в турбоустановках с турбинами УТЗ
мещения. Как уже отмечалось ранее, для работы ПТУ с поперечными связями, в отличие от работы
в блочном варианте, трубопровод свежего пара имеет более сложную конструкцию: в него входят
пусковой байпас и промывочное устройство. Приводы регулирующего клапана и запорного вентиля на
пусковом байпасе также доступны с пола машинного помещения.
Каждый из стопорных клапанов в нижней части имеет по два патрубка, к которым подсоединяются
перепускные трубы ЧВД (всего четыре трубы Dy 200), идущие к регулирующим клапанам,
установленным непосредственно на турбине; трубы выполнены из легированной стали.
Большая часть перепускных труб проходит под полом машинного помещения, за исключением
небольших участков двух труб, идущих к регулирующим клапанам, соединенным с паровыми
коробками верхней половины ЦВД. Перепускные трубы с целью компенсации тепловых расширений имеют
сложную конфигурацию в пространстве и вывешены на пружинных опорах. Для снижения напряжений
в горячем состоянии на этих трубопроводах выполняют холодную растяжку.
Четыре перепускные трубы Dy350 (между ЦВД и ЦНД) также проходят под полом машинного
помещения. Их конфигурация также позволяет скомпенсировать тепловые перемещения. Так как
температура пара за ЦВД уже ниже 450 °С, то используются трубы из углеродистой стали.
Наиболее существенно отличается от турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15 и других тур-
боустановок с турбинами УТЗ компоновочное решение по подводу свежего пара к турбине К-17-1,6.
Так как эта турбина работает на мятом паре с давлением всего 0.16 МПа и температурой 112 °С, то
удельные объемы пара весьма высоки. Для пропуска пара в количестве 440т/час выбраны две нитки
трубопровода подвода пара к турбине, каждая Dy1000 с одним байпасом Dy400. На каждой из ниток
стоит своя ГПЗ также Dy 1000. Стопорный клапан отсутствует. Его функции, как указывалось ранее,
выполняет стопорная диафрагма, установленная в проточной части турбины. Так как турбины К-17-1,6
устанавливаются, как правило, в существующие машинные залы, то место для размещения
паропровода такого большого диаметра весьма ограничено. Поэтому на паропроводе реализована трехшарнирная
схема линзовых компенсаторов со стяжками.
Значительную часть вспомогательного оборудования турбоустановок составляют кожухотрубные
теплообменные аппараты (см. гл. 7). Наиболее крупные их них — конденсатор и ПСГ. Это
аппараты горизонтального типа. Размещаются они под турбоагрегатом своей длиной поперек его оси. При
этом полезно используется пространство в пределах фундамента турбоагрегата (рис. 8.2), что в
конечном счете делает компоновку турбоустановки весьма компактной, не уменьшая удобства обслуживания
и ремонта всего оборудования турбоустановки.
Рис. 8.2. Размещение конденсатора и ПСГ в пределах фундамента турбоагрегата ПТ-140/65-130/15
(с генератором ТВВ-160-2ЕУЗ)
400

Для установки ПСГ и конденсатора на место под фундамент, для выема и заводки трубок
поверхности теплообмена при ремонте слева или справа от турбоагрегата организуют свободные от оборудования
пространства.
Для съема крышек водяных камер конденсатора и ПСГ предусмотрены местные монорельсовые
тали, с помощью которых крышки могут быть сняты непосредственно с аппарата (или установлены на
нем) и перевезены при необходимости в зону действия мостового крана.
Конденсатор и ПСГ турбин УТЗ по воде в большинстве случаев выполняются с четным количеством
ходов (2, 4 хода), поэтому подвод и отвод охлаждающей воды у конденсатора и сетевой воды у ПСГ
выполняется, как правило, с одной стороны аппаратов.
В компоновке турбины ПТ-140/165-130/15 сетевой подогреватель ПСГ-1 и конденсатор установлены
своими входными водяными камерами влево, а сетевой подогреватель ПСГ-2 — вправо от оси
турбоагрегата. Такое расположение этих аппаратов наиболее удобно при поперечной компоновке турбоагрегата.
При продольном расположении турбоагрегата, когда он располагается своей левой стороной к ряду «А»
машинного зала, т.е. к наружной стене главного корпуса ТЭС, к которой подводятся все внешние
коммуникации основных теплоносителей, в том числе охлаждающей и сетевой воды, удобнее оказывается
расположение обоих ПСГ и конденсатора своими входными водяными камерами в одну — левую —
сторону. Учитывая, что для турбоустановок мощностью 100 МВт и выше диаметры трубопроводов сетевой
воды составляют 500 мм и более, а диаметры циркуляционных водоводов — 600 мм и более,
компактная и непротяженная разводка этих коммуникаций в пределах машинного зала существенно снижает
капитальные затраты при строительстве. 1/1 хотя УТЗ не разрабатывает систему трубопроводов
сетевой и охлаждающей воды (это прерогатива проектировщика ТЭС), предварительная трассировка этих
коммуникаций в пределах машинного помещения заводом иногда прорабатывается.
Сетевой подогреватель ПСГ-1 установлен под ЦВД таким образом, что две нитки паропроводов
отбора, каждая Dy 1000, у него «короткие» и на них нет арматуры. На каждой из ниток установлены
по три группы линзовых компенсаторов со стяжками, образующие трехшарнирные схемы компенсации
тепловых перемещений, существенно снижающие нагрузки как на турбину, так и на ПСГ (рис. 8.3).
Небольшая протяженность этих трубопроводов отбора пара и отсутствие на них какой-либо арматуры
делают потери давления в них, как уже отмечалось ранее, минимальными.
Л
^
I
Рис. 8.3. Трубопровод отбора пара ПГС-1

Глава 8. Компоновочно-строительные решения в турбоустановках с турбинами VT3
Сетевой подогреватель ПСГ-2 установлен под генератором, и к нему (ПСГ-2) вне фундамента
проложена одна нитка трубопровода отбора пара Dy 1000, которая имеет более сложную конструкцию и
большую протяженность, чем у подогревателя ПСГ-1. Кроме того, на этой нитке установлена
задвижка Dy 1000. Непосредственно перед подогревателем ПСГ-2 выполнена разводка трубопровода на два
патрубка подогревателя. Аналогично вышеописанной реализованы трехшарнирные схемы компенсации
тепловых перемещений. Значение абсолютных потерь давления в этих трубопроводах больше, чем в
трубопроводах к подогревателю ПСГ-1, но отношение потери давления в трубопроводе к давлению в
камере отбора пара примерно одинаково.
Все конденсатные насосы ПТУ сгруппированы в одном месте справа от оси турбоагрегата, в
районе генератора и конденсатора. Для снятия каких-либо узлов насосов при их ремонте предусмотрены
местные тали, которые позволяют перевезти эти узлы в зону обслуживания мостового крана. Выбор
расположения всех конденсатных насосов выполнен таким образом, чтобы их всасывающие линии
были минимальной длины и с минимальным количеством местных сопротивлений, т.е. чтобы потери
давления на всасывающих линиях были сведены к минимуму.
Особое внимание уделено уменьшению количества фланцевых соединений на всасывающих линиях
конденсатных насосов, работающих в условиях вакуума. Присос атмосферного воздуха в основной
конденсат через непрожатые фланцы, неплотные сальники арматуры и через другие неплотности, а затем
растворение кислорода воздуха в конденсате резко повышают коррозию тракта основного конденсата,
а в случае неэффективной работы деаэратора появляется возможность корродирования и тракта
питательной воды. Для уплотнения запорных органов на всасывающих линиях конденсатных насосов, а в
ряде случаев и для другой арматуры (больше Dy 100) создана специальная система водяных уплотнений
(гл. 2).
В районе расположения конденсатора на пружинных опорах подвешен вертикальный расширитель
конденсатора, выполненный из трубы Dy 1200, высотой около б м (подробнее о конструкции
расширителя см. гл. 2).
Теплообменные аппараты системы регенерации, как уже отмечалось ранее, располагаются справа
от турбоагрегата, а основной конденсат (питательная вода) через них проходит последовательно со
стороны генератора в сторону переднего подшипника турбины.
В ПТУ с турбинами Т-255/300-240, Т-185/220-130 из-за размещения большого количества
справа от турбоагрегата крупногабаритного оборудования и коммуникаций основные эжекторы, эжектор
уплотнений и сальниковые подогреватели размещены слева от турбоагрегата, что привело к несколько
большей протяженности трубопровода основного конденсата.
Слив конденсата рабочего и отсасываемого пара из первой и второй ступеней основных эжекторов
осуществляется в конденсатор через 14-метровые гидрозатворы, значительная часть которых
заглублена в полу конденсационного помещения. Конструкция гидрозатвора представляет собой трубу в трубе
(рис. 8.4). По такому принципу выполнены все гидрозатворы, высота которых больше расстояния между
точкой отвода конденсата из соответствующего аппарата и уровнем пола конденсационного помещения.
Из третьей ступени основных эжекторов конденсат рабочего пара и пара из ПВС сливается через
гидрозатвор высотой 1,5 м (выполнен вблизи эжектора) через открытую воронку в атмосферный
сборник дренажей. Все линии слива конденсата из основных эжекторов имеют Dy 50. Атмосферный сборник
дренажей представляет собой емкость объемом около 0,5 м3, соединенную с атмосферой. Установлен
этот сборник на полу конденсационного помещения. Откачка из него конденсата и использование
последнего осуществляется в условиях каждой ТЭС по-разному. В этот же атмосферный сборник дренажей
через открытые воронки по объединенному из двух ступеней трубопроводу Dy80 сливается конденсат
рабочего и отсасываемого пара эжектора уплотнений. Конденсат пара сальникового подогревателя по
линии Dy 140 через 14-метровый гидрозатвор сливается в конденсатосборник конденсатора.
Во всех вышеуказанных случаях верхняя точка гидрозатвора размещена ниже нижней точки
соответствующего аппарата, откуда отводится конденсат. Такое решение необходимо, чтобы конденсат,
находящийся в гидрозатворе, не заливал корпус аппарата, когда происходит запуск аппарата в работу.
Трубопровод основного конденсата в пределах основных эжекторов, эжектора уплотнений и
сальникового подогревателя выполнен из труб Dy 250, а после сальникового подогревателя — Dy 300. Это
объясняется тем, что после сальникового подогревателя (перед ПНД-1) дополнительно к потоку
основного конденсата из конденсатора осуществляется подвод конденсата, восполняющего расход пара
основного производственного отбора.
Первыми по тракту основного конденсата размещены основные эжекторы. Разводка трубопровода
основного конденсата к каждому из этих двух эжекторов выполнена одинаково, чтобы через каждый
из них (один находится в работе, другой — в резерве) проходил равный расход основного конденсата.
Между эжектором уплотнений и сальниковым подогревателем и перед подогревателем ПНД-1, за
регулирующим клапаном основного конденсата, выполнены прямые участки трубопроводов, на которых
402

8.2. Компоновка турбоустановок
0159x5
Рис. 8.4. Гидрозатвор на сливе конденсата из сальникового подогревателя в конденсатор
установлены камерные диафрагмы расходомерных устройств, эксплуатация которых описана в гл. 2.
Длина таких прямых участков составляет не менее 10 диаметров трубы до диафрагмы [72] и 8
диаметров трубы после диафрагмы [73]. Это сделано для того, чтобы снизить влияние ближайших местных
гидравлических сопротивлений на точность замеров.
Главная (магистральная) нитка основного конденсата проходит под площадками обслуживания (под
отметкой 9.0 м). К каждому из аппаратов системы регенерации части низкого давления от главной нитки
поднимаются вертикальные участки (подводящие и отводящие стояки), на которых расположены
отключающие задвижки. Между стояками выполнены байпасные перемычки трубопроводами Dy 250. На
каждой перемычке также установлена задвижка. Вся эта арматура размещается между полом
машинного помещения и площадкой обслуживания на отметке 9.0 м. С последней осуществляется управление
и обслуживание этой арматуры. Большая часть радиусных участков этого трубопровода выполнена из
крутоизогнутых отводов, что позволило весьма компактно разместить трубопровод и оборудование.
Трубопровод основного конденсата вывешен на пружинных подвесках, крепление которых
осуществляется к металлоконструкциям площадок обслуживания на отметках 12.0 и 9.0 м. Заканчивается
трубопровод основного конденсата в районе расположения подогревателя ПНД-4, куда к нему присоединяется
станционный участок, идущий в деаэратор 0,59 МПа.
Группа из трех вертикальных коллекторных ПВД образует регенеративную систему части высокого
давления. Слив конденсата греющего пара из ПВД выполнен каскадно по схеме: из ПВД-7 — в ПВД-б,
из ПВД-б — в ПВД-5, из ПВД-5 — по трубопроводу Dy 200 в деаэратор 0,59 МПа. Регулирующий
клапан на этой линии устанавливается в непосредственной близости от деаэратора, а это может быть
на высотной отметке более 20 м. Такое решение исключает вибрацию трубопровода слива конденсата,
которая наблюдалась, когда регулирующий клапан устанавливался вблизи ПВД-5.
Трубопровод питательной воды, расположенный в зоне группы ПВД, находится в весьма тяжелых
условиях. Высокие давление (~ 23МПа) и температура (~230°С) питательной воды, ограниченное
пространство под ПВД, наличие неподвижно закрепляемых к металлоконструкциям площадок двух
сложных узлов подвода и отвода питательной воды ПВД требуют особо тщательно выполнять
трассировку этого трубопровода. Это требуется еще и потому, что завод-изготовитель ПВД допускает весьма
ограниченные нагрузки на патрубки питательной воды ПВД.
Значительную часть пространства машзала любой турбоустановки и особенно с
теплофикационными турбинами занимают трубопроводы пара, воды, воздуха, масла и т.д. Турбинный завод
разрабатывает рабочую документацию на трубопроводы в границах проектирования тепловой схемы
турбоустановки. Условно все эти трубопроводы делятся на трубопроводы собственно турбины и трубопроводы
турбоустановки. Иногда трубопроводы собственно турбины и турбоустановки, чтобы отличить их от
403

Глава 8. Компоновочно-строительные решения в турбоустановках с турбинами УТЗ
станционных трубопроводов, которые разрабатывает генпроектировщик станции, называют внутритур-
бинными трубопроводами.
Трубопроводами собственно турбины принято считать трубопроводы, которые непосредственно
связаны с цилиндрами, системами смазки и регулирования турбины и обеспечивают ее основные
функциональные возможности независимо от ее типа и комплектации вспомогательным оборудованием и
большинство из которых не стыкуется со станционными непосредственно. К таким трубопроводам
относятся: трубопровод уплотнений, пароперепускные трубы, трубопровод дренажей, трубопроводы
отсоса от штоков стопорных и регулирующих клапанов, маслопроводы смазки и регулирования турбины,
трубопровод обогрева фланцевого соединения (данный трубопровод отсутствует в турбинах с низкой
температурой свежего пара).
Остальные трубопроводы, которые разрабатывает турбинный завод, — это трубопроводы турбо-
установки. К ним относятся: паропровод к турбине (участок в районе ГПЗ до стопорного клапана),
трубопроводы отборов пара, трубопроводы основного конденсата, трубопроводы отсосов ПВС,
маслопровод смазки генератора и т. д. Например, в турбоустановке ПТ-140/165-130/15 более 30 наименований
таких трубопроводов. Их масса составляет почти 300т. Для примера: масса оборудования турбоуста-
новки ПТ-140/165-130/15 в объеме типовой поставки завода (собственно турбина, маслобак, эжекторы,
стопорные клапаны, трубопроводы собственно турбины, конденсатор, ПСГ и ряд другого мелкого
оборудования) составляет около 700т (без учета массы трубопроводов турбоустановки).
Трубопроводы пара и горячей воды разрабатываются в соответствии с [70], маслопроводы — в
соответствии с [193]. Как правило, для разработки используются элементы трубопроводов, предусмотренные
государственными и отраслевыми стандартами.
Большинство трубопроводов пара и горячей воды турбоустановки подвергаются расчету на
прочность. Программы, по которым выполняются такие расчеты на УТЗ в настоящее время, составлены на
основании норм, изложенных в [74]. В процессе расчетов на прочность, кроме определения
фактических напряжений в трубопроводах и сравнения их с допускаемыми, определяются нагрузки (усилия и
моменты) в неподвижных креплениях трубопроводов. Имеющиеся на УТЗ программы позволяют
выполнить как проектный, так и поверочный расчеты трубопроводов. В первом случае задаются трасса
трубопровода, исходные данные (давление, температура, материал трубопровода и ряд других величин),
места неподвижных креплений и места крепления пружинных опор. Кроме определения напряжений и
нагрузок программа выбирает необходимые пружины, считает их затяжку и тепловые перемещения.
При поверочном расчете, когда выбраны конкретные пружинные опоры, программа учитывает это и
выдает все недостающие расчетные величины.
Значительное количество отборов пара в турбинах УТЗ усложняет компоновку ПТУ. При
разработке трубопроводов этих отборов приходится соблюдать условие прочности трубопроводов, выполняя
при этом трубопроводы весьма гибкими, не перегружая нагрузками от них ни оборудование, к
которому они подключаются, ни собственно турбину. Известны случаи, когда неверно спроектированные
трубопроводы отборов пара препятствовали нормальному расширению турбины и создавали перекосы
при ее расширении, что в конечном счете приводило к закручиванию поперечных ригелей фундамента,
значительной вибрации турбины и вспомогательного оборудования. Известны случаи обратного
характера, когда в результате расчета получаются завышенные значения нагрузок. Тогда принимаются
неоправданно сложные технические решения для снижения этих нагрузок, что в конечном счете ведет к
неоправданным материальным затратам. Для получения достоверных результатов расчета нагрузок от
трубопроводов на оборудование и строительные конструкции на УТЗ используются современные
программы расчетов на прочность. Эти программы позволяют учитывать многие факторы, в том числе
податливость узлов сопряжения трубопроводов с оборудованием.
Примером трубопровода, который должен быть одновременно компактным и гибким, может служить
трубопровод отбора пара к ПСГ-1 (см. рис. 8.3). В таком конструктивном исполнении данный
трубопровод входит практически в каждую турбоустановку типов «Т», «Тп», «ПТ» и «ПТР». Несмотря
на значительные диаметры каждой нитки трубопровод выполнен малопротяженным и компактным,
что позволило сохранить размещение ПСГ в габаритах фундамента турбоагрегата, снизив
занимаемые полезные площадь и объем машзала по сравнению с тем, если бы ПСГ был вынесен за пределы
фундамента.
Расчет такого и подобных ему трубопроводов с использованием современного программного
обеспечения позволяет получить достоверные результаты по прочности трубопроводов, в том числе по
нагрузкам, воспринимаемым турбиной и ПСГ, включая учет такого фактора, как податливость узлов
сопряжения трубопровода с оборудованием.
Различные части трубопроводов отборов пара располагаются как в горизонтальной, так и в
вертикальной плоскостях. Трубопроводы, как правило, имеют отключающую (запорную) арматуру. Многие
трубопроводы перед запуском должны быть определенным образом прогреты. Все это приводит к необ-
404

&.J. Строительная часть
ходимости разработки системы дренирования и продувки трубопроводов. Поэтому все паропроводы,
проложенные в горизонтальной плоскости, имеют уклоны 1:250 в сторону дренажей.
В соответствии с [70] на паропроводах с внутренним диаметром 150 мм и более и температурой
пара 300 °С и выше устанавливаются указатели перемещений для контроля за расширением
паропроводов и наблюдения за правильностью работы опорно-подвесной системы. В турбоустановке с турбиной
ПТ-140/165-130/15 такие указатели перемещения установлены на трубопроводе отбора пара к
подогревателю ПВД-5.
На паропроводах, работающих в условиях ползучести металла (при температуре пара 450 °С и
выше — для углеродистой и молибденовой сталей, при температуре пара 500 °С и выше — для хромо-
молибденовых и хромомолибденованадиевых сталей и при температуре пара 550 °С и выше — для
теплоустойчивых высоколегированных сталей), в соответствии с [70] устанавливаются специальные
приспособления для наблюдения за остаточной деформацией металла трубопроводов.
Значительная часть трубопроводов и оборудования турбоустановки имеет высокую температуру
поверхности. Для уменьшения тепловых потерь в окружающую среду, создания более комфортных условий
работы и предохранения персонала ТЭС от ожогов все оборудование и трубопроводы с температурой
поверхности выше 55 °С должны иметь тепловую изоляцию. Проект изоляции турбины и
трубопроводов турбоустановки на основании исходных данных турбинного завода выполняет проектировщик ТЭС
или другая специализированная организация.
8.3. Строительная часть
Как уже ранее отмечалось, основным элементом турбоустановки является турбоагрегат (турбина и
генератор). Длительная надежная работа турбоагрегата во многом зависит от технических решений,
заложенных в конструкцию его фундамента. Не менее важно и качество работ по возведению
последнего.
На рис. 8.2 показана конструктивная схема фундамента турбоагрегата (турбины ПТ-140/165-130/15
и генератора ТВВ-160-2ЕУЗ). В габаритах фундамента показаны конденсатор и ПСГ.
Фундамент турбоагрегата выполняется из сборного или монолитного железобетона.
Металлический фундамент (из стальных металлоконструкций) не нашел широкого использования ни у нас
в стране, ни за рубежом. В настоящее время для турбоустановок с турбинами УТЗ используются так
называемые рамные конструкции фундамента: на колоннах, опирающихся на нижнюю, как правило,
монолитную плиту («плашку»), лежат поперечные ригели и продольные балки, образуя своего рода
рамы.
Ранее использовались монолитные фундаменты стеновой конструкции, когда связь между нижней и
верхней плитами выполнялась не в виде колонн, а в виде продольно и поперечно расположенных стен с
выполненными в них окнами для вывода трубопроводов. На рис. 8.5, приведенном в качестве примера,
часть фундамента имеет такую конструкцию.
Задание на фундамент, как правило, выполняется заводом в виде проекционных изображений и
включает основные размеры фундамента: габаритные, размеры сечений колонн, ригелей и продольных
балок верхней плиты фундамента, ниш, колодцев, каналов и т.д. Размеры поперечных сечений: колонн,
продольных балок и ригелей — принимаются на основе накопленного опыта разработки подобных
заданий и опыта эксплуатации фундаментов турбоагрегатов.
Так как значительная часть трубопроводов турбоустановки (трубопроводы отборов пара,
уплотнений) соединяются с патрубками, расположенными в нижних половинах цилиндров турбины, то
разработке задания на фундамент предшествует проработка разводки трубопроводов под фундаментом.
Исходя из этой проработки определяются размеры проемов в верхней плите фундамента в районе
расположения ЦВД и ЦСД (ЦНД) турбины.
В задании на фундамент указываются места для металлических закладных деталей в виде
пластин, уголков, к которым должны крепиться подвески, опоры трубопроводов, площадки фундамента
(металлические перекрытия, закрывающие свободные поверхности железобетонного фундамента и
каналы в фундаменте на уровне пола машинного помещения). Определяются места и размеры колодцев
под фундаментные шпильки для крепления фундаментных рам турбины и фундаментных плит
генератора. Задания на фундамент, разрабатываемые заводом, а затем проект фундамента, выполняемый
специализированными организациями, отвечают требованиям [75, 76].
Кроме задания на фундамент выполняется расчет нагрузок на фундамент от турбоагрегата,
конденсатора, ПСГ и трубопроводов, опирающихся на элементы фундамента. В качестве примера на рис. 8.6
показана схема приложения нагрузок на верхнюю плиту фундамента. В табл. 8.2 даны величины этих
нагрузок без коэффициентов перегрузок.
405

Глава 8. Компоновочно-строительные решения в турбоустановках с турбинами УТЗ
Условные обозючения
—
—
~~
Габариты нобого
Фундамента
фундамента, осга&шыои
при ею е^контрукциа
Стих HObOiO U СущюЬуЯ-
Onjfjp лодшипы/va
Рис. 8.5. Реконструкция фундамента турбоагрегата с турбиной ПТ-30/35-90/10-5
и генератором ТФП-25-2/6,3 УЗ
Рис. 8.6. Схема приложения нагрузок на верхнюю плиту фундамента
406

8.3. Строительная часть
Таблица 8.2. Нагрузки на верхнюю плиту фундамента турбоагрегата
(турбина ПТ-140/165-130/15 и генератор ТВВ-160-2ЕУЗ)
Вариант
1
2
3
Обозначение нагрузки
Р1
Р2
РЗ
Р4
Р5
Р6
Р7
Р2
РЗ
Р4
Р7
Р2
РЗ
Р4
Р7
Нагрузки при эксплуатации, т
От массы
оборудования
55
100
2 X 60
70
4 X 40
26
85
2 х 69
67
115
2 х 51
73
От массы
изоляции
5
15
2x5
1
15
2x5
1
15
2x5
1
От массы
охлаждающей
воды
5
2 х 25
30
3
2 х 29
24
7
2 х 21
36
Суммарная
вертикальная
нагрузка
70
130
2 X 95
111
4 х 40
26
113
2 X 113
92
147
2 X 87
110
Горизонтальная
нагрузка
21
39
2 х 28,5
33
2 х 30
34
2 х 34
28
2 х 27,5
44
2 X 23
33
2 X 32,5
Нагрузки при
гидроиспытании, т
От массы
воды
1
12
2 X 65
115
10
2 х 75
97
14
2 х 55
133
Суммарная
вертикальная
нагрузка
66
122
2 х 130
195
105
2 X 150
172
139
2 X 116
206
Высотная
отметка
приложения
нагрузки,
м
+12.77
+12.77
+12.12
+12.12
+11.87
+11.65
+12.12
+12.77
+12.12
+12.12
+ 12.12
+12,77
+12.12
+12,12
+12.12
Распределение вертикальных нагрузок на фундамент в районе расположения ЦНД приводится в
трех вариантах. Специализированной организацией, разрабатывающей и рассчитывающей фундамент,
рассматривается каждый из этих вариантов. Такой подход в задании заводом нагрузок на фундамент
вызван тем, что ЦНД имеет многоопорную конструкцию (более двух опор) опирания на фундамент, а
в этом случае система распределения нагрузок по опорам становится статически неопределима. Опыт
разработки строительных заданий показывает, что распределение нагрузок по трем вариантам, когда
два крайних варианта отличаются от одного, условно номинального, на величину ±15%, является
обоснованным, хотя, возможно, и с некоторым запасом надежности.
Особо следует отметить, что распределение нагрузок с учетом массы залитой для гидроиспытания
в конденсатор воды также дается в двух вариантах. Один вариант — когда нагрузка от массы
залитой в конденсатор воды передается на нижнюю плиту фундамента непосредственно через временные
проставки, устанавливаемые между лапами конденсатора и опорами фундамента. Другой вариант —
когда по каким-то причинам такие проставки либо не будут установлены, либо будут установлены с
зазорами, и тогда нагрузка от массы залитой в конденсатор воды будет передаваться через выхлопную
часть турбины, верхнюю часть строения и колонны фундамента на его нижнюю плиту. Учитывая, что
масса воды, залитой в конденсатор, составляет значительную величину (примерно 220т), при расчете
фундамента следует учитывать каждый из этих вариантов.
Кроме вертикальных составляющих в виде нагрузок от массы оборудования, изоляции и воды на
фундамент также действуют усилия, приведенные к горизонтальной плоскости. В упрощенном виде
этими усилиями являются силы трения, возникающие при тепловом расширении (сокращении) турбины.
Эти силы возникают, когда турбина перемещается (скользит) по фундаментным рамам,
закрепленным фундаментными шпильками и залитым в фундаменте. По фундаментным рамам непосредственно
скользят корпуса подшипников и опоры ЦНД турбины. Коэффициент трения для расчета сил трения
принимается 0,3.
Перемещение (скольжение) турбины происходит относительно фикспункта — такой условной
неподвижной точки турбины, расположенной в данном случае на пересечении вертикальной плоскости,
проходящей через продольную ось турбины, с линией, проходящей по оси двух поперечных шпонок,
расположенных в боковых опорах ЦНД. При расширении турбины горизонтальные усилия действуют
на фундамент по направлению от фикспункта, при сокращении — к фикспункту турбины.
Результирующая реакция от этих усилий, действующая на фикспункт турбины, условно раскладывается пополам и
прикладывается к центрам двух поперечных шпонок в боковых лапах ЦНД (см. нагрузки Р7 на рис. 8.6
и в табл. 8.2).
Допуская, что прогрев всех цилиндров турбины может происходить несинхронно, при расчете
результирующей реакции учитывают только горизонтальные усилия, имеющие место под первым и вторым
корпусами подшипников турбины, т.е. усилия только по одну сторону фикспункта, действующие в
одну общую сторону. Усилие по другую сторону фикспункта, под задней опорой ЦНД, действующее в
407

Глава 8. Компоновочно-строительные решения в турбоустановках с турбинами УТЗ
противоположную сторону, чем первые два усилия, и разгружающее фикспукнт, не учитывается. Такое
решение обеспечивает некоторый запас надежности.
Аналогично определяются горизонтальные составляющие усилий на опоры ПСГ. Каждый ПСГ
устанавливается на специальной стальной раме, которая, в свою очередь, крепится к четырем
железобетонным или стальным стойкам, опирающимся на нижнюю плиту фундамента. Со стороны входных
водяных камер, где подводится и отводится сетевая вода, опора ПСГ в осевом направлении имеет
неподвижное крепление к раме. Со стороны поворотной водяной камеры опора вместе с корпусом ПСГ
имеет возможность перемещаться по раме вдоль продольной оси ПСГ. В боковом направлении корпус
ПСГ с опорами имеет возможность расширяться (скользить) по раме.
На опоры конденсатора горизонтальные составляющие усилий практически не воздействуют, так как
между опорами и лапами конденсатора стоят блоки цилиндрических винтовых пружин, которые,
незначительно изгибаясь, компенсируют небольшие тепловые расширения конденсатора в горизонтальной
плоскости.
Важное значение для надежной работы турбоагрегата имеют конструкция и качество крепления
турбины и генератора к фундаменту.
На рис. 8.7 показан узел установки и крепления фундаментных рам турбины к фундаменту. Этот
узел является частью строительно-монтажного чертежа «Установка фундаментных рам на постоянных
подкладках», разрабатываемого заводом.
Верхняя площадка обслуживания
Рис. 8.7. Установка фундаментной рамы корпуса переднего подшипника на постоянных подкладках
Турбины УТЗ своими выносными корпусами подшипников и опорами цилиндров опираются на
фундамент через фундаментные рамы, а генераторы своим корпусом подшипника и опорными лапами
статора — через фундаментные плиты.
В начальный период монтажа турбоагрегата фундаментные рамы и плиты опираются не на бетон
фундамента, а на выступающие над бетоном, частично залитые в нем так называемые закладные
опорные плиты (рис. 8.7). Для турбины ПТ-140/165-130/15 количество таких закладных плит составляет
98 штук. 1/1х количество и расположение определяются, с одной стороны, необходимостью
исключения деформации фундаментных рам и снижения удельных нагрузок на бетон фундамента, с другой —
необходимостью уменьшения трудоемкости монтажа турбоагрегата.
Для выверки фундаментных рам и плит в горизонтальной плоскости между ними и закладными
плитами устанавливаются постоянные клиновые подкладки, толщина которых определяется и
подгоняется при монтаже по месту. Предварительно перед установкой фундаментных рам на место в их полости
со стороны нижней подошвы заводятся выпуски арматуры из верхней плиты фундамента, возведенной
на момент установки фундаментных рам до промежуточной высотной отметки (рис. 8.7).
Крепление фундаментных рам и плит к фундаменту осуществляется с помощью фундаментных
шпилек (болтов) и бетонной подливки, которая, заполняя полости фундаментных рам, омоноличивает эти
узлы крепления. Подливка выполняется после окончательной затяжки шпилек и контрольной выверки
фундаментных рам в горизонтальной плоскости.
408

8.3. Строительная часть
Фундаментные шпильки в ряде случаев имеют длину до 2,5 м. Диаметр резьбы — М42. В верхней
плите фундамента для шпилек выполняются отверстия путем заливки в бетон обсадных труб Dy 100.
Зазоры между внутренним диаметром этих труб и шпильками заполняются цементным раствором.
В качестве заданий для организаций, разрабатывающих рабочую документацию на строительную
часть машинного помещения, УТЗ выдает задание на полы (в данном случае на отметке «0»)
и задания на установку насосного оборудования. В первом документе закоординировано в плане
и по высоте все насосное оборудование, устанавливаемое на этой высотной отметке. Показываются
габариты и конструктивные особенности необходимых подливок под насосное оборудование. В этом же
документе закоординированы в плане все гидрозатворы, показаны размеры шахт под эти гидрозатворы.
В установочных чертежах насосов подробно показывается крепление рам насосных агрегатов (насос
плюс электродвигатель), выбираются крепежные детали для такого крепления.
Одним из наиболее объемных и трудоемких заданий, разрабатываемых УТЗ, является
задание на площадки обслуживания турбоустановок. Конструкция площадок позволяет обеспечить
возможность обслуживания и ремонта значительной части элементов турбины, генератора и другого
оборудования (в том числе трубопроводов) турбоустановки. Площадки обслуживания представляют
собой пространственные металлоконструкции, расположенные в границах ячейки турбоустановки.
Металлические опорные стойки площадок обслуживания с определенной разбивкой, обычно 3 x3м или
кратно Зм (6x3м, 6x6м), крепятся к полу на отметке «0» (к полу конденсационного помещения). Эти
стойки могут подниматься до отметки 12.0м, т.е. до пола машинного помещения, или заканчиваться
на промежуточных отметках. Стойки также могут располагаться между промежуточными отметками
обслуживания. Между собой на промежуточных высотных отметках и на отметке пола машинного
помещения стойки соединяются балками. Между основными балками, связывающими между собой
опорные стойки, проложены дополнительные балки, образующие так называемую решетку, на которую
укладываются, как правило, стальные рифленые листы, которые собственно и являются
площадками обслуживания. Вместо стальных листов могут использоваться и другие перекрытия, например из
железобетона.
В качестве стоек, балок, косынок используется стальной металлопрокат: двутавр, швеллер, уголок,
лист, полоса. Узлы крепления балок со стойками и балок между собой в настоящее время выполняются
путем сварки. Ранее эти узлы выполнялись путем клепки и с помощью крепежа.
В задании на площадки обслуживания показываются места крепления опор трубопроводов и
оборудования. Прорабатывается конструкция этих мест, в них задаются нагрузки, количество которых только
от опор трубопроводов около трехсот.
В настоящее время для расчета нагрузок (усилий и моментов), воздействующих на площадки
обслуживания от оборудования и трубопроводов, на УТЗ используются современные компьютерные
программы, позволяющие закладывать более достоверные исходные данные для рабочего проектирования
площадок, чем это было ранее. Так, например, последние версии программ расчетов на прочность
трубопроводов позволяют расчетным путем учесть податливость ряда неподвижных опор трубопроводов
и присоединительных патрубков оборудования, что, в свою очередь, приводит к снижению в ряде
случаев ранее необоснованно завышенных нагрузок на площадки обслуживания. В результате снижается
металлоемкость последних, а значит, и их стоимость.
Все аппараты системы регенерации части низкого давления имеют для крепления по две опорные
лапы, расположенные на том или ином уровне высоты аппарата. Эти аппараты крепятся своими
лапами к площадкам обслуживания на отметке 9м. Исключение составляют основные эжекторы, которые
крепятся на отметке пола машинного помещения (12м). Эти эжекторы не имеют традиционных
охлаждающих труб и представляют аппараты значительной (около 7м) высоты, поэтому на отметке 9.0м
в площадках обслуживания установлены направляющие каркасы, позволяющие каждому основному
эжектору расширяться вниз от отметки крепления без перекосов.
Предусматривается, что каждый из аппаратов системы регенерации низкого давления должен иметь
одно неподвижное и одно подвижное крепление, позволяющие свободно расширяться аппарату в
горизонтальной плоскости. На рис. 8.8 в качестве примера показано такое крепление, унифицированное для
всех этих аппаратов.
Каждый ПВД имеет кольцевую опору в своей нижней части, с помощью которой аппарат крепится
к площадкам обслуживания на отметке 4.0 м. Эта опора через специальное ребро приваривается к зоне
аппарата, в которой изнутри находится конденсат греющего пара.
Разработанная конструкция узла крепления ПВД к площадкам обслуживания допускает, что
температура опорного кольца может достигать своих максимальных значений, равных максимальной
температуре конденсата греющего пара ПВД. Для ПВД-5 эта температура составляет около 250 °С. Поэтому
принятое решение, с одной стороны, не препятствует тепловым расширениям ПВД, с другой
стороны, обеспечивает беззазорное крепление ПВД к площадкам. Последнее исключает, в свою очередь,
409

Глава 8. Компоновочно-строительные решения в турбоустановках с турбинами УТЗ
I
1непооЪижное крепление!
ПНИ
II
/подбижное крепление]
II
ИЗО
Рис. 8.8. Узел крепления аппаратов системы регенерации низкого давления
появление недопустимой вибрации ПВД. Узел крепления ПВД представлен на рис. 8.9.
Использование длинных фундаментных болтов (не менее 400 мм) позволяет этим весьма гибким болтам работать
практически только на изгиб, но без возникновения в них опасных изгибных напряжений, в то же время
почти при отсутствии наиболее опасных напряжений на срез.
ИЗО
Дбцтадр№55
^
Рис. 8.9. Узел крепления ПВД
410

8.4. Особенности компоновочно-строительных решений при реконструкции или модернизации ТЭС
Такое же решение могло бы быть использовано и для крепления аппаратов системы регенерации
низкого давления, однако это потребовало бы увеличения по массе и габаритам металлоконструкций
площадок обслуживания в районе крепления этих аппаратов.
В задании завода на площадки обслуживания проработаны места установки всех необходимых
лестниц между площадками на разных высотных отметках. Угол наклона лестниц к горизонтали
выполняют 45°...50°. Перекрытия из железобетона должны выдерживать монтажную нагрузку 100.0МПа,
стальной рифленый лист — 40,0 МПа. Во избежание передачи вибрации от фундамента турбоагрегата
площадки обслуживания, как правило, не имеют с ним жесткой связи.
В задании завода на площадки обслуживания не задаются конкретные размеры стального проката,
из которого должны изготавливаться стойки и балки. Это прерогатива организации, разрабатывающей
рабочие чертежи площадок обслуживания. Тем не менее, с учетом нормируемой величины прохода
человека по площадкам на любой из высотных отметок высота балки более 450мм к применению не
рекомендуется.
Особо следует отметить, что оборудование турбоустановки, установленное на фундаментах,
площадках обслуживания, вывешенное на трубопроводах, а также сами трубопроводы должны
выдерживать землетрясение не ниже б баллов по шкале Рихтера. Реализация ряда технических
рекомендаций специализированных организаций в турбоустановках с турбинами УТЗ позволила
использовать эти турбоустановки в зонах, где возможно землетрясение в 8 баллов по шкале Рихтера. Эти
рекомендации в основном касались мест крепления оборудования (ПСГ, эжекторов) к
металлоконструкциям машинного зала.
Опыт эксплуатации турбоустановок УТЗ в сейсмичных районах показал, что даже непосредственно
в период землетрясений силой 8... 9 баллов по шкале Рихтера оборудование, разработанное и
поставленное УТЗ, продолжало нормально работать.
8.4. Особенности компоновочно-строительных решений
при реконструкции или модернизации ТЭС
Известно [8], что реконструкция или модернизация по сравнению с новым строительством или
расширением существующих ТЭС позволяют существенно экономить средства на капитальных вложениях.
Так, если принять общие затраты на строительство новой или расширение существующей ТЭЦ за 100%,
то, по данным [3], распределение затрат на ТЭЦ между отдельными их частями в процентах от общих
затрат составит: на приобретение оборудования — 34.. .40%, на строительные работы — 44.. .49%, на
монтажные работы — 13... 14% и на прочие работы — 2.. .3%.
Таким образом, используя существующие здания, фундаменты под оборудование, крановое
хозяйство и заменяя лишь устаревшее оборудование на новое, можно сэкономить за счет затрат на
строительные работы приблизительно 40... 50% общих средств с учетом некоторых дополнительных затрат
на демонтаж заменяемого оборудования.
При реконструкции и модернизации оборудования на ТЭС разработчику компоновки приходится
учитывать целый ряд факторов, которые, как правило, затрудняют или даже не позволяют в полной
мере выполнить все требования, необходимые для создания оптимальной компоновки. Однако в целом
это не существенно отражается на удобстве обслуживания и ремонта оборудования и никак не
сказывается на надежности работы турбоустановки, что с учетом значительной экономии капитальных затрат
по сравнению с новым строительством делает на ближайшие годы реконструкцию и модернизацию
ТЭС во многих случаях, если не в большинстве своем, серьезной альтернативой новому строительству.
Наиболее распространенным вариантом реконструкции или модернизации ПТУ является
замена физически и морально устаревшего и отслужившего свой ресурс основного, вспомогательного
тепломеханического оборудования и генератора. Часто принимают и решения по дальнейшему
использованию имеющегося генератора, одновременно выполняя при необходимости его некоторую
модернизацию. При этом стараются сохранить строительную часть машинного зала и крановое хозяйство. Часто
предъявляется требование к максимально возможному сохранению фундамента турбоагрегата или по
крайней мере его нижней плиты. В случае, если на ТЭС в период, предшествующий реконструкции или
модернизации, какая-то часть оборудования уже заменялась на новое или подвергалась ремонту, что
позволяет это оборудование эксплуатировать еще длительное время, то предлагается также сохранить
и это оборудование.
Постановке данной задачи должен предшествовать ряд расчетно-исследовательских работ,
позволяющих оценить состояние сохраняемых строительной части здания, кранового
хозяйства, фундамента турбоагрегата. Продлеваемый ресурс и срок службы этих элементов здания и
турбоустановки должен быть не меньше, чем ресурс (срок службы) вновь монтируемого оборудования,
411

