Text
                    А.Д. Трухний
СТАЦИОНАРНЫЕ
ПАРОВЫЕ
ТУРБИНЫ
2-е издание, переработанное и дополненное
МОСКВА ЭНЕРГОАТОМИЗДАТ 1990


ББК 31.363 T 80 УДК 621.165 Рецензент А. К. Кирш Трухний А. Д. Т 80 Стационарные паровые турбины.— 2-е изд:, пе- рераб. и доп.— М.: Энергоатомиздат, 1990,— 640 с.: ил. ISBN 5-283-00069-9 Рассмотрена теория теплового процесса, описаны конструк¬ ции паровых турбин для ТЭС, ТЭЦ и АЭС, освещены принципы эксплуатации паровых турбин и паротурбинных установок раз личного назначения. Обилие схем и чертежей позволяет чита телю усвоить устройство паровой турбины и смежного оборудо вания электростанции, основные принципы поддержания нормаль ной работы в различных режимах, изучить причины аварий и не поладок и меры по их устранению. Для среднего технического персонала электростанций. Может быть использована учащимися энергетических специальностей. 2203050000-276 1 I і * О V 051(01)-90 ББК 31.363 © Энергоиздат, 1981 ISBN 5-283-00069-9 © Аві'op, с изменениями, 1990
ПРЕДИСЛОВИЕ Быстрое развитие энергетики во¬ обще и турбиностроения в частности, свидетелями которого мы являемся, требует от широкого круга инжене¬ ров — конструкторов, монтажников, наладчиков и эксплуатационного персонала электростанций глубокого понимания процессов, происходящих в турбине при самых различных режимах работы, хорошего знания конструкции ее деталей и узлов, безукоризненного знания и понима¬ ния существа правил и инструкций по эксплуатации. Со времени выхода в свет пер--' вого издания книги (Трухний А. Д., Лосев С. М. Стационарные паровые турбины/Под ред. Б. М. Троянов¬ ского. М.: Энергоиздат, 1981) лите¬ ратура по турбинам пополнилась рядом замечательных книг, к числу которых в первую очередь следует отнести серию монографий сотруд¬ ников Харьковского турбинного за¬ вода под редакцией Ю. Ф. Косяка по турбинам К-160-130, К-300-240, К-500-240, по эксплуатации турбин АЭС, учебник А. Г. Костюка для вузов по динамике и прочности тур¬ бомашин, монографии Ю. В. Котова, В. В. Кротова и Г. А. Филлипова по оборудованию атомных электро¬ станций, Е. Р. Плоткина и А. Ш. Лей- зеровича по пусковым режимам па¬ ровых турбин энергоблоков, Г. С. Са¬ мойловича и Б. М. Трояновского по переменным и переходным режимам паровых турбин. Эти книги, однако, рассчитаны на достаточно высокую квалификацию читателя (исключе¬ ние, пожалуй, составляет книга Ю. Ф. Косяка, В. И. Галацана и В. А. Палея «Эксплуатация турбин 1 * АЭС») и не могут служить пособием для широкого круга читателей с под¬ готовкой на уровне средней школы. Настоящая книга, как и ее первое издание, рассчитана именно на такой круг читателей и ставит перед собой задачу ознакомить его со всем ком¬ плексом вопросов, связанных с кон¬ струкцией, монтажом и эксплуата¬ цией современных паровых турбин. Предлагаемая вниманию читате¬ лей-книга существенно переработана по- сравнению с первым изданием в соответствии с тенденциями и про¬ блемами развития турбостроения и теми пожеланиями, которые получил автор от читателей первого издания. Практически во все разделы кни¬ ги внесены дополнительные мате¬ риалы, отражающие специфику тур¬ бин для АЭС. В частности, это отно¬ сится к конструкциям таких деталей и узлов атомных турбин, как кор¬ пуса, подшипники, диафрагмы, обой¬ мы, парораспределительные и за¬ щитные органы, к пусковым схемам и особенностям пуска и остановки и некоторым другим режимам экс¬ плуатации. Глава первая существенным об¬ разом переработана в направлении более строгого термодинамического обоснования роли паровой турбины в процессе преобразования теплоты в работу. Особое внимание уделено свойствам воды и водяного пара, без знания которых невозможно по¬ нять процессы, происходящие в тур¬ бине, и выполнить даже элементар¬ ные количественные оценки. Главы вторая и третья первого издания, посвященные тепловому процессу турбинной ступени и много- 3
ступенчатой турбины, объединены в одну главу (гл. 2) и полностью переработаны с учетом того, что в настоящей книге они не могут слу¬ жить пособием по расчету тепловой схемы и тепловому расчету ступени или всей проточной части, а должны лишь давать теоретическую основу для ясного понимания процессов преобразования энергии в тур¬ бине. Коренной переработке подверг¬ лась четвертая глава первого изда¬ ния (гл. 3), в которой рассмотрены материалы и конструкции деталей и узлов турбины. В ней даны представ¬ ления о вязкости разрушения, харак¬ теризующей сопротивление мате¬ риала хрупкому разрушению, без понимания природы которого сегодня уже нельзя усвоить многие требова¬ ния пусковых инструкций. Материал этой главы существенно перестроен под углом его изложения от простого к сложному. В пятую главу первого издания (гл. 4), посвященную смазке, регу¬ лированию и защите турбоагрегатов, включены описания этих систем для мощных турбоагрегатов, описаны конструкции новых регулирующих и стопорных клапанов, в том числе для турбин АЭС. Из седьмой главы первого изда¬ ния (гл. 6) исключены описания ряда конденсационных турбин малой мощности, но в ней подробно описаны новые турбины для ТЭС и АЭС: К-500-240-4 и К-1000-60/3000 ЛМЗ, К-750-65/3000 и К-1000-60/1500 ХТЗ двух модификаций (с боковыми и подвальными конденсаторами). Из восьмой главы первого изда¬ ния (гл. 7) исключены описания теплофикационных турбин с началь¬ ным давлением 9 МПа, но в нее введены подробные описания новых мощных теплофикационных турбин: T-175/210-130 ТМЗ, ТК-450/500-60 ТМЗ для АЭС, Т-180/210-130-1 и Т-180/215-2 ЛМЗ, а также рас¬ смотрены мошные конденсацион¬ ные турбины с большими нерегули¬ руемыми отборами пара типа » 4 КТ-1070-60/1500 и КТ-1100-60/1500 ХТЗ для теплофикации. В отдельную главу (гл. 8) выде¬ лено описание турбин для привода питательных насосов и воздуходувок котлов, в ней рассмотрены особен¬ ности их работы в составе энерго¬ блока. В девятую главу дополнительно включены показатели надежности: безотказность, ремонтопригодность, межремонтный период, коэффициент готовности и другие, без представ¬ ления о которых трудно обеспечить эффективную эксплуатацию. Существенно переработана один¬ надцатая глава, освещающая не¬ поладки и аварии узлов и деталей паровых турбин. Здесь нашли допол¬ нительное освещение такие явления, как язвенная коррозия рабочих лопаток, коррозионное растрескива¬ ние дисков, разрушение ободов дис¬ ков от ползучести, стеснение расши¬ рений турбоагрегатов на фундаменте и ряд других. В четырнадцатую главу введен специальный раздел, посвященный пуску энергоблоков АЭС. С учетом остроты проблемы ма¬ невренности для энергосистем в на¬ стоящее время в пятнадцатую главу введены материалы по требованиям к маневренности: регулировочному диапазону энергоблоков, скорости изменения нагрузки внутри него, длительности пусков из различных тепловых состояний и т. д. Хотя настоящая книга написана для мастеров и среднего эксплуа¬ тационного персонала электростан¬ ций, она, как показал опыт исполь¬ зования первого издания, будет по¬ лезна студентам вузов при выпол¬ нении ими курсовых и дипломных проектов, при изучении вопросов эксплуатации. Автор настоятельно рекомендует читателям внимательно изучать при¬ веденные в книге примеры (их более 400) и после изучения каждой главы осуществлять самоконтроль усвоения материала путем ответов на вопросы, приведенные в конце каждой главы.
Вместе с тем отдельные главы книги в определенной степени являются автономными: читателю, представ¬ ляющему тепловой процесс в тур¬ бине, нет необходимости изучать первые две главы, хорошо знающему конструкцию турбины — третью гла¬ ву и т. д. В настоящем издании за редким исключением использована между¬ народная система единиц (СИ), перевод которых в нестандартные единицы приведен в приложении 2. В конце книги приведен список литературы, которым читатель может воспользоваться для углубления сво¬ их знаний в том или ином вопросе. Автор выражает благодарность коллективу кафедры паровых и га¬ зовых турбин МЭИ, особенно проф. Б. М. Трояновскому и доценту С. Н. Вертелину, рецензенту А. К. Кир¬ шу и научному редактору В. Г. Фей- ману за помощь в подготовке ру¬ кописи. Замечания и пожелания по книге автор просит направлять в Энерго- атомиздат по адресу: 113114, Моск¬ ва, М-114, Шлюзовая наб., 10. Автор
ОСНОВНЫЕ УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ А — амплитуда колебаний, м, мм, мкм — скорость звука, м/с ai, Ü2 — ширина каналов на вы¬ ходе соответственно для сопловой и рабочей реше¬ ток, м, мм В — количество топлива, кг, т; барометрическое давле¬ ние, Па, мм рт. ст. В\, В2 — ширина соответственно сопловой и рабочей ре¬ шеток, м b — хорда профиля, м С — циркуляционная сила, Н с — скорость, м/с Со, С\, С2 — скорость соответственно перед сопловой, за сопло¬ вой и за рабочей решет¬ ками, м/с Сф — фиктивная скорость, м/с Dy — диаметр уплотнения, м d — средний диаметр ступени, м d3 — удельный расход пара, кг/(кВт-ч) dz — диаметр вала, м Е — модуль упругости, Па Ео — располагаемая энергия ступени, кДж/кг е — степень парциальности; эксцентриситет центра тя¬ жести сечения вала, мм; смещение шейки вала в вкладыше подшипника, мм F — площадь, м2; сила, Н f — частота сети, частота ко¬ лебаний, Гц /д — динамическая частота собственных колебаний рабочих лопаток, Гц /в.с — частота возмущающих сил, Гц G — расход пара, кг/с Gy — утечка пара, кг/с Gx.x~-расход пара на холостом ходу, кг/с GK — расход пара в конденса¬ тор, кг/с И — вакуум, мм рт. ст., Па; напор насоса, м Яо, И, — располагаемый и исполь¬ зованный теплоперепад ступени, кДж/кг Hl, Н]—располагаемый и исполь¬ зованный теплоперепад турбины, кДж/кг h — энтальпия, кДж/кг ho — энтальпия пара перед тур¬ биной,. кДж/кг; энтальпия пара перед ступенью, кДж/кг /і\, h2 — энтальпия пара перед и за рабочей решеткой сту¬ пени, кДж/кг йп.в — энтальпия питательной во¬ ды, кДж/кг Лк — энтальпия пара на выходе из турбины, кДж/кг Лк — энтальпия конденсата, кДж/кг / — удельная работа, кДж/кг; длина, м /і, І2—высоты сопловой и рабо¬ чей лопаток, мм, м т — масса, кг; число венцов в ступени; кратность охлаждения п — частота вращения, 1 /с Р— мощность, кВт; сила, Н Рэ, Рі, Ро, Ре — соответственно эле¬ ктрическая, внутренняя, располагаемая мощности и мощность на муфте, кВт, МВт р — давление, Па; круговая частота собственных коле¬ 6
баний, рад/с; удельное давление в подшипнике, Па Ро, Рп п> рк ~ давление перед турби¬ ной, в промежуточном па¬ роперегревателе и за тур¬ биной, Па Ро, Рь р2 — давление перед сопло¬ вой решеткой, перед и за рабочей решеткой, Па q— удельная теплота, кДж/кг; контактное давление во фланце, Па; показатель степени параболы q3 — удельный расход теплоты, кДж/(кВт-ч) R — универсальная газовая постоянная, Дж/(кг - К) ; сила, Н /?у — осевое усилие, Н Ru, R-a — окружная и осевая со¬ ставляющие силы, дей¬ ствующей на рабочие ло¬ патки, Н г — теплота парообразования и конденсации, Дж/г; ра¬ диус, м Т — абсолют-ная температура, К t — температура по стогра¬ дусной шкале, °C; шаг решетки, м, мм /о, /п п, 4 —температура перед тур¬ биной, после промежу¬ точного перегрева и на выходе из турбины, °C /н — температура насыщения, кипения, конденсации, °C — температура охлажда¬ ющей воды, °C и — окружная скорость, м/с; внутренняя энергия, Дж/кг V — вакуум, % V — удельный объем, м3/кг; скорость, м/с ѵк — удельный объем пара за турбиной, м3/кг W — расход охлаждающей во¬ ды, кг/с, м3/ч Шь ^2—относительная скорость пара на входе в рабочую решетку и на выходе из нее, м/с X — координата; степень су¬ хости; коэффициент хо¬ лостого хода Хф = н/Сф —отношение скоростей у — степень влажности; сме¬ щение при колебаниях, м, мм z — число гребней в уплотне¬ нии zi, Z2 — число лопаток в сопловой и рабочей решетках сту¬ пени а — коэффициент неравномер¬ ности графика нагрузки ai, СС2 — абсолютные углы выхода потока из сопловой и ра¬ бочей решеток, град осу — угол установки профилей в сопловой решетке, град сст — коэффициент линейного расширения, 1/К, 1/°С 3— плотность графика на¬ грузки Зь З2 — относительные углы вы¬ хода потока из сопловой и рабочей решеток, град Зу — угол установки профилей в рабочей решетке, град А — толщина гребня в уплот¬ нении, мм; зазор в под¬ шипнике, мм А Н — потери энергии, кДж/кг АР — потери мощности, кВт А/в — нагрев охлаждающей во¬ ды в конденсаторе, °C ô — зазор в уплотнении, мм; степень неравномерности системы регулирования, % ; относительное удли¬ нение при разрыве 0/— температурный напор, °C е — отношение давлений в сопле решетки; степень нечувствительности систе¬ мы регулирования, % е* — критическое отношение давлений £ — коэффициент потерь в ре¬ шетке П — КПД; логарифмический декремент колебаний т]( — термический КПД цикла Пэ, Но э — абсолютный и относитель¬ ный электрический КПД 7
т|о t — относительный внутрен¬ ний КПД т]м — механический КПД Лэ.г — КПД электрического ге¬ нератора X — теплопроводность, Вт/(м-К) р, — коэффициент расхода; ко¬ эффициент Пуассона; вяз¬ кость, Па-с £ — относительная потеря энергии в ступени р — плотность материала, кг/м3; степень реактив¬ ности о — напряжение, Па, Н/м2 ов, os, Оуст, Оп, Оц.п — соответственно пределы прочности, теку¬ чести, усталости, ползуче-* сти и длительной проч¬ ности, Па т— время, с, мин, ч X — удельная выработка элек¬ троэнергии на тепловом потреблении, кВт • ч/Гкал Ф — коэффициент скорости для сопловой решетки Ф — коэффициент скорости для рабочей решетки; от¬ носительный зазор в под¬ шипнике Q — кольцевая площадь тур¬ бинной решетки, м2; угло¬ вая скорость прецессии, рад/с
Часть первая Принципы работы и конструкции элементов паровой турбины и паротурбинной установки Глава первая ПРОЦЕСС ПРЕОБРАЗОВАНИЯ ТЕПЛОТЫ В РАБОТУ НА ТЕПЛОВЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЯХ 1.1. ТИПЫ ТЕПЛОВЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЙ Производство электроэнергии в нашей стране осуществляется теп¬ ловыми электрическими станция¬ ми — крупными промышленными предприятиями, на которых неупо¬ рядоченная форма энергии — теп¬ лота — преобразуется в упорядочен¬ ную ‘ форму — электрический ток. Неотъемлемым элементом мощной современной электростанции явля¬ ется паротурбинный (или газо¬ турбинный) агрегат — совокуп¬ ность паровой (или газовой) турбины и приводимого ею э л е к- трического генератора — электрической машины, преобразую¬ щей механическую энергию враще¬ ния ротора в электрическую энергию. В свою очередь турбина — это маши¬ на, в которой тепловая энергия рабочего тела (пара или газа) преобразуется в механическую энер¬ гию. Тепловые электрические станции отличаются друг от друга тем, каким образом на них получают пар, обладающий запасом потенциальной энергии и могущий совершать работу в турбине. В настоящее время на большинстве электростанций пар для их работы получается в паро¬ производящих установках в результате химической энергии сжигаемого топлива (угля, нефти, газа и т. д.). Именно за этими стан¬ циями сохраняется традиционное название — тепловые электри¬ ческие станции (ТЭС). Те из них, основным назначением которых является производство электриче¬ ской энергии, называются конден¬ сационными, или сокращенно КЭС. Те ТЭС, которые кроме электро¬ энергии в большом количестве отпу¬ скают теплоту, например для нужд промышленного производства, отоп¬ ления зданий и т. д., называются теплоэлектроцентралями (ТЭЦ). Впрочем, такое деление становится все более и более услов¬ ным: многие КЭС отпускают потре¬ бителям в большом количестве теп¬ лоту, и наоборот, для многих ТЭЦ выработка электроэнергии является столь же важной задачей, как и производство теплоты. Наиболее крупные электростан¬ ции называются ГРЭС — государ¬ ственными районн ы миэле к- тростанциями. Как правило, ГРЭС имеют мощность более 1 млн. кВт и оборудованы энергетическими блоками мощностью 160—1200 МВт. Тепловые электростанции, на ко¬ торых для получения пара исполь¬ зуется энергия расщепления ядер- ного топлива, называются атом¬ ными (АЭС). Атомные электро¬ станции имеют целый ряд преиму¬ ществ перед тепловыми электростан¬ циями на органическом топливе, 9
в частности они обеспечивают выра¬ ботку более дешевой электроэнергии. Электростанции, расположенные в одном районе, объединяют для работы на общую электрическую сеть — энергосистему. К концу одиннадцатой пятилетки в стране работало 100 районных энергоси¬ стем, из которых 97 входит в состав 11 объединенных энергосистем (ОЭС) общей мощностью 315 млн. кВт. Сейчас в СССР создана Единая энергетическая система (ЕЭС СССР), в которую входят девять ОЭС общей мощностью около 270 млн. кВт. 1.2. ПРОИЗВОДСТВО ЭЛЕКТРОЭНЕРГИИ И ТЕПЛОТЫ НА ТЕПЛОВЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЯХ Тепловая электростанция — это предприятие, продукцией которого является электроэнергия, а также теплота, отпускаемая в виде пара или горячей воды, а «сырьем» — органическое топливо (уголь, нефть, мазут, торф, сланцы и др,). Обору¬ дование электростанции как раз и служит для экономичного преобра¬ зования химической энергии топлива в электрическую. Рассмотрим для конкретности технологический процесс производ¬ ства электроэнергии и тепла на ТЭС, работающей на угле (рис. 1.1). Основными элементами рассмат¬ риваемой электростанции являются котельная установка, произ¬ водящая пар высоких параметров; турбинная или паротурбинная установка, преобразующая теп¬ лоту пара в механическую энергию вращения ротора турбоагрегата, и электрические устройства (генератор, трансформаторы и т. д.), обеспечивающие выработку электро¬ энергии. Основным элементом котельной установки является котел. При¬ бывающий на ТЭС в специальных вагонах угол б разгружается, дро¬ бится до размера кусков 20—25 мм и ленточным транспортером подается 10
в бункер 19. вмещающий запас угля на несколько часов работы. Из бун¬ кера уголь поступает в мельницу 13. в которой он размалывается до пылевидного состояния. В мельницу непрерывно специальным дутье- в ы м вентилятором 9 подается горячий воздух, нагреваемый в воздухоподогревателе 8. Горячий воздух смешивается с уголь¬ ной пылью и через горелки котла подается в его топку — камеру, в которой происходит горение топ¬ лива. При горении пылевидного топлива образуется факел, пред-, ставляющий собой мощный источник лучистой энергии, температура фа¬ кела превышает 1500 СС. Таким обра¬ зом, при горении топлива его хими¬ ческая энергия превращается в теп¬ ловую и лучистую энергию факела. Стены топки облицованы экра¬ нами 20 — трубами, к которым подается питательная вода из эко¬ номайзера 7. На схеме изобра¬ жен так называемый прямоточ¬ ный котел, в экранах которого питательная вода, проходя только один раз, нагревается и испаряется, превращаясь в сухой насыщенный пар. Широкое распространение полу¬ чили барабанные котлы, в экра¬ нах которых осуществляется много¬ кратная циркуляция питательной воды, а отделение пара от котловой воды происходит в барабане. Сухой насыщенный пар поступает в пароперегреватель 6, в ко¬ тором повышается его температура и, следовательно, потенциальная энергия. Газообразные продукты сгорания топлива, отдав свою основную теп¬ лоту питательной воде, поступают на трубы экономайзера 7 и воздухо¬ подогреватель 8, в которых они охлаждаются до температуры 140— 160 °C и направляются с помощью дымососа И к дымовой ' трубе 12. В электрофильтрах 10 происходит улавливание сухой летучей золы. Дымосос и дымовая труба создают разрежение в топке и газоходах кот¬ ла; кроме того, дымовая труба рассеивает вредные продукты сгора¬ ния в верхних слоях атмосферы, не допуская их высокой концентра¬ ции в нижних слоях. Зола, образую¬ щаяся при горении топлива и не унесенная потоком газов, удаляется из донной части топки и транспор¬ тируется на золоотвалы. Полученный на выходе из котель¬ ной установки пар высоких пара¬ метров поступает по паропроводу 4 к паровой турбине 3. Расши¬ ряясь в ней, пар вращает ее ротор, соединенный с ротором электриче¬ ского генератора 2, в обмотках которого образуется электрический ток. Трансформаторы 1 повышают его напряжение для уменьшения потерь в линиях электропередачи, передают часть выработанной энер¬ гии на питание собственных нужд ТЭС, а остальное — в электрическую систему. И котел, и турбина могут рабо¬ тать только при очень высоком ка¬ честве питательной воды и пара, до¬ пускающем ничтожные примеси дру¬ гих веществ. Кроме того, расходы пара огромны (например, в энерго¬ блоке 1200 МВт за 1 с испаряется, проходит через турбину и конден¬ сируется более 1 т воды). Поэтому нормальная работа энергоблока воз¬ можна только при создании замк¬ нутого цикла циркуляции рабочего тела высокой чистоты. Пар, покидающий турбину 3, поступает в конденсатор 17 — теплообменник, по трубкам которого непрерывно протекает холодная вода, подавае¬ мая циркуляционным насосом 18 из реки, водохранилища или спе¬ циального охладительного устрой¬ ства (градирни). Пар, поступающий из турбины в межтрубное простран¬ ство конденсатора, конденсируется и стекает вниз; образующийся конден¬ сат конденсатным насосом 16 пода¬ ется через регенеративный подогре¬ ватель 15 в деаэратор 5. В подо¬ гревателе 15 температура конденсата повышается за счет теплоты пара, отбираемого из турбины. Это позво¬ ляет уменьшить расход топлива 11
в котле и повысить экономичность электростанции. В деаэраторе проис¬ ходит деаэрация — удаление из кон¬ денсата растворенных в нем газов, нарушающих работу котла. Одновре¬ менно бак деаэратора представляет собой емкость для питательной воды котла. Из деаэратора питательная вода питательным насосом 14, приводимым в действие электро¬ двигателем или специальной паровой турбиной, подается в котел. Таким образом замыкается технологический пароводяной цикл преобразования химической энергии топлива в меха¬ ническую энергию вращения ротора турбоагрегата. Снабжение потребителей тепло¬ той осуществляется с помощью отбо¬ ров пара из турбины подобно тому, как это делается для регенеративного подогрева питательной воды. Про¬ мышленный потребитель обычно ис¬ пользует пар непосредственно из отборов турбин. Для целей тепло¬ фикации пар из так называемого отопительного отбора турбины нап¬ равляется в сетевые подогре¬ ватели, в трубках которых цирку¬ лирует сетевая (отопительная) вода. Сетевые подогреватели устанавли¬ вают прямо на электростанции. Рассмотренная установка для производства электроэнергии назы¬ вается моноблоком: один котел вырабатывает пар только для одной турбины. Наряду с ними на ТЭС существуют дубль-блоки — установки, в которых один котел снабжает две турбины. Мощные ГРЭС оборудуются блоками мощ¬ ностью 120— 1200 МВт. Наиболее крупные ТЭС в нашей стране достиг¬ ли мощности 3600 МВт. Ограничения по мощности электростанций свя¬ заны с трудностями их обеспечения охлаждающей водой и требованиями охраны окружающей среды. Компоновку энергетических уста¬ новок на ТЭЦ, исходя из требо¬ ваний надежности снабжения потре¬ бителей тепловой энергией, выпол¬ няют по-другому. Все котлы ТЭЦ 12 Рис. 1.2. Упрощенная тепловая схема элек¬ тростанции, показанной на рис. 1.1: 1 — котел; 2 — турбина; 3 — генератор; 4 — кон¬ денсатор; 5 — циркуляционный насос; 6 — кон¬ денсатный насос; 7 — подогреватель; 8 — пита¬ тельный насос; 9 — деаэратор работают на один или несколько общих паропроводов (коллекторов пара), а из них питаются все турбины электростанции. Такая компоновка называется неблочной. Раньше она использовалась и для конденсацион¬ ных электростанций. Рассмотренная нами схема ТЭС является очень упрощенной. В ней отсутствуют: обычно используемый промежуточный перегрев пара; подо¬ греватели высокого давления, уста¬ навливаемые между питательным на¬ сосом и котлом; конденсатоочистка, очищающая конденсат, идущий из конденсатора; водоподготовительная установка, восполняющая потери воды из технологического контура, и другое оборудование, без которого ТЭС работать не может. Но пред¬ ставление всех связей даже для та¬ кой простой схемы, как на рис. 1.1, вызывает немалые трудности. По¬ этому для изображения оборудова¬ ния электростанции во всей его взаимосвязи по пару, конденсату, питательной воде используют теп¬ ловые схемы — графическое изо¬ бражение отдельных элементов и трубопроводов с помощью условных обозначений (см. приложение 1 ). Привыкнув к условным обозначе¬ ниям, легко прочитать даже самую сложную тепловую схему. Пример тепловой схемы рассмотренной ТЭС приведен на рис. 1.2.
1.3. ПРОИЗВОДСТВО электроэнергии НА АТОМНЫХ ЭЛЕКТРОСТАНЦИЯХ Принципиальное отличие АЭС от ТЭС состоит в использовании в ка¬ честве паропроизводящей установки ядерного реактора вместо котла. В ядерном реакторе непре¬ рывно происходит установившаяся реакция расщепления ядер атомов урана, плутония или других деля¬ щихся элементов, осколки которых преобретают громадную кинетиче¬ скую энергию. Торможение осколков приводит к нагреву воды и ее испа¬ рению. Одноконтурные АЭС. На рис. І.З показана схема одноконтурной АЭС, в которой теплоноситель — вода, проходящая через реактор /,— одновременно является и рабочим телом турбоустановки. Для одно¬ контурных схем используют во¬ дографитовые реакторы канальной конструкции (РБМК). В графитовой кладке вы¬ полняются многочисленные верти¬ кальные каналы (например, в реак¬ торе РБМК-1000 число каналов 1693), внутрь которых вставляются твэл ы (тепловыделяющие эле¬ менты), начиненные таблетками ядерного горючего. Главным циркуляционным н а с о ç о м (ГЦН) 14 в каналы подается тепло¬ носитель, который нагревается, за¬ кипает и с содержанием пара 14— 15% подается в сепаратор 2, где происходит отделение пара от воды. Вода главным циркуляционным на¬ сосом опять направляется в реактор, а образовавшийся пар направляется в турбину. Рис. 1.3. Схема одноконтурной АЭС Пар, расширяющийся в турбине высокого давления 3 и совершающий работу, увлажняется, что приводит к опасности эрозионного износа деталей турбины. Поэтому при дости¬ жении определенной влажности пар выводят из нее и направляют в сепаратор 4 на осушку. Осушен¬ ный пар в пароперегревателе 5 перегревается свежим паром боль¬ шей температуры, идущим из реак¬ тора, и направляется в турбину низкого давления 6. Обе турбины конструктивно представляют собой единый агрегат, приводящий гене¬ ратор 7. Отработавший пар посту¬ пает в конденсатор 8 и конденси¬ руется за счет подачи в его трубки охлаждающей воды циркуляционным насосом 10. Затем конденсат кон¬ денсатным насосом 9 через регене¬ ративный подогреватель 11 подается в деаэратор 12. Питательный насос 13 подает воду в реактор. В одноконтурной АЭС турбина работает на радиоактивном паре, что вызывает необходимость соответ¬ ствующего конструктивного оформ¬ ления оборудования, обеспечиваю¬ щего безопасность обслуживающего персонала. 4 1,вухконтурные АЭС. Схема двух¬ контурной АЭС показана на рис. 1.4. В ней теплоноситель реактора 1 Рис. 1.4. Упрощенная тепловая схема двух¬ контурной АЭС: / — реактор; 2 — парогенератор; 3, 6 — части высокого и низкого давления турбины; 4 — се¬ паратор; 5 — пароперегреватель; 7 — генератор; 8 — конденсатор; 9 — конденсатный насос; 10 — циркуляционный насос; 11— ПНД; 12— деаэра¬ тор; 13 — питательный насос; 14 — ПВД; 15 — ГЦН 13
отделен от рабочего тела турбо¬ установки, и поэтому в ней цирку¬ лирует нерадиоактивное рабочее тело. В первом контуре используется водо-водяной реактор кор¬ пусного типа (ВВЭР) — тол¬ стостенный сосуд под давлением, внутри которого установлены тепло¬ выделяющие сборки из твэлов, омы¬ ваемые теплоносителем. Главный циркуляционный насос прокачивает воду через реактор и подает ее в трубки парогенера¬ тора, в котором происходит нагрев и испарение воды — рабочего тела второго контура. В остальном работа схемы не отличается от одноконтур¬ ной, за исключением использования подогревателя высокого давления. 1л, ОСНОВНЫЕ ЗАКОНЫ ПЕРЕХОДА ТЕПЛОВОЙ ЭНЕРГИИ В РАБОТУ При рассмотрении работы элек¬ тростанции мы видели, что над ра¬ бочим телом (паром) осуществляет¬ ся тепловой цикл: в паро¬ производящей установке вода пре¬ вращается в пар и приобретает запас тепловой энергии, которая в паровой турбине частично прев¬ ращается в работу, а частично пере¬ дается охлаждающей воде; затем этот цикл повторяется. Естественно, что установка будет тем экономичнее, чем большая часть теплоты превра¬ тится в турбине в работу. Законы превращения теплоты в работу, ко¬ торое является основной задачей любого теплового двигателя, в том числе в ПТУ, изучаются дисципли¬ ной, называемой технической термо¬ динамикой. Тепловая энергия в паровой тур¬ бине превращается в работу благо¬ даря тому, что потенциальная энер¬ гия пара перед турбиной больше, чем за ней. Состояние пара и воды определяется рядом характеристик, называемых параметрами со¬ стояния. Важнейшими из них являются давление, температура, удельный объем и некоторые другие. 14 Давление.— это результат ударов мо¬ лекул газа или жидкости, заключенных в сосуде, на единицу площади ограничи¬ вающих его стенок. Давление измеряют в паскалях (Па). Паскаль — это сила в 1 Н, равномерно распределенная на пло¬ щади в 1 м2. Паскаль — очень малая вели¬ чина (например, атмосферное давление в 100 тыс. раз больше). Поэтому для измерения давления часто используют кратные величины: килопаскали (1 кПа = 1000 Па) и мегапас¬ кали (1 МПа = 1000 кПа —ІО6 Па). На электростанциях для измерения дав¬ ления часто используют атмосферы (ат). Одна атмосфера — это сила в 1 кгс (1 кгс« ж9,81 Н), равномерно распределенная на площади в 1 см2. Следует запомнить, что 1 ат = 1 кгс/см2^98 100 Па=98,1 кПа и 1 МПа æ 10 ат. Давление, превышающее атмосферное, чаще всего измеряют прибором, называемым манометром. Обычно он указывает дав¬ ление рн, избыточное над атмосферным. Поэтому для определения давления, или, как подчеркивают, абсолютного давления р, к по¬ казаниям манометра следует прибавить атмо¬ сферное давление В, измеряемое отдельным прибором, который называется баромет¬ ром: Р^Р* -\~В. Температура измеряется кельви¬ нами (К). Температура воды, соответствую¬ щая тройной точке (в этой точке вода на¬ ходится одновременно в твердом, жидком и газообразном состояниях), принята за 273 единицы, или 273 К- Обычно температуру в кельвинах, называемую абсолютной, обоз¬ начают буквой Т. В теплотехнике чаще используют сто¬ градусную шкалу, нуль которой соответствует состоянию таяния льда, а 100 единиц (100 °C) —состоянию кипения (при нормаль¬ ном атмосферном давлении). Температуру в градусах стоградусной шкалы обычно обозначают буквой t. Численно 1°С —1 К, и с большой степенью точности справедливо приближенное соотношение: Г = /-|-273. Температура тел изменяется вследствие подвода или отвода теплоты. Для нагрева различных тел одной и той же массы требуется различное количество теплоты. Количество теплоты, необходимой для нагрева 1 кг веще¬ ства на 1 К, называют удельной тепло¬ емкостью и обычно обозначают буквой с. Удельная теплоемкость твердых тел опреде¬ ляется их природой, а газов и паров — еще и условиями, при которых изменяется их температура. Например, теплоемкость газов при подводе теплоты при постоянном давлении Ср выше, чем при постоянном объеме сѵ. Измеряется теплоемкость в Дж/(кг-К) или в ккал/(кг-°C). Удельный объем ѵ — это объем, занимаемый единицей массы и измеряемый в м3/кг. Удельный объем — величина, обрат¬ ная плотности. Удельный объем воды зависит от давления, а водяных паров — от давления
и температуры и изменяется при движении пара в турбине в тысячи раз. Давление, температура и удель¬ ный объем — основные параметры, характеризующие состояние газа или пара. Параметром состояния является и удельная внутренняя энергия — сумма кинетической и потенциальной энергий молекул 1 кг газа. С увеличением температуры и давления удельная внутренняя энергия и растет, а с их пониже¬ нием уменьшается. Поэтому внутрен¬ няя энергия пара перед турбиной существенно больше, чем за ней. Как правило, интерес представляет изме¬ нение внутренней энергии при пере¬ ходе из некоторого состояния 1 в состояние 2, т. е. Au-j-u2 —Ui. (1.1) При анализе процессов, происхо¬ дящих в тепловых двигателях, очень часто используется другой параметр состояния — энтальпия, определяе¬ мая соотношением h = u-\-pv. (1.2) Любой тепловой двигатель, в том числе паротурбинная установка, со¬ оружается для того, чтобы тепловую энергию преобразовать в работу. Эту работу совершает расширяю¬ щееся рабочее тело, которому пре¬ пятствуют внешние силы. Понять это превращение очень просто из рис. 1.5. Если в сосуде с массой газа 1 кг под невесомым поршнем, расположенным на высоте і/і, с по¬ мощью груза массой mi создается давление то после снятия части груза массой Ат оставшийся груз m2 = mi —Ат поднимется до высоты уч и приобретет запас потенциальной Рг,°2 » ^2 , ; I Рис. 1.5. Совершение работы расширяющи¬ мися газами энергии Аип = т2£ (t/2 — f/i), равной работе расширения газа I. Взаимные преобразования теп¬ лоты и работы определяются пер¬ вым законом термодина¬ мики, являющимся частным слу¬ чаем всеобщего закона сохранения энергии. В соответствии с первым законом термодинамики теплота, подведенная к телу, расходуется на увеличение его внутренней энергии и совершение работы: (7 = А^ + /. (1-3) Отсюда следует, что работа /, выполнение которой и является целью сооружения теплового двига¬ теля, может быть получена либо за счет подвода теплоты ç, либо за счет уменьшения внутренней энергии, либо за счет того и другого: l = q~&u = q — (и2 — и\). (1.4) При затрате одного и того же количества теплоты q полученная работа / будет зависеть от того, при каких условиях осуществляется под¬ вод теплоты. Если, например, пор¬ шень (см. рис. 1.6, а) приварить к стенке сосуда, т.е. образовать замкнутый объем ѵі с давлением рі, и затем к газу подвести теплоту q, то в силу того, что поршень пере¬ мещаться не может, работа совер¬ шаться не будет. В соответствии с формулой (1.4) вся подведенная к газу теплота q затрачивается на изменение его внутренней энергии: Ан —Такой процесс подвода теп¬ лоты без изменения объема назы¬ вается изохорическим. Наоборот, в рассмотренном выше примере (см. рис. 1.5) совершение газом работы без всякого подвода или отвода теплоты (при абсолютной изоляции цилиндра) происходит только за счет уменьшения внутрен¬ ней энергии: 1= —Au. Такой процесс называется адиабат ны м. Почти такой процесс происходит в хорошо изолированной паровой турбине. 15
а) -I 772~Am г- p2i°2*T] Имеются подробные таблицы и диаграммы различных веществ, в частности воды и водяного пара, по¬ зволяющие вычислить значения энт¬ ропии 5, измеряемой в Дж/(кг-К) или ккал/(кг-°C). При подводе теп¬ лоты энтропия всегда возрастает, а при отводе убывает. Можно представить себе процесс (см. рис. 1.6,6), когда при подводе к газу теплоты q поршень в сосуде поднимается, перемещая груз, а дав¬ ление под поршнем остается постоян¬ ным. Такой процесс называется изобарным. Работа перемещения груза равна 1 = р (Ѵ2— Ѵі), (1.5) Рис. 1.6. Схемы совершения работы за счет подвода теплоты при различных процессах: а — изохорном; б — изобарном; в — изотермиче¬ ском В действительности при течении рас¬ ширяющегося пара в турбине за счет сил трения между его частицами, а также трения пара о ее детали происходит внутреннее выделение теплоты, потенциальная энергия в конце процесса расширения оказы¬ вается больше, чем в случае отсут¬ ствия трения, и полученная работа соответственно уменьшается. Если внутренним подводом теплоты можно пренебречь, то будет происходить так называемый изоэнтроп и й н ый процесс расширения, при котором один из параметров состояния — энтропия s — остается постоян¬ ным. Без достаточно глубокого зна¬ ния термодинамики трудно понять даже физический смысл этой вели¬ чины. Величина энтропии характе¬ ризует близость замкнутой (изоли¬ рованной) системы к термодинами¬ ческому равновесию. Заметим, что не вполне ясное представление физи¬ ческой сути понятия энтропии ни¬ сколько не мешает ее практиче¬ скому использованию подобно тому, как использованию, скажем, радио¬ приемника нисколько не мешает не¬ знание его устройства. 16 а затраченная теплота расходуется не только на совершение работы, но и на изменение внутренней энергии (температура в сосуде будет повышаться). Используя последнее соотношение, получим q= (U2 — иі) +/ = (Uï + pvï) — — (Uï+pVi) =h2~-hl, T. e. в изобарическом процессе под¬ веденная к газу теплота расхо¬ дуется на изменение его энтальпии. Именно такой процесс происходит в трубках котла при подводе к пару или воде теплоты от факела или продуктов сгорания. Можно себе представить и про¬ цесс (см. рис. 1.6, в), при котором за счет подвода теплоты q и умень¬ шения груза т совершается работа, а температура газа не меняется Рис. 1.7. Процессы расширения в р, у-диа- грамме: 1 — изохора; 2 — изобара; 3 — изотерма; 4 — адиабата
