ЭКСПЛУАТАЦИЯ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК

ВЛИЯНИЕ ИЗМЕНЕНИЯ ПАРАМЕТ­РОВ ПАРА НА РАБОТУ ТУРБИНЫ

А) Общие положения

В процессе нормальной эксплуа­тации турбоагрегата неизбежны временные отклонения от нормы некоторых параметров цикла: на­чального и конечного давления па­ра, температуры свежего пара и па­ра промперегрева, давления в регу­лируемых отборах. Отклонения па­раметров, находящиеся в пределах допустимых норм, не вызывают опа­сений за прочность элементов турби­ны, поскольку это учтено заводским расчетом. В этих случаях речь мо­жет идти лишь об изменении эконо­мичности агрегата.

В условиях значительных откло­нений параметров цикла, носящих к тому же длительный характер, вопросы надежности работы при­обретают определяющее значение. Подобные изменения режима могут вызвать перегрузку отдельных сту­пеней и изменение их температур­ных условий. Перераспределение тепловых перепадов по ступеням турбины вызывает изменение реак­тивности ступеней, что отражается на условиях работы упорного под­шипника и лопаточного аппарата турбины. Работа ступеней в нерас­четных режимах приводит к ухуд­шению внутреннего относительного к. п. д. турбины. К еще большему понижению экономичности приводит изменение термического коэффици­ента полезного действия при пони­жении начальных или повышении конечных параметров цикла. В по­добных случаях необходимо наряду

67

С оценкой изменения экономичности установки определить правильный режим эксплуатации агрегата из условий полной надежности от­дельных его узлов. Это достигается расчетной проверкой допустимости нового режима работы для наибо­лее напряженных элементов турби­ны либо приведением наиболее на­пряженного элемента к нормальным условиям путем изменения пропу­ска пара.

При длительных отклонениях па­раметров от расчетной величины иногда приходится вносить конст­руктивные изменения в проточную часть турбины или систему парорас­пределения для обеспечения надеж­ной работы агрегата в изменивших­ся условиях.

Б) Изменение начального давления

При полном открытии всех регу­лирующих клапанов изменение на­чального давления вызывает изме­нение расхода пара, которое в слу­чае отсутствия в ступенях критиче­ских скоростей при постоянной на­чальной температуре может быть подсчитано по формуле

Здесь Do, ро и рк — расход, началь­ное и конечное давления пара при расчетном режиме; Z)i — расход па­ра при новом начальном давлении рої. В конденсационных турбинах величинои р^к

Можно пренебречь и записать формулу (3-1) в упрощен­ном виде:

D1=D.&-. (3-2)

Р о

Если какая-либо ступень (по­следняя, регулирующая) или груп­па ступеней работает в критическом режиме, то расход через турбину будет изменяться прямо пропорцио­нально изменению начального дав­ления (при постоянной начальной температуре), и формула для опре­деления нового расхода будет сов­падать с формулой (3-2). Мощность турбины при измененном начальном давлении без учета изменении вну­треннего относительного к. п. д. и расходов пара в регенеративные от­боры запишется так:

(3-3>

Где А/о, D0 и Н0 — мощность, расход пара и располагаемый теплоперепад турбины при расчетном режиме; N і, Di и Ні — те же величины при из­менившемся начальном давлении.

Как видно из формулы (3-3), из­менение мощности турбины проис­ходит за счет изменений как тепло­вого перепада, так и расхода пара, вызываемых изменением начального давления. Суммарное влияние этих двух величин можно оценить по формуле [68]

Где ANi/Nt и Apjpo — относительные изменения мощности и начального давления; т= (k—1 )jk\ & = pzlpo— относительное противодавление тур­бины; k—показатель изоэнтропы.

Анализ формулы (3-4) показы­вает, что при постоянном относи­тельном противодавлении прираще­ние мощности изменяется пропор­ционально приращению начального давления, и это положение справед­ливо для всех турбин, не имеющих регулируемого отбора пара, в том числе и для турбин с промперегре - вом. При изменении конечного дав­ления за турбиной изменение мощ­ности при изменении начального давления будет зависеть от относи­тельного противодавления. В этом случае отклонение давления свеже­го пара тем сильнее скажется на мощности, развиваемой турбиной, чем выше относительное противо­давление, как это видно из рис. 3-1.

При увеличении начального дав­ления все без исключения ступени турбины при полностью открытых регулирующих клапанов оказыва­ются перегруженными. Наиболь-

Шую перегрузку при этом испыты­вает последняя ступень турбины, давление за которой сохраняется постоянным.

В конденсационных турбинах, где абсолютное значение давления пара в последней ступени невелико, основная опасность заключается в увеличении изгибающего момен­та, действующего на рабочие ло­патки. В турбинах с противодавле­нием увеличение перепада на по­следнюю ступень может, кроме то­го, вызвать опасения за прочность диафрагмы. Для приведения усло­вий работы этих элементов к рас­четным необходимо ограничить пропуск пара через турбину с та­ким расчетом, чтобы давление в ка­мере регулирующей ступени не пре­восходило допустимого. В таком режиме расход пара будет снижен до расчетного, что приведет к нор­мальным условиям работы всех не­регулируемых ступеней. Внутренняя мощность турбины при этом будет несколько увеличенной на ве­личину

DAhP-^of 860

Где D — расход пара на турбину; А/грс — дополнительный перепад на регулирующую ступень; *)P-C0t — вну­тренний относительный к. п. д. ре­гулирующей ступени в данном ре­жиме.

Если генератор допускает такой режим работы, то для турбины та­кая перегрузка также допустима, поскольку в данном случае нерегу­лируемые ступени работают в рас­четном режиме, а перегрузка регу­лирующей ступени значительно меньше той, которая возникает при нормальном начальном давлении в режиме с одним полностью откры­тым клапаном. Если же генератор по условиям охлаждения или воз­буждения такую перегрузку не до­пускает, необходимо дальнейшее сокращение расхода пара до дости­жения номинальной нагрузки.