Глава 8. Компоновочно-строительные решения в турбоустановках с турбинами УТЗ
трубопроводов, который составляет для большинства элементов турбоустановки 2 х 105ч (30.. .40 лет
службы).
При реконструкции ТЭС в условиях сохранения здания машинного зала, имеющихся
грузоподъемных устройств (мостовых кранов) и высотных отметок полов конденсационного и машинного помещений
в обязательном порядке проверяется возможность выполнения подъема и транспортирования нового
оборудования в существующих условиях.
На рис. 8.5 в качестве примера показан реконструированный фундамент для турбоустановки
ПТ-30/35-90/10. На старом фундаменте, возведенном в тридцатые годы прошлого столетия, были
установлены двухцилиндровая турбина АТ-25-2 и генератор Т2-25-2.
После проведения специализированной организацией проверки фактического состояния
фундамента было признано, что его состояние позволяет использовать его в качестве фундамента для установки
на нем нового турбоагрегата. В результате частичного сноса надземного строения фундамента в
турбинной части и частично верхней плиты фундамента в генераторной части с заменой сносимых элементов
на новые появилась возможность установки нового турбоагрегата в составе одноцилиндровой турбины
ПТ-30/35-90/10-5 производства УТЗ и генератора с воздушным охлаждением ТФП-25-2УЗ
производства завода «Электросила». Компоновка всего остального оборудования велась в границах старого
машинного зала, в том числе с учетом остававшихся на прежнем месте четырех подогревателей
сетевой воды, замененных незадолго до реконструкции на новые.
Из-за возможности обводнения были наложены ограничения на работы в полу конденсационного
помещения. Поэтому специально принимались такие решения, которые не требовали устройства в полу
значительных приямков и гидрозатворов.
Пришлось считаться и с наличием устаревших, но находящихся в эксплуатации смежных с новой
турбоустановкой оборудования и коммуникаций. Так, вместо использования гидравлической системы
защиты теплофикационного отбора пришлось компоновать три полнорасходных предохранительных
клапана, которые обеспечивали низкое предельное давление в станционном отопительном коллекторе,
на который по теплофикационному отбору пара должна работать и новая турбоустановка.
На рис. 8.10 и 8.11 представлено компоновочное решение турбоустановки Т-53/67-8,0, работающей
в составе ПГУ-230. Головной образец этой ПГУ разработан для ТЭЦ в рамках модернизации и
реконструкции последней с учетом замещения мощностей устаревшего физически и морально теплосилового
оборудования этой станции. Сохраняются и используются практически все помещения котельного и
турбинного отделений ТЭЦ. В машзале используется крановое хозяйство, сохраняются высотные отметки
заложения нижней плиты фундамента турбоагрегата. Вспомогательное оборудование турбоустановки
размещено с учетом отсутствия в машзале подвала. Выполнены лишь локальные приямки для
размещения насосного оборудования. В данной турбоустановке в отличие от большинства проектов,
связанных с реконструкцией и модернизацией ТЭС, была изменена существующая высотная отметка верхней
площадки обслуживании турбины (пола машзала) с +7.000 на +8.000 м. Это потребовало от генпроек-
тировщика дополнительных работ по «увязке» новой отметки со смежными машзалу помещениями и
другими сохраняющимися элементами машзала. От завода это решение потребовало дополнительных
проработок, касающихся возможности установки (снятия) крупногабаритных частей турбины в
условиях уменьшенной на метр высоты подъема крюков мостового крана от верхней площадки обслуживания.
Тем не менее это позволяло без существенных переделок использовать конденсатор К-3100, сохранить
существующую отметку (—1.250 м) верха нижней фундаментной плиты турбоагрегата, сократить объем
земляных работ, выполнить ячейку турбоустановки с хорошо доступными для нормального
обслуживания и ремонта оборудованием, коммуникациями.
Так как в данной ПГУ используется КУ горизонтального типа, то в отличие от традиционного
котельного оборудования и вертикальных КУ, где деаэратор питательной воды и ГПК располагаются
на высоте нескольких десятков метров, в данной схеме вход основного конденсата в ГПК осуществляется
приблизительно на отметке +3.000 ы. Тем не менее из-за повышенного гидравлического сопротивления
ГПК выбраны основные конденсатные насосы с напором Н = 160м и конденсатные насосы ПСГ с
напором Н = 1 Юм.
Турбина Т-53/67-8,0 сопрягается с генератором воздушного охлаждения ТФ-80-2УЗ. Генератор
снабжен шумозащитным кожухом, обеспечивающим нормативный уровень звука на верхней площадке
обслуживания. Для выемки ротора генератора предусмотрено свободное место со стороны заднего
подшипника генератора. Турбина и генератор установлены на общем фундаменте, имеющем рамную
конструкцию. Колонны фундамента выполнены квадратного сечения размерами 700 х 700 мм. Нижняя
плита фундамента (ее верхняя поверхность) заглублена ниже нулевой отметки на 1.25м. На нижней
плите выполнены опоры под конденсатор и ПСГ.
На полу конденсационного помещения (на нулевой отметке) размещаются масляные насосы
турбоагрегата. Эти насосы, маслобак со встроенными маслоохладителями, фильтрами, инжекторной группой
412

Ось переднегопод-
иялнхаШД
Ось заднего
подшипника UHU
Ось переднего
подшипника ШВ
Ось переднего поднял-
регенератора ~ Осьгтушра ось заднего подшш-
V У
Верх нижней тли фз&нент
Гифозстдор сольткаго nodoepeoommi
и оснаСныхэжектораЬ
Гидрозат1!фЛСГН°1иПСГ№2
Рис. 8.10. Компоновка турбоустановки Т-53/67-8,0 для ПГУ-230. Вид со стороны эжекторов
413

Глава 8. Компоновочно-строительные решения в турбоустановках с турбинами УТЗ
©ь
■ь
-ь-
■£-
-ь
-1
Рис. 8.11. Компоновка турбоустановки Т-53/67-8,0 для ПГУ-230. План на верхней площадке
обслуживания
скомпонованы на разных уровнях, но максимально приближены к корпусу переднего подшипника
турбины, где расположены основные узлы регулирования и защиты. Такое решение из-за меньшей
протяженности маслопроводов регулирования снижает, с одной стороны, инерционность системы регулирования,
с другой — уменьшает ее пожароопасность. Также с целью снижения пожароопасности все напорные
маслопроводы выполнены в специальных изолированных коробах, все фланцевые соединения
маслопроводов имеют специальные ограждения. Система смазки турбоагрегата снабжена надежной схемой
отсоса воздуха и масляных паров. Предусмотрена как естественная, так и принудительная вентиляция
системы смазки.
Для организации обслуживания, ремонта оборудования турбоустановки и генератора, кроме
приямков глубиной 2,9 м, пола конденсационного помещения (отметка 0.000 м), пола машинного зала (отметка
+8.000м), организованы еще две основные площадки обслуживания на отметках +2.300 и +5.000м.
Между всеми этими высотными уровнями имеется необходимое количество лестниц, обеспечивающих
удобный и оперативный доступ персонала к той или иной единице оборудования, к любому месту
компоновки. Для снятия (установки) крышек водяных камер, люков конденсатора, ПСГ, демонтажа и монтажа
на период ремонта насосного оборудования, электродвигателей насосов предусмотрена возможность
использования мостовых кранов машзала, а также предусмотрено местное крановое оборудование (кран-
балки, тали). Со стороны ряда «А» напротив конденсатора и ПСГ предусмотрены «свободные зоны»
для выемки (заводки) труб поверхности теплообмена этих аппаратов при их ремонте.
Как видно из приведенных примеров, компоновочно-строительные решения при реконструкции или
модернизации ТЭС носят не типовой, а строго индивидуальный характер и во многом зависят от
материальных возможностей каждого конкретного заказчика.
414

у. I. исооенности эксплуатации теплофикационных туроин
Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных
турбин УТЗ
9.1. Особенности эксплуатации теплофикационных турбин
В настоящем разделе книги на основе данных работ [7... 11, 69 и др.], с учетом ранее изложенных
отдельных специфических вопросов, касающихся эксплуатации турбин УТЗ (гл. 1, 3, 5, б), обобщены
и сформулированы основные особенности эксплуатации теплофикационных турбин (в основном турбин
УТЗ).
1. У теплофикационных турбин при работе с регулируемыми отборами пара в отличие от чисто
конденсационных турбин электрическая мощность не имеет прямой пропорциональности расходу свежего
пара. В зависимости от величины отбора пара при одном и том же расходе свежего пара мощность
турбины будет разная. При одной и той же мощности турбины расход свежего пара на режимах работы
турбины с отборами пара всегда больше, чем на чисто конденсационном режиме. Мощность
теплофикационной турбины существенно зависит от давления в регулируемых отборах даже при его изменении
в установленном диапазоне.
2. Теплофикационные паровые турбины с регулируемыми отборами пара в зависимости от
возможного числа независимо покрываемых нагрузок (электрической и тепловых) имеют соответствующее
число органов парораспределения (здесь не рассматриваются органы парораспределения за
промежуточным перегревом пара в тех турбинах, где он имеется).
Наличие дополнительных органов парораспределения, разделяющих турбину на отдельные части
(ЧВД, ЧСД, ЧНД), заставляет учитывать возможность возникновения аварийных ситуаций при
неправильных действиях персонала или расстройствах системы регулирования, приводящих к закрытию этих
органов, когда это не требуется, или, наоборот, препятствующих их закрытию, когда необходимо.
Самопроизвольное закрытие органов парораспределения ЧСД или ЧНД, когда клапаны ЧВД
остались открытыми, а регулируемые отборы отсутствуют или малы, может привести к возрастанию
давления во всей предотборной части турбины до давления свежего пара и вызвать разрушение турбины
и разрыв трубопроводов, соединенных с ней. Для защиты от аварии в этом случае на камерах отборов
(или выходящих из них трубах) устанавливаются предохранительные устройства.
В турбинах УТЗ первых выпусков эту роль выполняли предохранительные клапаны. Однако с
ростом мощности турбин размеры клапанов, их количество и размеры связанных с ними трубопроводов,
рассчитываемых на полный расход пара, поступающего в турбину, значительно возросли и стали
затруднять компоновку турбоагрегата. В связи с этим УТЗ перешел на гидравлическую систему защиты
отборов (ГСЗО), а в ЭГСРиЗ — на электронную систему (разд. 6.4.8 и 6.5.2). В обеих системах имеются
небольшой предохранительный клапан, рассчитанный на пропуск пара при холостом ходе турбины, и
необходимые трубопроводы.
Необходимость быстрого и достаточного закрытия парораспределения ЧСД или ЧНД при сбросах
нагрузки обуславловлена следующим. Трубопроводы регулируемых отборов пара и подключенные к
ним аппараты (ПСГ) содержат значительное количество пара. Особенно много пара высокой
работоспособности может быть в обычно протяженных трубопроводах производственного отбора. При сбросе
нагрузки с турбины, когда давление в проточной части турбины падает, пар из трубопроводов будет
стремиться идти в турбину. Если обратный поток пара пройдет через рабочие ступени турбины от
камеры отбора до конденсатора или от камеры отбора с высоким давлением до камеры отбора с более
низким давлением, то он выработает некоторую мощность. Эта мощность может быть больше, чем
требуется для холостого хода. Отключение в данных условиях генератора от электрической сети приведет
к недопустимому возрастанию частоты вращения ротора турбоагрегата, которое не прекращается после
срабатывания автомата безопасности. Опасность разгона ротора турбоагрегата усугубляется в
случаях, когда пар из регулируемых отборов пара поступает в коллекторы, в которые параллельно подается
пар от других источников, так как при этом мощность обратного потока пара с течением времени не
снижается.
В качестве первой ступени защиты от обратного потока пара на линиях регулируемых отборов,
так же, как и на большинстве регенеративных отборов, устанавливаются обратные клапаны с их
принудительным закрытием по импульсу от срабатывания автоматического затвора стопорного клапана.
Закрытие органов парораспределения ЧСД и ЧНД является второй ступенью защиты,
уменьшающей опасность разгона турбины в рассматриваемом случае. Защитные функции указанные
органы парораспределения могут выполнять только в том случае, если они будут достаточно плотными
При этом они не должны быть абсолютно плотными, чтобы во время работы турбины послеотборные
ступени не попадали в беспаровой режим.
415

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
Если отбор пара является нерегулируемым и за его камерой нет органов парораспределения, то
параллельная работа такого отбора с другими источниками пара без принятия специальных мер не
разрешается. Так, в турбинах со ступенчатым подогревом сетевой воды, имеющих один орган
парораспределения на два отопительных отбора (турбины Т-110/120-130, Т-185/220-130, Т-250/300-240),
параллельная работа этих отборов с другими источниками пара не разрешается. В то же время у
некоторых турбин допускается параллельная работа нерегулируемого отбора с другими источниками пара
благодаря тому, что у них на линии этого отбора установлен быстродействующий отсечной клапан,
связанный с системой регулирования турбины и срабатывающий при снижении расхода пара в турбину
ниже определенной величины, а также при срабатывании защит турбины, что исключает обратный
поток пара из линии отбора пара в турбину при полном сбросе нагрузки с турбины.
3. Органы парораспределения ЧВД и предотборные отсеки теплофикационных турбин
рассчитываются на полный пропуск пара, необходимый для работы с регулируемыми отборами. В то же время
части среднего и низкого давления ряда теплофикационных турбин, особенно турбин типа «П»,
например турбины ПТ-140/165-130, их конденсационные установки и некоторое комплектующее оборудование
(конденсатные и сливные насосы, эжекторы, первые ПНД и др.) рассчитываются на частичный
пропуск пара и конденсата. Поэтому во время работы теплофикационных турбин, имеющих ограниченную
пропускную способность ЧСД и ЧНД, необходимо следить за расходом пара, который обычно для ЧСД
контролируется по давлению пара в камере регулирующей ее ступени, а для ЧНД — по расходу
основного конденсата из конденсатора в систему регенерации, учитывая при этом, что в конденсатор попадает
также и конденсат ряда постоянно действующих дренажей, конденсат пара уплотнений из
сальникового подогревателя и конденсат из холодильников эжекторов (примерно 5...7т/ч), а также вводимая в
конденсатор добавка химически очищенной воды для восполнения потерь пара и конденсата в цикле
турбоустановки.
На конденсационном режиме работы турбины для ограничения расхода пара в турбину и,
следовательно, в ЧСД и ЧНД (если это необходимо) следует пользоваться ограничителем
мощности, препятствующим излишнему открытию регулирующих клапанов, что исключает
перегрузку турбины и ее оборудования при неправильных действиях персонала. В данном случае
ограничитель мощности выполняет функцию защиты турбины от перегрузки по расходу свежего пара.
4. Для повышения устойчивости работы усложненной системы регулирования, обеспечивающей
одновременное поддержание в заданных пределах нескольких параметров, в отдельных случаях
приходится несколько повышать неравномерность регулирования частоты вращения турбины и
применять разделение характеристик с повышенной местной неравномерностью (см. также
разд. б.б.З). Еще большего повышения неравномерности регулирования частоты вращения турбины
обычно требуют системы регулирования турбин с противодавлением. Эти системы хотя и просты, но
управляют турбоагрегатами, имеющими по сравнению с турбинами, работающими с конденсаторами,
значительно более легкий валопровод с малым моментом инерции. Малый момент инерции роторов
турбин типа «Р» обуславливает малое время их разгона, что отрицательно влияет на устойчивость
работы системы регулирования. Устойчивая, без качаний, работа системы регулирования турбин с
противодавлением обеспечивается повышением неравномерности регулирования частоты вращения
ротора примерно на 1 % номинальной частоты вращения по сравнению с неравномерностью у турбин с
конденсаторами. Повышенная неравномерность регулирования в основном не влияет на участие про-
титиводавленческих турбин в поддержании частоты тока в сети, в которую включены их генераторы,
так как обычно эти турбины работают по тепловому графику, когда их регуляторы частоты вращения
реагируют только на существенные изменения частоты вращения, например при сбросе электрической
нагрузки.
5. Рассчитанные на большой пропуск пара цилиндры и перепускные трубы предотборных
отсеков турбин, камеры отборов и присоединенные к ним трубопроводы (до обратных
клапанов) аккумулируют в себе значительные объемы пара. При сбросе электрической нагрузки после
закрытия регулирующих клапанов ЧВД из-за большого объема аккумулированного пара ротор
турбоагрегата с теплофикационной турбиной разгоняется до более высокой частоты вращения, чем это имеет
место у чисто конденсационной турбины. И если у конденсационной турбины для того, чтобы после
сброса нагрузки автомат безопасности не отключил турбину, достаточно настроить его на срабатывание
при частоте вращения ротора, превышающей номинальную на 10%, то у теплофикационных турбин
настройка повышается до 11... 12%, а у некоторых турбин и до больших значений (у
конденсационных турбин с промперегревом влияние объема пара в трубах промперегрева на разгон турбины
уменьшается закрытием клапанов ЧСД).
6. У конденсационных турбин на основных режимах работы осевое усилие направлено в одну сторону,
прижимая ротор, как правило, к колодкам упорного подшипника со стороны генератора (у подшипников
с одним гребнем). Если и происходит перераспределение усилий на другие колодки, то только при
41 fi

9.1. Особенности эксплуатации теплофикационных турбин
очень малых нагрузках или на холостом ходу, а также при изменениях режимов работы турбины. У
теплофикационных турбин с регулируемыми отборами пара осевое усилие ротора на колодки,
расположенные с разных сторон упорного гребня, возможно на целом ряде режимов работы
турбины. Данную особенность необходимо учитывать при наблюдении за приборами осевого сдвига и
относительного расширения роторов, а также при подгонках колодок с обеих сторон подшипника, не
допуская их ухудшения со стороны переднего подшипника, которую часто считают нерабочей.
7. В турбоустановках с конденсационными турбинами существует пропорциональная
зависимость между расходами пара через турбину, количеством конденсата греющего пара в
регенеративных подогревателях, перепадом давления между паровыми пространствами подогревателей и
количеством конденсата, образующегося в конденсаторе и проходящего через подогреватели. Это позволяет
осуществить надежно работающий каскадный слив конденсата греющего пара из одного подогревателя
в другой.
В турбоустановках с теплофикационными турбинами с регулируемыми отборами пара такая
закономерность отсутствует. На режимах работы турбины с включенными регулируемыми отборами
пара расход пара через послеотборные ступени турбины снижается, несмотря на то что расход свежего
пара на турбину, как правило, возрастает. Послеотборные ступени турбины часто работают с
небольшими расходами пара, когда перепад давления между подсоединенными к ним подогревателями системы
регенерации становится недостаточным для обеспечения надежного каскадного слива конденсата
греющего пара из ПНД. Поэтому в теплофикационных турбоустановках применение каскадного
слива ограничено, и более широко, чем в турбоустановках с конденсационными турбинами, применяются
сливные насосы для откачки конденсата из ПНД . При работе с регулируемыми отборами пара имеют
место режимы, когда количество конденсата греющего пара в ПНД настолько мало, что его откачка
сливными насосами становится нецелесообразной, и тогда конденсат направляется в конденсатор.
В турбоустановках с современными турбинами УТЗ конденсат греющего пара ПНД, питающихся
паром от отопительных отборов, направляется в сборники конденсата соответствующих ПСГ. При этом
у сборника устанавливается сливной насос небольшой производительности для откачки конденсата
ПНД, он работает только на режимах работы турбины без отопительной нагрузки. Когда включается
ПСГ, то конденсат ПНД откачивается вместе с конденсатом греющего пара ПСГ большим конденсатным
насосом, а меньший сливной насос останавливается. Таким образом, уменьшается число одновременно
работающих насосов.
Поскольку ПНД расположены выше сборников конденсата ПСГ, то конденсат из ПНД сливается
самотеком, причем диаметр сливной трубы, на которой обычно никакой арматуры не устанавливается,
выбирается таким, что она полностью конденсатом не заполняется, поэтому в корпусе ПНД жидкости
нет. Такое решение позволило отказаться от установки обратного клапана на линии подвода пара к ПНД,
так как при сбросе нагрузки у турбины количество выпара из конденсата, находящегося в сборнике
ПСГ и перетекающего по сливной трубе в ПНД и далее в турбину, будет невелико из-за соответственно
небольшого сечения и большой длины трубы слива конденсата по сравнению с трубой подвода пара к
ПНД; фактически труба работает аналогично специальным воронкам на сливе конденсата из корпуса
ПСГ в его сборник конденсата.
В некоторых турбоустановках с турбинами УТЗ из-за стесненности их компоновки (гл. 2 и 8) у ПНД
устанавливается по одному сливному насосу, т.е. нет резервного насоса, который заменяется линией
слива конденсата ПНД в конденсатор (эта линия используется и при пусковых режимах работы
турбины). Резервный слив в конденсатор имеют и все ПНД, из которых в нормальных условиях работы
турбины конденсат сливается каскадно в ПНД с более низким давлением. Количество конденсата,
направляемого в конденсатор по резервной линии из группы ПНД с каскадным сливом, будет одинаковым
как в случае выхода из строя сливного насоса этой группы, так и в случае выхода из строя самого ПНД,
из которого конденсат откачивался сливным насосом. Последнее объясняется тем, что при выходе из
строя этого ПНД его нагрузку воспринимает ПНД с более высоким давлением пара, из которого по его
резервной линии в конденсатор поступает соответственно большее количество конденсата.
Если в системе регенерации два ПНД имеют по одному сливному насосу, то необходимо учитывать
случай одновременного выхода из строя двух агрегатов: двух ПНД, из которых конденсат откачивался
сливными насосами, или двух сливных насосов, или одного сливного насоса и одного ПНД, у которого
насос остался в работоспособном состоянии. В этом случае количество конденсата, направляемого в
конденсатор по резервным линиям, будет максимальным.
Конденсатные насосы конденсатора, весь регенеративный тракт, в том числе и ПНД,
должны быть проверены на пропуск увеличенного количества конденсата, включая максимально
возможное. Если для какого-то из аппаратов оно (количество конденсата) окажется выше
допустимого, то либо возможна кратковременная работа турбины (если это допустимо), либо придется снизить
417

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
конденсационную часть нагрузки на турбину (уменьшить расход пара в конденсатор), либо сделать
вокруг лимитирующего пропуск конденсата аппарата включаемый вручную или автоматически обвод.
Изложенные выше соображения полностью действительны только в том случае, если завод-
изготовитель турбины для обеспечения надежности ее проточной части не предписывает при выходе
из строя какого-либо ПНД снижать на определенную величину мощность турбины, что одновременно
обеспечивает уменьшение расхода основного конденсата.
8. Теплота, содержащаяся в паре, поступающем из концевых уплотнений турбины в сальниковый
подогреватель и эжектор уплотнений, и теплота, содержащаяся в паровоздушной смеси, отсасываемой из
конденсатора основным эжектором, а также теплота рабочего пара эжекторов передается в этих
аппаратах протекающему через их трубные системы основному конденсату, который затем идет в систему
регенерации через клапаны основного конденсата (рис. 9.1). Отсос и конденсация пара с заданным
вакуумом будут происходить только при условии протекания через аппараты некоторого минимально
необходимого количества основного конденсата, равного Ga. Однако во время пуска турбины,
работы ее на холостом ходу и с малыми нагрузками, а также с большими теплофикационными
отборами пара количество пара, поступающего в конденсатор, невелико и количество
конденсата, идущего в систему регенерации, оказывается недостаточным для нормальной работы
аппаратов. Поэтому на указанных режимах за аппаратами открывается клапан рециркуляции,
через который начинает идти дополнительный поток основного конденсата Срец,
возвращающийся в конденсатор и образующий контур рециркуляции.
Рис. 9.1. Схема рециркуляции конденсата: 1 — конденсатор; 2 — конденсатный насос; 3 — основной
эжектор; 4 — эжектор уплотнений; 5 — сальниковый подогреватель; 6 — клапан основного конденсата;
7 — клапан рециркуляции
Расход конденсата через аппараты становится равным сумме двух потоков: Gpcl. и Gpeu, причем
профилировка клапанов основного конденсата и рециркуляции выполняется так, что при их совместном
движении сумма протекающих через них потоков остается постоянной (линия G\ — 1, рис. 9.2) и равной
Ga до момента полного закрытия клапана рециркуляции.
Управляющим параметром для перемещения обоих клапанов является уровень конденсата в кон-
денсатосборнике, который пропорционален расходу основного конденсата в линию регенерации Gper,
причем Gper = GK + GCJ1, где GK — расход пара в конденсатор из турбины; Gcn — расход пара и воды
из дренажей, постоянного добавка, впрысков и др. Это равенство обеспечивается соответствующим
открытием клапана основного конденсата. Следует особо подчеркнуть, что расход по линии рециркуляции
на расход в систему регенерации и уровень конденсата в конденсатосборнике не влияет.
На рис. 9.2 линия 0 — 4 показывает связь между уровнем конденсата в конденсатосборнике и
расходом основного конденсата в линию регенерации Gper; линия Gi — 1 — 4 — расход конденсата
через аппараты, установленные до клапана рециркуляции; ордината 0 — G\ соответствует расходу Ga,
418

9.1. Особенности эксплуатации теплофикационных турбин
Hi Н2
Н — уровень конденсата
Рис. 9.2. Зависимость между уровнем конденсата в конденсатосборнике и расходом конденсата
через клапаны
равному максимальному расходу через клапан рециркуляции и нулевому расходу через клапан основного
конденсата. Величина рециркуляции при наличии расхода Gper определяется разностью ординат между
соответствующими точками отрезков 0 — 1 и Gi — 1, образующих заштрихованный треугольник.
На рисунке нанесены также линии Gi — 2и1 — 1' — 3 для случая, когда какой-либо аппарат,
включенный в контур рециркуляции, не рассчитан на пропуск максимального расхода конденсата, идущего
в систему регенерации (точка 4). В таком случае параллельно с этим аппаратом выполняют
обводную линию, наибольший расход по которой Go6B.rn.aa определяется как разность между максимальным
расходом в линию регенерации и допустимым расходом через лимитирующий пропуск конденсата
аппарат: Go6B.max — Gper,max — Ga.flon (ордината З — 4). Обычно этот расход ограничивают шайбой.
Такое решение является наиболее простым. Но поскольку обвод действует постоянно, то в случае,
когда лимитирующий пропуск конденсата аппарат определял расход рециркуляции, требуется и
некоторое увеличение расхода рециркуляции. Происходит это потому, что при уменьшении потока Gper и
снижении расхода через аппарат до Ga через обвод будет идти пропорционально уменьшенный поток
конденсата G06B.m„ (ордината 1' — 2), вследствие чего максимальный расход рециркуляции должен
стать равным Gpeu = Ga + С?обв. mm (ординатаО - G2).
Следовательно, клапан рециркуляции будет начинать работать не при расходе основного конденсата,
соответствующем точке 1, а при расходе, соответствующем точке 2. Для того чтобы в
рассматриваемом случае не увеличивать расход рециркуляции, на обводной линии можно установить вентиль с
автоматическим управлением, который будет закрыт до того момента, пока расход конденсата в линию
регенерации не приблизится к допустимому расходу через лимитирующий пропуск конденсата аппарат.
При дальнейшем увеличении расхода вентиль должен открываться (необходимо убедиться, что при
открытии вентиля расход через аппарат не упадет ниже минимально допустимого).
Поток рециркуляции полученную в аппаратах теплоту передает в конденсатор, где она отдается
циркуляционной воде и для цикла ПТУ теряется. Режимы, когда включается контур рециркуляции, у
чисто конденсационных турбин непродолжительны, поэтому потеря теплоты у них также происходит
кратковременно.
Иначе обстоит дело у теплофикационных турбин с регулируемыми отборами пара. При
увеличении тепловой нагрузки у этих турбин расход пара в конденсатор уменьшается. Поскольку режимы с
большими тепловыми нагрузками и малыми расходами пара в конденсатор для
теплофикационных турбин являются основными, то потеря теплоты с потоком рециркуляции, близким к
максимальному, будет происходить у них длительное время. Максимальный расход рециркуляции
должен быть по возможности меньшим, так как чем он больше, тем при меньших тепловых нагрузках
начинает включаться контур рециркуляции и, следовательно, большее время будет происходить потеря
теплоты.
Это обстоятельство требует правильной настройки клапана рециркуляции, чтобы не происходило
его преждевременного включения. Поверку достаточности расхода через клапан рециркуляции следу-
419

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
ет производить на двух режимах. Максимальное открытие клапана будет иметь место перед пуском
турбины, когда конденсационное устройство включено и к уплотнениям турбины подан пар. Однако в
это время количество поступающего в сальниковый подогреватель пара и его температура ниже, чем
при работе турбины с большими расходами свежего пара, и для нормальной работы сальникового
подогревателя нужно меньше конденсата. При большой тепловой нагрузке турбины пар в сальниковый
подогреватель будет поступать с максимально возможной температурой, его количество также будет
наибольшим, поэтому он требует повышенного расхода конденсата, который может быть больше, чем
нужно холодильникам эжекторов, вследствие чего клапан рециркуляции должен быть настроен на
больший расход.
Потеря теплоты с потоком рециркуляции не будет происходить, если турбина может
работать с охлаждением конденсатора сетевой или подпиточной водой, как зто предусмотрено в
ряде турбин УТЗ.
Поскольку сальниковый подогреватель вносит в контур рециркуляции наибольшую часть теплоты,
теряющейся затем в конденсаторе, в некоторых турбинах предусмотрен сальниковый подогреватель, не
входящий в контур рециркуляции. Через этот подогреватель пропускается сетевая вода, и теплота пара,
поступающего в него из уплотнений, полностью используется в цикле ПТУ не только на режимах работы
турбины с пропуском через конденсатор сетевой или подпиточной воды (режим работы по тепловому
графику), но и на всех режимах с отопительной нагрузкой.
9. На характерных для теплофикационных турбин режимах с малым пропуском пара в ЧНД
происходит разогрев лопаток последней ступени и выхлопного патрубка (см. гл. 1 и 3).
Большой разогрев может привести: к ослаблению припайки стеллитовых пластинок к лопаткам (там, где
припайка не заменена приваркой); потере прочности проволочных бандажей, выполненных из титана;
ослаблению посадки дисков; уменьшению нагрузки на опоры ЦНД и расцентровке валопровода из-за
дополнительного теплового расширения выхлопных патрубков в вертикальном направлении и
возможным в связи с этим появлением повышенной вибрации турбоагрегата. На величину разогрева влияют
давление пара в конденсаторе, размеры последней ступени турбины, температура пара, поступающего
в ЧНД. Для уменьшения разогрева элементов ЧНД большинство турбин УТЗ оборудовано
охлаждающими устройствами, подающими в необходимые зоны увлажненный пар.
В турбине Т-110/120-130 и турбинах, спроектированных на ее базе, имеющих относительно
небольшие лопатки последней ступени (550мм), работа охлаждающего устройства необходима только
на режимах теплового графика с пропуском через встроенные пучки конденсаторов обратной сетевой
воды, когда давление в конденсаторах превышает номинальное и может доходить до 50кПа.
Охлаждающее устройство у этих турбин расположено в конденсаторах. Его форсунки образуют завесу из
мелкодисперсной влаги над трубным пучком конденсатора. Пар, подсасываемый из конденсатора лопатками
последней ступени турбины при малых расходах пара через них, проходя через завесу, увлажняется и,
поднимаясь вверх, охлаждает лопатки и весь выхлопной патрубок.
Включение охлаждающего устройства на холостом ходу не предусматривается, поскольку при
требуемом инструкцией по эксплуатации вакууме во время пусков турбины и относительно небольшой
длительности работы турбины на холостом ходу с номинальной частотой вращения недопустимого
разогрева выхлопного патрубка происходить не должно. Включение охлаждающего устройства
допускается при испытаниях генератора, когда работа на холостом ходу должна происходить длительно —
примерно 20 ч. Необходимо иметь в виду, что работа охлаждающего устройства способствует
повышению эрозионного износа выходных кромок лопаток последней ступени турбины. Он особенно повысится
в случае плохой работы охлаждающего устройства, когда на лопатки могут попадать крупные капли
воды.
В турбинах Т-250/300-240 и Т-185/220-130, имеющих лопатки последних ступеней значительной
длины (940 и 830мм соответственно), охлаждение элементов ЧНД при малых расходах пара необходимо
производить при номинальном давлении пара в конденсаторе. Поскольку при большой длине лопаток
эрозия их выходных кромок при описанном выше способе охлаждения существенно возросла бы, у
турбин с длинными лопатками охлаждение ЧНД производится паром, подаваемым в проточную часть
из охлаждающего устройства. В первых турбинах этих типов пар подводился в камеру перед
регулирующими диафрагмами, а основной поток пара от этой камеры отсекался задвижками на ресиверах. Опыт
эксплуатации показал сложность работы с задвижками, поэтому для турбин Т-250/300-240,
выпускаемых в настоящее время, разработан вариант, при котором охлажденный пар подается в проточную
часть за регулирующей диафрагмой, выполняемой достаточно плотной, а задвижки на ресиверах не
устанавливаются.
Существенно изменено и само охлаждающее устройство. Предусмотрено автоматическое
регулирование температуры пара после охлаждающего устройства, а также поддержание температуры пара
за лопатками последних ступеней турбины. Замер температуры за лопатками производится специаль-
420

9.1. Особенности эксплуатации теплофикационных турбин
ными термопарами, устанавливаемыми вертикально в верхней половине выхлопных частей турбин на
расстоянии 100 мм от лопаток. Контроль температуры пара, подаваемого для охлаждения ЧНД
(которая косвенно характеризует его влажность), имеет важное значение, так как большая влажность может
вызвать эрозию входных кромок рабочих лопаток. Для снижения опасности эрозионного повреждения
лопаток в турбинах УТЗ по результатам проведенных исследований была повышена допустимая
температура выхлопных частей, что позволило сократить время и интенсивность работы охлаждающих
устройств. На режимах теплового графика, а также при малых расходах пара в конденсатор во время
работы турбины с регулируемыми отборами пара и на холостом ходу допускается повышение
температуры выхлопных патрубков, замеренной на уровне горизонтального разъема, до 120 и 150 °С — по
вертикальным термопарам за лопатками. Если на турбине имеются оба замера, то ограничивающим
является тот, который первым достигнет предельной величины.
Для турбин УТЗ с лопатками последней ступени длиной 660 мм и более введено требование, чтобы
минимальный расход пара через них был достаточен для охлаждения ЧНД. Это ограничение указывает,
что регулирующая диафрагма не может быть закрыта полностью даже при наличии большого отбора
пара в ПСГ. У турбин типа «ПТ» появляется требование о минимальном расходе пара в ЧСД, который
отслеживается по минимально допустимому давлению пара в камере регулирующей ступени ЧСД.
10. Как уже отмечалось ранее, конденсаторы рассматриваемых турбин УТЗ типов «Т» и «ПТ»
могут охлаждаться пропуском через встроенные пучки конденсаторов подпиточной, сетевой или
циркуляционной воды. При таком способе охлаждения конденсатора переход турбины на режим
противодавления с установкой регулирующей диафрагмы на упор (жесткий или гидравлический) необходим не
только для уменьшения пропуска пара в ЧНД с целью повышения экономичности, но также для защиты
от недопустимого повышения давления в конденсаторе. Если диафрагма не будет установлена на упор,
то в случае ее открытия при изменении нагрузки давление пара в конденсаторе повысится, что может
привести к срабатыванию защиты, отключающей турбину, или подрыву атмосферных клапанов. Резкое
повышение давления (срыв вакуума) даже при диафрагме, находящейся на упоре, будет иметь место,
если произошло отключение подачи сетевой или подпиточной воды, когда она проходила через
встроенные пучки. Аналогичное резкое повышение давления пара произойдет и на режимах работы турбины
с охлаждением конденсатора циркуляционной водой в случае останова циркуляционных насосов или
основных эжекторов.
Во всех рассматриваемых случаях турбина должна быть немедленно остановлена, так как
вращение лопаток последних ступеней, имеющих достаточно большие размеры, в среде
плотного пара (или воздуха) с большой частотой совершенно недопустимо — зто вызовет их
поломку.
11. В теплофикационных турбинах УТЗ, имеющих большие отборы пара (отопительные,
производственный, нерегулируемый отбор на постороннего потребителя), кроме ступеней ЧНД в тяжелых
условиях с точки зрения перегрева могут оказаться ступени, расположенные за отборами. Чтобы избежать
обеспаривания и перегрева послеотборных ступеней турбины, вводятся некоторые ограничения
по режимам работы турбин. Так, в турбинах со ступенчатым подогревом сетевой воды не
разрешается работа с включенным верхним отопительным отбором и выключенным нижним отбором, так как
в этом случае расход пара через ступени, расположенные между камерами отборов (промежуточный
отсек), может оказаться недопустимо малым.
Как указано выше, у турбин с производственным отбором пара устанавливается
минимальный расход пара, который должен сохраняться во время работы турбины и до достижения
которого нельзя включать производственный отбор. Этот расход пара у турбины ПТ-140/165-130
равен 100 т/ч, при этом давление пара в камере регулирующей ступени ЧСД не должно становиться
меньше 0,31 МПа, у турбин ПТ-90/110-130 — соответственно ЗОт/ч и 0,1 МПа.
В турбинах с большим нерегулируемым отбором пара устанавливается предельная величина отбора,
для чего на трубопроводе отбора должна быть расходомерная шайба, по импульсу от нее линия отбора
должна перекрываться. Например, в турбинах Р-100-130/15 и ПТ-140/165-130 нерегулируемый отбор
пара за седьмой ступенью не должен превышать 90т/ч.
12. У теплофикационных турбин режимы работы с отборами пара являются основными, поэтому
в их конденсаторы длительно поступает малое количество пара. Технико-экономические расчеты,
проведенные с учетом указанного фактора, показали целесообразность уменьшения у
теплофикационных турбин номинального расхода охлаждающей воды через конденсатор по
сравнению с конденсационными турбинами аналогичной мощности примерно на 20 %. Кроме того,
у теплофикационных турбин расчетная температура охлаждающей воды принимается 20...27°С, что
выше, чем у конденсационных турбин, у которых она составляет 12...15°С. Практически разница в
расчетных температурах определяется тем, что у конденсационных турбин в большинстве случаев име-
421

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
ется прямоточное водоснабжение, а теплофикационные турбины работают, как правило, на оборотном
водоснабжении с градирнями.
Меньший расход охлаждающей воды приводит к тому, что у теплофикационных турбин ограничение
расхода пара в конденсатор из-за повышения в нем давления и связанное с этим ограничение мощности
турбины могут наступать при более низкой, чем у конденсационных турбин, температуре охлаждающей
воды. Так, например, у турбин ПТ-140/165-130 максимальная конденсационная мощность 165 МВт
может быть получена, если температура охлаждающей воды не превышает 30 °С, у турбин Т-250/300-240
максимальная конденсационная мощность 300 МВт реализуется при температуре охлаждающей воды
не выше 33 СС; при температуре 33 СС давление пара в конденсаторе достигает предельного значения
12кПа, в то время как при длительной эксплуатации для повышения надежности лопаток последних
ступеней рекомендуется поддерживать давление в конденсаторе не выше йкПа. Это условие на режиме
максимальной конденсационной мощности обеспечивается, если температура охлаждающей воды не
превышает 24 °С.
На режимах работы турбин с отборами пара, наиболее характерных для теплофикационных
турбин, расход пара в конденсатор у них мал, и для его конденсации достаточно было бы относительно
небольшого количества охлаждающей воды. Однако уменьшить фактический пропуск воды через
конденсаторы ниже определенных значений нельзя. Одним из факторов, препятствующих его снижению,
является скорость воды в трубках поверхности охлаждения конденсатора. Как правило, она не должна
быть меньше 1 м/с, так как при меньших скоростях происходит быстрое загрязнение внутренних
поверхностей трубок [68]. При расчетах конденсатора скорость воды при ее номинальном расходе принимается
равной примерно 2 м/с, следовательно, минимальный расход охлаждающей воды через конденсатор
составляет примерно половину номинального расхода.
Другим важным фактором, ограничивающим уменьшение расхода циркуляционной воды,
является возможность внезапного изменения расхода пара в конденсатор вследствие резкого
изменения тепловой или электрической нагрузки турбоустановки. Быстрое изменение
(снижение) тепловой нагрузки может произойти: при останове сетевых насосов; включении соседней
теплофикационной турбины, работающей с первой параллельно по сетевой воде; неправильных действиях
персонала при переключениях в схемах сетевой воды или производственного отбора пара;
самопроизвольном открытии или закрытии задвижек в этих схемах. Увеличение электрической нагрузки на
турбину происходит автоматически при падении частоты электрического тока в сети.
В указанных случаях система регулирования откроет регулирующие диафрагмы ЧНД или клапаны
ЧСД, увеличивая расход пара в конденсатор, что при недостаточном расходе циркуляционной воды
приведет к резкому повышению давления пара в конденсаторе. В этой ситуации персонал не может
успеть принять меры для уменьшения расхода пара в конденсатор. При изменении тепловой нагрузки не
помогает и применение ограничителя мощности, так как расход пара в турбину почти не увеличивается.
Уменьшение расхода пара в конденсатор за счет уменьшения расхода свежего пара достаточно
эффективно решается при электрогидравлической системе регулирования и защиты турбины; в этом
случае предусматривается разгрузка турбины при чрезмерном повышении давления в конденсаторе.
В некоторых турбинах с относительно короткими лопатками последней ступени разрешается
кратковременное повышение давления пара в конденсаторе сверх допустимого при длительной эксплуатации.
Например, у турбин Т-110/120-130, Тп-115/120-130 и др. при полном расходе пара в конденсатор и
длительной эксплуатации на режимах электрического графика давление пара в конденсаторе не должно
превышать 12кПа, а в течение получаса (в рассмотренной выше ситуации) допускается временное
повышение давления до 20кПа. Это позволяет уменьшить минимальное количество воды, пропускаемой
через конденсатор.
УТЗ выдает графики допустимого минимального расхода охлаждающей (циркуляционной) воды в
конденсатор в зависимости от ее температуры (рис. 9.3), а для турбин, допускающих кратковременное
повышение давления в конденсаторе, — и от расхода пара в конденсатор (рис. 9.4).
Графики строятся для коэффициента загрязнения труб (3 = 0,75. Поскольку график (рис. 9.4)
должен удовлетворять двум давлениям, то линии на нем имеют два участка: вертикальный и наклонный.
Вертикальные участки для каждого значения температуры охлаждающей воды определяют ее расход,
гарантирующий в экстремальной ситуации давление пара в конденсаторе 20кПа при максимальном
расходе пара в конденсатор. Рабочее давление пара в конденсаторе на этих участках зависит от расхода
пара в конденсатор. При расходе пара, соответствующем точке излома кривой, давление равно 12кПа,
при меньших расходах оно будет меньше.
В зоне наклонных участков кривых расход охлаждающей воды, необходимый для обеспечения
рабочего давления пара 12кПа при имеющейся температуре охлаждающей воды, зависит от расхода
пара в конденсатор. В экстремальной ситуации при работе в этой зоне давление в конденсаторе бу-
422

У.1. исооенности эксплуатации теплофикационных туроин
28000
24000
20000
16000
12000
с
о.
S
<и
ш
ч
Рк < 0, 8
Я
<ь
0,|
+ 1 у
1
\ /
•
•с
(ЛУ
*w^
/>,
-4,
•
У
рк <и
/
/
10
20
30 33
Температура циркуляционной воды на выходе t\, °C
Рис. 9.3. Допустимый минимальный расход циркуляционной воды через конденсатор турбины
Т-250/300-240 в зависимости от температуры воды на входе
д
300
ж
в
200
100
■*- ■
1
1
W — 6800 ^
1 1
-J-J--
W = 9000
1 1
J 4 -
W = 13500
V
\
к
\
vW
f\ Л
/ \ \ '
1
1
1
-~-k-
— Б-L
А '
;j] С
Е
S
1
-| -
х^
Л
~\
-\
- —
0 10 20 30 40
Температура циркуляционной воды на выходе ti, °C
Рис. 9.4. Допустимый минимальный расход циркуляционной воды через конденсатор турбины
ПТ-90/110-130 в зависимости от температуры воды на входе и расхода пара в конденсатор.
W — расход циркуляционной воды, ыР/ч
дет меньше 20кПа; оно станет равным 20кПа, если турбина работала в точке излома характеристики
(зависимости).
У некоторых теплофикационных турбин в связи с указанным выше ограничением по расчетному
расходу охлаждающей воды, при высокой ее температуре на входе в конденсатор допускается повышение
давления пара в конденсаторе сверх 12кПа на режиме с большими пропусками пара в конденсатор
(летний, чисто конденсационный); у турбины Т-250/300-240, например, — сверх 8кПа (на рис. 9.3 это
определяется штриховой линией).
Но такое разрешение отнюдь не означает, что повышенное давление в конденсаторе можно держать
постоянно. Высокая температура охлаждающей воды в сочетании с полной конденсационной
мощностью турбины реализуется относительно небольшое число часов в году, и лопатки последних ступеней
могут выдержать их в течение всего ресурса работы турбины. Если работать с повышенным давлением
пара в конденсаторе длительное время, то лопатки могут быть повреждены значительно раньше.
423