Рис. 1.8. Простейшие процессы в Т, s-диа¬ грамме: 1 — изоэнтропа; 2 — изохора; 3 — изобара; 4 — изотерма (при этом,, конечно, будут меняться давление и удельный объем). Такой процесс называют изотермиче¬ ским. Рассмотренные термодинамиче¬ ские процессы очень удобно изо¬ бражать графически в виде диаграмм (рис. 1.7 и 1.8) в координатах дав¬ ление — удельный объем (р, и-диа- грамма) или абсолютная темпера¬ тура— энтропия (Г, s-диаграмма). В р, ^-диаграмме удобно изо¬ бражать работу расширения, так как она представляет собой (см. рис. 1.7) площадь под кривой процесса. Из рис. 1.7 хорошо видно, что при изохорном процессе работа расши¬ рения равна нулю, а при изобарном процессе она имеет наибольшее значение. В Т, s-диаграмме удобно изо¬ бражать теплоту р, подведенную в процессе. Она представляет собой площадь под соответствующей кри¬ вой (см. рис. 1.8). Видно, что в изоэн- тропном процессе теплота не подво¬ дится и не отводится, а при изо¬ термическом процессе подвод теп¬ лоты минимален. Рассмотренные выше элементар¬ ные термодинамические процессы превращения теплоты в работу яв¬ ляются незамкнутыми и не могут обеспечить непрерывный длительный процесс перехода теплоты в работу. Для этого, как мы знаем, должен быть осуществлен замкнутый про¬ цесс — тепловой цикл, пред¬ ставленный в достаточно общем виде Рис. 1.9. Произвольный цикл теплового дви¬ гателя на рис. 1.9 в Г, s-диаграмме. Вер¬ тикальные линии 1—5 и 2—6 пред¬ ставляют собой изоэнтропы — линии постоянной энтропии. При протекании процесса 1—3—2, иду¬ щего с возрастанием энтропии, к рабочему телу подводится теп¬ лота çi, пропорциональная площади 5—1—3—2—6. На участке цикла 2—4—/ происходит отвод теплоты в количестве q^ пропорциональном площади 5—1—4—2—6. После за¬ вершения цикла в точке 1 внут¬ ренняя энергия и рабочего тела вер¬ нется к прежнему состоянию и по¬ этому разность количеств теплоты (çi~ Ç2) в соответствии с первым законом термодинамики может пре¬ вратиться только в работу Iq = = qi~-q2- Очевидно, что работа /о пропорциональна площади теплового цикла 1—3—2—4—1. Отношение работы цикла к затра¬ ченной теплоте называется терми¬ ческим коэффициентом полезного действия: 4t = lo/q\ = 1 — ç2/çi- (1-6) Чем большая часть подведенной теплоты Qi превращается в работу, тем более совершенным в термо¬ динамическом отношении является тепловой двигатель. Термический КПД указывает предельно возмож¬ ное значение КПД теплового дви¬ гателя при абсолютном совершен¬ стве входящих в него агрегатов. Из соотношения (1.6) для терми¬ ческого КПД цикла следует, что он тем выше, чем меньше количество теплоты ç2, отводимой от рабочего тела. При <?2 = 0 термический КПД 17
т)/ = 1. Однако второй закон термо¬ динамики гласит, что периодически действующий тепловой двигатель имеет термический КПД, всегда меньший единицы. Это означает, что тепловой двигатель обязательно должен иметь не только источник теплоты и устройство, преобразую¬ щее ее в работу, но и теплоприем- ник, который будет поглощать часть подведенной теплоты, не превращая ее в работу. В рассмотренной в § 1.2 паротурбинной установке роль источ¬ ника теплоты играет паропроизводя¬ щая установка, устройства, преобра¬ зующего теплоту в работу,— тур¬ бина теплоприемника — конденса¬ тор. Наибольший термический КПД при зафиксированных температурах источника теплоты и теплоприем¬ ника имеет цикл Карно (рис. 1.10), состоящий из двух изотерм и двух изоэнтроп. В цикле Карно рабочее тело сжимается изоэнтро¬ пийно (процесс 4—1) и затем к нему при постоянной температуре подво¬ дится теплота q{. Изоэнтропийный процесс 2—3 изображает превра¬ щение запасенной потенциальной энергии в работу; наконец, в изо¬ термическом процессе сжатия 3—4 происходит отвод теплоты ç2 к тепло- приемнику. Так как для цикла Карно под¬ веденная теплота (см. рис. 1.10) Ç1 = Т\ (s<2 — Si) , а отведенная Ç2= Т2 (s2 — S1) , * # то термический КПД цикла Рис. 1.10. Цикл Карно в Т. s-диаграмме Карно = 1 _ Г2/Г1. (1.7) Применительно к ПТУ это озна¬ чает, что чем ниже температура конденсации пара и чем выше тем¬ пература за паропроизводящей уста¬ новкой, тем выше термический КПД ПТУ. Температура пара за ППУ огра¬ ничивается прочностью металла и требованием к сроку его службы (см. § 9.5). Температура конденса¬ ции пара определяется в первую очередь климатическими условиями, так как она не может быть ниже температуры охлаждающей (цирку¬ ляционной) воды, поступающей в конденсатор. Если принять, что температура за ПТУ Л=540 сС = = 813 К, а 7’2 = 273 °С = 288 К, то термический КПД цикла Карно, если бы его можно было осуществить, составил бы к|/ = 1 — 288/813 — 0,646. В действительности реальный тепловой цикл ПТУ отличается от цикла Карно и его термический КПД оказывается существенно ниже. 1.5 ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ СВОЙСТВА ВОДЫ И ВОДЯНОГО ПАРА Вода и насыщенный пар Вода и водяной пар являются рабочим телом ПТУ. Их свойства в значительной степени определяют конструкцию паровой турбины и других элементов ПТУ. Вода — это практически несжи¬ маемая жидкость: при изменении давления в широких пределах ее удельный объем не изменяется (см. табл. 1.1) и может приниматься равным г/=10-3 м3/кг. При нагревании воды ее энталь¬ пия вплоть до начала кипения изме¬ няется пропорционально температуре: h' = cB7\ где = 4,19 кДж/(кг-К) = = 1 ккал/(кг-°C) — теплоемкость воды. 18
Если воду нагревать в открытом сосуде, то при определенной темпе¬ ратуре начнется ее кипение и обра¬ зование над ее поверхностью пара. Температура кипящей воды и обра¬ зующегося при кипении пара одина¬ ковы и неизменны в процессе всего выкипания жидкости. Эту темпера¬ туру называют температурой кипения, или температурой насыщения, и обозначают /н- Последнее название связано с тем, что при спокойном кипении над поверхностью воды образуется су¬ хой насыщенный пар — пар, в котором отсутствуют капельки воды. Если температуру сухого на¬ сыщенного пара снизить (а это можно сделать только путем одно¬ временного снижения давления), то часть пара сконденсируется и в нем появятся капельки воды. Если, наоборот, сухой насыщенный пар нагреть, то он окажется перегретым по отношению к состоянию насы¬ щения. Температура насыщения /н одно¬ значно определяется давлением над поверхностью жидкости (хорошо известно, что при нормальном атмо¬ сферном давлении вода кипит при 100 °C и что при подъеме на гору эта температура уменьшается). До давления 40 кгс/см2 (~4 МПа) температура насыщения может быть определена- по простой формуле /н=100А/р » где р — в кгс/см2, /н — В °C. Теплота, расходуемая на поддер¬ жание кипения в сосуде, затрачи¬ вается на разрыв связей между мо¬ лекулами воды, т. е. на ее испа¬ рение. Молекулы испарившейся жид¬ кости обладают большей энергией, и поэтому энтальпия сухого насы¬ щенного пара h" = h' + r. (1.8) Величина г называется удель¬ ной теплотой парообразо¬ вания, представляющей собой ко¬ личество теплоты, необходимой для испарения 1 кг кипящей жидкости. Измеряется величина г в кДж/кг или в ккал/кг. Если происходит конденсация пара, то теплота паро¬ образования выделяется. В этом случае ее часто называют тепло¬ той конденсации. Удельный объем ѵ" сухого насы¬ щенного пара, естественно, больше, чем объем ѵ' воды, и так же, как температура насыщения, однозначно определяется давлением. Чем выше давление (см. табл. 1.1), тем меньше удельный объем. При давлении ркр = 22,115 МПа удельные объемы воды и сухого насыщенного пара совпадают: ѵ' = ѵ” = укр = 0,003147 м3/кг, температура насыщения /н = = /Кр = 374,12 °C, а теплота паро¬ образования г = 0. Состояние, харак¬ теризуемое отмеченными парамет¬ рами, называется критическим, а они сами — критическими. В кри¬ тическом состоянии плотности воды и пара совпадают и они по существу неразличимы. Влажный пар Влажный пар — это смесь сухого насыщенного пара и мелких капелек воды. Раньше, когда строились только ТЭС, работающие на органи¬ ческом топливе, для паровых турбин использовался только перегретый пар, который, расширяясь в ней, достигает состояния насыщения и затем становится влажным. В ре¬ зультате только несколько последних ступеней турбины работают влажным паром. На АЭС ППУ выдают пар либо сухой насыщенный, либо с не¬ большой степенью влажности и почти вся турбина работает влажным па¬ ром (уменьшение влажности и даже некоторый перегрев, как мы знаем, осуществляют в СПП). Термодинамические свойства влажного пара определяются зако¬ нами смешения, в соответствии с ко¬ торыми его удельный объем и эн¬ тальпия определяются соотноше¬ ниями V = (1 — х) ѵ'-^-хѵ"; /г = ( 1 — x)h' -\-xh"4 (1.9) 19
Таблица 1.1. Термодинамические свойства воды и водяного пара в состоянии насыщения р, кПа /, °C I и\ м3/кг 1 1 ѵ", M'’/КГ 1 h', кДж/кг h", кДж/кг г, кДж/кг 1,0 6,982 0,0010001 129,21 29,3 2513,8 2484,5 1,5 13,034 0,0010006 87,98 54,7 2525,0 2470,3 2,0 17,511 0,0010012 67,01 73,45 2533,2 2459,8 2,5 21,094 0,0010020 54,26 88,44 ‘ 2539,7 2451,3 3,0 24,098 0,0010027 45,67 101,0 2545,2 2444,2 3.5 26,692 0,0010033 39,48 111,8 2549,9 2438,1 4,0 28,981 0,0010040 34,80 121,4 2554,1 2432,7 5,0 32,90 0,0010052 28,20 137,8 2561,2 2423,4 6,0 36,18 0,0010064 23,74 151,5 2567,1 2415,6 7,0 39,02 0,0010074 20,53 163,4 2572,2 2408,8 8,0 41,53 0,0010084 18,11 173,9 2576,7 2402,8 9,0 43,79 0,0010094 16,21 183,3 2580,8 2397,5 10 45,83 0,0010102 14,68 191,8 2584,4 2392,6 12 49,45 0,0010119 12,36 206,9 2590,9 2384,0 14 52,58 0,0010133 10,70 220,0 2596,4 2376,4 16 55,34 0,0010147 9,435 231,6 2601,3 2369,7 18 57,83 0,0010160 8,447 242,0 2605,7 2363,7 20 60,09 0,0010174 7,652 251,5 2609,6 2358,1 25 64,99 0,0010199 6,206 272,0 2618,1 2346,1 30 69,12 0,0010223 5,231 289,3 2625,3 2336,0 40 75,89 0,0010265 3,995 317,6 2636,8 2319,2 50 81,35 0,0010301 3,241 340,6 2646,0 2305,4 60 85,95 0,0010333 2,733 359,9 2653,6 2293,7 70 89,96 0,0010361 2,366 376,8 2660,2 2283,4 80 93,51 0,0010387 2,088 391,7 2660,0 2274,3 90 96,71 0,0010412 1,870 405,2 2671,1 2265,9 100 99,63 0,0010434 1,695 417,5 2675,7 2258,2 120 104,81 0,0010476 1,4289 439,4 2683,8 2244,4 140 109,32 0,0010513 1,2370 458,4 2690,8 2232,4 160 113,32 0,0010547 1,0917 475,4 2696,8 2221,4 180 116,93 0,0010579 0,9777 490,7 2702,1 2211,4 200 120,23 0,0010608 0,8859 504,7 2706,9 2202,2 220 123,27 0,0010636 0,8103 517,6 2711,3 2193,7 240 126,09 0,0010663 0,7468 529,6 2715,3 2185,7 260 128,73 0,0010688 0,6929 540,9 2719,0 2178,1 280 131,20 0,0010712 0,6464 551,4 2722,3 2170,9 300 133,54 0,0010735 0,6059 561,4 2725,5 2164,1 350 138,88 0,0010799 0,5243 584,3 2732,5 2148,2 400 143,62 0,0010839 0,4624 604,7 2738,5 2133,8 Примечание. Параметры критической точки: ркр — 22,115* ІО3 кПа, г'кр —0,003147 м3/кг; Др — где х — степень сухости влаж¬ ного пара — отношение массы су¬ хого насыщенного пара к общей массе влажного пара. Часто вместо степени сухости используют степень влажно¬ сти у — отношение массы воды (влаги), содержащейся во влажном паре, к его общей массе. Очевидно, 20 тогда -и=.уѵ'+ (1 — у) ѵ"\ h^yh'+(ï-~y)h". (1.10) Так как х + */=1, то ѵ—уѵ'А-хѵ"; h^yh/ -\-xh". (1-11)
р, МПа Z, °C ѵ', м3/кг ѵ", м'5/кг h', кДж/кг h", кДж/кг 6 г, кДж/кг 0,45 147,92 0,0010885 0,4139 623,2 2743,8 2120,6 0,50 151,85 0.0010928 0,3748 640,1 2748,5 2108,4 0,60 158,80 0,0011009 0,3156 670,4 2756,4 2086,0 0,70 164,96 0,0011082 0,2727 697,1 2762,9 2065,8 0,80 170,42 0,0011150 0,2403 720,9 2768,4 2047,5 0,90 175,36 0,0011213 0,2148 742,6 2773,0 2030,4 1,0 179,9 0,001127 0,1943 762,6 2777,0 2014,4 1,1 184,1 0,001133 0,1774 781,1 2780,4 1999,3 1,2 188,0 0,001139 0,1632 798.4 2783,4 1985,0 1,3 191,6 0.001144 0,1511 814,7 2786,0 1971,0 1,4 195,0 0,001149 0,1407 830,1 2788,4 1958,3 1,5 198,3 0,001154 0,1317 844,7 2790,4 1945,7 1,6 201,4 0,001159 0,1237 858,6 2792,2 1933,6 1,7 204,3 0,001163 0,1166 871,8 2793.8 1922,0 1,8 207,1 0,001168 0,1103 884.6 2795,1 1910,5 1,9 219,8 0,00172 0,1046 896,8 2796.4 1899,6 2,0 212,4 0,001177 0,0995 908,6 2797,4 1888,8 2,2 217,2 0,001185 0,0906 930,9 2799,1 1868,2 2,4 221,8 0,001193 0,0832 951,9 2800,4 1848,5 2,6 226,0 0,001201 0,0769 971,7 2801,2 1829,5 2,8 230,0 0,001209 0,0714 990.5 2801.7 1811,2 3,0 233,8 0,001216 0,0666 1008.4 2801,9 1793,5 3,5 242,5 0,001235 0,0570 1049,8 2801,3 1751,5 4,0 250,3 0,001252 0,0497 1087.5 2799,4 1711,9 5,0 263,9 0,001286 0.0394 1154,6 2792,8 1638,2 6,0 275,6 0,001319 0,0324 1213.9 2783,3 1569,4 7,0 285,8 0,001351 0,0273 1267,7 2771,4 1503,7 8,0 295,0 0,001384 0,02349 1317,5 2757,5 1.440,0 9,0 303,3 0,001418 0,02046 1364,2 2741,8 1377,6 10,0 311,0 0,001453 0,1800 1408,6 2724,4 1315,8 и,о 318,0 0,001489 0,0160 1451.2 2705,4 1254,2 12,0 324,6 0,001527 0,0143 1492,6 2684,8 1192,2 13,0 330,8 0,001567 0,0128 1533,0 2662,4 1129,4 14,0 336,0 0,001610 0,0115 1572,8 2638,3 1065,5 16,0 347,3 0,001710 0,00933 1561,5 2582,7 931,2 18,0 357,0 0,001838 0,00753 1733,4 2514,4 781,0 20,0 365,7 0 002038 0,00587 1828,8 2413,8 585,0 22,0 373,7 0,002675 0,00376 2007,7 2192,5 184,8 374,12 °C; /tfp== 2095,2 кДж/кг. Таким образом, для того чтобы определить параметры влажного пара, достаточно знать его степень сухости (или влажности) и восполь¬ зоваться параметрами воды и сухого насыщенного пара (см. табл. 1.1). Пример 1.1. Определить параметры влажного пара на входе в паровую турбину АЭС, если давление ро—6 МПа, а степень влажности і/о = 0,005. Так как пар влажный, то его темпе¬ ратура Zo — — 275,6 °C. Пользуясь табл. 1.1, найдем: ѵ = 0,005-0,001319 + 0,995-0,0324 = = 0,0322 м3/кг, А =0,005-1213,9 + 0,995-2783,3 = = 2775,5 кДж/кг. 21
Пример 1.2. Определить параметры пара в конденсаторе, если давление в нем рк = 5 кПа, а степень влажности у = 12 %. Давлению рк соответствует (см. табл. 1.1) температура tK = 32,9 °C. С помощью табл. 1.1 находим: и —0,12-0.001-|-0,88-28,20 —24,84 м3/кг, /і = 0,12-137,84-0,88-2561,2 = 2270,9 кДж/кг. Перегретый пар На турбинах ТЭС, как правило, используется перегретый пар, темпе¬ ратура которого t больше темпера¬ туры насыщения /н (при этом же давлении) На величину перегрева А /п- Таким образом, состояние пере¬ гретого пара определяется двумя независимыми параметрами, в каче¬ стве которых чаще всего использу¬ ются давление и температура. Для определения удельного объ¬ ема и энтальпии перегретого пара имеются очень подробные таблицы и диаграммы. В качестве примера в табл. 1.2 приведены значения энтальпии перегретого пара. Пример 1.3. Определить перегрев пара перед турбиной с начальными параметрами ІЗ МПа и 550 СС. По табл. 1.1 находим температуру насы¬ щения, соответствующую давлению 13 МПа: /к = 330,8 :>С. Следовательно, перегрев пара равен А /п —550 —330,8 = 219,2 °C. Заметим, что понятие «перегрева пара», имеющего параметры, превы¬ шающие критические, так же не имеет смысла, как и понятие «тем¬ пература насыщения», поскольку со¬ стояния «пара» и «воды» для них не¬ различимы. 1.2. Энтальпия перегретого пара, Таблица кДж / кг 2855 4 5 6 / 8 9 10 2994 2961 2925 2885 2839 2785 12 13 14 16 3116 3093 3069 3044 3017 2988 2958 2924 2888 2848 2804 2753 2694 2618 18 19 20 21 22 23 24 3232 3214 3197 3179 3160 3140 3120 3098 3076 3053 3029 3004 2978 2950 2920 2889 2856 2820 2781 2739 2694 2642 3344 3330 3317 3303 3288 3273 3258 3242 3226 3210 3193 3176 3158 3140 3121 3102 3083 3062 3042 3020 2998 2976 3456 3445 3434 3422 3410 3398 3386 3374 3362 3349 3336 3323 3310 3296 3283 3269 3254 3240 3226 3211 3196 3180 3569 3559 3550 3540 3530 3520 3510 3500 3490 3480 3470 3459 3449 3438 3427 3416 3405 3394 3383 3372 3360 3349 Диаграммы водяного пара Для наглядного изображения процессов, происходящих в паровой турбине и ПТУ, широкое распростра¬ нение получили различные диаграм¬ мы водяного пара. В большинстве случаев они могут заменить собой и подробные таблицы. Следует только помнить, что точность диаграмм определяется использованным мас¬ штабом и не может быть выше точ¬ ности таблиц, по которым состав¬ лены диаграммы. Для анализа экономичности тур¬ бинных установок чаще всего исполь¬ зуется 7\ s-диаграмма (см. рис. 1.11), по оси абсцисс которой отложена энтропия, а по оси ординат —абсо¬ лютная температура. В этой диа¬ грамме горизонтальные линии явля¬ ются изотермами и вертикальные — изоэнтропами. Линия АВ называется погра¬ ничной кривой жидкости, линия ВС — ri о г р а н и ч н о й кри¬ вой пара, точка В — критической точкой. Выше кривой ВС пар явля¬ ется перегретым, ниже кривой АВС влажным, на линии ВС — сухим насыщенным. Изобары в Г, s-диаграмме явля¬ ются ломаными кривыми. Напри¬ мер, кривая ADEF — изобара, р~ — 0,1 МПа. Кривая AD изображает процесс нагрева воды от температуры 273 до температуры 373 К, соответ¬ ствующей температуре насыщения и началу кипения. Горизонтальная 22
линия DE соответствует температу¬ ре кипения, которая не изменяется вплоть до достижения состояния су¬ хого насыщенного пара (очевидно, в этой области изотермы и изобары совпадают). Линия EF изображает перегрев пара при изобарном под¬ воде теплоты. Для возможности определения параметров влажного пара на T, s- диаграмме нанесены линии постоян¬ ной степени сухости х — const. Для расчетов и анализа работы паровых турбин наибольшее распро¬ странение получила h, s-д иаграм* ма (рис. 1.12), по оси абсцисс кото¬ рой откладывают энтропию s, а по оси ординат — энтальпию h. Жирная линия на диаграмме представляет собой погранич¬ ную кривую пара, соответ¬ ствующую сухому насыщенному пару. Точки, расположенные выше пограничной кривой, соответствуют перегретому пару, ниже — влаж¬ ному. Наклонные круто идущие линии представляют собой изобары, а кри¬ вые пологие линии в области пере¬ гретого пара — изотермы. Пересече¬ ние изобары или изотермы с по¬ граничной кривой позволяет опре¬ делить параметры сухого насыщен¬ ного пара. Пример 1.4. Определить по h, s-диа¬ грамме параметры насыщения при давлении 0,5 МПа. Изобара р = 0,5 МПа (см. рис. 1.12) пересекает пограничную кривую в точке Л, через которую проходит изотерма /—152 °C. Следовательно, /Н=152°С, а энтальпия h" = = 2748 Дж/г. * Пример 1.5. Определить по /^-диа¬ грамме параметры пара при давлении р = = 3 МПа и температуре 500 °C. Пересечению соответствующих изобары и изотермы (см. рис. 1.12) соответствует точка F, в которой энтальпия /г = 3456 Дж/г. Двигаясь вдоль изобары до пересечения с пограничной кривой, получим температуру насыщения /К = 234 °С. Следовательно, пере¬ грев пара Д/п = 500 — 234 = 266 °C. В области влажного пара изо¬ термы совпадают с изобарами, а сами значения температур определяются пересечением изотерм и пограничной кривой (см. пример 1.6). На диа¬ грамме нанесены линии постоянной сухости x = const, которые позволяют по давлению определить точку в h, s-диаграмме и все необходимые параметры. Пример 1.6. Определить с помощью /і, s-диаграммы энтальпию и температуру пара при давлении р = 0,5 .МПа и степени сухости х = 0,8. В /г, s-диаграмме (см. рис. 1.12) эти параметры определяют точку А", в которой // = 2328 Дж/г. Двигаясь вдоль изобары вверх до пересечения с пограничной кривой в точке А, найдем температуру влажного пара: /н = 152 °C. Вертикальные линии в /г, s-диа- грамме изображают изоэнтро¬ пий н ы е процессы — процессы, происходящие в идеальной турбине, в которой отсутствуют какие-либо потери энергии. Если, например, параметры пара перед турбиной составляют ро = 3 МПа и fo = 400 °C, то точка D (см. рис. 1.12) с энталь¬ пией /го = 3232 Дж/кг изображает состояние пара перед турбиной. При изоэнтропийном расширении пара, например до давления рк —5 МПа, вертикальная линия DE изобразит все состояния, через которые про¬ ходит пар при расширении в турбине. 23
у. £ =4 X. * а t -о *=> Q Е I ГГ) 3800 MO 3000 2Б00 2200 1800 8 10 9 5 7 8 Энтропия s, кДж/(кг-К) Рис. 1.12. h, 5-диаграмма водяного лара Энтальпия в точке Е Ак —2112 Дж/г, а степень сухости х = 0,815. Разность энтальпий HQ = hQ-hK (1.12) называется располагаемым теплоперепадом турбины. Он представляет собой работу, кото¬ рую можно получить от 1 кг пара при его расширении в турбине без потерь. В рассмотренном примере До- 1120 Дж/г. Горизонтальные линии на диа¬ грамме (линии постоянной энталь¬ пии ft = const) изображают процессы дросселирования, происходя¬ щие при протекании пара через всевозможные местные гидравличе- 24 ские сопротивления (например, по¬ вороты, клапаны, задвижки, сужения и т. д.). При дросселировании дав¬ ление в потоке уменьшается, а эн¬ тальпия остается постоянной. При этом в общем случае температура уменьшается. Пример 1.7. Определить снижение тем¬ пературы пара при дросселировании в регу¬ лирующем клапане от параметров ро = = 20 МПа и /о —500 °C до давления рі = = 5 МПа. Процесс дросселирования на рис. 1.12 изображается линией MN. После дроссели¬ рования температура /дг = 400 °C, следова¬ тельно, снижение температуры составляет 100 °C. Приведенная на рис. 1.12 А, s-диаграмма служит только учебным
целям. Диаграммы, предназначенные для инженерных расчетов, имеют существенно больший масштаб. Кро¬ ме того, ■ на них наносятся линии постоянных удельных объемов ѵ — = const, необходимые для расчета проходных сечений турбины. 1.6. ТЕПЛОВЫЕ ЦИКЛЫ ПАРОТУРБИННЫХ УСТАНОВОК Цикл Ренкина Паротурбинная установка — это непрерывно действующий тепловой двигатель, работающий на воде и водяном паре. В паропроизводящую установку (котел — на ТЭС, парогенератор — на двухконтурной АЭС, сепаратор — на одноконтурной АЭС) подается питательная вода (рис. 1.13) с пара¬ метрами рп.в и /гп в. За счет передачи воде теплоты qx происходит ее на¬ грев и испарение, и с параметрами Ро, tg, ho пар поступает в турбину. Расширяясь, пар совершает работу /т и с параметрами рк, hk, хк идет в конденсатор. Здесь в теплоприем- нике пар отдает свою теплоту конден¬ сации t/2 охлаждающей воде и кон¬ денсат с энтальпией hh <С hK поступает к питательному насосу. За счет затраты работы /н в насосе давле¬ ние питательной воды поднимается до значения рп.в, с которым она поступает в паропроизводящую уста¬ новку. Наиболее совершенным в термо¬ динамическом отношении является, Рис. 1.13. Упрощенная схема простейшей ПТУ ТЭС как мы знаем, тепловой цикл Карно. При использовании в качестве рабо¬ чего тела водяного пара цикл Карно в 7\ s-диаграмме будет иметь вид, показанный на рис. 1.14, а. При вы¬ бранных температурах пара перед турбиной и за ней такой цикл будет иметь действительно максимальный термический КПД. Однако для его реализации необходимо построить компрессор, сжимающий и конденси¬ рующий изоэнтропийно пароводяную смесь из состояния а в состояние в. Технические трудности создания ком¬ прессора столь велики, а его удель¬ ная работа сжатия /н столь значи¬ тельна, что на практике цикл Карно для воды и водяного пара не исполь¬ зуется, а применяется цикл, иссле¬ дованный шотландским инженером Ренкиным и носящий его имя. На рис. 1.14,6 показан цикл Ренкина для турбоустановок ТЭС, использующих перегретый пар, при идеальных паровой турбине и насосе. Процесс расширения пара ok в такой турбине и сжатия в насосе аа' про¬ исходят изоэнтропийно, без потерь. Конечно, такие процессы являются идеализацией, однако они позволяют определить тот предел, который мо¬ жет быть получен при использовании цикла Ренкина. Процесс а'Ьсо в цикле изобра¬ жает изобарийный подвод теплоты в котле (нагрев а'Ь, испарение Ьс и перегрев со), а процесс ka — кон¬ денсацию пара. На рис. 1.14, в показан цикл Рен¬ кина при использовании в турбине сухого насыщенного пара, обычно применяемого на АЭС. Его отличие от цикла Карно (см. рис. 1.14, а) состоит в полной конденсации пара с последующим повышением давле¬ ния в насосе. Дополнительный цикл aa'bb' имеет меньший термический КПД, чем цикл Карно b'bcd, поэтому цикл Ренкина оказывается менее экономичным. Наоборот, в цикле Ренкина, показанном на рис. 1.14,6, экономичность дополнительного цик¬ ла k'cok будет выше, чем в основном цикле Карно, за счет перегрева пара. 25
Рис. 1.14. Тепловые циклы паротурбинных установок: а — никл Карно; б — цикл для ТЭС с перегревом пара; в — цикл для АЭС с турбиной насыщен¬ ного пара Соответственно может оказаться выше и термический КПД. Коэффициент полезного действия простейшей турбоустановки Определим термический КПД тр цикла Ренкина (рис. 1.15). Учиты¬ вая, что обычно мощность насоса со¬ ставляет в ПТУ всего несколько про¬ центов мощности турбины, считаем, что точка а на последней диаграмме условно изображает состояние воды до и после питательного насоса одно¬ временно. При изобарическом подводе теп- Рис. 1.15. Идеальный цикл Ренкина в Т, s-диаграмме лоты в ППУ q J = Bï где Hq — энтальпия пара за ППУ; /гп.в — энтальпия питательной воды (см. рис. 1.13). Если состояние пара перед тур¬ биной изображается точкой о (см. рис. 1.15 и 1.16) и процесс расшире¬ ния идет до точки k с параметрами рк и hKt, то теплота q?, отводимая охлаждающей водой в конденса¬ торе, равна q^ ===: /ік t где йк — энтальпия конденсата. Тогда термический КПД цикла Ренкина равен (1-13) [h. о — в) (Лю Л к) /î О — /în в Рис. 1.16. Определение термического КПД идеального цикла Ренкина с помощью /г, s-диа¬ граммы 26
Поскольку разность (/гп.в-—Лк) представляет собой работу насоса, отнесенную к 1 кг прокачиваемой воды, а разность /го— hKt~Hl— располагаемый теплоперенад тур¬ бины, то, пренебрегая работой на¬ соса, из последней формулы полу¬ чаем приближенное соотношение для определения термического КПД: С помощью соотношения (1.14) легко определить термический КПД щ, пользуясь /.», s-диаграммой. Если, например, параметры пара перед турбиной (см. рис. 1.16) Л; ~ 500 °C, рг, = 9 МПа, = 3020 Дж/г и пар расширяется до давления рк = о кПа, то, двигаясь вниз по изоэнтропе до точки k, найдем энтальпию 2010 Дж/г и располагаемый теплопе- реиад /7?) = /2о — Як г = 1010 Дж/г. Перемещаясь из точки k вдоль изобары р —ô кПа до пере¬ сечения с пограничной кривой, найдем темпе¬ ратуру насыщения (или кипящей воды) /л = ЗЗсС. Так как теплоемкость воды св = — 4,19 Дж/(г-К), то /і' = свгк = 138 Дж/г. Тогда термический КПД цикла Ренкина равен ЮІО в, = ~ 0,Зо. !/ 3020—138 Из-за трения и других потерь в проточной части турбины процесс расширения пара идет не по изо¬ энтропе ok (рис. 1.16), а отклоняется вправо, заканчиваясь в точке k' с эн¬ тальпией /гк, большей, чем hK{. Раз¬ ность энтальпий Я/=:/го-/гк (1.15) называется использованным т е п л о п е р е и а д о м турбины, а отношение т1ог = Я///Го (1-16) — относительным внутрен¬ ним коэффициентом полез¬ ного действия турбины. Он характеризует аэродинамическое со¬ вершенство проточной части тур¬ бины. Для современных турбин г]о/ = 0,864-0,88. Отношение î|. = W<7i (1-17) называется абсолютным внут¬ ренним КПДтурбоустанов- к и, так как он характеризует эффек¬ тивность превращения теплоты в ра¬ боту во всей турбоустановке. Из соотношений (1.16) и (1-17) следует, что (1-18) — Л / Лоь т. е. абсолютный внутренний КПД турбоустановки равен произведению термического КПД цикла и относи¬ тельного внутреннего КПД турбины. Если через G обозначить расход пара, то Рі= GH] — внутренняя мощ¬ ность турбины, Po—GHTo — распола¬ гаемая мощностьтурбины, Q= Gqi — тепловая мощность ППУ. Часть ДРМ внутренней мощности тратится на преодоление сил трения в подшипниках турбины и генера¬ тора, а часть АРЭ — на потери в обмотках электрического генератора. В электрическую энергию преобра¬ зуется только доля внутренней мощ¬ ности Р3 — Рі— ЛРМ--ЛРЭ. Мощность Ре = Р/ — АРм назы¬ вается мощностью на муфте электрического генерато¬ ра, а отношение т]м = Ре/Рі — ме¬ ханическим КПД турбоаг¬ регата. Отношение г]э.г — Рэ/Ре назы¬ вается КПД электрического генера¬ тора, а отношение Р Рэ Ре P; Пэ.гПмПоі ~о re ri r0 (1.19) — относительным электри¬ ческим КПД турбоагре¬ гата. Произведение Пэ = ЩТ]о.э (1-20) представляет собой абсолютный электрический КПД тур¬ боустановки. Чаще всего в качестве показа¬ теля экономичности турбоустановки используют удельный расход теплоты q3 — количество теплоты, необходимой для получения в турбо¬ установке единицы работы. Если теп¬ лоту и работу выражать в одинако- 27
вых единицах, то Если теплоту представлять в ки¬ лоджоулях, а работу — в киловатт- часах, то q3 =■ 3600/цу. ( 1.22) Наконец, если теплоту выражать в килокалориях, а работу — в кило¬ ватт-часах, то ^э = 860/т}3. Часто в качестве показателя экономичности теплофикационных турбин используют удельный расход пара 9 ь 5 Рис. 1.17. Сравнение идеальных циклов с раз¬ личными начальными температурами d,= G/P3, (1.24) где G — расход пара на турбину. Коэффициент полезного действия реальной ПТУ Коэффициент полезного действия ПТУ определяется соотношением Цэ^= Ц/ЦоСПэ.тПм- (1.25) Механический КПД и КПД электрического генератора доста¬ точно велики и составляют 0,98— 0,99. Поэтому электрический КПД г]э в основном определяется терми¬ ческим КПД цикла щ и относитель¬ ным внутренним КПД г]ог. Правда, увеличение одного из них вообще не всегда ведет к увеличению экономич¬ ности, так как второй из них может уменьшаться. Анализ влияния параметров пара на экономичность удобно вести с по¬ мощью Т, s-диаграммы и используя представление об эквивалент¬ ном цикле Карно. Если пло¬ щадь цикла Ренкина abcoka (см. 'рис. 1.17) заменить равновеликим прямоугольником aa'o'k, являющим¬ ся циклом Карно с температурой источника теплоты Тэ, то щ обоих циклов будет одинаковым. Таким образом, при фиксированной темпе¬ ратуре конденсации Тк термический КПД цикла Ренкина будет тем выше, 28 чем больше Т3 эквивалентного цикла Карно. Повышение начальной темпера¬ туры пара То цикла Ренкина (см. рис. 1.17) приводит к росту терми¬ ческого КПД, так как температура Тэ эквивалентного цикла abcpk"a будет больше, чем температура Тэ цикла abcoka. Повышение То, как видно из рис. 1.15, приводит одно¬ временно к повышению степени сухо¬ сти в конце процесса расширения, что одновременно приведет и к повы¬ шению т|о/ турбины. К сожалению, повышение начальной температуры ограничено, как отмечалось выше, прочностью металла при высокой температуре. Повышение начального давления от ро до р'} (рис. 1.17) при постоян¬ ной начальной температуре в общем случае приводит к росту щ, однако эта зависимость оказывается очень пологой и часто не компенсируется уменьшением ц0, из-за увеличения влажности в конце процесса расши¬ рения. При этом снижается и надеж¬ ность работы последних ступеней турбины. Поэтому для повышения эконо¬ мичности вместе с повышением на¬ чального давления повышают и на¬ чальную температуру [например, при давлении рб (рис. 1.17) обеспе¬ чивают начальную температуру То]. Тогда можно получить ту же влаж-
Рис. 1.18. Идеальный цикл с промежуточным перегревом пара ность в последних ступенях, но уве¬ личить термический КПД цикла. Для повышения термического КПД конденсационных турбоуста¬ новок ТЭС часто применяют про¬ межуточный перегрев пара. В этом случае (рис. 1.18) пар сна¬ чала расширяется по изоэнтропе de до давления рпп (это давление часто называют разделительным), при ко¬ тором еще не возникает влажности, а затем направляется в промежу¬ точный пароперегреватель котла, где температура пара поднимается по изобаре ef до начальной (а иногда и большей) температуры. Затем пар расширяется по изоэнтропе fg до давления в конденсаторе. Ясно, что термический КПД дополнительного цикла nefgn боль¬ ше, чем основного цикла abcdena без промежуточного перегрева пара. Введение промежуточного перегрева уменьшает также влажность в по¬ следних ступенях, что увеличивает т)о/. В целом применение промежуточ¬ ного перегрева пара позволяет полу¬ чить выигрыш в экономичности в 5—6 %. При этом усложняются, конечно, и котел, и турбина, и их эксплуатация. Для турбин АЭС также исполь¬ зуется промежуточный перегрев пара с предварительной сепарацией влаги в сепараторе (см. рис. 1.4). Тепловой цикл для этого случая показан на рис. 1.19. Изоэнтропа cd пока¬ зывает расширение пара в турбине до тех пор, пока влажность не достиг¬ шие. 1.19. Цикл с промежуточными сепара¬ цией и перегревом свежим паром для тур¬ бин АЭС нет 13—15%. Затем пар направля¬ ется в сепаратор, где при относи¬ тельно малом уменьшении давления происходит отделение воды (процесс de). Затем осуществляется промежу¬ точный перегрев пара све¬ жим паром (процесс ef) и расши¬ рение до давления в конденсаторе (процесс fk). Ясно, что термический КПД дополнительного цикла defkg меньше, чем основного цикла abeg. Таким образом, промежуточный пе¬ регрев пара свежим паром на АЭС не увеличивает термический КПД цикла. Однако он существенно уменьшает влажность в конце про¬ цесса расширения, что повышает относительный внутренний КПД тур¬ бины и, главное, увеличивает надеж¬ ность ее деталей. Во всех современных ПТУ исполь¬ зуется регенеративный п о до- Рис. 1.20. ПТУ с регенеративным подогревом питательной воды: / — конденсатный насос; 2 — ПНД; 3 — пита¬ тельный насос; 4 — ПВД 29
грев питательной воды па¬ ром, отбираемым из промежуточных ступеней турбины (рис. 1.20). В этом случае теплота пара отбора отдается питательной воде, а не безвозвратно охлаждающей воде в конденсаторе. Чем сильнее нагревается питатель¬ ная вода перед подачей в ППУ, тем больше термический КПД цикла. В пределе температура питательной воды может быть доведена до темпе¬ ратуры насыщения, соответствующей давлению отбираемого пара. Однако чрезмерный нагрев питательной воды не только увеличивает капиталовло¬ жения в подогреватели, но и ухуд¬ шает использование теплоты дымо¬ вых газов котла (см. рис. 1.1): с рос¬ том температуры питательной воды будет расти температура уходящих газов котла (иначе не будут работать его экономайзер и воздухоподогре¬ ватель) и снижается его КПД. Поэтому температура питатель¬ ной воды выбирается на основе тех¬ нико-экономических расчетов с уче¬ том всего оборудования энергети¬ ческой установки. Для турбин АЭС выполнение от¬ боров пара имеет дополнительную целесообразность. Конструктивно от¬ боры пара производятся из зон тур¬ бины с повышенной концентрацией влаги. Поэтому вместе с паром отбора происходит отвод значитель¬ ного количества влаги, что повышает экономичность и надежность работы деталей турбины. Контрольные вопросы и задачи 1. Что представляет собой паротурбинный агрегат? 2. Чем отличаются паропроизводящие установки на ТЭС и АЭС? 3. Почему экономайзер и воздухоподо¬ греватель котла установлены в его выходной шахте? 4. Почему тепловой цикл электростанции выполняют замкнутым? 5. Чем отличается блочная компоновка электростанции от неблочной? 6. Назовите отличия одноконтурной АЭС от двухконтурной. Какие типы энергетиче¬ ских реакторов используются на них? 7. Что такое параметры состояния? Назовите параметры состояния для воды, сухого насыщенного и перегретого пара. 8. Что такое энтальпия? 9. В чем состоит первый закон термо¬ динамики? Как он реализуется при расши¬ рении пара в турбине? 10. Для чего используются T,s- и /і,s-диа- граммы? 11. В чем состоит второй закон термо¬ динамики? 12. Какова температура воды и пара при работе деаэратора, давление в котором 0,7 МПа? 13. Что такое критические параметры пара? 14. Что такое удельная теплота паро¬ образования? 15. Назовите параметры, определяющие состояние влажного, сухого насыщенного и перегретого пара. 16. Определите состояние пара в конце процесса расширения, располагаемый и ис¬ пользованный теплоперепады турбины, если Pq = 13 МПа, t5 = 540 °C, рк=5 кПа, Поі — = 0,85. Определите термический КПД турбо¬ установки. 17. Определите удельный расход тепла турбоустановки, если г|э = 38 %. 18. Почему промежуточный паровой пере¬ грев пара на АЭС не приводит к повышению термического КПД цикла? Повышает ли он относительный внутренний КПД турбины? 19. В чем преимущества регенеративного цикла Ренкина? 20. В паропроводе протекает пар с дав¬ лением 3,4 МПа и температурой 350 °C. Какой пар протекает по паропроводу? 21. Почему в ПТУ начальное давление пара нельзя изменять независимо от началь¬ ной температуры?