При номинальной нагрузке рас­ход пара на турбину можно подсчи­тать по формуле

= (3-6)

Эта формула является прибли­женной, поскольку она не учитыва­ет изменения внутреннего относи­тельного к. п. д. турбины. При та­ком режиме давление в камере ре­гулирующей ступени несколько сни­зится, что приведет к небольшой разгрузке нерегулируемых ступеней и некоторой перегрузке регулирую­щей ступени по сравнению с рас­четным режимом. Эти изменения не могут считаться опасными как с точки зрения надежности упорно­го подшипника, так н по причине перегрузки регулирующей ступени.

При длительной работе на по­вышенном давлении свежего пара следует искусственно ограничить ход последнего клапана, чтобы не допустить перегрузки проточной части турбины при понижении ча­стоты в сети. Для устранения дрос­селирования в последнем клапане
можно заглушить часть сопл в ре­гулирующей ступени. В этом слу­чае к. п. д. турбины при работе с полной нагрузкой повысится. При кратковременном увеличении на­чального давления расход пара мож­но ограничить введением в работу ограничителя мощности.

При увеличенном начальном давлении пара, кроме режима с пол­ностью открытыми всеми клапана­ми, опасным будет также и режим с одним полностью открытым клапа­ном вследствие перегрузки регули­рующей ступени. При длительной работе с повышенным начальным давлением следует произвести пере­настройку регулирующих клапанов с тем, чтобы увеличить перекрышу в открытии второго клапана. Более раннее открытие второго клапана по­высит давление в камере регулиру­ющей ступени при полностью откры­том первом клапане и снизит распо­лагаемый теплоперепад в регулиру­ющей ступени при этом режиме.

В турбинах с дроссельным паро­распределением при частичных на­грузках повышение начального дав­ления не отразится ни на мощности, ни на режиме работы ступеней тур­бины, поскольку оно будет компен­сироваться увеличением дроссели­рования в дроссельном клапане. Перегрузка проточной части может наступить лишь при полном откры­тии дроссельного клапана. В этом случае, как и в турбинах с сопловым парораспределением, наиболее пе­регруженной окажется последняя ступень турбины. Для уменьшения ее перегрузки полезно ограничить ход обводного клапана, подающего пар в промежуточную ступень, что позволит уменьшить перегрузку по­следней ступени за счет некоторой перегрузки головных ступеней (до байпаса). Такой режим, однако, мо­жет быть реализован только после проверки на прочность диафрагм го­ловных ступеней. Если эти диафраг­мы не имеют запаса прочности, то следует также ограничить и ход основного клапана.

При всех условиях перевода тур­бины на повышенное давление долж­ны быть произведены проверочные расчеты на прочность паропровода, паровых коробок, стопорных и регу­лирующих клапанов, а также кор­пуса турбины. Необходимо учиты­вать, что если турбина не имеет промежуточного перегрева пара, повышение начального Давления при постоянной начальной темпе­ратуре приводит к увеличению влажности в последних ступенях и соответствующему увеличению эрозийного износа рабочих лопаток. При понижении начального давле­ния турбина не может быть нагру­жена до номинальной мощности. Уменьшение мощности при пол­ностью открытых клапанах можно подсчитать по формулам (3-3) и (3-4).

Длительная работа на пони­женном начальном давлении обыч­но связана с дефектами барабана котла или главного паропровода, выявленными при очередной провер­ке инспекцией котлонадзора. В этом случае следует провести реконст­рукцию турбины с целью увеличе­ния ее мощности.

В турбинах с сопловым парорас­пределением можно увеличить про­ходное сечение сопл регулирующей ступени. Увеличение расхода пара при этом будет безопасным до тех пор, пока в камере регулирующей ступени не установится расчетное давление, что будет соответствовать расчетному расходу через турбину. В этом режиме турбина будет иметь расчетный пропуск пара и расчет­ные напряжения в диафрагмах и рабочих лопатках нерегулируемых ступеней. Мощность турбины при этом несколько уменьшится из-за уменьшения располагаемого тепло - перепада на регулирующую ступень. Формула для подсчета уменьшения мощности будет аналогична (3-5). Для достижения номинальной на­грузки расход пара должен быть дополнительно увеличен, что приве­дет к перегрузке нерегулируемых ступеней и в особенности последней из них. Определение нового расхода пара может быть произведено по формуле (3-6). Для выяснения до­пустимости этого расхода следует произвести расчеты на прочность нерегулируемых ступеней, а также фланцевого соединения корпуса в зоне регулирующей ступени.

В турбинах с дроссельным паро­распределением при длительной ра­боте с пониженным начальным дав­лением целесообразно удалить часть первых ступеней с таким расчетом, чтобы новое начальное давление со­ответствовало давлению перед не­удаленными ступенями при расчет­ном режиме. Необходимо при этом соответствующим образом снизить и начальную температуру. В этом случае расход пара через турбину достигнет номинальной величины, а мощность турбины будет снижена только за счет уменьшения теплово­го перепада.

Для определения новой началь­ной температуры необходимо по­строить действительный процесс расширения пара в турбине при расчетном режиме в i-S диаграмме и в точке пересечения этого процес­са с изобарой соответствующей но­вому начальному давлению, опре­делить искомую температуру.

При отсутствии теплового рас­чета проточной части турбины коли­чество удаляемых ступеней можно определить, оценив перепад каждой из ступеней по формуле [68]

<3-7)

Где d — диаметр ступени; п—-число оборотов турбины; и/со— отношение окружной скорости к скорости истечения из сопл, подсчитанной по всему располагаемому перепаду ступени.