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
График на рис. 9.4 приведен для турбины ПТ-90/110-130/10-2, имеющей относительно небольшой
конденсатор. Поэтому при больших расходах пара в конденсатор (от 280 до 337т/ч), начиная со
значения температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор 30 °С, давление в нем начинает плавно
повышаться сверх 12кПа (заштрихованная зона на графике). При температуре воды 33°С, при которой
еще действуют гарантии завода по мощности, и полном расходе пара в конденсатор давление в нем
станет равным 15кПа даже при полном расходе охлаждающей воды (точка С).
На рис. 9.4 график представлен для варианта, когда охлаждающая вода проходит через всю
поверхность теплообмена конденсатора. УТЗ дает заказчикам также график для варианта, когда
охлаждающая вода проходит через основную поверхность теплообмена конденсатора и не проходит через
встроенный пучок.
Пример пользования графиком на рис. 9.4. Предположим, что циркуляционная вода имеет на
входе в конденсатор температуру 31 СС, что соответствует точке А на графике. Из этой точки
проводим вертикаль, которая показывает, что минимально допустимый расход циркуляционной воды равен
примерно 8200 м3/ч (между 6800 и 9000 м3/ч). Вертикальная линия пересекает линию П—Н в точке
Б (давление в конденсаторе 12кПа), из которой находим точку В, показывающую, что расход пара
в конденсатор не должен превышать 212 т/ч, это соответствует конденсационной мощности примерно
80 МВт. Если увеличить расход циркуляционной воды до максимальной величины 13 500м3/ч
(точка Г), то допустимый расход пара в конденсатор при давлении в нем 12кПа, определяемый точкой Д,
будет равен 312 т/ч, а конденсационная мощность — 115МВт. При этом расходе воды допускается
увеличить расход пара в конденсатор до максимального с соответствующим повышением в нем давления
(заштрихованная зона). Если известен расход пара в конденсатор, например 250т/ч (точка Ж), а
температура циркуляционной воды на входе — 31 °С (точка А), то можно определить требуемый
минимальный расход циркуляционной воды — 10 000м3/ч (точка Е между 9000 и 11 000м3/ч). Для определения
допустимой мощности по расходу в конденсатор принят средний коэффициент 2,7т/ч • МВт.
Проектные организации при выборе производительности градирен обычно ориентируются на
расчетную летнюю тепловую нагрузку турбин и соответствующую температуру охлаждающей воды на
входе в конденсатор. Однако опыт эксплуатации большого числа ТЭЦ показывает, что летняя расчетная
тепловая нагрузка во многих случаях не достигается, и турбины в летний период, когда температура
охлаждающей воды наиболее высокая, вынуждены работать в конденсационном режиме с большой
мощностью. Последнее также связано с тем, что летом проводятся ремонты части турбин. Нехватка
охлаждающей воды, количество которой, как отмечалось выше, у теплофикационных турбин уже при
проектировании принимается меньшим, чем у конденсационных, усугубляется принятыми нормами и
нередко приводит к ограничению летом чисто конденсационной мощности турбин и к снижению их
экономичности на этих режимах по сравнению с гарантиями завода.
13. Как известно, при уменьшении давления пара в конденсаторе (углублении вакуума) мощность
паровой турбины за счет увеличения располагаемого теплового перепада возрастает. Однако
возрастание мощности происходит до определенного предела, при котором достигается предельный вакуум.
При уменьшении давления увеличивается удельный объем пара, возрастает перепад давления на
ступень и увеличивается скорость пара в ней. Когда перепад достигнет критического значения, скорость
пара в ступени при дальнейшем снижении давления за ней перестает возрастать, добавочный
тепловой перепад в ступени не срабатывает (происходит увеличение концевых потерь), и мощность турбины
перестает увеличиваться. Более того, поскольку для пропуска увеличенного объемного расхода пара
необходимо увеличение давления пара перед ступенью, которое передается на ближайшие ступени НД,
в том числе и ступень, перед которой отбирается пар на ПНД № 1, увеличивается расход пара в него,
и мощность турбины начинает снижаться. Для каждой турбины с определенными геометрическими
размерами последней ступени существует свой предельный вакуум [68].
В теплофикационных турбинах, имеющих по сравнению с конденсационными меньший
расход охлаждающей воды и более высокую ее температуру на входе в конденсатор,
расчетное давление пара в конденсаторе больше, благодаря чему у них удельный объем пара и
соответственно его объемный расход через последнюю ступень меньше. Это позволяет в
теплофикационных турбинах уменьшить суммарную проходную площадь последней ступени. Так,
например, турбина К-300-240 имеет три выхлопа, а турбина Т-250/300-240 при практически близкой
максимальной конденсационной мощности имеет два выхлопа при той же длине рабочих лопаток. Эти
факторы приводят к тому, что предельный вакуум у теплофикационных турбин достигается при
более высоком давлении пара в конденсаторе, чем у конденсационных турбин. Практически
мощность теплофикационных турбин при углублении вакуума по сравнению с расчетным возрастать не
может.
14. В турбинах с противодавлением температура отработавшего пара в значительной степени зависит
от нагрузки на турбину (с увеличением нагрузки температура снижается), поэтому в зависимости от
424

требования потребителя приходится принимать меры для поддержания температуры пара в
коллекторе за турбиной в заданных пределах.
В настоящее время некоторые турбины с противодавлением имеют широкий диапазон
допустимых давлений пара на выходе из турбины. Например, у турбины Р-100-130 он лежит в пределах
1,2...2,1 МПа, что позволяет применять эти турбины для обеспечения потребителей, использующих
пар существенно различного давления. Поскольку этот пар предназначен для нужд производства, он
поступает в коллекторы, имеющие большую протяженность. Для эксплуатационного персонала имеет
существенное значение, к какой категории будут отнесены трубы этих коллекторов. Формально,
согласно [70], для определения категории трубопроводов должно приниматься максимально возможное
давление в противодавлении турбины, предусмотренное в технических условиях на турбину. Далее в
[70] есть разъяснение, что эти параметры пара относятся ко всему трубопроводу (коллектору), если на
нем нет устройств, изменяющих эти параметры.
Практически потребителям требуется пар с температурой, не превышающей 250 °С, поэтому
проектные организации устанавливают на коллекторах пароохладители, обеспечивающие нужную температуру
пара. Указанная температура допустима для любой категории трубопроводов, и следовательно она не
оказывает влияния на ее выбор. Однако до пароохладителя при холостом ходе турбины она может
достигать 500 °С, поэтому эта часть трубопровода, включая установленную на ней арматуру, относится к
первой категории и должна выполняться из легированной стали.
Более сложным является вопрос о давлении пара в коллекторах. Нижние значения (до 1,6 МПа)
указанного выше диапазона давления относятся к IV категории, а верхние — к III категории.
Большинству потребителей нужен пар давлением ниже 1,6 МПа, и они заинтересованы в трубопроводах более
низкой категории.
При рассмотрении этого вопроса необходимо иметь в виду следующее. Максимально допустимое
давление пара в выхлопном патрубке турбины определяется его прочностью и условиями работы
проточной части, однако проточная часть турбины ни в коей мере не ограничивает величину давления,
которое может создаться на выхлопе из турбины в процессе эксплуатации. Так, например, чисто
теоретически при внезапном отключении потребителя пара давление в выхлопном патрубке могло бы
подняться до давления свежего пара. Повышения давления сверх допустимого не происходит, так как
у турбины имеется регулятор противодавления, а на линиях за турбиной установлены
предохранительные клапаны или другие предохранительные устройства. Настройка регулятора и предохранительных
клапанов и определяет максимально возможное давление пара за турбиной. Предохранительные
клапаны должны начинать срабатывать при давлении, несколько превышающем максимальное рабочее.
При этом обычно последующие клапаны начинают срабатывать при давлении, превышающем давление
срабатывания предыдущих клапанов на величину ~ 0,01 МПа.
При установке предохранительных клапанов УТЗ рассчитывает их на пропуск максимального
расхода пара, который может поступать в турбину. Этот расход пропускают шесть клапанов при
соответствующем давлении ~ 2,3МПа. Следовательно, трубопровод отбора должен быть отнесен к III категории.
Если потребителю нужен пар с низким давлением, то, увеличив количество клапанов, можно обеспечить
пропуск через них требуемого количества пара при давлении менее 1,6МПа, что позволит перевести
трубопровод в IV категорию.
Указанная задача решается проще при использовании предохранительных устройств типа ГСЗО,
воздействующих в аварийной ситуации на регулирующие клапаны ВД турбины, так как в этом
случае снижается максимальное давление при срабатывании защиты и не требуется много места для
размещения предохранительных клапанов и связанных с ними трубопроводов. Если считать, что при
срабатывании защитных устройств турбина должна останавливаться, то они могут воздействовать на
быстродействующие элементы защиты (например электромагнит ЗАБ), приводящие к закрытию всех
органов парораспределения, включая стопорный клапан и ГПЗ, тогда подъем давления в
трубопроводе будет еще меньшим. Возможно и другое решение, при котором коллекторы оснащаются своими
предохранительными клапанами (устройствами), настраиваемыми на давление пара, соответствующее
конкретным условиям потребителя, а поставляемые с турбиной предохранительные клапаны
(устройства) настраиваются на максимальное давление пара за турбиной.
Аналогичные вопросы возникают и с трубопроводами производственных отборов у турбин типа
«П». Так, у турбины ПТ-140/165-130 диапазон давления пара в производственном отборе такой же,
как у турбины Р-100-130, а у турбин ПТ-90/110-130 он может находиться в пределах 0,8 . ..1,5МПа.
Однако у этих турбин следует дополнительно учитывать величину рабочего давления пара, которое
создается в камере отбора при максимальном конденсационном режиме работы турбины (у турбины
ПТ-140/165-130 оно составляет 1,76 МПа, а у турбины ПТ-90/110-130-2 — 1,49 МПа).
На конденсационном режиме задвижки на линиях отбора закрыты, поэтому если на коллекторах
установлены свои предохранительные клапаны, они могут настраиваться на более низкое давление.
425

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
15. Для паровых турбин устанавливается регулировочный диапазон, в пределах которого турбина
должна обеспечивать длительную, устойчивую работу. У конденсационных турбин он обычно равен
30... 100% номинальной мощности. У теплофикационных турбин, особенно у турбин типа «ПТ»,
номинальная мощность отличается от возможной максимальной мощности, а расходы пара
на этих режимах близки друг другу. Поэтому для теплофикационных турбин регулировочный
диапазон определяют относительно номинального расхода пара, а его численные значения
также ограничиваются 30... 100 %.
16. Современные турбоагрегаты оснащаются регуляторами мощности. Турбины УТЗ также
имеют такой регулятор. Однако если у конденсационных турбин целесообразность включения регулятора
мощности определяется в основном необходимостью поддерживать постоянную нагрузку турбины при
незначительных отклонениях частоты сети от номинального значения, то у теплофикационных
турбин УТЗ, имеющих полусвязанную систему регулирования, регулятор мощности на режимах с
включенными отборами дополнительно обеспечивает поддержание электрической мощности
турбины при изменениях тепловой нагрузки, как это происходит в полностью связанных САР.
В блочных схемах турбинный регулятор мощности (ТРМ) может переводиться в режим
поддержания давления свежего пара, т.е. работать как регулятор «до себя». В этом случае при включении
регулируемых отборов турбины целесообразно включение блочного регулятора мощности.
В соответствии с требованиями правил технической эксплуатации регуляторы мощности в САР
турбин УТЗ имеют частотную коррекцию, позволяющую турбинам участвовать в первичном
регулировании частоты электрического тока и в противоаварийном управлении электрической системой. Это
обеспечивается тем, что при изменениях частоты в сети допускается временное отклонение от заданной
мощности или временное отклонение давления свежего пара от заданного давления для
использования аккумулирующей способности котла. При повышении частоты вращения турбины давление пара не
должно повышаться сверх 13,4 МПа, а при снижении частоты не должно становиться ниже величины,
определяемой возможностью котла, но не менее 11,6 МПа.
17. При блочных схемах установок теплофикационных турбин с прямоточными котлами, в
которых устанавливаются БОУ (гл. 2), возникает проблема с возвратом конденсата греющего
пара ПСГ. По схеме, разработанной УТЗ для турбины Т-250/300-240, конденсат греющего пара ПСГ
может направляться в линию основного конденсата после соответствующего ПНД или в расширитель
конденсатора для дальнейшей очистки в БОУ вместе с основным конденсатом. Конденсат ПСГ подается
в линию основного конденсата, если его качество соответствует требованиям к основному конденсату.
При этом теплота конденсата полностью сохраняется в цикле турбоустановки, что повышает его
экономичность. В случае отсутствия постоянно действующих приборов, контролирующих качество
конденсата греющего пара ПСГ, а также при загрязнении конденсата он подается в расширитель конденсатора.
Предварительно конденсат ПСГ при длительной его подаче в расширитель необходимо охладить в
соответствующих теплообменниках, в одном из которых охлаждающей жидкостью должен быть основной
конденсат, что обеспечит сохранение в цикле большой части теплоты.
9.2. Режимы работы теплофикационных турбин
9.2.1. Работа с различными видами нагрузок
Как показано ранее (гл. 1 и 3), для теплофикационных турбин УТЗ характерно многообразие
возможных режимов работы. Рассмотрим основные особенности режимов работы теплофикационных
турбин УТЗ с различными видами нагрузок.
Турбины УТЗ с конденсаторами могут работать как по электрическому, так и тепловому графикам.
Работа по электрическому графику подразделяется на чисто конденсационный режим и
конденсационный с регулируемыми отборами пара. Последний режим фактически обеспечивает независимое (в
предусмотренных пределах) покрытие как электрического, так и теплового графиков, поэтому можно
утверждать, что турбина в этом случае работает по смешанному графику, а не по электрическому, как
принято в настоящее время.
У турбин УТЗ мощностью 50 МВт и выше при работе по электрическому графику возможны
режимы с одно- и двухступенчатым подогревом сетевой воды. При больших тепловых нагрузках наиболее
экономичен двухступенчатый подогрев, одноступенчатый подогрев целесообразен только при малых
тепловых нагрузках.
У турбин типа «ПТ» возможна работа с производственным отбором пара или с отопительным, а
также работа с обоими отборами одновременно.
Практически на всех турбинах УТЗ предусмотрены регулируемые и нерегулируемые отборы пара
различных параметров. Это позволяет исключить использование пара высоких параметров, подавае-
426

y.z. гежимы раооты теплофикационных туроин
мого потребителю через РОУ, в которой с соответствующей потерей энергии получается пар с
требуемыми более низкими параметрами. Когда турбина не полностью загружена по расходу свежего пара
(например, в турбинах с ограниченной пропускной способностью ЧСД или ЧНД при отсутствии
достаточной основной тепловой нагрузки), дополнительные отборы увеличивают ее мощность. Так, в
турбинах ПТ-90/110-130 и Тп-115/120-130 при использовании дополнительного производственного
отбора мощность турбины увеличивается на 10 МВт. Если турбина была полностью загружена по свежему
пару без дополнительных отборов, то их включение соответственно снизит мощность турбины и, при
включенных основных отборах, уменьшит их величину. Целесообразность того или иного варианта
получения пара требуемых параметров определяется заказчиком турбины (турбоустановки) и его проектной
организацией.
Особо следует отметить возможные режимы работы турбины ПТ-140 -130 при включении
отопительных отборов пара. Эта особенность определяется тем, что в указанной турбине предусмотрена
возможность дополнительного отбора пара для внешнего потребителя (атмосферного или вакуумного
деаэратора, испарительной установки), в связи с чем регулирующие диафрагмы у нее установлены как
после нижнего отопительного отбора (диафрагма НД), так и после верхнего (диафрагма ПО), в то
время как у всех других турбин с отопительными отборами имеется только одна регулирующая диафрагма
НД. При работе турбины только с отборами пара на ПСГ как при одноступенчатом, так и при
двухступенчатом подогреве сетевой воды ее температура поддерживается либо за ПСГ-1, либо за ПСГ-2 только
диафрагмой НД. При включении отбора пара из верхней камеры на внешнего потребителя и отсутствии
отбора пара на ПСГ давление в камере поддерживается диафрагмой ПО. Когда при наличии отбора
на внешнего потребителя включены оба сетевых ПСГ, то необходимое внешнему потребителю
давление в верхней камере отбора поддерживается диафрагмой НД. Температура сетевой воды за ПСГ-2 на
этом режиме определяется давлением, требуемым внешнему потребителю, и отдельно регулироваться
не может. Если при наличии внешнего потребления пара из верхней камеры включен только ПСГ-1,
то давление в верхней камере поддерживается диафрагмой ПО, а температура сетевой воды за ПСГ-1
независимо поддерживается диафрагмой НД.
Режим работы турбины по тепловому графику возможен при условии работы генератора в
достаточно мощную электрическую систему, которая поддерживает частоту вращения ротора
турбоагрегата и воспринимает изменение потребителем электрической нагрузки. При пропуске через
встроенный пучок конденсатора на этом режиме подпиточной или сетевой воды, которая нагревается паром,
поступающим в конденсатор, в ПТУ используется практически вся теплота пара, поступающего в
турбину. Если через конденсатор пропускается циркуляционная вода, то теплота пара, поступающего в
конденсатор, не используется, и экономический эффект будет меньше, однако и в этом случае работа
по тепловому графику с минимальным пропуском пара в конденсатор уменьшает потери теплоты с
циркуляционной водой, что повышает экономичность работы турбины. Пропуск циркуляционной воды
только через встроенный пучок или в уменьшенном количестве через основную поверхность
теплообмена конденсатора позволяет также снизить расход электроэнергии на собственные нужды ТЭС за счет
уменьшения подачи циркуляционной воды.
При работе турбины по тепловому графику пар в ЧНД и в конденсатор может пропускаться в одном
из вариантов:
- в минимальном количестве, необходимом для охлаждения последних ступеней;
- в некотором количестве, необходимом для нагрева до заданной температуры подпиточной воды,
проходящей через встроенный пучок.
В первом случае, если количество пара, протекающего через зазоры полностью закрытой
диафрагмы, оказывается недостаточным для охлаждения последних ступеней, диафрагму следует приоткрыть
для увеличения расхода пара.
Для того чтобы в момент перевода турбины на режим работы по тепловому графику не
происходило снижения электрической мощности, целесообразно перевод на этот режим производить, когда
в конденсатор идет небольшое количество пара, т. е. имеется большая тепловая нагрузка. В этом случае
турбина должна работать по схеме двухступенчатого подогрева сетевой воды в сетевых подогревателях
верхнего и нижнего отопительных отборов.
При работе турбины по тепловому графику через конденсатор может пропускаться:
- подпиточная вода (сырая), проходящая через встроенный пучок в четыре хода;
— совместно подпиточная вода, проходящая через встроенный пучок в четыре хода, и
циркуляционная вода, проходящая через основные поверхности теплообмена;
— циркуляционная вода, проходящая через встроенный пучок в два хода, или через всю поверхность
теплообмена, или через основные поверхности;
— сетевая вода, проходящая через встроенный пучок в один ход.
427

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
Сетевая, подпиточная и циркуляционная воды имеются на электростанциях в различных
количествах и отличаются температурой и своим качеством. Так, подпиточной воды обычно меньше, чем
сетевой, в то же время у сетевой воды температура выше, чем у подпиточной и циркуляционной.
В связи с тем, что при существующих температурных графиках расчетная температура обратной
сетевой воды на входе в конденсатор может доходить до 70 СС, то с учетом ее нагрева в
конденсаторе и имеющих место недогревов температура насыщения в конденсаторе может достигать значения
80 °С, а давление — около 50кПа. Такое высокое давление неприемлемо для лопаток
большой длины (660 мм и более) и дисков последних ступеней, применяемых в ряде турбин УТЗ
(Т-250/300-240, Т-185/220-130, ПТ-140/165-130, ПТ-90/110-130-2 и др.), поэтому пропуск сетевой
воды через встроенные пучки конденсаторов этих турбин не предусматривается.
Турбина типа «Р», как правило, должна работать по тепловому графику. В случае необходимости
работы по электрическому графику требуется, чтобы пар в линию противодавления параллельно
подавался от какого-либо источника (турбины, котла, РОУ), поддерживающего заданное давление в линии
своим регулятором. Органами парораспределения турбины на этом режиме управляет регулятор
частоты вращения, регулятор противодавления турбины выключен; электрический генератор может работать
как параллельно с другими генераторами, так и на самостоятельную линию.
Большинство турбин УТЗ допускают работу с частичным и полным обводом ПВД по
питательной воде с сохранением максимального расхода свежего пара на турбину. Режим работы с обводом
ПВД связан со снижением температуры питательной воды и поэтому требует для своего осуществления
резерва теплопроизводительности котельных агрегатов. Высвобождаемый пар ПВД наиболее
целесообразно направлять в ПСГ, если тепловая нагрузка отопительных отборов менее допустимой. При этом
одновременно с увеличением отопительной нагрузки возможно получение на тепловом потреблении
дополнительной электрической нагрузки. При использовании пара ПВД в производственном отборе
возможно увеличение также на тепловом потреблении электрической нагрузки на меньшую величину
при одновременном увеличении отбора пара на производство. Если пар ПВД направляется в
конденсатор, то может быть получена наибольшая дополнительная пиковая электрическая мощность.
Дополнительная мощность на тепловом потреблении, как правило, вырабатывается с удельным
расходом топлива 160... 170 г/кВт • ч. При получении дополнительной мощности по
конденсационному циклу удельный расход топлива значительно возрастает (расход теплоты равен примерно
3500... 1000 Ккал/кВт • ч), что делает целесообразным получение дополнительной мощности по
конденсационному циклу только для покрытия пиковых нагрузок.
Частичный обвод ПВД обеспечивается специально организованным обводом. На нем установлен
регулирующий клапан, который при полном открытии пропускает помимо ПВД до 65. ..70% расхода
питательной воды. Полный обвод ПВД осуществляется в обычном порядке.
Поскольку последние ступени турбин УТЗ и их конденсационные установки не имеют запаса по
пропускной способности, то частичный обвод и полное отключение ПВД при сохранении максимального
расхода свежего пара на турбину не могут быть осуществлены без наличия какой-то теплофикационной
нагрузки. В турбинах типа «Т» устанавливается максимально допустимый расход пара через последние
ступени (в конденсатор), который обычно достигается при максимальной конденсационной мощности.
В турбинах типа «ПТ» пропускная способность ЧСД также ограничена, поэтому обвод ПВД при
сохранении максимального расхода свежего пара возможен только при наличии производственного отбора.
Во всех случаях при включении обвода ПВД необходимо следить, чтобы не превышались
максимально допустимые нагрузки, как электрическая, так и тепловые.
9.2.2. Особенности работы турбин в схемах турбоустановок
с поперечными связями и в блочных схемах
Турбины УТЗ мощностью 50 МВт и более могут работать как по блочной схеме, так и по схеме
с поперечными связями (см. гл. 2). Турбина Т-250/300-240, имеющая промежуточный перегрев пара,
может работать только по блочной схеме.
На ТЭЦ схемы с поперечными связями применяются чаще, чем блочные схемы, так как в условиях,
когда котлы имеют меньшую надежность, чем турбины, такая схема повышает надежность
электростанции в целом, позволяя при выходе из строя какого-либо котла сохранить в работе все турбины. Для
ТЭЦ отмеченное обстоятельство имеет особое значение, поскольку резервирование тепловой энергии,
выдаваемой теплофикационными турбинами, довольно сложно. Однако преимущества блочных схем,
в которых каждая турбина питается паром от своего котла, приводят к появлению блочных установок
не только на КЭС, но и на теплоэлектроцентралях. Впервые они появились на тех ТЭЦ, где
устанавливались турбины с промежуточным перегревом пара, которые могут работать только в блочных схемах.
428

9.2. Нежимы раЬоты теплофикационных туроин
Блочные установки позволяют сократить количество арматуры и паропроводов высокого давления,
обеспечивают возможность пуска и работы блока на скользящих параметрах пара, промывки и
расхолаживания при остановах, сохранения конденсата в цикле установки при пусках и остановах.
Для решения некоторых из перечисленных задач на ТЭЦ с поперечными связями применяют
специальные устройства и оборудование (например, пусковые конденсаторы, промывочные устройства,
устройства для расхолаживания и т.д.). Особый интерес для электростанции представляет
возможность пуска турбины паром со скользящими параметрами, так как он обеспечивает «мягкий» прогрев
всех элементов турбины и включение турбоагрегата в электрическую сеть с выдачей электрической
мощности до выхода котла на работу паром с номинальными параметрами.
Для получения скользящих параметров пара некоторыми организациями предлагалось
производить пуск турбины низкопотенциальным паром от коллектора собственных нужд станции с давлением
примерно 1,3МПа и температурой 300 °С. Затем за счет подмешивания свежего пара через байпас
ГПЗ температура пара перед турбиной плавно повышалась до номинальной. После этого линия
низкопотенциального пара отключалась, и давление пара перед турбиной постепенно повышалось за счет
открытия байпаса, обеспечивая набор нагрузки. УТЗ такой вариант пуска и соответствующие для него
трубопроводы были разработаны. Однако при обеспечении всех требований Госгортехнадзора для
соединения линии низкопотенциального пара с линией высокопотенциального пара конструкция
трубопровода оказалась настолько сложной (выполнение труб и арматуры из легированной стали, установка
предохранительных клапанов на полную пропускную способность соединительного трубопровода при
подаче в него пара номинальных параметров, электрическая схема защиты), что заказчиками турбин
эта схема реализована не была, и от нее в дальнейшем отказались.
В большинстве блочных установок скользящие параметры пара обеспечиваются за счет их
изменения на котле. Следует отметить, что получение задаваемой низкой толчковой температуры пара
(280...300 °С) перед турбиной при ее пуске из холодного состояния затруднительно. Это связано с
тем, что нагрев пара в пароперегревательной части котла обычно превышает требуемый. Особенно это
проявляется при повышенном толчковом давлении пара. Так, при давлении 1МПа температура
насыщения (в испарительной части котла, барабане) будет 180 СС, и следовательно в перегревательной
части котла пар должен нагреться на 100... 120°С, а при давлении 2МПа — всего на 65...85°С, что
малореально. Поэтому в большинстве случаев на паропроводе за котлом организуются пусковые
впрыски. Для этой цели имеется охладитель, в который подается питательная вода. Охладитель размещает
проектная организация, располагая его обычно на паропроводе после его выхода из котельной в
районе деаэратора на спускной части труб, достаточно далеко от турбины, чтобы влага не могла попасть
в нее. Пароохладитель должен понижать температуру пара до величины, предусмотренной графиком
пуска турбины, поскольку, как отмечено выше, температура пара непосредственно за котлом бывает
выше требуемой. Как правило, охладитель изготовляется и поставляется котельным заводом, хотя он
располагается вне зоны его проектирования.
На практике имели место случаи, когда охладитель котельным заводом не поставлялся, не
заказывала его и проектная организация. В результате температура пара перед турбиной при пусках оказывалась
выше желательной, что понижало эффективность пуска на скользящих параметрах.
Если «расстыковка» фактической температуры пара перед турбиной и предусмотренной
ее величиной по графику пуска будет значительной, то при некоторых конструкциях обогрева
фланцевого соединения ЦВД, создающих в начале пуска малую интенсивность прогрева, пуск
турбины может быть затруднен увеличением относительного удлинения РВД.
В схемах блоков предусматриваются пуско-сбросные устройства (ПСБУ), через которые пар от котла
может направляться в пароприемное устройство конденсатора. Известно, что котлы могут устойчиво
работать, выдавая пар с номинальными параметрами, при нагрузке не менее 30%. ПСБУ используют
при растопке котла, при которой весь вырабатываемый котлом пар первоначально сбрасывается через
ПСБУ, затем, после толчка ротора, пар может идти через ПСБУ и турбину одновременно. В этих
условиях максимальный расход пара через ПСБУ не достигается. Он будет иметь место, если у работающей
с полной нагрузкой турбины произошел ее сброс. Тогда, чтобы не гасить котел, пар в необходимом
количестве сбрасывается через ПСБУ, пропускная способность которого и определяется из этого условия
с учетом того, что в этот момент давление в котле может достигнуть уставки срабатывания
предохранительных клапанов, т.е. будет равно 1,1р0 [69]. Это условие закладывается в расчет независимо от того,
будет ли блок в целом удерживать сброс нагрузки или нет. Если блок удерживает сброс и желательно,
чтобы предохранительные клапаны на котле при этом не срабатывали или срабатывали на минимально
короткое время, сбросное устройство должно быть быстродействующим (ПСБУ — пуско-сбросное
быстродействующее устройство или БРОУ — быстродействующая редукционно-охладительная установка).
Если блок по условиям котла не удерживает сброс нагрузки (котел после сброса гасится), то могут
устанавливаться ПСУ или РОУ
429

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
Конденсаторы турбин УТЗ выпускаются в типовом исполнении с пароприемным устройством
независимо от того, будет ли турбина работать в схеме с поперечными связями или в блочной схеме. Однако
при работе турбины в схеме с поперечными связями завод запрещает использование пароприемного
устройства. Объясняется это тем, что в случае неправильных действий персонала или
самопроизвольного открытия арматуры при неблочной схеме в конденсатор может пойти большое количество пара, что
вызовет повышение давления в конденсаторе (срыв вакуума) и поломку лопаток последних ступеней.
На некоторых электростанциях турбины выделяют в блок, даже если пароприемного устройства в
конденсаторе нет, что затрудняет сохранение в цикле конденсата растопочного пара, но основные
преимущества пуска турбины паром со скользящими параметрами реализуются. Пароприемные устройства
в конденсаторе, позволяя сохранять конденсат растопочного пара, не обеспечивают утилизацию его
теплоты. Поэтому как при наличии пароприемного устройства, так и при его отсутствии целесообразно
растопочный пар по мере повышения его давления направлять в имеющиеся на электростанции
коллекторы собственных нужд (давлением 0,12 и 0,8... 1,3 МПа) и в коллектор производственного отбора.
В блоках с турбинами УТЗ, имеющими производственный отбор, устанавливаются РОУ или БРОУ,
резервирующие подачу пара от котла в этот отбор при отключении турбины. Эти РОУ или БРОУ могут
использоваться в дополнение к ПСБУ или вместо него, направляя пар либо в конденсатор, либо в
соответствующий коллектор. В любых случаях сброс пара в конденсатор не должен превышать допустимой
величины, регламентируемой заводом.
В схемах с поперечными связями питательные насосы обычно устанавливают группой на
несколько турбин. При этом питательная вода не всегда строго распределяется по ПВД каждой
турбины в соответствии с ее нагрузкой несмотря на наличие требования, чтобы расход конденсата через ПВД
не превышал 105% расхода пара на турбину в данный момент. Нарушение этого требования приводит
к нерасчетным давлениям в камерах отборов пара, так как расход пара пропорционален расходу воды
через ПВД, что может приводить к росту перепада давления на предотборные ступени и, как следствие,
к их повреждению.
В блочных установках питательные насосы входят в состав блока, и нарушений по расходу
воды не должно быть. Однако на практике наблюдались случаи больших потерь конденсата по тракту,
вследствие чего расход питательной воды через ПВД с учетом ввода добавки для компенсации потерь
оказывался значительно больше расхода пара в турбину, что недопустимо.
В схемах с поперечными связями нерегулируемый отбор пара на деаэратор в виде
исключения разрешается соединять параллельно с аналогичными отборами других турбин. Величина
этого отбора, как правило, невелика, защита от превышения величины отбора выполняется
средствами автоматики. В блочных установках, где деаэратор является составной частью блока, проблем с его
питанием не возникает, поскольку при пусках турбин (турбоустановок) в деаэратор первоначально
подается пар от коллектора собственных нужд, а затем, при достижении в камере отбора нужного давления,
питание деаэратора переключается на отбор от турбины, а пар собственных нужд отключается.
В установках с прямоточными котлами предъявляются более высокие требования к качеству
питательной воды (конденсата), чем в установках с барабанными котлами, так как в последних для
повышения качества пара производятся постоянные продувка, сепарация и промывка пара, что в прямоточных
котлах не применяется [69]. Исходя из указанного требования в блочных установках с прямоточными
котлами весь основной конденсат после конденсатора подается на блочную очистительную установку.
Если на каких-либо режимах работы турбины (конденсатора) температура конденсата превышает
допустимую для реагентов, используемых в БОУ, то перед ней устанавливается теплообменник-охладитель
конденсата турбины (ОКТ). Температура конденсата зависит от давления в конденсаторе, которое в
свою очередь зависит от количества поступающего в конденсатор пара и температуры охлаждающей
воды на входе. Наиболее высокое давление в конденсаторе бывает при пусках турбины и при работе с
большими пропусками пара в конденсатор или при большом поступлении в расширитель конденсатора
горячего конденсата из ПСГ и высокой температуре охлаждающей воды. При пусках к уплотнениям
турбины начинает подаваться пар, когда в конденсаторе еще нет вакуума, следовательно конденсат от пара
уплотнений будет иметь температуру около 100 "С. Затем, по мере набора вакуума, температура будет
понижаться. Подача пара от ПСБУ и дренажей разрешается при давлении в конденсаторе 30к11а, при
котором уже большее количество конденсата будет поступать в БОУ с температурой примерно 70 °С.
Работа турбины с большой конденсационной мощностью и высокой температурой охлаждающей
воды может происходить длительно, в конденсаторе в это время будет давление 12кПа, а температура
конденсата будет равна 50 °С.
О подаче конденсата греющего пара ПСГ на БОУ было изложено выше.
430

9.2. Режимы работы теплофикационных туроин
9.2.3. Пуск и останов турбин
Продолжительность пусковых операций зависит от температуры цилиндра перед пуском, которая в
свою очередь связана с тем, сколько времени прошло после останова турбины.
В технических условиях на турбины УТЗ и в инструкциях по их эксплуатации указывается время
пуска турбины в зависимости от времени простоя, ориентированное на определенные условия останова
(момент прекращения подачи пара в турбину, начальные параметры пара, давление в конденсаторе)
и качество изоляции. Если условия останова и качество изоляции не соответствуют предусмотренным
заводом, то температура цилиндра при том же времени простоя будет другой [69]. На заводских
графиках пуска определяющим параметром является именно температура цилиндра, а не указанное для
справки время простоя турбины. Цилиндр считается горячим, если его температура в наиболее горячей
точке больше 400 °С, при температуре от 150 до 400 °С цилиндр считается неостывшим и при
температуре меньше 150°С — холодным. При пусках из горячего и неостывшего состояний длительность
большинства операций сокращается.
Важнейшим фактором, в основном определяющим время и надежность пуска турбин и требующим
поэтому особо внимательного контроля, является получение нужной температуры металла различных
частей турбины и узлов турбоустановки.
Разогрев крупных деталей турбин (цилиндров, роторов) должен происходить равномерно,
обеспечивая допустимые разности температур в близких точках и по периметру определенных сечений.
Несоблюдение этого требования приводит как к появлению недопустимых напряжений в металле, так и к
взаимному смещению и деформации деталей, при которых зазоры между вращающимися
(подвижными) и неподвижными деталями могут оказаться выбранными, и эти детали начнут задевать друг за
друга.
В зависимости от разности температур вызванная термическими напряжениями деформация
может быть как упругой, так и остаточной. В первом случае при выравнивании температур деформация
исчезает, во втором — для исправления деталей и восстановления требуемых зазоров необходим
специальный ремонт.
Известно, что теплоотдача от воды к металлу во много раз выше, чем от перегретого пара к
металлу. Наиболее велика теплоотдача при конденсации пара на какой-либо поверхности. Поэтому нагрев
деталей турбин и паропроводов идет интенсивно до тех пор, пока температура их стенок ниже
температуры насыщения пара при имеющемся давлении. После того как температура стенок достигнет
температуры насыщенного пара и конденсация пара прекратится, дальнейший нагрев деталей идет
значительно медленнее, даже если пар перегрет и имеет достаточно высокую температуру. В этот
период скорость прогрева металла в основном определяется расходом пара, омывающего поверхность.
Естественно, имеет значение и температура пара.
Сформулированное выше положение о значении образующейся на поверхности металла влаги
особенно важно иметь в виду, когда происходит не нагрев, а охлаждение деталей. В этом случае попавшие
на горячие поверхности вода или влажный, насыщенный пар резко их охлаждают, что нередко приводит
к короблению деталей и образованию трещин. Практически всегда попадание в турбину воды — случай
аварийный, чаще всего он возникает при подключении к турбине холодных, тупиковых
трубопроводов, где вода накопилась вследствие конденсации пара и не была удалена через дренажи до момента
подключения трубопровода. Попадание воды в работающую турбину опасно как по указанным выше
последствиям быстрого охлаждения, так и из-за перегрузки облопачивания и повреждения деталей при
гидравлическом ударе.
Охлаждение деталей имеет место также в ходе нормального останова турбины или ее разгружения.
К процессам охлаждения, происходящим на этих режимах, применимы все те соображения о
температурных напряжениях, которые приводились выше при рассмотрении прогрева турбины во время ее
пуска.
Для исключения недопустимых температурных напряжений в металле скорость прогрева
корпусных деталей турбин не должна превышать при нагреве от 50 до 300 °С — 3,5; от 300 до
400СС — 2,5; от 400°С и выше — 1,5°С в минуту. Прогрев паропроводов с толщиной стенки
до 30 мм может вестись со скоростью до 10 °С в минуту.
Если на остановленной турбине разность температуры верха и низа цилиндра превысит предельно
допустимое значение, то пуск турбины производить нельзя до тех пор, пока эта разность не станет
допустимой. Как правило, увеличение разности температуры верха и низа цилиндра при остановленной
турбине свидетельствует о плохом качестве изоляции (отставание изоляции от нижней половины), что
при современных способах ее нанесения (например напылением) встречается редко. Разность
температуры может появиться также вследствие скопления влаги в цилиндре из-за плохого дренирования.
431

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
Для исключения захолаживания цилиндра при пусках из горячего состояния нужно не допускать
снижения температуры свежего пара. В любом случае она должна быть на 80... 100 °С выше
температуры металла (но не выше номинальной). Следует также перед пуском хорошо прогреть трубопровод,
стопорный клапан и перепускные трубы, так как они остывают быстрее более массивных цилиндров,
и пар, проходя через них, до окончания прогрева будет иметь температуру ниже наиболее горячих
элементов в цилиндрах.
Одним из нежелательных последствий неравномерного разогрева цилиндров турбины
является появление повышенной вибрации роторов. Непосредственных причин ее появления
несколько. Среди них следует отметить нерасчетный подъем корпусов подшипников и несимметричное тепловое
расширение цилиндров, при котором может даже произойти заклинивание в направляющих шпонках,
препятствующее свободному расширению цилиндров. При тепловом перемещении турбины вследствие
трения между опорными поверхностями турбины и фундамента происходят закручивание и изгиб его
элементов (ригелей). В случае повышенного трения и недостаточной жесткости фундамента
деформация его элементов может оказаться значительной, вызвать усиленную вибрацию и ухудшить условия
работы подшипников.
Невозможность свободного теплового расширения и сопровождающая его повышенная вибрация
иногда появляются и при нормальном разогреве турбин, когда какие-либо детали цилиндров или
присоединенных к ним труб начинают упираться в неподвижные элементы конструкции. В некоторых
случаях непредусмотренный подъем корпусов подшипников и повышенная вибрация бывают связаны с
разогревом не самой турбины, а отдельных частей ее фундамента проходящими около него горячими
трубами (такое же явление возможно и при местном охлаждении части фундамента).
При пусках следует обратить внимание на недопустимость повышенной вибрации при частоте
вращения ротора менее 1500об/мин. Большая вибрация свидетельствует о наличии в турбине каких-либо
дефектов или существенных нарушений в пусковых операциях, которые при номинальной частоте
вращения ротора могут привести к появлению вибрации совершенно недопустимой величины.
При подаче горячего пара в холодную турбину первыми разогреваются омываемые со всех сторон
роторы, а затем нагреваются цилиндры. Поэтому в период пуска турбины, как правило, происходит
относительное удлинение роторов, тепловое расширение которых оказывается больше, чем расширение
цилиндров. Из-за удлинения роторов зазоры в проточной части турбины и уплотнениях изменяются: с
одной стороны рабочих ступеней и уплотнительных гребней они увеличиваются, а с другой —
уменьшаются.
Фактическое изменение зазоров во всех точках или соответствующее относительное удлинение
ротора в них измерить сложно, поэтому замер производится на конце каждого ротора. Допустимая величина
относительного удлинения (или укорочения) определяется по минимальному зазору, который должен
сохраниться даже при самом неблагоприятном осевом смещении валопровода в упорном подшипнике.
При пусках турбин очень часто относительное удлинение роторов становится лимитирующим
фактором по скорости набора нагрузки.
В табл. 9.1 приведены предельные значения некоторые параметров, на которые при пусках и
эксплуатации турбин необходимо обращать внимание в первую очередь.
Тепловые деформации имеют некоторую инерцию, поэтому, если относительные смещения роторов
приблизятся к указанным в инструкциях по эксплуатации турбин предельным значениям, необходимо
сделать выдержку и дождаться, когда смещение станет меньше предельных значений, и только после
этого продолжать переход на новый режим. Если, несмотря на выдержку, относительное смещение
роторов не уменьшается, то следует произвести противоположное изменение режима, т.е. если турбина
нагружалась, ее несколько разгрузить, и наоборот. Воздействие на относительное смещение роторов
можно производить также включением системы обогрева фланцевого соединения и включением или
выключением подачи горячего пара на уплотнения.
Как видно из таблицы, у турбины Т-110/120-130 разность температур фланца и шпилек ЦВД не
определяется. Это объясняется тем, что турбина Т-110/120-130, а также другие турбины завода,
имеющие однокорпусный ЦВД, оснащены системой обогрева фланцевого соединения через обнизку во
фланце, при которой и фланец, и шпильки греются одним потоком пара одновременно.
В турбинах с двухкорпусным цилиндром фланцевое соединение ЦВД обогревается через обнизку
только у турбин, пуск которых производится паром со скользящими параметрами. Если турбина с
двухкорпусным ЦВД предназначается для установки в схеме с поперечными связями, то система обогрева
выполняется с коробами, через которые греется фланец, а шпильки греются через отдельную разводку,
подающую пар во внутреннее сверление каждой шпильки. При такой схеме обогрева разность между
температурой фланца и шпилек должна контролироваться.
Отмеченное решение является вынужденным, так как схема обогрева с коробами более
сложна, но она позволяет удерживать относительное смещение роторов в допустимых преде-
432