Глава вторая ПРИНЦИПИАЛЬНОЕ УСТРОЙСТВО ПАРОВОЙ ТУРОИНЫ 2.L ИСТЕЧЕНИЕ ПАРА ИЗ СОПЛ. Преобразование внутренней энер¬ гии пара в работу в турбине происхо¬ дит в соответствии с первым законом термодинамики, конкретная запись которого для быстро движущегося пара имеет специфическую форму. Рассмотрим протекание пара по каналу переменного сечения (рис. 2.1, а). Пусть для простоты выкладок в единицу времени через сечение 0—О протекает 1 кг пара, а параметры пара на входе: давление ро, темпе¬ ратура То, удельный объем и0, ско¬ рость с0. Ясно, что массовый расход пара G через любое сечение F канала будет одинаков и равен G = Fc/v = const, (2.1 ) где с — скорость пара. Соотношение (2.1) называется уравнением неразрывности. Из него сле¬ дует, что скорость пара на участке между сечениями 0—0 и /—/ c — Gv/F (2.2) будет изменяться из-за изменения площади сечения канала и удельного объема пара. Соответственно в сече¬ нии 1—1 параметры пара р\, щ, 1\ и щ. В соответствии с первым законом термодинамики теплота q, подводи¬ мая на участке канала между сече¬ ниями 0—0 и 1—1, расходуется на повышение внутренней энергии пара \u~u-2 — и совершение работы /, имеющей несколько составляющих. Прежде всего, если канал дви¬ жется, то совершается техниче¬ ская работа /т. В частности, это относится к каналам, расположен¬ ным на роторе турбины (рабочих лопаток), протекание пара в которых обеспечивает вращение ротора, т. е. получение полезной работы. Далее, поскольку скорости пара в сечениях 0—0 и 1—1 разные, произойдет изменение кинетической энергии потока на величину /к — Ѵг Ci — '/2 Со. Для того чтобы пропустить за 1 с через сечение 0—0 1 кг пара, необ¬ ходимо через сечение 1—1 удалить такое же количество пара, т. е. необходимо совершить работу, рав¬ ную работе условного поршня (рис. 2.1, б), перемещающего за 1 с 1 кг пара из сечения а — аз сечение 0—О', lo = poFQhQ = poVo, где Fq — площадь условного поршня. Соответственно пар, вытесненный из сечения 1—/, переместит другой условный поршень в сечение б — б, т. е. совершит работу l\=p\Fih\=piV\, где Fi — площадь второго условного поршня. Разность работ /п = /і — /о = = р\Ѵ\— роѴо называется работой проталкивания. Тогда суммарная работа / = /т + -h /к -h In и в соответствии с первым законом термодинамики q = U[ — Uo-hPiCi — PoCo + 'Acî — — 1 / 2С0 + /т- Рис. 2.1. К выводу уравнения первого закона термодинамики для потока газа 31
Так как h==u-\-pv, то оконча¬ тельно получаем q = hx — ho + 1 /2с 1 — 1 / 2Со + (2-3) т. е. теплота, подводимая к движу¬ щемуся потоку, расходуется на изме¬ нение его энтальпии /іі —Ао, кине¬ тической энергии и совершение ра¬ боты /т. Рассмотрим частный случай дви¬ жения пара в неподвижном канале — сопле. Если канал хорошо изоли¬ рован и не происходит выделения тепла внутри потока из-за трения, т. е. течение является изоэнтропий- ным, то р = 0. Неподвижный канал никакой работы не совершает, т. е. /т = 0. Тогда из (2.3) следует (2.4) т. е. изменение скорости пара в сопле происходит вследствие уменьшения его энтальпии. Таким образом, если на входе в сопло энтальпия ho, а за соплом р\<ро> то на выходе из сопла пар будет иметь скорость с 1 = х/сггТ”2(/?о — h\) . (2.5) Следовательно, в соплах или в сопловых каналах происходит пре¬ образование энтальпии в кинети¬ ческую энергию потока. Пример 2.1. Определить скорость пара на выходе из сопла при изоэнтропийном истечении, если параметры перед соплом ро = 12 МПа, /о = 55О°С, а давление за соплом рі=9 МПа. Скорость пара перед соплом Со= 100 м/с. Начальная энтальпия Ло = 348О Дж/г, конечная М =3386 Дж/г. Тогда G = у НЮЧ-2 (3480- !()г--3386- |()')^ — 445м/с. Физическая причина возрастания скорости при движении пара в сопле очевидна: как видно из h, s-диа¬ граммы (см. рис. 1.12), при изо- энтропийном расширении пара удельный объем увеличивается и при выполнении условия неразрывности (2.1) скорость пара должна увели¬ чиваться даже в канале постоянного сечения; тем более она будет расти, если канал выполнить суживаю¬ щимся. 32 При фиксированных параметрах пара перед соплом уменьшающейся или постоянной площади сечения при снижении давления за ним — про¬ тиводавления рі — скорость пара на выходе из сопла будет возрастать до достижения крити¬ ческого противодавления рі*. При этом на выходе из сопла возникает критическая скорость исте¬ чения и максимальный критический расход пара через сопло. Возникаю¬ щая на выходе из сопла критическая скорость с* будет совпадать со ско¬ ростью звука а*, которая, как из¬ вестно из физики, зависит только от параметров состояния: давления и удельного объема пара. Если перед соплом изменять давление р0, то критическое давле¬ ние рі* также будет изменяться, однако их отношение Е* = рі*/ро, называемое критическим отно¬ шением давлений, останется неизменным. Отношение е* зависит от состоя¬ ния пара: для сухого насыщенного пара е* = 0,577, а для перегретого е* = 0,546. Если за суживающимся соплом поддерживать давление ріСрі*, то пар, конечно, будет расширяться до этого давления. При этом на выходе из сопла (срезе) установятся дав¬ ление р(* и скорость с*. За соплом будет происходить беспорядочное расширение пара до давления р\ и Рис. 2.2. Изменение параметров пара при те¬ чении в сопле Лаваля
дополнительного ускорения потока происходить не будет. Таким обра¬ зом, если использовать суживаю¬ щееся сопло, то для ускорения по¬ тока используется только разность энтальпий ho — h*, где /г* — энталь¬ пия, соответствующая критическим параметрам. Для того чтобы ускорить поток до скорости —<з*, необходимо канал выполнить в виде сопла Лаваля: вслед за критическим сечением — горлом (см. рис. 2.2) — расположить расширяющуюся часть. В таком сопле можно полез¬ но использовать на разгон пара всю разность энтальпий ho — hi. 2.2. Турбинные решетки Конструкция турбины, имеющей вращающийся ротор, предопределяет использование в качестве каналов для течения пара кольцевых реше¬ ток. Это система каналов, образо¬ ванных одинаковыми профилями специальной формы (рис. 2.3). Фор¬ му каналов можно увидеть из цилин¬ дрических сечений решетки (напри¬ мер, по диаметру d на рис. 2.3) и последующей их развертки на плоскости. Соответствующим выбо¬ ром формы профилей (рис. 2.4) и их расположением в решетке можно создать каналы с требуемым законом изменения площади сечения. На¬ пример, решетка, показанная на рис. 2.4, а, имеет сильно суживаю- Рис. 2.3. Кольцевая турбинная решетка (изо¬ бражен только сектор решетки) 2 А. Д. Трухний щиеся каналы (от ширины а\ на вхо¬ де до ширины а\ на выходе) и исполь¬ зуется для ускорения потока до скоростей, меньших скорости звука. Наоборот, решетка, приведенная на рис. 2.4, в, для которой а'О амнн и ас> аМІІн, служит для получения сверхзвуковых скоростей. На рис. 2.4, б показана решетка почти по¬ стоянного сечения (aï — cii), в кото¬ рой ускорения потока практически не происходит. На профиле различают вход¬ ную и выходную кромки, спинку (выпуклую часть) и сто¬ рону давления (вогнутую часть). Выходная часть решетки qpr (см. рис. 2.4, а) называется косым срезом. Если в сечении pq уста¬ навливаются критические парамет¬ ры, то косой срез играет роль расши¬ ряющейся части сопла Лаваля и по¬ этому в суживающейся решетке можно получить небольшие сверх¬ звуковые скорости потока. Кроме формы профиля и угла установки ау (или 0У), показанных на рис. 2.4, кольцевая решетка характеризуется высотой I (см. рис. 2.3) передним диаметром d = {/2(dn + dK)t хордой Ь, ша¬ гом t. Важное значение _имеют отно¬ сительный шаг t==t/b_, отно¬ сительная высота 1=1/Ь и веерность l/d. Течение пара в кольцевых решет¬ ках подчиняется законам, рассмот¬ ренным в § 2.1. В частности, если пар расширяется изоэнтропийно в неподвижной решетке от состоя¬ ния А (рис. 2.5) до состояния В, то скорость пара на выходе из решетки равна / = 'Ѵго + 2(^о—^и) , (2.6) где Со — скорость пара на входе в решетку; hn — энтальпия пара в конце процесса изоэнтропийного расширения. В действительности за счет сил трения между частицами пара и пара о поверхность профилей часть кинетической энергии превращается 33
Рис. 2.4. Развертки профилей турбинных решеток: а, б — с каналами соответственно сильно и слабо уменьшающегося сечения; в — с каналами типа сопл Лаваля 5 Рис. 2.5. Про¬ цесс расшире¬ ния пара в сопле в h, s-диаграм¬ ме в теплоту и процесс расширения сопровождается возрастанием энтро¬ пии. В результате на выходе из решетки пар будет иметь энтальпию h\>h\t (рис. 2.5). Действительная скорость пара на выходе из решетки равна Сі = д/сТ+2 (/г0 —/г у. (2.7) Величину a//=72c7-\m=/ii-/iu называют условно абсолютной потерей энергии в решетке. Обычно эффективность решетки оценивают не по абсолютной потере энергии, а по коэффициенту 34 потерь энергии ^дя/(72с7) = 1-(й/б’и)2. (2-8) Отношение (р — С]/сц называют коэффициентом скорости. Таким образом, £=1~Ф2. (2.9) Важной характеристикой решет¬ ки является коэффициент рас¬ хода ц. Если бы течение в решетке было изоэтропийным, то через нее протекал бы теоретический расход G\t = C\tF/ѵи, где v\t — удельный объем пара в конце изоэнтропий- ного расширения. В реальных усло¬ виях расход G оказывается меньше теоретического; величина ц = G/G\/ называется коэффициентом расхода. Для турбинных решеток, работающих на перегретом паре, ц = 0,934-0,98, а на влажном ц = = 0,944-1,04. 2.3. ПРЕОБРАЗОВАНИЕ ЭНЕРГИИ В ТУРБИННОЙ СТУПЕНИ Турбинной ступенью называется совокупность неподвижной (сопло¬ вой) и вращающейся (рабочей) ре¬ шеток. В ступени происходит пре¬ образование части общего тепло¬ перепада турбины HI в работу. На-
Рис. 2.6. Схематическое изображение тур¬ бинной ступени: I — диафрагменное уплотнение; 2 — диафрагма; 3 — сопловая решетка; 4 — корпус турбины; 5 — налбанлажное уплотнение; 6 — ленточный бандаж; 7 — рабочая решетка; 8 — диск; 9 — вал 5 Рис. 2.8. Процесс расширения пара в ступени в Л, s-диаграмме значение сопловой решетки — пре¬ образовать с минимальными поте¬ рями внутреннюю энергию потока в кинетическую энергию кольце¬ вых струй пара (напомним, что при протекании пара через непо¬ движную решетку работа не совер¬ шается). Назначение рабочей решет¬ ки — преобразовать кинетическую энергию (и частично внутреннюю) в работу. Ступень турбины схематически показана на рис. 2.6. Сопловая решетка установлена в диафраг¬ ме, представляющей собой разъем¬ ное по горизонтальному диаметру кольцо. Между вращающимся валом и неподвижной диафрагмой установ¬ лено уплотнение, допускающее лишь очень малую про¬ течку пара мимо сопло¬ вой решетки. Рабочие лопатки, профили кото¬ рых образуют рабочую решетку, закреплены на Рис. 2.7. Распределение давле¬ ния по профилю лопатки: a — распределение давлений; б “ окружные проекции давлений на вогнутую и выпуклую лопатки диске. На периферии рабочих лопаток имеется ленточный бан¬ даже надбандажным уплотнением, препятствующим протечке пара мимо рабочей решетки. Качественно преобразование энергии в турбинной ступени можно объяснить следующим образом. Пар в сопловой решетке расширяется от параметров ро, Ло до параметров pi, h\, в результате чего из сопло¬ вых каналов под малым углом к плоскости выходных кромок выходит кольцевая струя пара большой ско¬ рости. Эта струя обтекает профили рабочей решетки, образуя на их по¬ верхностях распределение давления, показанное на рис. 2.7, а. Резуль¬ тирующая окружных проекций дав¬ ления (рис. 2.7, б) на вогнутой 35
стороне профиля больше, чем на спинке, в результате чего возникает окружная сила вращающая диск, закрепленный на валу. Дополнительная реактивная сила может возникать за счет расшире¬ ния пара в каналах рабочей решетки при выполнении их суживающимися. (Процесс расширения пара в /г, s- диаграмме показан на рис. 2.8. Состояние пара перед ступенью ха¬ рактеризуется точкой О со стати¬ ческими параметрами р0, ^о, h0 и скоростью Со. Можно считать, что скорость Со получена в результате изоэнтропийного расшир.ения от не¬ которой точки О, энтальпия в которой ho = ho + co/2, а скорость равна нулю. Иными словами, точка О изображает состояние заторможенного потока пара перед ступенью, а параметры ро, to и ho в ней называются пара¬ метрами торможения. Для их получения необходимо на /г, s- диаграмме от точки О отложить вверх по изоэнтропе значение кине¬ тической энергии Со/2 и получить точку О. Величина Но, подсчитанная от статических параметров, называется располагаем ьгм теплопер е- п а д о м ступени, а величина Но — располагаемым теплоперепа- дом, подсчитанным от параметров торможения. ^Величина теплоперепада Нос — — ho — h\t называется распола¬ гаемым теплоперепадом сопловой решетки. Как мы уже знаем, реальный процесс расширения в сопловой решетке пойдет не по изоэнтропе О—1 до давления а с отклоне¬ нием от нее и закончится в точке А с энтальпией hn. В результате возникнет потеря энергии в сопловой -решетке &Hc = hi-hit=(\~q2) сЪ/2, (2-10) а пар выйдет со скоростью Сі = Фй/, (2.11) где ф — коэффициент скорости, а 36 1,00 0,98 0,96 0,9*1 0,92 Рис. 2.9. Коэффициенты скорости для кольце¬ вых турбинных решеток в зависимости от І/Ь, угла Др (или а]) и Ѳ = d/1 (Ѳ> ІО — сплошные, Ѳ< ІО— штриховые линии) подсчитывается по соотношению (2.6). Коэффициент скорости ф в пра¬ вильно спрофилированной решетке зависит (рис. 2.9, а) ^основном от относительной высоты /, угла выхода потока щ из решетки (см. рис. 2.4) и режима работы. Обычно ф = = 0,94 4-0,97. Разность энтальпий (см. рис. 2.8) HoP = hi—h%t (2.12) называется располагаемым теплоперепадом рабочей решетки. Благодаря ему дополни¬ тельно ускоряется поток пара в ка¬ налах рабочей решетки. Если из сопловой решетки пар выходит со скоростью то на рабочую решетку он поступает со скоростью Ші, равной разности векторов щ и и, где и — окружная скорость рабочих лопаток (подробнее см. § 2.6). Теоретическая
скорость выхода пара из рабочих каналов относительно вращающихся рабочих лопаток равна &у2 t = î 4" 2Ho p. (2.13) При расширении пара в рабочей решетке также'возникают потери энергии, подсчитываемые анало¬ гично потерям в соплах: Д Яр = /г2 — h3l= (1 — ф2)^і//2, (2-14) где ф — коэффициент скорости для рабочей решетки, зависящий (рис. 2.9, б) от относительной высоты решетки и угла поворота потока пара в ней А р = 180°—(0! 4-р2) (см. рис. 2.4, б). Обычно ф = 0,90 Ч-0,94. Действительная скорость выхода пара равна в ш2 = фш2/. (2.15) Пар покидает ступень со ско¬ ростью с2, равной сумме векторов w? и и. Кинетическая энергия потока, равная A/7B.c-d/2, (2.16) не может быть использована в рас¬ сматриваемой ступени, и потому она условно называется потерей с выходной скоростью. Отло¬ жив вдоль изобары отрезок ВС (см. рис. 2.8) с учетом энтальпии в точке С hc = ft2 4” А//в с, получим отрезок /Ст, представляющий полезную работу ступени, отнесен¬ ную к I кг протекающего пара. 2.4. СТЕПЕНЬ РЕАКТИВНОСТИ СТУПЕНИ В общем случае располагаемый теплоперепад ступени Яо распреде¬ ляется между сопловой и рабочей решетками (рис. 2.10, а): Я0^Я0с4-Я0р. (2.17) Отношение располагаемого теп¬ лоперепада рабочей решетки к тепло¬ перепаду ступени, подсчитанному от параметров торможения, называется Рис. 2.10. Изоэнтропийные процессы расши¬ рения пара в ступенях с различной степенью реактивности степенью реактивности ступени: Р = Нор///о. (2.18) Такое название связано с тем, что при р> 0 в рабочей решетке происходит расширение пара и воз¬ никает дополнительная реактивная сила, вращающая рабочий диск. При р = 0 ступень называется чисто активной. В ней расши¬ рение пара происходит только в соп¬ ловой решетке (см. рис. 2.10, б), а передача кинетической энергии ра¬ бочим лопаткам происходит только благодаря повороту струй пара в ка¬ налах рабочей решетки. Ускорения потока в рабочей решетке не происхо¬ дит, и скорости пара на входе и на выходе одинаковы. Поэтому ка¬ налы рабочей решетки активной сту¬ пени имеют постоянное проходное сечение. Активными ступенями называют¬ ся ступени с небольшой степенью реактивности (р = 0-?0,25). Ступень, в которой степень реак¬ тивности близка к р = 0,5 и более, называется реактивной. В ней (рис. 2.10, в) происходит расшире¬ ние пара и в сопловой, и в рабочей решетке примерно в равной степени. Возникающее на рабочих лопатках окружное усилие определяется не только «активными» струями пара, выходящими из сопловой решетки, но и реактивной силой ускоряю¬ щегося в рабочей решетке пара. Разделение ступеней на активные и реактивные условно и справедливо только для ступеней с малой веер- 37
ностью l/d, т. e. для ступеней с корот¬ кими по сравнению с диаметром ре¬ шетки лопатками. При //d<10 (см. § 2.10) параметры пара изменяются по высоте и в корневом сечении степень реакции может быть близка к нулю, а в периферийном дости¬ гать 0,7 и выше. Таким образом, в общем случае правильнее говорить не о степени реактивности ступени, а о степени реактивности участка ступени, относящегося к какому-' либо радиусу. 2.5. ТРЕУГОЛЬНИКИ СКОРОСТЕЙ Наглядное представление о ре¬ жиме работы ступени и ее эконо¬ мичности дают диаграммы векторов скоростей потока пара, называемые треугольниками скоростей. На рис. 2.11, а справа схемати¬ чески показано, как за счет расши¬ рения пара уменьшается его давле¬ ние в сопловой решетке от р0 до р\. При этом если на входе в решетку скорость пара с0 была мала, то на выходе она существенно возрастает до значения С| и направлена под углом ai, определяемым соотноше¬ нием sin ai ^а\Ц\. (2.19) Скорость выхода пара из сопло¬ вой решетки наглядно изображается вектором Ci. Однако на профили движущейся решетки пар будет по¬ ступать не под углом аь а под другим углом, так как решетка вращается с окружной скоростью, изображае¬ мой вектором и, величина которого равна u = cùd/2, (2.20) где со — угловая скорость вращения; d— диаметр ступени. В результате пар натекает на рабочие лопатки под углом Рі с относительной ско¬ ростью йц, равной разности векто¬ ров С] и й. Профили рабочих лопаток должны быть выбраны и установлены так, чтобы обеспечить безударный вход пара на рабочую решетку. В этом случае в ней не будет больших потерь. Рис. 2.11. Треугольники скоростей для ступени: а — векторы скоростей потока; б — треугольники скоростей. 38
Построенные таким образом век¬ торы образуют треугольник, часто называемый входным тре¬ угольником скоростей. Пар, поступив в каналы рабочей решетки, взаимодействует с ее про¬ филями, создавая окружную силу Ru, вращающую диск. Покидает пар ра¬ бочую решетку с относительной ско¬ ростью W2, значение которой под¬ считывается по соотношению (2.15), а угол выхода в относительном движении определяется по формуле sin $2&а2/І2, (2.21) где а2 — ширина канала рабочей решетки на выходе. Абсолютная скорость выхода па¬ ра с-2 представляет собой сумму векторов W2 и й. Она будет состав¬ лять угол а2 с плоскостью вра¬ щения. Полученный треугольник век¬ торов скоростей называют выход¬ ным треугольником скоро¬ стей. Входной и выходной треугольники скоростей обычно совмещают (см. рис. 2.11,6) и кратко называют тре¬ угольниками скоростей. Они позво¬ ляют лучше понять, каким образом в ступени внутренняя энергия пара превращается в работу. Напомним, что при протекании пара через сопловую решетку техническая ра¬ бота не производится, так как ре¬ шетка неподвижно закреплена в диафрагме, но зато пар разгоняется от скорости Со до скорости С]. В ра¬ бочей решетке скорость потока уменьшается от значения сі до зна¬ чения с2 и именно поэтому на рабо¬ чих лопатках возникает движущее окружное усилие и совершается работа. Подсчитать возникающую окружную силу можно с помощью, известной из физики теоремы импуль¬ сов, утверждающей, что изменение в окружном направлении количества движения пара за 1 с G (ну] cos -|- 4-ùy2cosp2) равно импульсу окруж¬ ной силы, т. е. Ru = G (w\ cos Pi 4- W2 cos p2). (2.22) Из рис. 2.11,6 следует, что чем меньше углы Рі и р2, тем большая сила Ru возникает на лопатках. Однако большее значение Ru вовсе не означает большую эффективность преобразования внутренней энергии пара в работу. Действительно, представим себе чисто активную ступень, в которой площадь рабочих каналов постоянна. Тогда по уравнению неразрывности (см. рис. 2.4, 6) W\t sin Pi = w2t sin p2 и, следовательно, ^і=оу2; Pi=p2. Пусть треугольники скоростей для такой ступени представлены на р.ис. 2.12, а сплошными линиями. Если уменьшить теплоперепад сту¬ пени, оставив неизменным угол ai и окружную скорость и (т. е. частоту вращения), то треугольники скоро¬ стей изменятся (штриховые линии). Нетрудно видеть, что при этом окружное усилие Ru уменьшится, но экономичность ступени возрастет, так как уменьшится потеря с выход¬ ной скоростью Д/7ВС из-за умень¬ шения скорости с2. При дальнейшем уменьшении теплоперепада скорость с2 будет уменьшаться и, наконец, примет минимальное значение при а2 = 90°. В этом случае треуголь¬ ники скоростей будут оптимальными и приобретут вид, показанный на рис. 2.12, 6. Очевидно, в этом случае 2и = С\ cosai. Так как угол ai обычно мал (ai = = 124-16°), то для обеспечения максимальной экономичности на но¬ минальном режиме работы ступень должна быть спроектирована так, Рис. 2.12. Неоптимальные (а) и оптималь¬ ные (б) треугольники скоростей 39
чтобы окружная скорость рабочих лопаток была примерно вдвое мень¬ ше скорости выхода пара из сопл. В практических расчетах удобнее в качестве характеристики оптималь¬ ности ступени использовать не отно¬ шение и/С\, а близкое к нему отно¬ шение Хф = и/Сф} где Сф — фиктивная (условная) скорость, определяемая из соотношения Сф = УЖ. (2.23) Для реальных активных ступеней оптимальное значение определяется соотношением 4"т =<pcosal/(2\l—р)(2.24) и лежит в пределах 0,42—0,55. Для реактивных ступеней Хфпт = 0,55ч- 0,65. Существование для ступени опти¬ мального отношения %ф, как мы увидим ниже, имеет глубокий смысл и очень сильно влияет на конструк¬ цию всей турбины. Пример 2.2. Определить основные раз¬ меры проточной части промежуточной ступени турбины и построить для нее треугольники скоростей по следующим исходным данным: начальные параметры ро = 4 МПа, to = 410 °C, />2 = 3,37 МПа, со = 4О м/с; расход пара через ступень G = 100 кг/с; частота вращения п = = 50 с’1. Строя изоэнтропийный процесс расшире¬ ния пара в ступени в й, s-диаграмме (рис. 2.13, а), получаем /іо = 3238 кДж/кг, hit — = 3188,6 кДж/кг и, следовательно, распола¬ гаемый теплоперепад Но —ho— /і2г = 49,4 кДж/кг. Определяя кинетическую энергию на входе в ступень со/2=1,25 кДж/кг и откла¬ дывая ее вверх от точки с параметрами ро, /о, получаем параметры торможения: 7г0 = = 3239,5 кДж/кг, р0 —4,02 МПа; располагае¬ мый теплоперепад ступени, -Подсчитанный по параметрам торможения, //0 = 49,1 + 1,25 — = 50,65 _Дж/г. Тогда фиктивная скорость Сф = ^2770 = ^/2 *50 650 = 318,3 м/с. Определим из соотношения (2.24) опти¬ мальное отношение хф, задавшись следующи¬ ми значениями: степень реакции р = 0,05; угол выхода потока из сопловой решетки аі = 13°; коэффициент скорости <р = 0,95, тогда хфпт = = 0,95 cos 13°/(2Л/Т^0Д5)= 0,475 и, следо¬ вательно, окружная скорость вращающейся решетки для обеспечения максимального КПД должна быть « = х£птсф = 0,475-318,3 = = 151,1 м/с. Поскольку частота вращения задана, диаметр ступени должен быть равен d = u/(n п) = 151,1/(3,14-50) =0,962 м. Рис. 2.13. Треугольники скоростей для сту¬ пени, рассчитанной в примере 2.2 Построим входной треугольник скоростей. Располагаемый теплоперепад сопловой ре¬ шетки #ос = (1 — р) //о = (1 —0,65) -50,65 = = 48,12 Дж/г, и тогда теоретическая ско¬ рость выхода пара из сопловой решетки сн = -ѵ/2/70/=л/2-48 120 = 310,2 м/с, а фак¬ тическая Ci =ф Си = 0,95-310,2 = 297,8 м/с. Строя под углом аі = 13° в некотором масштабе вектор Сі (см. рис. 2.13,6), при¬ страиваем к нему вектор окружной скорости и и получаем вектор w\ скорости входа пара на рабочие лопатки в относительном движении. Путем непосредственного замера получаем w} = 152 м/с; £6=25,7°. Откладывая от параметров торможения вниз по изоэнтропе теплоперепад Ное, опре¬ деляем давление за сопловой решеткой р\ = = 3,4 МПа и теоретический удельный объем пара i>u = 0,0854 м3/кг. Используя уравнение неразрывности для выходного сечения сопловой решетки F\щсі t — = Gv\t, определим ее выходную площадь: FI = Gyu/(p1C|f) = 100-0,0854/(0,97-310,2) = = 0,0284 м2, где ц1==0,97—принятый по оценке коэффи¬ циент расхода. Тогда высота сопловой решетки равна /і = Fi/(nd sin ai) =0,0284/(3,14X Х0,962 sin 13°) =0,0418 м. 40
Перейдем к построению выходного тре¬ угольника. Теплоперепад рабочей решетки со¬ ставляет НоР = р Но = 0,05-50,65 = 2,53 Дж/г, и, следовательно, теоретическая скорость пара на выходе из нее в относительном движении равна = 2//Ор = 1522-|- 2- 2530= ■ = 167,8 м/с. Действительная скорость w2 = if ^’2/ = = 0,93-167,8=156 м/с, где коэффициент скорости ф = 0,93 принят по оценке. Выходная площадь рабочей решетки полѵчается из уравнения неразрывности: F2~ Gv2t/(u.2w2t) = 100-0,0848/(0,93-167,8) = = 0,0574 м\ где v2t = 0,0848 м3/кг — удель¬ ный объем за рабочей решеткой при изоэнтро- пийном процессе расширения; ц2 = 0,93— коэффициент расхода для рабочей решетки. Выходная площадь F2 обеспечивается при вполне определенном значении угла р2, для которого sin аѴг) =0,0574/ (3,14-0,962-0,0488) =0,424, где /2 — высота рабочей решетки, принятая для безударного входа потока на 3 мм больше высоты сопло¬ вой решетки. Таким образом, полѵчаем р2 = = 25,1°. Зная w2 и р2, строим вектор w2, при¬ страиваем к нему вектор и и получаем (см. рис. 2.13,6) выходной треугольник, для которого с2 = 60 м/с, <х2 = 97°. Принятые по оценке коэффициенты скорости ср и ф могут быть уточнены с по¬ мощью рис. 2.9 после выбора из соображе¬ ний прочности размеров хорд профилей Ь\ и Ь2 и определения относительных величин /і, 12 и А р. 2.6. ОТНОСИТЕЛЬНЫЙ ЛОПАТОЧНЫЙ КПД ТУРБИННОЙ СТУПЕНИ Относительный лопаточный КПД представляет собой отношение полез¬ ной работы, развиваемой ступенью, к располагаемой энергии ступени: По.л = /ст/£о- (2.25) Полезная работа ступени (см. рис. 2.8) определяется соотношением /ст — Но — \НС — &НР — &Нв с- (2.26) Располагаемая энергия — это энергия, которая может быть пре¬ образована в данной ступени в ра¬ боту. Если ступень расположена в турбине так, что ее выходная ско¬ рость не может быть использована (например, в последней ступени), то Eo = Hq. Если же с самого начала допускается, что выходная скорость С2 будет использована в следующей ступени, то располагаемая энергия рассматриваемой ступени будет меньше: Ео = Н0—С2/2. Таким образом, для ступени, за которой используется выходная ско¬ рость, Но.л= (Но — àHç — — &НВ.С)/ (Но-с22/2), (2.27) а для ступени, за которой выходная скорость не используется, По л = (//о —АЯс —АЯр —ЛЯв:с)/7/о- (2.28) Если ввести относительные потери в ступени Но.л=1-^с-ёР-ёв.с (2.29) Таким образом, относительный лопаточный КПД характеризует ка¬ чество решеток ступени и потерю с выходной скоростью. Наибольшее влияние на относи¬ тельный лопаточный КПД оказывает отношение хф = и/сф. Если потери в сопловой и рабочей решетках сравнительно слабо зависят от хф (рис. 2.14), то потери с выходной скоростью определяют параболиче¬ ское протекание кривой т|о.л(хф) с максимумом при хф = хфпт [см. соотношение (2.24) ]. Таким образом, имеется некоторое оптимальное со¬ отношение скоростей и/с$, при ко¬ тором По.л максимален. Поскольку 0 У VcOS&1 Рис. 2.14. Зависимость потерь и КПД цо л от отношения скоростей хф при постоянных Ф и ф для чисто активной ступени 41
окружная скорость и ограничена прочностью вращающихся деталей (дисков, лопаток), ограниченной оказывается и Сф, т. е. теплоперепад Но = Сф/2, срабатываемый в одной ступени. Именно поэтому конструк¬ ция турбины выполняется много¬ ступенчатой (подробнее см. гл. 3). Пример 2.3. Определить относительный лопаточный КПД ступени, рассмотренной в примере 2.2. Так как рассматриваемая ступень про¬ межуточная и выходная скорость с-2 может быть использована в последующей сту¬ пени, то Ео = /7о-4/2 = 5О 650-6072 = = 48 850 Дж/кг = 48,85 кДж/кг. Потери энергии в решетках Д//с—П — -ф2)7.(/2= (1 -0,962) .310,272 = 3,77 кДж/кг; АДр= П-фД і^/2= 167,872(1 -0,932) X X 167,82 = 1,9 кДж/кг. Потеря с выходной скоростью с = = 4/2 = 6072=1,8 кДж/кг. Полезная работа ступени /ст = 50,65 — 3,77- 1,9- 1,8 = 43,18 кДж/кг. Следовательно, = 43,18/48,85 = 0,884. 2.7. ОТНОСИТЕЛЬНЫЙ ВНУТРЕННИЙ КПД СТУПЕНИ Кроме потерь в решетках и с выходной скоростью в ступени имеются потери с протечками пара и на трение. Потери с протечками связаны с тем, что часть пара протекает через зазоры ступени и полезной работы не совершает. Это относится к пару G]y (рис. 2.15), протекающему через диафраг¬ менное уплотнение и поступающему либо через так называемые раз'гру- Рис. 2.15. Схема про¬ течек в тур¬ бинной сту¬ пени зочные отверстия в диске (для раз¬ грузки упорного подшипника от осе¬ вого усилия — см. § 3.6) к диа¬ фрагме следующей ступени, либо в корневое сечение рабочей лопатки. В последнем случае этот пар не только не совершает полезной ра¬ боты, так как он не имеет соответ¬ ствующей скорости, но и «портит» основной поток пара, идущего из сопловой решетки. Поэтому в корневом сечении ступени выполняют такую степень реактивности и разгрузочные отвер¬ стия делают такого размера, которые исключили бы подсос пара в проточ¬ ную часть из зазора между диа¬ фрагмой и диском. Но в этом случае возникает протечка G2y в обвод ра¬ бочей решетки. Часть пара бзу проходит над бандажом рабочих лопаток, также не совершая работы. Для уменьшения протечек между вращающимися и неподвижными элементами устанавливают лаби¬ ринтовое уплотнение, схема которого показана на рис. 2.16. Уплотнение создается тонкими коль¬ цевыми гребешками, установленны¬ ми с малым зазором ôi, и камерами, расположенными между гребнями. Пар, проходя между гребешком и валом, приобретает кинетическую энергию, которая затем гасится в расширительной камере. В резуль- Е2Ѵ Длина улл о мнения Рис. 2.16. Лабиринтовое уплотнение: / — сегмент уплотнения; 2 — гребешки: 3 — уча¬ сток вала; 4 — расширительная камера 42
тате по мере движения пара через уплотнение его давление уменьша¬ ется от ріу перед ним до р2у за ним. Расход пара через уплотнение опре¬ деляется давлением перед последним гребешком, которое тем меньше, чем больше гидравличёское сопро¬ тивление предшествующих гребней. Протечка пара через диафраг¬ менное уплотнение определяется со¬ отношением G] у = Цу/7ykyG/ (ці Fід/z), (2.30) где G — расход пара через ступень; г — число гребешков; ці и Fi — соответственно коэффициент расхода и площадь выхода сопловой ре¬ шетки; Fy — площадь для прохода пара под последним гребешком; Ру — коэффициент расхода (рис. 2.17), зависящий от формы и разме¬ ров гребешка и зазора под ним; ky — поправочный коэффициент, за¬ висящий от конструкции уплотнения. Для ступенчатого уплотне¬ ния (см. рис. 2.16), в камерах которого происходит полное гашение скорости, ky= 1. Однако ступенчатые уплотнения не могут применяться корпус Рис. 2.18. Схема прямоточного уплотнения (а) и график для определения поправоч¬ ного коэффициента kv (б) Рис. 2.17. Коэффициент расхода для за¬ зоров с гребнями различной формы там, где в процессе эксплуатации могут быть большие относительные смещения ротора и статора и могут возникать осевые задевания. Тогда используют прямоточные уп¬ лотнения (рис. 2.18, а), в камерах которых не происходит полного гаше¬ ния скорости и протечка больше (ky> 1), чем в ступенчатых уплот¬ нениях. График для определения ky приведен на рис. 2.18, б. Из соотношения (2.30) видно, что протечка через диафрагменное уплотнение обратно пропорциональ¬ на корню квадратному из числа уплотняющих гребешков и прямо пропорциональна площади для про¬ хода пара /7у = л£>у0і, где Dy — диаметр уплотнения. Уменьшение зазора ôi в уплотне¬ нии ограничивается возможностью задеваний ротора о статор и возник¬ новения тяжелой аварии (см. гл. 11). Как правило, выбирают Ô] =/Эу/ 43
Рис. 2.19. Схема уплотнения ступени: / — сопловая решетка; 2 — корпус турбины; 3 — рабочая лопатка; 4 — диск 1 000 = 0,34-0,6 мм. Диаметр уплот¬ нения Dy также стараются умень¬ шить, однако его минимальное зна¬ чение ограничивается вибрацион¬ ными характеристиками валопровода (см. гл. 10). Уменьшение диаметра вала также приводит к возрастанию осевой силы, действующей на диск из-за разности давлений рх — р2. Для уменьшения протечки G2y (см. рис. 2.15) часто выполняют корневое уплотнение (рис. 2.19) с малым зазором ô>. Протечка пара поверх бандажа определяется соотношением 11.//. /'б G3y = —=- X X д/р+ 1,Ц. (2.31) После вычисления суммарной протечки Gy, не участвующей в производстве работы, потеря от протечки определится соотношением \Hy=GyEQ/G, (2.32) а относительная величина потери от протечек gy = Atfy/E0 = Gy/G. (2.33) Пример 2.4. Определить потери от про¬ течек для ступени, рассмотренной в примере 2.2, если средний диаметр диафрагменного уплотнения (рис. 2.20) £)у—0,5 м, зазор ôi = 44 Рис. 2.20. Диафрагменное уплотнение (к при¬ меру 2.4) = 0,6 мм, исходная форма — гребень с острыми кромками. Площадь зазора для прохода пара Л =nDyôi =3,14.0.5.0.6- ІО”3 = 0,94-ІО”3 м2. По отношению 0/А = 0.6/0,3 = 2 с по¬ мощью кривой 7 на рис. 2.17 находим коэффи¬ циент расхода цѵ = 0,69. Из соотношения (2.30) при числе гребешков г = 7 имеем = 0,69.0294. 10-Х 1 іоо= 0j89 кг/с 0,97 • 0,0284у/ 7 Если надбандажное уплотнение выпол¬ нить так, как показано на рис. 2.19, и при¬ нять типичные значения 02 = 1,5 мм; z = 2, то по соотношению (2.31) получаем 1 0,69 2 0,474 • 10-3 • 100 28,4 • Ю~3 X Д/0,05+ 1,8 °’°448 = 0,3 кг/с , где площадь зазора = я (d+/2) 02 = 3,14(0,962+ 0,0448)- 1.5Х X Ю ”3 = 0,00474 м2. Суммарная протечка бу = б|Ѵ + бзу = = 0,89 + 0,3=1,19 кг/с. Относительная потеря от протечек gy = Gy/6 = l,19/100 = 0,012. Пример 2.5. Определить изменение потери от протечки при разработке диафрагменного уплотнения, рассмотренного в примере 2.4, до зазора ôi = 1 мм при изменении формы гребешков до полукруглой (поз. 5 на рис. 2.17). Протечка через уплотнение изменится пропорционально изменению зазора и коэффи¬ циенту расхода. Для изношенного уплотнения ô/A = 3.33; из рис. 2.17 (экстраполяция кривой 5) получим + = 0,92. Тогда про¬ течка через разработанное уплотнение
G'iy=G JVI Mi = 0.89 °'92 ’ 0,69 X^g- = 1,98 кг/с. Суммарная протечка GÇ= 1,98 + 0,3== = 2,28 кг/с; потеря от протечек £Ç = 2.28/ 100 = 0,023, т. е. увеличилась почти в 2 раза. Потери на трение диска вызы¬ ваются силами трения между вра¬ щающимся диском и паром. Они тем выше, чем больше окружная скорость ид диска, его диаметр и плотность среды, в которой вра¬ щается диск. Мощность, затрачи¬ ваемая на преодоление сил трения, определяется по формуле, Вт: Ро,^О Рис. 2.21. Треугольники скоростей для паро¬ вой и водяной фаз влажного пара (2.34) Принимая +р = 0,6-10 3 и полагая іп = = 0,0854 м3/кг, подсчитаем по формуле (2.34) мощность, затрачиваемую на преодоление трения: AjDTp = 0,6 - ІО 3 -1443 • 0,9172/(2 - 0,0854) = = 8,82 кВт. где /?Тр = 0,6* ІО-3; ид = (огід/2 — окружная скорость, м/с; — диа¬ метр диска, м; üi — удельный объем, м3/кг. Потеря на трение определяется по формуле А/7тр = ДЛр/О, (2.35) а относительная величина потери на трение равна gTp = Д//тр/Е0. (2.36) Если из работы лопаток ступени вычесть потери от протечек и трения, то получится внутренняя ра¬ бота ступени, развиваемая на валу турбины: /Вн = 4т — А#у— Отношение внутренней работы ступени к ее располагаемой энергии называется относительным внутрен¬ ним КПД ступени: Но/— 4н/Eq. (2.37) Таким образом, По / = Но. л — £у — £тр. Пример 2.6. Определить относительный внутренний КПД ступени, рассмотренной в примерах 2.2—2.5. Диаметр диска Дд = Д — /2 = 0,962 — -0,0448 = 0,917 м. Окружная скорость на периферии диска ид = л <+п = 3,14-0,917-50= 144 м/с. Потеря от трения Д//тр = ДРтр/б = 8,82/ 100 = 0,0882 кДж/кг; gTp = 0,0882/48,85 = = 0,0018. Следовательно, іІ01 = 0,884-0,012-0,0018 = 0,8702. В ступенях турбин АЭС и в последних ступенях турбин ТЭС про¬ текает влажный пар, что приводит к потерям от влажности и дополнительному снижению относи¬ тельного внутреннего КПД. Капли влаги, особенно крупные, протекают через ступень по своим траекториям, отличным от течения пара. В част¬ ности, они вызывают тормозящий эффект, объясняемый с помощью рис. 2.21. Капли влаги, протекая через сопловую решетку, не успевают разогнаться до скорости пара, при¬ обретают скорость С] в <С С] ив резуль¬ тате входят в рабочую решетку со скоростью Шів, направленной на¬ встречу окружной скорости движе¬ ния диска и. Имеющиеся исследования влия¬ ния влажности на относительный внутренний КПД показывают, что каждый дополнительный процент влажности снижает г]0І на 0,5—1 %, и в первом приближении его можно 45
определить по соотношению Под лог (1—z/cpû), (2.38) где z/cp — средняя влажность в сту¬ пени; —КПД с учетом влаж¬ ности; 1,0. 2.8. ДВУХВЕНЕЧНЫЕ ТУРБИННЫЕ СТУПЕНИ Общий теплоперепад турбины определяется начальными и конеч¬ ными параметрами пара. Выше мы видели, что оптимальное отношение %фпт позволяет эффективно сработать в одной ступени вполне определен¬ ный теплоперепад. Поэтому чем он больше, тем меньшее число ступеней будет в турбине и тем она будет дешевле. Для увеличения теплопере¬ пада’ ступени можно несколько уменьшить %фпт, однако при этом выходная скорость с2 возрастет и, если она не может быть исполь¬ зована в последующей ступени, то потери увеличатся. Можно, однако, выполнить высокоэкономичную сту¬ пень, которая срабатывает большой теплоперепад. Ступень, в которой расширение пара происходит в основном в со¬ пловой решетке, а использование кинетической энергии пара — в двух рядах (венцах) рабочих лопаток, называется двухвенечной. Конструкция двухвенечной сту¬ пени показана на рис. 2.22, а, а ее треугольники скоростей — на рис. 2.22, б. Пар, расширившись в сопло¬ вой решетке и пройдя первый ряд рабочих лопаток, выходит под малым углом ос2 со скоростью С2 навстречу вращению. Поэтому за первым рядом рабочих лопаток устанавли¬ вают незращающий.ся пово¬ ротный аппарат, в котором расширения пара почти не происхо¬ дит, но который поворачивает поток И ПОД уГЛОМ CZ] СО СКОрОСТЬЮ С\ (а в относительном движении — под углом рі) направляет его на второй ряд рабочих лопаток. В результате пар покидает ступень с достаточно 46 Рис. 2.22. Двухвенечная ступень: а — проточная часть и профили лопаток: б — треугольники скоростей малой скоростью сЪ под углом ^90°. Для определения условий, при которых ос2 = 90°, рассмотрим чисто активную ступень, предположив от¬ сутствие потерь в решетках. Для такой ступени должно быть: = и/2 = ші; осі=а2; р2 = ₽2; ш2 = ш{. Как видно из рис. 2.23, для осевого выхода потока из ступени должно выполняться соотношение 4u = cicosoti. Так как = 12-F 18°, то оптимальное отношение ujc\^ :^0,25. Если, однако, учесть обычно используемую небольшую степень реакции, потери в решетках и рас¬ сматривать вместо отношения и/щ отношение Хф —и/сф, то окажется, что для двухвенечной ступени опти¬ мальное отношение скоростей со¬ ставит Хфпт = 0,24-0,28 вместо 0,42— 0,55 для одновенечной активной ступени.
Рис. 2.23. Оптимальные треугольники скоростей для чисто активной двѵхвенечной ступени Поскольку срабатываемый тепло- перепад то, следовательно, в двухвенечной ступени срабатывается теплоперепад примерно в 4 раза больший, чем в одновенечной. Аналогичным образом можно выполнить и трехвенечную ступень. Для нее %фпт= 1/6, а срабатывает она теплоперепад примерно в 9 раз больший, чем одновенечная ступень. Однако с ростом числа венцов уменьшается КПД ступени (рис. 2.24). Поэтому даже двухвенечные ступени используются редко, когда преимущества уменьшения числа сту¬ пеней и снижения параметров пара за ступенью окупают ' потерю экономичности. Трехвенечные регулирующие ступени можно встретить только в очень простых турбинах, обычно вспомогательного назначения (на¬ пример, для привода небольших питательных насосов), когда турбину удается выполнить из одной такой ступени. В двухвенечной ступени имеются дополнительные потери в Рис. 2.24. Зависимость КПД ступени от от¬ ношения скоростей и числа венцов: / — одновенечная; 2 — двухвенечная; 3 — трех¬ венечная ступени направляющем аппарате ДЯН и вто¬ ром ряду лопаток ДЯр. Поэтому ра¬ бота двухвенечной регулирующей ступени определяется соотноше¬ нием /ст = Но — Л/7С — дяр — дян — — ДЯр — АЯВ.С, а относительный ло¬ паточный и относительный вну¬ тренний КПД — соотношениями (2.28) и (2.37). 2.9. СТУПЕНИ С ЧАСТИЧНЫМ ПОДВОДОМ ПАРА Во многих турбинах регулирова¬ ние расхода пара осуществляется регулирующими клапанами, каждый из которых обеспечивает подвод пара к первой ступени лишь по части окружности. По мере открытия регу¬ лирующих клапанов дуга подвода пара увеличивается и при номиналь¬ ном режиме может составлять 70— 75 % всей окружности. Очень часто при всех полностью открытых регу¬ лирующих клапанах обеспечивается режим перегрузки турбины, но и в этом случае конструктивные воз¬ можности не позволяют в первой ступени подвести пар по всей окруж¬ ности. Ступени, у которых подвод пара производится по части окружности, называются ступенями с частичным (парциальным) подводом. Отноше¬ ние дуги подвода пара (активной дуги) к длине окружности назы¬ вается степенью парциаль¬ ное т и: e = zd\/nd> (2.39) где Zi — число сопл, расположен¬ ных с шагом /і на диаметре d. 47
Таким образом, сумма потерь з,в-%а Рис. 2.25. Конструкция защитного кожуха для уменьшения вентиляционных потерь в сту¬ пенях с парциальным подводом Ступени, степень парциальности которых изменяется с пропуском пара, называются регулирую¬ щими. В турбинах малой мощности на срав¬ нительно низкие параметры пара парциаль¬ ный подвод пара часто выполняют в стрем¬ лении обеспечить достаточную высоту реше< ток первых ступеней и исключить большие потери (см. рис. 2.9). Иногда даже во всей турбине все ступени делают с парциаль- ностью е=0,5, устанавливая сопловые решет¬ ки в верхних половинах диафрагм. В парциальных ступенях возни¬ кают дополнительные потери: потери на вентиляцию и потери на концах дуг подвода пара. Потери на вентиляцию возникают из-за перемещения пара рабочими лопатками вне активной дуги подвода. Для их уменьшения в турбинах малой мощности, имею¬ щих малую степень парциальности, выполняют кожух (рис. 2.25), огра¬ ничивающий объем камеры неактив¬ ного подвода и, следовательно, количество вентилируемого пара. По¬ теря на вентиляцию прямо про¬ порциональна числу венцов ступени. Потеря на концах дуг подвода пара £Сегм возникают из-за необходимости удаления из рабочих каналов застойного пара при их подходе к активной дуге подвода при вращении. Эта потеря прямо пропорциональна числу дуг подвода пара. 48 Ъпарц — Ъв Ъсегм представляет собой дополнительную потерю в парциальной ступени. (Методы расчета потерь и £Сегм можно найти в учебниках по турби¬ нам для вузов и в специальной литературе.) 2.10. СТУПЕНИ БОЛЬШОЙ ВЕЕРНОСТИ Пар, проходя через проточную часть турбины, расширяется, и его удельный объем увеличивается в не¬ сколько тысяч раз. Поэтому в первых ступенях турбины высота решеток составляет несколько десятков мил¬ лиметров, а в последних — более метра. 3 первом случае веерность сту¬ пени l/d мала и параметры и тре¬ угольники скоростей практически не изменяются по высоте. Иная картина возникает в сту¬ пенях с большой веерностью, харак¬ терной для ступеней с длинными лопатками. При выходе из сопловой решетки (см. рис. 2.11,6) вектор скорости С\ имеет осевую сіа и окруж¬ ную сіи составляющие, которые заставляют частицы пара двигаться по винтовым траекториям, причем на каждую частицу пара действует центробежная сила, стремящаяся от¬ бросить ее к периферии. В резуль¬ тате по радиусу в зазоре между сопловой и рабочей решетками устанавливается распределение дав¬ ления, уравновешивающее центро¬ бежную силу частиц пара. Таким Рис. 2.26. Изменение параметров по высоте ступени с длинными лопатками
г = rK + //УЗ & Гк ники скоростей имеют обычный вид. На периферии, где р может дости¬ гать 65—70 %, вектор скорости с\ будет малым, а w2 очень большим. Сильно по высоте изменится и угол входа на рабочую лопатку: если в корневом сечении он составляет р, =25-^40°, то в периферийном се¬ чении он может достигать 120—160°. Меняется и разность углов р2 и 0і, поэтому для корневого сечения тре¬ буется сильно изогнутый, а для периферийного — почти прямой про¬ филь. Одним словом, £для ступеней большой веерности из-за изменения треугольников скоростей для обеспе¬ чения высокой экономичности тре¬ буется изменять профили рабочих лопаток по высоте. Эти требования усугубляются необходимостью обес¬ печения достаточной прочности и тех¬ нологичности изготовления рабочих лопаток. I Рис. 2.27. Треугольники скоростей для сту¬ пени с длинными лопатками.- гк — радиус корня; гп — радиус периферии лопатки образом, давление пара рі в зазоре увеличивается от корневого сечения к периферийному (рис. 2.26). Наоборот, как видно из рис. 2.11, б, окружная составляющая скорости с2 на выходе из правильно спроек¬ тированной ступени мала, и поэтому давление р2 практически постоянно по высоте. Постоянным будет и давление р0 на входе в ступень. Таким образом, при практически неизменных по высоте давлениях ро и р2 и, следовательно, тепло- перепадах на различных радиусах из-за переменности давления в за¬ зоре степень реактивности р будет возрастать от корневого сечения к периферийному. Изменение степени реактивности и окружной скорости по высоте ступени приводит к существенному изменению треугольников скоростей (рис. 2.27). Действительно, в кор¬ невом сечении ступени степень реак¬ тивности обычно мала и треуголь¬ 2.11. НЕОБХОДИМОСТЬ И ПРЕИМУЩЕСТВА м н о г О С Т У п гН Ч А Т О И КОНСТРУКЦИИ ТУРБИНЫ Располагаемый теплоперепад турбины зависит от ее начальных и конечных параметров. На рис. 2.28 показаны типичные процессы расши¬ рения пара для трех типов турбин: на сверхкритические начальные па¬ раметры пара с промежуточным перегревом, устанавливаемые на ТЭС; насыщенного пара с сепара¬ цией влаги и промежуточным пере¬ гревом после цилиндра высокого давления, устанавливаемые на АЭС; теплофикационные с тремя цилин¬ драми без промежуточного пере¬ грева пара. Если подсчитать распо¬ лагаемый теплоперепад по отдель¬ ным цилиндрам турбины, как указано на рис. 2.28, то для рассмотренных турбин он окажется равным 1800, 1180 и 1300 Дж/г. Выше мы видели, что условием высокого КПД ступени является ее выполнение с оптимальным отноше¬ нием скоростей Хф = и/Гф. Условия 49
h, кДж/кг 3200 3000 2800 2600 2W0 =fca 8з,кД>к/(кггК) 7 2200 5,5 5,5 7 7,5 Рис. 2.28. Типичные процессы расширения пара в турбине перегретого пара с промежу¬ точным перегревом (/), в турбине насыщенного пара (2) и в теплофикационной турбине (3) » 3 ïfc з: S’ 0,995 °C оС -7 -Z -3 прочности вращающегося ротора в области высоких температур огра¬ ничивают окружную скорость вели¬ чиной и = 1804-200 м/с. Если для оценки принять оптимальное отно¬ шение Хф = 0,5, то скорость Гф должна быть равной Сф = и/хф = 200/0,5 = 400 м/с и максимальный теплоперепад, ко¬ торый возможно переработать в одной ступени с достаточной эко¬ номичностью, составит 7Г0 = 40072 = 80 кДж/кг. Это значение существенно мень¬ ше располагаемого теплоперепада 50 всей турбины, что предопределяет ее многоступенчатую конструкцию. Таким образом, многоступенча¬ тая конструкция паровой турбины позволяет срабатывать в каждой ступени небольшую часть общего теплоперепада турбины при одно¬ временном обеспечении высокого КПД ступеней и турбины в целом и ее механической прочности. Совокупность решеток последо¬ вательно установленных ступеней на¬ зывается проточной частью турбины. Выполнение многоступенчатой конструкции позволяет получить и ряд других дополнительных выгод.