Для обеспечения номинальной мощности при понижении началь­ных параметров некоторые крупные турбоагрегаты снабжаются допол­нительным клапаном, позволяющим увеличить пропуск пара через тур­бину при работе в этих условиях. При нормальных условиях эксплуа­тации этот клапан постоянно за­крыт. В этом случае в технической характеристике агрегата указыва­ются допустимые колебания пара­метров пара, при которых агрегат может нести полную нагрузку.

Изменение экономичности турбо­установки при изменении начально­го давления подсчитать значитель­но труднее, чем изменение мощно­сти. Здесь следует учитывать изме­нение температуры питательной во­ды, перераспределение величины от­боров и параметров пара в тепловой схеме, изменение влажности в по­следних ступенях турбины. На рис. 3-2. представлена зависимость изменения расхода тепла от изме­нения начального давления пара для блока с турбиной К-300-240 [46].

В) Изменение начальной температу­ры и температуры промперегрева

При изменении начальной тем­пературы пара расход его через тур­бину, работающую с полностью от­крытыми клапанами, может быть определен по формуле

= (3-8)

Где Do и То — расход и начальная абсолютная температура при рас­четном режиме; Dі и Тоі — те же величины при изменившейся на­чальной температуре.

Как видно из формулы (3-8), ири увеличении начальной температуры весовой расход пара уменьшается, а при уменьшении — увеличивается. Что касается теплового перепада на турбину, то он с повышением тем­пературы увеличивается, а с пони­жением уменьшается. Таким обра­зом, при подсчете мощности эти два фактора будут действовать во вза­имно противоположном направле­нии. Однако изменение теплопере - пада сказывается сильнее, чем из­менение расхода, что и будет опре­делять изменение мощности.

Приняв в первом приближении линейную зависимость теплового пе­репада от начальной температуры, можно получить приближенную формулу изменения мощности от изменения начальной температуры при полностью открытых регули­рующих клапанах:

Где No и N і — соответственно мощ­ность при расчетном и изменившем­ся режиме.

При повышении начальной тем­пературы мощность агрегата при полностью открытых клапанах воз­растет. Однако это не вызовет уве­личения напряжений в элементах проточной части турбины, посколь­ку тепловые перепады на нерегули­руемых ступенях уменьшаются, а тепловой перепад на регулирующую ступень хотя и увеличится, но бу­дет значительно меньше, чем пере­пад при одном полностью открытом клапане на расчетных параметрах. С точки зрения механической проч­ности при повышении начальной температуры наиболее опасным бу­дет режим с полностью открытым одним клапаном.

При решении вопроса о допу­стимости работы турбины с повы­шенной начальной температурой особенно необходимо учитывать ухудшение механических свойств конструкционных сталей при повы­шении температуры. Это положение касается важнейших характеристик стали: длительной прочности, пре­дела текучести, ползучести и др.

Явление ползучести, т. е. свой - сво металла давать остаточные деформации при напряжениях, мень­ших предела текучести, проявляет­ся при высоких температурах. Под длительным воздействием высоких температур изменяются геометри­ческие размеры напряженных дета­лей. Это проявляется в увеличении диаметров трубопроводов острого пара и пара промперегрева, в изме­нении размеров корпусов клапанов и задвижек, паровых коробок, ра­бочих лопаток и других элементов турбоагрегата.

В паровых турбинах, работаю­щих при начальных температурах порядка 500—580°С, ползучесть ме­талла проявляется также и в умень­шении с течением времени напряже­ний в деталях, имеющих натяг. Это явление носит название релаксации напряжений. При релаксации на­пряжений происходит переход упру­гих деформаций в пластические, причем полная деформация детали, представляющая собой сумму упру­гой и пластической деформации, не изменяется. Переход упругих де­формаций в пластические приводит к ослаблению посадки дисков и втулок на роторе турбины, умень­шению напряжений в болтах и шпильках фланцевого соединения. Ослабление напряжений в болтах и шпильках может привести к нару­шению плотности горизонтального разъема турбины и к пропариванию его.

Поскольку деформации ползуче­сти с течением времени накаплива­ются, в турбинах высокого давления регламентируется не только пре­дельная температура пара, при ко­торой работа турбины недопустима, но и время работы агрегата на до­
пустимых, но повышенных по срав­нению с нормальными температу­рах. Обычно число часов работы турбины на повышенных темпера­турах пара не должно превышать 200—300 ч в год. При этом длитель­ность одноразового повышения тем­пературы также строго регламенти­руется.

Понижение начальной темпера­туры при постоянном начальном давлении свежего пара приводит к увеличению весового расхода па­ра через турбину. В этом случае, несмотря на некоторое понижение мощности [формула (3-9)], проточ­ная часть турбины будет работать с повышенными механическими на­пряжениями. В наиболее неблаго­приятных условиях будет находить­ся последняя ступень турбины, где, помимо увеличения напряжений в рабочих лопатках из-за увеличен­ного весового расхода пара, будет иметь место повышенный эрозион­ный износ из-за увеличения влажно­сти. Работа турбины с пониженной начальной температурой вызывает увеличение реактивности ступеней и увеличение осевого усилия на упор­ный подшипник, что объясняется уменьшением тепловых перепадов в регулирующей и последующих го­ловных ступенях турбины. Это осо­бенно опасно для крупных агрега­тов, работающих с большими на­грузками на упорный подшипник.

Вследствие указанных обстоя­тельств работа турбины с полностью открытыми клапанами при значи­тельном снижении начальной тем­пературы не допускается. В инст­рукциях по эксплуатации каждого турбоагрегата должен быть указан порядок снижения нагрузки при по­нижении начальной температуры.