9.2. Режимы раЬоты теплофикационных туроин
Таблица 9.1. Предельные значения параметров, на которые надо обращать
особое внимание при пусках турбин
Параметр
Среднеквадратическая
виброскорость корпусов
подшипников, мм/с
Осевой сдвиг, мм
Относительное удлинение
(+), укорочение (—):
РВД
РСД (РСД-1)
РСД-11
РНД
Разность температур фланцев
и средней температуры верха
и низа ЦВД, °С
Разность температуры верха и
низа ЦВД в зоне паровпуска,
СС
Разность температуры
фланцев и шпилек, СС
Разность температуры по
ширине фланца корпуса
стопорного клапана, СС
Давление в камере
регулирующего колеса, МПа
Тип турбины
Т-250/300-240
4,5
±1,2
+4,5
-1,8
+3,5
-2,5
+4,0
-4,5
+6,0
-5,5
-501
+801
50
-202
+552
50"
18,7
Т-185/220-130
4,5
±1,2
+3,5
-1,5
+3,5
-2,5
—
—
+6,0
-5,5
±20
40
+203
80
9,8
Т-110/120-130
4,5
±1,2
+3,0
-1,2
+3,0
-1,2
—
—
+4,0
-4,0
±20
40
—
80
8,8
ПТ-140/165-130
4,5
±1,2
+4,5
-1,5
—
—
—
—
+4,0
-4.0
±20
40
+203
80
9,8
Р-102-130
4,5
±1,2
+3,5
-1,5
—
—
—
—
—
—
±20
40
+203
80
9,8
1 Замеряется разность температур по ширине фланцев ЦВД и ЦСД.
2 Замеряется разность температур шпильки и фланца ЦВД и ЦСД вблизи его внутренней поверхности.
При выполнении схемы обогрева с «коробами».
4 Между входным патрубком и стенкой корпуса в верхней его части.
лах, что при пусках турбины паром с номинальными параметрами не всегда удается в схеме
обогрева через обнизку.
Перед пуском турбины необходимо проверить показания всех приборов, стрелки большинства из них
должны быть на нуле. Стрелки приборов осевого сдвига и относительного теплового смещения роторов
могут находиться в зоне ±0,Змм, т.е. указывать положение роторов в пределах их осевого разбега в
упорном подшипнике.
Настройка приборов выполняется так, что при валопроводе, отжатом в сторону генератора, у
турбин с расположением упорного подшипника между ЦВД и ЦСД стрелки указывают +0,3 мм у приборов
осевого сдвига и относительного смещения роторов СД и НД, а у прибора относительного смещения
ротора ВД 0,3 мм.
Во время предпусковых проверок системы маслоснабжения должно обязательно проверяться
автоматическое включение резервного и аварийного насосов. Должна быть проверена правильность
настройки давления за пусковым масляным насосом.
Проверяя злектрогидравлическую систему регулирования, необходимо убедиться, что
сервомоторы перемещают органы парораспределения как при воздействии на МУТ, так и при воздействии на
пульты управления регуляторов отборов. Перемещение поршней сервомоторов должно быть плавным,
без заеданий, однако следует помнить, что поршень сервомотора ЧВД поднимается с упора скачком,
после чего скачком поднимается и поршень одного из сервомоторов отборов. При воздействии на МУТ
поршни всех главных сервомоторов должны перемещаться в одном направлении; при воздействии на
пульт управления регулятора производственного отбора перемещается только поршень сервомотора
ЧСД; при воздействии на пульт управления регулятора отопительного отбора перемещается только
поршень сервомотора ЧНД. Необходимо проследить за вращением золотников в узлах регулирования.
У турбины Т-110/120-130 золотник 070 начинает вращаться при включении пускового насоса, золотник
065 — после вступления регулирования в работу, золотники сервомоторов — после снятия их с упора.
433

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
Соответствующие проверки необходимы и для ЭГСАРиЗ.
Для предварительной проверки электронных систем регулирования уровня конденсата и
давления пара в коллекторе уплотнений необходимо регулирующий клапан включить на
дистанционное управление и, если проверяется клапан уровня, открыть его, если проверяется клапан
уплотнений — его закрыть. Затем включить соответствующий регулятор и переключить клапан на
автоматическое управление. Клапан уровня должен закрыться, клапан уплотнений — открыться, стрелка указателя
уровня или давления должна быть около нуля.
Настройка регуляторов уровня производится после монтажа или капитального ремонта.
Неравномерность регулирования уровня в сборнике конденсата конденсатора равна 500 мм, а регулирования уровня
в сборниках конденсата сетевых подогревателей — 400 мм. Уровень конденсата при закрытом клапане
(нулевой расход) в схемах ранее выпускавшихся турбин должен быть 30 мм по шкале дистанционного
указателя, при номинальном открытии клапана (номинальный расход) — 530 и 430 мм соответственно
в схеме для конденсатора и в схемах для сетевых подогревателей.
В оборудовании, поставляемом УТЗ с турбинами, выпускаемыми в последнее время,
устанавливаются приборы, измеряющие уровень жидкости от обечайки сосуда, а не от условного нуля, как раньше.
Поэтому различным положениям регулирующих клапанов и сигналам соответствуют другие показания
по шкалам приборов. Так, уровень конденсата в сборнике конденсата конденсатора при закрытом
клапане основного конденсата должен быть 210 мм, а при номинальном открытии клапана — 710 мм по
дистанционному и местному указателям уровня. При уровне 180 мм должен загораться сигнал «Уровень
в сборнике конденсата конденсатора низок», а при уровне 760мм — сигнал «Уровень в сборнике
конденсата конденсатора высок», и при уровне 850 мм — сигнал «Уровень в сборнике конденсата
конденсатора недопустим». Расчетное положение уровня в корпусе конденсатора — 130мм; сигнал «Уровень
недопустим I» — 250мм; сигнал «Уровень недопустим II» — 650мм.
В сборниках конденсата подогревателей сетевой воды (ПСГ) уровень конденсата при закрытых
регулирующих клапанах должен быть 410 мм (начало открытия клапанов) по шкале местного и
дистанционного приборов. Номинальное открытие клапанов должно быть при 810 мм. При уровне в сборнике
конденсата 380мм должен подаваться сигнал «Уровень в сборнике конденсата ПСГ низок». При уровне
860 мм должен подаваться сигнал «Уровень в сборнике конденсата ПСГ высок» и должен
автоматически включиться соответствующий резервный конденсатный насос. При уровне 950 мм должен
подаваться сигнал «Уровень в сборнике конденсата недопустим» и должен отключиться подогреватель ПСГ-2
по пару и сетевой воде, если уровень повысился в нем, и должны отключиться оба ПСГ, если уровень
повысился в подогревателе ПСГ-1.
При уровне в корпусе ПСГ, равном 130мм (по шкалам местного и дистанционного приборов), должен
подаваться сигнал «Уровень в корпусе ПСГ-1 (ПСГ-2) высок». При уровне в корпусе, равном 170 мм,
должен подаваться сигнал «Уровень в корпусе подогревателя ПСГ-1 (ПСГ-2) недопустим I». При уровне
в корпусе ПСГ, равном 350 мм, должен подаваться сигнал «Уровень в подогревателе ПСГ-1 (ПСГ-2)
недопустим», при этом должна сработать защита, действующая на отключение турбины по уровню.
При пуске конденсационной и регенеративной установок первой пускается циркуляционная
система, подающая охлаждающую воду в конденсатор и маслогазоохладители. Перед пуском конден-
сатных насосов необходимо проверить уровень воды в сборнике конденсата и, если он менее 30мм
по указателю, добавить в конденсатор химически очищенную воду. Трубные системы теплообменных
аппаратов заполняются водой при первом пуске после монтажа или ремонта. При подготовке
регенеративной системы ПНД включаются сразу и по пару, и по воде, пока турбина еще не работает. Включение
ПВД рекомендуется производить при нагрузке турбины более 40% номинальной. До подачи пара в
турбину и к ее уплотнениям конденсатные насосы полностью работают на контур рециркуляции, к ПНД
основной конденсат не поступает. Перед подачей пара к уплотнениям турбины нужно включить вало-
поворотное устройство. Одновременно с подачей пара на уплотнения включают эжектор уплотнений и
сальниковый подогреватель.
У турбин УТЗ пар к коллектору уплотнений, так же как и ко всем эжекторам, подается от
деаэратора О.бМПа (у турбины Т-250/300-240 — от деаэратора 0,7МПа) из его бака. Имеется резервный
подвод пара от станционного коллектора, обычно 0,8 или 1,3 МПа. Этот подвод в блочных установках
используется также в период пуска и останова турбины, пока в блочном деаэраторе нет номинального
давления.
Пар от деаэратора должен иметь температуру 130... 150°С. Более низкая температура
пара недопустима, так как появляющаяся при этом в паре влага, особенно при пусках турбины из
горячего состояния, приводит к местному захолаживанию цилиндров и роторов, в результате чего
могут произойти их изгиб и задевание ротора за детали статора.
Резервный пар обычно имеет температуру 280 °С. Необходимо, чтобы при использовании этого
пара в уплотнениях его температура в коллекторе уплотнений после дросселирования в регулирующем
434

9.2. Режимы работы теплофикационных турбин
клапане, в процессе которого в зависимости от начального давления температура пара снижается на
Ю...20°С, была в пределах 230...250°С. При этом учитывается, что в блочной установке при пуске
турбины из горячего состояния «подгорячение» пара, подаваемого в предпоследнюю камеру переднего
уплотнения ЦВД, как это делается у неблочных турбин, произвести нельзя, поскольку пар к
уплотнениям подается до появления горячего пара перед ГПЗ. Следовательно, более низкая температура пара
затруднит пуск турбины из горячего состояния из-за большого относительного сокращения ротора ВД.
Более высокая температура пара затруднит пуск из холодного состояния из-за большого
относительного удлинения ротора, она также опасна для дисков РНД. Если в станционном коллекторе температура
пара выше требуемой, то перед подачей в коллектор уплотнений пар нужно предварительно охладить.
Пар для эжекторов может не охлаждаться, так как они рассчитаны на рабочий пар с температурой
330 °С.
После подачи пара к уплотнениям включают пусковой эжектор. Набор вакуума до подачи пара
к уплотнениям, особенно на неостывшей турбине, недопустим. При давлении в конденсаторе бОкПа
можно начинать предварительные прогревы. В блочных установках при этом же давлении начинают
сброс пара от котла в конденсатор через ПСБУ.
Стопорный клапан должен быть прогрет до температуры, равной температуре наиболее горячей
части ЦВД или меньшей на 15 °С. Имеется в виду внутренняя температура фланца корпуса клапана.
При прогреве разность температур фланца корпуса по его ширине не должна превышать 80 °С, что
регулируется скоростью прогрева. Для исключения попадания влаги в турбину температура клапана
должна быть на 10 °С выше температуры насыщения пара с давлением во время толчка. Так, при пуске
турбины паром номинальных параметров температура стопорного клапана должна быть не ниже 340 °С
(Ро = 12,8 МПа, £нас = 330 °С ), а при пуске паром скользящих параметров температура стопорного
клапана должна быть не ниже 225 °С, если турбина пускается из холодного состояния при р0 = 2,06 МПа
и tHac = 214,4 °С. Когда ЦВД имеет более высокую температуру и толчковые параметры повышаются,
то соответственно повышается и требуемая температура прогрева стопорного клапана.
Если температура паропровода свежего пара до главной паровой задвижки (ГПЗ) ниже
температуры стопорного клапана, необходимо этот паропровод предварительно прогреть. Если температура
паропровода не ниже температуры стопорного клапана, стопорный клапан и перепускные трубы ЦВД
следует прогреть совместно с паропроводом свежего пара. При предварительном прогреве паропровода
свежего пара до ГПЗ в схеме с поперечными связями открывают вентили продувки перед ГПЗ.
Расход и давление пара должны регулироваться арматурой, через которую пар подается в главный
паропровод. Температура пара при пуске паром скользящих параметров должна быть примерно на
100 °С выше температуры металла, но не выше 555 °С. Скорость прогрева устанавливается станционной
инструкцией по прогреву паропроводов. В блочной схеме прогрев может производиться только при
растопке котла, следовательно ПСБУ в это время открыто. Во время открытия ПСБУ нужно убедиться,
что автоматически открылась электрозадвижка подвода конденсата в пароприемное устройство, а также
открылись электровентили подачи конденсата к форсункам расширителя дренажей высокого давления
и к охладителю дренажей. Вентиль продувки перед ГПЗ должен быть открыт. Прогрев регулируется
изменением расхода и давления пара от котла и изменением расхода пара через ПСБУ.
При совместном прогреве стопорного клапана и паропровода свежего пара необходимо открыть ту
же арматуру, что и при раздельном прогреве, а также открыть ГПЗ, байпасную задвижку и байпасный
клапан, все дренажи перепускных труб из нижних и верхних точек. Открыть стопорный клапан и для
улучшения его прогрева увеличить проток пара по штоку клапана, опустив клапан на 10 мм от верхнего
упора, когда шток «запирает» зазор.
Скорость прогрева металла стопорного клапана не должна превышать принятых значений. Для
обеспечения этого условия расход и давление пара в стопорном клапане (и в трубопроводах) должны
повышаться постепенно — так, чтобы температура насыщения при создаваемом давлении
превышала температуру металла не более чем на 50 °С. При температуре металла стопорного клапана выше
280 °С скорость прогрева регулируется только изменением расхода пара, поскольку требуемая
температура насыщения равна 330 °С (280 + 50), что соответствует температуре насыщения при номинальном
давлении 12,8 МПа, и повышать давление уже нельзя.
После окончания предварительных прогревов углубляют вакуум в конденсаторе за счет
подключения основного эжектора, давление в конденсаторе доводят до 35кПа. Пусковой
эжектор отключают.
Все теплофикационные турбины с регулируемыми отборами пара пускаются с выключенными
отборами на конденсационном режиме, поэтому задатчики всех регуляторов устанавливаются в нулевое
положение.
435

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
Перед подачей пара в турбину открывают, кроме уже открытых, все другие дренажи, в том
числе дренажи из ЦВД, колен боковых регулирующих клапанов, на трубопроводах отборов. Закрывают
дренажи по мере прогрева турбины.
Пуск турбин УТЗ, установленных на электростанциях с поперечными связями, производится
паром номинальных параметров с помощью байпасов ГПЗ. Предварительно необходимо воздействием на
МУТ полностью открыть регулирующие клапаны (последний клапан приоткрыт), а затем стронуть на
2... Змм поршень сервомотора ЧВД вниз. Последнее дает уверенность, что золотник сервомотора не
стоит на упоре, а МУТ при пусках будет находиться в одном и том же положении. Во время этой
операции откроются и регулирующие диафрагмы. При давлении в конденсаторе не более 35кПа открытием
байпаса дают пар в турбину и сообщают ротору частоту вращения 400... 500 об/мин.
Пуск турбины байпасом при полностью открытых регулирующих клапанах обеспечивает во время
разворота турбины одновременный прогрев всех регулирующих клапанов и равномерный прогрев ЦВД,
так как пар проходит через все сопловые сегменты.
Порядок повышения частоты вращения ротора и набор нагрузки указываются в графиках пуска. На
рис. 9.5 в качестве примера приведен график для турбины Т-110/120-130-5.
50 150 250 350 450
Температура верха ЦВД в зоне регулирующей ступени перед пуском, t. °C
i i i
48 24 8
Ориентировочное время простоя турбины до составляющей температуры ЦВД, ч
Рис. 9.5. График пуска и нагружения турбины Т-110/120-130-5 паром номинальных параметров
Принятая заводом форма графика используется и другими организациями. Она несколько
сложна, особенно для пуска блочных турбин паром со скользящими параметрами, но приводит на одном
бланке данные для пуска турбины из любого теплового состояния и исключает встречающееся при
других формах ступенчатое изменение времени пуска турбины при изменении исходной температуры
ЦВД. На основании заводского графика на электростанции, если это будет сочтено
целесообразным, могут быть построены отдельные графики-задания для пуска турбины при любых
температурах ЦВД.
Для определения продолжительности различных операций при пуске и нагружении турбины
необходимо из точки на оси абсцисс, соответствующей имеющейся перед пуском температуре ЦВД, провести
вертикаль. Точки пересечения вертикали с линиями на графике будут указывать время начала и
окончания рассматриваемой операции.
Скорость набора мощности на различных этапах пуска турбины различна, оставаясь постоянной
внутри этапа. Она (скорость) связана в первую очередь с указанным выше допустимым темпом прогрева
металла. Сам прогрев зависит как от расхода пара, так и его температуры внутри турбины (прежде
всего — в камере регулирующей ступени). По графику скорость нагружения легко определяется на
каждом этапе по расстоянию между двумя соседними линиями мощности.
436

9.2. Режимы работы теплофикационных турбин
Ниже в качестве примера рассмотрен пуск неблочной турбины из холодного состояния при
температуре нижней точки ЦВД 50 °С. На частоте вращения 500об/мин делают выдержку 10 мин, за время
которой необходимо прослушать турбину. На время прослушивания для исключения шума от потока
пара целесообразно прекратить его подачу в турбину. Затем в течение 20 мин увеличивают частоту
вращения турбины до 3000 об/мин. При повышении частоты вращения необходимо проходить
быстро критические частоты вращения, а у турбин, имеющих лопатки последних ступеней
большой длины (начиная с 660 мм), — и частоты вращения, совпадающие с резонансными
частотами колебаний этих лопаток.
При частоте вращения ротора примерно 2800 об/мин вступает в действие регулирование частоты
вращения, и регулирующие клапаны прикрываются. Давление в стопорном клапане, перепускных трубах
и в регулирующих клапанах сразу повышается, и, если они не были предварительно прогреты до
температуры насыщения при номинальном давлении, их прогрев резко ускоряется, происходит «тепловой
удар».
Когда частота вращения ротора достигает значения 3000 об/мин, масло в систему регулирования
начинает подаваться главным масляным насосом, о чем свидетельствует повышение давления в
системе до 1,4...1,5МПа вместо имевшегося давления 1,1... 1,2 МПа, когда масло подавалось пусковым
насосом. Если давление за пусковым насосом меньше, чем в системе регулирования, что
свидетельствует о нормальной перекладке обратного клапана, пусковой насос отключают. При этом необходимо
проследить, чтобы давление в системах регулирования и смазки не снижалось.
Если у пускового насоса не производилось снятие части колес, то с началом подачи масла главным
насосом давление в системе регулирования и в напорной линии пускового насоса начнет
повышаться. Убедившись в этом, при частоте вращения ротора 3000 об/мин нужно сделать выдержку 5 мин и
начать постепенно прикрывать задвижку на напорной линии. Понизив давление после задвижки до
величины 1,1... 1,2 МПа, следует проверить, что в линии регулирования давление осталось не меньше
величины 1,3... 1,35 МПа. Дальнейшим закрытием задвижки уменьшают давление за ней до значения
0,9... 1,0МПа, проверяют, что давление в линии регулирования не изменилось, и затем полностью
закрывают задвижку и останавливают пусковой насос.
Убедившись, что турбина нормально держит установленную частоту вращения валопрово-
да, медленно полностью открывают байпас ГПЗ и доводят давление перед регулирующими
клапанами до номинального. При повышении давления частота вращения ротора может
несколько повыситься (на 10... 15об/мин). Если частота вращения возрастает значительно, турбина должна
быть остановлена, так как эксплуатация турбины при регулировании, не способном удержать на
холостом ходу нормальную частоту вращения ротора, не разрешается.
Паровые турбины, изготавливаемые УТЗ начиная с 2006 г., оснащают ЭГСРиЗ, имеющими
электронный всережимный регулятор частоты вращения (гл. 6). Поэтому пуск байпасным клапаном турбин
с этими САР производится, как указано ниже.
После включения электрозащиты турбины следует убедиться в отсутствии давления пара перед
стопорным клапаном и в перепускных трубах к турбине. Взвести золотники защиты и АСК
воздействием на кнопку «Взведение АСК». Проверить, что регулирующие клапаны закрыты, а регулирующие
диафрагмы открыты.
Воздействуя на кнопку «^» («прибавить») задатчика регулятора частоты вращения, установить
задание 500 об/мин, при этом регулирующие клапаны должны полностью открыться. Постепенным
открытием байпасного клапана главной паровой задвижки дать пар в турбину и довести частоту
вращения ротора до 500 об/мин. Воздействие на байпас прекратить, как только регулирующие клапаны
начнут прикрываться. Убедиться, что ВПУ отключилось. Записать значение абсолютного теплового
удлинения турбины. Снова воздействуя на кнопку «^» («прибавить») задатчика регулятора
частоты вращения, установить задание 1000 об/мин. Регулирующие клапаны вновь откроются полностью.
Дальнейшим открытием байпасного клапана повысить частоту вращения ротора до указанного
значения со скоростью 125 об/мин. Воздействие на байпас опять прекратить, как только регулирующие
клапаны начнут прикрываться. Затем задатчиком регулятора частоты вращения установить задание
1500 об/мин и байпасом увеличить частоту вращения до указанной величины. Далее, действуя таким
же образом, увеличить частоту вращения сначала до 2000 об/мин, затем — до 2500 и 3000 об/мин.
Проверить плавность снижения и повышения частоты вращения валопровода при воздействии на кнопки
«f» («прибавить») и «J.» («убавить») задатчика регулятора частоты вращения.
Убедиться, что турбина нормально держит установленную частоту вращения. Медленно полностью
открыть байпасный клапан главной паровой задвижки и довести давление пара перед регулирующими
клапанами до номинального. При этом регулирующие клапаны прикроются.
Для облегчения процесса синхронизации можно при достижении частоты вращения 3000об/мин
байпасный клапан открыть не полностью, а на величину, при которой поршень сервомотора ВД опу-
437

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
стится на 15... 20 мм. При этом давление пара перед регулирующими клапанами будет меньше
номинального.
Синхронизировать и включить генератор в сеть. Взять первоначальную нагрузку. Если байпасный
клапан был открыт полностью, то нагрузка берется воздействием на кнопку «'f» (прибавить») задат-
чика регулятора частоты вращения. Если байпасный клапан был открыт частично, то при воздействии
на задатчик нужно одновременно открывать байпас, доведя его открытие до полного.
Медленно полностью открыть ГПЗ. Закрыть байпасный клапан.
Дальнейшее нагружение турбины производится, как указано выше.
На номинальной частоте вращения валопровода делают выдержку 20 мин для прогрева ЦВД до
170 °С и синхронизации генератора.
После синхронизации устанавливают первоначальную нагрузку 5 МВт и прогревают турбину до
температуры ЦВД не ниже 330 °С. Если первоначальную нагрузку увеличить, то прогрев ЦВД идет слишком
быстро с превышением допустимой скорости повышения температуры. При этом следует иметь в виду,
что частота электрического тока в сети может колебаться в пределах ±0,2 Гц. Обычно
неравномерность регулирования частоты вращения турбины составляет примерно 5% , а у турбин УТЗ местная
неравномерность равна 8.. .9% от номинальной частоты вращения. Следовательно, колебания частоты
тока могут вызвать изменение электрической нагрузки у турбин УТЗ на 4,5... 5%, а у других турбин —
на 8% от номинальной. Это значит, что при малой первоначальной нагрузке система регулирования
турбины при колебаниях частоты электрического тока может закрыть регулирующие клапаны, нагрузка
полностью снимется, и турбоагрегат перейдет в моторный режим, из которого его придется выводить
воздействием на МУТ (синхронизатор).
Затем за 25 мин турбину нагружают до 20 МВт, после чего за 40 мин увеличивают нагрузку до
40 МВт. На этой нагрузке делают выдержку 45 мин для выравнивания температуры отдельных частей
турбины. Нагрузку от 40 до 120 МВт набирают плавно за 75 мин. По мере необходимости в процессе
пуска включают обогрев фланцевого соединения ЦВД.
Слив конденсата греющего пара ПНД первоначально направляется в расширитель конденсатора. По
мере увеличения расхода конденсата включают сливные насосы, установленные у сетевых
подогревателей ПСГ-1, ПСГ-2 и подогревателя ПНД № 3.
При пусках турбины из холодного состояния должен быть закрыт вентиль на линии подачи
горячего пара от штоков клапанов в предпоследнюю камеру переднего уплотнения. Он открывается после
набора нагрузки, когда относительное удлинение ротора ВД будет небольшим. При пусках из неостыв-
шего и горячего состояний, когда температура ЦВД более 300°С, вентиль должен быть открыт сразу,
чтобы не было захолаживания ротора ВД деаэраторным паром. Однако до открытия ГПЗ в
коллекторе отсоса пара от штоков клапанов пара еще нет. Поэтому для обеспечения подвода горячего пара к
переднему уплотнению в коллектор подается свежий пар, который затем и поступает к уплотнению.
При температуре ЦВД более 400°С пуск турбины производится регулирующими клапанами. При
этом увеличение частоты вращения и синхронизацию необходимо проводить быстро, чтобы уменьшить
захолаживание турбины. Допускается взять первоначальную нагрузку 10 MB г, дальнейшее нагружение
турбины ведут согласно графику.
Пуск турбины при блочной схеме производится паром со скользящими параметрами
регулирующими клапанами. При развороте турбины даже при относительно низком давлении пара открыт один
клапан, но уже при первоначальной нагрузке открывается второй клапан, а третий клапан, благодаря
низкому давлению, открывается при нагрузке, немного превышающей начальную. Регулирующие
клапаны и перепускные трубы равномерно прогреваются при предварительном прогреве. Равномерность
прогрева цилиндра обеспечивается уже при открытии двух клапанов, подающих пар в диаметрально
расположенные сопловые сегменты.
Во время толчка и разворота турбины давление и температура пара поддерживаются по
возможности низкими. Чем ниже температура пара, тем мягче, менее быстро разогревается металл, тем меньше
опасность возникновения в нем высоких температурных напряжений.
Выбор нижнего предела температуры свежего пара при пуске турбины определяется
несколькими факторами. Первым среди них можно отметить стремление исключить появление в
паровом тракте пара, содержащего влагу. Поэтому прогрев турбины ведется перегретым паром,
температура которого превышает температуру насыщения при соответствующем давлении на 80...100°С.
Следовательно, температура пара при пуске может быть тем ниже, чем ниже давление пара и ниже
его температура насыщения. Величина давления пара при толчке турбины выбирается исходя из
решения применять технологию пуска, при которой сводится к минимуму необходимость одновременного
воздействия машиниста на котел, турбину и ПСБУ. Для этого толчковое давление должно обеспечить
пропуск через ПСБУ расхода пара в количестве, достаточном для холостого хода турбины.
438

Возможны два варианта пуска. В одном из них после толчка увеличение расхода пара в турбину,
вплоть до выхода на холостой ход, происходит за счет прикрытия ПСБУ. Увеличение расхода пара
для «взятия» турбиной первоначальной нагрузки обеспечивается форсировкой котла, так как ПСБУ
в это время уже закрыто. Такая технология предусмотрена типовой инструкцией по пуску турбины
Т-110/120-130. Поскольку первоначальная нагрузка устанавливается одномоментно, то производить
при этом форсировку котла не очень удобно.
В другом варианте увеличение расхода пара на турбину первоначально также происходит за счет
прикрытия ПСБУ. Затем, до принятия турбиной первоначальной нагрузки при выдержке для прогрева,
котел форсируется, и ПСБУ вновь открывается для пропуска увеличенного расхода пара. Это позволяет
в момент «взятия» турбиной первоначальной нагрузки увеличивать расход пара в турбину за счет
прикрытия ПСБУ, обходясь без форсировки котла. Такая технология пуска используется для турбины
Т-250/300-240, график пуска которой приведен в типовой инструкции [99]. По мнению УТЗ, такой
вариант пуска является предпочтительным.
При имеющихся ПСБУ, которые рассчитаны с учетом изложенных выше соображений, необходимый
для работы на холостом ходу турбины расход пара около 20 т/ч может быть первоначально пропущен
через ПСБУ в конденсатор при давлении 2,0МПа. Это давление и принято для толчковых
параметров пара. Как отмечалось выше, при наличии на электростанции коллекторов пара с более низким
давлением пар от котла при возможности следует вместо ПСБУ направлять в них.
Температура пара при толчке турбины принята 280 °С, что соответствует нижнему пределу
температуры, которую может обеспечить котел (с учетом имеющихся впрысков) при заданном давлении пара,
величина перегрева пара составляет примерно 68 °С. При более низком толчковом давлении, например
1,2 МПа, перегрев был бы 93 °С. Однако в этом случае из-за меньшего расхода пара через ПСБУ котел
пришлось бы форсировать и при развороте турбины, и при «взятии» первоначальной нагрузки. Как
указано выше, принятая технология позволяет на этих этапах форсировку котла производить только
один раз. У турбины Т-110/120-130 котел форсируется в момент принятия первоначальной нагрузки,
которая равна 10 МВт, что больше, чем при пуске турбины паром номинальных параметров, так как нет
опасности быстрого разогрева цилиндра. Котел форсируется для увеличения расхода пара и
поддержания постоянного давления перед турбиной. Нагрузка набирается открытием регулирующих клапанов.
Пар от котла может идти как в турбину, так и в ПСБУ.
При нагрузке 10 МВт турбина прогревается 45 мин до температуры 250 °С. Температура пара перед
турбиной плавно повышается примерно до 345 °С, что видно по кривой для t0 на графике рис. 9.6. На
этом графике в отличие от графика на рис. 9.5 имеются кривые для параметров пара перед турбиной
Ро при толчке, а также две группы кривых для р' и £' — изменения параметров пара при пуске турбины.
В каждой группе приведено шесть кривых для определенной температуры цилиндра перед пуском. Для
любых других температур кривые могут быть построены эквидистантно.
50 100 150 200 250 300 350 400 450 500 550 2 4 6 8 10 12
Температура верха ЦВД в зоне регулирующей ступени перед пуском и Давление свежего пара
температура свежего пара во время пуска. £, °С во время пуска, МПа
48 24 8
Ориентировочное время простоя турбины после остановки, ч
Рис. 9.6. График пуска и нагружения турбины Т-110/120-130-5 паром со скользящими параметрами
439

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
После прогрева набирают на турбине нагрузку 20 МВт за 40 мин. Первоначально увеличение
нагрузки идет при постоянном давлении пара перед турбиной за счет открытия регулирующих клапанов до
положения, соответствующего ходу поршня сервомотора ВД 150мм. Давление поддерживается фор-
сировкой котла с учетом плавного повышения температуры пара. Открытие клапанов при указанном
положении поршня сервомотора выбрано из условия, что оно обеспечит при номинальных параметрах
пара мощность турбины, равную примерно 80% от номинальной. При давлении пара перед турбиной
2,0 МПа ее мощность при заданном положении клапанов составит примерно 17МВт. Дальнейший
набор нагрузки происходит за счет повышения давления и температуры пара при неизменном положении
клапанов. ПСБУ может быть закрыто при мощности турбины, которая зависит от конкретных условий
электростанции. Скорость повышения давления пара перед турбиной (в котле) определяется по кривым
для р'.
Участки кривых с различным наклоном соответствуют разным скоростям набора нагрузки на разных
этапах нагружения турбины, точки излома соответствуют началу и концу этапа. Нагрузка от 80 до 100%
номинальной набирается регулирующими клапанами при номинальных параметрах пара [69].
Некоторые особенности имеет пуск турбины Т-250/300-240. Они связаны со
сверхкритическими параметрами свежего пара, прямоточной конструкцией котла, наличием промежуточного перегрева
пара, наличием в установке блочной очистительной установки (БОУ), рассчитанной на пропуск всего
конденсата турбины [69].
Пуск блока с турбиной Т-250/300-240, как и всех других блоков, начинается с пуска
конденсационной установки. Сначала в нее подается циркуляционная вода и включаются конденсатные насосы КЭН-1
и КЭН-П на рециркуляцию. После этого включают пусковой, а затем основной эжекторы (ЭО),
создавая в конденсаторе давление не менее 35кПа. Предварительно подают пар к уплотнениям турбины от
коллектора собственных нужд, в который пар поступает от общестанционной магистрали 1,3МПа
(коллектор собственных нужд — КСН). При подаче пара к уплотнениям одновременно включаются эжектор
уплотнений (ЭУ) и ПНД № 1 в качестве сальникового подогревателя.
В это время деаэратор работает от коллектора собственных нужд, и в нем производятся
предварительная деаэрация и подогрев воды. При нагреве воды до 105... 110°С (давление в деаэраторе
составляет 0,12 ... 0,15 МПа) и окончании предпусковой деаэрации вода подается в котел для прокачки и его
отмывки со сбросом в циркуляционный водовод через встроенный сепаратор (ВС) и предварительно
открытые клапаны Др-1 и Др-2 и задвижку СЗ-6 (рис. 9.7), проходя при этом и растопочный
расширитель. Затем разжигается необходимое количество форсунок в котле для нагрева воды до температуры
180... 220 °С, одновременно открывается клапан Др-3 для прогрева паром тракта перегревателя,
причем пар сбрасывается через предварительно открытое ПСБУ в пароприемное устройство конденсатора.
При повышении давления среды в РР (растопочный расширитель) до 0,2 ... 0,3МПа сброс пара из него
производят в конденсатор через задвижку СЗ-4. Когда из РР начинает выходить вода, соответствующая
необходимым требованиям, ее сброс через задвижку СЗ-6 прекращается, и она также направляется в
конденсатор через задвижку СЗ-3. При температуре среды перед ВЗ 260... 270 °С деаэратор переводят
на питание паром от РР, открыв задвижку СЗ-5 и закрыв задвижку ПЗ-2.
Когда параметры пара в стопорном клапане достигнут требуемых для толчка турбины значений,
через регулирующие клапаны подают пар в турбину и примерно за 10 мин доводят частоту вращения
ротора турбины до 800 об/мин. При толчке превышать указанное выше значение температуры
пара не следует, так как зто вызовет увеличение относительного удлинения ротора ВД.
Система обогрева фланцевого соединения может быть включена. Клапаны ЦСД в это время закрыты,
а пар из ЦВД уходит в дренажи и в горячие нитки промперегрева, откуда он через задвижки СЗ-9
сбрасывается в конденсатор. Для улучшения условий прогрева (увеличения расхода пара и повышения
его давления, а следовательно и температуры насыщения) ЦВД и линии промперегрева прогрев
можно вести при частоте вращения ротора турбины, составляющей 1300об/мип (повышение и понижение
частоты вращения в этой зоне не допускается, поскольку она находится вблизи собственных частот
колебаний лопаток), при давлении в конденсаторе на этом режиме обеспаренного ЦНД ЗОкПа, для
чего при необходимости может быть прикрыт вентиль подвода пара к основному эжектору.
При прогреве труб горячей линии промперегрева до 100 °С открывают клапаны ЦСД и, не
увеличивая частоты вращения ротора турбины, прогревают ротор СД в течение 90мин для исключения его
хрупкого разрушения при низких температурах. Давление в конденсаторе при этом режиме
прогрева (паровой режим ЦНД ) должно быть не более ЮкПа. После окончания прогрева доводят частоту
вращения ротора турбины до 3000 об/мин, синхронизируют и включают в сеть генератор, принимая
нагрузку 15 МВт при четырех открытых регулирующих клапанах (угол поворота кулачковых валов 80°).
Закрывают высокотемпературные дренажи, закрывают ПСБУ. Дальнейший «набор» нагрузки турбины
идет за счет повышения параметров пара. При нагрузке на турбине 70...80МВт деаэратор
переводят на питание паром от отбора турбины. После повышения температуры среды перед ВЗ до 410°С
440

Рис. 9.7. Принципиальная пусковая схема блока с турбиной Т-250/300-240
переводят котел на прямоточный режим, закрывая клапан Др-2. Одновременно во избежание срыва
вакуума в конденсаторе необходимо закрыть задвижки СЗ-3 и СЗ-4. Открытие встроенных задвижек
ВЗ производится при расходе пара примерно 680т/ч, когда перепад давления на ВЗ не препятствует
их открытию. Уменьшению перепада давления на ВЗ способствует неполное открытие регулирующих
клапанов.
Нагружение турбины без увеличения открытия клапанов продолжается до достижения номинального
давления свежего пара (расход пара примерно 720 т/ч, нагрузка 240 МВт). Далее набор нагрузки идет
за счет открытия регулирующих клапанов.
Продолжительность различных этапов пуска турбины определяется по графику пуска (рис. 9.8). На
этом графике дополнительно имеются кривые для определения температуры пара промперегрева
перед ЦСД-1. Например, при температуре внутреннего корпуса ЦВД, равной 240 °С, и температуре ЦСД-1
190 °С проводим на графике вертикаль А—Ai. Отрезок А—Б вертикали показывает, что пуск турбины
из такого состояния будет продолжаться 4ч. Давление свежего пара перед толчком турбины р0 должно
быть 2,1 МПа (точка В), а его температура to — 340°С (точка Ai), температура пара после
промперегрева £пп перед толчком — 290°С (точка Кг)- Время до включения турбины в сеть — 40 мин (точка Е),
время до окончания предварительного прогрева турбины под нагрузкой — 1ч 04мин (точка Д).
Для рассматриваемого примера используем кривую (3£0) и кривые, построенные между кривыми
(2£пп — 3£пп) и (Зр0 — 4р0); их начальные точки соответствуют найденным tnn, t0 и р0. По кривым
определяем, что после окончания прогрева турбины при мощности 120 МВт (точка Г) температура пара
после промперегрева должна быть 371 °С (точка Гг), температура свежего пара — 462°С (точка Г4), a
давление пара — 12 МПа (точка Гб).
При построении графика было принято: подъем температуры свежего пара начинается после
синхронизации турбины, а температуры пара после промперегрева — в конце предварительного прогрева
под нагрузкой (если £пп = t0). Повышение давления свежего пара начинается после окончания
предварительного прогрева турбины, и при нагрузке 240 МВт оно равно 23.5 МПа.
Включение производственного отбора
При включении производственного отбора расход пара в турбину должен быть не менее
определенной величины, которая должна обеспечить первоначальную нагрузку производственного отбора и
минимально допустимые расходы пара в ЧСД и ЧНД. В турбине ПТ-140/165-130 расход пара на
турбину должен быть не менее 21)0т/ч, а у турбин ПТ-90/110-130 — не менее 150 т/ч. Перед включением
необходимо убедиться, что БПР (см. разд. 6.4.9) на отборе настроен или, если нет БПР, настроены
предохранительные клапаны.
441

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин VT3
Температура верха внутреннего ЦВД и ЦСД в зоне регулирующей ступени перед пуском, °С
Температура свежего пара и пара после промперегрева во время пуска. "О
Давление свежего пара
во время пуска, МПа
Ориентировочное время простоя турбины после останова. '
Рис. 9.8. График пуска турбины Т-250/300-240-5
Возможны два случая нагружения турбины отбором.
1. Пар подается потребителю через коллектор, в который подается пар от нескольких параллельно
работающих источников (турбин, РОУ).
2. Пар от турбины направляется непосредственно потребителю при отсутствии параллельных
источников.
В первом случае до открытия задвижек на трубопроводах отбора пара необходимо в камере отбора
установить давление на величину 0,03 МПа выше, чем в коллекторе. Если давление в камере отбора
ниже указанного, то необходимо прикрыть клапаны (диафрагму) ЧСД, воздействуя на сервомотор ЧСД
через блок управления, установленный в положение дистанционного управления, в сторону «больше».
Если давление выше указанного, нужно снизить нагрузку на турбину.
После установления нужного давления следует начать открывать задвижки на линиях отбора,
причем, если линий несколько, задвижки нужно открывать одновременно. При открытии задвижек турбина
будет набирать производственную нагрузку, регулирующие клапаны ЧСД будут прикрываться.
При включенном регуляторе мощности будут открываться и клапаны ЧВД; если регулятор мощности
выключен, то электрическую мощность следует поддерживать вручную.
При увеличении расхода пара в отбор турбины автоматически уменьшается поступление пара от
параллельных источников пара в коллектор потребителя. При этом давление в коллекторе несколько
возрастает в связи с наличием неравномерности регулирования в системе регулирования отборов
турбины. Необходимая корректировка давления в коллекторе производится задатчиком. Возможно, что
когда задвижки на линиях отбора пара будут открыты полностью, отбор пара не достигает требуемого.
В этом случае для увеличения отбора необходимо задатчиком поднять давление до достижения
требуемого расхода пара в отбор. Необходимый расход пара от турбины может быть также установлен путем
разгружения параллельных источников пара воздействием на их регулирующие органы.
Во втором случае в камере отбора нужно установить давление, требуемое потребителю (с учетом
потерь давления по трассе). По мере открытия задвижек нарастает расход пара от турбины. Когда
задвижки полностью открыты, регулятор производственного отбора и регулятор мощности автоматически
обеспечат необходимое потребителю количество пара. В обоих случаях скорость набора
производственной нагрузки должна быть не более 10т/ч в минуту.
Если турбина имеет ограниченные пропускные способности ЧСД или ЧНД, то при работе без отборов
электрическая мощность турбины ограничивается. При большой тепловой нагрузке соответствующая
мощность турбины может превысить имевшуюся до включения отбора, поэтому если был включен
регулятор мощности, то следует увеличить установленное задание.
442

Предусмотрена сигнализация о предельных давлениях в камере регулирующей ступени ЧСД. Если
давление мало, то это свидетельствует о малом пропуске пара в ЧСД, регулирующие клапаны
(диафрагма) ЧСД закрылись. Нужно либо увеличить электрическую мощность турбины, либо уменьшить
отбор пара. Если давление в камере велико, то значит расход пара в ЧСД выше допустимого,
регулирующий орган ЧСД открыт полностью. Нужно либо уменьшить электрическую мощность турбины, либо
увеличить отбор пара.
Включение отопительных отборов
Перед включением сетевого подогревателя ПСГ-1 проверяют включение защит и работу системы
регулирования уровня в его конденсатосборнике. Переводят клапан регулятора уровня на автоматическое
управление и убеждаются, что клапан открылся в соответствии с уровнем, имеющимся в сборнике
конденсата. После этого переводят клапан на ручное управление и полностью его открывают, а затем снова
переводят на автоматическое управление. При этом клапан должен вернуться в начальное положение
(в соответствии с уровнем). Вновь переводят клапан на ручное управление и полностью закрывают.
Включают сетевые насосы первой и второй ступеней, подготавливают к пуску конденсатные насосы,
проверив работу автоматики включения резервного (АВР) насоса.
Расход пара на турбину должен быть не менее указанного в инструкции по эксплуатации,
температура обратной сетевой воды — не менее 30°С, скорость набора тепловой нагрузки — не более Ют/ч в
минуту, повышение температуры прямой сетевой воды (за обводом ПСГ) — не более 0,5 °С в минуту.
Перед включением ПСГ устанавливают давление в камере отбора пара в пределах 0,05.. .0,06 МПа. Если
давление в камере отбора меньше 0,05 МПа, то, воздействуя пультом управления в сторону «больше»,
прикрывают регулирующую диафрагму; если давление больше 0,06 МПа, то следует снизить нагрузку
на турбину.
При включенном ТРМ перемещение регулирующей диафрагмы ЧНД электрическую нагрузку
турбины не изменяет. При отключенном ТРМ нагрузка может поддерживаться вручную воздействием на
МУТ.
Открывают задвижку на линии отсоса паровоздушной смеси из ПСГ в конденсатор. Открытием
задвижки на входе заполняют сетевой водой водяное пространство сетевого подогревателя ПСГ-1 и
выпускают из него воздух. Постепенным открытием сначала меньшей, а затем большей задвижки на
выходе сетевой воды сетевого подогревателя из ПСГ-1 начинают его нагружение. Поскольку сетевой
подогреватель ПСГ-1 по пару от турбины не отключается, то его нагрузка зависит только от расхода
сетевой воды и ее температуры; чем выше температура обратной сетевой воды, тем меньшую нагрузку
принимает подогреватель ПСГ-1.
Включают один из конденсатных насосов и их АВР, переводят регулирующий клапан уровня на
автоматическое управление, включают регулятор теплофикационного (отопительного) отбора (РТО)
на поддержание температуры сетевой воды за сетевым подогревателем ПСГ-1. Дальнейшее нагружение
подогревателя ПСГ-1 производят уменьшением расхода по линии его обвода. Нужную температуру
сетевой воды устанавливают задатчиком РТО.
При увеличении тепловой нагрузки включают сетевой подогреватель ПСГ-2 для ступенчатого
подогрева сетевой воды. Предварительно, как у подогревателя ПСГ-1, проверяют конденсатные насосы,
систему регулирования уровня, включение защиты, открывают отсос паровоздушной смеси из сетевого
подогревателя ПСГ-2.
Для того чтобы исключить возможные ограничения расхода пара в турбину, желательно иметь в
сетевом подогревателе ПСГ-1 давление не ниже 0,095 МПа.
У сетевого подогревателя ПСГ-2 на линиях подвода пара, в отличие от подогревателя ПСГ-1, имеется
запорная арматура, поэтому для более плавного нагружения подогревателя оно (нагружение)
производится изменением расхода пара при постоянном расходе сетевой воды. Для этого после заполнения
сетевого подогревателя ПСГ-2 водой и выпуска воздуха полностью открывают задвижки на входе и
выходе сетевой воды из аппарата и закрывают задвижки на линии, по которой сетевая вода после
подогревателя ПСГ-1 обводилась мимо подогревателя ПСГ-2. Подключают к РТО датчик температуры
сетевой воды за сетевым подогревателем ПСГ-2 вместо датчика температуры за подогревателем ПСГ-1.
Постепенно, чтобы не превысить скорость нагружения Ют/ч в минуту, открывают задвижки на линиях
подвода пара к подогревателю ПСГ-2. Задвижки пар дросселируют от давления, которое имеется в
камере отбора на подогреватель ПСГ-2, до давления в подогревателе ПСГ-2, при котором температура
насыщения пара (с точностью до недогрева) будет равна температуре сетевой воды, т.е. давление в
сетевом подогревателе ПСГ-2 будет равным давлению, которое было в ПСГ-1.
По мере увеличения расхода пара из камеры отбора на сетевой подогреватель ПСГ-2 давление в ней
будет снижаться, следовательно, будет снижаться и давление в подогревателе ПСГ-1, нагрев сетевой
443