Кинетическая энергия па¬ ра сі/2, с которой пар по¬ кидает ступень, не выраба¬ тывает энергии в рассматри¬ ваемой ступени, но может быть использована в значи¬ тельной степени в после¬ дующей ступени. В этом случае потери с выходной скоростью будут только в тех ступенях, в которых выход¬ ная скорость не исполь¬ зуется. В частности, это относится к последней ступени, теплоперепад которой при многоступенчатой кон¬ струкции составляет лишь неболь¬ шую часть общего теплоперепада турбины. Выше отмечалось, что регенера¬ тивный подогрев питательной воды приводит к увеличению термического КПД цикла и соответственно абсо¬ лютного электрического КПД турбо¬ установки. Анализ регенеративного цикла Ренкина показывает, что экономически целесообразно вести подогрев питательной воды не в од¬ ном подогревателе с использованием пара высоких параметров, а в не¬ скольких последовательно включен¬ ных подогревателях, подбирая грею¬ щий пар в соответствии с достиг¬ нутой температурой питательной воды. Чем более низких параметров пар будет взят из турбины, тем большую работу в ней он произ¬ ведет, не потеряв при этом свою теплоту конденсации. Многоступен¬ чатая конструкция позволяет орга¬ низовать такие последовательные отборы пара на регенеративные подогреватели, турбины питательных насосов и воздуходувок котла, де¬ аэраторы, внешним потребителям теплоты и т. д. На рис. 2.29 показана в масштабе диаграмма отборов пара турбин К-800-240 ЛМЗ, из которой видно, что из турбины последова¬ тельно отбирается для различных нужд почти 1000 т/ч пара. Использование многоступенчатой конструкции имеет и другие преиму¬ щества, которые мы рассмотрим ниже. гьзвт/ч ■ w ■— Пар В турбину— ZZTZZZT им 1 ДД4 "ÎT U, Нл Гп. пшПѵ » — » * НН т/ч — Парв конденсатор >■ » Отборы пара аз турбаны Рис. 2.29. Диаграмма отборов пара турбины к-800-240 ЛМЗ Вместе с тем многоступенчатые конструкции имеют и недостатки. Они несравненно дороже и сложнее, требуют грамотного персонала для их изготовления, наладки и эксплуа¬ тации. 2.12. ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ Электрическая мощность, разви¬ ваемая турбоагрегатом, не имеющим отборов пара, определяется соотно¬ шением P3 = GHl Ло э, (2.40) где G — расход пара через турбину. Внутренняя мощность турбины с отборами пара выражается как сумма мощностей отдельных отсеков, имеющих расходы пара G, и распо¬ лагаемые теплоперепады Яоь а КПД — Цо,. Из соотношения (2.40) следует, что на мощность турбины принци¬ пиально можно повлиять, изменяя расход пара через турбину или ее отсеки, теплоперепад за счет началь¬ ных и конечных параметров пара, а также расход и теплоперепад проточной части турбины. Чаще всего реализуется третий способ, причем изменению подвергаются только* начальные параметры пара. 51
Рис. 2.30. Схема дроссельного парораспреде¬ ления (а) и процессы расширения пара в турбине при различных степенях открытия дроссельного клапана (б): / — дроссельный регулирующий клапан; 2 — сопла первой ступени Система подачи пара в турбину называется системой парорас¬ пределения, или просто паро¬ распределением. Наиболее просто изменить мощ¬ ность турбины путем изменения пара¬ метров пара перед ней за счет регулирования паропроизводящей установки, например изменением подачи в котел питательной воды и топлива. Такой способ называется регулированием мощности сколь¬ зящим давлением (так как при его использовании изменяется только давление, а температура остается постоянной). При скользя¬ щем давлении изменяется тепло- перепад турбины, а расход пара через нее изменяется пропорцио¬ нально начальному давлению. При использовании такого способа регу¬ лирования система регулирования не нужна вообще. Однако, имея ряд преимуществ (§ 9.3), скользя¬ щее давление имеет и существенные недостатки. Практически невоз¬ можно регулировать расход пара через турбину при ее развороте и малых нагрузках, когда котел рабо¬ тает неустойчиво. Тепловая инерция паропроизводящей установки ве¬ лика, и поэтому турбоагрегат не может быстро изменять свою на¬ грузку в соответствии с требова¬ ниями потребителей энергосистемы. Пригоден этот способ только для блочных установок, в которых тур- 52 бины и котлы не связаны попереч¬ ными связями. Все эти недостатки регулирова¬ ния мощности турбоустановки сколь¬ зящим давлением привели к необ¬ ходимости использования регули¬ рующих клапанов. При изме¬ нении степени их открытия изме¬ няется площадь для прохода пара и, следовательно, его расход. При частичном открытии клапана проис¬ ходит дросселирование пара, что приводит к уменьшению теплопере¬ пада проточной части турбины. Таким образом, в общем случае при регулировании нагрузки клапа¬ нами происходит изменение и рас¬ хода пара, и теплоперепада про¬ точной части турбины. Для современных паровых турбин в основном используются два вида парораспределения: дроссельное и сопловое. При д р о с с е л ь н ом п а р р- рді£пді^д_е^л_еои (рис. 2.30, а) весь пар, подводимый к турбине, подается в общую сопловую камеру после дросселирования в одном или нескольких одновременно открываю¬ щихся клапанах. Характерным признаком дрос¬ сельного парораспределения являет¬ ся отсутствие в турбине первой специально выделенной ступени, в которой изменяется степень, пар- циальности. При дроссельном паро¬ распределении пар к первой ступени подводится либо по всей окружности (е=1), либо, при установке так называемых сопловых коробок, почти по всей окружности. На рис. 2.30, б показан процесс расширения пара в турбине с дрос¬ сельным парораспределением. При полной нагрузке, когда регулирую¬ щие клапаны полностью открыты, давление pû за ними отличается от давления перед ними всего на несколько процентов и турбина имеет располагаемый, перепад HI. При за¬ крытии регулирующих клапанов в них происходит процесс дросселиро¬ вания АВ', при котором давление рѵ за клапаном становится суще¬
ственно меньше, чем ро. В резуль¬ тате располагаемый теплоперепад турбины станет равным HS и су¬ щественно меньшим Hq. Таким образом, при дроссельном паро¬ распределении мощность турбины изменяется не только за счет уменьшения расхода пара, но и за счет уменьшения теплоперепада про¬ точной части турбины. Уменьшение теплоперепада из-за дросселирования, конечно, является потерей энергии, которая зависит от двух факторов: относительного про¬ пуска пара G/Gq ( Gq — расход через полностью открытый клапан) и отно¬ шения давлений рк/ро- Чем меньше относительный расход G/Go, тем больше дросселирование и потери от него. Чем больше отношение Рк/ро, тем меньше теплоперепад Но и, следовательно, больше его относительное изменение, т. е. сни¬ жение КПД из-за дросселирования. Важными преимуществами дрос¬ сельного парораспределения являют¬ ся его простота (можно обойтись одним-двумя дроссельными клапа¬ нами), высокая экономичность при полном открытии клапанов и боль¬ шая надежность из-за подвода пара по всей окружности (§ 11.2). Применение дроссельного паро¬ распределения нецелесообразно при малых теплоперепадах турбины и одновременном значительном изме¬ нении расхода пара, например для турбин с противодавлением. При сопловом парораспре¬ делении увеличение расхода пара через турбину достигается последо¬ вательным открытием регулирующих клапанов, каждый из которых под¬ водит пар к своей группе сопл, занимающих часть окружности. Схема соплового парораспределе¬ ния показана на рис. 2.31. По мере открытия клапана № і в нем проис¬ ходит процесс дросселирования точ¬ но такой же, как и при дроссель- ном парораспределении. Однако при его полном открытии давление за ним практически совпадает с давле¬ нием до него и потери, связанные Рис. 2.31. Схема соплового парораспределе¬ ния: 1,2.3 — регулирующие клапаны соответственно № 1, 2 и 3; 4 — группы сопл с дросселированием, исчезнут. Затем (иногда несколько раньше) начинает открываться регулирующий клапан № 2, в нем будет происходить дросселирование и давление за ним ро будет меньше, чем давление ро перед клапаном. Таким образом, при сопловом парораспределении дросселированию подвергается толь¬ ко та часть пара, которая прохо¬ дит через частично открытый клапан. Характерным признаком сопло¬ вого парораспределения является на¬ личие регулирующей ступени, т. е. выделенной ступени с изменяющейся степенью парциальности. Главное преимущество соплового парораспределения — сохранение высокой экономичности при отклоне¬ ниях режима работы от номиналь¬ ного из-за малых потерь от дроссе¬ лирования в полностью открытых регулирующих клапанах. Однако сопловое парораспреде¬ ление имеет и существенные недо¬ статки. Его экономичность при пол¬ ном открытии регулирующих клапа¬ нов оказывается ниже, чем при дроссельном, из-за наличия потерь, связанных с парциальным подводом пара. Парциальность создает высо¬ кий уровень переменной силы, дей¬ ствующей на рабочие лопатки, из-за того, что они попеременно проходят 53
Рис. 2.32. Схемы обводного парораспределе¬ ния с внешним (а) и внутренним (б) обводом перед активными и неактивными дугами подвода пара. Это снижает вибрационную надежность рабочих лопаток (гл. 11). В тех случаях, когда возникает частая необходимость получать от турбины максимальную мощность при сниженных начальных пара¬ метрах пара или повышенном про¬ тиводавлении, используют о б в о д- н о е п а р о р а с п.д.е д е л ё_н и е. На рис. 2.32, а показана схема парораспределения с внешним обводом. Номинальная мощность турбины обеспечивается при полном открытии регулирующего клапана (или группы клапанов) /, которые реализуют чаще всего сопловое парораспределение. Для перегрузки турбины открывают обводной клапан (чаще всего один) 2, давление за обведенной группой ступеней возрас¬ тает, а так как проходное сечение последующих ступеней больше, чем обведенных, то возрастает расход пара, идущего через ступени, распо¬ ложенные за обводным клапаном. Конечно, расход пара и мощность, вырабатываемые обведенными сту¬ пенями, уменьшаются, но в целом обеспечивается перегрузка турбины. Парораспределение с внутрен¬ ним обводом (см. рис. 2.32,6) отличается только тем, что исполь¬ зуется пар, частично отработавший в турбине. При любом типе обводного паро¬ распределения должен быть обеспе¬ чен проток пара через обводимые ступени во избежание их опасного разогрева за счет трения. Наличие регулирующих клапанов и любой системы парораспределения не мешает использованию в каче¬ стве способа регулирования сколь¬ зящего давления. Наоборот, регули¬ рующие клапаны в значительной степени снимают отмеченные выше недостатки режима скользящего дав¬ ления и делают его одним из основ¬ ных способов регулирования энерго¬ блоков котел — турбина (§ 9.3). 2.13. ПРЕВРАЩЕНИЕ ТЕПЛОВОЙ ЭНЕРГИИ В РАБОТУ В ПАРОВОЙ ТУРБИНЕ Схема проточной части много¬ ступенчатой паровой турбины актив¬ ного типа показана на рис. 2.33. Пар из нескольких сопловых коробок 5 У 3 Рис. 2.33. Изменение давлений, скоростей и крутящего момента вдоль турбины: / — сопловая коробка; 2 — выходной патрубок; 3 — диск промежуточной ступени; 4 — диафраг¬ ма; 5 — диск регулирующей ступени; 6 — вал 54
с давлением рб поступает на первую, регулирующую ступень, ра¬ ботающую при переменной пар- циальности. Регулирующая ступень обычно выполняется увеличенного диаметра с минимально возможным по усло¬ виям экономичности отношением хф = й/сф. В тех турбинах, где допустимо снижение экономичности, устанавливают двухвенечную регу¬ лирующую ступень. Это позволяет сработать в регулирующей ступе¬ ни увеличенный теплоперепад, что уменьшает теплоперепад ступеней, следующих за ней и, следовательно, их число и длину турбину, а это приводит к ее удешевлению. Сраба¬ тывание увеличенного теплоперепада сопровождается уменьшением тем¬ пературы и давления за ней, что позволяет применить для дета¬ лей турбин менее легированные и, следовательно, более дешевые стали. Наконец, снижение давления умень¬ шает утечку пара через переднее конпевое уплотнение (см. § 2.14), позволяет сделать корпус турбины и его фланцы более тонкими. Характерная особенность регули¬ рующей ступени — ее малая степень реактивности, исключающая боль¬ шой перепад давления на ее диск и большие протечки пара через каналы рабочих лопаток в области неактивной дуги подвода. Считается, что выходная скорость за регулирую¬ щей ступенью полностью теряется, а пар, выходящий из дуг подвода с различной степенью открытия регу¬ лирующих клапанов и имеющий различную температуру, полностью перемешивается в камере за ней. Из камеры регулирующей сту¬ пени пар последовательно направ¬ ляется в нерегулируемые сту¬ пени, т. е. ступени с постоянной степенью парциальности, почти все¬ гда равной единице. По мере рас¬ ширения пара его удельный объем возрастает, и поэтому увеличивается необходимая площадь для прохода пара. Для ее обеспечения увели¬ чивают как диаметр ступени, так и 5 Рис. 2.34. Процесс расширения пара в много¬ ступенчатой турбине в h. 5-диаграмме высоту лопаток. Наибольшую пло¬ щадь для прохода пара имеет последняя ступень турбины, из ко¬ торой пар с давлением рк поступает в выходной патрубок (см. рис. 2.33) и покидает турбину. На рабочих лопатках каждой из ступеней за счет срабатывания тепло¬ перепада возникает окружная сила, создающая крутящий момент Л4кр. Суммируясь от ступени к ступени, крутящий момент (см. рис. 2.33) растет, достигая своего максималь¬ ного значения на выходном валу, и используется для привода электри¬ ческого генератора или другой машины. Процесс расширения пара в рас¬ смотренной турбине в А, s-диаграмме показан на рис. 2.34. Отрезок ОА изображает процесс расширения пара от начальных параметров до состояния в камере регулирующей ступени. Он отклоняется от изо¬ энтропы ОК из-за потерь. Конечная точка А процесса расширения яв¬ 55
ляется начальной точкой для про¬ цесса расширения в первой нерегу¬ лируемой ступени и т. д. В резуль¬ тате пар расширяется до давления р'к и сухости хк. При внимательном рассмотрении Л, s-диаграммы (см. рис. 1.12) можно убедиться, что с увеличением энтро¬ пии s вертикальные расстояния между изобарами увеличиваются. Применительно к процессу расшире¬ ния пара это означает, что реальный располагаемый теплоперепад Я6 не¬ которой ступени больше, чем распо¬ лагаемый теплоперепад Яо этой же ступени при протекании процесса расширения по изоэнтропе ОК. Таким образом, сумма располагаемых теп- лоперепадов всех ступеней за счет возникших в них потерь оказывается больше, чем располагаемый тепло¬ перепад турбины Яо, и потери энергии как бы частично возвращаются (3—5 % располагаемого теплопе¬ репада). Это явление называется возвратом теплоты. Рассмотренный процесс расшире¬ ния пара относится только к про¬ точной части турбины. Однако прежде чем пар поступит к соплам регулирующей ступени, ему необхо¬ димо пройти стопорный и регулирую¬ щий клапаны, в которых происходит потеря давления и, следовательно, энергии. Из рис. 2.35 видно, что пар, поступив к стопорному клапану с Рис. 2,35. Влияние по¬ терь при впу¬ ске и выходе пара на КПД турбины давлением ро, на входе в проточную часть имеет давление рб, меньшее ро, вследствие чего располагаемый теплоперепад Яо уменьшается на значение, равное потерям энер¬ гии в паровпуске \Нив. При правильно выполненном стопорном клапане и элементах паровпуска потеря давления на расчетном ре¬ жиме не превышает 3—5 % началь¬ ного. Пару, выходящему из послед¬ ней ступени, необходимо преодолеть аэродинамическое сопротивление вы¬ ходного патрубка. В правильно выполненном выходном патрубке это осуществляется за счет кинетической энергии сІ/2 потока пара, выходяще¬ го из, последней ступени. В этом случае давление рк на выходе из выходного патрубка будет совпадать с давлением за последней ступенью. Иногда патрубок можно выполнить так, чтобы не только преодолеть аэродинамическое сопротивление патрубка, но и восстановить давление, т. е. . преобразовать часть кинетической энергии в дав¬ ление. В этом случае можно полу¬ чить давление за последней ступенью Рк даже меньшее, чем рк на выходе из патрубка. Чаще всего, однако, кинетиче¬ ской энергии с'1/2 не хватает на преодоление аэродинамического со¬ противления патрубка, и поэтому за последней ступенью устанавли¬ вается давление р'к, большее рк (рис. 2.35). Тогда конечной точкой процесса расширения пара в про¬ точной части будет точка В, а на выходе из патрубка — точка D. Используемый теплоперепад в тур¬ бине Н] будет меньше, что снизит КПД турбины. 2.14. КОНЦЕВЫЕ УПЛОТНЕНИЯ ТУРБИНЫ В местах выхода вала из кор¬ пуса турбины устанавливаются кон¬ цевые уплотнения. В областях высоких давлений уплотнения огра¬ ничивают выход пара из турбины, 56
а в областях, находящихся под дав¬ лением ниже атмосферного, препят¬ ствуют подсосу атмосферного воз¬ духа в турбину и конденсатор, обеспечивая их нормальную работу. Лабиринтовые концевые уплотне¬ ния принципиально не отличаются от рассмотренных выше лабиринтов диафрагменных уплотнений. Главное отличие состоит в разности давлений, действующих на уплотнение. Отно¬ шение давлений в диафрагменном уплотнении обычно составляет Pi/po = O,85-ï-O,9f в то время как для концевого уплотнения оно в сотни раз меньше. Поэтому концевые уплотнения обеспечивают малую утечку лишь при достаточно боль¬ шом числе гребешков, достигающем несколько десятков. При этом часть длины вала, занятая концевыми и промежуточными уплотнениями, может составлять 40 % и более длины вала. Концевое уплотнение органи¬ зуется так, чтобы исключить попада¬ ние пара в машинный зал даже в самых малых количествах, так как при этом теряется не только рабочее тело, которое надо восполнять на ■■ / • * Рис. 2.36. Схема переднего концевого уплот¬ нения ротора ЦВД мошной турбины: 1 — пар из камеры регулирующей ступени; 2, 3, 4 — отсосы в подогреватели; 5 — пар от регулятора давления; 6 — отсос в вакуумный эжекторный холодильник; 7 — подсос воздуха водоподготовительных установках, но и повышается влажность, в ма¬ шинном зале, появляется опасность попадания пара в корпуса стоящих рядом подшипников и обводнения масла. Схема переднего концевого уплот¬ нения для части цилиндра, работаю¬ щей под давлением, показана на рис. 2.36. Все уплотнение разде¬ ляется на отдельные камеры. В пред¬ последние камеры подается уплот¬ няющий пар с регулируемым давле¬ нием, несколько большим атмосфер¬ ного. Из последней камеры пар отсасывается с помощью эжектора, и в ней создается давление, меньшее атмосферного. Таким образом, из последней камеры отсасывается пар, поступающий из предпоследней ка¬ меры, и воздух, подсасываемый из атмосферы, но пар из турбины не может выйти в машинный зал. Промежуточные камеры уплотнения соединяют с паровым пространством регенеративных подогревателей, на¬ правляя в них пар из турбины. Тем самым утилизируется теплота отсасываемого пара. Аналогичным образом организо¬ вано и концевое уплотнение части вала, находящегося под разреже¬ нием. Разница состоит лишь в том, что оно имеет только две камеры: подачи уплотняющего пара и отсоса смеси пара и атмосферного воздуха. 2.15. МНОГОЦИЛИНДРОВЫЕ ТУРБИНЫ Одноцилиндровой паровую тур¬ бину удается выполнить только в том случае, когда абсолютный объем пара, покидающего последнюю сту¬ пень, не слишком велик. Это бывает либо при малой мощности конденса¬ ционной турбины (меньше 50 МВт), либо при высоком противодавлении. В большинстве случаев турбину выполняют многоцилиндровой — это позволяет увеличить единичную мощ¬ ность турбоагрегата, что приводит к большим выгодам. Укрупнение мощности турбоагре¬ гата приводит и к снижению стои- 57
Рис. 2.37. Зависимость стоимости оборудова¬ ния от единичной мощности блока: 1 — себестоимость котлов; 2 — удельные капи¬ таловложения; 3 — себестоимость турбин мости установленного 1 кВт мощ¬ ности турбины и всей электростанции в целом. Из рис. 2.37 видно, что экономия от увеличения единичной мощности турбоагрегата весьма зна¬ чительна. Особенно важным являет¬ ся снижение капиталовложений для АЭС, так как по сравнению с ТЭС они в несколько раз выше. Именно укрупнение оборудования (реакто¬ ров и турбин) позволяет создать АЭС, могущие конкурировать с ТЭС. Как видно из соотношения (2.40), мощность турбоагрегата без отборов определяется располагаемым тепло- перепадом турбины и расходом пара. Теплоперепад турбины Hq опреде¬ ляется, как неоднократно указыва¬ лось, начальными параметрами и климатическими условиями и потому ограничен. Таким образом, увеличить мощность турбины можно только за счет увеличения расхода пара G. Если турбину выполнить одно¬ поточной, то расход пара, протекаю¬ щего через последнюю ступень, определится соотношением Ск —Q С2а/ѵк, (2.4 1 ) где Q=ndl2 — кольцевая площадь выхода пара, определяемая средним диаметром d последней ступени и высотой /2 ее рабочей лопатки; с2а— осевая составляющая ско¬ рости выхода потока с2 из послед¬ ней ступени; — удельный объем пара. При зафиксированных пара¬ метрах пара в конденсаторе и вы¬ ходной потере с2/2 расход пара GK, проходящий через последнюю сту- 58 пень, однозначно определяется коль¬ цевой площадью выхода Q: чем больше Q, тем больше расход GK и мощность турбины Рэ. Конечно, увеличить мощность турбины можно и за счет увеличе¬ ния скорости с2а, и за счет уменьше¬ ния удельного объема цк увеличения давления рк. путем Однако в обоих случаях будет уменьшаться абсолютный электрический КПД: в первом случае — из-за уменьшения относительного внутреннего КПД цог турбины, во втором — из-за умень¬ шения термического КПД цикла. Таким образом, увеличение мощ¬ ности однопоточной турбины может быть достигнуто только за счет увеличения кольцевой площади вы¬ хода, которая, к сожалению, не мо¬ жет быть любой. Дело заключается в том, что напряжения, определяю¬ щие механическую прочность рабо¬ чих лопаток, пропорциональны произведению dl2, плотности мате¬ риала лопаток и квадрату частоты вращения. Поэтому при выбранной частоте вращения механическая прочность лопаток последней сту¬ пени определяет кольцевую площадь для выхода пара, его расход и максимальную мощность турбины. Одной из мер увеличения коль¬ цевой площади выхода последней ступени является использование полуторного выхода, или сту¬ пени Баумана (рис. 2.38). В проточ¬ ной части с такой ступенью пред¬ последняя ступень выполняется при¬ мерно таких же размеров, как и последняя, но делается она двухъ¬ ярусной: из корневой части ступени пар поступает в последнюю ступень, а из периферийной — непосред¬ ственно в конденсатор. Таким обра¬ зом, площадь выхода в конденса¬ тор состоит из площади последней ступени и периферийной части пред¬ последней ступени. Это и позволяет увеличить единичную мощность тур¬ бины. Введение регенеративного подо¬ грева питательной воды также позво¬ ляет увеличить единичную мощность
Рис. 2.38. Проточная часть низкого давления с предпоследней двухъярусной ступенью турбины, так как при предельном расходе GK через последнюю ступень турбины расход через предыдущие ступени будет больше (см. рис. 2.29), а следовательно, больше будет и мощность. Расчеты показывают, что пре¬ дельная мощность однопоточной тур¬ бины в настоящее время может составлять 50—200 МВт. Увеличение единичной мощности агрегата можно получить раздвое¬ нием потоков пара при таких пара¬ метрах, при которых его удельный объем достигнет значения, требую¬ щего недопустимого увеличения длины лопатки. В результате ока¬ зывается целесообразным выделе¬ ние отдельного двухпоточного цилиндра низкого давле¬ ния (ЦНД) с симметрично направ¬ ленными потоками пара (рис. 2.39). Выходная кольцевая площадь Q для двухпоточного цилиндра в 2 раза больше, чем однопоточного. Следующей мерой увеличения единичной мощности турбоагрегата является использование нескольких ЦНД с соответствующим увели¬ чением общей кольцевой площади И Рис. 2.39.. Конструктивная схема двухпоточ¬ ного ЦНД: / — подшипник; 2 — вход пара; 3 — выходной патрубок; 4 — ротор; 5 — выход пара в конден¬ сатор выхода. Например, в турбинах КД 200-240 ЛМЗ и К-500-65/3000 ХТЗ для использования на ТЭС применяют соответственно три ЦНД, шесть выходов пара и четыре ЦНД, восемь выходов пара (рис. 2.40). Успехи турбостроения приводят к постепенному увеличению коль¬ цевой площади выхода послед¬ ней ступени (рис. 2.4І). В частно¬ сти, для последней ступени тур¬ бины К- і 200-240 ЛМЗ использо¬ вали в качестве материала лопат¬ ки не высоколегированную нержа¬ веющую сталь, а титановый сплав. Его плотность почти в 2 раза меньше, а прочность почти такая же, как стали. Это обеспечивает меньшие центробежные силы от вращения и возможность выполнения послед¬ них ступеней с большей кольцевой площадью выхода. Значительное увеличение мощ¬ ности можно получить уменьшением частоты вращения в 2 раза. При этом для получения частоты электриче¬ ского тока 50 Гц, принятой у нас в стране, генератор необходимо вы¬ полнять четырехполюсным. Умень¬ шение частоты вращения в 2 раза при тех же размерах ступени умень¬ шает их напряженность в 4 раза 59
Рис. 2.40. Схемы некото¬ рых мощных многоцилин¬ дровых турбин: а — К-100-90 Л М3; б — К- 160-130 ХТЗ; в - К-200-130 ЛМЗ; г — К-300-240 ЛМЗ; д — К-500-240 ХТЗ; е — К- 800-240 ЛМЗ, К-1200-240 ЛМЗ; ж — К-500-65/3000 ХТЗ; з — Т-250/300-240 ТМЗ; / — промежуточный перегрев; 2 — СПП; 3 — от¬ бор пара на теплофикацию или, наоборот, позволяет при сохра¬ нении той же напряженности увели¬ чить кольцевую площадь выхода и соответственно мощность в 4 раза. Для турбин ТЭС снижение часто¬ ты вращения нецелесообразно, так как оно снизит окружную скорость вращения лопаток ЦВД и при опти¬ мальном отношении 2£ф = и/сф умень¬ шит теплоперепад Яо, срабатывае¬ мый в одной ступени, и увеличит число лопаток. С другой стороны, увеличение диаметра ступеней с целью сохранения окружной ско¬ рости резко уменьшит и без того малую высоту решеток в ЦВД (так как их площадь определяется а) б) в) г) Рис. 2.41. Колеса последних ступеней тур¬ бин ЛМЗ: а —турбины К-50-90, К-100-90; б— К-200-130; в _ К-300-240, К-800-240; г — К-1200-240 только объемным расходом пара) и приведет к сильному увеличению потерь в решетках и снижению КПД. Поэтому переход на понижен¬ ную частоту вращения для турбин ТЭС нецелесообразен. Иное положение с турбинами для АЭС. Их располагаемый тепло- перепад (см. рис. 2.28) почти в 2 раза меньше, чем турбин ТЭС, и поэтому для получения той же мощности необходим почти в -2 раза больший расход пара и соответственно боль¬ шие высоты решеток. В этом случае высоты решеток в ЦВД будут доста¬ точно велики и становится целесо¬ образным выполнять турбину на частоту вращения 25 с^1. Переход на частоту вращения 25 с^1 увеличивает радиальные размеры турбины, ее массу и стои¬ мость. Увеличивается стоимость и электрического генератора. Поэтому выбор частоты вращения осуще¬ ствляют на основе технико-эконо¬ мических расчетов. Современная мощная паровая турбина для ТЭС и ТЭЦ обычно имеет цилиндр высокого давления (ЦВД), на выходе из которого дав¬ ление пара составляет 2—4 МПа и из которого пар направляется на промежуточный перегрев, цилиндр среднего давления (ЦСД), в котором пар расширяется до 0,2—0,4 МПа, и один или чаще несколько ЦНД. 60
В турбинах для АЭС обычно выполняют ЦВД, после которого пар направляется в СПП, и один или несколько ЦНД. > И,. УРАВНОВЕШИВАНИЕ ОСЕВЫХ >(ИЛИЙ В ТУРБИНЕ В ступени активного типа, всегда выполняемой с большей или меньшей степенью реакции, возникает раз¬ ность давлений на рабочем диске, вследствие чего на каждый диск действует осевое усилие. Осевые уси¬ лия складываются от диска к диску (рис. 2.42, а), и в результате, если не принять специальных мер, сум¬ марное усилие окажется настолько большим, что его не сможет выдер¬ жать ни один упорный подшипник. Как уже отмечалось, в ЦВД и ЦСД диски выполняются с раз¬ грузочными отверстиями, уменьшающими разность давлений на диск. Однако отверстия, даже большого размера, обладают опреде¬ ленным гидравлическим сопротивле¬ нием, из-за чего все-таки поддержи¬ вается определенная разность дав¬ лений. В дисках ротора ЦНД разгрузочных отверстий не делают, так как в цилиндре абсолютные давления малы и соответственно не¬ велики абсолютные перепады давле¬ ния на диски. Радикальным способом уменьше¬ ния осевого усилия является исполь¬ зование симметричной конструкции цилиндров, показанной на рис. 2.39. Поскольку добиться полной симмет¬ рии в расходах пара и зазорах по потокам невозможно, то даже в симметричной конструкции возни¬ кают рсевые усилия. Кроме того, двухпоточная конструкция неприме¬ нима для турбин с малыми объем¬ ными пропусками пара, обусловли¬ вающими малые высоты лопаток в ЦВД и большие потери. Для разгрузки ротора от осевого усилия чаще всего используют раз¬ грузочный «поршень», схема работы которого показана на рис. 2.42, б. Диаметр «поршня» dn выпол¬ няют большим, чем диаметр вала d\ под диафрагмой второй ступени. В результате на кольцевую поверх¬ ность, расположенную вне окруж¬ ности диаметра dn, будет действовать осевое усилие /?д, обусловленное раз¬ ностью давлений (р\— р2) и направ¬ ленное по потоку пара, а на кольце¬ вую поверхность л (d2~d2) /4 будет действовать давление р2 за ступенью, и в результате возникнет разгру¬ жающая сила Rp = p2 л (d% — d2) /\, действующая справа налево и на¬ правленная против основного осе¬ вого усилия /?у, действующего слева направо. Чем больше разность диа- Рис. 2.42. Уменьшение осевого усилия с помощью разгрузочного поршня в турбине актив¬ ного типа 61
Рис. 2.43. Конструкция противоточного ЦВД метров di{ и di, тем больше раз¬ грузочная сила. Поскольку диаметр dn оказывается больше диаметра вала d2, выходящего из цилиндра, на ротор будет действовать допол¬ нительная нагружающая осевая сила R'=pA. л («У2 —г/г) /4, вызванная дав¬ лением рх. Для ее уменьшения камеру А связывают турбопроводом ■с промежуточной ступенью или вы¬ ходным патрубком. Суммарное осевое усилие, дей¬ ствующее на ротор, Roc = Ry + Ry — —Rp, где Ry — суммарное осевое уси¬ лие, действующее на диски турбины. Диаметр dn подбирают так, чтобы создать разгружающую силу Rp, которая обеспечила бы малое резуль¬ тирующее осевое усилие Roc, дей¬ ствующее на упорный подшипник. Разгрузка ротора цилиндра от осевого усилия может быть полу¬ чена при использовании противо¬ точного цилиндра (рис. 2.43), в котором пар после прохождения через несколько ступеней поворачи¬ вает на 180° и движется в обратном направлении. В этом случае сохра¬ няются все преимущества цилиндра с потоками пара, направленными в разные стороны, но не снижается КПД ступеней из-за уменьшения вы¬ соты их решеток. Правда, при этом возникают потери с выходной ско¬ ростью пара в первой группе сту¬ пеней, а также потери из-за поворота пара и его протекания между внут¬ ренним и внешним цилиндрами. Контрольные вопросы и задачи 1. Сухой насыщенный пар с давлением 0,6 МПа расширяется в сопле до давления 5 кПа. Какое сопло необходимо использовать 62 для полного превращения потенциальной энергии пара в кинетическую? Какова будет скорость истечения пара? 2. Как будет изменяться в трубе ско¬ рость протекающего пара при наличии сил трения? 3. Параметры пара перед ступенью ро = 18 МПа; /о = 420 °С; = 100 м/с. Опре¬ делите параметры торможения перед сту¬ пенью. 4. Запишите уравнения неразрывности для выходных сечений сопловой и рабочей решеток ступени и объясните их смысл. 5. Запишите уравнение первого закона термодинамики для потока пара. 6. Что такое степень реакции ступени? 7. Для чего строят треугольники ско ростей? 8. Перечислите потери, которые учиты вает относительный лопаточный КПД сту пени. Как связаны эти потери с коэффи циентами скорости? 9. Какая основная характеристика ре шетки определяет величину коэффициентов (р и ф? 10. Какая характеристика турбинной сту пени определяет ее экономичность? 11. Активная и реактивная ступени вы полнены на оптимальные отношения хф, одинаковый диаметр и частоты вращения. Какая из ступеней перерабатывает больший теплоперепад? 12. Какими потерями отличаются отно¬ сительные внутренний я лопаточный КПД? 13. Активная и реактивная ступени имеют одинаковые размеры, частоту враще¬ ния и начальные и конечные параметры. В какой из ступеней надбандажные про¬ течки больше, если конструкция уплотнений одинакова? 14. Как изменится протечка пара через диафрагменное уплотнение после ремонта, если зазор уменьшен с 2,5 до 1,2 мм? 15. При модернизации диафрагменною уплотнения число гребешков увеличено с четырех до восьми. Как это скажется на протечке пара? 16. Во сколько раз будут различаться потери на трение в первых ступенях двух турбин, если параметры пара соответственно равны 18 МПа, 500 °C и 10 МПа ‘и 490 °C и частота вращения обеих турбин 50 с"1? 17. Какие дополнительные потери имеют¬ ся в ступенях с частичным подводом? 18. С какой целью в ступенях с частичным подводом устанавливают защитный кожух? 19. Каковы преимущества и недостатки двухвенечных ступеней? 20. Как и почему изменяется давленые в зазоре между сопловой и рабочей решет¬ ками? 21. Относительный внутренний КПД сту¬ пени без учета влажности г|О( = 0,88. Как он изменится, если учесть, что средняя влажность в ступени у = 8 %? 22. Объясните работу разгрузочного «поршня».
23. Какие конструктивные меры исполь¬ зуются для уменьшения осевых усилий в турбине? 24. Диаметр ступени цельнокованого ро¬ тора равен 1,25 м. Какой теплоперепад может переработать чнсто активная ступень при частоте вращения 50 с~!? 25. Почему турбины выполняют много¬ ступенчатыми? 26. Что такое возврат теплоты? 27. Объясните появление потерь при впуске и выходе пара в многоступенчатой турбине. 28. В чем состоит целесообразность повышения единичной мощности турбоагре¬ гата? 29. Что ограничивает единичную мощ¬ ность турбоагрегата?'1 30. Почему турбины выполняются много- цилнндровыми? 31. Что определяет количество ЦНД в турбине? 32. Почему применение титановых спла¬ вов позволяет увеличить мощность турбо¬ агрегата? 33. Почему для турбин АЭС применяют частоту вращения 25 с"1, а для турбин ТЭС — нет? 34. Как работает концевое уплотнение турбины? 35. Почему в турбине возникают осевые усилия? Глава третья t КОНСТРУКЦИЯ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ 3.1. МАТЕРИАЛЫ Основные свойства металлов Создание надежно работающей и экономичной турбины и ее эксплуа¬ тация невозможны без обеспечения механической прочности ее деталей, которая определяется двумя основными факторами: действую¬ щими и предельными нагрузками (прочностью), которые может выдер¬ жать материал без разрушения. Чем меньше нагрузки по отношению к предельным, тем прочнее деталь. Изложить достаточно подробно вопросы обеспечения механической прочности деталей турбин в настоя¬ щей книге не представляется воз¬ можным. Однако для понимания факторов, определяющих механи¬ ческую прочность деталей паровых турбин, необходимо иметь некоторые элементарные представления о со¬ противлении материалов и деталей турбин механическим воздействиям. Степень напряженности мате¬ риала под действием приложенных к нему сил характеризуется в первую очередь напряжением. При приложении к некоторому телу внешних сил внутри него возникают напря¬ жения — внутренние силы, препятствующие разрушению тела. Если, например, к образцу (рнс. 3.1) приложить внешнюю продольную силу Р, то в каждом его сечении появятся внутренние продольные распределенные по сечению силы. Напряжение — это внутрен¬ няя сила, действующая на единицу площади сечения. Если площадь сечения рассмотрен¬ ного образца Æ=1 см2, а растягивающая сила Р=1 Н, то напряжения в сечении о — = P/F~[ Н/см2. Таким образам, размерность, напряжения совпадает с размерностью давления и по¬ этому их чаще всего измеряют в МПа или кгс/см2. В рассмотренном примере напряжения во всех точках сечения одинаковы. В част¬ ности, одинаковыми будут и напряжения в сечении вращающейся рабочей лопатки под действием центробежных сил. Однако Рис. 3.1. Напряже¬ ния в стержне, рас¬ тягиваемом внеш¬ ней силой 63
это бывает в общем случае редко. Если, например, рассмотреть напряжения, возни¬ кающие в лопатке под действием парового потока, то они будут изменяться по сечению: ясно, что при увеличении интенсивности по¬ тока разрушение скорее всего начнется в корневом сечении с входной или выходной кромки лопатки, где напряжения, вызван¬ ные изгибом лопатки, будут выше, чем в сред¬ ней ее части. В большинстве случаев для оценки механической прочности де¬ тали в ней определяют напряжения, находят опасную точку, в которой они максимальны, а затем сравни¬ вают их с характеристикой прочности материала детали. При работе материала при по¬ стоянных напряжениях и невысоких температурах его разрушение насту¬ пает при достижении напряжений о, равных пределу прочности материала ов. Если к образцу, пока¬ занному на рис. 3.1, приложить уси¬ лие Р, создающее в его сечении на¬ пряжение Ов, то он разрушится, по¬ лучив при этом остаточное (необратимое) удлинение: сумма длин частей разрушенного образца будет больше, чем его первоначаль¬ ная длина. Отношение приращения длины образца к первоначальной длине называется относитель¬ ным удлинением Ô. Оно харак¬ теризует пластичность мате¬ риала. Чем больше 6, тем меньшую склонность к внезапному хрупкому (без остаточного удлинения) разру¬ шению обнаруживает материал. Для оценки надежности детали, работающей при постоянных напря¬ жениях, обычно используется не предел прочности, соответствующий разрушению, а меньшая величина — предел текучести os. Предел текучести — это те напряжения, при которых появляются первые пласти¬ ческие деформации после упругого деформирования. Деталь считается спроектированной надежно, если в ней не возникает пластических де¬ формаций, т. е. ее материал работает в зоне упругости. Иногда пласти¬ ческие деформации все-таки допу¬ скаются, но тогда вводят дополни- 64 тельные меры, обеспечивающие проч¬ ность детали. Мерой сопротивления материала упругим деформациям является мо¬ дуль упругости Е — коэффициент пропорциональности между напря¬ жениями и деформациями. Напри¬ мер, сопротивление деформированию титановых сплавов примерно в 2 раза меньше, чем сталей. При работе детали при высокой температуре в ней развивается явле¬ ние ползучести. Деталь, которая при некоторых напряжениях, мень¬ ших предела текучести os, при низких температурах работает вполне на¬ дежно неограниченное время, при высокой температуре может иметь лишь ограниченный срок службы: спустя некоторое время в наиболее напряженной точке детали возникнет трещина вследствие исчерпания длительной прочности. Напряжение, при котором материал может про¬ служить заданное время при задан¬ ной температуре, называется пре¬ делом длительной прочно¬ сти Од,п. Ясно, что при рабочей температуре и заданном сроке служ¬ бы напряжения в детали должны быть меньше предела длительной прочности с некоторым запасом. При высоких температурах прояв¬ ляется еще одно явление: деталь медленно увеличивает свои размеры даже при неизменных внешних нагрузках. Напряжение, при котором при заданной температуре накапли¬ вается деформация ползучести опре¬ деленной величины, называется пре¬ делом ползучести. Во многих случаях на детали, в частности на рабочие лопатки, действуют переменные во времени нагрузки, вызывающие в них пере¬ менные напряжения. В этом случае при амплитуде напряжений, даже существенно меньшей предела теку¬ чести, в материале может возник¬ нуть явление усталости. После определенного числа циклов нагру¬ жения в детали возникает тре¬ щина усталости. Амплитуда напряжений, при которой материал
может выдержать определенное, на¬ пример ІО7, число циклов нагру¬ жения, называется пределом ус¬ талости. Если изготовить из различных материалов совершенно одинаковые стержни, закрепить их и вывести из состояния покоя, то они начнут совершать свободные затухающие колебания. Затухание для различ¬ ных стержней будет происходить по-разному и тем интенсивнее, чем большей способностью рассеивать энергию колебаний обладает их материал. Рассеивание энергии коле¬ баний называется демпфирова¬ нием, а свойство материала, ко¬ торое ее характеризует—декре¬ ментом колебаний. Чем боль¬ ше декремент колебаний материала, тем меньшие напряжения возникают в детали при колебаниях. Не каждая трещина, появив¬ шаяся в результате усталости, исчер¬ пания длительной прочности или просто оставшаяся необнаруженной в процессе изготовления, представ¬ ляет непосредственную опасность для детали. Ведь дефекты малого размера имеются практически в каж¬ дой изготовленной детали, но она работает с ними многие годы. Хрупкое разрушение наступает лишь при достижении трещиной крити¬ ческого размера /кр, определяемого ее формой, размерами детали, напря¬ жениями о, действовавшими до появления трещины, и, наконец, материалом. В первом приближении /кр = Л/(2/02, (3.1) где Кс — вязкость разруше¬ ния, определяющая сопротивление хрупкому разрушению. Эта характеристика наиболее сильно зависит от температуры, причем при некоторой критиче¬ ской температуре хруп¬ кости происходит ее резкое изме¬ нение. Поэтому одна и та же де¬ таль при температуре ниже крити¬ ческой разрушается хрупко, а при большей температуре — вязко, с за- 3 А. Д. Трухний метными пластическими деформа¬ циями. Появившиеся в материале тре¬ щины (вследствие усталости, ползу¬ чести или других причин) при при¬ ложении переменных нагрузок раз¬ виваются от начального состояния до критического размера. Скорость их роста определяется тремя фак¬ торами: напряжениями в области трещины, ее длиной и свойствами материала, из которого сделана деталь. Чём выше диапазон измене¬ ния внешних нагрузок, чем больше трещина и чем меньше сопротив¬ ление материала развитию трещины, тем больше скорость ее роста от цикла к циклу нагружения. Способность материала прово¬ дить теплоту называется тепло¬ проводностью, а характери¬ стика, ее определяющая,— коэффи¬ циентом теплопроводности X. Чем больше X, тем равномернее про¬ гревается или остывает деталь. Удлинение материала при нагреве (или сокращение при остывании) определяется коэффициентом линейного расширения ат. Эта характеристика важна для пра¬ вильного назначения зазоров между отдельными смежными деталями тур¬ бины (например, ротором и стато¬ ром), которые при изменении темпе¬ ратуры могут изменять свои раз¬ меры по-разному. Приведенные характеристики ма¬ териалов являются основными и, конечно, не исчерпывают всего их многообразия. Материалы деталей турбин Для деталей турбин в общем случае используют стали (углеро¬ дистые и легированные), чугуны и различные сплавы. Стали. Для деталей турбин,.- работающих в области низких темпе-1" ратур, используют углеродис¬ тые стали. Углеродистая сталь — сплав же¬ леза и углерода с содержанием последнего 0,05—1,7 %. Для деталей 65
турбин используются только каче¬ ственные углеродистые стали, хими¬ ческий состав и механические харак¬ теристики которых гарантированы заводом-изготовителем. Эта сталь маркируется числом, указывающим содержание углерода в стали в сотых долях процента. Например, в ста¬ ли 20 содержится 0,20 % углерода. Свойства и области применения некоторых углеродистых сталей при¬ ведены в табл. 3.1. Литые качественные стали обо¬ значаются с добавлением литеры Л. В табл. 3.2 приведены основные свойства литых сталей. Для изготовления ответственных деталей турбин (роторов, лопаток, дисков, корпусов и т. д.) исполь¬ зуются легированные ста- л и — углеродистые стали с добавкой легирующих элементов: хрома, мо¬ либдена, ванадия, никеля и др. Ле¬ гирование позволяет получить стали с характеристиками, значительно превосходящими углеродистые стали. Таблица 3.1. Свойства некоторых каче¬ ственных углеродистых сталей и область их применения Марка стали МПа Ов, МПа ô, % Область применения 10 210 340 31 Листы для свар¬ 15 230 380 27 ных корпусов 20 250 420 25 ЦНД 25 280 460 23 Крепеж различно¬ 30 300 500 21 го назначения 35 320 540 20 40 340 580 19 Таблица 3.2. Механические свойства ли¬ тых качественных углеродистых сталей Марка стали о,, МПа М П а 6, % Область применения 15Л 200 400 24 Корпуса паровых 20Л 220 420 23 турбин, армату¬ 25Л 240 450 19 ра паропрово¬ ЗОЛ 260 480 17 дов, диафрагмы, 35Л 280 500 15 обоймы 40Л 300 530 14 45Л 320 550 12 50Л 340 580 1 1 55Л 350 600 10 Легированные стали обозначают сле¬ дующим образом: цифрами указывают содер¬ жащіе в стали углерода (одна цифра — в десятых, две--в сотых долях процента), а затем по порядку записывают буквы русского алфавита, обозначающие легирую¬ щие элементы, а после каждой из них - их процентное содержание. При содержании легирующего элемента менее 1 % цифры опускают. Легирующие элементы обозначают сле- дующими буквами Хром А X Ал юминий Ю Моли бден м Медь д Ванадий ф Ниобий Б Н И КСЛ ь н Кобальт К Титан т Бор Р Вольфрам Например, в в литой стали 15Х1М1ФЛ содержится примерно 0,15 % углерода, 1 — 2% хрома, 1-2% молибдена, около 1 % ванадия, а остальное — железо. Свойства наиболее употребитель¬ ных легированных сталей представ¬ лены в табл. 3.3. Чугуны. Чугун — это сплав же¬ леза и углерода при содержании последнего более 2 %. Обычно в чу¬ гуне содержится от 2,8 до 3,5 % углерода. Различают чугуны белый, ковкий, серый и высокопрочный. В турбинах используют два послед¬ них вида. Серый чугун хорошо льется, поддается обработке резанием и по¬ тому находит широкое применение для низкотемпературных корпусов ЦНД, корпусов подшипников, диа¬ фрагм и других деталей. Добавление в серый чугун моди¬ фикаторов (ферросилиция или его сплава с алюминием) повышает его механические свойства. Такой чугун называется модифицирован- н ы м. Серый чугун обозначается бук¬ вами СЧ и двумя двухзначными числами, первое из которых указы¬ вает значение предела прочности на растяжение, а второе — на изгиб (кгс/мм2). Например, чугун марки СЧ 15-32 имеет предел прочности на растяжение ов^15 кгс/мм2^ «150 МПа и 32 кгс/мм2 на изгиб. В табл. 3.4 приведены основные марки серого чугуна, используемого 66
Таблица 3.3. Основные свойства некоторых легированных сталей и область их применения Марка стали Темпера¬ тура, °C Предел текучести съ, МПа Предел прочности ов, МПа Относи¬ тельное удлинение Ô. % Модуль упругости Е-ІО"4, МПа Предел длитель¬ ной проч¬ ности Од Н за 105 ч, МПа Коэффи¬ циент ли¬ нейного расшире¬ ния а- ІО6, 1/К Коэффи¬ циент теплопро¬ воднос¬ ти, 1, Вт/(м • К) Декре¬ мент ко¬ лебаний Л* % Область применения 1X13 20 410 610 22 22 10,1 25,1 2,0 Рабочие лопатки, бан¬ 400 370 500 16 19 330 11,4 28,1 1,5 дажные ленты, скреп¬ ляющие проволоки 2X13 20 520 720 21 22 .. . 10,1 22,2 2,0 Рабочие лопатки 400 400 530 16 19 330 11,4 26,4 1,5 15Х12ВМФ 20 750 890 15 22 9,7 24,7 1,4 Рабочие лопатки, диа¬ (ЭИ-802) 500 530 580 14 18 280 11,2 26,8 0,7 фрагмы, крепеж, за¬ клепки хвостовых со¬ единений 34ХМА 20 430—520 620—720 17—22 22 —— 12,3 40,6 Валы, диски, штоки кла¬ панов 20Х1М1 4 20 570 740 19 22 —— 10,9 40,6 —— Цельнокованые роторы (Р2, Р2М) 500 460 540 18 —— 220—260 13,7 36,0 —— 20X3 ВМФ 20 600—700 700—800 12—18 21 —— 10,6 35,6 - ' ' ' (ЭИ-415) 500 460—560 480—580 15—20 210 12,6 29,7 ■ 34ХМ1А 20 480 650 14 22 ■ - , 12,3 40,6 ■ ' ' ' Сварные роторы 34XH3MA 20 680—850 830 12 21 10,8 37,7 - Диски сборных роторов 20ХМЛ 20 310—400 480—560 12—28 21 10,9 49,0 Корпуса турбин, корпуса 550 260 340 24 60—65 13,7 28,1 —— стопорных и регули- nviûHIUY к’ЛЛПЯИПЙ СП- р у IV НДЦ A llâ HUD, W 20ХМФЛ 20 320—480 500—690 14—24 20 10,0 49,0 - . пловые коробки, кла¬ 550 220—390 320—470 12—21 17 100 13,6 26,4 ——. панные коробки 15Х1М1ФЛ 20 350 550—600 22 22 —» 12,4 32,3 ■ - 540 240 310 18 18 130 14,0 23,8 ——
Таблица 3.4. Механические свойства се¬ рых чугунов и область их применения Марка чугуна Os, МПа Ов, МПа Область применения СЧ 15-32 150 320 Корпуса ЦНД, вы¬ ходные патруб¬ ки, корпуса под¬ шипников, фун¬ даментные рамы СЧ 18-36 180 360 Корпуса ЦНД, вы¬ ходные патруб¬ ки, диафрагмы СЧ21-40 210 400 Корпуса ЦНД, вы¬ ходные патруб¬ ки, диафрагмы, сопловые короб¬ ки, корпуса ма¬ сляных насосов СЧ 22-44 220 440 Диафрагмы, кор¬ пуса подшипни¬ ков СЧ 28-48* 280 480 Нагруженные де- СЧ 32-52* 320 520 тали, заменяю- СЧ 35-56* 350 560 щие стальное СЧ 38-60* 380 600 литье Примечание. Звездочкой помечены мо¬ дифицированные чугуны. для деталей паровых турбин, и его основные свойства. Использование серых чугунов ограничено температурой 250 °C, модифицированных — 300 °C. При больших температурах наблюдается явление роста чугуна: соедине¬ ние железа с углеродом — цемен¬ тит — распадается на углерод и железо, суммарный объем которых на 30—40 % больше. Рост чугуна приводит к распуханию детали, ее короблению и заклиниванию в смеж¬ ных деталях. Сам материал при этом становится непрочным и хрупким. Находит применение в турбинах и высокопрочный чугун — чугун с добавкой 0,04—0,06 % маг¬ ния. Обозначается такой чугун бук¬ вами ВЧ и двумя числами: первое число указывает минимальное зна¬ чение предела прочности при растя¬ жении (кгс/ммО, второе — мини¬ мальное относительное удлинение (%). Например, высокопрочный чу¬ гун ВЧ 50-1,5 имеет предел проч¬ ности на растяжение не менее 50 кгс/мм2^500 МПа и относитель- 68 Таблица 3.5. Механические свойства вы¬ сокопрочных чугунов и область их приме¬ нения Марка чугуна ов, МПа » Ос, МПа 6, % О бл а сть применения ВЧ 45-0 450 360 Вкладыши ВЧ 50-1,5 500 380' 1,5 опорных под¬ ВЧ 60-2 600 420 2 шипников, на¬ ВЧ 45-5 450 330 5 правляющие ВЧ 40-10 400 300 10 втулки, уплот- нительные кольца ное удлинение при разрыве не менее 1,5%. Основные свойства высоко¬ прочных чугунов, используемых для деталей паровых турбин, приведены в табл. 3.5. Не останавливаясь подробно на материалах, используемых для дета¬ лей турбин АЭС, укажем, что исполь¬ зование для них серого чугуна не¬ допустимо из-за его низкого сопро¬ тивления щелевой эрозии — быст¬ рого износа поверхностей деталей под действием потока пара, содер¬ жащего капли влаги. Кроме рассмотренных выше мате¬ риалов на основе железа в паро¬ вых турбинах находят применение другие металлические материалы: титановые сплавы для рабочих ло¬ паток последних ступеней, цветные сплавы для трубок конденсаторов и подогревателей, баббиты для вкла¬ дышей подшипников и т. д. Их свойств мы коснемся при рассмотре¬ нии конструкций деталей, выполняе¬ мых из них. 3.2. РАБОЧИЕ ЛОПАТКИ Условия работы рабочих лопаток * • Основой турбины, определяющей ее надежность и экономичность, является ее проточная часть, наи¬ более ответственными элементами которой являются рабочие лопатки, профили которых образуют рабочую решетку. Именно в каналах рабочей решетки происходит преобразование энергии потока пара в полезную работу на валу турбины.