В турбинах с промперегревом при номинальной температуре пара промперегрева изменение режима работы турбины при изменении на­чальной температуры будет не столь заметным. Постоянство темпе­ратуры пара после промперегрева не предохраняет ЧСД и ЧНД от из­менения режима при переменной на­чальной температуре пара. В этом случае изменение расхода через ЧВД приведет к соответствующему изменению расхода и через после­дующие ступени. Однако это изме­нение расхода будет не таким за­метным, как в турбинах без пром­перегрева.

Изменение температуры пара по­сле промперегрева при постоянной начальной температуре также влия­ет на изменение режима работы как ЧВД, так и ступеней, находящихся после промперегрева. При увеличе­нии температуры промперегрева давление в промперегревателе воз­растает. Это приводит к некоторой разгрузке ступеней ЧВД и к пере­грузке последней ступени турбины. Понижение температуры промпере­грева приводит к понижению давле­ния пара в промперегревателе, вследствие чего перегруженной ока­жется последняя ступень ЧВД. При этом ступени ЧСД и ЧНД будут ра­ботать с повышенной степенью ре­активности, что приведет к измене­нию осевого усилия в турбине.

Все эти обстоятельства застав­ляют снижать нагрузку турбины и в блочных установках при пониже­нии температуры свежего пара и па­ра после промежуточного перегрева.

На рис. 3-3 приводится график разгрузки турбины К-300-240 при снижении указанных температур.

Колебания температур свежего пара и пара после промперегрева приводят также к изменению эконо-

Мвт

Мичности установки. Для определе­ния этого изменения, помимо изме­нения теплового перепада на тур­бину, необходимо учитывать и та­кие факторы, как изменение тем­пературы пара, поступающего в ре­генеративные подогреватели, и из­менение влажности пара в послед­них ступенях турбины. С учетом этих положений составлен график

Изменения удельных расходов тепла на турбину К-300-240 при измене­нии температур цикла (рис. 3-4) [46].

Тепловые испытания как отече­ственного, так и зарубежного энер­гетического оборудования подтвер­ждают линейный характер зависи­мости удельного расхода тепла от изменения начальных параметров пара. Это позволяет разработать усредненные поправки на изменение начальных параметров к норматив­ным характеристикам типовых тур­боагрегатов. Такие поправки, полу­ченные в результате обработки ма­териалов испытаний, представлены в табл. 3-1.

Г) Изменение конечного давления

У конденсационных турбин, ра­ботающих с глубоким вакуумом в конденсаторе, давление за послед­ней ступенью может изменяться в до­вольно широких пределах за счет изменения паровой нагрузки, загряз­нения трубок конденсатора, ухуд­шения воздушной плотности ваку­умной системы, изменения количе­ства и температуры охлаждающей воды и вследствие других причин, влияющих на режим работы кон­денсационной установки.

Рассмотрим работу турбины с полностью открытыми регулирую­щими клапанами.

При работе последней ступени турбины с критическими скоростя­ми понижение давления в конденса­торе не вызовет изменения расхода пара через турбину. Изменение рас­хода может произойти лишь при повышении давления и только в том случае, когда скорости истечения станут докритическими. Однако это положение является чисто теорети­ческим. На самом деле изменение вакуума в конденсаторе в самых широких пределах практически не влияет на расход пара через турби­ну, работающую с полностью от­крытыми клапанами, вследствие че­го мощность турбины изменяется только за счет изменения теплового перепада на турбину.

Для исследования работы тур­бины при изменяющемся давлении за последней ступенью необходимо проанализировать работу последней ступени в этих условиях. При рабо­те ступени в докритичееком режи­ме истечения изменение давления в конденсаторе повлечет за собой изменение теплового перепада на нескольких последних ступенях, причем изменение мощности будет пропорционально изменению тепло - перепада.

При достижении в последней ступени критической скорости и дальнейшем понижении давления за ступенью увеличение теплового пе­репада будет приходиться только на последнюю ступень, и здесь пря­мая пропорциональность между приращением теплоперепада и при­ращением мощности будет наруше­на. В этом случае понижение давле­ния за ступенью сопровождается отклонением потока в косом срезе сопл и лопаток и уменьшением окружной составляющей скорости, что приводит к уменьшению прира­щения мощности. При дальнейшем понижении давления за ступенью может быть исчерпана расширитель­ная способность косого среза, после чего понижение давления в конден­саторе не будет вызывать увеличе­ния мощности.

Как показали теоретические ис­следования, а также натурные ис­пытания ряда турбин, для каждой турбины может быть построена уни­версальная зависимость величины относительного приращения мощно­сти от относительного изменения давления в конденсаторе. Такая за­висимость для турбины ВК-50-1 ЛМЗ построена на рис. 3-5 [68].

Эта кривая характеризует режим докритического истечения (отрезок АВ), где относительное приращение мощности зависит линейно от отно­сительного противодавления, и ре­жим с расширением пара в косом срезе (отрезок ВС), где эта зависи-

Мость становится нелинейной. На участке CD, где расширительная способность косого среза исчерпы­вается, мощность последней ступе­ни с уменьшением противодавления не увеличивается, а мощность тур­бины в целом даже уменьшается (пунктирная линия C'D') за счет увеличения отбора пара в первый по ходу воды подогреватель низко­го давления.

Для большинства турбин сред­них параметров изменение давления в конденсаторе на ±0,98-10~3 МПа (±0,01 кгс/см2) приводит для всех нагрузок к изменению мощности при­мерно на ±1% номинальной мощ­ности. Для турбин высоких пара­метров пара с промежуточным пе­регревом изменение мощности при изменении конечного давления бу­дет составлять меньшую относи­тельную величину ввиду значитель­ного располагаемого теплопадения у этих турбин. На рис. 3-6 представ­лен график поправки к мощности турбоагрегата К-200-130 на давле­ние отработавшего пара. В области, ограниченной прямыми /—/ и II— II, эта зависимость приближается к линейной, и поправка к мощности на изменение давления пара в кон-

Денсаторе на ±0,98-10"3 МПа (±0,01 кгс/см2) составляет Я=1760 кВт.