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
воды в нем уменьшится, а в подогревателе ПСГ-2 увеличится при сохранении суммарного нагрева в
обоих сетевых подогревателях. РТО при необходимости корректирует давление в камере отбора пара на
подогреватель ПСГ-2 за счет соответствующего перемещения регулирующей диафрагмы, обеспечивая
постоянную температуру за подогревателем ПСГ-2. После полного открытия задвижек на подводе пара
к подогревателю ПСГ-2 дросселирование на них прекращается и давление в камере отбора пара на
ПСГ-2 станет равным давлению в самом ПСГ (без учета потерь давления по тракту). Если требуется,
то задатчиком РТО устанавливают новую нужную температуру сетевой воды за подогревателем ПСГ-2,
соблюдая допустимую скорость ее повышения. При включенном в работу пиковом источнике теплоты
(котле или бойлере) для дополнительного подогрева сетевой воды целесообразно для получения
наибольшего экономического эффекта перейти на режим поддержания разности температур прямой (за
подогревателем ПСГ-2) и обратной (перед подогревателем ПСГ-1) сетевой воды (нагрев сетевой
воды). В этом случае при изменении температуры обратной сетевой воды (например при ее повышении
в ночное время) изменяется и температура сетевой воды за подогревателем ПСГ-2, что
обеспечивает постоянную максимальную тепловую нагрузку турбины и минимально необходимую нагрузку менее
экономичного пикового источника теплоты. Для перехода с режима поддержания температуры сетевой
воды за подогревателем ПСГ-2 на режим поддержания разности температур прямой и обратной сетевой
воды необходимо подключить к РТО датчик температуры обратной сетевой воды.
При повышении температуры прямой сетевой воды за сетевым подогревателем ПСГ-2 до предельно
допустимой РТО переходит в режим поддержания предельно допустимой температуры. При этом
подается сигнал «Предельная температура сетевой воды». Как отмечалось ранее, при большой тепловой
нагрузке целесообразен переход на режим работы по тепловому графику.
При пропуске через встроенный пучок подпиточной воды, которой на электростанции обычно
немного, она пропускается в четыре хода, что обеспечивает в допустимых пределах скорость воды в трубках
поверхности теплообмена конденсатора.
Увеличивают тепловую нагрузку или снижают электрическую для обеспечения полного закрытия
регулирующей диафрагмы ЧНД. При этом загорится сигнал «Сервомотор ЧНД на упоре».
Устанавливают переключатель режимов работы турбины в положение «По тепловому графику», при этом РТО
будет воздействовать через МУТ на сервомотор ЧВД, его связь с сервомотором ЧНД разрывается,
ТРМ, если он был включен, отключается. Переводят переключатель управления МЭО сервомотора
ЧНД в положение «Ручное управление» и, воздействуя в сторону «больше», вводят МЭО на угол в
240°. Переключатель, расположенный на сервомоторе ЧНД, переводят в положение «Включено».
После подключения подпиточной воды к встроенному пучку постепенно прекращают пропуск
циркуляционной воды через конденсатор. Если при этом температура выхлопного патрубка достигает 90 °С,
то у турбин, где это предусмотрено, включают охлаждающее устройство. Включают отсос
паровоздушной смеси из встроенного пучка основным эжектором, отсос из основных пучков прекращают.
При работе с минимальным пропуском пара в конденсатор (без регулирования температуры
подпиточной воды) следует проверить температуру выхлопного патрубка. Если она превышает
допустимую, необходимо с помощью пульта ручного управления приоткрыть регулирующую
диафрагму НД так, чтобы температура снизилась до допустимой.
При работе с регулированием температуры подпиточной воды, проходящей через встроенный пучок
конденсатора, пультом ручного управления РТПВ (регулятор температуры подпиточной воды)
устанавливают требуемую температуру подпиточной воды и включают РТПВ. Переключатель управления
МЭО переводят в положение «Автоматическое управление». В дальнейшем изменение температуры
подпиточной воды производят задатчиком РТПВ. Температура подпиточной воды на выходе из
встроенного пучка не должна превышать 35 °С, а ее нагрев в пучке (разность температур на
выходе и входе) не должен превышать 30 С.
Операции по переводу встроенного пучка на пропуск сетевой воды аналогичны операциям по
переводу пучка на пропуск через него подпиточной воды без регулирования ее температуры с особенностями,
изложенными ниже.
1. Давление пара в конденсаторе перед переключением на пропуск через встроенный пучок сетевой
воды должно быть не более 24.5 кПа.
2. При повышении температуры основного конденсата до 70 °С отключают подвод рабочего пара
к первой ступени основного эжектора.
3. Переключают в конденсатор отсос пара из уплотнений при высокой температуре охлаждающей
воды, когда сальниковый подогреватель не может обеспечить абсолютное давление менее 78,5 кПа.
4. Сетевая вода пропускается через встроенный пучок в два хода. Температура сетевой воды на
входе в пучок не должна превышать 70 °С и быть менее 30 °С.
Во время работы турбины по тепловому графику с пропуском через встроенный пучок
подпиточной воды у турбин с лопатками последней ступени длиной 550мм допускается повышение давления в
444

y:t. гежимы раооты теплофикационных туроин
конденсаторе до 19,6кПа. Защита от срыва вакуума перестраивается на подачу сигнала при давлении
в конденсаторе 22,6кПа и отключение турбины при давлении 29,4кПа.
Во время работы турбины по тепловому графику с пропуском через встроенный пучок сетевой воды
у турбин, где это предусмотрено, допускается повышение давления в конденсаторе до 49кПа, а защита
перестраивается на сигнал при 52кПа и на отключение турбины — при 54кПа.
При работе турбины по тепловому графику допускается повышение температуры
выхлопного патрубка до 120 °С (на уровне горизонтального разъема).
При необходимости включают дополнительный производственный отбор на тех турбинах, где он
имеется. Он может включаться, когда давление в камере отбора выше давления в станционном
коллекторе не менее чем на 0,3 МПа. При этом следует учитывать, что при постоянном расходе свежего
пара по мере увеличения расхода отбираемого пара давление в камере турбины, из которой он
отбирается, будет снижаться. Это снижение при увеличении расхода до номинального составит примерно
0,5 МПа (зависит от типа турбины). Кроме того, должен сохраняться минимальный перепад давления
на регулирующем клапане 0,12 МПа, для того чтобы не происходило срабатывания защиты.
До включения отбора пара защиты, отключающие отбор, должны быть проверены. Они должны
срабатывать:
- при снижении перепада давления на БЗРК до 0,1 МПа;
- превышении предельно допустимого расхода пара в отбор;
- отключении генератора от сети.
Предварительно следует прогреть трубопровод и БЗРК паром со стороны турбины не менее 15 мин,
открыв клапан воздействием вручную на блок управления. Затем постепенным открытием БЗРК
довести расход пара потребителю до требуемого и перевести клапан на автоматическое управление по
поддержанию давления пара за БЗРК.
Режимы работы турбины (турбоустановки) с частичным и полным обводом ПВД
по питательной воде
Рассмотрим эти режимы на примере турбоустановки с турбиной ПТ-90/110-130-1.
Для использования пара ПВД в отопительных отборах необходимо:
1) выполнение общего требования о максимальном расходе пара на турбину;
2) чтобы температура сетевой воды за сетевым подогревателем ПСГ-2 была меньше температуры,
требуемой графиком теплосети, а давление в камере верхнего отопительного отбора пара — меньше
максимально допустимого (0,245 МПа);
3) чтобы электрическая мощность и тепловая нагрузка на турбине были меньше максимально
допустимых (меньше 120МВт и 120Гкал/ч);
4) наличие расхода пара определенной величины в производственный отбор.
Если намечается полное отключение ПВД, то перед его отключением электрическая мощность
должна быть не более 112 МВт, а отопительная нагрузка — не более 95 Гкал/ч. Для этого при максимальном
расходе пара турбина должна иметь производственный отбор не менее 20т/ч.
Для полного обвода ПВД нужно открыть электрозадвижки на обводе и закрыть задвижки на входе
и выходе питательной воды из ПВД. При этом возможно получение на тепловом потреблении
дополнительной электрической нагрузки до 8 МВт при увеличении отопительной на 25 Гкал/ч.
Если намечается частичный обвод ПВД по питательной воде, то перед обводом электрическая
мощность и тепловая нагрузка турбины могут быть соответственно больше, а отбор пара на производство —
меньше, чем указано выше. Частичный обвод ПВД может осуществляться в диапазоне, указанном в
разд. 9.2.1, за счет изменения открытия регулирующего клапана на обводе, управляемого
автоматически РТО, подключаемым к цепям управления электроприводом клапана, при условии выполнения
указанных требований.
Следует иметь в виду, что при максимально допустимом давлении пара 0,245 МПа температура
прямой сетевой воды равна примерно 125 °С (с учетом недогрева воды до температуры насыщения).
Если обвод ПВД приводит к полному отключению пикового источника теплоты, температура воды
за сетевым подогревателем ПСГ-2 будет равна температуре, требуемой теплосетью. Если обвод ПВД не
исключает пиковый источник теплоты при давлении в камере отбора на сетевой подогреватель ПСГ-2
меньше 0,245 МПа, можно осуществить полный обвод ПВД закрытием задвижек на питательной воде.
При этом РТО должен быть переведен на управление регулирующей диафрагмой ЧНД для поддержания
температуры сетевой воды за подогревателем ПСГ-2.
При больших расходах сетевой воды через ПСГ и низкой температуре обратной сетевой воды нагрев
воды до 125 °С может не обеспечиться.
445

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин VT3
РТО в режиме обвода ПВД отключится от управления электроприводом регулирующего клапана
при снижении температуры питательной воды за ПВД ниже допустимого по условиям надежной работы
котла (появится сигнал «Температура питательной воды за группой ПВД низка»). При этом отключении
нужно перевести соответствующий ключ на ручное управление клапаном.
Для использования пара ПВД в производственном отборе необходимо выполнение условия о
максимальном расходе пара на турбину и чтобы мощность была не выше 117МВт. Это возможно при
производственном отборе не менее 64 т/ч при отсутствии отопительной нагрузки. Полное отключение
ПВД производится в обычном порядке. Частичный обвод ПВД осуществляется воздействием на клапан
на обводе ПВД кнопками «больше», «меньше» пульта ручного управления. При использовании пара
(при полном обводе) ПВД в производственном отборе возможно увеличение на тепловом потреблении
электрической нагрузки на 3МВт, при увеличении отбора на производство — на бОт/ч.
Для использования пара ПВД только в проточной части турбины и направлении его в конденсатор
необходимо наличие максимального расхода пара на турбину, наличие производственного отбора пара
и чтобы мощность турбины была не более 109 МВт, если намечается полное отключение ПВД. Это
возможно при отсутствии отопительного отбора и при производственном отборе не менее 135 т/ч.
При частичном обводе ПВД клапан на обводе ПВД управляется вручную, так как в рассматриваемом
случае ПСГ не включены и РТО не работает. На этом режиме при полном обводе ПВД может быть
получена дополнительная пиковая электрическая мощность до 11МВт по конденсационному циклу.
Останов турбины
Останов турбин УТЗ, имеющих конденсаторы, может производиться по трем вариантам:
- останов без расхолаживания;
- останов с расхолаживанием воздухом;
- останов с паровым расхолаживанием при работе турбины в блоке с котлом.
Турбина должна останавливаться с выключенными регулируемыми отборами пара. Если
турбина работала по тепловому графику, то ее необходимо сначала перевести на режим работы с
отопительными отборами. Для этого необходимо в первую очередь подать циркуляционную воду в основные
пучки конденсатора в количестве, не меньшем требуемого для работы на конденсационном режиме при
имеющейся температуре воды на входе. Затем постепенно отключить воду, пропускаемую во
встроенный пучок, и перевести сервомотор ЧНД на управление РТО, отключив предварительно РТПВ (если
он был включен).
При отключении отопительных отборов у турбин с ограниченной конденсационной мощностью
необходимо первоначально установить мощность не выше максимально допустимой на конденсационном
режиме.
Первым всегда отключается сетевой подогреватель ПСГ-2. Суммарный нагрев сетевой воды в обоих
ПСГ перед отключением не должен превышать 50°С (допустимая величина нагрева в одном ПСГ), а
давление в подогревателе ПСГ-2 не должно быть выше максимально допустимого для подогревателя
ПСГ-1. Сетевой подогреватель ПСГ-2 разгружается закрытием задвижек на линиях подвода
пара. После их закрытия к РТО вместо датчика температуры сетевой воды за подогревателем ПСГ-2
подключают датчик за подогревателем ПСГ-1. Включают обвод сетевой воды помимо подогревателя
ПСГ-2 и закрывают подвод и отвод сетевой воды от подогревателя ПСГ-2. Скорость разгружения ПСГ
по пару и температуре сетевой воды равна скорости их нагружения. Сетевой подогреватель ПСГ-1
разгружается уменьшением пропуска сетевой воды. Для этого сначала открывают задвижки на
обводе сетевой воды помимо подогревателя ПСГ-1, а затем закрывают задвижки на выходе и входе
воды в подогреватель ПСГ-1. При отключении ПСГ их конденсатные насосы выключаются. Если в
сборник конденсата какого-либо ПСГ сливается конденсат греющего пара из ПНД, то следует включить
сливной насос, расположенный около ПСГ.
При малом расходе конденсата греющего пара его направляют в расширитель конденсатора. Эта
линия всегда остается включенной при работе турбины даже при выключенных ПСГ (слив
стояночного конденсата). Также остаются включенными защиты и сигнализация уровня в корпусе и сборнике
конденсата ПСГ.
При отключении ПСГ отключается отсос паровоздушной смеси из его парового пространства в
конденсатор.
Перед остановом турбины необходимо опробовать резервный и аварийный насосы смазки,
произвести расхаживание стопорного и регулирующих клапанов и ГПЗ.
При останове турбины без расхолаживания ее разгружают равномерно со скоростью
2... 4МВт в минуту. При снижении нагрузки турбины следует проверить, что слив конденсата из
446

y.Z. гежимы раЬоты теплофикационных турбин
первого ПВД в группе переключился на расширитель конденсатора, а из других ПВД слив продолжает
поступать в деаэратор. Отключение ПВД производят как по пару, так и по питательной воде.
При разгружении турбины температура пара в цилиндрах снижается. Так, температура пара в
камере регулирующего колеса ЧВД при снижении нагрузки от номинальной до нуля у многих турбин УТЗ
уменьшается на 80... 100 °С. Это вызывает относительное сокращение ротора ЦВД, который
остывает быстрее цилиндра. Увеличение относительного сокращения ротора в большой мере проявляется у
турбин с однокорпусным цилиндром ВД и меньше у турбин с двухкорпусным ЦВД. Для уменьшения
относительного сокращения ротора ВД в турбинах УТЗ предусмотрено подмешивание горячего пара
от штоков клапанов в линию подвода пара в предпоследнюю камеру переднего уплотнения ЦВД.
При останове (разгружении) турбины следует проверить, что вентили на линии подмешивания
открыты. Также для уменьшения относительного сокращения ротора ВД в турбинах, у которых обогрев
фланцевого соединения ЦВД производится паром, подаваемым в обнизку во фланце ЦВД, можно
организовать подачу в обнизку воздуха.
Поскольку температура пара в ЦВД снижается особенно интенсивно в зоне малых нагрузок
турбины, можно после плавного снижения нагрузки примерно до 30% от номинальной остановить турбину,
воздействуя кнопкой на золотники автомата безопасности, что вызовет закрытие регулирующих и
стопорного клапанов. Следует иметь в виду, что при таком способе останова турбины она оказывается
более горячей и ее пуск после кратковременного останова ускоряется. Если турбина останавливается
для проведения ремонта, то желательно остановить ее плавно, снижая нагрузку до нуля, поскольку
тогда после останова она будет более холодной.
Останов с плавным снятием всей нагрузки необходим, если требуется проверить работу
регулирования на холостом ходу (проверить, удерживает ли регулирование нормальную частоту вращения турбины
после отключения генератора от сети).
Сливные насосы ПНД отключаются по ходу разгрузки турбины при всех остановах.
При снижении нагрузки, а также частоты вращения ротора подачу пара на концевые уплотнения и
на эжектор отсоса пара из уплотнений не прекращают.
При малых нагрузках следует проверить включение рециркуляции конденсата.
У турбин, имеющих байпасный клапан у ГПЗ, его полностью открывают при нагрузке примерно
5 МВт и при этом закрывают ГПЗ. Дальнейшее снижение нагрузки продолжают производить
регулирующими клапанами.
После полного снятия электрической нагрузки, чему соответствует начало работы генератора в
моторном режиме и что подтверждает реле обратной мощности, генератор отключают от сети. Перед
отключением генератора от сети целесообразно прикрыть байпасный клапан до начала снижения
давления за ним. Это позволит быстрее прекратить доступ пара в турбину в случае, если после отключения
генератора от сети регулирование «не удержит» обороты валопровода в требуемых пределах. Когда
появится уверенность в правильной работе регулирования, байпас открывают полностью и проверяют
положение поршня сервомотора ЧВД на холостом ходу — оно должно соответствовать его положению
при других остановах.
Когда подача пара в турбину прекращена и стопорный клапан закрыт, подают свежий пар в
коллектор отсоса пара от штоков клапанов для сохранения подмешивания горячего пара в линию подвода
пара к предпоследней камере переднего уплотнения ЦВД.
Включают резервный насос смазки.
Поскольку, согласно правилам технической эксплуатации, при всех остановах турбоагрегата должна
определяться длительность выбега валопровода, то вакуум в конденсаторе сохраняют до полной
остановки агрегата. Сопоставление полученной длительности выбега ротора турбины с его
длительностью при предыдущих остановах позволяет контролировать состояние проточной части, уплотнений,
подшипников. Для достоверности контроля желательно, чтобы вакуум при всех остановах был
одинаковым, поскольку он существенно влияет на время выбега ротора. Если кривая выбега ротора не
снимается, то пар на эжектор начинают прикрывать при частоте вращения ротора 500 об/мин и к
моменту полной остановки ротора подачу пара прекращают полностью, вакуум в конденсаторе
«снимают», прекращают подачу пара к уплотнениям, останавливают конденсатные насосы.
После останова ротора турбоагрегата немедленно включают валоповоротное устройство. В
течение первых шести часов ротор вращают непрерывно. Затем включают автомат, обеспечивающий
поворот ротора на угол 180° каждые 15 мин. Проворачивание ротора прекращают после полного
остывания турбины, т.е. когда температура низа ЦВД в зоне регулирующего колеса снизится до 170°С, и
останавливают насос смазки. (УТЗ в настоящее время дополнительно изучается вопрос о повышении
указанной температуры [69].)
Подачу циркуляционной воды в конденсатор прекращают после снижения температуры выхлопного
патрубка до 50 °С, но не ранее останова конденсатных насосов. Открывают вентили обеспаривания на
447

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
участке паропровода свежего пара между ГПЗ и стопорным клапаном после того, как давление пара в
перепускных трубах снизится до величины 0,2 ... 0,5 МПа.
Останов турбин УТЗ, установленных в блочных схемах, так же как их пуск, имеет некоторые
особенности, принципиально связанные со схемой. Однако в каждом конкретном случае они могут
проявляться по-разному. Эти отличия в первую очередь касаются питания деаэратора, эжекторов, уплотнений,
включения в работу ПСБУ. Если по принятой на ТЭЦ технологии останова блока деаэратор остается с
поддержанием нужного давления за счет подачи в него пара сначала от турбины, а затем от
коллектора собственных нужд, то питание эжекторов и коллектора уплотнений может производиться паром
от деаэратора. Если давление в деаэраторе по мере снижения давления пара в турбине будет также
снижаться, то питание паром эжекторов и коллектора уплотнений следует при разгружении турбины
производить от коллектора собственных нужд.
Если блок останавливается с плавным разгружением турбины до нулевой нагрузки при сохранении
в процессе разгрузки номинальных параметров свежего пара, то при нагрузке блока примерно 30% от
номинальной должно включаться ПСБУ, оно отключается при останове турбины и всего блока. Если
блок останавливается со сбросом нагрузки с 30% до нуля, то ПСБУ может включиться на короткое
время, после чего конденсационная установка отключается. Если блок останавливается с оставлением
котла в горячем резерве, то ПСБУ остается в работе на все время работы котла, конденсационная
установка также должна работать все это время. Пока работает ПСБУ, ротор турбины должен вращаться
валоповоротным устройством.
Останов блочной турбины Т-250/300-240 характерен следующими особенностями. Сначала
разгружают блок за 5... 7мин до 240МВт, затем продолжают разгружение со скоростью 2МВт/мин.
При нагрузке 150 МВт включают питательный электронасос и останавливают турбонасос без перерыва
питания. При нагрузке 100 МВт включают ПСБУ и останавливают турбину и весь блок. При этом
необходимо убедиться, что открылись электрозадвижки на линии сброса пара из трубопроводов горячего
п ром перегрева в конденсатор.
Принудительное расхолаживание турбины воздухом при останове применяется для
ускорения ее остывания до начала ремонтных работ. Продолжительность принудительного
расхолаживания турбины до отключения ВПУ, прекращения подачи масла и вскрытия цилиндров обычно составляет
около 20 ч. В имеющихся системах турбин УТЗ воздух может подаваться в проточную часть турбины
и в систему обогрева фланцевого соединения ЦВД. При подаче воздуха в проточную часть ротор ВД
остывает быстрее цилиндра и происходит его относительное сокращение. Для исключения
недопустимого сокращения ротора необходимо, чтобы перед подачей воздуха в проточную часть он имел запас
относительного удлинения. Если этого запаса нет (или он мал), то опережающее охлаждение цилиндра
обеспечивается подачей воздуха только в систему обогрева фланцевого соединения (в обнизку). Для
уменьшения относительного сокращения ротора на первых этапах расхолаживания к уплотнениям ЦВД
подводится пар. К уплотнениям ЦНД пар подводится постоянно для исключения поступления воздуха
через уплотнения в проточную часть турбины
При работе эжектора системы воздушного расхолаживания (ЭР) и впуске воздуха в систему
расхолаживания турбины давление в конденсаторе равно примерно 78кПа, а расход воздуха должен быть
не менее 3000 кг/ч.
Перед расхолаживанием после останова турбины сохраняют подачу охлаждающей воды в
конденсатор и подачу пара к уплотнениям. Должны работать конденсатный насос, сальниковый подогреватель,
основной эжектор и эжектор отсоса пара из уплотнений, пусковой масляный насос и валоповоротное
устройство.
Для расхолаживания турбины включают эжектор расхолаживания и отключают основной
эжектор.
Если относительное удлинение ротора ВД меньше значения +0,5 мм, приступают к расхолаживанию
фланцев ЦВД, для чего открывают вентили впуска воздуха в обнизки фланцев. При подаче воздуха в
обнизки его расход должен быть не менее 1000 кг/ч. Подавать воздух только в систему обогрева
фланцевого соединения следует до достижения относительного удлинения ротора ВД +0,5 мм или разности
температур £в_ф между верхом цилиндра и наиболее холодной точкой фланца 75°С. При достижении
одного из указанных критериев подают воздух в проточную часть цилиндра, для чего открывают
вентили обеспаривания паропровода между ГПЗ и стопорным клапаном, вентили дренажей перепускных
труб ЦВД, на продувочной линии верхних точек перепускных труб ВД, открывают стопорный и
регулирующие клапаны ВД и регулирующие диафрагмы. Если относительное удлинение ротора ВД равно или
больше 0,5 мм, то расхолаживание фланцев ЦВД ведут одновременно с подачей воздуха в проточную
часть.
Если разность температур £в.ф достигает 75 °С, то охлаждение фланцев ЦВД прекращают, его
возобновляют при разности температур £в_ф = 50°С.
448

■/iwi^cmaLjwwnnDiA i yfjisvin
При относительном удлинении РВД, равном —1мм, прекращают подачу воздуха в проточную часть,
ее возобновляют при относительном удлинении РВД, равном —0,8 мм.
При блочной схеме турбоустановки впуск воздуха в проточную часть производится при закрытом
ПСБУ.
При снижении температуры металла ЦВД в зоне паровпуска до температуры, превышающей
температуру уплотняющего пара на 30...50°С, прекращают подачу пара к уплотнениям этого цилиндра.
Расхолаживание заканчивается при температуре металла ЦВД, равной 170 °С, при которой
разрешаются останов ВПУ и прекращение подачи масла.
Расхолаживание турбины, работающей в блоке с котлом, паром со скользящими
параметрами применяется при необходимости быстрого вывода турбины в ремонт. Паровое
расхолаживание позволяет довести температуру ЦВД до момента отключения валоповорота и прекращения
подачи смазки примерно за 10 ч, что в два раза быстрее, чем при расхолаживании воздухом. Однако
оно требует большего внимания обслуживающего персонала по сравнению с воздушным
расхолаживанием и может проводиться только при исправном состоянии котла.
На рис. 9.9 приведен график парового расхолаживания турбины Т-110/120-130. Из графика видно,
что на первом этапе 1-М турбина разгружается регулирующими клапанами со скоростью 2 МВт в минуту
со 120 до 70МВт (при постоянных параметрах свежего пара). При этой нагрузке турбины необходимо
к коллектору уплотнений подвести пар от постороннего источника, так как параметры свежего пара,
в том числе его температура, будут снижаться, и следовательно подмешивание горячего пара к пару,
поступающему в предпоследнюю камеру переднего уплотнения, будет терять свою эффективность.
Параметры свежего пара на этапе 11-111 снижают, сохраняя нагрузку турбины постоянной за счет открытия
регулирующих клапанов до их полного открытия при t0 = 480°С и р0 = 6,9 МПа.
JV.MBt
100
кгс/см
140
120
100
80
60
40
20
0
МПа
13,7
11,8
- 9,8
7.8
5,9
3,9
- 1>9
80
60
40
20
\ 1
\ 1
\1
\
~~ь
\
\
V
~
\
\
. \
\
\
--
--
.
~--
~
_
-„^
^ (
ч~-
кЛ
"^ "■ ■+ ^
-
-v^
--
-
\
"--
Г--1
--J
*"■*.
~"J-~_
^
1 1 ~t~~
1 1 1
-..
,_
1
г--
1
V- li V
Т\
- -
L
to,°C
500
400
300
200
п, об/мин
г 3000
2000
1000
0 /
I II
8 9-- 40
IV V VI VII VIIIIX X
о
Время, ч
Рис. 9.9. График останова турбины Т-110/120-130 с расхолаживанием паром при работе турбины
в блоке с котлом
Когда температура пара в стопорном клапане будет равна температуре наружной поверхности
фланца ЦВД в зоне регулирующей ступени, включают подвод пара в обнизку фланцевого соединения ЦВД
для более интенсивного расхолаживания цилиндра. При указанных выше параметрах пара делают
выдержку 15 мин, и затем продолжают разгрузку турбины при постоянном открытии регулирующих
клапанов за счет плавного снижения параметров пара до значений р0 = 3,9 МПа и t0 = 340°С. После
выдержки в 30 мин снова разгружают турбину за счет снижения параметров пара до мощности 15 МВт
при значениях р0 = 1,5 МПа и t0 = 250°С. Затем делают выдержку 45 мин и разгружают турбину до
мощности 5 МВт прикрытием клапанов при неизменных параметрах пара (этап IV—V). Далее
открывают байпасный клапан у ГПЗ, а ГПЗ закрывают (точка VI) и регулирующими клапанами доводят турбину
до холостого хода (этап VII—VIII). Потом за L5mhh снижают частоту вращения ротора до 1000об/мин
(этап VIII—IX), делают выдержку 45мин (этап IX—X) и останавливают турбину закрытием стопорного
и регулирующих клапанов. Для проведения ремонтных работ температура цилиндра должна быть не
выше 170 °С.
Остальные операции выполняются как при обычном останове.
Пуск и останов турбин с противодавлением существенно отличаются от пуска и
останова других теплофикационных турбин. Поскольку турбины этой группы не имеют конденсационной
449

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
установки, то, естественно, отпадают все операции по ее пуску, останову и обслуживанию. Кроме того,
у турбин с противодавлением отсутствует часть (иногда большая) регенеративной установки,
благодаря чему операции, касающиеся ее, значительно упрощаются. Важной особенностью пуска турбин типа
«Р», работающих на общий коллектор параллельно с другими источниками пара, является то, что их
предварительный прогрев ведется паром из коллектора («с хвоста»).
После окончания предварительного прогрева и создания за турбиной номинального давления за
счет постороннего источника производятся толчок ротора, постепенное нагружение турбины с
одновременным ее дальнейшим прогревом. Все турбины типа «Р» во время пуска работают по электрическому
графику. Только после набора некоторой нагрузки (примерно 15. ..20% от номинальной) они
переводятся на режим по тепловому графику.
9.3. Техническое обслуживание турбин и турбоустановок
Техническое обслуживание теплофикационных турбин и турбоустановок с такими турбинами
имеет много общего с техническим обслуживанием турбин других типов, поэтому здесь отражены только
отдельные вопросы, на которые авторы сочли необходимым обратить особое внимание, а также
вопросы, специфичные именно для теплофикационных турбин УТЗ. Эти вопросы рассмотрены в настоящем
разделе книги в полном соответствии с особенностями эксплуатации теплофикационных турбин (см.
разд. 9.1).
Качество пара
Турбины УТЗ допускают, в соответствии с государственным стандартом, длительную работу при
отклонениях параметров свежего пара от номинальных значений по давлению в пределах +0,49МПа и
по температуре от +5 до —10 °С. Если температура свежего пара снижается относительно номинальной
на длительный период, следует одновременно понизить его давление так, чтобы влажность пара на
последних ступенях турбины, а также в зоне фазового перехода не превысила расчетной (см. разд. 9.5).
При эксплуатации турбин большое значение имеет качество пара с точки зрения содержания в нем
различных примесей. Их наличие приводит к отложению солей в проточной части, уменьшая проходные
сечения, что вызывает уменьшение пропускной способности турбины и увеличение осевых усилий. При
повышении давления пара в контрольных ступенях на 5% относительно давления при чистой проточной
части турбины необходимо производить ее промывку насыщенным паром, подаваемым при сниженной
нагрузке (~30%) через промывочное устройство, поставляемое с турбиной. У турбин, работающих
по блочной схеме, промывка может происходить при пусках на скользящих параметрах пара, поэтому
промывочное устройство для них не поставляется.
Повышенное содержание примесей в паре приводит также и к снижению прочности элементов
проточной части турбины. Особенно существенным оно оказывается для дисков и рабочих лопаток,
работающих в зоне фазового перехода пара (переход через линию насыщения). Здесь происходит интенсивное
образование в выделяющейся влаге концентрированных растворов солей и кислот на поверхностях
дисков и лопаток, что резко снижает их прочность. Поскольку элементы дисков и лопаток имеют высокие
напряжения, то в них могут появляться трещины. Снижение прочности металла при плохом качестве
пара происходит достаточно быстро (за 25. . 30 тыс. ч). В теплофикационных турбинах УТЗ в зону
фазового перехода попадают предотборные ступени отопительных отборов. В зависимости от давления
в отборах опасной зоной охватываются те или иные близко расположенные ступени.
Следует обратить внимание, что качество пара зависит не только от качества исходной воды, но
и от воды, подаваемой в тракт, например во впрыски, с помощью которых поддерживается
требуемая температура пара за котлом. Особенно часто требования к качеству нарушаются при пусковых и
переменных режимах работы турбины.
Частота электрического тока
Лопаточный аппарат турбин рассчитан на работу при частоте тока в сети 50 Гц. что соответствует
частоте вращения ротора турбогенератора 3000об/мин (здесь не рассматриваются турбины,
предназначенные для экспортных поставок в страны с частотой электрического тока 60 Гц).
Надежная вибрационная отстройка лопаток может быть выполнена на ограниченный диапазон
частот. Работа с частотами, отличающимися от диапазона настройки, приводит либо к быстрой поломке
лопаток (при значительных отклонениях), либо к накоплению усталости в металле, что может привести
к повреждению лопаток при дальнейшей эксплуатации турбины (при работе с небольшими
отклонениями). Поэтому длительная работа турбин под нагрузкой при частоте в сети 49,0 и выше 50,5 Гц
450

не допускается. При отклонении частоты от указанных пределов персонал энергосистемы должен
немедленно принять меры для ее восстановления. При аварийных для системы ситуациях допускается
кратковременная работа турбин УТЗ при частотах, указанных в табл. 9.2.
Таблица 9.2. Допускаемая длительность работы турбин с нерасчетной частотой вращения
Диапазон частот, Гц
Выше 50,5 до 51
Ниже 49 до 48
Ниже 48 до 47
Ниже 47 до 46
Длительность работы, не более
одноразово
Змин
5 мин
1 мин
Юс
за весь срок эксплуатации
500 мин
750 мин
180 мин
30 мин
Срок эксплуатации принят 30 лет.
Парораспределение
Во избежание зависания регулирующих и стопорных клапанов, а также заедания регулирующих
диафрагм турбин необходимо производить их периодическое расхаживание. Регулирующие клапаны
один раз в неделю перемещают на часть хода. Такое специальное перемещение можно не производить,
если клапаны перемещаются вследствие изменений нагрузки. Следует иметь в виду, что у турбин УТЗ за
счет профилировки кулаков обеспечивается небольшое перемещение клапанов даже в зоне их полного
открытия. При зависании регулирующего клапана рычаг с роликами можно будет приподнять рукой,
после чего между роликом и кулаком появится зазор.
У турбин с одним стопорным клапаном один раз в сутки его перемещают на 10 мм. У турбин,
имеющих два стопорных клапана и отдельные группы клапанов ЧВД и ЧСД, кроме указанного выше рас-
хаживания, необходимо не реже одного раза в месяц производить их перемещение на полный ход. При
расхаживании на полный ход стопорных клапанов турбин Т-185/220-130, ПТ-140/165-130 и Р-100-130
расход свежего пара не должен превышать 700т/ч, а у турбины Т-250/300-240 — не более 75т/ч; такой
же расход пара должен быть при расхаживании стопорных клапанов ЧСД и регулирующих клапанов
ЧВД и ЧСД. Предварительное снижение расхода свежего пара относительно номинальной величины
исключает значительное уменьшение нагрузки в момент расхаживания, ограничивает перепад давления
на стопорных клапанах (турбины Т-185/220-130, ПТ-140/165-130, Р-100-130), обеспечивая их открытие
после расхаживания. При расхаживании на полный ход одной из групп регулирующих клапанов ЧВД
турбины Т-250/300-240 нагрузку нужно поддержать за счет открытия клапанов другой группы либо
вручную МУТ, либо автоматически регулятором давления «до себя». Расхаживание стопорных
клапанов ЧВД и ЧСД производят при закрытых регулирующих клапанах соответствующей группы, чтобы
уменьшить перепад давления на основной клапан при его открытии.
Расхаживание регулирующих диафрагм производят как при выключенных, так и включенных
теплофикационных отборах (за исключением случаев работы турбины на режиме по тепловому графику).
В электрогидравлических САР для этого воздействуют на соответствующий пульт ручного управления
сервомоторами. В чисто гидравлических схемах необходимо воздействовать на задатчики регуляторов
давления, причем при выключенных отборах эта операция может производиться без подачи пара на
мембраны регуляторов.
Не реже одного раза в год, а также при выводе турбины в капитальный ремонт и после
него следует производить проверку плотности органов парораспределения. Проверку
производят на холостом ходу, при номинальном давлении свежего пара и номинальном вакууме. У турбин
Т-250/300-240 проверка плотности регулирующих клапанов ЧСД и регулирующих диафрагм
производится при пусках из холодного состояния при давлении свежего пара ро = (4,0 + 0,5) МПа и
температуре t0 = 300... 320 °С.
При одновременном закрытии стопорных и регулирующих клапанов валопровод турбоагрегата
вращаться не должен, при их раздельном закрытии допускается вращение валопровода с частотой не более
50% от номинальной.
При проверке плотности стопорных клапанов и закрытии их при проверках автомата безопасности
следует также проверять правильность настройки конечного выключателя, который должен
срабатывать в положении клапана 2 ... Змм от полного закрытия (нижнего упора). Более раннее срабатывание
выключателя будет выдавать ложный сигнал на щит управления о закрытии клапана.
451

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
Система маслоснабжения
Температура масла на входе в подшипники должна быть в пределах Ю...45°С. При снижении
температуры масла повышается его вязкость, ухудшаются условия образования масляного клина,
возможно появление повышенной вибрации подшипников. Температура масла на сливе из подшипников
не должна превышать 65 °С. При температуре охлаждающей воды выше 33 °С допускается повышение
температуры масла на сливе из подшипников до 70 °С.
Маслоохладители рассчитаны на работу с давлением масла выше давления воды. Допускается их
работа с давлением воды выше давления масла на величину до 0,05 МПа. Работа маслоохладителей
с давлением масла выше давления воды обеспечивает большую надежность работы турбины, так как
исключает попадание охлаждающей воды в масло, что может привести к отказам гидравлических
элементов системы регулирования и защиты, а также к ухудшению работы подшипников.
Конденсационная установка
При работе турбины по электрическому графику необходимо следить за разностью температур
охлаждающей воды до и после конденсатора. В случае повышения этой разности сверх указанной в
характеристиках конденсатора (обычно она равна 8...10°С, но у турбин с относительно малыми
конденсаторами она больше, например у турбин ПТ-140/165-130 она достигает 17 °С) необходимо проверить
расход циркуляционной воды и, если расход меньше номинального, следует его увеличить. Большой
нагрев воды может привести к ухудшению вакуума в конденсаторе. На вакуум также влияют чистота
трубок поверхности охлаждения и плотность вакуумной системы. Система считается плотной, если при
паровой нагрузке конденсатора 40... 100% присосы воздуха не превышают величины, определяемой по
формуле [68, 69] GB = 8 + 0,065 ./V, где N — максимальная мощность турбины на конденсационном
режиме работы (в ПТЭ говорится о номинальной конденсационной мощности, но у теплофикационных
турбин она не определяется).
В случае повышения давления в конденсаторе у турбин Т-110/120-130 на режимах электрического
графика, а у турбин Т-250/300-240, Т-185/220-130, ПТ-140/165-130 на всех режимах выше 12кПа
надлежит снижать нагрузку до восстановления вакуума, не ожидая устранения причин повышения
давления. Если же давление продолжает повышаться, то при давлении 24.5 кПа турбина должна быть
остановлена автоматически.
У турбин Т-110/120-130 при работе по тепловому графику с пропуском через встроенные пучки
сетевой воды автоматическое отключение турбины должно происходить при давлении в конденсаторе
54кПа. Работа турбины Т-110/120-130 на этом режиме с давлением в конденсаторе выше 50кПа не
допускается.
При отключении одной половины каждого конденсатора по воде для чистки трубок следует закрыть
задвижку на трубопроводе отсоса паровоздушной смеси к эжектору из этой половины.
Обратные и предохранительные клапаны
Не менее двух раз в месяц необходимо производить расхаживание обратных клапанов и один раз в
четыре месяца — проверку их закрытия.
Расхаживание клапанов можно производить без закрытия задвижки на паропроводе опробуемого
клапана. При этом из-за ограниченного усилия пружины привода клапана во время работы под
нагрузкой могут полностью не закрываться, и сигнал «Обратный клапан закрыт» не появится. В этом случае
для проверки полной посадки обратных клапанов задвижки на линиях отборов должны закрываться.
Проверка плотности посадки обратных клапанов на линиях отопительных отборов, параллельная
работа которых с другими источниками пара не разрешается, может не производиться, так как в этом
случае наличие некоторой неплотности в клапане не приведет к опасному для разгона турбины
поступлению в нее пара.
Проверка срабатывания предохранительных клапанов должна выполняться не реже одного
раза в год.
Подогреватели сетевой воды
Температура сетевой воды на входе в нижний сетевой подогреватель должна быть несколько выше
температуры воды, охлаждающей конденсатор. Регулировка нагрева сетевой воды затоплением корпуса
сетевого подогревателя конденсатом не допускается.
Необходимо следить за уровнем конденсата в сборниках конденсата сетевых подогревателей. При
достижении уровнем отметки, соответствующей сигналу «Уровень в сетевом подогревателе высок»,
следует, убедившись предварительно в том, что регулирующий клапан полностью открыт, начать снижать
452