Условия работы рабочих лопаток очень тяжелы. Под действием вращения с боль¬ шой частотой в лопатке возникают большие центробежные силы и высо¬ кие напряжения растяже¬ ния, стремящиеся вырвать лопатку из диска. Окружная сила (см. § 2.3), со¬ здающая полезный крутящий момент на валу турбины, изгибает ло¬ патку в плоскости диска. Допол¬ нительно лопатка изгибается в плос¬ кости оси турбины под действием раз¬ ности давлений pj— р2. Изгибающие силы, действующие на' рабочие лопатки, не постоянны во времени, а непрерывно изме¬ няются из-за различий в сопловых каналах, из которых пар поступает на рабочие лопатки, наличия выход¬ ных кромок сопловых лопаток и дру¬ гих причин. Это приводит к возбуж¬ дению колебаний лопаток и возможности появления усталостной трещины, которая, увеличиваясь, может достигнуть критического раз¬ мера, после чего произойдет внезап¬ ный отрыв лопатки. Особенно большие переменные нагрузки действуют на рабочие лопатки парциальных, в частности регулирующих ступеней. При про¬ хождении лопатки перед группой сопл, из которых поступает пар, на нее действует полное усилие. При выходе лопатки из активной дуги подвода паровое усилие почти полностью пропадает. Это и при¬ водит к появлению большой пере¬ менной аэродинамической силы. Рабочие лопатки первых ступеней ЦВД и ЦСД турбин ТЭС работают в условиях высоких температур, вы¬ зывающих явление ползучести. Для рабочих лопаток турбин АЭС и последних ступеней турбин ТЭС очень опасной является эро¬ зия, приводящая к износу их поверх¬ ностей. Агрессивные примеси, содер¬ жащиеся в паре, вызывают корро¬ зию и снижение сопротивления действию постоянных и переменных напряжений. Конструкции рабочих лопаток Конструкция простейшей рабочей лопатки показана на рис. 3.2. Лопатка состоит из рабочей части (пера) и хвостовика. Рабочая часть имеет профили, уста¬ новка которых с равным шагом образует рабочие каналы. Хвосто¬ вики служат для крепления лопа¬ ток на диске. На торце рабочей части выполняют шип. На группу лопаток надевается лопаточный бандаж, в котором выполнены отверстия с шагом и формой, соответ¬ ствующими шипам на лопатках, установленных на диске. Шипы расклепывают, и в результате ло¬ патки на диске оказываются набран¬ ными в пакеты, что увеличивает вибрационную надежность облопачи- вания и позволяет выполнить пери¬ ферийное уплотнение ступени. Короткие лопатки {d/l> 10) вы¬ полняют с постоянным по высоте профилем, длинные — с переменным (рис. 3.3). Длинные лопатки при¬ ходится выполнять закрученными в соответствии с изменяющимися по высоте треугольниками скоростей (см. рис. 2.27). Одновременно не¬ обходимо уменьшать их площадь от корневого сечения к периферий¬ ному, для того чтобы уменьшить центробежную силу рабочей части Рис. 3.2. Конструкция простейшей лопатки: / — шип; 2 — рабочая часть (перо); 3 — бандаж¬ ная лента; 4 — хвостовик 69
Рис. 3.3. Примеры лопаток последних ступеней мощных паровых турбин: а - лопатка ЛМЗ длиной 960 мм на 50 об/с, б — лопатка ТМЗ длиной 940 мм на ,50 об/с; в -- лопатка ЛМЗ из титанового сплава длиной 1200 мм на 50 об/с; г — лопатка швейцарской турбины длиной около 1 м на 50 об/с; д - лопатка ХТЗ длиной 1450 мм на 25 об/с; е— лопатка американской тур¬ бины длиной 1320 мм на 30 об/с лопатки и напряжения в корневом сечении и в хвостовике. Рабочая часть лопатки фре¬ зеруется или строгается на специа¬ лизированных станках по копиру, а затем полируется до зеркального блеска. Это уменьшает потери на трение пара о поверхность лопаток и увеличивает их сопротивление усталости. Особые меры применяются для защиты лопаток от эрозионного действия капель влаги при работе влажным паром. Как мы видели в § 2.10, крупные капли, вызываю¬ щие наиболее значительную эрозию, отстают от потока пара и в резуль¬ тате ударяют во входную часть спинки периферийной части лопатки. Поэтому часто прибегают к защите 70 этой части лопатки с помощью стеллитовых пластинок, на¬ паиваемых на лопатку токами высо¬ кой частоты. Стеллит — сплав на основе ко¬ бальта (60—65 %), содержащий 25—28 % хрома и 4—5 % воль¬ фрама. Он имеет высокую твердость и очень высокое сопротивление эро¬ зии. На рис. 3.4 показана рабочая лопатка со стеллитовыми пластин¬ ками. Видно, что они почти не изно¬ сились под действием эрозии в отли¬ чие от рабочей части лопатки, выполненной из стали. : Применение стеллита, как ; и вообще сплавов, содержащих ко¬ бальт, в турбинах, работающих радиоактивным паром, недопустимо. Связано это с тем, что в резуль-
Рис. 3.4. Эрозионный износ входных кромок рабочих лопаток (на периферийной части лопаток видны неповрежденные стеллитовые напайки) Рис. 3.5. Рабочая лопатка с Т-образным хвос¬ товиком: а — хвостовое соединение; б — колодец для за¬ водки лопаток; в — крепление рабочей замковой лопатки заклепкой; г — разгиб шеки диска центро¬ бежной силой лопатки тате коррозии кобальт попадает в теплоноситель, активируется в реак¬ торе и затем осаждается на поверх¬ ностях оборудования в виде раз¬ личных оксидов. Большой период полураспада кобальта-60 требует длительных работ по дезактивации оборудования при выводе его в ре¬ монт. Поэтому для рабочих лопаток паровых турбин одноконтурных АЭС вместо упрочнения входных кромок стеллитовыми пластинками исполь¬ зуется электроискровая об¬ работка поверхности. Процесс обработки состоит в создании много¬ численных электрических разрядов между поверхностью лопатки и электродом, в результате которых происходит оплавление поверхности лопатки и перенесение на нее мате¬ риала электрода. Для электродов используют стеллит (для турбин, работающих нерадиоактивным па¬ ром), феррохром, никельбор и другие материалы. В результате электри¬ ческих разрядов на поверхности лопатки образуется закаленный ле¬ гированный слой, имеющий высокое сопротивление эрозии. Хвостовик—один из самых напряженных и ответственных эле¬ ментов лопатки, с его помощью она крепится на диске. Выбор типа хвостовика для рабо¬ чей лопатки определяется двумя факторами: нагрузкой, создаваемой лопаткой, и технологическим обору¬ дованием турбинного завода. На рис. 3.5 показан один из простейших хвостовиков — Т-об¬ разный, применяемый для лопаток малой длины. Для установки рабочих лопаток на диске выполняют паз по профилю лопатки. Для заводки лопаток в диске с двух противо¬ положных сторон делаются колод¬ цы (см. рис. 3.5,6), через которые набираются и заводятся по окруж¬ ности лопатки. Последними непо¬ средственно в колодцы устанавли¬ вают замковые лопатки (рис. 3.5, в) и крепят их к диску цилиндри¬ ческими заклепками. Хвостовики рассмотренной кон¬ струкции пригодны только для корот¬ ких лопаток, центробежная сила которых невелика. При больших высотах лопаток центробежная си¬ ла /?, приложенная в плоскостях контакта С—С и D—D (см. рис. 3.5, а и г), вызывает в сечениях дис¬ ка ВВ и АА высокие напряжения изгиба. Это может привести в зоне высоких температур к появлению трещины длительной проч¬ ности и требует увеличения тол¬ щины диска на периферии. Для уменьшения напряжений в ободе диска на хвостовой части лопатки выполняют з а м к и (рис. 3.6) с плот¬ ным контактом поверхностей хвосто¬ вика и диска. Под действием центро¬ бежной силы 7?і, приложенной к 71
Рис. 3.6. Лопатка ЛМЗ с Т-образным хвостовиком с зам¬ ками Рис. 3.7. Типы лопаточных хвостовиков, при¬ меняемых для коротких лопаток: а,- б — простейший грибовидный хвостовик с хво¬ стовым и замковым соединением соответственно; в — вильчатый хвостовик; г, д — зубчиковый хвостовик с хвостовым и замковым соединением соответственно опорной поверхности обода в месте контакта, возникает сила /?2, умень¬ шающая изгибающие напряжения в сечении ВВ. Т-образные хвостовики широко применяют ЛМЗ и ТМЗ в турбинах разных типов. 72 В турбинах ХТЗ широко при¬ меняются грибовидные хвосто¬ вики (рис. 3.7, а). На ободе диска выполняется выступ («грибок»), а в хвостовике лопатки — паз по форме выступа. В двух противопо¬ ложных местах обода часть выступа срезается, и через вырезы заводятся лопатки. Замковые лопатки (рис. 3.7, б) выполняются отдельно точно по форме оставшейся части «грибка» и крепятся к ободу заклепками. На поверхности обода выполняют замки, которые в отличие от Т-образ¬ ного хвостовика предотвращают раз¬ гиб хвостовика, а не щеки диска. На рис. 3.7, в показан простейший вильчатый хвостовик Д выпол¬ ненный в виде вилки, насаживаемый сверху на диск 2 и закрепляемый на нем двумя заклепками 3. Виль¬ чатое хвостовое соединение не тре¬ бует специальных замковых лопаток и допускает легкую смену повреж¬ денных лопаток без разлопачивания всего диска (как это требуется для замены лопатки с Т-образными или грибовидными хвостовиками). На рис. 3.7, г показан зубчи¬ ковый хвостовик с окруж¬ ной заводкой лопаток. Центро¬ бежная сила с лопатки на диск передается через опорные поверх¬ ности зубцов, плотно пригнанных к диску. Лопатки заводятся в паз через колодцы, в которые затем вставляются замковые лопатки, кре¬ пящиеся к диску заклепками. Рассмотренные хвостовики при¬ годны для крепления лишь отно¬ сительно коротких лопаток из-за их малой несущей способности. На рис. 3.8 показаны хвостовые соединения для лопаток ЦНД тур¬ бины К-300-240 ЛМЗ. Начиная с третьей ступени вместо Т-образных хвостовиков, используемых во всех предшествующих ступенях турбины, применяется вильчатый хвостовик с тремя вилками. Для лопатки последней ступени, длина которой 960 мм, применяется мощный виль¬ чатый хвост с пятью вилками. Уве¬ личение числа вилок позволяет уве-
Рис. 3.8. Хвостовые соединения лопаток ЦНД турбины К-300-240 ЛМЗ личить число поверхностей среза самого слабого элемента — цилинд¬ рических заклепок. Для увеличения несущей способ¬ ности грибовидных хвостовиков их выполняют с несколькими опорными поверхностями (рис. 3.9), тщательно пригоняемыми к диску для равно¬ мерного распределения между ними усилия от центробежной силы. Многоопорными выполняются хво¬ стовики лопаток регулирующей сту¬ пени (несмотря на их малую высоту), подверженные действию высоких переменных напряжений, и лопаток большой длины. Для лопаток последних ступеней ХТЗ и ТМЗ используют елочный хвостовик с торцевой за¬ водкой (см. рис. 3.3, б, д), большое число опорных поверхностей кото¬ рого обеспечивает высокую несущую способность. Хвостовик и паз в диске под его заводку выполнены по дуге окружности, для того чтобы корне¬ вое сечение лопатки располагалось на полке хвостовика без свисания кромок. Это обеспечивает высокую усталостную прочность лопатки. Каждая лопатка крепится в осевом направлении с помощью двух пла¬ стинчатых стопоров (рис. 3.10), один конец каждого из которых перед заводкой лопатки в паз отгибается Рис. 3.9. Рабочие лопатки турбины К-300-240 ХТЗ: а — регулирующая ступень; б — П ступень ЦВД; в — XI ступень ЦВД; г — VI ступень ЦСД; д—XI ступень ЦСД; е — XII ступень ЦСД (стрелками показано направление течения пара) 73
Рис. 3.10. Рабочие лопатки ротора низкого давления турбины ХТЗ: / — лопатка V ступени; 2 — стопоры; 3 — лопатка IV ступени; 4 — лопатка III ступени; 5 — ло¬ патка II ступени; 6 — лопатка I ступени; 7 — проволочные связи; 8, 10 — проставки; 9 — штифты, крепящие проставки; // — трубчатые связи; 12, 14 — ограничительные шайбы: 13 — стержень: 15 — втулочные связи; 15, 17 — ленточный бандаж 74
в тело хвостовика, а второй на поверхность диска. Бандажи и связи служат глав¬ ным образом для повышения вибра¬ ционной надежности лопаточного аппарата. Периферийный бандаж позволяет одновременно уменьшить утечку пара и поэтому повышает КПД ступени. Для рабочих лопаток ЦВД и не¬ длинных (менее 350 мм) лопаток ЦСД применяют удобные накладные ленточные бандажи (рис. 3.11), объединяющие в пакет 6— 14 лопаток. Полного объединения всех лопаток в один пакет стараются не делать, так как при этом затруд¬ няются тепловые деформации бан¬ дажа относительно лопаток, которые могут менять свою температуру в процессе эксплуатации по-разному. В результате в бандаже могут по¬ явиться трещины малоцикловой усталости. Шипы, фрезеруемые на торцевой поверхности рабочей лопатки, в за¬ висимости от ее ширины могут распо¬ лагаться в один (рис. 3.11) или в два ряда (см. рис. 3.10), иметь круглую, квадратную или прямо¬ угольную форму в сечении. С возрастанием мощности турбо¬ агрегатов, когда вместе с , ростом расхода пара увеличивается хорда з-з Рис. 3.11. Пакет лопаток турбины XT3 лопаток, а также с увеличением диаметра ступени центробежная сила массы бандажа возрастает на¬ столько, что выполнение ленточного бандажа становится затруднитель¬ ным. В этих случаях либо отказы¬ ваются от бандажа вообще, обеспе¬ чивая вибрационную надежность облопачиваиия другими средствами, либо выполняют бандаж заодно с каждой из лопаток (рис. 3.12). Такой бандаж называют цельно¬ фр е з е р о в а н н ы м. Выполнение цельнофрезерован¬ ного бандажа особенно полезно для лопаток регулирующей ступени. На рис. 3.13 показан пакет из трех лопаток для регулирующих ступеней турбин ЛМЗ. Лопатки свариваются в пакеты по полкам цельнофрезе¬ рованного бандажа и по полкам хвостовиков. На полках бандажа выполняют шипы, на которые на¬ девают ленточный облегченный бан¬ даж. Аналогичная конструкция приме¬ няется и на ХТЗ (рис. 3.14). Вместо ленточного приклепан¬ ного бандажа можно использовать демпферную связь (рис. 3.15) в виде полосы трапециевидного сечения, закладываемой в паз, выто¬ ченный в цельнофрезерованном бан¬ даже. В этом случае при колеба¬ ниях между связью и бандажом возникают силы трепня, гасящие колебания. Вместе с тем эта связь не препятствует взаимному температур¬ ному расширению отдельных паке¬ тов, что особенно важно для лопаток регулирующей ступени, где темпера- Рис. 3.12. Цельнофрезерованный бандаж 75
Рис. 3.13. Сварной пакет из трех лопаток регулирующей ступени турбины К-800-240 Л М3 Рис. 3.15. Пакеты рабочих лопаток с демп¬ ферной связью регулирующей ступени ЦВД Рис. 3.14. Бандаж регулирующей ступени турбины К-300-240 ХТЗ: / — лопатка; 2 — бандаж Рис. 3.16. Цельнофрезерованный бандаж с «зубок» для лопаток турбин ЛМЗ тура пара при переходных режимах изменяется наиболее значительно. Бандажные связи очень важны для лопаток последних ступеней. При их отсутствии не только сни¬ жается вибрационная надежность облопачивания, но и происходит упругая раскрутка лопатки: под действием центробежной силы про¬ фили в отдельных сечениях лопатки поворачиваются вокруг ее продоль¬ ной оси (иногда на 10—12°) и на¬ чинают занимать не то положение, на которое рассчитана лопатка. В результате обтекание лопаток по¬ током пара становится нерасчетным и экономичность ступени снижается. Выполнение на периферии лопат¬ ки цельнофрезерованного бандажа с «зубом» (рис. 3.16) 76 препятствует упругой раскрутке ло¬ патки. Мало того, контакт поверх¬ ностей зубьев соседних лопаток и возникающие на них силы трения создают хорошее демпфирование колебаний. В тех случаях, когда раскручи¬ вающая лопатку сила невелика и возникающие силы прижатия бан¬ дажных полок друг к другу недо¬ статочны, в выточку бандажа (рис. 3.17) устанавливают замкнутую на круг проволочную связь. Связи, устанавливаемые между рабочими частями лопаток, по назна¬ чению можно разделить на паяные и демпферные. Паяные связи припаиваются к ло¬ паткам и служат для ликвидации некоторых особенно опасных видов
Рис. 3.17. Цельнофрезерованный бандаж с расположенной в нем демпферной проволокой колебаний (см.§ 11.2). Ясно, напри¬ мер, что в пакете, показанном на рис. 3.11, лопатки при колебаниях могут перемещаться относительно друг друга. Если же их прошить проволокой так, как показано на рис. 3.10 (см. 3-ю ступень), то ло¬ патки не сумеют вибрировать указан¬ ным образом. Припаивают связь к лопаткам серебряным припоем. Демпферные связи устанавли¬ вают для гашения колебаний. Их к лопаткам не припаивают. За счет центробежных сил они прижимаются к поверхности отверстий в лопатках, а возникающие силы трения не дают развиться интенсивным коле¬ баниям. Примеры демпферных свя¬ зей показаны на рис. 3.10 (см. сече¬ ния 3—3 и Ж—Ж) и на рис. 3.18. Для паяных связей обычно ис¬ пользуется проволока, для демпфер¬ ных— проволока (см. рис. 3.18), трубки или втулки (см. рис. 3.10). Во всех случаях демпферный бандаж должен быть сделан так, чтобы он выполнял свои функции: он должен быть достаточно податливым, чтобы плотно прилегать к лопатке под действием центробежных сил, и вместе с тем достаточно жестким, чтобы иметь необходимую прочность. Материалы рабочих лопаток Тяжелые условия работы рабочих лопа¬ ток, рассмотренные выше, исключают при¬ менение для них углеродистых сталей. Для лопаток используют только нержавеющие стали. Самыми употребительными являются ста¬ ли 1X13, 2X13 и близкие к ним стали 12X13 и 12Х13Ш (шлакового переплава), содержащие 12—14 % хрома, обеспечивающего высокую коррозионную стойкость. Их большим до¬ стоинством является высокая, значительно большая, чем у других лопаточных мате¬ риалов, демпфирующая способность. Эти стали можно применять до температуры 400—480 °C. Для больших температур применяют ста¬ ли, легированные молибденом и ванадием (15X11МФ), а также вольфрамом и ниобием Рис. 3.18. Установка демпферных проволоч¬ ных связей на рабочих лопатках турбин ЛМЗ: а — лопатка со связями; б — установка прово¬ локи в отверстиях; в — установка проволок на колесе; г — крепление проволок в пакетах 77
(2Х11МФБН, ЭИ-802, 2ХІ2ВМБФР), и неко¬ торые другие. 3.3. ВАЛОПРОВОД ТУРБИНЫ Валопровод турбоагрегата — это совокупность соединенных между собой роторов последовательно рас¬ положенных цилиндров и генератора. Роторы цилиндров соединяются по¬ средством муфт. Собственно ротор включает в себя вал, облопаченные диски и некоторые другие элементы, обеспечивающие его сборку и нор¬ мальную работу. Условия работы валопровода Условия работы роторов ци¬ линдров в общем случае очень тяжелы. Прежде всего валопровод вра¬ щается с высокой частотой, а так как его размеры и масса закреп¬ ленных на нем лопаток велики, то велики и возникающие в нем напря¬ жения от центробежных сил. При этом надо иметь в виду, что в усло¬ виях эксплуатации частота вращения может на 10—12 % превзойти номи¬ нальную (50 или 25 1/с) ; при этом напряжения возрастут на 20—50 %. Наибольшие напряжения от враще¬ ния возникают в центральной зоне ротора и ободе, где закреплены рабочие лопатки. Роторы ЦВД и ЦСД турбин ТЭС, в паровпускной части которых тем¬ пература составляет 500—510 °C, должны выдерживать высокие на¬ грузки от вращения в условиях ползучести в течение всего срока службы. В роторе не должны воз¬ никнуть трещины длительной прочности, а радиальные раз¬ меры не должны увеличиваться до недопустимого значения. Валопровод турбины суммирует крутящие моменты, развиваемые отдельными цилиндрами, и в конеч¬ ном счете передает их ротору гене¬ ратора. Таким образом, на выход¬ ном валу турбины развивается максимальный крутящий момент. 78 При этом надо иметь в виду, что при некоторых эксплуатационных режимах, например при коротком замыкании в генераторе, крутящий момент может возрасти в 4—6 раз по сравнению с номинальным значе¬ нием. Шейка выходного вала тур¬ бины должна передавать эти высо¬ кие скручивающие нагрузки без разрушения. Ротор турбины — один из элемен¬ тов, воспринимающий все изменения температуры в проточной части турбины. Быстрые изменения темпе¬ ратуры приводят к появлению в ро¬ торах высоких температурных на¬ пряжений, а при их циклическом повторении — к появлению тре¬ щин термической уста¬ лости. Кроме того, следует иметь в виду, что по соображениям стоимости ротор выполняется из слаболегиро¬ ванных ржавеющих сталей, под¬ верженных коррозии. Конструкции роторов ЦН Наиболее важная особенность ро¬ торов ЦНД, определяющая его конструкцию,— большие габариты, вызванные стремлением увеличить выходную площадь последней сту¬ пени, чтобы либо увеличить эконо¬ мичность, либо повысить мощность турбоагрегата, либо сократить число ЦНД. Условия работы ЦНД на ТЭС и АЭС различаются мало, поэтому их роторы не имеют принципиаль¬ ных различий. Роторы всех крупных современ¬ ных турбин выполняют симметрич¬ ными и двухпоточными. Сборный ротор, или ротор с на¬ садными дисками (рис. 3.19), состоит из ступенчатого вала, на который с двух сторон симметрично насажи¬ ваются диски, втулки концевых уплотнений, а также втулки масля¬ ных уплотнений корпусов подшипни¬ ков. На валу выполняются шейки под вкладыши подшипников и для насадки полумуфт.
Рис. 3.19. Сборный ротор двухлоточпоі'о ЦНД: / - шейка д.’Я посадки но.'і\муфты; 2 — шейка вала под вкладыш подшипника: 2 -- торцевая шпонка; 4 - бгілансирово'іные грузы, 5 насадные диски; 6' осевьи- шпонки Каждый диск обычно состоит из обода, в котором выполняют про¬ фильные пазы для размещения хво¬ стовиков лопаток, полотна (про¬ фильной части) и ступицы или втулки, внутренняя расточка ко¬ торой сопрягается с посадочной поверхностью вала: Полотно диска профилируют так, чтобы обеспечить прочность диска при максимально возможной частоте вращения. Из этих же соображений выбирают ширину ступицы. Перед посадкой диска на вал размер его внутренней расточки несколько меньше, чем диаметр по¬ верхности посадки вала. Разность радиусов вала и диска до посадки называется натягом. Перед насад¬ кой диск разогревают, с тем чтобы его внутренний диаметр стал больше диаметра вала. Вал ставят верти¬ кально и надевают на него диск. После охлаждения диаметр расточки диска уменьшается, диск плотно садится на вал и в месте их сопря¬ жения возникает контактное давле¬ ние, препятствующее провороту дис¬ ка на валу. Передача крутящего момента с диска на вал осуще¬ ствляется за счет контактного дав¬ ления между диском и валом. Ясно, что величина контактного давления зависит от частоты враще¬ ния. При невращающемся роторе оно максимально. При увеличении частоты вращения диск расширяется в радиальном направлении сильнее, чем вал, и в результате при некото¬ рой частоте вращения, называемой освобождающей, контактное давление исчезает и крутящий мо¬ мент не может передаться на вал через посадку. Поэтому освобождаю¬ щая частота вращения должна быть больше, чем любая возможная частота вращения. Чем больше натяг посадки, тем выше освобождающая частота вра¬ щения. Поэтому на первый взгляд кажется, что обеспечить необходи¬ мую освобождающую частоту не представляет труда: для этого сле¬ дует посадить диск на вал с доста¬ точным натягом. Однако ясно, что в диске, насаженном на вал, кроме контактного давления возникают напряжения, стремящиеся разорвать диск. Такие же напряжения воз¬ никают в диске от центробежных 79
сил, вызываемых вращением. Та¬ ким образом, натяг создает допол¬ нительную напряженность в диске, и поэтому чрезмерный натяг вреден. Натяг при проектировании рас¬ считывается очень точно, с тем чтобы обеспечить достаточный запас по освобождающей частоте вращения по отношению к рабочей, но не создать без необходимости излишние напряжения от посадки. Вместе с тем в условиях эксплуа¬ тации возможно временное ослабле¬ ние посадки диска на валу, напри¬ мер при быстром увеличении темпе¬ ратуры в проточной части, когда диск может прогреться быстрее вала. Для того чтобы гарантиро- ЙЦщть передачу крутящего момента в таких условиях, между диском и валом устанавливают осевые шпонки (рис. 3.19). Шпоночные пазы резко увеличи¬ вают напряжения в диске, особенно в углах шпоночного паза. При появлении в них трещин критиче¬ ского размера может произойти хрупкое внезапное разрушение диска (см. § 11.4). Поэтому осевые шпонки устанавливают только под легкими дисками, напряжения в которых невелики даже с учетом осевых шпонок. Для нагруженных дисков, в частности для дисков последних ступеней, используют торцевые шпонки, т. е. шпонки, устанавли¬ ваемые между торцевой поверх¬ ностью диска и легкой деталью, насаживаемой на вал. Передача крутящего момента в случае ослабления диска с по¬ мощью торцевой шпонки показана на рис. 3.20. Диск 1 насаживается на вал 5 обычным образом. На пра¬ вой торцевой поверхности с двух противоположных сторон выполнены шпоночные пазы 2. Во втулку 4 уплотнения с небольшим натягом за¬ прессовываются шпонки 3, входящие в пазы на диске. Втулка 4 имеет малые размеры, возникающие в ней напряжения от центробежных сил невелики, поэтому ее можно наса- А А А fi '-л Натяг 0,01-0,03 JÛ4 Рис. 3.20. Передача крутящего момента через торцевую шпонку Рис. 3.21. Сборный ротор двухпоточного ЦНД турбины XT3. / — выступ вала; 2—5 — диски I—IV ступеней; 5 — торцевая шпонка; 7 -- шпоночное кольцо; 8 — осевая шпонка; 9 — балансировочный груз; 10 — кольцо для осевой фиксации диска; 11 — шейка вала под вкладыш подшипника дить на вал с большим натягом и даже на осевой шпонке. На рис. 3.21 показан сборный ротор ЦНД некоторых турбин ХТЗ. Все диски насаживаются на вал без осевых шпонок. Первые диски свя¬ заны торцевыми шпонками, а крутя¬ щий момент от них передается на 80
вал (в случае ослабления посадки) с помощью торцевых шпонок, уста¬ навливаемых между торцевыми по¬ верхностями выступа вала и первого диска. Крутящий момент с двух последних дисков передается на вал через торцевые шпонки между ними и специальными шпоночными кольцами, насаженными на вал с натягом и на осевой шпонке. Диск на валу в осевом направ¬ лении фиксируют с помощью бур¬ тика на валу, до которого надви¬ гается диск при горячей посадке, и кольца, устанавливаемого также в горячем состоянии в специальную расточку на валу (см. рис. 3.20). Иногда такое фиксирующее кольцо делают разъемным. После установки двух половин кольца на него надви¬ гается диск или втулка, соседствую¬ щая с рассматриваемым диском. Несмотря на фиксирующие кольца диск должен иметь возможность свободно расширяться в осевом на¬ правлении, не вступая в контакт с соседними дисками, втулками или кольцами. Если такой контакт воз¬ никнет, то, поскольку он не может быть сплошным по всей окружности, произойдет прогиб вала и возникнет вибрация. Основные достоинства сборных роторов: их можно выполнить очень больших размеров с высоким каче¬ ством дисков и вала. Основные недостатки сборных роторов связаны с высокой напря¬ женностью насадных дисков, воз¬ можностью их ослабления и появле¬ ния трещин из-за коррозии под напряжением в шпоночных пазах. Сварной ротор (рис. 3.22) изго¬ товляют из отдельных дисков и кон¬ цевых частей, соединяемых кольце¬ выми сварочными швами по спе¬ циальной технологии. Так же как и у сборного ротора, радиальные размеры сварного ротора не огра¬ ничиваются технологическими воз¬ можностями изготовления крупных поковок высокого качества. Напряжения, вызванные враще¬ нием, в сварном роторе меньше, чем в сборном, так как в нем отсу'И» ствуют центральное отверстие (это снижает напряжение более чем в 2 раза) и посадка диска на вал. В свою очередь эти два обстоятельства позволяют исключить у дисков сту¬ пицу, а форму диска сделать такой, чтобы напряжения в нем мало изме¬ нялись по радиусу. Вместе с тем требования сварки и последующего отпуска не позволяют применить для сварных роторов высокопрочные стали. Определенным недостатком свар¬ ного ротора является затрудненный контроль состояния его металла при капитальных ремонтах. В настоящее время на ЛМЗ для Разделка сиба перед сваркой Рис. 3.22. Сварной ротор двухпоточного ИНД турбины ХТЗ 81
Рис. 3.23- Цельнокованый ротор для ЦВД турбины ХТЗ ЦНД турбины К-1000-60/3000 для работы с ВВЭР изготовлен цельно¬ кованый ротор без центрального сверления. Этот ротор выполнен из металла с высоким уровнем прочности, а его конструкция имеет многие преимущества сварного ро¬ тора, но не имеет сварных швов. Конструкции роторов ЦВ, Основная особенность работы ЦВД турбин ТЭС — высокая тем¬ пература в зоне паровпуска, дости¬ гающая 500—510 °C. При этой температуре интенсивно развивается ползучесть, разновидностью которой является релаксация напря¬ жений, которая объясняется умень¬ шением напряжения в деталях за счет перехода части упругой де¬ формации в необратимую деформа¬ цию ползучести. Например, контакт¬ ное давление между диском и валом при высокой температуре со време¬ нем будет уменьшаться, освобож¬ дающая частота вращения падать и в результате произойдет осво¬ бождение диска. Поэтому использо¬ вание насадных деталей в зоне высоких температур, в частности сборных роторов, недопустимо. Основным типом роторов для ЦВД турбин ТЭС является цельно¬ кованый ротор (рис. 3.23). Собст¬ венно ротор, состоящий из вала и дисков, выполняется из одной по¬ ковки. На периферии дисков выпол¬ няют пазы для установки рабочих лопаток. Целесообразность использования цельнокованых роторов для ЦВД турбин ТЭС дополнительно обуслов¬ лена малыми объемными пропусками пара, не требующими поковок боль¬ шего размера, качественное выпол¬ нение которых затруднено на стадии получения слитка и ковки. Цельнокованые роторы (так же Рис. 3.24. Сварной ротор ЦВД турбины К-500-65/3000 ХТЗ 82
как и валы для сборных роторов) почти всегда выполняются с цен¬ тральным отверстием, поскольку при затвердевании слитка, начинающем¬ ся с периферии, именно в этой зоне концентрируются вредные примеси и дефекты. Эти дефекты тем более опасны, что расположены они в зоне максимальных напряжений. Цент¬ ральное отверстие, хотя и увели¬ чивает напряжения в 2 раза и со¬ ответственно уменьшает критический размер дефектов, позволяет с по¬ мощью перископа и методами спе¬ циальной ультразвуковой и порошко¬ вой дефектоскопии проверить по¬ верхность отверстия и устранить дефекты, которые могут быть в нем. Используется оно и для периоди¬ ческого контроля за появлением и ростом дефектов в процессе эксплуа¬ тации. Как правило, такой контроль осуществляют во время капитальных ремонтов. После осмотра полости отверстия его еще раз тщательно очищают и закрывают пробками, исключаю¬ щими попадание в него посторонних предметов и возникновение «блуж¬ дающего» небаланса (см. § 10.3). Температурные условия работы ЦВД турбин АЭС позволяют при¬ менять для их роторов сборные роторы. Однако меньшая трудоем¬ кость изготовления, большая надеж¬ ность, небольшие габариты, и хоро¬ шая освоенность производства цель¬ нокованых роторов для турбин ТЭС делают их предпочтительными и для ЦВД турбин АЭС. Для мощных турбин АЭС с двухпоточной сим¬ метричной конструкцией ЦВД может оказаться рациональной сварная конструкция (рис. 3.24), имеющая большую жесткость на изгиб, чем цельнокованый ротор. 5200 83
Конструкции роторов ЦС^ Выбор конструкции ротора ЦСД определяется двумя факторами: тем¬ пературой пара на входе в цилиндр и соотношением объемных расходов на входе цилиндра и на выходе из него. На вход ЦСД турбин ТЭС поступает пар из пароперегревателя котла с температурой не меньшей, чем температура свежего пара. Это исключает применение для ро¬ тора ЦСД сборной конструкции. Если соотношение удельных объемов на выходе и входе невелико, то используется цельнокованая кон¬ струкция — такая же, как и для ЦВД. Если же отношение объемов велико, то используется комбини¬ рованный ротор: его паро¬ впускная часть выполняется цельно¬ кованой, а выходная — с насадными дисками (рис. 3.25). Конструкции соединительных му т Соединительные муфты связы¬ вают отдельные роторы цилиндров турбины и генератора в единое целое — валопровод. Муфты — очень ответственные элементы валопровода, в значи- передают крутящий момент с ротора на ротор и не должны разрушаться даже при его кратковременном повышении в 4—6 раз, например при коротком замыкании в генера¬ торе. Качество изготовления, сборки и центровки полумуфт в значительной степени определяет вибрационное состояние турбоагрегата. При со¬ единении роторов с расцентровками или изломами естественной . линии прогиба вала возникает интенсив¬ ная вибрация (см. гл. 10), делаю¬ щая эксплуатацию турбоагрегата не¬ возможной. Различают муфты жесткие, полу¬ жесткие и подвижные. I» Жесткие муфты для обеспечения отсутствия вибрации тпсбуют~Тгочта Абсолютной центровки, не допуская ни смешения, ни излома^ осеисоед няемых poTopQH— Пример простейшей жесткой муф¬ ты, чаще всего используемой для соединения роторов ЦВД и ЦСД, показан на рис. 3.26. Полумуфты 1 и 3 выполнены в виде фланцев заодно Л валами соединяемых роторов. Центровка полумуфт обеспечивается с помощью кольцевого выступа на одной полумуфте и впадины — на другой. Перед подъемом краном тельной степени определяющие на¬ дежность работы всей турбины. Они любого из роторов их раздвигают с помощью отжимных винтов, ввин- Рис. 3.25. Ротор цилиндра среднего давления турбины К-300-240 ЛМЗ: 1 — вал ротора; 2 — диски, откованные заодно с валом; 3 насадные диски: 4 — втулка уплотнения; 5 — шпонка призматическая; 6 — кольцо .маслозащитное; 7 — кольцо упорное; 8 — разгрузочный поршень 84
Рис. 3.26. Простейшая жесткая муфта зризонными оолтами. повторяемости сборки чиваемых в отверстия 4. Полумуфты стягиваются призонными болтами 2, торцами полумуфт, возникающие из-за сжатия Для точной валопровода после рассоединения используются конические болты 5. На рис. 3.27 показана конструк¬ ция жесткой муфты с насад¬ ными п о л у м у ф т а м и, служащей для передачи крутящего момен¬ та с ротора турбины мощностью 500 МВт на ротор генератора. Концы валов турбины 6 и генера¬ тора 9, на которые насаживаются полумуфты 3 и 8, выполняют с небольшой конусностью (примерно 0,5 %), а их посадочные поверхности пригоняют друг к другу по краске на длине 80—90 % посадочного участка. Затем полумуфту нагревают в кипящей воде или ацетиленовой горелкой до 100—130 СС и насажи¬ вают на вал до упорного буртика, устанавливаемыми в строго соосные следя за точным совпадением шпо- тщательно обработанные отверстия в полумуфтах с зазором 0,01 — 0,025 мм. Болты затягивают равно¬ ночных пазов в полумуфте и вале. Затем вставляют составные шпонки, состоящие из двух клинообразных мерно, контролируя их удлинения, частей: сначала закладывают длин- Крутящий момент в жестких муфтах ную часть 4, а затем короткую передается за счет сил трения междў часть 5, закрепляемую с торца вин- 85
Рис. 3.27. Жесткая муфта ХТЗ том 2. Передача крутящего момента осуществляется за счет сил трения между торцами полумуфты, сжимае¬ мыми призонными болтами 7. Повто¬ ряемость сборки обеспечивается двумя коническими болтами I. Жесткие муфты просты и на¬ дежны, но требуют очень тщатель¬ ного изготовления и монтажа. I» Полужесткие муфты, иногда над зываемые по л у гибки ми, допускают небольшой излом осей соединяемых _ валов^но _не попускают их. осевого _ смещения. Пример конструкции полужест¬ кой муфты показан на рис. 3.28. Полумуфты насаживают на концы валов обычным способом, а между ними устанавливают соединительный элемент, имеющий один или не¬ сколько волнообразных компенсато¬ ров, допускающих небольшой излом осей роторов. Взаимная фиксация полумуфт и соединительного эле- I» мента осуществляется коническими болтами, а передача крутящего мо_- мента — за счет сил трения, созда¬ ваемых затяжкой призонных болтов. Подвижные муфты, называемые иногда гибкими, допускают осевые смещения и изломы соединительных валов. Примером подвижной муфты является~зубчатая муфта (рисГ3.29). На периферии полумуфт 5 и 7, насаживаемых на концы соединяе¬ мых валов описанным способом, выполняют зубья 8 эвольвентного профиля, на которые надевают кожух 1 с соответствующими зубьями 9. Фиксация кожуха на полумуфтах осуществляется кольцами 2 и 6. Крутящий момент с _вала на вал передается через зубья с ведущего вала на кожух, а с кожуха — на "ведомый вал. ~ ‘ Подвижные муфты для нормаль¬ ной работы требуют обильной масля¬ ной смазки. Смазка обычно подается от ближайшего вкладыша подшип¬ ника в кольцевую канавку 4, из которой центробежной силой по каналам 3 направляется к зубьям. При ухудшении смазки муфту закли- Рис. 3.28. Конструкция полужесткой муфты ЛМЗ: 1,8 — соединяемые валы. 2. / --полумуфты; 3 - - призонные болты; 4- гайки; 5- соедини¬ тельный элемент; 6 - компенсатор; 9 -- конические болты 86
Рис. 3.29. Конструкция зубчатой муфты нивает: возникающие между кон¬ тактирующими зубьями силы трения оказываются столь значительными, что их смещение становится невоз¬ можным и муфта начинает работать как жесткая. При этом растет осевое усилие на упорный подшипник и воз¬ никает опасность его аварии. Кроме того, поскольку центровка валов турбоагрегата при монтаже прово¬ дилась в предположении возмож¬ ности смещения без жестких требо¬ ваний, возникает интенсивная вибра¬ ция. Совершенно аналогичное поло¬ жение возникает при передаче через муфту слишком большого крутящего момента, исключающего возмож¬ ность проскальзывания зубьев полу¬ муфт и кожуха. Поэтому подвижные муфты используются только для передачи относительно небольших мощностей, не превышающих 60— 70 МВт. Материалы роторов Для роторов и валов турбин используют высокопрочные стали, легированные хромом, молибденом, ванадием и никелем, присадки обычно составляют 1—3,5 %. К материалу высокотемпературных цель¬ нокованых роторов ЦВД и ЦСД ТЭС предъяв¬ ляются два основных требования: они должны иметь высокое сопротивление ползучести и термической усталости. Наиболее употреби¬ тельными для них являются стали Р2МА и ЭИ-415, обладающие высоким сопротивлением ползучести. Материал роторов ЦНД должен обладать другими качествами: высокой статической прочностью, обеспечивающей надежную ра¬ боту при высоких напряжениях, создаваемых центробежными силами лопаток и самого ротора: высокой вязкостью разрушения, пре¬ пятствующей хрупкому разрушению при наличии дефектов, и высоким сопротивлением коррозионному разрушению. Для дисков сборных роторов используют легированные стали с введением нескольких процентов никеля. Повышенное содержание никеля (до 3,5 %) повышает качество тер¬ мообработки и обеспечивает однородность структуры и механических свойств. Типичной для использования является сталь 34XH3M. Никель — дорогой . н дефицитный мате¬ риал. Поэтому в ряде случаев используют сталь 35X1Н2Ф, содержащую меньше никеля, но имеющую добавки молибдена и ванадия. Для больших дисков с шириной ступицы более 450 мм получить качественную поковку с термообработкой на весь объем затрудни¬ тельно. В этом случае используется сталь ЗОХНЗМ2Ф, позволяющая выполнять диски с шириной более полуметра. 3.4. СТАТОР ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ Под статором турбины понимают неподвижные детали ее цилиндров: корпуса турбин со встроенными в них корпусами подшипников (если они не выносные), обоймы для крепления диафрагм и сегментов концевых уплотнений, сами диафрагмы и сег¬ менты уплотнений. Условия работы статора Условия работы статора менее тяжелые, чем ротора, прежде всего потому, что его детали не вращаются. Основная нагрузка, действующая на корпус, диафрагмы, обоймы,— разность давлений. Под ее действием детали статора должны сохранять не только прочность, в том числе в условиях высоких температур, когда происходит пол- 87
зучесть, но и жесткость, и плотность. Ползучесть материала приводит к короблению фланцевого разъема, остаточному прогибу диафрагм и обойм. Релаксация напряжений в болтах и шпильках вызывает ослаб¬ ление затяжки и пропаривание разъемов. Недостаточная жесткость может привести к большим взаимным пере¬ мещениям ротора и статора и заде¬ ваниям. Особенно трудно обеспечить жесткость корпусов ЦНД турбин ТЭС и АЭС. Хотя разность давлений, действующая на корпус, как правило, не превышает атмосферного давле¬ ния, обеспечить жесткость весьма сложно из-за большой поверхности цилиндра. Недостаточная плотность при¬ водит к паразитным протечкам пара и снижению КПД. Особенно опасны протечки пара в турбинах насыщен¬ ного пара, где капли влаги, движу¬ щиеся с большой скоростью, могут вызвать щелевую эрозию статорных деталей. Нарушение плотности полостей турбины, связанных с атмосферой, недопустимо вообще, поскольку утеч- Рис. 3.30. Схема фланцевого соединения: 1, 2 — нижняя и верхняя половины корпуса; 3 — гайка колпачковая; 4. 5 — верхний и нижний фланцы; 6 — болт ка пара в атмосферу увеличивает влажность в машинном зале. Пол¬ ностью должна быть исключена воз¬ можность попадания в машинный зал радиоактивного пара на одно¬ контурных АЭС. Плотность корпусов обеспечи¬ вается с помощью фланцевого соединения, состоящего из двух продольных фланцев (рис. 3.30) и скрепляющих их болтов или шпилек, ввинчиваемых в нижнюю половину корпуса. Для скрепления фланцев исполь¬ зуют специальные колпачковые гайки, внешний диаметр dr которых превосходит диаметр болта dm в меньшей степени, чем для обычных стандартных болтовых соединений, в которых диаметр описанной окруж¬ ности около граней гайки вдвое больше dm. Это позволяет прибли¬ зить скрепляющие болты друг к другу, увеличить их число и умень¬ шить усилие, которое должен разви¬ вать болт для создания плотного соединения. Оси скрепляющих болтов распо¬ лагают не на середине ширины В фланца, а стремятся максимально их приблизить к паровому простран¬ ству (7?<В/2). Дело в том, что внут¬ реннее давление, отрывающее поло¬ вины корпуса друг от друга, дейст¬ вует на рычаг около точки А, а усилие затяжки болта противодействует ему. Чем дальше ось болта будет отстоять от точки А, тем меньшее усилие тре¬ буется для противодействия отры¬ вающему усилию. Именно поэтому ширина фланца В оказывается зна¬ чительно большей, чем толщина стенки 6С (см, рис. 3.30) и чем это требует диаметр болта dm для своего размещения. В свою очередь увели¬ ченный размер В для обеспечения прочности уже самого фланца тре¬ бует большой высоты Н. При быстрых пусках и измене¬ ниях нагрузки, сопровождаемых быстрыми изменениями температуры в проточной части, в деталях статора, в первую очередь в корпусах ЦВД и ЦСД турбин ТЭС, возникают 88
температурные напряжения’, цикли¬ ческое повторение которых вызывает малоцикловую усталость материала и появление трещин. Конструкции корпусов ЦВД и ЦСД Конструкция корпусов ЦВД и ЦСД турбины зависит от основных факторов: начальных параметров и предполагаемых режимов эксплуа¬ тации. Для турбин на умеренные на¬ чальные параметры корпуса ЦВД выполняют одностенными. В та¬ кой конструкции на стенку корпуса действует разность давлений пара в турбине и атмосферы. В большин¬ стве случаев одностенные корпуса используются для ЦСД турбин ТЭС и ТЭЦ, а также ЦВД турбин АЭС. С повышением начальных пара¬ метров одностенная конструкция становится нерациональной, так как для обеспечения плотности флан¬ цевое соединение приходится выпол¬ нять очень громоздким, а это за¬ трудняет свободное тепловое расши¬ рение корпуса вслед за ротором при быстрых изменениях режима работы и увеличивает температурные напря¬ жения во фланцах. В таких слу¬ чаях корпус ЦВД выполняют двух¬ стенным. В нем на каждый из корпусов действует только часть разности давлений, что позволяет выполнить его с тонкой стенкой и легкими фланцами. Кроме того, двухстенная конструкция позволяет локализовать во внутреннем корпусе зону высоких температур (для тур¬ бин ТЭС) или зону высоких дав¬ лений и влажности (для турбин АЭС), а внешний корпус выполнить из более дешевых и технологичных материалов. Преимущества двухстенной кон¬ струкции настолько велики, что ее часто используют не только для ЦВД турбин ТЭС и ТЭЦ, но и для цилиндров на более низкие пара¬ метры: для ЦСД турбин ТЭС и ТЭЦ, а иногда и ЦВД турбин АЭС. В част¬ ности, это необходимо для повыше¬ ния маневренности турби¬ ны— способности быстро пускаться и изменять нагрузку без опасности задеваний вращающихся деталей о неподвижные и без опасности появ¬ ления трещин малоцикловой уста¬ лости. На рис. 3.31 показана конструк¬ ция одностенного корпуса ЦВД тур¬ бины ТЭС с давлением на входе около 10 МПа. Корпус состоит из нижней поло¬ вины 2 и крышки 3, соединяемых фланцами 7 и 9 и шпильками, ввинчиваемыми в нижнюю половину корпуса и проходящими через отвер¬ стия 19 в крышке (шпильки на ри¬ сунке не показаны). В крышку кор¬ пуса и его нижнюю половину вва¬ рены по две сопловые коробки 5, к штуцерам которых приварены корпуса 1 и 4 регулирующих кла¬ панов. Пар из корпуса регулирую¬ щего клапана поступает в сопловую коробку, проходит через проточную часть турбины справа налево и выхо¬ дит через два выходных патрубка 20, отлитых заодно с нижней половиной корпуса. Сопловые коробки 5, приваренные к корпусу, имеют возможность свободно расширяться таким обра¬ зом, чтобы, с одной стороны, не возникало усилий в сварочном шве, а с другой — опасности задеваний о них вращающихся частей. Для этого служит специальная система шпонок. Две шпонки 10 (см. сечение Г—Г на рис. 3.31) фиксируют по¬ ложение сопловых коробок в пло¬ скости А—А, допуская их перемеще¬ ние только в ней и исключая осевые задевания сопловых коробок о вра¬ щающийся рядом диск регулирую¬ щей ступени. Шпонка 32, установ¬ ленная в шпоночном пазу 6 (см. сечение Б—Б), допускает расшире¬ ние сопловой коробки только вдоль оси штуцера сопловой коробки. Таким образом, сопловая коробка может свободно расширяться от пояска сварки вдоль штуцера, но только в плоскости ее установки. 89