Рассмотрим работу конденсаци­онной турбины при изменяющемся вакууме с точки зрения надежности.

При повышении давления в кон­денсаторе тепловой перепад на тур­бину уменьшается, причем это уменьшение перепада приходится на несколько последних ступеней. На­пряжения в этих ступенях умень­шаются, зато увеличиваются степе­ни реактивности. При небольшом увеличении противодавления изме­нение реактивности не может выз­вать значительного увеличения осе­вого усилия. При работе же с рез­ко ухудшенным вакуумом могут возникнуть опасения за надежность упорного подшипника турбины. На­ряду с этим при значительном ухуд­шении вакуума увеличивается тем­пература выхлопного патрубка тур­бины, что может вызвать расцен - тровку агрегата и появление недо­пустимой вибрации.

При углублении вакуума по срав­нению с расчетным происходит пе­регрузка последних ступеней тур­бины за счет увеличения приходя­щегося на них теплового перепада. В особо неблагоприятных условиях при этом находится последняя сту­пень, на долю которой приходится наибольшее изменение теплоперепа - да, а после установления в ней кри­тического режима истечения даль­нейшее увеличение теплового пере­пада будет приходиться только на нее.

В турбинах с противодавлением относительное изменение конечного давления влияет в большей степени на режим работы турбины, чем в конденсационной машине. Это объясняется сравнительно малым тепловым перепадом, приходящим­ся на турбину, и отсутствием крити­ческих скоростей в ее нерегулируе­мых ступенях. В турбинах этого ти­па изменение конечного давления в большинстве случаев приводит к изменению расхода пара при фик­сированном положении регулирую­щих клапанов.

При отсутствии в какой-либо из ступеней критических скоростей из­менение расхода можно подсчитать по формуле ______

= (3-Ю)

Где D0, ро и pz — расход, начальное и конечное давление пара при рас­четном давлении за турбиной; Dі — расход пара при измененном противодавлении ргі.

Если регулирующая ступень турбины работает в критическом режиме, понижение противодавле­ния не вызовет изменения расхода пара через турбину. При увеличе­нии противодавления расход будет сохраняться постоянным до тех пор, пока скорости в регулирующей сту­пени не станут докритическими. В последнем случае расход через турбину будет уменьшаться соглас­но формуле (3-10).

При понижении давления за по­следней ступенью противодавленче - ских турбин наибольшие напряже­ния будет испытывать диафрагма последней ступени. Поэтому при ра­боте на пониженном противодавле­нии расход пара следует ограни­чить согласно формуле [68].

D.-D. V {*)'$)'■ <3-">

Где D0, pz и Tz— расход и парамет­ры пара за турбиной в расчетных условиях; Di, pzl и Tzi — те же вели­чины при пониженном давлении па­ра за последней ступенью.

В современных турбинах с про­тиводавлением существует защита от перегрузки последней ступени при резком понижении противодав­ления. В условиях работы турбин с переменным противодавлением особое внимание следует обратить на изменение осевого усилия, по­скольку у турбин с противодавле­нием при изменении конечного дав­ления относительное изменение осе­вого усилия будет более значитель­ным, чем у турбин конденсационно­го Тг'па. С увеличением противодав­ления у этих турбин значительная часть последних ступеней будет ра­ботать с пониженными тепловыми перепадами, что приведет к увеличе­нию степени реакции этих ступеней и к соответствующему росту осево­го усилия. Изменение суммарного осевого усилия будет зависеть при этом от конфигурации ротора. При наличии на нем уступов сила, дей­ствующая на эти уступы, с увели­чением противодавления уменьшит­ся, что в той или иной мере будет компенсировать возрастание осево­го усилия, вызванное увеличением реактивности последних ступеней. В некоторых случаях общее осевое усилие с увеличением противодавле­ния может даже уменьшиться. В случае понижения противодавле­ния осевое усилие будет изменяться в обратном порядке.

Особенно резко изменяется осе­вое усилие при изменении противо­давления в реактивной турбине, имеющей разгрузочный поршень, соединенный с выхлопным патруб­ком. В этом случае нагрузка на упорный подшипник будет в основ­ном определяться изменением уси­лий, действующих на барабан и разгрузочный поршень ротора тур­бины. Таким образом, перевод тур­бины с противодавлением на режим с измененным давлением на выхло­пе требует тщательной расчетной и в ряде случаев экспериментальной проверки режима работы упорного подшипника турбины в новых усло­виях.

Внутренняя мощность турбины при изменении противодавления мо­жет быть подсчитана по формуле

(3-12)

По L)О Tjoi

Где No, Do, Но И Т|ог — мощность, рас­ход, тепловой перепад и внутренний относительный к. п. д. турбины при расчетном давлении за турбиной; Ni, Dі, Hoi и Tjoii — те же величины при изменившемся противодавле­нии.

Д) Работа турбины в режиме ухуд­шенного вакуума

Перевод турбин на ухудшенный вакуум с использованием тепла от­работавшего пара в последнее вре­мя нашел широкое распространение. Благодаря ему было достигнуто значительное улучшение технико - экономических показателей старых конденсационных станций. В режи­ме с ухудшенным вакуумом могут работать и теплоэлектроцентрали, где в качестве первой ступени по­догрева сетевой воды может быть использован конденсатор теплофи­кационной турбины.

Если работа на ухудшенном ва­кууме не предусмотрена заводом - изготовителем, как это сделано на турбинах Т-50-130 и Т-100-130, то реализация этого режима требует проведения тщательных расчетов элементов турбины и конденсатора, а иногда и внесения ряда конст­руктивных изменений в эти эле­менты.