тепловую нагрузку. Если, однако, повышение уровня не прекратится, следует немедленно отключить
вначале подогреватель ПСГ-2, а затем — ПСГ-1.
Сигналы «Уровень в сетевом подогревателе высок» и «Уровень в сетевом подогревателе
недопустим» могут быть вызваны либо повышением уровня конденсата в сборнике конденсата сетевого
подогревателя — тогда положение стрелки на шкале дистанционного указателя должно
соответствовать указанным выше сигналам, либо повышением уровня конденсата в корпусе сетевого
подогревателя — тогда положение стрелки на шкале дистанционного указателя уровня не будет соответствовать
сигналам, так как дистанционный указатель, не будучи связан с сигнализатором в корпусе сетевого
подогревателя, получает импульсы от изменения уровня только в его сборнике конденсата.
Здесь приведено описание сигнализации, когда в корпусе ПСГ устанавливался сигнализатор, а не
указатель уровня. В настоящее время для замера уровня конденсата в корпусе ПСГ, как и в
сборнике конденсата, устанавливается дистанционный указатель уровня. Поэтому сигналы на щите точно
показывают, в каком аппарате произошло повышение уровня конденсата.
В случае, если почему-либо уровень конденсата в сборниках конденсата или корпусах сетевых
подогревателей достигнет отметки, соответствующей сигналу «Уровень в сетевом подогревателе
недопустим», должно произойти автоматическое отключение в зависимости от того, в каком сетевом
подогревателе уровень стал недопустим — либо только в подогревателе ПСГ-2, либо в обоих подогревателях.
Указатели уровня воды и сигнализаторы уровня в сборниках конденсата ПСГ и в их корпусах не
должны отключаться даже при отключении ПСГ. Это необходимо потому, что подогреватель ПСГ-1
по пару от турбины не отключается, и в нем может происходить конденсация пара, а в подогревателе
ПСГ-2 конденсация будет иметь место при неплотности паровых задвижек. В практике эксплуатации
известны случаи, когда неплотными оказывались задвижки на сетевой воде у сетевого подогревателя
ПСГ-2 при одновременной неплотности вальцовки или повреждении трубок поверхности охлаждения.
При этом у отключенного подогревателя ПСГ-2 (закрыты паровые задвижки) забывали открыть
стояночный слив конденсата, и его паровое пространство вплоть до задвижек на пароподводящих трубах
постепенно полностью заполнялось водой, давление которой в этот момент становилось равным
давлению в трубопроводах сетевой воды, что приводило, в первую очередь, к разрыву компенсаторов на
паропроводах. Повреждались паропроводы также при заполнении водой от увеличения веса, на который
не рассчитаны подвески.
Как показал опыт эксплуатации сетевых подогревателей, при резких снижениях давления пара в
камерах отопительных отборов повышается уровень конденсата в корпусах ПСГ. Чтобы в этих случаях
не происходило отключение сетевых подогревателей, а при работе по тепловому графику — и самой
турбины, в линию защиты введено реле времени, обеспечивающее двухминутную выдержку до момента
срабатывания защиты. За это время уровень конденсата успевает снизиться, и срабатывания защиты
не происходит.
Аварийный останов турбины
Аварийное прекращение подачи пара в турбину производят в случаях, оговоренных правилами
технической эксплуатации (ПТЭ) и инструкциями по эксплуатации. Большинство этих случаев относится
к турбинам всех типов, но некоторые из них присущи только теплофикационным турбинам.
Турбина должна быть аварийно остановлена персоналом воздействием на ключ на щите
управления турбиной или кнопкой на переднем подшипнике в следующих случаях:
1) при появлении хотя бы одного из следующих признаков гидравлического удара: резкого падения
температуры свежего пара, выбрасывания воды или влажного «белого пара» из уплотнений,
фланцев корпусов стопорного и регулирующих клапанов, фланцев цилиндров турбины, а также при явно
слышимых гидравлических ударах в паропроводах;
2) появлении искр из уплотнений;
3) резком повышении температуры колодок упорного подшипника или температуры опорных
вкладышей свыше допустимой величины или при появлении дыма из подшипников;
4) загорании масла и невозможности ликвидировать пожар имеющимися средствами;
5) внезапном понижении уровня масла в маслобаке ниже предельного по шкале маслоуказателя;
6) появлении неустранимой течи масла;
7) разрыве атмосферных мембран, т.е. при переходе турбины на работу с выхлопом в атмосферу;
8) недопустимом относительном удлинении роторов турбины;
9) полном сбросе тепловой нагрузки у турбин типа «Р» и у турбин других типов, переведенных в
режим противодавления (теплового графика) при невозможности быстрого перехода на режим работы
турбины по электрическому графику.
453

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
Турбины УТЗ аварийно останавливаются при срабатывании следующих защит:
1) от недопустимого повышения частоты вращения ротора турбины (автомата безопасности);
2) недопустимого повышения давления пара в камере производственного отбора;
3) недопустимого повышения давления пара в камере отопительного отбора;
4) недопустимого перемещения ротора в осевом направлении (осевого сдвига ротора);
5) снижения давления масла в системе смазки ниже допустимого уровня;
6) недопустимого повышения вибрации;
7) недопустимого повышения давления пара в конденсаторе;
8) недопустимого понижения или повышения температуры свежего пара;
9) недопустимого повышения температуры масла за маслоохладителями и одновременного падения
давления охлаждающей воды на входе в маслоохладители;
10) недопустимого повышения уровня конденсата в корпусах ПСГ;
11) повышения уровня воды в ПВД до второго предела;
12) недопустимого увеличения перепада давления пара на предотборную ступень производственного
отбора или последнюю ступень у турбин типа «Р».
Защиты 1 и 2 выполнены гидравлическими, с 4 по 12 — электронными, а по пункту 3 — и
гидравлической, и электронной (в ЭГСРиЗ все защиты электронные).
Если при аварийном нарушении указанных параметров защита турбины почему-либо не сработала,
необходимо остановить турбину вручную. При закрытии стопорного клапана выдаются сигналы на
закрытие всех КОС и всех задвижек на подводах и отводах пара от турбины, а также первичный сигнал
на автоматическое отключение генератора от сети.
При срабатывании защит 4, 5 и б турбина для ускорения ее останова может останавливаться со
срывом вакуума, производимым машинистом со щита управления.
Действия эксплуатационного персонала при сбросе нагрузки
1. Полный сброс электрической нагрузки.
Если в момент сброса нагрузки турбина работала с регулируемыми отборами пара, то во всех случаях
они должны быть отключены. Обязательно отключение регулятора давления производственного отбора
для исключения разогрева выхлопной части ЧВД.
Если в момент сброса электрической нагрузки турбина, установленная по блочной схеме, работала
по тепловому графику с пропуском охлаждающей воды только через встроенные пучки конденсаторов,
то она (весь блок) должна быть остановлена, так как при таком варианте работы сброс от котла через
ПСБУ в конденсатор запрещен.
1.1. Сброс электрической нагрузки с отключением турбогенератора от сети. Регулирование удержало
турбоагрегат на частоте вращения, не вызывающей срабатывания автомата безопасности.
Основные признаки: нулевое показание ваттметра, повышенная частота вращения турбогенератора,
прикрытие регулирующих клапанов.
Причина: неисправности в электрической части.
Способ ликвидации:
1) немедленно МУТ (синхронизатором) понизить частоту вращения ротора турбины до
номинальной;
2) при отсутствии каких-либо ненормальностей в работе турбоагрегата синхронизировать и
включить турбогенератор в сеть.
1.2. Сброс нагрузки с отключением турбогенератора от сети. Регулирование не удержало
турбоагрегат на допустимой частоте вращения, в результате чего автомат безопасности сработал.
Основные признаки: нулевое показание ваттметра, повышенная частота вращения ротора
турбины, идущая на снижение, полное закрытие стопорного и регулирующих клапанов ЧВД, регулирующих
диафрагм и обратных клапанов на отборах.
Причины: сброс нагрузки — неисправности в электрической сети: срабатывание автомата
безопасности — неисправности в элементах системы регулирования.
Способ ликвидации:
1) убедиться в нормальном давлении масла на смазку подшипников;
2) воздействовать на МУТ в сторону «меньше» до установки его в нулевое положение (до загорания
сигнальной лампы);
3) если частота вращения ротора турбины понизилась до 2600об/мип, включить пусковой
масляный насос; если давление масла в системе смазки снизилось до 34кПа, автоматически должен
включиться резервный насос смазки;
454

9.3. 1ехническое оЬслуживание туроин и турооустановок
4) при отсутствии ненормальностей в работе турбины, воздействуя на МУТ, медленно открыть
стопорный и регулирующие клапаны и довести частоту вращения ротора турбины до номинальной;
5) остановить масляные насосы;
6) синхронизировать и включить турбогенератор в сеть;
7) при первой возможности остановить турбину для проверки и наладки системы регулирования.
1.3. Сброс нагрузки с турбины без отключения турбогенератора от сети. Турбогенератор работает в
моторном режиме.
Основные признаки: прекращение подачи пара в турбину (манометры, измеряющие давление пара за
стопорным клапаном и в камере регулирующего колеса, показывают ноль), ваттметр показывает ноль,
амперметр генератора показывает наличие тока, частота вращения ротора турбины не изменилась, реле
показывает наличие «обратной мощности».
Причины:
1) срабатывание золотников от электромагнитного выключателя турбины при воздействии
электрозащиты;
2) самопроизвольное срабатывание автомата безопасности и его золотников вследствие
неисправности;
3) самопроизвольное срабатывание ГПЗ, стопорного или регулирующих клапанов вследствие
неисправности узла управления ими или обрыва штока стопорного клапана;
4) отключение турбины в результате действия персонала щита управления.
Дополнительные признаки: если сброс произошел по причинам 1, 2, 4, то должны полностью
закрыться стопорный, регулирующие клапаны, регулирующие диафрагмы и все обратные клапаны. Если
в случае 3 самопроизвольно закрылись регулирующие клапаны, то давление за стопорным клапаном
сохранится.
Способ ликвидации: если электрозащита сработала вследствие появления аварийного режима
работы турбоустановки или произошло ложное срабатывание узлов, причину которого быстро устранить
нельзя, необходимо остановить турбину, после чего устранить неполадки.
В случае ложного срабатывания защиты, золотников или клапанов, которое можно быстро
устранить, необходимо перевести МУТ в нулевое положение, открыть стопорный клапан и при отсутствии
каких-либо ненормальностей в работе турбоагрегата принять некоторую нагрузку.
Длительность работы турбоагрегата в моторном режиме независимо от причины, вызвавшей его,
не должна превышать 4мин. За это время персонал либо должен подготовить турбину к новому набору
нагрузки, либо подготовить ее к останову с отключением генератора от сети. Длительная работа
агрегата в моторном режиме после прекращения подачи пара в турбину опасна, так как вращение ротора в
паровой среде приводит к быстрому разогреву рабочих лопаток.
Скорость разогрева и его величина зависят от длины лопаток и плотности пара, в котором они
вращаются. Если в момент перехода в моторный режим турбина работала с ухудшенным вакуумом в
конденсаторе или ухудшение вакуума явилось следствием аварийной ситуации, то это может оказаться
достаточным для быстрого недопустимого разогрева длинных рабочих лопаток последних ступеней.
Вероятность недопустимого разогрева лопаток велика и у противодавленческих турбин независимо от
величины противодавления: при низком противодавлении и относительно невысокой плотности пара
турбина имеет лопатки большой длины; при высоком противодавлении лопатки относительно невелики,
но плотность пара большая.
2. Полный сброс тепловой нагрузки.
2.1. Сброс тепловой нагрузки на режиме работы турбины по электрическому графику. Регулирование
удержало давление в камере отбора в пределах, не вызывающих срабатывания защиты камеры.
Основные признаки: уменьшение расхода пара в турбину, некоторое повышение давления пара в
камере отбора, прикрытие регулирующих клапанов ВД и открытие регулирующих диафрагм (клапанов
ЧСД), уменьшение до нуля расхода конденсата греющего пара из сетевых подогревателей.
Причины: останов сетевых насосов, самопроизвольное закрытие задвижки на линии сетевой воды,
переток большого количества сетевой воды в параллельно включаемые сетевые подогреватели другой
турбины.
Способ ликвидации: восстановить при возможности тепловую нагрузку. Если быстрое принятие
тепловой нагрузки невозможно, то перевести турбину на чисто конденсационный режим.
2.2. Сброс тепловой нагрузки на режиме работы турбины по электрическому графику. Регулирование
не удержало давление в камере отбора пара в допустимых пределах, сработала защита камеры.
Основные признаки: шум от работы предохранительных клапанов, повышение давления пара в
отборе.
Причины: те же, что и в 2.1, — неисправность регулирования отбора.
455

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
Способ ликвидации: МУТ снизить нагрузку турбины до отключения защиты (закрытия
предохранительных клапанов), перевести турбину на чисто конденсационный режим работы с принятием
электрической нагрузки; исправить регулирование отбора.
2.3. Сброс тепловой нагрузки у турбин типа «Р» или турбин других типов, переведенных в режим
противодавления.
Причины: те же, что и в 2.1.
Основные признаки: резкое снижение нагрузки генератора, повышение давления пара в камере
противодавления.
Способ ликвидации: турбина должна быть остановлена.
Если у турбины, переведенной в режим противодавления, в качестве охлаждающей воды
использовалась сетевая вода, проходящая через встроенные пучки конденсатора, и ее подача прекратилась
одновременно с прекращением ее поступления в ПСГ, то турбина будет немедленно остановлена
защитой по причине срыва вакуума в конденсаторе.
В других случаях останов турбины допускается производить с выдержкой времени до 4 мин. Защита
на автоматический останов турбины должна быть настроена ниже уставки срабатывания
предохранительных клапанов или после начала работы ГСЗО. Однако за время выдержки они могут полностью
сработать. Срабатывание защиты с выдержкой времени имеет смысл, если в этот период может быть
восстановлена тепловая нагрузка или турбина будет переведена в режим работы по электрическому
графику. Последнее возможно, если охлаждающая вода проходила через основную поверхность
охлаждения конденсатора в количестве, обеспечивающем допустимое давление в нем, после открытия
регулирующей диафрагмы.
Если в режим противодавления с пропуском охлаждающей воды только через встроенные пучки
конденсатора была переведена блочная турбина, то при полном сбросе тепловой нагрузки она должна
быть остановлена немедленно.
Работа турбины на холостом ходу
Работа турбины на холостом ходу в зоне номинальной частоты вращения ротора допускается в
течение 15 мин. Длительность работы на холостом ходу в указанной зоне может быть увеличена, если
относительные удлинения роторов турбины, температура выхлопной части ЦНД и другие критерии
работы турбины не превышают допустимых величин.
Суммарная продолжительность работы турбины в режиме холостого хода в течение года не должна
превышать 50 ч.
9.4. Эксплуатационные показатели работы турбин
Эксплуатационные показатели работы турбин, как и любой другой продукции, характеризуют их
качество, понимаемое в широком смысле как совокупность свойств и характеристик, которые придают
им способность удовлетворять обусловленные или предполагаемые потребности1.
Стремление УТЗ по возможности полно удовлетворить потребности заказчика проявляются уже на
первой стадии его переговоров о намерении приобрести турбину, когда представители завода
предлагают большой ряд турбин различных типов и моделей, а также их различные модификации. Причем,
как уже отмечалось, каждая модификация имеет некоторые решения, которые могут выполняться в
различных вариантах. Кроме того, завод стремится также удовлетворить специфические требования
заказчика, даже если они не предусмотрены проектом. Это положение в первую очередь относится к
мощности турбины, параметрам свежего пара, наличию регулируемых отборов пара и его параметрам,
наличию дополнительных отборов пара, количеству и качеству охлаждающей воды и др.
Естественно, что заказчик, приобретая турбину с заранее оговоренными свойствами, не вправе ожидать, что и
другие, неоговоренные свойства будут иметь высокие показатели. Например, нельзя ожидать, что
экономичность теплофикационной турбины на конденсационном режиме будет такой же, как
у конденсационной турбины. Нельзя ожидать, что у всех теплофикационных турбин типов
«П» или «ПТ» мощность на конденсационном режиме будет равна номинальной мощности
турбины. Можно назвать еще некоторые факторы, которые определяются условиями заказа и не могут
выходить за их пределы.
Показатели тепловой экономичности турбин, как и все другие регламентируемые показатели
качества, указываются в технических условиях на турбину. УТЗ гарантирует, что еуср < (100 + 1) %,
1 Международный стандарт ИСО 9001.
456

9.4. Эксплуатационные показатели раооты туроин
т.е. усредненный показатель экономичности должен быть равен или меньше гарантируемой
экономичности с допуском 1%. Усредненный показатель определяется по нескольким наиболее характерным
режимам. Например, для турбины ПТ-90/110-130/10 он определяется по формуле еуср = 40 (dH/dr)i +
+50 (d„/dr)2 + 10(ди/(7г). где d„, dp — удельные расходы пара на теплофикационном режиме работы
турбины соответственно по данным тепловых испытаний и гарантий; qK, qr — удельные расходы
теплоты на конденсационном режиме работы турбины соответственно по данным тепловых испытаний и
гарантий; «1», «2», «3» — номера режимов; «40», «50», «10» в формуле перед скобками — доли
длительности режима работы турбины в процентах.
Для указанной турбины режим «1» — номинальный режим с отборами пара на производство и
для нужд отопления; режим «2» — отопительный отбор отключен, производственный имеется; режим
«3» — конденсационный.
На турбинах УТЗ неоднократно проводились тепловые испытания, которые показали, что
гарантии завода строго выдерживаются.
Назначенный срок службы комплектных турбин УТЗ составляет 30 лет, за исключением
быстроизнашиваемых деталей и трубок поверхности теплообмена. Ресурс деталей и элементов турбин,
работающих при температуре более 450 °С, равен 170 000 ч, а ресурс трубопроводов — 200 000 ч. Если
считать, что средний годовой коэффициент рабочего времени (подробнее об этом коэффициенте см.
ниже) у турбин равен 0,8, то годовая наработка равна 7000 ч и принятый срок службы соответствует
ресурсу 210 000 ч. Однако у многих турбин УТЗ годовая наработка превышает указанную, причем у
отдельных турбин в некоторые годы она равна или близка к календарному времени 8760 ч, т.е. Кр
равен единице или близок к ней. В целом многие турбины УТЗ отработали назначенный срок службы
и свой ресурс и продолжают надежно работать (рис. 9.10)2.
70
60
50
40
30
о
20
10
i
Ш ПТ-135
Б т-юо
0 Т-250
■ T-175
ПИ Р-юо
■ T-50
В ПТ-50
И Тп-115
11
до 20 21-51 51-100 101-160 161-200 201-230 231-260 261 и более
тыс. часов
Рис. 9.10. Наработка ряда турбин УТЗ на 01.01.2007 г.
Ресурс деталей турбин, работающих в зонах высоких температур, существенно зависит от режимов
работы и числа пусков и остановов турбины, из какого температурного состояния производились пуски
и, что очень важно, от правильности выполнения пусковых операций и других условий эксплуатации
2 УТЗ начиная с 1965 г. ежегодно запрашивает и получает от электростанций основные сведения по работе
изготовленных им турбин на параметры пара 12,8 и 23,5 МПа.
457

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
В настоящее время УТЗ, как указывается в технических условиях на турбины, разрешает
общее число пусков турбин за весь срок их службы до 1600, в том числе пусков из холодного
состояния не более 100, если турбина пускается паром с номинальными параметрами, и не
более 120, если турбина пускается паром со скользящими параметрами. Учитывая, что
гарантированный срок службы равен 30 годам, ежегодное допустимое число пусков составляет примерно 53.
Такое может происходить, особенно если учитывать простой турбины в ремонте, при остановах турбины
больше, чем один раз в неделю, что маловероятно, тем более для теплофикационных турбин. При этом
пусков из холодного состояния более 3.. .4 в год практически быть не может. По имеющимся на УТЗ
сведениям, среднее число пусков у турбин на давление пара 12.8МПа, среди которых большинство
работают в схемах с поперечными связями, составляет 5. ..б, а у турбин Т-250/300-240, работающих
в блочных схемах, среднее число пусков в год равно 10. При этом у всех турбин, независимо от схемы
работы, число пусков в год меньше 20.
Практически ресурс деталей турбин УТЗ, работающих в зонах высоких температур, превышает
расчетный, и турбины после соответствующего контроля металла продолжают надежно работать. Однако
продление ресурса следует проводить в разумных пределах, чтобы не происходило существенного
снижения надежности турбин, поэтому, учитывая также моральное старение турбин, их своевременная
замена необходима.
Одним из важных показателей надежности работы турбин является средняя наработка на отказ3
Т0, она определяется по формуле Т0 = -^^, где £сум — суммарная наработка за какой-то конкретный
71от
период; пот — число отказов за этот же период.
При реальных подсчетах по указанной формуле сразу возникает вопрос: за какой период его
вести? По принятой еще в Минэнерго СССР методике за расчетный период принимается календарный
год, но при этом и суммарная наработка, и число отказов традиционно берутся по всему парку турбин
определенной модели (типоразмера). Это положение относится не только к определению наработки
на отказ, но и ко всем другим показателям и коэффициентам, определяемым в энергетике. По
существу это означает, что определяется некоторый усредненный параметр; такая постановка вопроса, по
мнению УТЗ, является правильной. Опыт эксплуатации показывает, что очень редко у турбин отказы
происходят ежегодно; также не ежегодно проводятся капитальные ремонты, продолжительность
которых отражается на ряде коэффициентов. Из этого следует, что расчетный период в один календарный
год для определения показателей для одной отдельно взятой турбины мал. Так, например, при
определении наработки на отказ за год величина этого показателя в случае отсутствия отказов в этом году
окажется равной числу часов работы турбины в данном году. Естественно, такое определение не
отражает действительной надежности турбины, так как после одного отказа в каком-то году их не было
целый следующий год (а возможно, и несколько лет), и наработка на отказ была фактически больше,
чем при годовом подсчете.
Практически определение показателя по парку машин равнозначно определению показателя для
одной турбины за число лет, равное числу турбин, по которому определяется показатель. Эти
рассуждения не имеют принципиального значения, когда показатели определяются для заказчика, у которого
эксплуатируется много турбин каждой модели. Но если заказчик, особенно заграничный, покупает одну
турбину, то его в первую очередь интересуют показатели именно его машины, а не показатели турбин
этой модели вообще.
УТЗ считает, что для турбин срок, за который определяются показатели, должен быть пять лет.
Такой период указан и в технических условиях на турбины УТЗ для подсчета средней наработки на
отказ, которая не должна быть меньше 7000 ч (для некоторых типов турбин — 8000 ч), что соответствует
требованиям государственного стандарта [69] для турбин мощностью менее 500 МВт.
Для завода-изготовителя при взаимоотношениях с потребителями важно знать показатели,
относящиеся к поставляемому им оборудованию, а не всего комплекса, в состав которого это оборудование
входит. Например, турбоагрегат может быть аварийно остановлен из-за отказа генератора или из-за
повреждения паропровода свежего пара, включая ГПЗ, и целого ряда другого оборудования, не
входящего в объем поставки завода-изготовителя турбины. Это имеет особо большое значение для блочных
установок, где на работоспособность турбоагрегата влияет большое количество оборудования, включая
котел, питательный насос, деаэратор, блочный трансформатор и др. УТЗ простой турбины по вине
оборудования, не поставляемого им, относит к времени нахождения турбины в резерве. Такое решение
исключает неоправданное существенное снижение показателей надежности турбины, хотя некоторое их
снижение все же имеет место (см. далее).
3Данный и другие показатели надежности — по [69].
458

9.4. Эксплуатационные показатели работы турЬин
После того как выделены остановы и простой турбоагрегата по вине оборудования, поставляемого
заводом, необходимо установить, по какой причине остановлен агрегат. Это нужно с двух точек зрения.
Как указывалось в работах ОРГРЭСа, было установлено, что из общего числа 1122 отказов блоков
только 13,8% произошло из-за недостатков конструкции турбин и технологических дефектов. Остальные
отказы были вызваны дефектами монтажа (4,4%), недостатками эксплуатации (23,8%), дефектами
ремонта (13,9%), исчерпанием ресурса (5,0%), прочими и невыясненными причинами (39,1%).
Аналогичную картину можно наблюдать и для турбин с поперечными связями. Так, по данным
ОРГРЭСа [69], при обследовании 1690 турбин на параметры пара 8,8 и 12,8МПа было установлено,
что число отказов из-за дефектов конструкции и технологии изготовления турбин составляет всего
10,6 % от имевшихся 397 отказов, из-за дефектов монтажа — 2,5 %, недостатков эксплуатации — 29,5 %,
дефектов ремонта — 13,6%. исчерпания ресурса — 24,2%, прочих и невыясненных причин — 19,6%.
Наработка на отказ, подсчитанная как средняя по всему парку турбин каждой модели,
если даже отказы по невыясненным причинам отнести к отказам по вине завода-изготовителя
турбин, у всех турбин УТЗ превышает гарантированную. У многих моделей турбин она составляет
несколько десятков тысяч часов.
Заводам-изготовителям оборудования важно конкретно знать, какие узлы и детали и по каким
причинам вызвали отказ в работе турбоагрегата; это необходимо для принятия мер, устраняющих
возможность повторения таких случаев в дальнейшем, а также выдачи (если это требуется) рекомендаций
по устранению последствий отказа и возобновлению надежной работы агрегата.
Другим показателем надежности турбины, используемым в энергетике, является коэффициент
Т0 t
готовности, определяемый по формуле: Кг = ——-— или Кг = — , где Т0 и £сум указаны ра-
-^ о ' -^ в *сум I *рем
нее; Тв — среднее время восстановления после отказа; £рем — время простоя в неплановых (аварийных)
ремонтах. Предполагается, что простой турбины в ремонте соответствует оптимально необходимому
времени; это при аварийных ремонтах, как правило, выдерживается.
Ранее (в Минэнерго СССР) считался допустимым простой турбины в неплановых ремонтах 2%
от наработки в соответствующий период, т.е. допустимым является коэффициент готовности, равный
0,98 (98%). Фактически у всех турбин УТЗ средний коэффициент готовности не ниже 99,5%,
а, например, у турбин Т-110/120-130 он при учете отказов, имеющих отношение к УТЗ, доходит до
99,9%. При этом в году отказы наблюдаются у одной из пяти — десяти турбин, а среднее время
восстановления турбины после ремонта колеблется в зависимости от сложности отказов (например, могло
произойти повреждение, не требующее вскрытия цилиндров, или. наоборот, оно может потребоваться,
как в случаях с повреждением проточной части турбины) в пределах от 20 до 200 ч.
В технических условиях на турбины УТЗ указывается еще один показатель надежности —
межремонтный период. В энергетике принято так называть период между капитальными ремонтами.
Поскольку регламентируемый ремонт не соответствует стандартному определению капитального
ремонта, по которому предполагаются полное или почти полное восстановление ресурса изделия и замена
деталей, в том числе и основных, то государственный стандарт на установки паровых турбин
называет этот ремонт ремонтом со вскрытием цилиндров. УТЗ разрешает проводить его один раз в пять
лет. Межремонтный период в значительной мере зависит от условий эксплуатации турбины, а также
от сложности конструкции самой турбины. Реально у турбин УТЗ типа «Р» (одноцилиндровых)
средний межремонтный период превышает пять лет. У турбин типа «Т» (двух- и
трехцилиндровых), кроме турбин Т-185/220-130, он превышает четыре года. У турбин типа «ПТ» он
равен четырем годам, а у турбин Т-250/300-240 (четырехцилиндровых, на сверхкритические
параметры пара) он превышает три года. У ряда турбин межремонтный период значительно
превышает средние значения. Так, например, у некоторых турбин Т-110/120-130 он доходит до 7... 8 и даже
10 лет.
Кроме показателей, указываемых в технических условиях, для турбин определяются еще несколько
показателей, представляющих интерес для оценки работоспособности и интенсивности использования
турбин. Так, определяется средний коэффициент рабочего времени Kv = ^ум , где Тк — сумма
Тк - m
времени нахождения турбин в работе и резерве; m — число турбин, по которому определяется
коэффициент. Этот коэффициент, показывающий, сколько часов в году в среднем работают турбины,
используется в основном при заказах турбин или для ориентировочного определения наработки
турбин, находящихся в эксплуатации, когда конкретных сведений об их работе нет. Определяются также
коэффициенты использования установленной мощности:
электрической — Кум = ——^— ;
^' -* К -* *Т НОМ
459

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
отопительных отооров — Кумо
m • JT.p.T • jvt ном
W„
производственного отбора — Ку.м.п = ——— , где W, WT, Wn — суммарная выработка
те ■ 1 к 1VT HOM
электрической энергии, тепловой энергии отопительными и производственным отборами
соответственно всеми турбинами; NHOM, -^VThom. JVnlIOM — номинальная электрическая мощность и номинальные
тепловые нагрузки отопительных и производственного отборов; Тт.рт — теоретическое время работы
отопительных отборов с номинальной нагрузкой, принимаемое на УТЗ равным 55(Юч. Оно определено
из условия, что номинальная отопительная нагрузка на турбину выдерживается 4500 ч, а оставшееся
время в году — 4260ч — она работает со средней нагрузкой 23,5% (нагрузка горячего водоснабжения).
W
Можно также определить коэффициент электрической загрузки К3 = —— или среднюю
W
нагрузку турбины Ncp = .
^сум
Следует остановиться на коэффициенте технического использования tryM: KTli = — _
^сум I *рем т~ ^обсп
здесь tpeM — суммарное время всех ремонтов; £0бсл — суммарное время обслуживания. Поскольку
время обслуживания, кроме времени ремонтов, у паровых турбин очень мало, можно считать £0бап = 0,
Т' *Сум
тогда Ати = .
В первом приближении коэффициент технического использования позволяет судить о степени
совершенства машины: коэффициент тем больше, чем меньше времени машина требует на ремонт. Однако
реально время ремонта существенно зависит от его организации: во сколько смен ведутся работы,
количество и квалификация ремонтного персонала, наличие требуемых запасных частей, оснащенность
инструментами и приспособлениями и пр.
Если аварийные ремонты, как правило, проводятся в оптимальные сроки, то затраты времени на
текущие, средние и особенно капитальные ремонты в настоящее время превышают нормативные, причем
по капитальным ремонтам это превышение бывает значительным. Очень важным фактором, влияющим
на продолжительность капитальных ремонтов, является то, что они обычно проводятся летом, когда
нет потребности в отопительных нагрузках, и турбины типа «Т» должны работать на
конденсационном режиме. Естественно, что их экономичность при этом оказывается ниже экономичности мощных
конденсационных блоков на сверхкритические параметры пара, и если потребность в электрической
энергии ограничена, то теплофикационные турбины в летнее время просто останавливаются, поэтому
форсировать их ремонт нет необходимости. Турбины УТЗ на параметры пара 12,8 и 23,5 МПа, по
которым завод собирал сведения все предыдущие годы, когда потребность в электрической
и тепловой энергии была высокой, имели коэффициент технического использования выше
нормативного, причем это относилось как к турбинам, проходившим капитальный ремонт, так
и к турбинам, у которых проводились только текущие и средние ремонты.
Следует иметь в виду, что простой турбин в резерве, как правило, снижает коэффициент
технического использования. При принятом выше допущении (f06on = 0) сумма времени нахождения турбины
в работе, ремонте и резерве равна календарному времени, т.е. tcyM + £рем + tpe3 = Тк, поэтому можно
Гх -'к *рем *рез
записать, что Лги = —— *—.
г.и Т — t
При определении нормативной величины коэффициента технического использования нами
учитывались существующие в настоящее время нормативы на ремонт, а простой турбин в резерве не
учитывался, так как на него нормативы отсутствуют. Если бы турбины не проходили ремонт, то коэффициент
технического использования даже при наличии простоя в резерве стал бы равен единице, что не
отражает фактической надежности машины, так как если бы вместо простоя в резерве турбина работала,
то нет гарантии, что в этот период не произошел бы отказ [69]. С другой стороны, чем больше
продолжительность ремонтов, тем больше продолжительность простоя в резерве снижает коэффициент
технического использования. Так, если время простоя в ремонтах составило 10% календарного
времени, то при простое турбины в резерве — также 10% от Тк, коэффициент технического использования
снижается на 1% , а при времени резерва 20% снижение А'ти равно 2,3%. При времени ремонтов
20% от Тк снижение Кт-К при десятипроцентном резерве равно уже 2,3%, а при двадцатипроцентном
резерве снижение составляет 5%.
Как отмечено выше, последние годы теплофикационные турбины, прежде всего типа «Р»,
значительное время находятся в резерве, что и снижает их коэффициент технического использования,
особенно в годы проведения капитальных ремонтов.
160

У.Ь. L/сооые случаи jt\^iuiyci,ci4,„
Многолетний анализ показателей надежности свидетельствует, что после монтажа новой серийной
турбины на электростанции ее показатели первые два года оказываются несколько ниже средних
показателей при более длительной эксплуатации. Это логично объясняется тем, что в этот период, который
мы называем периодом приработки [69], происходит освоение персоналом новой турбины, а также
выявляются и устраняются скрытые ошибки ее монтажа, сборки и изготовления. Если же вводятся в
эксплуатацию головные образцы турбин, в которых реализованы принципиально новые решения, то
период работы турбины (турбоустановки) с пониженными показателями может быть равен трем годам.
Этот период условно называется периодом освоения. Он характеризуется тем, что на его протяжении
осваиваются технологии монтажа, сборки и изготовления турбин, происходит конструктивная отработка
элементов турбины и осваивается опыт ее (турбины) эксплуатации. Период освоения существенно
сокращается, когда вводятся в эксплуатацию головные образцы турбин, разработанных на основе базовой
модели с использованием в основном ранее хорошо проверенных решений и конструкций.
9.5. Особые случаи эксплуатации
При эксплуатации паровых турбин и их турбоустановок нередко возникают особые случаи, когда
работа агрегата по тем или иным причинам не может соответствовать штатным условиям. Среди причин,
которые могут вызвать эти случаи, в первую очередь следует отметить: исчерпание ресурса
оборудования; необходимость продолжить работу агрегата после аварийного повреждения отдельных элементов;
необходимость приспособить агрегат для конкретных условий эксплуатации, сложившихся у
потребителя, и др.
Особые критерии эксплуатации в своем большинстве могут быть реализованы только после
обследования конкретной турбины, поскольку вследствие совершенствования (проводимых
модернизаций), а также допустимых отклонений от номинальных размеров деталей турбины фактически
отличаются одна от другой. К этим отличиям при длительной работе турбин добавляются отличия,
вызываемые специфическими условиями их эксплуатации.
Ниже рассмотрены некоторые из особых случаев эксплуатации.
1. Очень распространенным является длительное снижение температуры свежего пара
перед турбиной из-за исчерпания ресурса котлов, особенно их поверхностей нагрева. Поскольку при
снижении температуры пара перед турбиной, как правило, повышается влажность пара на последних
ступенях, а также в зоне фазового перехода, то это снижает надежность работы элементов проточной
части. У лопаток последних ступеней повышается эрозионный износ входных кромок, а в зоне фазового
перехода возрастает вероятность повреждения дисков. Во избежание указанных неприятностей следует
одновременно с понижением температуры свежего пара понизить его давление, чтобы влажность пара в
проточной части сохранялась на уровне расчетной. Требуемые параметры пара, называемые
сопряженными [69], для турбин УТЗ (кроме турбин типа «Р») приведены в табл. 9.3. При снижении параметров
пара их колебания не должны превышать величин, указанных для номинальных параметров.
Таблица 9.3. Сопряженные параметры свежего пара для турбин УТЗ
Давление, МПа
12,8
12,3
11,8
11,3
10,8
10,3
9,8
8,8
7,8
6,9
5,9
3,9
2,9
1,96
Температура, °С
to
555
550
545
540
535
530
520
505
490
470
450
395
355
310
насыщения
329
326
323
320
317
313
310
302
294
284
274
249
233
211
Справочная.
461

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин VT3
Естественно, что мощность турбины и ее экономичность при снижении параметров свежего пара
соответственно снижаются.
Однако УТЗ для конкретной турбины может разработать рекомендации по восстановлению ее
паровой пропускной способности, что практически обеспечивает восстановление электрической мощности
и тепловой нагрузки турбины. Такой опыт у завода имеется. Возможны два варианта: один — за счет
установки за регулирующей ступенью фальшдиафрагмы, рабочие лопатки за которой подрезаются;
другой — за счет увеличения пропускной способности диафрагм ЧВД, расположенных за регулирующей
ступенью. В обоих вариантах пропускная способность регулирующей ступени увеличивается благодаря
понижению давления за ней (в камере регулирующей ступени).
Фальшдиафрагма представляет собой специальную диафрагму или серийную с соответствующей
обработкой направляющих лопаток, в обоих случаях каналы в диафрагме имеют постоянное сечение.
При подрезке рабочих лопаток их хвостовики остаются в диске, что предохраняет пазы в диске от
повреждения. Пропускная способность диафрагм увеличивается за счет соответствующего увеличения
проходного сечения каналов.
2. На турбинах типа «Т», имеющих отдельный ЦНД, его ротор может быть заменен на
ротор-проставку без облопачивания, благодаря чему турбина превращается в противодавлен-
ческую типа «ТР». Такое решение при работе турбины с большими тепловыми нагрузками позволяет
повысить ее экономичность за счет исключения потерь теплоты пара, пропускаемого через ЧНД в
конденсатор для охлаждения проточной части, и потерь мощности на трение и вентиляцию на длинных
лопатках последних ступеней. Одновременно увеличивается тепловая нагрузка турбины. Допустимое в
данной ситуации уменьшение расхода охлаждающей воды через конденсатор снижает расход энергии
на собственные нужды.
При установке ротора-проставки ЦНД отглушается по пару заглушками, если камера отбора пара
защищена комплектом предохранительных клапанов или ГСЗО, укомплектованной малым
предохранительным клапаном, рассчитанным на пропуск пара, необходимого для холостого хода. Если малого
предохранительного клапана в комплекте ГСЗО нет, то заглушка на перепускных трубах не ставится, а
регулирующие диафрагмы закрываются настолько, чтобы через них проходил требуемый для холостого
хода расход пара.
Указанная модернизация особенно целесообразна на ТЭЦ, где установлены несколько турбин
типа «Т», что позволяет обеспечить на модернизированной турбине круглогодичную тепловую
нагрузку. Если тепловая нагрузка в летний период не сохраняется, то турбина либо останавливается, либо
для возможности ее работы с чисто конденсационной нагрузкой или с малыми тепловыми нагрузками
в ЦНД устанавливается нормальный ротор. Для этого в полумуфтах роторов СД и генератора для
болтов ротора-проставки делаются специальные отверстия, а имеющиеся отверстия сохраняются для
нормального ротора.
Возможен также вариант работы турбины с ротором-проставкой, когда при отсутствии или снижении
тепловой нагрузки заглушки перед ЦНД убираются (или открываются регулирующие диафрагмы) и пар
направляется в конденсатор через ЧНД. При этом должны соблюдаться ограничения по расходу свежего
пара в зависимости от давления в камере отбора пара на сетевой подогреватель ПСГ-1, указанные
в инструкции по эксплуатации турбоустановки для режимов с отборами пара. Регулятор давления в
отборе должен быть включен, и регулирующие диафрагмы должны находиться под его управлением.
Как уже отмечалось ранее, работа турбины в режиме противодавления возможна при условии
работы турбогенератора в электрическую сеть, которая поддерживает частоту вращения турбоагрегата
и воспринимает изменение потребителем электрической нагрузки. На этом режиме в конденсатор
поступают пар от концевых уплотнений ЦНД, дренажи, пусковые и резервные сливы из ПНД и ПВД,
конденсат из холодильников эжекторов и сальникового подогревателя. Все эти потоки вносят в
конденсатор небольшое количество теплоты, и для ее отвода требуется небольшое количество охлаждающей
воды, которая может пропускаться через встроенный пучок конденсатора. Естественно, что при снятии
заглушек перед ЦНД расход охлаждающей воды должен быть приведен в соответствие с
имеющимся в инструкции по эксплуатации графиком допустимого минимального расхода охлаждающей воды в
зависимости от ее температуры и расхода пара в конденсатор.
Пуск турбины с отглушенным ЦНД производится на сетевой подогреватель ПСГ-1. Для
этого через ПСГ должна пропускаться сетевая вода не менее минимально допустимого количества.
Конденсатор может охлаждаться как циркуляционной, так и сетевой или подпиточной водой. Поскольку
РНД не имеет облопачивания, то глубокий вакуум в конденсаторе не требуется.
3. У турбин ПТ-140/165-130 и Т-185/220-130 возможна работа без лопаток последних
ступеней. Необходимость такой работы может быть вызвана двумя причинами. Первая — аварийная
поломка лопаток и невозможность их быстрой замены; вторая — необходимость работы турбины с
давлением в конденсаторе выше предусмотренного инструкцией значения из-за недостаточного коли-
462

чества охлаждающей воды, недостаточной эффективности ее охлаждения (недостаточности градирен),
а также высокой ее загрязненности. При работе турбины без лопаток последней ступени диафрагма
этой ступени должна оставаться в корпусе. Мощность турбины на конденсационном режиме
снижается, а при работе на теплофикационных режимах ограничений по электрической мощности и тепловой
нагрузке — нет.
К рассмотренным случаям близки случаи работы турбины без рабочих лопаток промежуточных
ступеней при их аварийном повреждении и невозможности быстрой замены. Здесь всегда необходимо
обследование каждой турбины, у которой обнаружены повреждения, после чего могут приниматься
решения о необходимых ограничениях мощности и расхода пара.
4. Как было отмечено ранее (при рассмотрении турбины Т-265/305-240-С), в отдельных случаях
целесообразна работа турбины с пониженным примерно до 0,3 значением коэффициента атэц.
На такой режим могут быть переведены уже работающие турбины при некотором изменении сетевых
подогревателей и проточной части турбины. Потребность перевода определяется необходимостью
обеспечить теплотой возросшее число потребителей при недостаточной тепловой мощности турбин ТЭЦ.
В этом случае для сохранения теоретически оптимального значения остэц необходима установка новой
теплофикационной турбины и всего связанного с ней оборудования, включая дополнительный
энергетический котел. Установка нового оборудования требует больших капитальных затрат и увеличения
количества сжигаемого топлива, что отрицательно влияет на экологию окружающего ТЭЦ района,
который, как правило, находится в черте города. При снижении о^ц увеличенная потребность в тепле
обеспечивается за счет увеличения примерно в полтора раза количества сетевой воды, проходящей
через сетевые подогреватели турбины. Максимальная температура сетевой воды на выходе из сетевых
подогревателей снижается, поэтому требуется установка дополнительных водогрейных котлов, но их
стоимость меньше стоимости требовавшихся энергетических котлов, и количество сжигаемого в них
топлива значительно меньше из-за их меньшей мощности и меньшего времени работы.
Для получения наибольшего эффекта от реконструируемой турбины целесообразно
изменить место отбора пара на ПСГ. В этом случае электрическая мощность турбины увеличится. При
двухступенчатом подогреве одна ступень из промежуточного отсека перемещается «наверх» и
становится предотборной. Благодаря этому снижается давление в камере отбора пара на сетевой подогреватель
ПСГ-2 (что необходимо для нагрева большего количества сетевой воды) и происходит увеличение
мощности турбины. Сетевые подогреватели реконструируются на пропуск сетевой воды в два хода вместо
четырех.
5. При выводе турбины в ремонт эксплуатационный персонал заинтересован в возможно
более быстром отключении подачи масла к подшипникам. Момент отключения насосов смазки
связан прежде всего с температурой ЦВД турбины. Выше было приведено значение
температуры цилиндра, при которой УТЗ допускает отключение указанных насосов. Эта температура несколько
выше, чем была принята раньше. Однако, учитывая как свой накопленный опыт, так и опыт других
организаций, УТЗ в настоящее время дополнительно изучает вопрос о дальнейшем, более существенном
ее повышении [69]. На отдельных электростанциях после детального обследования турбин УТЗ
разрешил в опытном порядке отключать насосы смазки при более высокой температуре, чем это указано в
инструкции по эксплуатации серийных турбин.
6. В районах, где имеют место разуплотненные (неравномерные) суточные и недельные графики
электрической нагрузки, требующие разгрузки турбин в ночное время и на выходные дни, очень остро
встает вопрос о существенном уменьшении подачи в сеть злектрознергии теплофикационными
турбоагрегатами при сохранении на них теплофикационной нагрузки. Одним из вариантов
решения указанной проблемы является работа теплофикационных турбин совместно с
водогрейными электрокотлами. При нормальной потребности в электроэнергии теплофикационные турбины
работают по обычной схеме, нагревая всю сетевую воду в сетевых подогревателях турбоустановки, а
электрокотлы выключены. Когда потребность в электроэнергии уменьшается, турбина разгружается и
турбоагрегат начинает выдавать в электрическую сеть уменьшенное количество электроэнергии. Чтобы
это уменьшение было более существенным и для сохранения требуемой подачи теплоты, включаются
электрокотлы, которые потребляют до 50% номинальной электрической мощности агрегата (для
турбины Т-110/120-130 следует установить шесть котлов мощностью по 10 МВт), позволяя снизить выдачу
электроэнергии в сеть до минимальной величины (5... 10 МВт) при сохранении работы турбины и котла
в их регулировочных диапазонах. Сетевые подогреватели турбоустановки в зависимости от требуемой
суммарной тепловой нагрузки могут либо отключаться, либо оставаться включенными. Наиболее
эффективной при этом будет работа турбины, если она будет переведена в режим работы по тепловому
графику, и весь поступающий в нее пар, исключая его часть, используемую в системе регенерации,
и минимальное количество, необходимое для охлаждения ЧНД, будет использоваться в ПСГ, а пар,
поступающий в конденсатор, будет использоваться для нагрева сетевой или подпиточной воды.
463