О A ЛодЗод пара A-А Рис. 3.31. Одностенный корпус ЦВД
Внутренняя поверхность корпуса имеет ряд расточек для установки статорных деталей. Расточки 14 служат для установки обойм, в ко¬ торых размещаются диафрагмы, рас¬ точки 13— для установки обойм сегментов концевых уплотнений (к торцевым поверхностям 12 крепятся дополнительные обоймы концевых уплотнений). В расточки 15 заводят¬ ся сегменты сопл регулирующей ступени. Патрубок 18 и патрубок 21, расположенный между выходными патрубками 20, а также патрубки 16, 17 и 22 отсосов из уплотнений служат для отвода пара в систему регенеративного подогрева питатель¬ ной воды. При монтаже турбины нижняя половина корпуса продолжением своих фланцев — лапами 31 — уста¬ навливается на корпуса подшипни¬ ков (см. ниже) и прицентровывается к ним. Для этого в лапах выполня¬ ются шпоночные пазы, а на тор¬ цевых поверхностях корпуса — пло¬ щадки 11 для установки вертикаль¬ ных шпонок (подробнее см. § 3.6). После установки нижней половины корпуса во вкладыши опорных под¬ шипников укладывают ротор, после чего устанавливается крышка. В от¬ верстия 23 во фланце нижней поло¬ вины перед опусканием крышки Рис. 3.32. Контрольный и отжимной болты: I — колпачковая гайка; 2 — контрольный болт; 3 — винт, препятствующий выпадению контроль¬ ного болта при разборке; 4 — отжимной болт; 5 •-крышка корпуса; 6 — втулка с резьбой; 7 — нижняя часть корпуса устанавливают направляющие ко¬ лонки, вдоль которых и опускают крышку. Это исключает возможность смятия тонких гребешков в диафраг¬ менных и концевых уплотнениях. Для полной повторяемости сборки при капитальных ремонтах в отвер¬ стия 26 устанавливают чистые кон¬ трольные болты (рис. 3.32). При затяжке шпилек или болтов большого диаметра (а он в корпусах ЦВД может достигать 200 мм) используется тепловая затяж¬ ка, обеспечивающая легкость за¬ тяжки и отсутствие надиров на поверхностях контакта. Перед за¬ тяжкой шпильку разогревают с по¬ мощью карборундового электрона¬ гревателя, вставляемого в осевое сверление шпильки, или подачей туда горячих продуктов сгорания. Контролируя температуру шпильки, можно добиться ее вполне опреде¬ ленного теплового удлинения, экви¬ валентного тем напряжениям растя¬ жения, которые возникнут в шпильке после ее затяжки и сокращения в результате охлаждения. Прилегание крышки к нижней половине должно быть настолько плотным, чтобы исключить пропа¬ ривание разъема. Поэтому разъем тщательно шабрится. Для уменьше¬ ния поверхности шабрения как при изготовлении турбины, так и при капитальных ремонтах, в период между которыми может происходить коробление корпуса (см. § 11.7), во фланцах выполняют обнизку 8 и шабровке подвергают только пояски 28 и 29 (см. рис. 3.31). Необходимость гарантированной плотности фланцевого разъема при¬ водит к его большой ширине и мас¬ сивности, что, как указывалось выше, приводит к снижению маневренности турбины. Для того чтобы обеспе¬ чить прогрев фланца с такой же скоростью, как и стенки корпуса, их снабжают обогревом. Часто, в частности для корпуса, показан¬ ного на рис. 3.31, выполняют по¬ дачей горячего пара в короба из листовой стали, приваренные к внеш¬ 91
ней поверхности фланца (не пока¬ заны на рис. 3.31). Быстрый прогрев фланца в верти¬ кальном направлении может при¬ вести к тому, что в холодной шпильке, и без того растянутой силой затяжки фланцев, возникнут дополнительные напряжения. Это может привести к появлению в шпильке пласти¬ ческих деформаций растяжения, и ее рабочая часть удлинится. Тогда в стационарном режиме, когда шпиль¬ ка прогреется до той же темпера¬ туры, что и фланец, и расширится, произойдет пропаривание фланце¬ вого разъема. Для того чтобы обеспечить прогрев шпильки в том же темпе, что и фланца, через отверстие 30 в обнизку подается горячий пар, обтекающий верхнюю часть шпилек (подробнее см. § 15.4). Сбрасывается пар через отвер¬ стие 27. Контроль качества сборки на электростанции после установки тур¬ бины и присоединения паропроводов (после изготовления турбина про¬ ходит первую контрольную сборку на заводе) выполняется с помощью специальных динамометров, устанав¬ ливаемых в отверстия 25 в лапах корпуса. Перед закрытием цилиндра по¬ верхность фланцевого разъема для лучшей плотности смазывают графи¬ том или специальной мастикой. При длительной работе мастика «схватывает» крышку и нижнюю часть корпуса, что затрудняет легкий подъем крышки во время капиталь¬ ного ремонта после разболчивания фланцевого соединения. Для перво¬ начального отжатия крышки от ниж¬ ней половины в отверстия 24 (см. рис. 3.31) крышки ввинчивают отжимные болты. Ввинчиваясь во втулку (см. рис. 3.32), отжимной болт своим торцом упирается в по¬ верхность нижней половины кор¬ пуса и отрывает крышку. На рис. 3.33 показана конструк¬ ция двухстенного корпуса на сверх¬ критические параметры пара. Пар к турбине поступает по гибким паропроводам 3 к четырем штуцерам 10 и из них — в четыре сопловые коробки 9. Пройдя сопла регулирующей ступени, установлен¬ ные в расточках сопловых коробок, пар проходит проточную часть, расположенную во внутреннем кор¬ пусе //. Затем он поворачивается на 180° и движется сначала в меж¬ корпусном пространстве между внут¬ ренним // и внешним 12 кор¬ пусами, а потом через проточную часть, установленную во внешнем корпусе 12. Пар из цилиндра вы¬ ходит через два патрубка 5. Таким образом, в корпусе реализуется про¬ тивоточная схема движения пара (см. рис. 2.43). Сборка такого цилиндра осуще¬ ствляется следующим образом. С помощью лап 1 внешний кор¬ пус устанавливается на приливы подшипников и прицентровывается к корпусам подшипников вертикаль¬ ными шпонками 2, расположенными в вертикальной плоскости симметрии цилиндра (подробнее см. § 3.6). В нижней половине 17 внешнего корпуса выполнены четыре выборки 19, а на фланце нижней половины 18 внутреннего корпуса—лапки 7, которыми он свободно подвеши¬ вается во внешнем корпусе. При этом штуцера нижних сопловых коробок 9 свободно надеваются на штуцера 10. Поскольку и через внутренний, и через внешний корпус проходит один и тот же ротор, ясно, что внутренний корпус должен быть при- центрирован к внешнему, т. е. их оси должны совпадать. Для этого кроме подвески внутреннего корпуса во внешнем так, чтобы их горизонталь¬ ные разъемы совпадали (см. Б—Б на рис. 3.33), в вертикальной плос¬ кости симметрии устанавливаются продольные шпонки 6. Таким обра¬ зом, подвеска внутреннего корпуса на уровне разъема и продольные шпонки обеспечивают центровку внутреннего корпуса во внешнем. Если не принять дополнительных мер, то при сохранении центровки внутренний корпус сможет пере- 92
93
метаться во внешнем в меру подат¬ ливости штуцеров 10. При этом будет возникать опасность их выла¬ мывания в месте сварки. Поэтому строго на оси паровпуска между корпусами устанавливают по две (на каждой половине) вертикальные шпонки 8. Пересечение трех плоско¬ стей — горизонтальной плоскости подвески внутреннего корпуса во внешнем, вертикальной плоскости симметрии и поперечной плоско¬ сти паровпуска — образует фикс- пункт—точку 20, от которой про¬ исходит свободное расширение внут¬ реннего корпуса во внешнем при сохранении центровки. Вернемся к сборке цилиндра. После центровки нижней половины внутреннего корпуса во внешнем и нижних половин обойм (не показан¬ ных на рисунке) во внешнем кор¬ пусе (рис. 3.34) в его расточках устанавливают ротор турбины и за¬ крывают внутренний цилиндр крыш¬ кой И (см. рис. 3.33), а обоймы — верхними половинами. Фланцевый разъем затягивается шпильками 15. Затем опускают крышку внешнего корпуса, которая своими верхними паровпусками со штуцерами 10 вхо¬ дит в расточки сопловых коробок 9, и затягивают шпильками 14 фланце¬ вый разъем внешнего корпуса. Пат¬ рубок 4 используют для отбора пара. Внешний корпус имеет короба 16 для обогрева фланцев и коллек¬ тор 13 для обогрева шпилек. На рис. 3.35 показана конструк¬ ция паровпуска ЦВД с двухстенным корпусом. На паровпускном штуцере выполнены проточки, на которые надеты разрезные уплотнительные кольца. Сам штуцер приваривается к внешнему корпусу. В расточку сопловой коробки, приваренной к внутреннему корпусу, с натягом уста¬ навливают закаленную втулку и за¬ крепляют ее специальным стопорным сегментом. За счет разреза и упру¬ гости уплотнительные кольца, диа¬ метр которых в свободном состоянии несколько больше внутреннего диа¬ метра втулки, могут сжиматься. В Рис. 3.34. Вид сверху на подвеску внутреннего корпуса во внешнем: 1 — продольная шпонка; 2 — внутренний корпус с закрытой крышкой; 3 — лапки подвески; 4 — внешний корпус (нижняя половина); 5— вертикальная шпонка Рис. 3.35. Конструкция паровпуска двухстенного ЦВД; 1 — внешний корпус; 2 — паровпускной штуцер; 3 — сопловая коробка; 4 — стопорные сегменты; 5 — внутренний корпус; 6 — уплотнительные (поршневые) кольца; 7 — втулка 94
Рис. 3.36. Конструкция передней части кор¬ пуса ЦСД турбины К'300-240 ЛМЗ: I — лапа; 2 - паровпускная камера; 3 — рас¬ точка лая установки сопа первой ступени; 4 — расточки лая установки обойм: 5 — фланец; 6 - крышка; 7 - нижняя половина корпуса; 8 патрубки отборов; .9 -- паровпускной патру¬ бок; Ю -- патрубки из уплотнений результате они входят во втулку, образуя с ней плотное, но подвиж¬ ное соединение, не мешающее сво¬ бодному взаимному вертикальному перемещению внутреннего и внеш¬ него корпусов. На рис. 3.36 показана перед¬ няя часть корпуса ЦСД турбины К-300-240 ЛМЗ. Аналогичная кон¬ струкция часто используется и для ЦВД турбин АЭС. Небольшое дав¬ ление пара обусловило малую тол¬ щину стенки и ширину фланцев. В отличие от конструкций, рассмот¬ ренных ранее, корпус не имеет соп¬ ловых коробок, так как расход пара в ЦСД определяется положением регулирующих клапанов ЦВД (ана¬ логично конструируется корпус и для ЦВД турбин с дроссельным паро¬ распределением). Пар поступает в паровпускную кольцевую камеру, на выходе из которой в расточке уста¬ новлены сопла первой ступени. К правому торцу цилиндра крепится выходная часть турбины (одна из трех частей низкого давления). На рис. 3.37 показана двухстен¬ ная конструкция ЦСД турбины К-1200-240 ЛМЗ. Аналогичная кон- Рис. 3.37. Корпус ЦСД турбины К-1200-240 ЛМЗ (без выходных частей); / — расточки под установку обойм; 2 — расточки под установку диафрагм; 3 — паровпускная ка¬ мера; 4 — фланец крепления регулирующего кла¬ пана; 5 — внешний корпус; 6 -- продольная шпон¬ ка; 7 —• внутренний корпус струкция используется и для ЦВД некоторых турбин АЭС. Впуск пара во внутренний корпус выполнен через подвижное соединение (см. рис. 3.35). Из паровпускной камеры пар разводится на два потока. На выходе из камеры устанавливаются сопла первой ступени, а затем в расточ¬ ках — диафрагмы. В наружном кор¬ пусе в расточках установлены обой¬ мы диафрагм. Внутренний корпус подвешивается во внешнем на уровне разъема и центрируется с помощью четырех продольных шпонок. Фикс- пункт расположен на пересечении оси турбины и поперечной плоскости паровпуска. К фланцу 4 крепится корпус регулирующего клапана ЦСД, помо¬ гающий удержать частоту вращения турбины при сбросе нагрузки с от¬ ключением генератора от сети. К тор¬ цам внешнего корпуса крепятся вы¬ ходные части, из патрубков которых пар направляется в ЦНД. Конструкции корпусов ЦНД Основная характерная особен¬ ность ЦНД — большие габариты, вызванные стремлением уменьшить потерю с выходной скоростью. Воль- 95
шие габаритные размеры делают литую конструкцию ЦНД нерацио¬ нальной: литой корпус имел бы слишком большую массу. Поэтому корпуса ЦНД конденсационных тур¬ бин выполняют сварными из тонкой листовой стали. Хотя перепад дав¬ лений на корпус ЦНД невелик, его большие размеры обусловливают действие на него больших сил от атмосферного давления. Поэтому корпус должен иметь большое число ребер и подкосов, делающих его достаточно жестким. Рис. 3.38. Конструкция одностенного корпуса ЦНД 96
Для возможности установки ро¬ тора корпус ЦНД выполняют с горизонтальным разъемом. Но, как правило, он имеет и несколько технологических вертикальных разъ¬ емов: после изготовления отдель¬ ных частей корпуса их соединяют по вертикальным разъемам на тур¬ бинном заводе и в‘ дальнейшем вскрывают только горизонтальный разъем. Корпуса ЦНД выполняют двух типов: одностенными и двух¬ стенными. Пример конструкции одностен¬ ного корпуса, часто называемой конструкцией с внешней обоймой, показан на рис. 3.38. Корпус состоит из сварной (иногда ее выполняют литой) сред¬ ней части — обоймы 9, к которой двумя технологическими разъемами присоединены два выходных пат¬ рубка 8, в которые вварены ниж¬ ние половины корпусов подшипни¬ ков 4. Пар в цилиндр поступает через входные патрубки 16. Диафрагмы проточной части установлены в рас¬ точках 10 обоймы. На крышке корпуса расположены атмосферные клапаны И, открывающие выход пару из цилиндра при превышении давления в нем выше атмосфер¬ ного. Нижняя часть 4 корпуса под¬ шипника, вваренная в нижнюю часть корпуса, закрывается крышкой 6 (после установки ротора турбины и установки крышки корпуса тур¬ бины). Корпус подшипника имеет расточки 5 под вкладыши опорных подшипников, на которые опираются шейки роторов двух соседних ци¬ линдров. Масло для смазки подшип¬ ников подается к вкладышам через фланцевое соединение 12 по масло¬ проводу 7. Слив масла из корпуса выполняется из полости 2. В про¬ странстве корпуса подшипника меж¬ ду расточками 5 размещается муфта. Корпус ЦНД опирается на фун¬ дамент с помощью опорного пояса (см. § 3.7) и расширяется по его плоскости от фикспункта — непо- 4 А. Д. Трухний движной точки, образованной пере¬ сечением линии продольных шпонок 1 и 14 и поперечных шпонок 15, уста¬ новленных между опорным поясом и фундаментными рамами. Нижняя часть корпуса подшип¬ ника 4 имеет боковые приливы, на которых располагаются попереч¬ ные шпонки 13. На них своими пазами устанавливаются лапы со¬ седнего корпуса ЦСД. Совмещение вертикальных плоскостей ЦСД и ЦНД осуществляется с помощью вертикальной шпонки 3. Рассмотренная конструкция одно¬ стенного корпуса ЦНД имеет ряд недостатков. В ней обойма и выход¬ ные патрубки представляют собой единое целое, поэтому деформация каждой из частей сказывается на деформации остальных. Атмосфер¬ ное давление, действующее на боль¬ шую поверхность выходных пат¬ рубков, передается и на обойму. Сама обойма имеет температуру 200—240 °C, а жестко присоединен¬ ные к ней патрубки—температуру 20—30 °C. Поскольку осевые и радиальные перемещения этих эле¬ ментов должны быть согласованы (ведь конструкция представляет со¬ бой единое целое), в них возни¬ кают дополнительные напряжения и коробления. Под действием веса воды в конденсаторах деформи¬ руются выходные части ЦНД, а вместе с ними — и обойма. В свою очередь деформация обоймы вызы¬ вает опасность защемления диа¬ фрагм и задеваний вращающихся деталей о неподвижные. Поэтому во всех современных ЦНД используют двухстенный кор¬ пус, или корпус с внутренней обоймой (внутренним корпусом). Обойма свободно устанавливается во внешнем корпусе, деформации которого практически не передаются на обойму. На рис. 3.39 показана конструк¬ ция двухстенного корпуса ЦНД. Внешний его корпус — сварной. Он состоит из двух выходных и сред¬ ней частей, соединенных технологи- 97
Рис. 3.39. Конструктивная схема двухстен¬ ного корпуса ЦНД: / — вертикальная шпонка; 2 — нижняя часть обоймы; 3 — лапки для подвески обоймы; 4 — крышка обоймы; 5 — фланец; 6 — продольная іпііонка; 7 — обойма; 8, 10 — патрубки отборов пара; 9 — компенсатор ческими фланцами. Горизонтальный разъем внешнего корпуса тщательно уплотняется, для того чтобы исклю¬ чить присосы атмосферного воздуха в конденсатор. Воздух затрудняет конденса цию па ра и повышает давление в конденсаторе, уменьшая мощность турбины (см. § 5.1). Обойма устанавливается во внешнем корпусе следующим обра¬ зом. Фланец нижней части обоймы имеет четыре лапки (рис. 3.40), ко¬ торыми он подвешивается во внеш¬ нем корпусе на уровне горизон¬ тального разъема. Для исключения поворота обоймы за счет реактив¬ ных усилий, действующих на диа¬ фрагмы, обойма дополнительно удер¬ живается скобами, которые, однако, не препятствуют свободному по¬ перечному тепловому расширению обоймы. Для фиксации общей попереч¬ ной плоскости корпусов в их нижних частях устанавливают две вертикаль¬ ные шпонки (см. рис. 3.39 и 3.40). Совпадение вертикальных плоско¬ стей обеспечивается четырьмя про¬ дольными шпонками. Фикспункт внутреннего корпуса по отношению к внешнему располагается на пере¬ сечении вертикальной и поперечной плоскостей и горизонтальной пло¬ скости подвески. Впуск пара в ЦНД осуществля¬ ется по двум ресиверным трубам, расположенным по сторонам тур¬ бины, в нижнюю половину цилиндра. Паровпуск между внешним и внут¬ ренним корпусами имеет компенса¬ тор взаимных расширений. « Обоймы диафрагм Диафрагмы турбин устанавли¬ вают либо непосредственно в кор¬ Рис. 3.40. Детали установки обоймы в корпусе ЦНД: a — подвеска обоймы; б — вертикальная шпонка; в — продольная шпонка; / — кронштейн для подвески; 2 — лапка; 3,4 — нижняя половина и крышка обоймы; 5 — прижимная скоба; 6 — внеш¬ ний корпус: 7 — шпоночный паз; 8 — шпонка; 9 — обойма 98
пус турбины, либо в обоймы, объеди¬ няющие несколько диафрагм. Установка обойм в кольцевые расточки в корпусе турбины пока¬ зана на рис. 3.41. Обойменная конструкция ци¬ линдра имеет ряд преимуществ. Большое кольцевое пространство между гребнями соседних обойм со¬ здает удобные камеры для отбора пара. При отсутствии обойм возни¬ кает необходимость в создании ка¬ меры отбора, поскольку близкое размещение ступеней к патрубку отбора создает окружную неравно¬ мерность потока между ступенями и приводит к вибрации и уста¬ лости рабочих лопаток. Создание камеры отбора повлечет, с одной стороны, увеличение длины тур¬ бины, а с другой — снижение эко¬ номичности из-за потерь с выходной скоростью в ступени, расположенной перед отбором. Установка обойм упрощает сбор¬ ку и монтаж турбины, поэтому обоймы часто используются и в цилиндрах, где отборы отсутст¬ вуют. Обоймы оказывают экранирую¬ щее действие по отношению к кор¬ пусу турбины. Быстрые изменения температуры в проточной части тур¬ бины, возникающие при резких изме¬ нениях режима, не передаются столь быстро на внутреннюю поверхность 4* Рис. 3.41. Установка обойм диафрагм в корпусе турбины: 1—4 — обоймы; 5 — корпус турбины; 6 — скрепляющие болты; 7 — чистый центрирующий болт с удерживающим винтом (см. рис. 3.32); 8 — патрубки отбора; 9 — продольная шпонка; 10 — отжимной болт; II — расточки под установку диафрагм 99
корпуса, что повышает маневрен¬ ность турбины. Установка обойм имеет, конечно, и недостатки. Корпус турбины при¬ обретает больший диаметр, а так как сила, отрывающая его фланцы друг от друга, пропорциональна диаметру, то требуется увеличение размеров фланцев и крепежа. Цилиндр с обой¬ мами имеет большую массу, габа- Рис. 3.42. Конструкция обоймы: 1, 3 — верхняя и нижняя половины обоймы; 2—кольцевой гребень для установки в корпусе; 4 — осевая шпонка; 5 — лапки для подвески в корпусе; 6 — нижняя половина корпуса турбины; 7 — прокладка; 8 — отверстия под центрирующие болты; 9 — отверстия под скрепляющие болты; 10— отверстия под рым-болты (только в нижней половине); 11 — опорные площадки для подвески диафрагм; 12 — крышка корпуса турбины; 13 — отверстия под отжимные болты (только в верхней половине) риты и трудоемкость изготовления. Типичная конструкция обоймы для турбины ТЭС показана на рис. 3.42. Она представляет собой цилиндр, имеющий горизонтальный разъем, скрепляемый фланцами. Обойма устанавливается в корпусе так, чтобы она могла свободно расширяться от некоторого вполне определенного положения. Для этого на ней выполняют кольцевой гребень, которым она входит в кольцевую расточку в корпусе турбины. В ниж¬ ней половине обоймы на уровне разъема к кольцевому гребню при¬ варивают две лапки, которыми через установочные прокладки ее подвеши¬ вают в выборках в нижней половине корпуса. Для исключения возмож¬ ности поперечного смещения обоймы в нижней части корпуса турбины устанавливают продольную шпонку. При работе турбины перепад давлений, действующий на обойму, плотно прижимает ее гребень к коль¬ цевой поверхности выточки в кор¬ пусе. Таким образом, обойма при- центровывается к корпусу турбины и свободно расширяется от кольце¬ вого гребня. Сборка обоймы ведется следую¬ щим образом. Нижнюю половину обоймы свободно устанавливают в нижней половине корпуса турбины. Затем в ее расточки помещают ниж¬ ние половины диафрагм. После уста¬ новки ротора в подшипники уста¬ навливают верхнюю часть обоймы с подвешенными в ней верхними половинами диафрагм. Центровку двух половин обоймы осуществляют с помощью центрирующих болтов. Затем обойму стягивают скрепляю¬ щими болтами и устанавливают крышку корпуса турбины. В некоторых случаях несмотря на все преимущества обойм от них вынуждены отказываться. Это отно¬ сится к ЦВД турбин насыщенного пара, в которых с целью отвода влаги регенеративные отборы выпол¬ няют почти за каждой ступенью. В этом случае камеры для отбора создаются искусственно в корпусе 100
на влажном паре, они, кроме того, приводят к щелевой эрозии. Для ее исключения на прижимаемой к корпусу части гребня в расточку типа «ласточкин хвост» помещают профильные вставки из стали, стой¬ кой к эрозии. На самом корпусе в месте контакта делается наплавка электродом из стали, содержащей 13 % хрома и хорошо сопротивляю¬ щейся эрозии. Дополнительное улуч¬ шение плотности происходит за счет малой площади контакта профиль¬ ных вставок. Рис. 3.43. Обойма диафрагм III и IV ступе¬ ней ЦВД турбины К'500'65/3000: / — шпонка; '2. 3 — нижняя и верхняя половины обоймы; 4 —- профильные вставки; 5 —лапки; 6 — втулка; 7 — гребень для установки обоймы в корпусе; 8 — гребни для установки диафрагм Диафрагмы «tj и сопловые первых ступеней аппараты Диафрагмы турбины (рис. 3.44) — кольцевые перегородки с сопловыми решетками, в ка¬ налах которых происходит преобра¬ зование тепловой энергии пара в ки¬ нетическую энергию его струй. турбины вокруг проточной части. На рис. 3.43 показана обойма для диафрагм двух ступеней тур¬ бины насыщенного пара, между ко¬ торыми помещаются два патрубка отбора пара на регенерацию. В отли¬ чие от ранее рассмотренных кон¬ струкций для крепления диафрагм используются не выточки в обойме, а гребни, которыми она входит в выточки диафрагм. В результате над диафрагмами создается большая камера отбора. В патрубках отбора запрессована втулка, внутри которой свободно скользит штуцер с уплот¬ няющим кольцом, аналогичный пока¬ занному на рис. 3.35. Если протечки пара из-за неплот¬ ного прилегания гребня обоймы к расточке корпуса цилиндров, рабо¬ тающих на перегретом паре, при¬ водят только к снижению экономич¬ ности, то в цилиндрах, работающих Рис. 3.44. Установка диафрагм в турбине; 1 — диафрагмы; 2 — корпус турбины; 3 — обой- мы; 4 — диафрагменное уплотнение; 5 — ротор 101
Рис. 3.45. Принципиальное устройство диа¬ фрагмы: 1,6 — тело диафрагмы; 2, 5 — обод; 3 — сопло¬ вые лопатки: 4 — лапки подвески диафрагмы в корпусе; 7 — продольная шпонка; 8 — шпонка; 9 — положение диафрагмы в расточке корпуса Принципиальное устройство диа¬ фрагмы показано на рис. 3.45. Диафрагма состоит из двух полу¬ кольцевых пластин, имеющих гори¬ зонтальный разъем, позволяющий установить ротор (см. рис. 3.44). Каждая половина диафрагмы со¬ стоит из соединенных между собой обода, которым диафрагма сопря¬ гается с обоймой или корпусом тур¬ бины, тела и сопловых лопа¬ ток. Положение половин диафраг¬ мы относительно друг друга в осевом направлении фиксируется шпонкой, устанавливаемой в разъеме, а в по¬ перечном — специальным штифтом или небольшой вертикальной шпон¬ кой. Диафрагма устанавливается в охватывающей ее детали так, чтобы, с одной стороны, она могла сво¬ бодно расширяться, а с другой — расширяться вполне определенно — так, чтобы ее ось совпадала (или почти совпадала) с осью охватываю¬ щей ее детали. Для этого ее ниж¬ няя половина свободно подвешивает¬ ся в корпусе или обойме с помощью лапок так, чтобы при работе ее горизонтальная плоскость совпадала с плоскостью разъема корпуса (или обоймы). Продольная шпон¬ ка, расположенная между диафраг¬ мой и обоймой, фиксирует верти¬ кальную плоскость. Таким образом обеспечивается центровка. 102 В большинстве конструкций диа¬ фрагм их верхние половины под¬ вешиваются в верхней половине обоймы и при закрытии обоймы сво¬ бодно ложатся на разъем нижней половины. Диафрагмы последних ступеней, имеющие большие ради¬ альные размеры, часто сболчиваются по разъему до закрытия цилиндра. Основная нагрузка, действующая на диафрагму,— перепад дав¬ лений, под действием которого диафрагма прогибается, угрожая осевыми задеваниями. Поэтому после изготовления каждая диафрагма проходит гидравлические испытания, при которых измеряется ее прогиб при нагрузке, превышающей экс¬ плуатационную в 1,5 раза. В первых ступенях ЦВД и ЦСД турбин ТЭС, где температура высока, под действием перепада давлений возникает явление ползучести: диафрагма приобретает остаточный прогиб по ходу пара. При этом сокращаются осевые зазоры и возни¬ кает еще большая опасность за¬ деваний. В современных турбинах исполь¬ зуют два вида диафрагм: литые и сварные. Литые «г диафрагмы используют в ЦНД, где температура невысока и можно использовать в качестве материала чугун. Пример конструкции литой диа¬ фрагмы показан на рис. 3.46. Стальные отдельно изготовленные лопатки 8 устанавливают в литей¬ ную форму и заливают обод и тело диафрагмы. После этого обраба¬ тывают разъем, соединяют по нему две половины диафрагмы и даль¬ нейшую обработку ведут в собран¬ ном виде. Литые диафрагмы с длинными лопатками всегда выполняют с косым разъемом (см. сечение Б—Б), для того чтобы исключить разрезку лопаток, попадающих на разъем. Если разъем сделать прямым, то части разрезанных лопаток, распо¬ ложенные на половинах диафрагмы, конечно, идеально не совпадут. По-
Рис. 3.46. Литая диафрагма ток пара в каналах с разрезанными лопатками будет искажаться и по¬ явятся силы, возбуждающие вибра¬ цию рабочих лопаток и вызываю¬ щие усталостные поломки. Точная центровка половин диа¬ фрагмы при косом разъеме обеспе¬ чивается одной вертикальной шпон¬ кой 11, установленной на ободе диафрагмы. Нижняя половина 3 диафрагмы подвешивается в нижней половине обоймы 1 на лапках 4 через подго¬ ночную прокладку 14. Лапки к диа¬ фрагме крепятся винтами 12. Для фиксации вертикальной плоскости в обойме устанавливают продоль¬ ную шпонку 2. Для закрепления в верхней половине обоймы 9 верх¬ ней половины диафрагмы 7 к ней в области разъема крепятся лапки 5. При подъеме обоймы 9 стопорные шайбы 13 подхватывают диафрагму за эти лапки. При нормальной работе турбины контакт половин диафрагмы осуществляется только в разъеме, а между подгоночной прокладкой 15 и обоймой, также как между лапкой 5 и стопорной шайбой, имеются зазоры. Для фиксации осевого положения в гребне диафрагмы по окружности устанавливают штифты 10, создаю¬ щие зазор 0,1—0,2 мм, достаточный для свободного осевого расширения диафрагмы. Для свободного ра¬ диального расширения предусматри¬ вается зазор 2,5—3 мм. На внутрен- 103
Рис. 3.47. Литая диафрагма с фланцевым разъемом: 1.2 — нижияя и верхняя половины диафрагмы; 3. 4 — верхняя и нижняя половины о.боймы; 5 — стяжной призонный болт ней поверхности тела диафрагм вы¬ полняют фигурный паз, в который вставляют сегменты уплотнения 6. На рис. 3.47 представлена кон¬ струкция литой диафрагмы с флан¬ цевым соединением по разъему. Лапки для подвески выполнены толь¬ ко в нижней половине диафрагмы, а верхняя половина стягивается с нижней (после установки ротора) двумя призонными болтами. В области высоких давлений и температур, где высоты сопловых 104 лопаток малы, диафрагмы изготов¬ ляют исключительно сварными. Литье при малых высотах лопаток не может обеспечить достаточной точности изготовления, не говоря уже о том, что для изготовления необ¬ ходимо было бы использовать сталь. При изготовлении сварной диа¬ фрагмы (рис. 3.48) отдельно фрезе¬ руют сопловые лопатки 3 и штам¬ пуют бандажные ленты 2 и 4, в ко¬ торых пробивают отверстия точно по профилю лопаток с необходимыми шагом и углом установки. Затем эти элементы сваривают, а к ним приваривают тело 1 и обод 5 диа¬ фрагмы. Для фиксации осевого положения половин диафрагмы и уменьшения утечки пара в разъеме устанавли¬ вают поперечную шпонку 8, а на бо¬ ковой поверхности — вертикальную шпонку 9. Диафрагма подвешивается в обойме с помощью лапок 6 и 7, как описано выше. В ЦВД турбин АЭС, где особен¬ но опасен эрозионный размыв диа¬ фрагм, в месте их сопряжения с обоймой или корпусом используют вставки из эрозионностойкой стали (см. поз. 4 на гребнях 8 обоймы на рис. 3.43) и наплавки из не¬ ржавеющей стали на диафрагме. Сварные диафрагмы являются универсальными. Их используют не только в ЦВД и ЦСД, но часто и в ЦНД, в частности в турбинах АЭС (рис. 3.49). Такая конструк¬ ция особенно целесообразна для по¬ следних ступеней турбины, диафраг¬ мы которых выполняют с внут¬ риканальной сепарацией (рис. 3.50). Сопловые лопатки выпол¬ няют сварными, с полостью внутри, с которой с помощью 'щелей связы¬ вают поверхность лопатки. Внутрен¬ нюю полость лопатки через паз в теле диафрагмы связывают с кон¬ денсатором, в котором давление ниже, чем на поверхности лопатки. Поэтому с ее поверхности происхо¬ дит отсос водяных пленок в конден¬ сатор, вместо того чтобы они сбегали
Вид на разъем нижней половины (увеличено) Рис. 3.48. Сварная диафрагма для ЦВД турбин с сопловой лопатки, дробились на крупные капли и вызывали эрозию рабочих лопаток последней ступени. Сопловые аппараты первых сту¬ пеней ЦВД и ЦСД устанавливают не в диафрагмах, а в специальных расточках в сопловых коробках, во внутреннем или наружном корпусе. Основная трудность при конструиро¬ вании сопловых аппаратов состоит в исключении утечки пара мимо сопл. На рис. 3.51 показан сопловой аппарат регулирующей ступени. Сопловой аппарат 3 с лопатками 4 заводится по окруж¬ ности в обойму 2 и крепится в ней специальным образом. Обойма 2 вваривается в сопловую коробку 1. Один из концов соплового сегмента закрепляется в обойме штифтом 5, от которого расширяется относи¬ тельно обоймы. Кроме того, штифт уплотняет торцевой зазор между обоймой и сопловым сегментом. Для уплотнения второго конца сегмента устанавливают шпонку 6, сделанную из материала с коэффициентом ли¬ нейного расширения большим, чем у материала сопловой коробки. В холодном состоянии между шпон¬ кой и пазом обоймы имеется зазор 0,02—0,04 мм. При разогреве шпонка расширится и уплотнит торцевую щель. На рис. 3.52 показан сопловой аппарат первой ступени ЦСД. Соп¬ ловой аппарат сварной конструкции состоит из двух половин. Сопловые лопатки 3 ввариваются в бандаж¬ ные ленты 2 и 4. Полученные сег¬ менты привариваются к телу 1 и ободу 5. На козырьке размещены встав¬ ки 6 для периферийного уплотнения рабочих лопаток. Каждый из полу¬ ченных сегментов заводится в рас¬ точку (см. поз. 3 на рис. 3.36) кор¬ пуса и крепится к нему стопорной шайбой 7 и винтом 8. 105
Рис. 3.49. Диафрагмы ЦНД турбины К-500-65/3000 ХТЗ: / — шпонка нижняя; 2.3 — диафрагмы I и II сту¬ пеней; 4 — кольцо уплотнительное; 5, 6 — шпон¬ ки боковые Материалы деталей статора Для корпусов турбин используют самые различные материалы, что обусловлено боль¬ шим различием в условиях работы. 106 Рис. 3.50. Диафрагма с внутриканальной се¬ парацией конструкции ХТЗ: / — влагозаборные щели; 2 — влагоотводящие ка¬ налы; 3 — влагоприемный паз Высокая температура в паровпускных частях ЦВД и ЦСД турбин ТЭС и ТЭЦ требует использования легированных жаро¬ прочных сталей. Для внутренних корпусов двухстенных ЦВД чаще всего используют сталь 15Х1М1ФЛ. Иногда для внутренних корпусов используют нержавеющую сталь 15X11МФБ, легированную хромом, молиб¬ деном, ванадием и ниобием. Сталь 15Х1М1ФЛ используется также и для внутренних корпусов турбин насыщен¬ ного пара, основным требованием к кото¬ рым является не жаропрочность, а высокое сопротивление эрозии. При этом зоны кор¬ пуса, в которых возможна щелевая эрозия, должны снабжаться наплавками или наклад ками из хромистой стали, обладающей высо¬ ким сопротивлением эрозии. Для внешних корпусов ЦВД чаще всего используются менее жаропрочные и более дешевые стали 20ХМФЛ и 20ХМЛ. Иногда для внешних корпусов используется сталь 15Х1М1ФЛ, что позволяет уменьшить тол¬ щину стенки и фланцев. Холодные части литых корпусов, напри¬ мер выходные части ЦСД турбин ТЭС, а также корпуса ЦВД турбин АЭС, работаю¬ щих в блоке с ВВЭР, изготовляются из углеродистой стали 25Л. В отливках деталей, предназначенных для турбин одноконтурных АЭС, строго кон¬ тролируется содержание кобальта, которое не должно превышать 0,05 %. Самыми напряженными элементами кор¬ пусов ЦВД и ЦСД являются скрепляющие фланцы шпильки или болты. Материал этих деталей должен обладать высоким преде¬ лом текучести, обеспечивающим упругое растяжение при затяжке, высокой релакса¬ ционной стойкостью, обеспечивающей плот¬ ность разъема в период между капиталь¬ ными ремонтами, малой склонностью к появ¬ лению трещин в резьбе. Для крепежа, работающего при 520—535 и 500—510 °C,
Рис. 3.51. Сопловый аппарат регулирующей ступени турбины ЛМЗ (повернуто) К Рис. 3.52. Сопловый аппарат 1 ступени ЦСД К-300-240 ЛМЗ 107
наиболее употребительными являются стали соответственно 25Х2МФ (ЭИ-723) и 25Х1МФ (ЭИ-10). Для зон с температурой менее 400 °C используется хромомолибденовая сталь 35ХМ, а менее 300 °C — углеродистая сталь 35. Корпуса ЦНД турбин всех типов изготов¬ ляются сваркой из листов углеродистой стали. Обоймы и их крепеж изготовляются из тех же материалов, что и корпуса турбин. Для диафрагм ЦВД и ЦСД турбин ТЭС используют легированные стали 15Х1М1Ф, 12ХМФ и 20ХМ. Материал ЦВД турбин для АЭС работает в области больших давлений, где эрозионный износ происходит особенно интенсивно. В тур¬ бинах, работающих в блоке с реакторами кипящего типа, из реактора в турбину вместе с паром поступает радиолитический кислород. Это интенсифицирует процессы коррозии. Поэтому для диафрагм ЦВД таких турбин применяют только нержавею¬ щие стали 08X13 и 12X13, а на турбинах АЭС ранних выпусков, работающих в блоке с реакторами ВВЭР, где использовались стали 20ХМ и 15Х1М1Ф с соответствующими наплавками из нержавеющей стали, произво¬ дят их постепенную замену на нержавеющие. До температуры 350 °C можно исполь¬ зовать углеродистые стали, в частности для сварных диафрагм ЦНД турбин АЭС. Для диафрагм, работающих при температуре ниже 250 °C, используют серые чугуны СЧ 21-40 и СЧ 18-36, а для несколько больших температур — высокопрочный чугун марки ВЧ 45-5. Сопловые лопатки и бандажные ленты сварных диафрагм изготовляют из нержавею¬ щих хромистых сталей. 3.5. УПЛОТНЕНИЯ В паровых турбинах используют¬ ся четыре вида уплотнений: конце¬ вые, промежуточные, диафрагмен¬ ные и уплотнения рабочей решетки. Концевые уплотнения служат для уплотнения валов, выходящих из цилиндров. Промежуточные уплот¬ нения отделяют друг от друга отсеки проточной части с разными направ¬ лениями потоков пара в противоточ¬ ных цилиндрах (см., например, рис. 2.43). Диафрагменные уплот¬ нения препятствуют протечке пара между диафрагмой и валом. Уплот¬ нение рабочей решетки обычно вклю¬ чает надбандажное уплотнение, ино¬ гда называемое периферийным, осе¬ вое уплотнение и некоторые другие. К уплотнениям предъявляется целый ряд требований. Прежде всего 108 они должны обеспечивать минимум утечки пара. Для этого зазоры в уплотнениях должны быть минималь¬ но допустимыми из соображений невозможности задеваний. Если воз¬ никают задевания, то в лучшем слу¬ чае происходит срабатывание гре¬ бешков уплотнений, а в худшем — тяжелая авария, вызванная тепло¬ вым остаточным прогибом ротора (см. гл. 11). Утечка пара также опре¬ деляется числом гребешков: она обратно пропорциональна корню квадратному из их числа. Поэтому число уплотняющих гребешков стре¬ мятся увеличить, однако оно опре¬ деляется и другими факторами. Уплотнения должны быть надеж¬ ными. Случайные задевания, возни¬ кающие, в частности, при развороте турбины, когда ее валопровод про¬ ходит критические частоты враще¬ ния, не должны приводить к их сильному износу или сильному разо¬ греву вала. Уплотнения должны быть ремон¬ топригодными и легко заменяться в условиях электростанции. Уплотнения должны быть вибро¬ устойчивыми. При протекании через Рис. 3.53. Уплотнение ЦНД мощной турбины: 1 — ротор; 2 — стопорное кольцо; 3 — втулка уплотнения; 4—диск последней ступени; 5— обойма уплотнения; 6 — фланец крепления обой¬ мы; 7 — плоская пружина; 8 — сегмент уплотнения
них пара не должно возникать аэро¬ динамических сил, возбуждающих колебания ротора (см. гл. 10). На рис. 3.53 показана конструк¬ ция уплотнения ЦНД, препятствую¬ щего попаданию воздуха в конден¬ сатор. Как мы знаем (см. § 2.14), в камеру А подается уплотняющий пар с давлением чуть больше атмо¬ сферного, а из кольцевой камеры 5, где давление чуть меньше атмосфер¬ ного, пар отсасывается в эжектор¬ ный холодильник. Наибольший пере¬ пад давления, как правило, не пре¬ вышающий 100 кПа, возникает на уплотнении между камерой А и про¬ странством выходного патрубка. Это позволяет использовать уплотнение с малым числом гребешков. В расточку обоймы закладыва¬ ются сегменты уплотнения (в каж¬ дой половине обоймы по три сегмента уплотнения), закрепляемые в обойме на уровне разъема. Плоские пру¬ жины удерживают сегменты в рабо¬ чем положении, обеспечивая малый зазор между гребешками и ротором. Вместе с тем при задеваниях на малых частотах вращения сегменты будут утапливаться валом в расточку обоймы, благодаря чему не возникает заметного износа гребешков и выде¬ ления большого количества теплоты. Ступенчатое уплотнение созда¬ ется выточками на втулке, насажен¬ ной на вал с натягом. Втулка осу¬ ществляет как бы тепловое демпфи¬ рование, не давая разогреваться валу при задеваниях и изогнуться, легко заменяется при ремонтах. Однако в концевых уплотнениях ЦВД и ЦСД, где температуры высоки, защитные втулки уплотне¬ ний применять нельзя, так как их ослабление (временное или из-за ослабления посадки) приводит к ин¬ Рис. 3.54. Концевые уплотнения ЦВД: а — общий вид уплотнения; б — уплотнение, расположенное на сто¬ роне, противоположной упорному подшипнику; в — уплотнение у упорного подшипника; г — деталь завальцовки гребешка в ротор; 1 — сегмент уплотнения; 2 — обой¬ ма уплотнения; 3 — корпус турби¬ ны; 4 — ротор; 5 — завальцованная проволока; 6 — тепловая (термо¬ компенсационная) канавка; 7 — гребешок уплотнения 109
тенсивной вибрации, износу уплотне¬ ний, а иногда и к аварии. Уплотнения, аналогичные рас¬ смотренным, используются и для диафрагм с той лишь разницей, что ступеньки выполняют непосред¬ ственно на валу, а не на втулке. На рис. 3.54, а показана кон¬ струкция концевого уплотнения ЦВД мощной турбины на * сверхкритиче¬ ские начальные параметры. На валу турбины (см. рис. 3.54, г) выпол¬ няют кольцевые канавки, в которые устанавливают заранее изготовлен¬ ную тонкую ленту с профильной частью, соответствующей канавке на роторе. Кусок ленты, необходимый для гребешка, отрезают от спираль¬ ной ленты из жаропрочной нержа¬ веющей стали с внутренним радиу¬ сом, равным радиусу дна канавки на роторе. Затем на токарном станке ленту завальцовывают проволокой из нержавеющей стали 12X13. При возникновении задеваний та¬ кая конструкция представляет мень¬ шую опасность для прогиба вала, во-первых, потому, что количество выделенной за счет истирания тон¬ кого гребешка теплоты невелико, и, во-вторых, потому, что сам гребешок представляет собой существенное тепловое сопротивление. К тому же часть теплоты будет сниматься про¬ текающим через уплотнение паром. Для большей гарантии исключе¬ ния прогиба вала при задеваниях на валу с определенным шагом выполняют тепловые канав¬ ки — узкие прорези глубиной 8— 12 мм. Благодаря наличию тепловых канавок при сильном разогреве некоторого участка вала в резуль¬ тате задеваний он имеет возмож¬ ность свободно расширяться в осе¬ вом направлении, не вызывая изгиба всего вала. Осевые зазоры в концевых уплот¬ нениях зависят от их расположения по отношению к упорному подшип¬ нику, где ротор и корпус сопри¬ касаются через масляную пленку. Чем дальше уплотнение расположено от упорного подшипника, тем больше возможность для роста относитель¬ ного удлинения ротора и тем большие осевые зазоры необходимы. Это видно из рис. 3.54, бив: зазоры в уплотнении, расположенном вблизи упорного подшипника, составляют 3,7 мм, а с противоположной сто¬ роны — 7 мм. На рис. 3.55 показаны примеры конструкций надбандажных уплот¬ нений турбин ЛМЗ. Уплотнение, показанное на рис. 3.55, а, применя¬ ется для ЦВД и ЦСД. В обойме / выполняются кольцевые проточки типа «ласточкина хвоста», куда за¬ водятся вставки 2 из мякого армко- Рис. 3.55. Надбандажные уплотнения турбин: а — для ЦВД; б — для ЦНД; в — виброустойчивое уплотнение ЛМЗ НО
железа. При случайных касаниях о вставку гребешков, выточенных на бандажной ленте 5, во вставке появляются кольцевые канавки, практически не увеличивающие утеч¬ ку. Для ступеней с длинными ло¬ патками используют уплотнение (рис. 3.55, б) с уплотняющими гре¬ бешками, которые вставляются в кольцевые выточки на козырьке 4 диафрагмы и поочередно закрепля¬ ются (сначала с внутренней, а затем с наружной стороны) с помощью керна, вставляемого в специальные осевые отверстия. Уплотнение, показанное на рис. 3.55, в, относится к классу так на¬ зываемых виброустойчивы X уплотнений. При смещении бан¬ дажа 3 относительно вставок 2 ис¬ ключается появление аэродинами¬ ческих самовозбуждающихся сил (см. § 10.4), вызывающих низко¬ частотную вибрацию валопровода турбины. 3.6. ПОДШИПНИКИ ПАРОВЫХ ТУРБИН Подшипники служат для фикса- ци^'Такого положения вращающе¬ гося валопровода в турбине, при котором обеспечивается надежная и экономичная работа. В зависимости от числа роторов в валопроводе и способа их соеди¬ нения турбоагрегат может иметь от трех до двенадцати опорных подшипников и один или два (чаще всегоодцд) упорных. .• Опорные подшипники воспри¬ нимают и передают на детали ста¬ тора радиальные нагруз¬ ки от собственных веса валопро¬ вода, от его неуравновешенных цен¬ тробежных сил и расцентровок, от аэродинамических сил, возникающих в проточной части турбины и уплот¬ нениях. Конструкция опорных под¬ шипников и их режим работы дол¬ жны обеспечивать малые зазоры в проточной части и уплотнениях для поддержания высокой экономич¬ ности. Вместе с тем они должны исключать возможность радиальных задеваний ;в проточной части. - Упорный подшипник восприни¬ мает результирующее о с е в о е действующее на^валопровод 'Турбины (см. § 2.16), и некоторые другие нагрузки. В паровых турбинах используют только подшипники скольжения (опорные и упорные), в которых меж¬ ду вращающимися и невращающи¬ мися деталями при нормальной ра¬ боте всегда существует тонкий слой смазки. Подшипники скольжения обладают необходимой надежностью при длительном сроке службы и при правильном изготовлении и заботли¬ вой эксплуатации хорошо сопротив¬ ляются действию статических и дина¬ мических нагрузок. Следует указать на частую путаницу, возникающую при использовании термина «подшипник», которой в определенной сте¬ пени не удалось избежать и нам. Обычно £под подшипником турбины понимают сово¬ купность неподвижных элементов, включаю¬ щую вкладыш, его обойму (если она имеется) и корпус; часто в Одном корпусе устанав¬ ливают несколько вкладышей (для соседних роторов), соединительную муфту и некоторые элементы системы автоматического регули¬ рования, защиты и управления^Однако часто под термином «подшипник» также пони¬ мают вкладыш подшипника — элемент, не¬ посредственно воспринимающий радиальную и осевую нагрузки. В частности, когда выше мы говорили об опорных и упорных подшипниках, то, конечно, имели в виду их вкладыши. Опорные подшипники Конструктивная схема типичного опорного подшипника показана на рис. 3.56. Шейка вала 1> размещается во вкладыше 2 подшипника с неболь¬ шим зазором, в который по каналу 9 из масляного бака насосом подается масло. Оно проходит между шейкой и баббитовой заливкой 10 вкладыша, образуя масляную пленку, на кото¬ рой в нормальных условиях и вра¬ щается вал. При этом исключается контакт металлических поверхностей вала и вкладыша. 111