Основными задачами, которые возникают при переводе турбины на режим с ухудшенным вакуумом, являются:

А) проверка и обеспечение меха­нической прочности водяных камер конденсатора при работе на повы­шенном давлении воды;

Б) проверка и обеспечение плот­ности вальцовочных соединений трубок конденсатора;

В) проверка осевого усилия на упорный подшипник турбоагрегата;

Г) проверка величины расцен - тровки турбины из-за повышения температуры выхлопного патрубка;

Д) проверка надежности работы конденсатного насоса при повышен­ной температуре конденсата;

Е) проверка работы воздухоуда - ляющих устройств.

При решении вопросов, связан­ных с увеличением механической прочности водяных камер, необходи­мо учитывать способ включения конденсатора по воде. Если конден­сатор находится на напорной линии сетевого насоса, водяные камеры должны быть рассчитаны на полное давление, создаваемое сетевым на­сосом. При расположении конденса­тора на всасывающей линии давле­ние в водяных камерах будет зна­чительно меньше давления, созда­ваемого сетевым насосом, и меньше статического напора теплосети. Мак­симальное давление в этом случае будет иметь место при останове се­тевого насоса, когда водяные каме­ры и трубный пучок окажутся под полным статическим давлением те­пловой сети.

Предохранительные устройства от внезапной нагрузки конденсато­ра статическим давлением тепловой сети могут быть выполнены в виде гидравлического затвора с автома­тическим отключением конденсато­ра по воде задвижкой с электриче­ским приводом и соответствующей сигнализацией. Кроме того, резерв­ные сетевые насосы должны иметь блокировку, включающую насос при аварийном останове основного.

Практически всегда при перево­де конденсатора на режим бойлера приходится увеличивать механиче­скую прочность водяных камер и трубных досок. Это особенно необ­ходимо в конденсаторах с чугунны­ми водяными камерами. Усиление водяных камер достигается установ­кой дополнительных анкерных свя­зей и приваркой ребер жесткости (в стальных водяных камерах). В ряде случаев чугунные водяные камеры заменяются на стальные.

Серьезной проблемой является также обеспечение прочности кон­денсаторных трубок и плотности их вальцовочных соединений. При на­греве корпуса конденсатора и труб­ного пучка до 80 —90°С вследствие разности термических удлинений стального корпуса и латунных тру­бок в трубках и вальцовочных сое­динениях могут возникнуть значи­тельные напряжения. В конденсато­рах с длинными и тонкими трубка­ми эти напряжения невелики, по­скольку разность термических де­формаций конденсаторных трубок и корпуса компенсируется измене­нием прогиба трубок.

В относительно коротких кон­денсаторах с трубками большого диаметра термические напряжения в трубках могут превысить допу­скаемую величину. В этом случае одну из трубных досок необходимо выполнить подвижной с помощью линзового компенсатора.

На рис. 3-7 представлен конден­сатор турбины АК-24, реконструи­рованный для работы в условиях ухудшенного вакуума и противода­вления. В данной конструкции под­вижность трубной доски 1 обеспечи­вается линзовым компенсатором 2, заменившим жесткое соединение трубной доски с корпусом конден­сатора. Вес водяного барабана вос­принимается специальным стальным хомутом 7, подвешенным на крон­штейнах 6. Водяные камеры усиле­ны дополнительными анкерными связями 8. Во избежание перекоса трубной доски устанавливаются
дополнительные направляющие штифты, обеспечивающие плоскопа­раллельное смещение трубной доски.

Весьма сложным вопросом яв­ляется определение реакции послед­них ступеней турбины при ИОВОМ режиме. Хороший результат дает расчет нескольких последних ступе­ней с конца. Однако окончательное суждение о работе упорного под­шипника можно сделать только по­сле натурных испытаний турбины в режиме ухудшенного вакуума с измерением температуры сегмен­тов упорного подшипника.

Как показал опыт перевода на ухудшенный вакуум ряда турбин разных конструкций, нигде не на­блюдалось значительного увеличе­ния осевого давления и повышения вибрации агрегата вследствие тер­мической расцентровки.

При переводе турбины на рабо­ту с ухудшенным вакуумом изме­няются условия всасывания конден- сатного насоса по сравнению с нор­мальным конденсационным режи­мом. Увеличение давления в конден­саторе является благоприятным фак­тором для работы насоса, однако одновременно растет и температура конденсата, что может привести к срыву работы насоса, а также ухудшит условия работы подшипни­ков.

Во избежание срыва насоса или попадания его колеса в зону кави­тации необходимо увеличить давле­ние на входе в насос. Для этого на­сос должен быть по возможности заглублен, если позволяют местные условия. Кроме того, для увеличе­ния подпора полезно поддерживать в конденсаторе более высокий уро­вень конденсата, чем при нормаль­ном режиме. Если при этом нижний ряд трубок окажется под уровнем конденсата, то это не должно вы­зывать опасений, поскольку при ра­боте конденсатора в режиме бой­лера переохлаждение конденсата не является тепловой потерей. В то же время существенное понижение тем­пературы конденсата по отношению к температуре насыщения, соответ­ствующей давлению в конденсато­ре, приведет к более устойчивой ра­боте насоса в новом режиме. Кро­ме того, подача переохлажденного конденсата в охладители эжекторов будет благоприятно влиять на ра­боту и этого узла турбоустановки.

При использовании в качестве воздухоудаляющих устройств паро­вых эжекторов в работе обычно оставляют вторую ступень двухсту­пенчатого эжектора, поскольку да­вление в конденсаторе ближе соот­ветствует давлению перед второй ступенью эжектора. Большое влия­ние на работу эжектора оказывает температура отсасываемой смеси. При высокой температуре смеси и значительном присосе воздуха эжектор может работать неудовлет­ворительно, что приведет к увели­чению температурного напора в кон­денсаторе и недовыработке элект­рической энергии. В этом случае холодильники эжектора целесооб­разно охлаждать не конденсатом, а холодной водой или установить на всасывающей линии эжектора до­полнительный выносной воздухоох­ладитель.