Глава 9. Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ
7. При установке на ТЭЦ турбины, приключенной к турбине с противодавлением (см. разд. 1.5),
они могут пускаться как с использованием станционного коллектора, так и без него. Во втором случае
турбины пускаются совместно при прямом соединении их по пару. Это особенно важно при малом
потреблении пара из коллектора (меньшем, чем количество пара, поступающего в коллектор даже при
первоначальном нагружении турбины с противодавлением). Для осуществления совместного пуска
необходимо, чтобы схема этих турбоустановок имела БРОУ, через которую пар из линии противодавления
турбины типа «Р» Т1 (соединительного паропровода между турбинами Т1 и Т2) может сбрасываться в
конденсатор К турбины Т2 через его пароприемное устройство. Принципиальная схема турбоустановок
приведена на рис. 9.11.
Для совместного пуска необходимо:
а) закрыть задвижки 2 и 3 на паропроводах, соединяющих с коллектором выхлоп турбины Т1 и
паровпуск турбины Т2;
б) открыть задвижки 1 на паропроводах, по которым пар из турбины Т1 подается непосредственно
к турбине Т2;
в) открыть задвижки 4 на трубопроводах сброса отработанного пара из турбины Т1 через БРОУ в
пароприемное устройство конденсатора КТ;
г) подготовить к пуску турбину Т2, включая ее конденсационную установку.
Затем полностью открывают БРОУ, не включая ее регулятор Pi- Далее в обычном порядке
подготавливают к пуску турбину Т1 и производят ее толчок, разворот, синхронизацию и первоначальное
нагружение.
Все это время пар из линии противодавления турбины Т1 сбрасывается в конденсатор КТ турбины
Т2. БРОУ и пароприемное устройство конденсатора КТ должны быть рассчитаны (выбраны) на расход
пара, требуемый для взятия начальной нагрузки турбины Т1 (примерно 10% от номинальной при
номинальном противодавлении). Поэтому по мере выполнения указанных выше пусковых операций
давление на выхлопе турбины Т1 повышается постепенно, что обеспечивает «мягкий» прогрев металла.
После того как турбина Т1 приняла первоначальную нагрузку, включают регулятор Р-2 у БРОУ,
открывают клапаны КС2 и КР2 турбины Т2 и производят байпасом ГПЗ ее толчок, разворот,
синхронизацию и первоначальное нагружение при номинальном давлении мятого пара. После перехода на ГПЗ
турбина Т2 нагружается без увеличения нагрузки турбины Т1 до тех пор, пока БРОУ под действием
регулятора Р^ полностью не закроется. После этого включают регулятор Pi турбины Т1. Отключают
регулятор Pi у БРОУ и продолжают нагружать турбину Т2 до требуемой нагрузки. При этом турбина
Т1 автоматически нагружается под действием ее регулятора Р\. В этот период нагружение турбины Т2
ведут со скоростью, предусмотренной графиком пуска турбины Т1, работающей паром более высоких
параметров и имеющей более массивный цилиндр.
Схема турбоустановок по рис. 9.11 позволяет также не останавливать обе турбины при любых
вариантах сброса нагрузки с генераторов турбин. Рассмотрим три варианта:
1) при сбросе нагрузки с генератора Г1 регулятор частоты вращения турбины Т1 переводит ее в
режим холостого хода, «пересиливая» команду ее регулятора противодавления Р\. По факту сброса
нагрузки с генератора Г1 включается регулятор давления РА «до себя» турбины Т2, который,
поддерживая номинальное давление перед ней, прикрывает ее регулирующие клапаны. Нагрузка турбины Т2
снижается, но не до нуля, поскольку расход пара у турбины Т1 на холостом ходу при номинальном
противодавлении значительно больше, чем требуется турбине Т2 для холостого хода;
2) при сбросе нагрузки с генератора Г2 по факту сброса полностью открывается БРОУ. Регулятор
частоты вращения турбины Т2 переводит ее в режим холостого хода. Расход пара через турбину Т1
снижается, однако суммарный расход пара через БРОУ и турбину Т2, работающую в режиме холостого
хода, обеспечивает на турбине Т1 некоторую нагрузку;
3) при сбросе нагрузки одновременно с генератора Г1 и генератора Г2 по факту сброса открывается
БРОУ с включенным регулятором давления Р^ «до себя». Регуляторы частоты вращения турбин Т1 и
Т2 переводят их в режим холостого хода. Избыток пара от турбины Т1, не потребляемый турбиной Т2
(у нее расход пара на холостом ходу меньше, чем у турбины Т1), уходит в БРОУ и далее в конденсатор
КТ. Давление перед турбиной Т1 (и в линии противодавления) остается номинальным.
464

/
Пар из других
источников
Коллектор
Х2а Х2б ХЗб X
-fr К потребителям
За
Пар от котла
1 ф ^--<n4X|J--
ОУб! I16
ГПЗб
t
Рис. 9.11. Принципиальная схема турбины с противодавлением и приключенной к ней турбины:
Т1 — турбина с противодавлением; Т2 — приключенная турбина (турбина мятого пара);
Г1 — генератор турбины с противодавлением; Г2 — генератор приключеной турбины;
ОУ — охладительное устройство турбины с противодавлением; КТ — конденсатор приключенной
турбины; БРОУ — быстродействующая редукционно-охладительная установка; ГПЗ — главная
паровая задвижка приключенной турбины; КС — стопорный клапан; КР — регулирующий клапан;
Pi — регулятор противодавления турбины с противодавлением; Pi — регулятор давления БРОУ «до
себя»; Рз — регулятор давления «до себя» приключенной турбины
465

Список литературы
Список литературы
1. Соколов Е. Я. Теплофикация и тепловые сети / Е. Я. Соколов. М.: МЭИ, 1999.
2. Кириллов И. И. Паровые турбины и паротурбинные установки / И. И. Кириллов, В. А. Иванов,
А. И. Кириллов. Л.: Машиностроение, 1978. 276 с.
3. Рыжкин В. Я. Тепловые электрические станции / В. Я. Рыжкин. М.: Энергоатомиздат, 1976 и 1987.
328 с.
4. Трояновский Б. М. Турбины для атомных электростанций / Б. М. Трояновский. М.: Энергия, 1973.
184 с.
5. Трухний А. Д. Теплофикационные паровые турбины и турбоустановки: учеб. пособие для вузов /
A. Д. Трухний. М.: МЭИ, 2002. 540 с.
6. Паровые и газовые турбины: учебник для вузов / М. А. Трубилов и [др.]; под ред. А. Г. Костюка,
B. В. Фролова. М.: Энергоатомиздат, 1985. 352 с.
7. Бененсон Е. И. Теплофикационные паровые турбины / Е. И. Бененсон, Л. С. Иоффе; под ред.
Д. П. Бузина: 2-е изд., перераб. и доп. М.: Энергоатомиздат, 1986. 271 с.
8. Теплофикационые паровые турбины: повышение экономичности и надежности / Л. Л. Симою
[и др.]. СПб.: Энерготех, 2001. 208 с.
9. Эфрос Е. И. Экономичность и надежность мощных теплофикационных турбин и пути их
повышения: автореф. дис. ... докт. техн. наук / Е. И. Эфрос. М., 1998. 40 с.
10. Иванов В. А. Режимы мощных паротурбинных установок / В. А. Иванов. Л.: Энергоатомиздат.
Ленинградское отделение, 1986. 248 с.
11. Шапиро Г. А. Повышение эффективности работы ТЭЦ / Г. А. Шапиро. М.: Энергоиздат, 1981.
200 с.
12. Аракелян Э. К. Повышение экономичности и маневренности тепловых электростанций / Э. К. Ара-
келян, В. А. Старшинов. М.: МЭИ, 1993. 326 с.
13. Капелович Б. Э. Эксплуатация паротурбинных установок / Б. Э. Капелович. М.: Энергоатомиздат,
1985. 304 с.
14. Паровые турбины малой мощности КТЗ / В. И. Кирюхин и [др.]. М.: Энергоатомиздат, 1987. 216 с.
15. Участие теплофикационных турбин в переменных режимах энергосистем: сборник научных трудов
ВТИ. М.: Энергоатомиздат, 1983. 88 с.
16. Щегляев А. В. Паровые турбины (теория теплового процесса и конструкции турбин): учебник для
энергомашиностр. и теплоэнерг. спец. вузов; 6-е изд., перераб. и доп.: в 2 кн. / А. В. Щегляев. М.:
Энергоатомиздат, 1993. Кн. 1. 383 с. Кн. 2. 414 с.
17. Регулирование и автоматизация паровых турбин и газотурбинных установок: учеб. пособие /
В. А. Леснов [и др.]; под общ. ред. В. Б. Новоселова. Екатеринбург: ГОУ ВПО УГТУ-УПИ, 2003.
344 с.
18. Зингер Н. М. Развитие теплофикации в России / Н. М. Зингер, А. И. Белевич // Электрические
станции. 1999.№ 10. С. 2. ..8.
19. Mhlhauser H. Heizdampfturbinen in Kernkraftwerken // Brown Boveri Mitteilungen. 1978. N 3.
P. 193... 196.
20. Бененсон Е. И. Ступенчатый подогрев сетевой воды в турбинах с двумя отопительными отборами
пара / Е. И. Бененсон // Теплоэнергетика. 1964. № 10. С. 66. ..69.
21. Бененсон Е. 1/1. Экономия топлива при исключении потерь тепла в конденсаторе теплофикационной
установки / Е. И. Бененсон, Г. Д. Баринберг // Теплоэнергетика. 1970. № 4. С. 21... 24.
22. Бененсон Е. И. Влияние распределения нагрузок между подогревателями сетевой воды на
экономичность турбин при подогреве воды до 150-170 °С / Е. И. Бененсон, Г. Д. Баринберг // Сборник
НИИИНФОРМТЯЖМАШ 1986. Вып. 10. С. 8... 12.
23. Создание эффективных паровых турбин мощностью 4-125 МВт для энергетики России / В. В. Кор-
тенко [и др.] // Тяжелое машиностроение. 1998. № 9. С. 40.. .45.
24. Баринберг Г. Д. Повышение эффективности теплофикационных турбин на действующих ТЭЦ /
Г. Д. Баринберг // Теплоэнергетика. 1997. № 7. С. 1... 15.
466

25. Баринберг Г. Д. Турбина для технического перевооружения / Г. Д. Баринберг, Л. С. Иоффе //
Энергетик. 1989. № 11. С. 9... 10.
26. Кортенко В. В. Основные направления создания турбин для технического перевооружения или их
модернизации в условиях ТЭЦ / В. В. Кортенко, Г. Д. Баринберг, Д. Е Губанов // Электрические
станции. 1999. № 10. С. 59. ..62.
27. Пат. 2131978 Российская Федерация. Способ эксплуатации паровой турбины / Г. Д. Баринберг
(Российская Федерация) // БИ. 1999. № 17. С. 380.
28. Кортенко В. В. Теплофикационные паровые турбины для реконструкции, расширения и создания
новых ТЭЦ / В. В. Кортенко, Г. Д. Баринберг // Теплоэнергетика. 1996. № 1. С. 40... 45.
29. Алексо А. И. Паровые теплофикационные турбины и пути их дальнейшего совершенствования /
A. И. Алексо, Г. Д. Баринберг // Теплоэнергетика. 1993. № 5. С. 5... 10.
30. Рыжков В. К. Паровая турбина типа ПТ-80/100-130/13 ЛМЗ им. XXXII съезда КПСС / В. К.
Рыжков, Н.А. Сорокин, Ф.А. Лиснянский // Энергомашиностроение. 1974. № 11. С. 6... 10.
31. Рыжков В. К. Теплофикационная паровая турбина типа Т-180/210-130 ЛМЗ / В. К. Рыжков,
Ю. Н. Неженцев, Ф.А. Лиснянский // Энергомашиностроение. 1978. № 4. С. 7... 10.
32. Тубянский Л. И. Паровые турбины высокого давления / Л. И. Тубянский, Л. Д. Френкель. М. —
Л.: Госэнергоиздат, 1958. 404 с.
33. Баринберг Г. Д. Теплофикационные турбины мощностью 115 МВт в составе ПГУ / Г. Д. Баринберг,
B. И. Длугосельский // Теплоэнергетика. 1998. № 1. С. 16... 19.
34. Кортенко В. В. Теплофикационные паровые турбины для парогазовых установок / В. В. Кортенко,
Г. Д. Баринберг // Тяжелое машиностроение. 1996. № 6. С. 11... 15.
35. Бененсон Е. И. Влияние внешней сепарации и промежуточного перегрева пара на тепловую
экономичность теплофикационных турбин насыщенного пара / Е. И. Бененсон, Г. Д. Баринберг, В. И. Во-
дичев // Теплоэнергетика. 1979. № 7. С. 38.. .42.
36. Баринберг Г. Д. Повышение эффективности промышленно-отопительных ТЭЦ при снижении или
прекращении отпуска технологического пара / Г. Д. Баринберг, В. В. Кортенко // Теплоэнергетика.
2000. № 2. С. 11... 16.
37. Баринберг Г. Д. Эффективность повышения параметров пара мощных теплофикационных турбин /
Г. Д. Баринберг // Теплоэнергетика. 2000. № 11. С. 10... 13.
38. Баринберг Г. Д. Эффективные теплофикационные паровые турбины для промышленных и
отопительных ТЭЦ / Г. Д. Баринберг, В. В. Кортенко, Д. Е. Губанов // Совершенствование турбин и
турбинного оборудования: сборник научных статей. Екатеринбург: УГТУ, 2000. С. 79... 87.
39. А. с. 734424 СССР. Система управления теплофикационной турбиной / А. В. Рабинович, С. Н.
Иванов // БИ. 1980. № 18. С. 202.
40. Правила технической эксплуатации электрических станций и сетей Российской Федерации: РД
34.20.501-95; утв. приказом Минэнерго Российской Федерации от 19.06.2003 № 229. Екатеринбург:
Уральское юридич. изд-во, 2003. 240 с.
41. Трухний А. Д. Пути совершенствования отечественных паротурбинных установок и
целесообразность создания энергоблока на сверхвысокие параметры пара / А. Д. Трухний, А. Г. Костюк,
Б. М. Трояновский // Теплоэнергетика. 1997. № 1. С. 2.. .8.
42. Андрющенко А. И. Теплофикационные установки и их использование / А. И. Андрющенко,
Р. 3. Аминов, Ю. М. Хлебалин. М.: Высшая школа, 1989. С. 231... 239.
43. А. с. 200596 СССР. Конденсатор поверхностного типа для паровых турбин / Д. П. Бузин, Е. И.
Бененсон, В. И. Великович, Л.Н. Кругленкова, Н.И. Удинцев, Н. М. Зингер, Я. М. Рубинштейн,
Е.Я. Соколов (СССР) // БИ. 1967. № 17. С. 29.
44. А. с. 333311 СССР. Устройство для разгрузки упорного подшипника от осевых усилий / Е. Н. Арон-
ский, Г. Д. Баринберг, Е. И. Бененсон, Д. П. Бузин (СССР) // БИ. 1972. № 11. С. 132.
45. А. с. 769037 СССР. Способ работы теплофикационной турбины / Г. Д. Баринберг, Е. И. Бененсон,
В. И. Водичев (СССР) // БИ. 1980. № 37. С. 138.
46. А. с. 1134737 СССР. Способ регулирования тепловой нагрузки теплофикационной турбоустановки /
Г. Д. Баринберг, Е. И. Бененсон, В. И. Водичев, А. В. Рабинович (СССР) // БИ. 1985. № 2. С. 130.
467

Список литературы
47. Баринберг Г. Д. Влияние параметров свежего пара, промежуточного перегрева и единичной
мощности на экономичность теплофикационной турбины / Г. Д. Баринберг, Е. И. Бененсон // Опыт
создания турбин и дизелей: сборник научных статей. Свердловск: Средне-Уральское кн. изд-во,
1969. С. 97... 102.
48. Баринберг Г. Д. Совершенствование тепловой схемы турбины ПТ-135/165-130/15 / Г. Д.
Баринберг // Опыт создания турбин и дизелей: сборник научных статей. Свердловск: Средне-Уральское
кн. изд-во, 1970. С. 47... 51.
49. Баринберг Г. Д. Влияние температуры и давления промежуточного перегрева на экономичность
теплофикационной турбины Т-250/300-240 / Г. Д. Баринберг, Е. 1/1. Бененсон // Сборник НИИИН-
ФОРМТЯЖМАШ. 1971. № 3-7-1-6. С. 3...8.
50. Баринберг Г. Д. Влияние промежуточного перегрева пара на экономичность теплофикационной
турбины с отопительными и производственными отборами пара / Г. Д. Баринберг, Е. 1/1.
Бененсон // Сборник НИИИНФОРМТЯЖМАШ. 1973. № 3-73-10. С. 1.. .7.
51. Баринберг Г. Д. Тепловая экономичность турбины Т-100/120-130 на режимах работы по тепловому
графику при наличии и отсутствии пропуска пара в ЦНД / Г. Д. Баринберг // Электрические
станции. 1990. № 4. С. 43... 47.
52. Баринберг Г. Д. Эффективность теплофикационных турбин при увеличении расхода пара в ЦНД и
пропуске через конденсатор захолаженной воды / Г. Д. Баринберг // Теплоэнергетика. 1995. № 1.
С. 20... 23.
53. Баринберг Г. Д. Определение критериев эффективной эксплуатации теплофикационных турбин на
режимах с ограниченной тепловой нагрузкой / Г. Д. Баринберг // Теплоэнергетика. 1997. № 1.
С. 48... 50.
54. Бененсон Е. 1/1. Диаграмма режимов теплофикационной турбины с двумя отопительными отборами
пара / Е. И. Бененсон // Энергомашиностроение. 1964. № 6. С. 19... 22.
55. Бененсон Е. И. Тепловая экономичность теплофикационных турбин при покрытии пиков
электрических нагрузок / Е. 1/1. Бененсон, Г. Д. Баринберг // Электрические станции. 1973. № 6. С. 22... 25.
56. Бененсон Е. И. Экономичность ТЭЦ с турбинами Т-250/300-240 при пониженном
коэффициенте теплофикации / Е. 1/1. Бененсон, Г. Д. Баринберг // Сборник ЦН1/1ИТЭ1/1ТЯЖМАШ. М., 1988.
С. 17. ..21.
57. А. с. 1121468 СССР. Способ работы теплофикационной турбины по тепловому графику / Г. Д.
Баринберг, Е. 1/1. Бененсон, Г. Д. Бухман, И. 1/1. Гольдберг (СССР) // БИ. 1984. № 40. С. 103.
58. А. с. 1495450 СССР. Способ эксплуатации теплофикационной турбоустановки / Г. Д. Баринберг,
Е.1/1. Бененсон, И. 1/1. Гольдберг (СССР) // БИ. 1989. № 27. С. 128.
59. А. с. 1529524 СССР. Поворотная регулирующая диафрагма теплофикационной паровой турбины /
С. Н. Иванов, А. В. Рабинович, Е. Н. Аронский, Е. В. Осипенко, Е. И. Бененсон, И. И. Гольдберг,
Г. Д. Баринберг, К. И. Сбитнев, В. Д. Ивашев, В. Г. Совдагаров, М.А. Калинин (СССР) // БИ.
1989. № 46. С. 276.
60. Пат. 2079673 Российская Федерация. Способ эксплуатации теплофикационной турбинной
установки / Г. Д. Баринберг (Российская Федерация) // БИ. 1997. № 14. С. 130.
61. Пат. 2112148 Российская Федерация. Способ работы теплофикационной турбины по тепловому
графику / Г. Д. Баринберг (Российская Федерация) // БИ. 1998. № 15. С. 335.
62. Опыт внедрения электрогидравлической системы регулирования теплофикационной турбины на
Северной ТЭЦ Ленэнерго / А. В. Рабинович [ и др.] // Теплоэнергетика. 1981. № 10. С. 37. 39.
63. Современные типы мощных теплофикационных турбин / Д. П. Бузин [и др.] // Повышение
параметров пара и мощности агрегатов в теплоэнергетике. М.; СПб.: Госэнергоиздат, 1961. С. 378... 396.
64. Сахаров А. М. Повышение тепловой и электрической мощности турбины Т-250/300-240 частичным
вытеснением регенеративных отборов пара ПВД / А. М. Сахаров, Э. И. Тажиев, Г. Д. Баринберг //
Теплоэнергетика. 1984. № 12. С. 30... 32.
65. Насосы: каталог-справочник. М.: Машиздат, 1959. 552 с.
66. Баринберг Г. Д. Оптимальные режимы эксплуатации конденсаторов теплофикационных турбин /
Г. Д. Баринберг, В. И. Великович // Теплоэнергетика. 1999. № 12. С. 8... 12.
67. Исследование температурных полей последних ступеней турбины при малом объемном расходе
пара / Д. П. Бузин [и др.] // Теплоэнергетика. 1970. № 2. С. 20... 24.
468

список литературы
68. Теплообменники энергетических установок: учебник для вузов / К.Э. Аронсон [и др.]; под ред.
проф., докт. техн. наук Ю. М. Бродова. Екатеринбург: Сократ, 2003. 968 с.
69. Иоффе Л. С. Эксплуатация теплофикационных паровых турбин / Л. С. Иоффе, В. В. Кортенко.
Екатеринбург: ГИПП «Уральский рабочий», 2002. 156 с.
70. Правила устройства и безопасной эксплуатации трубопроводов пара и горячей воды: ПБ 10-573-03.
М.: Гос. унитар. предпр. «Науч.-техн. центр по безопасности промышленности» Госгортехнадзора
России, 2003. 128 с.
71. Пат. 1816872 Российская Федерация. Система каскадного слива конденсата греющего пара
подогревателей теплофикационной паровой турбины при ступенчатом подогреве сетевой воды /
Г. Д. Баринберг, В. И. Великович (Российская Федерация) // БИ. 1993. № 19. С. 75.
72. Правила измерения расхода газов и жидкостей стандартными сужающими устройствами:
РД 50-213-80. М.: Издательство стандартов, 1982. 319 с.
73. Хансуваров К. И. Техника измерения давления, расхода, количества и уровня жидкости, газа и
пара / К. И. Хансуваров, В. Г. Цейтман. М.: Издательство стандартов, 1989. 288 с.
74. Нормы расчета на прочность стационарных котлов и трубопроводов пара и горячей воды:
РД 10-249-98. М.: Гос. унитар. предпр. «Науч.-техн. центр по безопасности промышленности»
Госгортехнадзора России, 2004. 343 с.
75. Агрегаты паротурбинные энергетические. Требования к фундаментам: РТМ 108.021.102-85. Л.:
ЦКТИ, 1986. 17 с.
76. Рекомендации по проектированию фундаментов турбоагрегатов: РД 34.15.078-91; утв.
Министерством энергетики и электрификации СССР. 74 с.
77. Анализ работы энергетических блоков мощностью 150 - 1200 МВт за 1990 год. М.: СПО ОРГРЭС,
1991. 108 с.
78. Анализ работы энергетических блоков мощностью 150 - 1200 МВт за 1998 год. М.: СПО ОРГРЭС,
1999. 110 с.
79. Работа ТЭЦ в объединенных энергосистемах / Е. А. Волкова [и др.]. М.: Энергия, 1976. 214 с.
80. Гиршфельд В. Я. Режимы работы и эксплуатация ТЭС / В. Я. Гиршфельд, А. М. Князев, В. Е.
Куликов. М.: Энергия, 1980. 288 с.
81. Добкин В. М. Автоматическое регулирование тепловых процессов на электростанциях / В. М. Доб-
кин, Е.М. Дулеев, Е. П. Фельдман. М.; Л.: Госэнергоиздат, 1959. 400 с.
82. Доброхотов В. И. Эксплуатация энергетических блоков / В. И. Доброхотов, Г. В. Жгулев. М.: Энер-
гоатомиздат, 1987. 254 с.
83. Жгулев Г. В. Пуск и наладка энергоблоков / Г. В. Жгулев. М.: Энергия, 1978. 266 с.
84. Иоффе Л. С. Об опыте работы бюро исследования турбин в эксплуатации (БИТЭ) / Л. С. Иоффе //
Энергомашиностроение. 1979. № 3. С. 34. ..36.
85. Качан А. Д. Режимы работы и эксплуатации тепловых электрических станций / А. Д. Качан.
Минск: Высшая школа, 1978. 287 с.
86. Методические указания и инструкция о порядке подсчета готовности к работе электростанций и
энергосистем. М.: СПО ОРГРЭС, 1976. 124 с.
87. Методические указания по составлению отчета электростанций и акционерного общества
энергетики и электрификации о тепловой экономичности оборудования: РД 34.08.552-95. М.: СПО
ОРГРЭС, 1995. 124 с.
88. ГОСТ 27.002-89. Надежность в технике. Основные понятия. Термины и определения. Введ. 1.07.90.
М.: Изд-во стандартов, 1989. 37 с.
89. Баринберг Г. Д. Осерадиальные бандажные уплотнения и их эффективность / Г. Д. Баринберг //
Сборник ЦНИТЭИТЯЖМАШ. М., 1988. Вып. 1. С. 40. ..43.
90. Баринберг Г. Д. Эффективные паровые турбины ЗАО «Уральский турбинный завод» / Г. Д.
Баринберг, А. Е. Валамин // Электрические станции. 2004. № 11. С. 27... 32.
91. Объем и технические условия на выполнение технологических защит теплоэнергетического
оборудования блоков с барабанными котлами: РД 34.35.132-95. М.: СПО ОРГРЭС, 1997. 45 с.
469

Список литературы
92. Обзор повреждений тепломеханического оборудования электростанций с поперечными связями и
тепловых сетей за 1990 год. М.: СПО ОРГРЭС, 1991. 70 с.
93. Плоткин Е. Р. Пусковые режимы паровых турбин энергоблоков / Е. Р. Плоткин, А. Ш. Лейзерович.
М.: Энергия, 1980. 192 с.
94. Правила организации технического обслуживания и ремонта оборудования, зданий и сооружений
электростанций и сетей: РДПр 34-38-030-92. М.: СПО ОРГРЭС, 1994. 283 с.
95. Резников М. И. Парогенераторные установки электростанций / М. И. Резников. М.: Энергия, 1974.
359 с.
96. Ротач В. Я. Теория автоматического управления теплоэнергетическим процессом / В. Я. Ротач.
М.: Энергоатомиздат, 1985. 295 с.
97. Совершенствование режимов остановов теплофикационных турбин / В. Н. Голошумова [и др.]. //
Тяжелое машиностроение. 1998. № 9. С. 35... 39.
98. Типовая инструкция по пуску из различных тепловых состояний и останову моноблока мощностью
110 МВт с турбиной Т-110/120-130 и газомазутным котлом. М.: СПО ОРГРЭС, 1986. 56 с.
99. Типовая инструкция по пуску из различных тепловых состояний и останову моноблока мощностью
250 МВт с турбиной Т-250/300-240 и газомазутными котлами: РД 153-34.1-25.507-97. М.: СПО
ОРГРЭС, 1999. 58 с.
100. Теплофикационный моноблок с турбиной Т-110/120-130 с барабанным котлом: РД 34.25.102-87.
М.: СПО ОРГРЭС, 1988. 36 с.
101. Трухний А.Д. Стационарные паровые турбины / А.Д. Трухний, СМ. Лосев. М.: Энергоиздат,
1981. 456 с.
102. ГОСТ 24278-89. Установки турбинные паровые стационарные для привода электрических
генераторов ТЭС. Общие технические требования. Введ. 01.01.91. М.: Изд-во стандартов, 1989. 22 с.
103. Акименкова В. М. Определение аналитических выражений для тепловых характеристик
теплофикационных турбин методом планирования эксперимента / В. М. Акименкова, В. Я. Гиршфельд //
Теплоэнергетика. 1970. № 11. С. 48... 51.
104. А. с. 184071 СССР. Способ регулирования теплофикационных турбин / В. Б. Рубин, Г. И. Кузьмин,
A. В. Рабинович (СССР) // БИ. 1966. № 14. С. 124.
105. А. с. 216019 СССР. Конденсационная паровая турбина с регулируемыми отборами / Д. П. Бузин,
Е. И. Бененсон, А. В. Рабинович, П. Е. Тхор (СССР) // БИ. 1968. № 14. С. 33.
106. А. с. 699205 СССР. Система регулирования теплофикационной турбоустановки / А. В. Рабинович,
B. Д. Ивашов (СССР) // БИ. 1979. № 43. С. 137.
107. А. с. 527522 СССР. Устройство для автоматического регулирования тепловой нагрузки
теплофикационной турбоустановки / А. В. Рабинович, С. Н. Иванов, Г. Д. Баринберг (СССР) // БИ. 1976.
№ 33. С. 96.
108. А. с. 584083 СССР. Устройство для автоматического регулирования тепловой нагрузки турбины с
отбором пара / А. В. Рабинович, С. Н. Иванов (СССР) // БИ. 1977. № 46. С. 71.
109. Бартлетт Р. Л. Тепловая экономичность и экономика паровых турбин / Р. Л. Бартлетт. М. — Л.:
Госэнергоиздат, 1963. 352 с.
110. Бененсон Е. И. Работа последних ступеней конденсационной турбины при малых объемных
расходах пара / Е. И. Бененсон // Энергомашиностроение. 1960. № 12. С. 33.. .36.
111. Бененсон Е. И. Выбор оптимальной поверхности бойлеров / Е. И. Бененсон // Теплоэнергетика.
1962. № 12. С. 49... 53.
112. Бененсон Е. И. Энергетические характеристики теплофикационных турбин ТМЗ / Е. И. Бененсон,
М. А. Колесниченко, Р. С. Резникова // Электрические станции. 1968. № 5. С. 43.. .48.
113. Бененсон Е. И. Определение оптимального расчетного режима теплофикационных турбин /
Е. И. Бененсон // Опыт создания турбин и двигателей: регион, сборник научных статей.
Свердловск: Средне-Уральское книж. изд-во, 1969. С. 88. ..96.
114. Бененсон Е. И. Влияние изменения параметров пара и КПД проточной части на экономичность
теплофикационных турбин / Е. И. Бененсон, В. И. Водичев, Р. С. Резникова // Теплоэнергетика.
1982. № 1. С. 55...57.
470

Список литературы
115. Бененсон Е. И. Определение энергетических характеристик теплофикационных турбин с
использованием ЭВМ / Е. И. Бененсон, Р. С. Резникова // Электрические станции. 1972. № 8. С. 51... 53.
116. Бузин Д. П. Развитие турбостроения на Уральском турбомоторном заводе / Д. П. Бузин //
Энергомашиностроение. 1967. № 10. С. 22... 27.
117. Бузин Д. П. Теплофикационные турбины с частичной тепловой нагрузкой / Д. П. Бузин, Е. И.
Бененсон // Энергомашиностроение. 1972. № 1. С. 1... 4.
118. Бунин В. С. Особенности режимов работы турбины ТК-450/500-60 / В. С. Бунин, М. К. Васильев //
Теплоэнергетика. 1982. № 4. С. 14... 17.
119. Гальперин И. И. О способах регулирования объектов с несколькими регулируемыми
координатами / И. И. Гальперин // Усовершенствование конструкций и эксплуатации турбинных установок.
М.; Л.: Госэнергоиздат, 1959. С. 99... 112.
120. Гитман М. И. Зависимость масштабов маневренности ТЭЦ от темпов их развития и режимов
загрузки отборов турбин / М. И. Гитман, Л. И. Левин // Теплоэнергетика. 1977. № 10. С. 26.. .31.
121. Гитман М. И. Возможные масштабы повышения маневренности действующих ТЭЦ / М. И. Гитман,
Д. П. Махура // Электрические станции. 1979. № 8. С. 13... 17.
122. Гребень М.А. Регулирование паровых турбин / М. А. Гребень, А. А. Щетинин. М.; Л.:
Госэнергоиздат, 1959. 182 с.
123. Грейль А. Д. Результаты тепловых испытаний головного образца турбоагрегата УТМЗ типа
Т-250/300-240 / А. Д. Грейль, A.M. Сахаров // Теплоэнергетика. 1977. № 2. С. 2... 6.
124. Жирицкий Г. С. Конструкция и расчет на прочность деталей паровых и газовых турбин / Г. С. Жи-
рицкий, В. А. Стрункин. М.: Машиностроение, 1968. 520 с.
125. Зильберман А. С. Диаграмма режимов турбин с двумя регулируемыми отборами пара / А. С. Зиль-
берман, Н. В. Локтионов // Советское котлотурбостроение. 1937. № 5. С. 259... 265.
126. Иванов В. А. Регулирование энергоблоков / В. А. Иванов. Л.: Машиностроение, 1982. 311 с.
127. Иоффе Л. С. Еще раз о проблемах регулирования турбин с отборами пара / Л. С. Иоффе //
Энергомашиностроение. 1966. № 2. С. 45. ..48.
128. Иоффе Л. С. Система регулирования паровой теплофикационной турбины Т-100-130 УТМЗ /
Л. С. Иоффе. М.: Энергия, 1973. 80 с.
129. Иоффе Л. С. Система регулирования турбины с противодавлением мощностью 6000 кВт /
Л. С. Иоффе, А. В. Рабинович // Энергомашиностроение. I960. № 6. С. 13... 16.
130. Использование конденсационных турбоустановок для теплофикации / Ю. А. Авербах [и др.] //
Теплоэнергетика. 1980. № 7. С. 37... 41.
131. Кириллов И. И. Автоматическое регулирование паровых и газовых турбин / И. И. Кириллов. М.:
Машгиз, 1961. 600 с.
132. Кроль А. Я. Эксплуатация блочных турбинных установок большой мощности / А. Я. Кроль. М.:
Энергия, 1971. 256 с.
133. О выборе схемы регулирования теплофикационной турбины / А. В. Рабинович [и др.] //
Теплоэнергетика. 1978. № 5. С. 38.. . 41.
134. Выбор ступеней промежуточного отсека и их влияние на экономичность теплофикационных турбин
при двухступенчатом подогреве сетевой воды / Г. Д. Баринберг, П. В. Качан // Совершенствование
турбин и турбинного оборудования: регион, сборник науч. статей. Екатеринбург, 2000. С. 90. ..87.
135. Опыт работы и некоторые особенности турбины Т-250/300-240 / В. И. Водичев [и др.] //
Теплоэнергетика. 1979. № 6. С. 14... 20.
136. Паротурбинные установки: каталог НИИИНФОРМТЯЖМАШ. М.: Энергия, 1975.
137. Развитие теплоэлектроцентралей на новом этапе / В. П. Корытников [и др.] // Электрические
станции. 1979. № 11. С. 16. ..22.
138. Расчет тепловых схем теплофикационных турбоустановок на ЭЦВМ / Ф.А. Вульман [и др.] //
Теплоэнергетика. 1970. № 1. С. 46. ..48.
139. Баринберг Г. Д. Энергетические характеристики новых теплофикационных паровых турбин ОАО
«Турбомоторный завод» / Г. Д. Баринберг // Электрические станции. 2003. № 6. С. 33.. .38.
471

Список литературы
140. Самойлович Г. С. Переменные и переходные режимы в паровых турбинах / Г. С. Самойлович,
Б. М. Трояновский. М.: Энергоиздат, 1982. 496 с.
141. Современная концепция теплофикации страны / Л. А. Мелентьев [и др.] // Теплоэнергетика. 1982.
№ 8. С. 8... 13.
142. Соколов Е. Я. О методике учета технико-экономических показателей тепловых электростанций /
Е.Я. Соколов // Электрические станции. 1961. № 12. С. 76. ..78.
143. Соколов Е.Я. Состояние теплофикации в СССР и проблемы дальнейшего ее развития / Е.Я.
Соколов // Теплоэнергетика. 1982. № 8. С. 4... 7.
144. Спенсер. Метод предварительной оценки характеристик паротурбинных установок мощностью
16500 кВт и выше / Спенсер, Коттон, Кенкон // Труды американского общества инженеров-
механиков. Энергетика. Энергетические машины и установки. 1963. № 4. Т. 85. Сер. А. С. 3.. .47.
145. Стерман Л. С. Тепловые и атомные электростанции / Л. С. Стерман, А. Т. Штарков, С. А. Тевлин.
М.: Атомиздат, 1975. 496 с.
146. Сурис П. Л. Предохранительные и обратные клапаны паротурбинных установок / П. Л. Сурис. М.:
Энергоиздат, 1982. 192 с.
147. Теплофикационная паровая турбина типа ТК-450/500-68(бО) для АТЭЦ / В. 1/1. Водичев [и др.] //
Теплоэнергетика. 1980. № 5. С. 2.. .7.
148. Трояновский Б.М. Некоторые проблемы создания и эксплуатации паровых турбин / Б. М.
Трояновский, А. Д. Трухний // Теплоэнергетика. 1979. № 6. С. 2... 14.
149. Трояновский Б. М. Зарубежные теплофикационные паротурбинные установки / Б. М
Трояновский // Теплоэнергетика. 1984. № 4. С. 64... 68.
150. Турбина с промышленным и отопительными отборами пара типа ПТ-135/165-130-5 / В. 1/1.
Водичев [и др.] // Теплоэнергетика. 1975. № 8. С. 9... 13.
151. Хрилев Л. С. Теплофикация и топливно-энергетический комплекс / Л. С. Хрилев. Новосибирск:
Наука, 1979. 277 с.
152. Щегляев А. В. Регулирование паровых турбин / А. В. Щегляев, С. Г. Смельницкий. М.; Л.: Гос-
энергоиздат, 1962. 256 с.
153. Электрогидравлическая система регулирования теплофикационной турбины / А. В. Рабинович
[и др.] // Электрические станции. 1975. № 11. С. 33.. .36.
154. Энергетика СССР в 1981-1985 годах; под ред. A.M. Некрасова, А. А. Троицкого. М.: Энергоиздат,
1981. 353 с.
155. Пат. 2217598 Российская Федерация. Система подвода пара к цилиндру турбины / Г. Д. Баринберг
(Российская Федерация) // Б1/1. 2003. № 33. С. 530.
156. А. с. 128875 СССР. Устройство для предотвращения резкого вскипания конденсата в
теплообменнике / А. В. Рабинович, Д. П. Бузин (СССР) // Б1/1. 1960. № 11. С. 19.
157. А. с. 886537 СССР. Способ работы теплофикационной турбины с двухступенчатым подогревом
сетевой воды / Г. Д. Баринберг, Е. И. Бененсон (СССР) // БИ. 1981. № 44. С. 284.
158. А. с. 1040861 СССР. Способ работы теплофикационной турбины / Г. Д. Баринберг (СССР) // БИ.
1983. № 33. С. 235.
159. Бененсон Е. И. Влияние способа снижения тепловой нагрузки на экономичность перегрузочного
режима теплофикационного турбоагрегата / Е. И. Бененсон, Г. Д. Баринберг // НИИИНФОРМ-
ТЯЖМАШ: сборник 3-73-10. М., 1973. С. 7... 12.
160. Повышение эффективности и надежности теплообменных аппаратов паротурбинных установок /
Ю. М. Бродов [и др.]; под общей ред. проф., д-ра техн. наук Ю. М. Бродова. Екатеринбург: ГОУ
ВПО УГТУ-УПИ, 2004. 465 с.
161. Техническое обслуживание и ремонт теплообменных аппаратов паротурбинных установок /
Ю. М. Бродов [и др.]; под общей ред. проф., д-ра техн. наук Ю. М. Бродова. Екатеринбург: ГОУ
ВПО УГТУ-УПИ, 2005. 304 с.
162. Веллер В. Н. Гидродинамическое регулирование паровых турбин / В. Н. Веллер. М.-Л.: Госэнерго-
издат, 1953. 207 с.
163. Вознесенский И. Н. К вопросу выбора схем регулирования теплофикационных паровых турбин /
И. Н. Вознесенский // За советское энергооборудование. М.-Л.: ОНТИ, 1934. С. 300.. .310.
472

Список литературы
164. Вознесенский 1/1. Н. О регулировании машин с большим числом регулируемых параметров /
1/1. Н. Вознесенский // Автоматика и телемеханика. 1938. № 4 - 5. С. 65.. .78.
165. Иванов В. А. Нарушение условий динамической автономности в системах регулирования турбин с
отбором пара / В. А. Иванов // Тр. ЛПИ. 1969. № 264. С. 54. ..62.
166. Иванов С. Н. Исследование и разработка принципов проектирования несвязанной статически
автономной системы регулирования теплофикационной турбины: автореф. дис. ... канд. техн. наук /
С.Н. Иванов. Л.: ЛПИ, 1980.
167. А. с. 311014 СССР. Способ изготовления сварного корпуса / В. В. Уцеховский (СССР) // БИ. 1971.
№ 24. С. 112.
168. А. с. 123812 СССР. Гидравлический ограничитель мощности первичного двигателя / А. В.
Рабинович (СССР) // БИ. 1959. № 69. С. 69.
169. А. с. 72069 СССР. Прецизионный регулятор давления / А. В. Щегляев (СССР) // БИ. 1948. № 4.
С. 43.
170. А. с. 153919 СССР. Регулирующее устройство для конденсационных паровых турбин с отборами
пара / А. В. Рабинович (СССР) // БИ. 1963. № 8. С. 14.
171. А. с. 131766 СССР. Гидромеханическое распределительное устройство для испытания
астатических золотников и бойков автоматов защиты турбин от повышения скорости / Ф. Ф. Альбицкий
(СССР) // БИ. 1960. № 18. С. 19.
172. Пат. 2272153 Российская Федерация. Система защиты турбоагрегата / В. Б. Новоселов, К. В. Вдо-
виков (Российская Федерация) // БИ. 2006. № 8 (III). С. 626.
173. А. с. 1100413 СССР. Система регулирования паровой турбины / А. В. Рабинович, С. Н. Иванов,
B. Д. Ивашов, В. Б. Новоселов (СССР) // БИ. 1984. № 24. С. 105.
174. Новоселов В. Б. Исследование и совершенствование системы регулирования и защиты
теплофикационных паровых турбин: автореф. дис. . . канд. техн. наук / В. Б. Новоселов. Екатеринбург:
УГТУ-УПИ, 1999.
175. А. с. 367274 СССР. Способ защиты турбомашины / М.С. Фрагин, А. А. Щетинин, Е.А. Любан,
М.Л. Волчегорский (СССР) // БИ. 1973. № 8.
176. Пат. 2194866 Российская Федерация. Система управления отбором паровой турбины / В. Б.
Новоселов, Г. Д. Баринберг, В. В. Кортенко (Российская Федерация) // БИ. 2002. № 35. С. 343.
177. Новоселов В. Б. Повышение эффективности работы приводов поворотных регулирующих
диафрагм турбин с отборами пара / В. Б. Новоселов // Тяжелое машиностроение. 2002. № 2.
C. 14. ..15.
178. Новоселов В. Б. Оптимизация работы приводов поворотных регулирующих диафрагм турбин с
отборами пара / В. Б. Новоселов // Материалы по итогам совещания по повышению надежности
систем автоматического регулирования паровых турбин, Среднеуральск, 2001, ноябрь: сборник.
Екатеринбург, 2003. С. 61... 68.
179. Веллер В. Н. Автоматическое регулирование паровых турбин / В. Н. Веллер. М.: Энергия, 1977.
408 с.
180. Сурис П. Л. Исследование предохранительных клапанов теплофикационного отбора паровых
турбин / П. Л. Сурис // Энергомашиностроение. 1973. № 5. С. 13... 15.
181. Сурис П. Л. Исследование рычажно-грузового предохранительного клапана типа КПР-600/800 /
П. Л. Сурис // Энергомашиностроение. 1966 № 11. С. 22. ..25.
182. Сурис П. Л. К расчету динамики предохранительных устройств регулируемых отборов паровых
турбин / П. Л. Сурис // Теплоэнергетика. 1967. № 8. С. 80.
183. Сурис П. Л. Испытания предохранительных клапанов производственного отбора и противодавления
паровых турбин / П. Л. Сурис, А. Я. Лесниченко // Энергетическое машиностроение. 1967. № 13.
С. 61...65.
184. О повышении качества первичного и вторичного регулирования частоты электрического тока в
«ЕЭС России»: приказ № 524 РАО «ЕЭС России» от 18.09.2002.
185. Кортенко В. В. Повышение надежности, экономичности и совершенствование методов расчета
упорных подшипников мощных паровых турбин: автореф. дис. ... канд. техн. наук / В. В.
Кортенко. Ленинград, 1990. 22 с.
473