Рис. 3.56. Схема опорного под¬ шипника Отработавшее масло через торце¬ вой зазор между валом и вклады¬ шем стекает в корпус (картер) 7 подшипника, откуда самотеком нап¬ равляется в масляный бак. ^Положение шейки вала, а следо¬ вательно, и валопровода турбины в ее корпусе определяется положе¬ нием вкладыша. Для его установки используются три нижние колодки 8 с цилиндрической внешней поверх¬ ностью. На них помещается нижняя половина вкладыша. Верхняя ко¬ лодка 6 необходима для плотного зажатия вкладыша в корпусе под¬ шипника. Между вкладышем и ко¬ лодками для тонкой центровки рас- точек вкладыша, диафрагм и уплот¬ нений устанавливают регулировоч¬ ные прокладки. В современных турбоустановках, в которых масляные насосы распо¬ ложены не на валу турбины, на крыш¬ ках подшипников или над ними устанавливают аварийные емкости 4, непрерывно заполняемые маслом по маслопроводу 5. Избыток масла по переливной трубе 3 стекает в корпус подшипника. При прекраще¬ нии подачи масла от насосов, на¬ пример из-за разрыва подающего маслопровода, система защиты от¬ ключает турбогенератор от сети, а смазка шейки вала в период за¬ медления вращения осуществляется из аварийной емкости по масло¬ проводу 5 через специальным обра¬ зом подобранные дозировочные от¬ верстия, обеспечивающие уменьше¬ ние расхода масла с замедлением турбины. 112 К конструкции опорных подшип¬ ников предъявляют ряд требований. 1. Работа подшипника должна быть надежной, исключающей силь¬ ный разогрев масла и износ вкла¬ дыша. При износе вкладыша изме¬ няются вибрационные характери¬ стики всего валопровода (см. гл. 10) и может возникнуть интенсивная вибрация. Масло в подшипнике нагревается за счет сил трения между слоями масла в пленке и за счет теплоты, поступающей по валу от горячих частей турбины. Обычно количество теплоты, идущей по валу, не превышает 10—20 % теплоты, выделяющейся в масляном слое. При разогреве до 115 °C внутрен¬ няя поверхность вкладыша, зали¬ ваемая антифрикционным легко¬ плавким сплавом — баббитом, размягчается и ее сопротивление деформированию и износу резко ухудшается. При 150 °C разрушается пленка из масла марки 22, часто применяемого для смазки подшипни¬ ков. При 350 °C происходит выплав¬ ление баббитовой заливки с тяжелой аварией всего турбоагрегата. Поэтому для поддержания темпе¬ ратурного уровня подшипника все эксплуатационные инструкции жест¬ ко оговаривают температуру масла на входе (обычно 35—45 °C), нор¬ мальную температуру на выходе (около 65 °C) и предельную темпе¬ ратуру (около 75 °C), при которой необходима немедленная остановка турбины. Температура баббитовой заливки, контролируемая термомет¬ рами сопротивления или термопара¬ ми, не должна превышать 100 °C. 2. Подшипник должен быть виб- роустойчивым и обладать достаточ¬ ной демпфирующей .способностью. Под виброустойчивостью понимают его способность не реагировать на случайные возмущения, всегда имею¬ щиеся в турбине. Если случайные и исчезающие возмущения приводят к появлению в масляном слое неза¬ тухающих сил, вызывающих интен¬ сивные вибрации валопровода, то подшипник не обладает достаточ¬
ным запасом виброустойчивости (по¬ дробнее см. § 10.4). Все переменные силы, действующие на валопровод и вызывающие его вибрацию, в конце концов гасятся в масляном слое подшипников. Поэтому чем выше их демпфирующая способ¬ ность, тем меньшая возникает виб¬ рация. 3. Конструкция опорного под¬ шипника должна обеспечивать не¬ большие изменения радиальных за¬ зоров в турбине при всех режимах работы (в нерабочем состоянии и при любых нагрузках). Для этого необходимо, чтобы всплытие шейки вала на масляном слое было неболь¬ шим. Это позволит иметь в турбине небольшие радиальные зазоры и малые потери от протечек. 4. Потери на трение в подшип¬ нике должны быть небольшими. При размерах шеек валов, достигающих в мощных турбинах 600 мм, потери мощности на трение могут достигать 200 кВт на каждый подшипник. Как обычно бывает в технике, перечисленные требования являются противоречивыми в н>м смысле, что, удовлетворяя полнее одни из них, нет возможности выполнить другие. Например, для обеспечения высокой виброустойчивости и экономичности требуется иметь малые зазоры между шейкой и вкладышем и малое всплы¬ тие шейки вала. Но при этом уве¬ личивается нагрев масла и работа подшипника становится чувствитель¬ ной к перекосам шейки относительно вкладыша, возникает возможность полусухого трения и задеваний, т. е. снижается надежность. Поэтому при проектировании подшипников при¬ бегают к компромиссным решениям, обеспечивая в первую очередь вы¬ сокую надежность. Принцип работы опорного под¬ шипника можно уяснить из рис. 3.57. Невращающийся валопровод лежит на нижней половине вкладыша, контактируя с ним по части поверх¬ ности вблизи нижней образующей (см. рис. 3.57, а). Если через под¬ шипник организовать проток масла Рис. 3.57. Схемы, поясняющие работу опорного подшип¬ ника: а — положение не¬ подвижной шейки ва¬ ла во вкладыше: б — распределение в мас¬ ляном слое вкладыша с цилиндрической расточкой: 1 — центр шейки; 2 — центр вкладыша; 3 — кли¬ новидный зазор и начать вращать ротор, то масло будет прилипать к поверхности шей¬ ки вала и увлекаться ею. Поскольку масло обладает вязкостью, то оно слой за слоем будет увлекаться под шейку вала и в результате при не¬ которой частоте вращения между ней и вкладышем появится устой¬ чивая масляная пленка (см. рис. 3.57,6). Таким образом, всплытие шейки на масляной пленке обеспе¬ чивается, во-первых, вязкостью мас¬ ла и, во-вторых, вращением шейки вала. Необходимо подчеркнуть, что подъемная сила, возникающая в рас¬ смотренном подшипнике, образуется не за счет давления масла на входе в подшипник, которое обычно состав¬ ляет около 200 кПа, а за счет дав¬ ления, возникающего в масляном слое. Подшипник скольжения, рабо¬ тающий на этом принципе, называ¬ ется гидродинамическим. Если при «плавающей» шейке измерить давление вдоль окружности и вычесть из него давление, с кото¬ рым масло подается к вкладышу, то получится распределение давле¬ ния, показанное на рис. 3.57, б. Давление масла в узком клиновид¬ ном зазоре (клине) между шейкой и вкладышем, начиная от сливного канала, будет возрастать, достигая максимума в радиальном сечении, несколько не доходящем до мини¬ мального. Если распределение дав¬ ления заменить эквивалентной ему 113
силой, то ее вертикальная составляю¬ щая будет противодействовать вер¬ тикальным силам, в частности силе веса ротора, а горизонтальная со¬ ставляющая — всем горизонтальным силам, в частности силам трения между слоями масла в масляном слое. Сила трения между слоями масла зависит от их относительной скоро¬ сти движения, поэтому устойчивая масляная пленка образуется только при достаточно большой частоте вращения, когда прилипший к по¬ верхности шейки слой масла начнет увлекать соседний слой. При малой частоте вращения масляная пленка либо не образуется совсем, либо периодически исчезает. В соответ¬ ствии с этим существует постоянно или периодически исчезает контакт шейки и внутренней поверхности вкладыша. При таком режиме ра¬ боты возникает полусухое (полужид¬ костное) трение, при котором, если не принять специальных мер, будет выделяться большое количество теп¬ лоты, происходить износ поверхно¬ сти вкладыша и, главное, поверхно¬ сти шейки вала. Именно для умень¬ шения сил трения при малой частоте вращения внутреннюю поверхность вкладыша заливают антифрикцион¬ ным сравнительно мягким сплавом — баббитом — сплавом на основе олова. Для заливки вкладышей подшипников используют только баббит марки Б-83, содержащий 83% олова, 11 % сурьмы и 6 % меди. Оловянистая основа обеспечивает пластичность и деформируемость баббита под действием силы веса вала и равномерно ее распределяет по поверхности вкладыша. Кроме того, олово обеспечивает высокое сопротивление коррозии и хорошие литейные качества. Сурьма образует в олове твердые включения, придавая баббиту высокое сопро¬ тивление истиранию. Добавки меди обеспе¬ чивают однородность баббита. Как мы увидим ниже, при раз¬ вороте турбины и после ее оста¬ новки для предотвращения теплового изгиба ротор медленно вращается так называемым валоповоротным устройством. При этом между шей- 114 кой и поверхностью вкладыша воз¬ никает режим полусухого тре¬ ния. Для современных крупных турбин, особенно для АЭС, имею¬ щих тяжелые валопроводы, длитель¬ ная работа в таком режиме неизбеж¬ но приведет к быстрому износу баббитовой заливки и изменению формы расточки вкладыша. К тому же потребуется большая мощность для привода валоповоротного уст¬ ройства. Поэтому турбины с тяже¬ лыми валопроводами снабжают гидростатическим подъ¬ емом валопровода: в нижней поло¬ вине каждого вкладыша выполняют несколько отверстий, в которые по¬ дается масло давлением 4—6 МПа. Под его действием валопровод под¬ нимается на 40—60 мкм, обеспечи¬ вая легкость включения валопово¬ ротного устройства и исключая износ вкладыша. При работе на гидро¬ подъеме при малых частотах враще¬ ния подшипник скольжения работает как гидростатический. При повышении частоты вращения, когда образуется устойчивый гидродина¬ мический масляный клин, гидро¬ подъем отключают. Конструкция расточки вкладыша и организация его маслоснабжения играют решающую роль в удовле¬ творении перечисленных выше тре¬ бований. Даже небольшие измене¬ ния в форме расточки вследствие износа или отступлений в форме при ремонте могут существенно из¬ менить вибрационные характери¬ стики подшипника. Существующие конструкции опор¬ ных вкладышей можно разделить на одноклиновые (цилиндриче¬ ские) , двухклиновые (эллипти¬ ческие) и м н о г о к л и н о в ы е (сег¬ ментные) . Одноклиновый вкладыш (рис. 3.58, а) имеет цилиндрическую рас¬ точку. При вращении шейки вала под ней образуется один несущий масляный клин. Принцип работы одноклинового подшипника рассмот¬ рен выше. Его конструкция наиболее проста, и поэтому он широко при-
Рис. 3.58. Основные типы опорных подшип¬ ников: а — одноклиновой; б — двухклиновой; 3 — много¬ клиновой менялся и применяется сейчас для турбин малой и средней мощности. С ростом мощности турбин и уве¬ личением циркуляционных возму¬ щающих сил (см. подробнее гл. 10) работа одноклинового подшипника не обеспечивает устойчивость вра¬ щения вала на масляной пленке и возникает интенсивная вибрация. Одной из мер борьбы с ней явля¬ ется использование двухклинового подшипника, имеющего овальную расточку (см. рис. 3.58,6). Требуемая овальность вкладыша рас¬ считывается очень точно и практически выполняется следующим образом. Между половинами вкладыша в разъеме устанав¬ ливается с каждой стороны прокладка, толщина которой подбирается таким обра¬ зом, чтобы после выполнения цилиндрической расточки, удаления прокладок и соединения половин вкладыша получить требуемую оваль¬ ность. Точность изготовления прокладок ±20 мкм по толщине, а вкладыш растачи¬ вается с допуском 4-50 мкм. После сборки подшипника и установки валопровода боковые и верхний зазоры в двухклиновом подшип- нике находятся на уровне 0,5 мм. В двухклиновом подшипнике ма¬ сляный клин образуется не только в нижней, но и в верхней половине вкладыша. В результате появляется сила, действующая на верхнюю часть шейки вала и препятствующая появлению интенсивной вибрации. Для турбин очень большой мощ¬ ности и, главное, на сверхкрити¬ ческие параметры пара применение даже двухклиновых подшипников часто не избавляет от самовозбуж¬ дающихся колебаний. В этом случае эффективными становятся многокли¬ новые, или сегментные под¬ шипники, схема которых показа¬ на на рис. 3.57, в. Шейка вала раз¬ мещается между несколькими сег¬ ментами, которые могут поворачи¬ ваться вокруг ребра опирания. К поверхности контакта шейки вала и каждого сегмента подводится масло, которое увлекается шейкой и образует масляный клин. Таким образом, шейка вала как бы удержи¬ вается системой масляных клиньев, каждый из которых возникает под своим сегментом. Это препятствует потере устойчивости вращения вала на масляной пленке. Подробнее меха¬ низм работы сегментных опорных подшипников рассмотрен в § 10.4. Использованию многоклиновых подшипников способствует еще одно обстоятельство. С увеличением мощ¬ ности турбин растут диаметры ва¬ лов, которые передают ее на генера¬ тор, и соответственно увеличиваются диаметры шеек подшипников. Ниже приводятся диаметры шей¬ ки подшипников (мм) для турбин различного типа: К-100-90 ЛМЗ 360 к-160-130 ХТЗ 420 К-220-44 ХТЗ . : 520 К-300-240 ХТЗ 420 К-300-240 ЛМЗ 435 К-500-240 ХТЗ 520 К-500-65/3000 ХТЗ 520 К-1200-240 ЛМЗ 600 Увеличение диаметра шейки при¬ водит к тому, что масло, поступаю- 115
щее в клиновой зазор, из-за его большой окружной скорости быстро турбулизуется, т. е. его слои на¬ чинают интенсивно перемешиваться. При этом резко возрастают потери на трение в подшипнике. При исполь¬ зовании многоклиновых подшип¬ ников масло, поступающее на вход опорного сегмента, не успевает турбулизоваться из-за его малого пути под сегментом. Поэтому много¬ клиновые подшипники часто исполь¬ зуют в мощных турбинах АЭС не для обеспечения виброустойчивости ее валопровода, а для уменьшения потерь на трение. Как мы уже отмечали, малые радиальные зазоры в турбине и требование высокой виброустойчиво¬ сти заставляют иметь между шейкой вала и вкладышем очень малые зазоры. Вместе с тем толщина масля¬ ной пленки должна перекрывать те микронеровности, которые имеют¬ ся даже на шлифованной поверх¬ ности шейки и пришабренной по¬ верхности вкладыша. Толщина мас¬ ляной пленки должна быть больше тех механических включений, кото¬ рые неизбежно имеются в масле после его очистки в фильтрах и масляном баке. Она должна быть достаточной для исключения полу¬ сухого трения при неизбежно воз¬ никающих перекосах шейки во вкла¬ дыше, при изменении температуры масла, частоты вращения и т. д. И, наконец, зазоры во вкладыше 'и его конструкция должны быть та¬ кими, чтобы обеспечить отвод теп¬ лоты, возникающей за счет трения в масляном слое и идущей по валу от горячих частей турбины. Для выполнения всех этих противоре¬ чивых требований, как показы¬ вает опыт эксплуатации, необходимо иметь толщину масляной пленки примерно 20 мкм, для чего необ¬ ходимо иметь диаметральный зазор, составляющий 0,002—0,004 диа¬ метра шейки вала. Очень важна для хорошего функ¬ ционирования вкладыша правильная организация снабжения его маслом. 116 На рис. 3.58, а показана длитель¬ ное время применявшаяся и при¬ меняющаяся во многих случаях и сейчас организация маслоснабжения вкладыша. В верхней части вкла¬ дыша выполнена маслоразда¬ точная канавка, позволяющая перепустить масло, подаваемое к вкладышу, сверху вокруг шейки вала и затем подать его в масля¬ ный клин. Этим достигается увели¬ чение расхода масла и хорошее охлаждение. Дополнительное улуч¬ шение маслоснабжения достигается выполнением на уровне разъема осе¬ вых выборок — м а с л о раз даю¬ щих карманов («развалов»), не доходящих до торцов вкладыша. Карманы облегчают вход масла во вкладыш и в масляный клин. В двухклиновых подшипниках выполнение маслораздаточной ка¬ навки не имеет смысла: как показали опыты, в этом случае не только не возникает масляный клин в верх¬ нем полувкладыше, но даже обра¬ зуются обширные вакуумные зоны, а смазочный слой теряет свою сплошность и происходит даже под¬ сос воздуха из корпуса подшип¬ ника. Поэтому двухклиновые под¬ шипники выполняют без маслораз¬ даточной канавки. Масло подают в первую очередь непосредственно под шейку вала, а с противополож¬ ной стороны выполняют дополни¬ тельный слив масла, как показано на рис. 3.58, б. Конструкции опорных подшип¬ ников. Типичная конструкция опор¬ ного вкладыша подшипника при¬ ведена на рис. 3.59. Вкладыш состоит из двух половин 1 и 3, скрепляемых после укладки валопровода четырьмя болтами 2, два из которых выполнены при- зонными для возможности точного повторения сборки. Вкладыш имеет баббитовую заливку. В верхней половине вкладыша выполнена мас¬ лораздаточная канавка 9, а на уровне разъема в месте подачи масла — маслораздаточный кар¬ ман 6.
Рис. 3.59. Опорный вкладыш ЛМЗ Нижняя половина вкладыша устанавливается на трех колодках 4 с цилиндрической внешней поверх¬ ностью. Колодки крепятся к вкла¬ дышу винтами. Для возможности центровки расточек вкладыша ис¬ пользуются прокладки 5, толщину которых изменяют соответствующим образом. Верхняя колодка исполь¬ зуется для плотного зажатия вкла¬ дыша (натяг 0,05—0,15 мм) в кор¬ пусе подшипника, исключающего ослабление натяга при различной температуре корпуса подшипника и вкладыша. Ослабление крепления вкладыша грозит изменением вибра¬ ционных характеристик валопровода и появлением интенсивной вибрации (см. гл. 10). Силы трения между слоями масла в подшипнике могут увлечь вкла¬ дыш вслед за шейкой. Для исклю¬ чения этого между нижней полови¬ ной вкладыша и корпусом подшип¬ ника устанавливают стопорную шай- бу 10. . Масло подается по маслопроводу к корпусу подшипника. Оно про¬ ходит через отверстие в нем (см., например, рис. 3.56) и затем по каналу 7 подается в маслоразда¬ точный карман 6'. По маслоразда¬ точной канавке масло проходит на другую сторону вкладыша и затем 117
Рис. 3.60. Опорный подшипник с самоустанавливающимся вкладышем конструкции ХТЗ: 1, 5 нижняя и верхняя половины вкладыша; 2 — прокладки; 3 — опорные колодки; 4 — при- зонные скрепляющие болты вкладыша; 6 — скрепляющие болты; 7 — установочные штифты обоймы; 8 -- прокладка; 9, 14 --- верхняя и нижняя половины обоймы; 10 — канал подачи масла к шейке вала: // —маслораздаточная канавка; 12— маслораздаточный карман; 13, 15 каналы подачи масла к аварийной емкости и аварийной подачи .масла; 16 — стопорные винты; 17 — масло- ѵлавливаюшая канавка под шейку вала. Для возможности регулировки расхода масла на от¬ дельные подшипники турбоагрегата, перед которыми его давление может быть различным, используется огра¬ ничительная шайба 8. На рис. 3.60 показан опорный подшипник турбин ХТЗ. Вкладыш подшипника имеет конструкцию, ана¬ логичную рассмотренной выше, с одним существенным отличием: он устанавливается не в корпусе под¬ шипника, а в обойме, которая закрепляется в корпусе подшипника. Контакт вкладыша в обоймы осуще¬ ствляется по сферической поверх¬ ности. Поэтому вкладыш имеет воз¬ можность небольших поворотов, что уменьшает перекосы шейки вала во вкладыше и его износ. Такие вкла¬ дыши называются с а м о устанав¬ ливающимися. Вкладыш имеет кольцевую масло¬ улавливающую канавку: масло, вы¬ ходящее из торцов вкладыша, по¬ падает в успокаивающую ка- MS навку и дренируется через отвер¬ стия, расположенные в нижней поло¬ вине вкладыша. От вращения вкла¬ дыш удерживается двумя стопор¬ ными винтами, устанавливаемыми в разъеме. Вкладыш монтируется в нижней половине обоймы, которая устанав¬ ливается в корпусе подшипника и удерживается от осевого смещения заплечиками. Нижняя половина обоймы устанавливается и цент¬ руется с помощью трех колодок с цилиндрической внешней поверх¬ ностью и прокладок под ними. После установки в корпусах под¬ шипников нижних половин обойм и вкладышей опускают ротор, закры¬ вают вкладыши и стягивают их болтами. Затем устанавливают верх¬ ние половины обойм, которые через прокладки притягивают к корпусам подшипников. Подача масла в подшипник осу¬ ществляется через правую опорную колодку и кольцевой канал, образо-
Рис. 3.61. Опорный подшипник турбины К-500-65/3000: 1.4 — верхняя и нижняя половины обоймы; 2 — вкладыш; 3. 6 — про¬ кладки; 5, 7 — колодки; 8 — болт; 9 — каналы подачи масла для гидроподъема; 10 — пробка ванный выточкой во внутренней по¬ верхности обоймы и внешней по¬ верхностью вкладыша. Через анало¬ гичные вертикальный и кольцевой ка¬ налы в нижней части подшипника масло направляется в аварийную емкость, из которой оно уже в обрат¬ ном направлении поступает на смаз¬ ку шейки вала при авариях в системе маслоснабжения. На рис. 3.61 показана конструк¬ ция опорного вкладыша с гидро¬ подъемом шейки вала. Масло с дав¬ лением 4—6 МПа подается к двум осевым сверлениям в нижней по¬ ловине вкладыша, расположенным под углом 30° к вертикальной оси. Каждое из сверлений двумя ради¬ альными каналами соединено с по- Рис. 3.62. Сегментный подшипник ХТЗ: 1 — опорный сегмент; 2 — опора сегмента; 3— канал подвода масла; 4—установочный штифт верхностью вкладыша и заканчи¬ вается специальным штуцером и круглыми «ванночками». Один из выходов каждого осевого сверления заглушается пробкой, а во второй ввинчивается штуцер, через который подводится масло высокого дав¬ ления. Несколько иная в этом подшип¬ нике и организация питания вкла¬ дыша маслом. Масло поступает в полукольцевой канал между вкла¬ дышем и обоймой, причем часть масла из него поступает сразу под шейку подшипника, а часть проходит по кольцевому каналу на противо¬ положную сторону, а оттуда — в маслораздаточную канавку верхней половины вкладыша, омывая шейку вала сверху. На рис. 3.62 показан четырех¬ клиновой подшипник ХТЗ, имеющий четыре опорных сегмента. Масло подводится к каждому сегменту, и в результате его увлечения ва¬ лом под ним возникает масляный клин. На рис. 3.63 показан шести¬ клиновой опорный -подшипник ЛМЗ, имеющий шесть сегментов, повора¬ чивающихся вокруг ребер качания. В отличие от конструкции сегмент¬ ного подшипника ХТЗ масло под¬ водится не к каждому сегменту инди¬ видуально, а ко всей полости распо¬ ложения сегментов. При этом все сегменты подшипника работают в общей масляной ванне. 119
Рис. 3.63. Сегментный подшипник ЛМЗ: / — сегменты; 2 —- уплотнение; 3— Установочные колодки; 4 -- штифты; 5 порная шайба; 7 ---термопара вклады іи и ; 6' — сто- 120
Упорные подшипники Упорный подшипник служит для восприятия результирующего осе¬ вого усилия, приложенного к вра¬ щающемуся валопроводу, и передачи его на детали статора. Одновременно он фиксирует положение валопро¬ вода в турбоагрегате и осевые за¬ зоры в проточной части турбины и уплотнениях. Конструктивно упор¬ ный подшипник чаще всего разме¬ щают в корпусе вместе с одним из вкладышей опорного подшипника. „ В современных паровых турбинах применяют исключительно сег¬ ментные упорные гидроди¬ намические подшипники скольжения. Одна из возможных схем представлена на рис. 3.64. На валу 1 турбины выполняют упорный диск (гребень) 4, который через масляный слой опи¬ рается в зависимости от направле¬ ния осевого усилия на с е г м е н т ы 3 или 5, поворачивающиеся около ребер качания 9. Масло для смазки подводится от насоса в коллектор 8, из которого по отверстиям 2 в уста¬ новочном кольце подается к сег¬ ментам 3. Между упорным сегментом и /гребнем образуется масляная пленка, препятствующая их кон¬ такту. Совокупность корпуса 6 и установленных в нем сегментов на- ВидА Колодка. А Гребень Гребень Распреде¬ ление давлений 0 Ô fj} Рис. 3.65. Положение колодки упорного под¬ шипника: а — неустойчивое; б — устойчивое V Гребень Вид А зывают вкладышем упорного под¬ шипника. Маслоснабжение сегментов 5 вто¬ рого ряда может осуществляться либо точно таким же образом (из другого коллектора), либо, как показано на рис. 3.64, перепуском масла по маслопроводу 7 в камеру этих сегментов. Вал в месте выхода из корпуса подшипника уплотняется, и подводимое к вкладышу масло заполняет внутреннюю полость вкла¬ дыша и выходит в основной корпус подшипника через отверстия в верх¬ ней половине вкладыша. Принцип работы упорного под¬ шипника можно уяснить из рис. 3.65. Перед началом вращения вкладыш подшипника заполнен маслом. С на¬ чалом вращения масло, прилипаю¬ щее к гребню подшипника, увле¬ кается слой за слоем под сегмент и, поскольку свободному осевому сме¬ щению гребня от сегмента препят¬ ствует осевая сила /?, приложенная к ротору, на поверхности сегмен¬ тов возникает некоторое распреде¬ ление давления (см. рис. 3.65, а). Для простоты дальнейших рассуж¬ дений его можно заменить эквива¬ лентной силой /?с, приложенной к некоторой точке сегмента и повора¬ чивающей его так же, как и распре¬ деленное давление. Если в некоторый момент распре¬ деление давления по поверхности сегмента будет таким, как показано на рис. 3.65, а, то его положение будет неустойчивым, так как равно¬ действующая /?с будет работать как рычаг с плечом h вокруг ребра опирания сегмента Б — Б. Поэтому сегмент начнет поворачиваться. Рас¬ пределение давления при этом будет изменяться. В силу того что зазор на входной части сегмента увели¬ чится, давление здесь уменьшится; на выходной части сегмента оно, наоборот, возрастет. Ясно, что при этом сама сила 7?с не изменится, поскольку не изменилось осевое уси¬ лие R и число сегментов. Сегмент будет поворачиваться до тех пор,' пока сила Rc не пройдет через ребро 121
опирания Б—Б и ее плечо /г не станет равным нулю. Это и будет устойчивое положение сегмента, при котором между поверхностями греб¬ ня и сегмента образуется суживаю¬ щийся канал — клин, по которому непрерывно проходит свежее масло, поступающее из отверстий 2 (см. рис. 3.64). Раскрытие клина авто¬ матически изменяется с изменением осевого усилия У?: чем больше осевое усилие, приложенное к ротору, тем сильнее раскрывается клин и больше равнодействующая /?с на каждом сегменте. Условия работы упорных под¬ шипников и требования к ним. Рассмотренная выше схема работы упорного подшипника (см. рис. 3.65) предполагает, что осевое усилие, действующее на валопровод, всегда приложено в одну сторону. Однако даже при этом условии следует ограничить возможность перемеще¬ ния валопровода в противополож¬ ную сторону, так как случайный сдвиг на несколько миллиметров даже при монтаже или наладке может привести к повреждению тон¬ ких гребешков концевых и диафраг¬ менных уплотнений. Тем более необ¬ ходимо иметь упорные сегменты с противоположной стороны для мощ¬ ных современных турбоагрегатов, в которых из-за различий в изго¬ товлении, монтаже и из-за других причин направление осевого усилия может изменяться от режима к ре¬ жиму или от турбины к турбине даже при одинаковой нагрузке. Поэтому все упорные подшипники выполняют с двумя рядами упорных сегментов, расположенных с противо¬ положных сторон гребня. Иногда валопровод снабжают двумя греб¬ нями, каждый из которых имеет только одну рабочую поверхность, опирающуюся на свой ряд упорных сегментов. При работе подшипника с двумя рядами рабочих сегментов (рис. 3.66) масляные клинья возникают на сегментах обоих рядов. При этом основные (рабочие) сегменты оказы- 122 Рис. 3.66. Положе¬ ние гребня в упор¬ ном подшипнике (вид на упорный диск сверху): 1, 5— корпус вкла¬ дыша; 2 — рабочий сегмент; 3 — гребень; 4 — установочный сегмент; 6 — направ¬ ление вектора окруж¬ ной с.корости точки гребня, контактирую¬ щей с сегментом; 7 — ось турбины ваются нагруженными не только осевым усилием.. /?, приложенным к валопроводу, но и дополнитель¬ ными силами, приложенными к греб¬ ню со стороны дополнительных (установочных) сегментов. Вели¬ чина возможного перемещения вало¬ провода между рядами упорных сегментов называется осевым разбегом в упорном подшипнике. Чем больше разбег, тем меньше под¬ грузка рабочих сегментов за счет установочных. Однако разбег нельзя делать чрезмерно большим, так как это может привести к задеваниям в проточной части и появлению больших ударных нагрузок на сег¬ менты при изменении знака осевого усилия (например, при резких изме¬ нениях нагрузки в многоцилиндро¬ вых турбинах с промежуточным перегревом пара — см. пример 9.9). Малый осевой разбег также опа¬ сен, и не только потому, что^появля- ется дополнительное усилие от не¬ работающего ряда сегментов. При малом разбеге и требуемом в соот¬ ветствии с нагрузкой повороте сег¬ ментов зазор между ними и гребнем уменьшается. Уменьшается при этом и расход масла под сегмент, и оно сильно разогревается. Вслед за маслом нагревается и сегмент, по¬ верхность которого становится не¬ плоской. В результате перегрева масляная пленка теряет свою несу¬ щую способность и пропадает. Гре¬ бень входит в контакт с сегментами, и за счет выделения большого коли¬ чества теплоты происходит либо мгновенное выплавление баббитовой
заливки сегментов (если она имеет¬ ся), либо быстрый их износ. Проис¬ ходит осевой сдвиг ротора, и если он больше осевых зазоров, то возни¬ кают осевые задевания вращаю¬ щихся деталей о неподвижные, что приводит к тяжелой аварии. Поэтому осевой разбег в упорном подшипнике устанавливают так, что¬ бы толщина масляной пленки на выходе из сегментов была не меньше 40—60 мкм, среднее давление на сегмент не превышало 2—4 МПа, а температура баббитовой заливки была не больше 100 °C. Чем выше качество изготовления гребня и упор¬ ных сегментов (выше чистота по¬ верхности и меньше биение и конус¬ ность гребня), чем чище масло (мал размер твердых частиц в нем), чем меньше вибрация и возможные в условиях эксплуатации перегрузки (см. гл. 9), тем большие удельные давления и меньшие зазоры, а сле¬ довательно, и осевой разбег можно допустить в подшипнике. Обычно при сборке упорного подшипника устанавливают осевой разбег в 0,5— 0,6 мм, а при работе он составит 0,3—0,4 мм. Работа упорного подшипника должна быть абсолютно надежной, так как выход его из строя влечет, если не сработает соответствующая защита, тяжелейшую аварию. Даже небольшой ремонт упор¬ ного подшипника, связанный с его вскрытием, приводит к большим потерям из-за необходимости дли¬ тельного остывания турбины и про¬ стоя. Конструкция упорных сегментов. Упорные сегменты являются основ¬ Рис. 3.67. Упорный сегмент: / — ребро качания; — направление вращения упорного диска ными деталями упорного подшип¬ ника, определяющими качество его работы. Размеры упорных сегментов опре¬ деляются тем средним давлением, которое допустимо, т. е. q — Rc/F, где F — площадь сегмента. При обычном изготовлении до¬ пустимая нагрузка на сегмент со¬ ставляет 1,5—2 МПа. При тщатель¬ ном изготовлении гребня и сегмен¬ тов и их сборке можно допустить q = 3,b~4 МПа. Несущая способность упорного подшипника зависит не только от удельного давления, но и от формы сегментов, способа их опирания, их общего числа и других факто¬ ров. Она обеспечивается при вполне определенном соотношении размеров сегмента (рис. 3.67) : B/Lx 1; h/B = = 0,5. Радиальное ребро, к которому подводится свежее масло, назы¬ вается входным, а противополож¬ ное — выходным. Центральный угол образованный входным и выходным ребрами, составляет 28—35°. " Поверхность сегментаь обращен¬ ная к упорному гребню, заливается слоем баббита толщиной примерно 1,5 мм. Для лучшего прилегания баббитовой заливки в сегменте вы¬ полняются пазы типа ласточкина хвоста. Для равномерного приле¬ гания сегментов к гребню их перио¬ дически подшабривают, и поэтому толщина баббитовой заливки посте¬ пенно уменьшается. При ее умень¬ шении до 0,8—0,9 мм сегменты перезаливают новым слоем баббита. Роль баббитовой заливки в опор¬ ных и упорных подшипниках раз¬ лична. В опорных вкладышах баббит играет роль антифрикционного ма- 123
териала, необходимого при работе в режиме полусухого трения. В боль¬ шинстве упорных подшипников сег¬ менты расположены в масляной ванне и режима полусухого трения практически не возникает. Поэтому некоторые турбинные заводы изго¬ товляют сегменты вообще без баб¬ битовой заливки. В большинстве случаев сегменты выполняют с баб¬ битовой заливкой. При внезапном увеличении осевого усилия до не¬ допустимого значения, когда гребень входит в контакт с поверхностью сегмента, происходит почти мгновен¬ ное выплавление баббита и вало¬ провод резко перемещается на 1 — 1,5 мм. Этот осевой сдвиг вало¬ провода используется в качестве сигнала для защиты турбины от дальнейшего осевого смещения вало¬ провода в ней, когда в контакт уже могут войти вращающиеся и не¬ подвижные элементы проточной час¬ ти или уплотнений. Каждый упорный сегмент подве¬ шивается на двух штифтах и кон¬ тактирует с подкладным кольцом только по ребру качания (см. рис. 3.67), вокруг которого он сво¬ бодно поворачивается при изменении осевого усилия. Ребро качания вы¬ полняют параллельным выходному ребру упорного сегмента. Это обес¬ печивает одинаковость зазора по выходному ребру при повороте сег¬ мента, более равномерное распре¬ деление давления по его поверх¬ ности и его меньший износ. Ребро качания располагают не на середине сегмента, а ближе к выходному ребру (примерно на расстоянии 3/5 от В). Это, с одной стороны, исключает возможность опрокиды¬ вания сегмента с закрытием масля¬ ного клина, а с другой, при пово¬ роте сегмента не уменьшает зазор на выходе столь сильно, чтобы про¬ исходил износ выходной части сег¬ мента. При нормальной работе упорного подшипника основное выделение теп¬ лоты происходит в масляном слое. Часть этой теплоты уносится потоком 124 масла, а часть передается сегменту. Слои сегмента, прилегающие к баб¬ битовой заливке, нагреваются и рас¬ ширяются сильнее, чем слои у ребра качания. В результате первоначаль¬ но плоская рабочая поверхность сегмента приобретает цилиндриче¬ скую форму с образующими, парал¬ лельными ребру качания. Чем боль¬ ше неравномерность температур по толщине сегмента, тем сильнее он деформируется и тем меньше его несущая способность. Для умень¬ шения неравномерности температур сегменты выполняют из материалов, обладающих высокой теплопровод¬ ностью и малым коэффициентом линейного расширения. В качестве таких материалов используют сплавы на основе меди — бронзу и латунь. Иногда для сегментов используют даже чистую медь. Почти в 2 раза большую несущую способность имеет слоеный сегмент (рис. 3.68). К стальному основа¬ нию специальными винтами крепится тонкая медная прокладка, на поверх¬ ность которой напаивается слой баббита. В основании выполняются каналы, через которые проходит масло, охлаждающее медную про¬ кладку. Таким образом, создается малая разность температур по тол¬ щине тонкой прокладки, и она слабо деформируется. Это позволяет повы- Рис. 3.68. Слоеный сегмент: / — винт; 2 — основание; 3 - - медная прокладка; 4 — баббитовая заливка
Рис. 3.69. Опорно-упорный подшипник под следующий сегмент. Расчеты и опыт эксплуатации показали, что оптимальное число упорных сегмен¬ тов в подшипнике составляет от шести до восьми. Конструкции упорных подшипни¬ ков. На рис. 3.69 показана типич¬ ная конструкция вкладыша под¬ шипника турбины, осевое усилие в которой направлено всегда в одну сторону (слева направо). Вкладыш подшипника выполнен комбинированным: он состоит из двух половин 17 и 18 и включает в себя опорную и упорную части. В последней помещены два разъем- сить не только несущую способ¬ ность сегмента, но и установить ее не на ребре, а на точечной (точнее, пятачковой) опоре. Рассмотренный сегмент удерживается в корпусе с помощью кольцевых заплечиков. При одной и той же суммарной поверхности сегментов, обеспечи¬ вающих некоторое среднее удельное давление, можно выполнить либо большое число мелких сегментов, либо малое число больших. При ма¬ лом их числе увеличиваются размеры подшипника, а при большом затруд¬ няется охлаждение: при плотном рас¬ положении сегментов горячее масло из-под сегмента не успевает пере¬ течь в корпус и подмешивается к холодному маслу, подаваемому ных по диаметру установочных кольца 2 и 3, зйкрепляемых во вкладыше стопорными шайбами 6. На установочных кольцах на штиф¬ тах 10 свободно устанавливаются рабочие 7 и установочные 8 сег¬ менты. Для точной регулировки осе¬ вого разбега служит металлическая прокладка 9. Вкладыш устанавливается в обойме 19, также состоящей из двух половин, скрепляемых болтами 25. Поверхность вкладыша выпол¬ нена сферической, что позволяет несколько поворачивать вкладыш при монтаже, добиваясь строгой параллельности рабочих плоскостей сегментов и упорного гребня, обеспе- чивая тем самым одинаковость загрузки сегментов. Для исключения 125
поворота вкладыша в обойме при монтаже под действием силы веса упорной части иногда используют амортизатор /. После регулировки положения вкладыша его стопорят штифтом 16, на конце которого выполнены две параллельные лыски, а во вкладыше — прорезь, в которую входит конец штифта. После окончательной регули¬ ровки прилегания упорных сегментов к гребню вкладыш закрепляют в обойме с натягом 0,04—0,1 мм. В рабочих условиях натяг становится еще больше из-за большего нагрева вкладыша, чем обоймы. Таким обра¬ зом, рассматриваемая конструкция является жесткой в том смысле, что при изменении наклона упорного гребня усилия, действующие на от¬ дельные сегменты, не выравни¬ ваются. Обойма устанавливается в кор¬ пусе подшипника 21 на колодках 23 и центруется с помощью прокладок 20, установленных под ними. Осевое положение обоймы вместе с закрепленным в ней вкладышем и расположенным между сегментами 7 и 8 гребнем валопровода регули¬ руется с помощью установочных колец, каждое из которых состоит из двух нижних 22 и 26 и одной верхней 15 частей. Для того чтобы сместить валопровод (например, для установки осевых зазоров в проточ¬ ной части), надо снять крышку кор¬ пуса подшипника, разболтить обойму и снять крышку вместе с привин¬ ченными к ней полукольцами 15. Затем, зацепив за внешние зазуб¬ рины, можно при установленном роторе «выкатить» установочные кольца 22 и 26. Если, например, необходимо сместить валопровод вправо, то толщина всех трех частей 15, 22 и 26 правого установочного кольца (см. основной вид на рис. 3.69) уменьшается, а левого увели¬ чивается. Затем осуществляется сборка в обратной последователь¬ ности. Масло для смазки подается через боковую колодку 23 в кольцевую 126 полость 24. Из нее осуществляется смазка шейки вала точно так же, как описанное выше (см. описание опорного подшипника, показанного на рис. 3.60). Масло для смазки рабочих упор¬ ных сегментов из кольцевой полости 24 проходит по наклонным сверле¬ ниям 13 и подается к входным ребрам каждого из сегментов 7. Масло к установочным упорным сегментам 8 подается из камеры 4, куда оно подводится отдельным маслопроводом, по отверстиям 29. Уплотнение 5, выполненное в виде кольцевой баббитовой заливки, не дает маслу вытекать из камеры установочных сегментов. Таким об¬ разом, подаваемое масло заполняет вкладыш упорного подшипника и через шесть отверстий 14 вытекает в корпус подшипника. Для уменьшения потерь трения вокруг цилиндрической поверхности гребня устанавливается разъемное кольцо 12, в котором закреплены гребешки уплотнения //. Масло, попавшее между гребешками, дрени¬ руется через отверстия 28 и 27, выполненные в нижних половинах уплотнительного кольца и корпуса вкладыша. Основной недостаток рассмотрен¬ ной конструкции — фиксированное положение вкладыша во время ра¬ боты, при котором вследствие пово¬ рота упорного гребня усилия, дей¬ ствующие на отдельные упорные сегменты, могут отличаться в 2— 2,5 раза. На рис. 3.70 показан опорно¬ упорный подшипник с центральным расположением опорного вкладыша, выполненного как одно целое с двумя корпусами упорных подшип¬ ников, расположенных симметрично. Такая конструкция целесообразна для мощных современных турбин с промежуточным перегревом пара, в которых осевое усилие может ме¬ нять свое направление. Валопровод имеет два упорных гребня. Вкладыш 5 состоит из двух поло¬ вин, скрепляемых восемью чистыми
Рис. 3.70. Упорный Т-250/300-240 ТМЗ подшипник турбины болтами. Вкладыш устанавливается между двумя половинами обоймы 6 со сферической внутренней рас¬ точкой. Сферическая поверхность служит для установки плоскости упорных сегментов 3 и 14 параллель¬ но плоскости упорных гребней во время сборки. После сборки поло¬ вины обоймы фиксируются по отно¬ шению друг к другу штифтами 18 и скрепляются шпильками. Для исключения возможности вращения вкладыша в обойме в ее нижней половине устанавливается стопорный штифт /5 с лысками, работа кото¬ рого описана выше. Упорные сегменты свободно под¬ вешиваются на разъемных устано¬ вочных кольцах 2 и 12. Осевой разбег устанавливается с помощью регулировочной прокладки //. Обой¬ ма с закрепленным в ней вкладышем помещается на три колодки 21 и центруется с помощью прокладок 20. Верхняя колодка служит для плотного зажатия обоймы в корпусе подшипника. Осевое положение обоймы с вкладышем и всем вало¬ проводом регулируется кольцами 7 и 9, состоящими из трех частей. Их использование для регулировки осевого положения валопровода опи¬ сано выше. Масло к подшипнику подается из аварийной емкости (не показан¬ ной на чертеже) по вертикальному каналу 8 в кольцевую полость 22, откуда оно проходит к шейке вала и через отверстия 19 по сверлениям 1 и отверстиям в установочных кольцах 4 и 12 и в прокладке // индивидуально к каждому упорному сегменту. Полости упорных сегмен¬ тов уплотнены баббитовыми залив¬ ками 2. Корпуса упорных подшипников с вращающимся гребнем и непре¬ рывными подачей и сливом масла представляют собой сложную гидро¬ динамическую систему, в отдельных зонах которой могут возникать вакуумные зоны со вскипанием масла и выделением из него раство¬ ренного воздуха. Это может при¬ вести к нарушению масляной пленки между гребнем и упорными сегмен¬ тами. Этому, в частности, способ¬ ствует дросселирование масла при подводе (см. поз. 8 на рис. 3.56). В рассматриваемой конструкции ре¬ гулирование расхода масла и регули¬ рование его давления в подшипнике осуществляется не дроссельной диа¬ фрагмой на входе, а специальными винтами, ввинчиваемыми в отверстия 13, через которое масло покидает корпуса упорных подшипников. Та¬ ким путем удается избежать обра¬ зования вакуумных зон. В аварийных ситуациях, связан¬ ных с прекращением подачи масла в аварийную емкость, масло в под¬ шипник по каналу 8 не подается. После отключения генератора от сети во время выбега валопровода масло по трубке аварийной подачи (см. рис. 3.56) по каналу 17 подается на смазку опорной части, а по каналу 127
Рис. 3.71. Упорный подшипник турбины К-500-65/3000 ХТЗ: / — кольцо уплотнительное; 2 — обойма; 3 — упорный сегмент; 4 — кольцо; 5 — кольцевой щиток; 6 — кольцо установочное; 7 — штифт радиальный; 8 — сопло; 9 — упор плоский; 10 — сухарь опорный; 11 — сѵхарь сегмента; 12 — упор шаровой; 13— упор на обойме; 14— датчик осевых ѵснлий 16 и наклонным сверлениям іи на смазку упорных сегментов На рис. 3.71 показан \ мерный подшипник, не совмещенный с опор¬ ной частью. Подшипник — симмет¬ ричный, имеет два одинаковых ряда упорных сегментов (слоеных), между которыми помещается гребень подшипника. В отличие от рассмотренных выше конструкций упорные сегменты устанавливают не на жесткое кольцо, а на кольцевую выравнивающую систему (см. сечение В—В), авто¬ матически выставляющую рабочие поверхности всех сегментов в одной плоскости и тем самым обеспечиваю¬ щую одинаковость их загрузки. Несущая способность подшипника при этом возрастает в несколько 128 раз. Действительно, если гребень подшипника по каким-либо причинам перекосится, то он нажмет на один из упорных сегментов и его переме¬ щение вслед за гребнем передастся на рычажную систему, которая подаст другие упорные сегменты навстречу гребню. Таким образом, усилия на всех сегментах выравни¬ ваются. Кольцевая замкнутая система монтируется в обойме (по половине в каждой половине обоймы). Для этого в обойме закрепляют упоры, в них устанавливают упорные су¬ хари, а на последние — сухари упор¬ ных сегментов. Сами сегменты имеют точечное опирание. Радиальное рас¬ положение сухарей обеспечивается штифтами.