Что касается переделки проточ­ной части турбин, то здесь вопрос решается в зависимости от сезон­ного режима работы турбины. При покрытии турбиной графика тепло­фикационной нагрузки в летние ме­сяцы турбоагрегат переходит на кон­денсационный режим работы. По этой причине какие-либо переделки в проточной части турбины нецеле­сообразны. Исключение могут со­ставить двухцилиндровые турбины, где на время работы агрегата в те­плофикационном режиме ротор ЦНД заменяется промежуточным валом, передающим крутящий мо­мент от ЦВД к генератору, а диа­фрагмы ЦНД временно удаляются.

В условиях постоянной работы турбины с ухудшенным вакуумом целесообразно удалить ряд послед­них ступеней, которые в этом режи­ме практически никакой мощности не вырабатывают, а создают допол­нительные потери на трение и вен­тиляцию пара.

Для определения условий рабо­ты последних ступеней и решения вопроса об их удалении необходи­мо произвести детальный расчет турбины с конца с определением тепловых перепадов на последние ступени и их потерь. В случае не­обходимости тепловые перепады последних ступеней можно оценить по приближенной формуле (3-7).

При решении вопроса об удале­нии последних ступеней необходимо иметь в виду, что давление за по­следней неудаленной ступенью в расчетном режиме должно соот­ветствовать новому давлению в кон­денсаторе. Если такого соответствия добиться не удается, то новое да­вление в конденсаторе должно быть выше, но не ниже, чем давление в этой точке турбины при расчетном режиме. В противном случае пос­ледняя неудаленная ступень будет перегружена.

После удаления последних сту­пеней проточной части турбины сле­дует опасаться резкого понижения давления в конденсаторе при пол­ной нагрузке, которое может при­вести к недопустимой перегрузке последней неудаленной ступени. В этом случае рационально иметь защиту от понижения давления в конденсаторе.

В условиях постоянной работы турбины в режиме ухудшенного ва­куума при малых расходах воды через конденсатор целесообразно заглушить и вырезать часть трубок конденсатора для увеличения в них скорости воды. Это позволит повы­сить коэффициент теплопередачи в конденсаторе, что в конечном ито­ге приведет к увеличению выработ­ки электроэнергии на тепловом по­треблении. Вырезка заглушённых трубок, кроме того, позволит умень­шить паровое сопротивление кон­денсатора, что особенно актуально для конденсаторов старых типов с большим паровым сопротивлением трубного пучка. В некоторых слу­чаях может оказаться целесообраз­ным перевод конденсатора на уве­личенное число ходов.

Определение расчетным путем недовыработки электрической энер­гии при переводе турбины на режим ухудшенного вакуума при сохране­нии последних ступеней является задачей весьма сложной. Тепловой

Процесс в последних ступенях тур­бины искажается столь сильно, что определение внутреннего относи­тельного к. п. д. этих ступеней и всей турбины в целом практически не представляется возможным. На­иболее достоверные результаты да­ют натурные испытания турбины, проводимые исследовательскими и наладочными организациями. Ре­зультаты этих испытаний можно ис­пользовать для проведения расчетов

КВт

При переводе на ухудшенный ваку­ум однотипного оборудования.

На рис. 3-8 и 3-9 представлены графики поправок к мощности на давление отработавшего пара тур­бин ВТ-25-4 и ВПТ-25-3. Эти графики позволяют определить недовыработ­ку электроэнергии в зависимости от изменения конечного давления при различных расходах пара в конден­сатор турбины.

Е) Изменение давления в регулируе­мом отборе

Турбина, имеющая регулируемые отборы пара, может работать с из­мененным давлением в отборе за счет перенастройки регулятора дав­ления.

Понижение давления в отборе при неизменном пропуске пара че­рез турбину приведет к увеличению мощности турбоагрегата, поскольку увеличивается выработка электро­энергии в ЧВД потоком пара, иду­щим в отбор.

Если турбина снабжает несколь­ко тепловых потребителей, то дав­ление в отборе будет определяться потребителем, требующим наивыс­шего давления, а остальные потре­бители будут снабжаться дроссели­рованным паром, что, естественно, снижает общую экономичность уста­новки. Если большую часть отбира­емого пара необходимо дросселиро­вать, то может оказаться экономи­чески выгодным снизить давление пара в отборе, а потребителя, тре­бующего пар более высокого давле­ния, снабжать паром из котельной.

Еще более целесообразным яв­ляется применение для теплоснаб­жения этого потребителя схемы с термокомпрессором (рис. 3-10). Это позволит сократить расход све­жего пара за счет сжатия некото­рого количества пара из отбора турбины. Применение всех этих ме­тодов обеспечения потребителей па­ром требует тщательного технико - экономического обоснования.

81

Ро

И

"в

■схН

Рис, 3-10. Принципиальная схема установ­ки термокомпрессора.

При наличии ряда параллельно работающих турбин с регулируемым отбором пара рационально выде­лить одну или несколько турбин для снабжения паром отдельных потре­бителей, требующих давления пара, отличного от основной массы потре­бителей. Если турбина по условиям теплоснабжения потребителей мо­жет работать с давлением отбора, более низким, чем расчетное, то, прежде чем осуществить переход на новое давление, необходимо про­верить возможность надежной рабо­ты турбины. Уменьшение давления в камере регулируемого отбора до величины рп, меньшей, чем мини­мальное давление рминп, допускае­мое заводом-изготовителем, требует сокращения пропуска пара в ЧВД. Это необходимо, чтобы сохранить прежними напряжения в диафрагме и рабочих лопатках последней сту­пени ЧВД. Ограничение расхода па­ра в ЧВД может быть подсчитано по формуле (3-10), где вместо па­раметров пара в конденсаторе при различных режимах работы следует подставить те же параметры в ре­гулируемом отборе.