Список литературы
186. Баринберг Г. Д. Эффективность двухступенчатого подогрева сетевой воды в теплофикационных
турбинах типа «Т» с пониженными начальными параметрами пара / Г. Д. Баринберг //
Теплоэнергетика. 2004. № 5. С. 16... 18.
187. ОСТ 108.005.15-82. Отраслевая система управления качеством продукции в энергетическом
машиностроении. Оценка уровня качества энергетического теплообменного оборудования, Введ. 1.01.83.
М., 1982. 37 с.
188. Паровая турбина типа К-800-23,5-3 мощностью 800 МВт. Паротурбинные установки: каталог
18-6-75. М., 1975. 39 л.
189. ГОСТ 533-2000. Машины электрические вращающиеся. Турбогенераторы. Общетехнические
условия. Введ. 1.01.2002. Минск, 2000. 21 с.
190. Проблемы повреждаемости низкотемпературных роторов теплофикационных паровых турбин /
Ю. А. Сахнин [и др.] // Электрические станции. 2006. № 10. С. 36. ..41.
191. Иоффе Л. С. Регулирование паровых турбин ТМЗ / Л. С. Иоффе, А. В. Рабинович // Опыт
создания турбин и дизелей: регион, сборник научно-технических статей. Свердловск: Средне-Уральское
книж. изд-во, 1969. С. 77... 87.
192. Бессекерский В. А. Теория систем автоматического регулирования / В. А. Бессекерский, Е. П.
Попов. М.: Наука, 1975. 768 с.
193. Правила устройства и безопасной эксплуатации технологических трубопроводов: ПБ 03-585-03:
утв. Постановлением Госгортехнадзора РФ № 80 от 10 июня 2003 г. М.: ГУП «НТЦ по безопасности
Госгортехнадзора России», 2003.
474

Перечень основных авторских свидетельств, патентов и
свидетельств на промобразцы
№
пп
1
2
3
4
5
б
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
№ а.с,
патента
100788
119147
123812
128875
131766
135884
152468
153919
160510
162165
162394
184071
188990
190621
200593
200596
216019
216347
241780
262113
Наименование
Устройство червячной передачи
Приспособление для нагрева полых шпилек
Гидравлический ограничитель мощности
первичного двигателя
Устройство для предотвращения резкого
вскипания конденсата в теплообменнике
Гидромеханическое распределительное
устройство для испытания астатических
золотников и бойков автоматов защиты
турбин от повышения скорости
Регулирующее устройство для паровых
турбин с отбором и противодавлением
Регулирующая поворотная диафрагма
Регулирующее устройство для
конденсационных паровых турбин с отборами пара
Сопловой клапан для регулирования подачи
пара в турбину
Уплотнение торцов прямоугольного паза
Устройство для автоматической
синхронизации движения двух гидроцилиндров
Способ регулирования теплофикационных
турбин
Паровая турбина с отбором пара
Термометрическая гильза
Способ защиты лопаточного аппарата
паровой турбины
Конденсатор поверхностного типа для
паровых турбин
Конденсационная паровая турбина с
регулируемыми отборами
Устройство для измерения деформаций и
температур
Способ испытания тензодатчиков
сопротивления
Устройство для обогрева шпилек цилиндров
турбин
Авторы
В.В. Уцеховский
Б.С. Ревзин
В. В. Горбунов
А. В. Рабинович
А.В. Рабинович
Д.П. Бузин
Ф.Ф. Альбицкий
А. В. Рабинович
Д.П. Бузин
М.Е. Дейч
А.Г. Шейнкман
О.С. Шпеков
А.В. Рабинович
А.З. Семенов
И.Б. Шкурихин
Е.Н. Аронский
И.И.Гольдберг
В.В. Уцеховский
В.Б. Рубин
Г.И. Кузьмин
А.В. Рабинович
Д.П. Бузин
В.Б. Майоров
О.С. Шпеков
И.Я. Магин
М.Х. Телегин
Д.П. Бузин
Е.И. Бененсон
В.И. Великович
Л.Н. Кругленкова
Н.И. Удинцев
Н.М. Зингер
Я.М. Рубинштейн
Е.Я. Соколов
Д.П. Бузин
Е.И. Бененсон
А.В. Рабинович
П.Е. Тхор
И.Я. Магин
И.Я. Магин
Е.Н. Аронский
БИ - год, №
1955, № 6, с. 30
1959, № 7, с. 74
1959, № 21, с. 69
1960, № 11, с.19
1960, № 18, с.19
1961, № 4, с.19
1963, № 1, с. 11
1963, № 8, с. 14
1964, № 4, с. 16
1964, № 9, с. 30
1964, № 9, с. 99
1966, № 14, с. 124
1966, № 23, с. 22
1967, № 2, с.102
1967. № 17, с. 29
1967, № 17, с. 29
1968, № 14. с. 33
1968, № 14, с.117
1969, № 14, с. 103
1970, № 6, с. 21

Перечень основных авторских свидетельств, патентов и свидетельств на промобразцы
т
№
пп
21
22
23
24
25
27
28
29
30
31
32
33
34
35
36
37
38
39
40
41
42
43
44
№ а.с,
патента
283482
289312
311014
318774
331204
351057
354167
361816
367780
382909
427196
465482
470644
503026
503027
507716
523175
524036
527522
530118
532703
532745
567827
Наименование
Пароструйный эжектор с противоточным
холодильником
Устройство для измерения поля температур
торможения в потоке пара или газа
Способ изготовления сварного корпуса
Поворотный обратный клапан
Гидравлическое уплотнение затвора
Кожухотрубный теплообменник
Теплофикационная паровая турбина
Устройство для распыливания жидкости
Предохранительный клапан
Вертикальный кожухотрубный
теплообменник
Задвижка для трубопроводов больших
диаметров
Паровая турбина с отбором
Паровая турбина
Конденсационная паровая турбина с
регулируемыми отборами пара
Устройство для автоматического
регулирования турбины с отбором пара
Подшипниковый узел
Теплофикационная паровая турбина
Предохранительный клапан
Устройство для автоматического
регулирования тепловой нагрузки теплофикационной
турбоустановки
Способы определения предельных нагрузок
на упорные подшипники скольжения по
гидродинамическому давлению в смазочной
пленке
Упорный подшипник
Теплообменный аппарат
Устройство для регулирования расхода пара
в турбине
Авторы
В.И. Великович
A.M. Лещинский
А.Г. Шейнкман
К.Я. Марков
П.Т. Уваров
B.C. Головизнина
В.В. Уцеховский
В.И. Великович
А.Я. Лесниченко
П.Л. Сурис
П.Л. Сурис
Г.О. Гродский
Д.Ш. Кацман
В.И. Великович
Е.И. Бененсон
Д.П. Бузин
А.Я. Лесниченко
В.И. Великович
П.Л. Сурис
В.И. Великович
A.M. Лещинский
А.Г. Шейнкман
Е.Н. Аронский
В.В. Ипатов
Ю.А. Сахнин
Д.П. Бузин
Е.Н. Аронский
Е.И. Бененсон
А.В. Рабинович
С.Н. Иванов
Г.Д. Баринберг
Е.И. Бененсон
Б.В. Галкин
Е.Ф. Снегова
А.В. Рабинович
С.Н. Иванов
Н.А. Трошин
А.И. Григорьев
Е.И. Бененсон
Д.П. Бузин
В.И. Водичев
П.Л. Сурис
А.В. Рабинович
С.Н. Иванов
Г.Д. Баринберг
П.Л. Сурис
П.Л. Сурис
В.И. Великович
Д.Ш. Кацман
С.Н. Иванов
БИ - год, №
1970, № 31, с. 87
1971, № 1, с.135
1971, № 24, с. 112
1971, № 32, с.104
1972, № 9, с. 103
1972, № 27, с.130
1972, № 30, с. 97
1973, № 2, с.16
1973, № 8, с.175
1973, № 23, с. 114
1974, № 17, с. 141
1975, № 12, с. 66
1975, № 12, с. 66
1976. № 6, с. 79
1976, № 6, с. 80
1976, № 11, с. 103
1976, № 28, с. 79
1976. № 29, с. 100
1976. № 33. с. 96
1976, № 36. с. 71
1976, № 39, с. 81
1976, № 39, с. 91
1977, № 29, с. 102
476

№
пп
45
46
47
48
49
50
51
52
53
54
55
56
57
58
59
60
61
62
№ а.с,
патента
580332
584083
613130
629353
639298
699205
699216
732558
734424
769037
840422
848706
848707
886537
922391
925558
926331
992753
Наименование
Устройство для регулирования подачи пара
в турбину
Устройство для автоматического
регулирования тепловой нагрузки турбины с отбором
пара
Поворотная регулирующая диафрагма
турбины
Перо лопатки сверхзвуковой турбины
Выхлопной патрубок паровой турбины
Система регулирования теплофикационной
турбоустановки
Устройство для регулирования температуры
отработавшего пара за турбиной,
работающей с противодавлением
Способ регулирования давления в линии
отбора пара из турбины к потребителю
Система управления теплофикационной
турбиной
Способ работы теплофикационной турбины
Способ регулирования режима работы
теплофикационной турбины
Выхлопной патрубок паровой турбины
Выхлопной патрубок турбины
Способ работы теплофикационной турбины с
двухступенчатым подогревом сетевой воды
Седло клапана паровой турбины
Приспособление для закрепления при
расточке вкладышей подшипников скольжения
Способ регулирования теплофикационной
турбины
Выхлопной патрубок паровой турбины
Авторы
С.Н. Иванов
А.В. Рабинович
С.Н. Иванов
Е.Н. Аронский
Е.И. Бененсон
Я.Л. Бернштейн
Д.П. Бузин
В.И. Водичев
И.И. Гольдберг
И.Я. Магин
А.И. Алексо
К.Я. Марков
В.А. Харченко
А.В. Рабинович
В.Д. Ивашов
А.В. Рабинович
Г.Д. Баринберг
А.В. Рабинович
Г.Д. Баринберг
А.В. Рабинович
С.Н. Иванов
Г.Д. Баринберг
Е.И. Бененсон
В.И. Водичев
А.В. Рабинович
Г.Д. Баринберг
А.И. Алексо
К.Я. Марков
В.А. Харченко
А.И. Алексо
К.Я. Марков
В.А. Харченко
Г.Д. Баринберг
Е.И. Бененсон
Е.Н. Аронский
И.И. Гольдберг
Д.П. Бузин
В.В. Мохирев
Ю.П. Скрипин
П.А. Язов
А.В. Рабинович
С.Н. Иванов
В.Д. Ивашов
Г.Д. Баринберг
A.M. Лещинский
В.И. Водичев
К.Я. Марков
БИ - год, №
1977, № 42, с. 88
1977, № 46. с. 71
1978, № 24, с. 108
1978, № 39, с. 121
1978, № 47, с.195
1979. № 43, с. 137
1979, № 43, с. 139
1980, № 17, с.160
1980, № 18, с. 202
1980, № 37. с. 138
1981, № 23, с. 146
1981, № 27, с.111
1981, № 27, с.Ш
1981, № 44, с. 284
1982, № 15, с. 170
1982, № 17, с. 52
1982, № 17, с. 176
1983, № 4, с. 153
477

Перечень основных авторских свидетельств, патентов и свидетельств на промобразцы
№
пп
63
64
65
66
67
68
69
70
71
72
73
74
75
76
77
78
№ а.с,
патента
992754
1036939
1040861
1059228
1083666
1097813
1100413
1100484
1109529
1121468
1134737
1150411
1173049
1193273
1216377
1228606
Наименование
Осевая ступень влажно-паровой турбины
Паровая турбина с отбором
Способ работы теплофикационной турбины
Способ дренирования трубопроводов отбора
паровой турбины
Цилиндр паровой турбины
Способ многоступенчатого подогрева
сетевой воды теплофикационной турбоустановки
Система регулирования паровой турбины
Устройство для ограничения обратного
потока пара в турбину из конденсатосборника
теплообменника
Выхлопной патрубок теплофикационной
турбины
Способ работы теплофикационной турбины
по тепловому графику
Способ регулирования тепловой нагрузки
теплофикационной турбоустановки
Газовый эжектор (его варианты)
Паросиловая установка
Цилиндр паровой турбины
Способ распределения тепловой и
электрической нагрузок между теплофикационными
турбинами теплоэлектроцентрали
Устройство для электромагнитного контроля
радиального зазора в турбомашинах
Авторы
Г.Д. Баринберг
Е.И. Бененсон
В.И. Водичев
И.И. Гольдберг
Е.Н. Аронский
Д.П. Бузин
В.И. Водичев
Г.Д. Баринберг
Г.Д. Баринберг
Е.В. Осипенко
М.Е. Ямпольский
Е.Н. Аронский
И.И. Гольдберг
Е.К. Монаршук
Г.Д. Баринберг
Е.И. Бененсон
А.В. Рабинович
С.Н. Иванов
В.Д. Ивашов
В.Б. Новоселов
С.Н. Иванов
В.В. Лебедев
A.M. Лещинский
П.А. Зубов
В.Б. Новоселов
В.И. Водичев
А.Е. Зарянкин
К.Я. Марков
А.И. Григорьев
Г.Д. Баринберг
Е.И. Бененсон
Г.Д. Бухман
И.И. Гольдберг
Г.Д. Баринберг
Е.И. Бененсон
В.И. Водичев
А.В. Рабинович
A.M. Лещинский
В.В. Кудрявый
Э.И. Тажиев
Г.Д. Баринберг
В.И. Водичев
С.Н. Иванов
В.В. Куличихин
A.M. Лещинский
Е.В. Осипенко
Е.Н. Аронский
Е.И. Бененсон
Р.С. Резникова
М.А. Абаимов
Ю.С. Дмитриев
В.Н. Буров
В.В. Кортенко
БИ - год, №
1983, № 4, с. 153
1983, № 31, с. 132
1983, № 33, с. 235
1983, № 45, с. 135
1984, № 12, с. 214
1984, № 22, с. 110
1984, № 24, с. 105
1984, № 24. с. 119
1984, № 31, с. 88
1984, № 40. с.ЮЗ
1985, № 2, с. 130
1985, № 14, с. 109
1985, № 30, с. 126
1985, № 43, с. 128
1986, № 9, с. 147
1986, № 16, с. 272
478

№
пп
79
80
81
82
83
84
85
86
87
88
89
90
№ a.c,
патента
1262062
1285164
1298408
1300156
1300158
1320461
1321842
1321847
1323739
1333779
1339323
1346824
Наименование
Система регулирования теплофикационной
турбины
Паротурбинная установка
Способ защиты теплофикационной турбо-
установки и устройство для его
осуществления
Регулирующая поворотная диафрагма
паровой турбины
Выхлопное устройство паровой турбины
Выхлопной патрубок паровой турбины
Система защиты турбины от недопустимого
повышения частоты вращения ротора
Выхлопной патрубок паровой турбины
Аэродинамический клапан
Паросиловая установка
Сегментная колодка упорного подшипника
Способ регулирования тепловой нагрузки
теплофикационной турбоустановки
Авторы
С.Н. Иванов
А.В. Рабинович
В.Д. Ивашов
Е.В. Осипенко
Е.И. Бененсон
И.И. Гольдберг
Г.Д. Баринберг
Э.И. Тажиев
С.Н. Иванов
К.Я. Марков
А.А. Гольдберг
A.M. Лещинский
П.А. Зубов
А.В. Рабинович
С.Н. Иванов
Е.И. Бененсон
Е.В. Урьев
А.А. Горских
Е.В. Осипенко
Д.П. Бузин
Е.В. Урьев
В.В. Ермолаев
А.И. Григорьев
Е.Н. Аронский
К.Я. Марков
К.И. Сбитнев
А.Е. Зарянкин
К.Я. Марков
С.Н. Иванов
А.В. Рабинович
В.Д. Ивашов
Е.В. Осипенко
Н.Н. Кошелев
М.А. Калинин
А.Е. Зарянкин
К.Я. Марков
А.Н. Хомутский
А.В. Рабинович
С.Н. Иванов
A.M. Лещинский
А.Г. Шилков
A.M. Лещинский
С.Н. Иванов
П.А. Зубов
В.В. Куличихин
А.Н. Шеберстов
В.В. Кортенко
В.Н. Голошумова
Г.Д. Баринберг
Е.И. Бененсон
В.И. Водичев
А.В. Рабинович
БИ - год, №
1986, № 37, с. 101
1987, № 3, с.144
1987. № 11, с.141
1987, № 12, с. 136
1987, № 12, с. 136
1987, № 24, с. 150
1987, № 25, с. 94
1987, № 25, с. 95
1987, № 26, с. 156
1987, № 32, с. 112
1987, № 35, с. 111
1987, № 39, с. 159
479

Перечень основных авторских свидетельств, патентов и свидетельств на промобразцы
№
пп
91
92
93
94
95
96
97
98
99
100
101
№ а.с,
патента
1373835
1374856
1395843
1413300
1416718
1425021
1465648
1467311
1474288
1495450
1513161
Наименование
Способ регулирования теплофикационной
турбоустановки
Опора корпуса турбомашины
Способ регулирования тепловой нагрузки
теплофикационной турбоустановки
Многоступенчатый пароструйный эжектор
Способ регулирования теплофикационной
турбины
Способ сборки роторов
Упорный сегментный подшипник
скольжения
П а роохл ад ител ь
Способ комбинированного энергоснабжения
тепловых и электрических потребителей и
установка для его осуществления
Способ эксплуатации теплофикационной
турбоустановки
Сервомотор для привода клапанов паровой
турбины
Авторы
Г.Д. Баринберг
М.И. Вахитов
В.И. Водичев
А.А. Гольдберг
В.И. Демаков
С.Н. Иванов
В.К. Крайнов
Н.Н. Кошелев
Е.В. Осипенко
А.В. Рабинович
А.А. Салихов
Ш.А. Халиков
К.И. Сбитнев
Д.П. Бузин
В.В. Мохирев
Ю.П. Скрипин
Г.Д. Баринберг
Е.И. Бененсон
В.И. Водичев
А.В. Рабинович
A.M. Лещинский
С.Н. Иванов
А.В. Рабинович
Г.Д. Баринберг
Е.И. Бененсон
Е.В. Осипенко
В.Б. Новоселов
Э.И. Тажиев
Е.В. Урьев
Я.И. Евсеев
В.В. Кортенко
М.Е. Подольский
Ю.П. Скрипин
К.Я. Марков
А.Е. Зарянкин
В.И. Абрамов
В.Е. Карашук
B.C. Головизнина
С.Н. Иванов
А.В. Рабинович
Е.В. Осипенко
В.Д. Ивашев
Р.С. Фасхутдинов
В.А. Иванов
А. Г. Кутахов
Е.И. Бененсон
Г.Д. Баринберг
И.И. Гольдберг
В.Б. Новоселов
БИ - год. №
1988, № 6, с. 111
1988, № 6, с. 266
1988, № 18, с. 141
1988, № 28, с. 141
1988, № 30, с. 138
1988, № 35, с. 58
1989, № 10, с. 161
1989. № 11, с. 143
1989, № 15, с. 120
1989, № 27, с. 128
1989, № 37, с. 147
480

№
пп
102
103
104
105
106
107
108
109
110
№ a.c,
патента
1514966
1529524
1557339
1603037
1610389
1612138
1643742
1668762
1763679
Наименование
Силовая установка
Поворотная регулирующая диафрагма
теплофикационной паровой турбины
Способ управления охлаждением ступеней
паровой турбины
Способ работы теплофикационной турбо-
установки
Способ прогнозирования ресурса детали
Способ изготовления колодки упорного
подшипника скольжения
Паровая утилизационная турбина
Сегментная колодка упорного подшипника
Лопаточная решетка турбины
Авторы
С.Н. Иванов
В.А. Липчук
А.В. Рабинович
A.M. Лещинский
П.А. Зубов
Г.Д. Баринберг
А.А. Гольдберг
В.П. Белов
В.Н. Можжов
Е.В. Маркелов
В.В. Лашманов
Г.С. Юрасов
С.Н. Иванов
А.В. Рабинович
Е.Н. Аронский
Е.В. Осипенко
Е.И. Бененсон
И.И. Гольдберг
Г.Д. Баринберг
К.И. Сбитнев
В.Д. Ивашев
В.Г. Совдагаров
М.А. Калинин
С.Н. Иванов
К.Я. Марков
А.В. Рабинович
Е.Н. Аронский
Е.В. Осипенко
В.В. Кудрявый
Э.И. Тажиев
Б.В. Ломакин
Э.И. Тажиев
В.А. Демьяненко
A.M. Пославский
Г.Д. Баринберг
В.В. Ермолаев
A.M. Яганов
Е.В. Урьев
В.В. Кортенко
Г.И. Шур
С.Н. Иванов
А.А. Гольдберг
Г.Д. Баринберг
И.И. Гольдберг
В.В. Кортенко
А.Е. Зарянкин
В.Г. Грибин
А.Н. Парамонов
А.А. Гольдберг
И.И. Гольдберг
С.Н. Иванов
Г.Е. Резницких
Г.Д. Баринберг
Б И - год, №
1989, № 38, с. 155
1989, № 46, с. 276
1990. № 14. с. 173
1990, № 40, с. 134
1990, № 44. с. 199
1990, № 45, с. 172
1991, № 15, с. 119
1991, № 29, с. 164
1992, № 35, с. 132

Перечень основных авторских свидетельств, патентов и свидетельств на промобразцы
№
пп
111
112
113
114
115
116
117
118
119
120
121
122
123
124
125
№ а.с,
патента
1789738
1816872
2074964
2079673
2112148
2131978
2133346
2151888
2167311
2194866
2204724
2217598
2272153
2307941
2311542
Наименование
Тепловая электрическая станция
Система каскадного слива конденсата
греющего пара подогревателей
теплофикационной паровой турбины при ступенчатом
подогреве сетевой воды
Проточная часть низкого давления турбины
Способ эксплуатации теплофикационной
турбинной установки
Способ работы теплофикационной турбины
по тепловому графику
Способ эксплуатации паровой турбины
Способ работы теплофикационной турбины
по тепловому графику
Способ работы теплофикационной турбины
по тепловому графику
Система каскадного слива конденсата
греющего пара подогревателей
теплофикационной паровой турбины при ступенчатом
подогреве сетевой воды
Система управления отбором паровой
турбины
Способ регулирования температуры сетевой
воды теплофикационной турбоустановки
Система подвода пара к цилиндру турбины
Система защиты турбоагрегата
Способ эксплуатации теплофикационной
турбинной установки
Способ эксплуатации теплофикационной
турбинной установки
Авторы
С.Н. Иванов
В.И. Шарапов
A.M. Лещинский
Г.Д. Баринберг
Е.В. Осипенко
Г.Д. Баринберг
В.И. Великович
А.Е. Зарянкин
А.Н. Паромонов
В.Н. Самаренко
А.Н. Романенко
Г.Д. Баринберг
В.В. Кортенко
А.И. Алексо
Г.Д. Баринберг
Г.Д. Баринберг
Г.Д. Баринберг
Г.Д. Баринберг
Г.Д. Баринберг
Г.Д. Баринберг
В.В. Кортенко
П.В. Коган
В.Б. Новоселов
Г.Д. Баринберг
В.В. Кортенко
Г.Д. Баринберг
В.В. Кортенко
П.В. Коган
В.Б. Новоселов
Г.Д. Баринберг
В.Б. Новоселов
К.В. Вдовиков
Г.Д. Баринберг
Г.Д. Баринберг
В.В. Ермолаев
БИ - год, №
1993, № 3, с. 99
1993, № 19, с. 75
1997, № 7, с. 204
1997, № 14, с. 130
1998, № 15, с. 335
1999, № 17, с. 380
1999, № 20, с. 424
2000, № 18, с. 386
2001, № 14, с. 448
2002, № 35, с. 343
2003, № 14, с. 467
2003, № 33, с. 530
2006, № 8(111), с. 626
2007, № 28(11), с. 610
2007, № 33(11), с. 631
482

Оглавление
Оглавление
Основные условные обозначения и сокращения ... 4
Индексы . 5
Предисловие . . ... 6
1 Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации 7
1.1 Общие положения 7
1.1.1 Отопительная нагрузка ТЭЦ . . 7
1.1.2 Ступенчатый подогрев сетевой воды . ..... 10
1.1.3 Влияние распределения нагрузок между ступенями подогрева сетевой воды
на экономичность турбин . .... 13
1.1.4 Эффективность двухступенчатого подогрева сетевой воды
в теплофикационных паровых турбинах типа «Т»
с пониженными начальными параметрами пара 20
1.2 Классификация теплофикационных турбин ...... 23
1.3 Особенности в определении основных параметров и возможных режимов
работы турбины ... 24
1.4 Основные технические характеристики теплофикационных турбин УТЗ 29
1.5 Современные представления о тенденциях развития и совершенствования
турбин УТЗ 44
2 Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ 60
2.1 Общие положения 60
2.2 Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» ... 61
2.2.1 Полная тепловая схема турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15 61
2.2.2 Отличительные особенности тепловых схем других турбоустановок
с турбинами типов «ПТ» и «Т» в сравнении с тепловой схемой
турбины ПТ-140/165-130/15 82
2.3 Отличительные особенности тепловых схем турбоустановок
с турбинами типов «Р», «ТР», «ПТР», «К», с турбинами для ПГУ
в сравнении с тепловыми схемами турбоустановок с турбинами
типов «Т» и «ПТ» 89
3 Эффективность теплофикационных турбин 98
3.1 Тепловая эффективность . 98
3.1.1 Выбор и обоснование начальных параметров пара,
введения промперегрева, укрупнения единичной мощности 101
3.1.2 Оптимизация параметров промежуточного перегрева пара . . . 104
3.1.3 Использование теплоты потока пара, поступающего в конденсатор 107
3.1.4 Перевод системы охлаждения конденсатора с сетевой
на циркуляционную воду .... 112
3.1.5 Возможность работы турбины с обеспаренным ЦНД 115
3.2 Диаграммы режимов работы турбин . 117
3.3 Энергетические характеристики турбин 127
3.4 Анализ экономичности теплофикационных турбин на основе
их энергетических характеристик . 132
3.5 Получение дополнительной мощности ... 134
3.5.1 Дополнительная мощность при увеличении расхода сетевой воды
на турбоустановку . . . 134
3.5.2 Работа турбины с увеличенным пропуском пара в ЦНД
и охлаждением конденсатора захоложенной сетевой водой 135
3.5.3 Дополнительная мощность при отключении теплообменных аппаратов
в системе регенеративного подогрева питательной воды 140
3.5.4 Дополнительная мощность при ограничении
тепловой нагрузки турбоустановки . 144
3.6 Особенности работы теплофикационных турбин при частичной нагрузке
отопительных отборов пара 148
483

Оглавление
3.6.1 Оптимизация режимов работы турбины при частичной нагрузке
отопительных отборов ... 148
3.6.2 Оптимальный способ работы турбины в области режимов с ЕПД 151
3.6.3 Оптимальная схема соединения конденсаторов
при различных нагрузках на каждый из них 152
3.6.4 Влияние очередности открытия регулирующих диафрагм ЧНД
на экономичность турбины 153
3.6.5 Частичная тепловая нагрузка теплофикационной турбины, работающей
в составе теплонасосной установки 154
3.7 Влияние внешней сепарации и промежуточного перегрева пара
на тепловую экономичность теплофикационных турбин насыщенного пара 156
4 Конструкции основных узлов теплофикационных турбин 162
4.1 Общие сведения 162
4.2 Цилиндры . . . 183
4.3 Обоймы, сопловые и направляющие аппараты, диафрагмы 194
4.4 Уплотнения 207
4.5 Роторы .... .215
4.6 Рабочие лопатки. Облопзчивание . 220
4.7 Подшипники ... 228
4.8 Парораспределение. Регулирующие и стопорные клапаны 234
4.9 Валоповоротное устройство .... 247
4.10 Элементы трубопроводов. Обшивка турбины .... . 251
4.11 Специальные устройства и подъемные приспособления 254
5 Система маслоснабжения 263
6 Система автоматического регулирования и защиты 271
6.1 Общие положения . . 271
6.2 Схемы регулирования .... .... 272
6.2.1 Система автоматического регулирования турбин
с одним регулируемым отбором пара . . 272
6.2.2 Система автоматического регулирования турбин
с двумя регулируемыми отборами пара (типа «ПТ») ... 276
6.2.3 Система автоматического регулирования турбин с противодавлением
(типа «Р») 278
6.2.4 Система автоматического регулирования приключенных турбин типа «К» 279
6.2.5 Система автоматического регулирования турбины Т-250/300-240 . 281
6.2.6 Электрическая часть системы регулирования ... 282
6.3 Конструкция и характеристики элементов систем автоматического регулирования 286
6.3.1 Импульсный насос (импеллер) 286
6.3.2 Блок регуляторов 287
6.3.3 Регулятор скорости . 287
6.3.4 Регулятор давления пара 292
6.3.5 Блок регулирования 295
6.3.6 Главные сервомоторы 296
6.3.7 Гидравлический аккумулятор . 304
6.3.8 Мембранный разделитель . 304
6.3.9 Блок золотников . 305
6.3.10 Нелинейный привод поворотной диафрагмы 307
6.4 Система защиты 311
6.4.1 Задачи системы защиты . 311
6.4.2 Виды защит .... 312
6.4.3 Защита от недопустимого повышения частоты вращения
(защита от разгона) 312
6.4.4 Автомат безопасности . . . 312
6.4.5 Золотники автомата безопасности . . . 313
6.4.6 Автоматические затворы системы защиты ... . . 322
6.4.7 Защита от повышения давления в камерах регулируемых отборов пара 325
484

Оглавление
6.4.8 Гидравлическая система защиты отборов 325
6.4.9 Блок предохранительных регуляторов 327
6.5 Микропроцессорные электрогидравлические системы регулирования и защиты 328
6.5.1 Общие положения . 328
6.5.2 Схемы ЭГСРиЗ . ..... 329
6.5.3 Элементы электрогидравлической системы регулирования
и защиты турбин УТЗ 333
6.6 Математическое моделирование систем регулирования турбин УТЗ 339
6.6.1 Постановка задачи моделирования . . . 339
6.6.2 Математическая модель системы регулирования 339
6.6.3 Исследование системы регулирования паровой турбины УТЗ
на математической модели .... 341
6.6.4 Оптимизация характеристик системы регулирования
частоты вращения . 342
7 Теплообменные аппараты 351
7.1 Общие положения 351
7.2 Конденсаторы . ... 355
7.3 Охладители воздушных насосов (пароструйных эжекторов) . 362
7.4 Аппараты системы регенеративного подогрева основного конденсата
и питательной воды ... 369
7.5 Деаэрационная установка . . 378
7.6 Подогреватели сетевой воды 383
7.7 Маслоохладители . 389
8 Компоновочно-строительные решения в турбоустановках с турбинами УТЗ 395
8.1 Общие положения . 395
8.2 Компоновка турбоустановок . 396
8.3 Строительная часть ... 405
8.4 Особенности компоновочно-строительных решений
при реконструкции или модернизации ТЭС 411
9 Вопросы эксплуатации теплофикационных турбин УТЗ 415
9.1 Особенности эксплуатации теплофикационных турбин . 415
9.2 Режимы работы теплофикационных турбин . 426
9.2.1 Работа с различными видами нагрузок . . 426
9.2.2 Особенности работы турбин в схемах турбоустановок
с поперечными связями и в блочных схемах 428
9.2.3 Пуск и останов турбин 431
9.3 Техническое обслуживание турбин и турбоустановок 450
9.4 Эксплуатационные показатели работы турбин 456
9.5 Особые случаи эксплуатации 461
Список литературы 466
Перечень основных авторских свидетельств, патентов и свидетельств на промобразцы 475
485

Об авторах
Баринберг
Григорий Давидович
fs.gr>** g 1957 г. окончил Харьковский политехнический институт по специальности
\ f ф инженер-механик по турбиностроению .
я"*' С 1957 г. работает на турбомоторном заводе (ныне ЗАО «Уральский турбинный
завод», г. Екатеринбург) в специальном конструкторском бюро по паротурбостро-
ению (СКБт). С 1991 г. — начальник отдела расчетов СКБт.
Автор более 110 печатных работ и 45 изобретений и патентов, доктор
технических наук, профессор кафедры «Турбины и двигатели» Уральского
государственного технического университета (УГТУ-УПИ).
Бродов
Юрий Миронович
В 1961 г. окончил Свердловский горно-металлургический техникум, а в 1967 г. —
Уральский политехнический институт (ныне — Уральский государственный
технический университет — УПИ).
В 1962-1963 гг. работал на Уральском турбомоторном заводе подручным
строгаля.
С 1967 г. — сотрудник УГТУ-УПИ. С 1972 г. — кандидат, а с 1988 г. — доктор
технических наук; в 1989 г. присвоено звание профессора: с 01.12.89 г. —
заведующий кафедрой «Турбины и двигатели» УГТУ-УПИ.
Автор 10 книг (в том числе учебника «Теплообменники энергетических
установок»), свыше 350 статей и докладов, 40 авторских свидетельств на изобретения
и патентов.
Действительный член Академии инженерных наук Российской Федерации и
Международной энергетической академии.
«
1 Л
Гольдберг
\. Александр Айзикович
j
В 1964 г. окончил Свердловский машиностроительный техникум, в 1971 г. — с
отличием Уральский политехнический институт.
С 1965 г. работает на турбомоторном заводе (ныне ЗАО «Уральский
турбинный завод», г. Екатеринбург) в специальном конструкторском бюро по паротур-
" бостроению. С 1995 г. — начальник отдела паровых турбинных и специальных
теплоэнергетических установок.
Автор 8 печатных работ и ряда изобретений.
Иоффе
Лазарь Соломонович
В 1947 г. окончил Уральский политехнический институт с первым выпуском
специалистов по паротурбостроению.
С марта 1947 г. работает на турбомоторном заводе (г. Свердловск) в
специальном конструкторском бюро паротурбостроения. Работал начальником бюро
регулирования и автоматики СКБт, с 1964 г. — начальник бюро исследования турбин
в эксплуатации. Автор 25 печатных работ, в том числе монографии (в
соавторстве с Е. И. Бененсоном) «Теплофикационные паровые турбины» (два издания)
и (в соавторстве с В. В. Кортенко) «Эксплуатация теплофикационных паровых
турбин».
Участник Великой Отечественной войны.
486

Об авторах
Кортенко
Виктор Владимирович
В 1968 г. окончил Свердловский машиностроительный техникум, в 1975 г. —
Уральский политехнический институт, в 1988 г. — заочную аспирантуру при Ле-
">' нинградском кораблестроительном институте. С 1990 г. — кандидат технических
наук.
С 1968 г. работает на турбомоторном заводе (ныне ЗАО «Уральский турбинный
завод», г. Екатеринбург) в специальном конструкторском бюро паротурбостроения
(СКБт).
С 1993 г. — главный конструктор по паротурбостроению, а с 2003 г. — техниче-
ч ский директор ЗАО «Уральский турбинный завод».
Автор более 50 печатных работ, в том числе монографии (в соавторстве с
Л. С. Иоффе) «Эксплуатация теплофикационных паровых турбин», автор ряда
» изобретений.
Новоселов
Владимир Борисович
В 1975 г. окончил Уральский политехнический институт.
С 1975 г. работал на турбомоторном заводе (ныне ЗАО «Уральский турбинный
завод», г. Екатеринбург) в специальном конструкторском бюро паротурбостроения
(СКБт). С 2001 г. по 2005 г. работал в ЗАО «Уралэнергоремонт» начальником
КТБ цеха регулирования и автоматики. С 2005 г. работает в ЗАО «Уральский
турбинный завод» начальником отдела микропроцессорных систем управления
СКБт.
Автор 27 печатных работ, в том числе учебного пособия (в соавторстве с
В. А. Лесновым, В. М. Марковским, В. М. Гладченко) «Регулирование и
автоматизация паровых турбин и газотурбинных установок», автор нескольких
изобретений. Кандидат технических наук, доцент кафедры «Турбины и двигатели»
Уральского государственного технического университета.
Сахнин
Юрий Абрамович
В I960 г. окончил Уральский политехнический институт.
С I960 г. работает на турбомоторном заводе (ныне ЗАО «Уральский
турбинный завод», г. Екатеринбург) в специальном конструкторском бюро
паротурбостроения (СКБт) на различных инженерных должностях, занимаясь
конструкторскими работами по новым турбинам и обеспечением их серийного производства.
В 1989-90 гг. — директор паротурбинного комплекса завода. С 1990 г. —
заместитель главного конструктора, а с 2001 г. — начальник отдела паровых турбин
СКБт.
Автор 7 печатных работ и более 80 внедренных рацпредложений.
«с-
487

Г Д. Баринберп Ю.М. Бродов, А. А. Гольдберг, Л. С. Иоффе,
В. В. Кортенко, В. Б. Новоселов, Ю.А. Сахнин
Паровые турбины и турбоустановки
Уральского турбинного завода
Под общей редакцией проф., д.т.н. Ю.М. Бродова и к.т.н. В.В. Кортенко
Дизайн обложки, верстка — рекламно-полиграфическая группа «Априо»©
Тел.: (343) 336-69-59, 213-09-85
www.aprio.ru
Подписано в печать 01.03.2010 г. Формат 60x84(1/8)
Усл. печ. л.56, 73 Тираж 600 экз.
Гарнитура Computer Modern Sans Serif.
Бумага ВХИ 80 r/м Печать офсетная.
Отпечатано ООО «Типография Циркон»
623751 Свердловская обл., г.Реж, ул. О. Кошевого, д. 16
Тел.: (34364) 3-33-27, 3-36-65
Заказ № 13758

76
В деаэратор <JT™y{—l
0.59 МПа 16 кгс/см2) ^ J
2 3
—1X3-
Рис. 2.2. Основная тепловая схема турбоустановки ПТ-140/165-130-15
Ревизия
<-tXIX!-
Продцбка у~^^
•ИХ1-
Ревизия
ПродцВка
Ч1ХХЬ
ч„ >-
i U i
>85
к15
.83
\з .
U^Lr^^
i1-?
Ь
«-Н-М-
-нхь
Вариант для блока
...J
"лГ
fr
Н-
4| |{ }
74
47
i! Li!
х—>-^-
й
F1;!-
...J
l! I
-с>-т-
—> I 1
JUL
^u
Hacnublcm 341
ГР
"ИГ
I I
;;
Ha cmB I cm. ЗУ 1
ПГ/I r -| Л>-/^ г -| /|f"/J r -|
Hj Hj Hj
^1/7J ^7(774 ^~A775 t
rV---^--b^-j
i ; * * ul
I Г"
УслоВше обозначения
/I
I
i fh1
----n
-L_J._f_J___Lb--n-^^.!j-j^b-^P* 1
11:
_A^^^jTw.^wJwrwJtuJ7i——/71—
I 1 I 1 1 • •
КПСГ1
! t t t i и
. 1^\КП7 \КП8 UI
!i Ri Ri ff 1
отбор 11.18 2.06 МПа1
I ЛТО
,00 i- -►-
I
^1ЩЗ^г::±::р£::г::±^ Л
lVVii I TIT TL
I -A *777 \
.X-L-J JL
ЛЙ5
j. J L* &_
I
B"
id񜜮
__U. .tj.-Q—tx—
--©-fXb-
=^=^=^=
—'-'———
t_J
я
©
e
/7<?7 сВежии
Пор производственного отбора
Пар нерегулируемого отбора
Пор отработанный, на эжекторы, Выпар из расширителя
Вода питательная конденсат
Дренаж
Вода химочищенная
Паровоздушная смесь
Пар отопительного отбора
Конденсат засоленный
Граница проектирования
Арматура под Вакуумом
Диафрагма мерительная
Парщшемное устройство конденсатора
L"
Ч—^$ /inzhi-^Y /—\^г\Ш^>К станционным \\
*- . ■ 1 . -** *о / , трплппбмрнннкпм У.
\КОЮ$ !
ТГ-"
._|
__т:::::":____
--txfei--f—►
--cx^gb^h—» 1
1 1 1 1 .
T IT T j
КПСГ2
47
>/r<
теплообменникам
.1 l__
Y 61\
63
K01
l__
>i<
I J_.
л
Т/Уд собственные]
i ГЧ
l44i
ft "
58 59
t—
Jb
J 5^0JOOTZ7/7<>t43?1~J7_,kIXM
059 МПа/6кгс/смГ |
1 +7-
IaT8 I 4 т |aT7 J Л T |aT6 I
*—I—* j L-txix}* *—I—* I Цхгхъ i?<-M| Цххн-
J. Л i i «И !
^ i i 1
27a j^27 ф 27a
> 23
x7f
"П I:
ATS
ЧР
В расширитель
конденсатора
40
KP11
-W—ixl>
5 деаэратор
0.59 МПа 16 кгс/см1
Ж
<^7
гЬ
*-4-ЦдТ1.
цр
'LXJ at з]- ►-
- _ф—>= ^ =ф^.
-АР5
l i-?
.27 2?
24
г-^-=,^-.
ВПСГ-2
цр
ATI
цр
I Л
-^^^
II :1
^Зыь^
JV7
^1
<94
U U
♦
^ атмосферный сборник дренажей
■\б'
i;i
ii'i
Lp
hb бзбод гфАодоб обратных клапахзб КОС 4-
—«
jwM
65
КТ1
4f-
Ь^-г
^
-55
/7осйо^ химочищенной Воды
L-tg]_^L^_J
цр
It-^,
IW- —
.Z
.66
._Jl
■i it-
цр:
.57
-KP8
lU--*
52
цр
=4
52
Ц-*
цр
цр
цр
цр
..J
КР12
1L-F
й
Из деаэратора
0.59МПа (6 кгс/см2)
■ Резервная линия
< М-;
,цр
L.
К.
ЧР
4Вконденсатор
87
п
►
« От основных эжектороВ
--« От эжектора уплотнений
--< От гифщюводов обратных клапанов
-^ От уплотнений клапана КОС-ЮОО-4-ЗлеВ
--* От уплотнений предохранительных клапанов КП1. КП2
--* От Выхлопа предохранительных /
производственного отбора