3-3. РАБОТА ТУРБИНЫ С ЧАСТИЧНО ОТКЛЮЧЕННОЙ РЕГЕНЕРАЦИЕЙ

Работа турбины с каким-либо отключенным регенеративным подо­гревателем приводит к ухудшению экономичности установки и пере­расходу топлива, причем наиболь­шие потери дает отключение верх­него (последнего по ходу воды) по­догревателя. При отключении верх­него подогревателя или группы по­догревателей высокого давления резко снижается температура пи­тательной воды, вследствие чего увеличивается расход топлива кот­лоагрегатом. Это увеличение расхо­да топлива не может быть компен­сировано некоторым повышением к. п. д. котельного агрегата за счет понижения температуры уходящих газов.

В табл. 3-2 приводятся поправки к расходу тепла при отклонении от нормы температуры питательной

Воды, вычисленные для некоторых турбоагрегатов отечественного про­изводства.

При отключении верхних отбо­ров и неизменном расходе пара че­рез турбину давления в нижних от­борах несколько повысятся и тем­пература воды за этими подогрева­телями будет также несколько вы­ше расчетной (за исключением де­аэратора, давление в котором под­держивается на постоянном уровне автоматически).

При отключении промежуточно­го подогревателя, когда верхний подогреватель включен, температу­ра питательной воды не меняется или меняется незначительно. В этом случае ухудшение экономичности происходит за счет понижения тер­модинамического совершенства цик­ла, поскольку тепловую нагрузку отключенного подогревателя берет на себя следующий по ходу воды подогреватель, и расход высокопо­тенциального пара в системе реге­нерации увеличивается. В свою оче­редь тепловая перегрузка верхнего подогревателя ведет к увеличению недогрева в нем, что также сказы­вается на экономических показате­лях установки. Отключение регене­ративных подогревателей, кроме того, вызывает перераспределение тепловых перепадов по отсекам тур­бины и некоторое ухудшение за счет этого внутреннего относитель­ного к. п. д. турбоагрегата.

При рассмотрении вопросов, связанных с отключением подогре­вателей, особое внимание следует уделить прочности элементов про­точной части турбины. Изменение расходов пара и тепловых перепа­дов по отсекам турбины, вызываемое переключениями в схеме регенера­ции, неизбежно вызывает перегруз­ку отдельных ступеней при полном расходе пара через турбину.

При этих режимах в наиболее не­благоприятных условиях находится последняя ступень конденсационной или противодавленческой турбины, поскольку отключение любого подо­гревателя или группы подогревате­лей при неизменном пропуске пара через турбину приводит к увеличе­нию расхода через последующие по ходу пара ступени. Кроме того, пе­регруженной оказывается и диа­фрагма ступени, следующей за от­ключенным подогревателем. Особен­но опасный режим создается в мо­мент отключения защитой группы ПВД при аварийном повышении уровня в одном из них. В этом слу­чае значительное повышение напря­жений в некоторых узлах агрегата сопровождается еще и динамиче­ским эффектом из-за быстродейст­вия защиты.

В настоящее время при работе с частично отключенной регенера­цией заводами-изготовителями уста­навливаются предельно допустимые значения давления в контрольных ступенях. Этим самым ограничива­ются расход пара и мощность тур­боагрегата в данном режиме рабо­ты. В табл. 3-3 приводятся значе-

Ния предельно допустимых давле­ний в камере регулирующей ступе­ни турбины К-300-240 ЛМЗ в слу­чае отключения одной или двух ни­ток ПВД при работе без дополни­тельных отборов пара на собствен­ные нужды блока.

Наличие дополнительных отбо­ров на собственные нужды блока (сушка топлива, подогрев воздуха перед воздухоподогревателем, вклю­чение бойлерной установки и т. д.) разгружает последнюю ступень тур­бины, однако в этом случае оказы­вается перегруженной головная часть турбины, в частности диаф­рагма первой нерегулируемой ступе­ни. Для ограничения этой перегруз­ки устанавливается предельное дав­ление в камере регулирующей сту­пени, которое не должно превы­шаться при любой комбинации до­полнительных отборов на собствен­ные нужды агрегата (величина каж­дого отбора также ограничена).

Для турбины К-300-240 ЛМЗ при работе с полностью включенной регенерацией включение дополни­тельных отборов пара на собствен­ные нужды связано с ограничением мощности. Величина этого ограниче­ния зависит от места отбора и ко­личества отбираемого пара, как это представлено в табл. 3-4.

Возможность перегрузки турби­ны путем отключения верхних отбо­ров при полном расходе пара на турбину может быть использована для покрытия кратковременных пи­ковых нагрузок. Такая работа мощ­ных конденсационных блоков в ус­ловиях резко переменного графика нагрузок рассматривалась как у нас, так и за рубежом. Теоретиче­ские исследования и испытания тур­бин в натурных условиях, проведен­ные ЦКТИ, показали возможность и экономическую целесообразность такого способа покрытия пиков на­грузки по сравнению с введением в параллельную работу дополни­тельных мощностей.

Как показывают расчеты, при работе турбин К-300-240 и К-500-240 с максимальными расходами свеже­го пара отключение одного верхне­го регенеративного отбора дает уве­личение мощности агрегата пример­но на 3,5%. При отключении двух верхних регенеративных отборов и дополнительных отборов пара на собственные нужды приращение мощности этих агрегатов составит величину порядка 8%. Для реали­зации этих режимов должна быть, естественно, обеспечена механиче­ская прочность элементов проточной части турбины и изыскана возмож­ность увеличения мощности элект­рической части блока.