Рис. 3.72. Опорно-упорный подшипник КТЗ: / — камера нагнетания; 2, 10 — корпус и крышка подшипника; 3, 4 — рабочие и установочные упорные сегменты; 5 — плавающее уплотнение; б — крышка; 7 — обтекатель; 8 — радиальные сверления; 9 — камера всасывания; 11— упорный гребень; 12— вкладыш опорного подшипника; 13, 15 — колодки; 14 — масляное уплотнение; 16 — полуфланец крепления корпуса подшипника к корпусу турбины; 17 — вывод для измерения давления на упорном сегменте; 18 — седло обратного клапана; 19 — шарик; 20 — втулка; 21 — стопорная шайба; 22 — маслораздаточный карман; 23 — опорная призма; 24 — входные кромки сегмента; 25 — штифты; 26 — пружинное кольцо; 27 — регулировочные прокладки Сегменты от выпадания удержи¬ ваются заплечиками, которыми они соприкасаются с соответствующими заплечиками на обойме и кольце, состоящем из двух половин. Осевой разбег в подшипнике регулируется установочными кольцами. Масло к подшипнику подается из полости в корпусе подшипника и по специальным сверлениям на¬ правляется к соплам, подающим масло под каждый рабочий сегмент. В результате вся полость, занятая упорными сегментами, заполняется маслом и через отверстия в коль¬ цевом щитке, обеспечивающем под¬ жатие масла, стекает в корпус 5 А. Д. Трухннй подшипника, откуда удаляется масляный бак. в В упорном гребне опорно-упор¬ ного подшипника КТЗ (рис. 3.72) выполнены радиальные сверления, соединенные с камерой всасывания, которые.служат рабочими каналами главного масляного насоса. Масло поступает от инжектора (см. § 4.1) в полость перед цилиндрической всасывающей камерой в валу тур¬ бины и, проходя обтекатель, направ¬ ляется к радиальным сверлениям. На выходе из них давление масла составляет примерно 0,7 МПа, и с этим давлением оно поступает на смазку рабочих и установочных 129
упорных сегментов и опорной шейки вала. Таким образом, если обычно для смазки используется масло с давлением 0,2 МПа, то в подшип¬ нике КТЗ оно существенно выше. Для выравнивания усилий на отдельных сегментах использовано разъемное пружинное кольцо, имею¬ щее ряд радиальных выточек, позво¬ ляющих ему несколько прогибаться под действием усилий со стороны рабочих сегментов. Упорные сегменты баббитовой заливки не имеют. Один из сег¬ ментов снабжен измерителем давле¬ ния в масляной пленке. При его уменьшении до 0,7—0,9 МПа (что свидетельствует об исчезновении масляной пленки) подается сигнал на автоматическое отключение по¬ дачи пара в турбину. Обратный клапан не пропускает масло из напорного маслопровода, давление в котором создается дру¬ гим насосом (см. гл. 4), во всасываю¬ щую камеру .и затем в масляный бак, когда турбина имеет малую частоту вращения и давление, разви¬ ваемое главным масляным насосом, мало. Корпуса подшипников и их соединение с турбиной Корпуса подшипников, иногда называемые опорами валопро¬ вода, в которые помещаются вкла¬ дыши, можно разделить на три вида: встроенные, выносные и при¬ ставные. Встроенные корпуса подшипни- просто встроенные под- выполняют совместно с патрубком цилиндра о - ков, или шипники, выходным (рис. 3.73). Во внутренний обвод нижней части выходного патрубка с помощью косынок, ребер и под¬ косов вваривается нижняя часть корпуса подшипника. Таким обра¬ зом, встроенный подшипник пред¬ ставляет собой единое целое с кор¬ пусом турбины. Внутри нижней части корпуса подшипника вваривают полукольца, на которые опираются 130 колодками вкладыши опорных под¬ шипников.. Верхняя часть корпуса такого подшипника делается съемной и прикрепляется к нижней фланцевым соединением. Корпус подшипника располагают как можно ближе к по¬ следней ступени для сокращения осевого габарита турбоагрегата. Крышка корпуса подшипника опу¬ скается после установки валопровода и крышки корпуса цилиндра. В тех случаях, когда нет возможности опустить крышку подшипника и продвинуть ее внутрь обвода выход¬ ного патрубка, ее выполняют с вертикальным разъемом и закрывают по частям. Выше был показан способ подвода масла к подшипнику, раздачи на вкладыши и слива из них (см. рис. 3.38). Модификацией встроенного под¬ шипника можно считать подшипник КТЗ (рис. 3.72), который при первой сборке своим полуфланцем прикреп¬ ляется к корпусу турбины и в даль¬ нейшем не отсоединяется от него. Встроенные подшипники исполь¬ зуют только там, где температура примыкающего цилиндра невелика и идущая по его металлу теплота не может сильно нагревать корпус подшипника. В основном они исполь¬ зуются для опирания роторов ЦНД. Выносные корпуса подшипников, или просто выносные подшипники, выполняют отдельно стоящими на фундаментальных рамах. Они не связаны жестко с корпусами цилинд¬ ров,. и их применяют в двух слу¬ чаях: когда температура примыкаю¬ щего цилиндра высока или когда велики деформации цилиндра и их нежелательно передавать на опоры валопровода и, следовательно, на сам валопровод. Первый случай характерен для ЦВД и ЦСД, вто¬ рой — для турбин с патрубками. На рис. выносного подшипника сварной кон¬ струкции, устанавливаемого между цилиндрами турбины. Нижняя поло- ЦНД очень мощных развитыми выходными 3.74 показан корпус о
h-л Рис. 3.73. Встроенный подшипник: / — выходной патрубок; 2 — внутренний (кони- ческнй) обвод натрубка; 3 — крышка подшипника; со 4 — ребра; 5 шпоночный паз; 6 — шпонка; 7 — фундаментная рама Рис. 3.74. Корпус выносного подшипника турбины Т-250/300-240 ТМЗ
вина корпуса 13 помещается на фундаментную раму. В расточках 6 и 7 располагают вкладыши опорных подшипников, а в пространстве 8 между ними — соединительную муф¬ ту. После укладки валопровода корпус подшипника закрывается крышкой 12. Масло к каждому из вкладышей подается по каналам 15. Для того чтобы масло из вклады¬ шей не попадало на муфту, которая при своем вращении будет его вспе¬ нивать и насыщать воздухом, в расточки 9 устанавливают раздели¬ тельные перегородки. Масло, выте¬ кающее из торцов подшипника в пространство 14, собирается на дне его корпуса и направляется в масляный бак. Корпус подшипника должен быть плотным и не должен допускать утечки из него масла или, наоборот, попадания в него пара или капель воды. В первом случае может возник¬ нуть пожар, во втором будет просхо- дить обводнение масла и его быстрое старение, требующее замены или регенерации. Поэтому корпус под¬ шипника снабжают масляным уплотнением (сечение Б—Б). Масло, текущее вдоль ротора, масло¬ отбойным выступом 18 отбрасы¬ вается внутрь корпуса подшипника, а масляные брызги и пыль попадают в ловушку 16, соединенную (так же, как и отдельные секции лабиринто¬ вого уплотнения) с внутренним про¬ странством корпуса подшипника, где специальным эксгаустером под¬ держивается небольшое разрежение (см. § 4.1). Для исключения по¬ падания пара из концевого уплот¬ нения турбины в корпус подшипника устанавливаются пароотбойные коль¬ ца 17. Экраны 2 уменьшают тепло¬ вой поток от изоляции горячего корпуса турбины на корпус под¬ шипника. На крышке корпуса подшипника установлена аварийная емкость 11, из которой масло по дозирующей трубке 10 подается при авариях и неполадках в системе масло- снабжения. 132 В корпусах подшипника и ци¬ линдра помещается единый вало¬ провод, поэтому оси вкладышей подшипников и диафрагм должны всегда совпадать. В конструкциях цилиндров со встроенными подшип¬ никами центровка осуществляется перед приваркой нижней части кор¬ пуса подшипника к корпусу турбины и после установки соответствующих прокладок под установочные колодки и в дальнейшем сохраняется при всех режимах. Выносные подшипники должны бытъ присоединены к корпу¬ су турбины так, чтобы при любых их температурах сохранялась центров¬ ка, а их расширение относительно друг друга было свободным. Для этого используется система шпо¬ ночных соединений, обеспе¬ чивающая совпадение горизонталь¬ ной и вертикальной плоскостей кор¬ пусов подшипника и турбины. Внешние корпуса цилиндров, соч¬ леняемых с выносными подшипни¬ ками, выполняют с лапами (см., например, рис. 3.33), а корпуса подшипников — с боковыми площад¬ ками— стульями (см. рис. 3.68), на которые опускается и в дальней¬ шем опирается корпус своими ла¬ пами. Высота стульев подбирается так, чтобы совместить горизонтальные плоскости корпусов подшипника и цилиндра, проходящие через их оси. во время работы. Для этого при монтаже допускают умышлен¬ ную точно рассчитанную расцент- ровку: оси внешнего корпуса тур¬ бины (или его внутреннего кор¬ пуса, или обоймы) располагают ниже оси ротора с таким расчетом, чтобы при работе, когда внешний корпус разогреется, обеспечивалась центровка. В частности, на рис. 3.74 видны четыре стула со специаль¬ ными поперечными шпонками 3, на которые и кладутся два сосед¬ них корпуса своими лапами. Для исключения отрыва лап корпуса от стульев используют скобы 4, уста¬ навливаемые по отношению к ла¬ пам с небольшим зазором и не
препятствующие их поперечному расширению (см. ниже). Для совмещения вертикальных плоскостей корпусов используют вертикальную шпонку /, входящую в соответствующий паз на корпусе турбины (см. ниже). Таким образом, соединение кор¬ пусов турбины и подшипника с по¬ мощью подвески на стульях и вер¬ тикальной шпонки обеспечивает их центровку при любых режимах работы с сохранением свободы тепловых расширений. Все корпуса подшипников, а также цилиндров, устанавливаемых непосредственно на фундамент, по¬ мещают строго на одной линии с помощью продольных шпо¬ нок, привинчиваемых к фундамент¬ ным рамам. Шпоночные пазы 5 (рис. 3.74) служат для установки корпусов подшипников на эти шпонки. На рис. 3.75 в увеличенном масш¬ табе показано соединение корпусов турбины с помощью лап для случая, когда корпуса подшипников не за¬ креплены на фундаменте в продоль- Рис, 3.75. Опирание корпуса турбины на под¬ шипник с помощью лап: 1 — опорная поверхность стула подшипника; 2 — прижимная скоба; 3 — болт; 4 — плоскость разъема турбииы; 5 —лапа; 6 — поперечиая шпонка; 7 — отверстие для установки динамо¬ метра ном направлении и перемещаются по нему вдоль продольных шпонок при тепловом расширении корпуса турбины. Для этого служит по¬ перечная шпонка, входящая в шпоночный паз на лапе корпуса. Тепловые зазоры 0,04—0,08 мм в шпоночном соединении не препят¬ ствуют поперечному (по отношению к вертикальной плоскости) смеще¬ нию лап относительно стульев под¬ шипника. Прижимная скоба препятствует отрыву лапы от плоскости опи¬ рания. Он может произойти под действием сил от нескомпенсирован- ных тепловых расширений паро¬ проводов, присоединенных к корпусу турбины, или от реактивного крутя¬ щего момента, приложенного к кор¬ пусу турбины через сопловые лопат¬ ки, диафрагмы и обоймы. Вместе с тем зазор не препятствует расши¬ рению лапы вдоль поперечной шпон¬ ки, так как между скобой и лапой оставляют тепловой зазор 0,04— 0,08 мм. Рассмотренная конструкция сое¬ динения корпусов подшипника и турбины, вообще говоря, не обеспе¬ чивает строгой центровки на всех режимах работы. Связано это с тем, что плоскость опирания нижней половины корпуса турбины отстоит на расстоянии от плоскости разъема и на расстоянии А от опорной поверхности стула подшипника. По¬ этому если при каком-либо режиме, например при номинальном, спе¬ циально введенная монтажная рас- центровка (см. выше) обеспечивает совпадение плоскости разъема с осью ротора, то при другом режиме, когда температура поперечной шпон¬ ки или лапы будет другой, центровка нарушится из-за различных верти¬ кальных температурных перемеще¬ ний шпонки и лапы. Таким недостатком не обладает конструкция, в которой корпус тур¬ бины подвешивается на корпус под¬ шипника строго на уровне разъема лапами, выполненными на продол¬ жении фланцев крышки корпуса 133
Рис. 3.76. Опирание корпусов ЦВД турбин ХТЗ на корпус подшипника (рис. 3.76). Лапа 3 корпуса турбины через подгоночную прокладку 6 под¬ вешивается на стул 1 корпуса под¬ шипника, обеспечивая совпадение их горизонтальных плоскостей при любых режимах. Лапа 2 нижней половины кор¬ пуса используется, во-первых, для размещения поперечной шпонки 7 и, во-вторых, для монтажа, когда ниж¬ няя половина корпуса укладывается на стулья подшипника на монтаж¬ ные прокладки 5. После сборки и закрытия цилиндра весь корпус поднимается с помощью домкратных болтов 4, монтажная прокладка извлекается и корпус опускается на стулья. На рис. 3.77 показана конструк¬ ция шпоночного соединения для сов¬ мещения вертикальных плоскостей корпусов подшипников и турбины. К торцевым поверхностям стульев подшипника крепится поперечная планка, в середине которой ввари¬ вается шпонка. К корпусу турбины строго в ее вертикальной плоскости крепится шпоночный паз. Шпонка входит в паз с тепловым зазором. Поэтому более горячий корпус тур¬ бины свободно расширяется вниз относительно корпуса подшипника, установленного на фундаментной раме. 134 Рис. 3.77. Совмещение вертикальных пло¬ скостей корпусов подшипника и турбины: 1 — фундаментная рама; 2 — продольная шпонка; 3 — корпус подшипника; 4 — приливы для крепле¬ ния горизонтальной планки; 5 — горизонтальная планка; 6 — вертикальная шпонка; 7 — шпоноч¬ ный паз; 8 — прилив на корпусе турбины для крепления шпоночного паза На рис. 3.78 показан выполнен¬ ный литым корпус подшипника, который устанавливается между ЦВД и ЦСД. В корпусе устанав¬ ливаются опорно-упорный подшип¬ ник (один на весь валопровод), на который опирается ротор ЦВД, и опорный подшипник для ротора ЦСД. Между ними располагается муфта, полу муфты которой откованы заодно с роторами. Внешняя по¬ верхность муфты для меньшего вспе¬ нивания масла закрыта кожухом. Масло к вкладышам подводится по центральным трубам (см. рис. 3.65) из аварийных емкостей. Приставные корпуса подшип¬ ников — это корпуса, которые уста¬ навливаются на фундамент так же, как и выносные опоры, а затем жестко прикрепляются к корпусу турбины сваркой или болтовым со¬ единением. Используются пристав¬ ные опоры для роторов ЦНД, в которых нет большой разницы в тепловых расширениях корпусов
Рис. 3.78. Литой корпус среднего подшипника турбины К-800-240 ЛМЗ: /, 11 — вертикальные шпонки; 2 — расточка для размещения обоймы опорно-упорного подшипника; 3—аварийная емкость; 4 — маслопроводы подачи масла к подшипникам; 5 — расточка для размещения опорного подшипника; 6 — приливы с размещенными на них поперечными шпон¬ ками; 7 — кожух муфты; 8 — труба подачи масла в аварийную емкость; 9 — переливная труба; 10 — продольная шпонка турбины и подшипника. Опирание корпуса подшипника на фундамент позволяет увеличить жесткость опо¬ ры по сравнению со встроенными подшипниками. 3.7. УСТАНОВКА ТУРБОАГРЕГАТА НА ФУНДАМЕНТЕ Фундамент турбоагрегата Турбоагрегат, в общем случае со¬ стоящий из многоцилиндровой тур¬ бины и электрического генератора, устанавливают на специальное стро¬ ение, называемое фундаментом. Фундамент служит двум целям: 1) обеспечить на всех режимах работы такое положение корпусов подшипника и цилиндров турбины, при котором не возникает интенсив¬ ных вибраций; 2) помочь компактно разместить все основное и вспомогательное обо¬ рудование турбоустановки и сокра¬ тить затраты на строительство зда¬ ния электростанции. В турбостроении используют два вида фундаментов: рамные и мо¬ нолитные. Типичный фундамент рамной кон¬ струкции показан на рис. 3.79. Он состоит из верхней и нижней фунда¬ ментных плит, связанных вертикаль¬ ными колоннами. Верхняя фун¬ даментная плита образована про¬ дольными и поперечными балками. Последние часто называют ригеля- м и. Нижняя фундаментная плита, часто достигающая толщины 2—3 м, кладется на специально подготовлен¬ ное грунтовое основание. Она дол¬ жна исключить деформацию фун¬ дамента при его неравномерной осад¬ ке на грунте. На фундамент действуют значи¬ тельные нагрузки от веса оборудова¬ ния, установленного на нем, от сил трения, вызванных расширением тур¬ бины по фундаментным рамам, и от вибрации. При достаточной жесткости всех элементов фундамента плита не бу¬ дет деформироваться, исключая неодинаковость смещений опор тур¬ боагрегата и появления вибрации, и приводить к быстрому износу под¬ шипников и уплотнений. 135
1 Рис. 3.79. Фундамент турбоагрегата К-300-240 ХТЗ: / — верхняя фундаментная плита; 2 — колонны; 3 — нижняя фундаментная плита; 4 — ригелн; 5 — пазы под продольные шпонки; 6, 7 — фундаментные рамы переднего и среднего подшипников; 8 — фундаментные рамы опор конденсатора; 9 — пазы под поперечные шпонки; 10, 11, 12 - - фунда¬ ментные рамы соответственно опор ЦНД, опор генератора и аппарата щеткодержателей; Ф — фикспункт турбины Пространство между верхней и нижней фундаментными плитами на¬ зывается конденсационным. Оно используется для размещения конденсатора, масляного бака и мас¬ ляных насосов, конденсатных насо¬ сов и другого вспомогательного обо¬ рудования. Пример монолитного фундамента показан на рис. 3.80. Его используют тогда, когда конденсатор распола¬ гают не под турбиной, а по ее сторо¬ нам на таком же уровне. Применяют монолитные фундаменты для некото¬ рых тихоходных турбин, масса и га¬ бариты которых не позволяют выпол¬ нить рамный фундамент с необхо¬ димой жесткостью. 136 и Опирание турбоагрегата на фундамент Турбоагрегат устанавливается на фундаментные рамы, которые с помощью подливки бетоном и спе¬ циальных фундаментных болтов закрепляются в верхней фундамент¬ ной плите. В качестве примера на рис. 3.79 показаны места установки фун¬ даментных рам под турбоагрегат К-300-240 ХТЗ. Передний подшипник ЦВД и средний подшипник (между ЦВД и ЦСД) турбоагрегата — вы¬ носные. Поэтому они помещаются на отдельные мощные фундаментные рамы, заливаемые в ригели. Задний подшипник ЦСД и ЦНД имеет встро-
Рис. 3.80. Фундамент тѵрбины К-500-60/1500 ХТЗ жение поверхности фундаментной рамы. Способ установки отдельных ци¬ линдров зависит от условий их ра¬ боты. Установка ЦВД. Для ЦВД тур- бин характерны высокие темпера¬ туры как в области паровпуска, так и на выходе. Скажем, для турбины ТЭС температура пара, поступа¬ ющего в цилиндр, составляет 500—510 °C, а на выходе 300— 360 °C. Для турбин АЭС эти тем¬ пературы существенно ниже, од¬ нако и они достаточно велики по сравнению с температурой корпусов енные подшипники, поэтому эти ци¬ линдры устанавливаются на опорный пояс (см. рис. 3.38) из многочислен¬ ных узких фундаментных рам. На аналогичные рамы устанавливают и корпуса генератора и возбудителя. Все фундаментные рамы закреп¬ ляют в верхней фундаментной плите таким образом, чтобы их верхние поверхности лежали в одной плоско¬ сти. На рис. 3.81 показаны два ис¬ пользуемых способа установки фун¬ даментных рам. Первый способ — установка на закладные рамы через постоянную прокладку, толщину ко¬ торой подбирают так, чтобы со¬ вместить плоскости всех фундамент¬ ных рам. Второй способ состоит в использовании парных клиньев, по¬ мещаемых прямо на фундамент и позволяющих отрегулировать поло¬ подшипников, температура масла на выходе из которых обычно не превы¬ шает 60—65 °C. Поэтому подшип¬ ники ЦВД должны быть выносной конструкции, а их соединение с кор¬ пусом турбины должно обеспечивать центровку и свободу тепловых рас¬ ширений. Установка ЦВД на фундаменте показана на рис. 3.82. Корпус турби¬ ны лапами подвешивается на стулья выносных подшипников так, как описано в § 3.6, и центрируется по отношению к ним вертикальными шпонками. Под корпусами подшип¬ ников в вертикальной плоскости установлены продольные шпонки, вдоль которых они могут переме¬ щаться при тепловых расширениях корпуса ЦВД или под действием сил от соседних цилиндров. Корпуса подшипников скользят по фундаментным рамам вдоль про- Рис. 3.81. Установка фундаментных рам на закладных рамах (а) и с помощью парных клиньев (б): 1 — фундаментная рама; 2 — прокладка; 3 — закладная рама; 4 — фундаментный болт; 5 — парные клинья 137
Рис. 3.82. Установка ЦВД на фундаменте: Л 6 — передний и средний подшипники; 2 — паровпускные патрубки; 3, 4 — верхний и нижний фланцы; 5 — лапы; 7, 8 — продольные и вертикальные шпонки; 9 — поперечные шпонки лап; 10 — стулья подшипников; // — фундаментные рамы; /2 — выходной патрубок; 13 — прижимная скоба Рис. 3.83. Крепление корпуса подшипника к фундаментной раме: а — «опрокидывание» подшипника при отсутствии прижимных скоб; б — крепление корпуса под шинника к фундаментной раме прижимными скобами 138
дольных шпонок только при малых силах трения между поверхностями фундаментных рам и опорными по¬ верхностями корпусов подшипников и при отсутствии в шпонках перекоса. В противном случае возникает я в- л е н и е «опрокидывания» кор¬ пуса подшипника (рис. 3.83). Напри¬ мер, при уменьшении мощности тур¬ бины температура в ЦВД уменьша¬ ется, его корпус сокращается и от лапы Î к шпонке 2 прикладывается усилие /?. Под его действием корпус может повернуться около точки В с появлением зазора а. При этом бу¬ дет возникать перекос вкладыша от¬ носительно шейки вала и его износ. Для исключения «опрокидывания» корпуса подшипника его основание выполняют с фланцами 3, за кото¬ рые он удерживается с помощью прижимных скоб 4, прикрепля¬ емых к фундаментной раме 5. Прижимные скобы устанавли¬ вают по отношению к фланцу с теп¬ ловым зазором 0,04—0,08 мм, не препятствующим свободному про¬ дольному перемещению корпуса, но не допускающим отрыва корпуса подшипника от фундаментных рам. Поскольку при нагреве корпуса турбины сила R будет приложена в противоположную сторону и зазор может возникать в точке В, корпус подшипника снабжается четырьмя прижимными скобами, расположен¬ ными по его сторонам. 1 двухпоточных ЦНД мощных турбин характерны низкие температуры, и поэтому корпуса их подшипников выполняют встроенными или при¬ ставными. При этом на фундамент¬ ные рамы устанавливается сам кор¬ пус ЦНД. Для этого несколько ниже горизонтального разъема по пери¬ метру выходной части выполняют опорный пояс (см. рис. 3.38), кото¬ рым корпус опирается на узкие фун¬ даментные рамы, показанные на рис. 3.79. 1 новки ЦСД турбин с промежуточным перегревом пара зависит от темпе¬ ратуры его концевых частей. Горя¬ чая часть корпуса устанавливается на выносной подшипник ЦВД (см. рис. 3.82). Холодная часть может иметь встроенный подшипник или опираться непосредственно на фун¬ дамент. Установка всего турбоагрегата. Как мы уже знаем, современный мощный турбоагрегат представляет собой сложную конструкцию из четы¬ рех-пяти цилиндров и генератора с единым валопроводом. Радиальные зазоры в турбине находятся на уров¬ не 1 — 1,5 мм, осевые — 2—7 мм. При монтаже турбины установить даже меньшие зазоры не представляет осо¬ бого труда. Однако должны быть исключены задевания при любых режимах работы, когда температура корпусов цилиндров и подшипников будет существенно отличаться от температуры при монтаже. Для этого весь турбоагрегат устанавливается на фундамент вполне определенным образом, обеспечивающим его сво¬ бодное, но вполне определенное теп¬ ловое расширение с помощью на¬ правляющих шпонок. Поясним опирание турбины на фундамент с помощью рис. 3.84. Турбоагрегат состоит из ЦВД, ЦСД и двух ЦНД. Цилиндры высокого и среднего давления опираются на выносные подшипники 1 и 3. Все ЦНД имеют встроенные подшипники, причем к корпусу первого из них приварены горизонтальные площад¬ ки, на которые установлен своими лапами ЦСД. В вертикальных плоскостях всех корпусов цилиндров и подшипников между ними и фундаментными ра¬ мами установлены продольные шпон¬ ки, вдоль которых может переме¬ щаться турбоагрегат. Для того чтобы он не перемещался вдоль продольных шпонок произвольным образом под действием вибрации или теплового расширения присоединенных трубо¬ проводов, на фундаментных рамах устанавливают поперечные шпонки. Пересечение горизонтальной плос¬ кости фундаментных рам, вертикаль- 139
Рис. 3.84. Установка многоцилиндровой турбины на фундаменте: 1 — передний подшипник; 2 — ЦВД; 3 — средний подшипник; 4 — ЦСД; 5 — ЦНД; 6 — про¬ дольные шпонки; 7 — поперечные шпонки; 8 — фундаментные рамы ной плоскости турбоагрегата и осей поперечных шпонок образует ф и к с- пункты — неподвижные в про¬ странстве точки, относительно кото¬ рых происходит тепловое расшире¬ ние и перемещение турбоагрега¬ та. Турбоагрегат, показанный на рис. 3.84", имеет два фикспункта. От первого из них (точка Л) ЦНД, ЦСД и ЦВД расширяются и сокра¬ щаются вдоль продольных шпонок как единое целое. Второй фикспункт (точка В) фиксирует положение вто¬ рого ЦНД. Для того чтобы не пре¬ пятствовать взаимному перемеще¬ нию ЦНД, корпус подшипника, рас¬ положенный между ними, снабжен гибким элементом. На приведенном выше рис. 3.79 показаны пазы под продольные и по¬ перечные шпонки и фикспункт тур¬ бины. Принципиально фикспункт может быть в любом месте опирания турби¬ ны на фундаментные рамы. Чаще всего его располагают в районе вы¬ ходных патрубков ЦНД. В турбинах с конденсацией пара это позволяет избежать значительных перемещений конденсатора, масса которого с во¬ дой может превышать массу турби- 140 ны, а в турбинах с противодавле¬ нием — трудно деформируемых па¬ ропроводов большого диаметра. При этом, однако, на корпусах ЦВД и ЦСД могут возникать усилия от не- скомпенсированных тепловых расши¬ рений и паропроводов свежего пара и пара промежуточного перегрева. Поэтому выбор расположения фикс- пунктов и их числа осуществляется с учетом этих факторов. Различные другие варианты установки и орга¬ низации тепловых расширений тур¬ бин мы рассмотрим ниже, в гл. 6 при описании конструкций конкретных турбин. 3.8. ВАЛОПОВОРОТНЫЕ УСТРОЙСТВА ПАРОВЫХ ТУРБИН В а л опо в о рот н ые устрой¬ ства служат для медленного враще¬ ния валопровода турбины, исклю¬ чающего его изгиб из-за темпера¬ турной неравномерности по сечению, появление вибрации и задеваний вращающихся деталей о неподвиж¬ ные. Необходимость в работе вало- поворотного устройства возникает при пуске и остановке.
При пуске турбины для создания внутри нее и в конденсаторе разре¬ жения на концевые уплотнения по¬ дается пар и включается отсос воз¬ духа. Если уплотняющий пар подать в турбину с неподвижным ротором, то температура его поверхности по окружности станет различной. Соот¬ ветствующим образом будет изме¬ няться температурное удлинение его отдельных волокон, и в результате ротор изогнется. Это может привести к вибрации, выборке радиальных за¬ зоров и задеваниям с тяжелой ава¬ рией. Еще хуже будет при остановке турбины. Остановленный горячий ро¬ тор снизу будет остывать быстрее, чем сверху, и в результате также возникнет изгиб ротора. Для исключения этих явлений используется валоповоротное устрой¬ ство, представляющее собой электро¬ двигатель мощностью в несколько десятков киловатт и понижающий редуктор, приводящий ротор с часто¬ той вращения 4—30 об/мин. Все валогюворотные устройства выпол¬ няют полуавтоматическими: включа¬ ются они машинистом, а выключа¬ ются автоматически при достижении турбиной частоты вращения боль¬ шей, чем частота вращения валопо- воротного устройства. На рис. 3.85 показано валопово¬ ротное устройство, применяемое на турбинах ТМЗ. Аналогичная конст¬ рукция используется и ЛМЗ. Вал турбины приводится во вращение электродвигателем 5 последова¬ тельно через червяк 7, червячное колесо 8, вал 3 и шестерни 4 и 2 с ко¬ сыми зубьями. Шестерня 2 напрессо¬ вана на полумуфту /, что и обеспе¬ чивает вращение вала паровой тур¬ бины. Шестерня 4 может перемещаться по валу 3 по винтовой нарезке. В крайнем правом положении она на¬ ходится в зацеплении с шестерней 2, обеспечивая вращение валопровода турбины. В крайнем левом положе¬ нии, показанном на рис. 3.85 штрихо¬ выми линиями, шестерни 4 и 2 рас¬ цеплены и валопровод турбины не вращается даже при работающем электродвигателе 5. Для включения валоповоротного устройства освобождают специаль¬ ную защелку, удерживающую ше¬ стерню 4 в крайнем левом поло¬ жении, и, поворачивая рычагом 9 вал 10, с помощью вилки 11 подают шестерню 4 вправо по винтовой нарезке, вращая одновременно чер¬ вяк 7 маховиком 6. При этом шестер¬ ня 4 будет перемещаться вправо, входя в зацепление с шестерней 2. При полном зацеплении (в крайнем правом положении) рычаг 9 нажмет на концевой выключатель и включит электродвигатель 5, который начнет вращать валопровод турбины. В дальнейшем зацепление шестерен будет обеспечиваться до тех пор, пока электродвигатель будет вра¬ щать валопровод турбины, так как осевое усилие, действующее на косые зубья шестерни 4, будет направлено слева направо. При необходимости отключить валоповоротное устройство, когда оно приводит'валопровод турбины, операции выполняют в обратном по¬ рядке. При подаче пара в турбину ее валопровод начинает вращаться-за счет энергии расширяющегося пара. При превышении частоты враще¬ ния, обеспечиваемой валогюворот- ным устройством, осевое усилие на шестерне 4 изменяет направление и она автоматически перемещается в крайнее левое положение, выводя из работы валоповоротное устройство. На рис. 3.86 показано валопово¬ ротное устройство, применяемое ХТЗ для мощных турбин для АЭС при использовании гидростатического подъема валопровода. Оно состоит из электродвигателя, гидромуфты (§4.2), червячной и зубчатой пере¬ дач. Мы отметим, что гидромуфта — это устройство, позволяющее пере¬ дать вращение с вала электродви¬ гателя на червяк не с помощью меха¬ нического контакта (например, зуб¬ чатой передачи), а с помощью сил 141
Рис. 3.85. Валоповоротное устройство турбин ТМЗ 142
А Рис. 3.86. Валоповоротное устройство турбины К-500-65/3000 ХТЗ: 1 — корпус ІДНД; 2 — опора качения: 3 — ротор турбины: 4 — зубчатое колесо; 5 — вал-шестерня; 6 — коллектор смазки; 7 — червяк; 8 — гидромуфта; 9 — электродвигатель; 10 — пружина кулака; // — кулак; 12 — ось кулака; 13 — червячное колесо; 14 — поверхность контакта кулака и ротора турбины трения между ведущим и ведомым роторами через масляный слой. При включении валоповоротного устройства вращение с зубчатого колеса 4 передается на ротор тур¬ бины с помощью трех кулаков через поверхность контакта 14. Центр тя¬ жести кулаков расположен так, что возникающая при вращении центро¬ бежная сила стремится их утопить в роторе и разъединить ротор и шестерню 4. Этому противодействует плоская пружина. При малой частоте вращения пружина преодолевает центробежную силу кулака и поэтому ротор и шестерня находятся в за¬ цеплении. При достижении частоты вращения 180 мин-1 центробежная сила преодолевает усилие пружины и происходит расцепление ротора и шестерни. Шестерня при этом вра¬ щается на специальных опорах ка¬ чения, установленных в корпусе. Контрольные вопросы и задачи 1. В корневом сечении рабочей лопатки действует центробежная сила, равная 1,25 МН. Каковы напряжения в лопатке, если площадь ее корневого сечения 30 см-? Каковы запасы по пределу текучести, если лопатку выполнить из стали 2X13 и ЭИ-802 (см. табл. 3.3)? 2. При какой длине трещины произой¬ дет отрыв лопатки, данные по которой приве¬ дены в предыдущей задаче, если вязкость разрушения ее материала Кс = 90 МПа«м-3/2? 3. К каким последствиям приводит пол¬ зучесть материала? 4. Чем отличается усталость от ползу¬ чести и статической прочности? 5. В чем состоит явление роста чугуна? Для каких деталей турбин оно опасно? 6. В чем разница в условиях работы рабочих лопаток первой и последней ступе¬ ней турбин с конденсацией пара? 7. Какие элементы разгружают запле¬ чики в хвостовых соединениях Т-образного и грибкового типов? 8. Каково назначение бандажа? 9. Почему на лопатках последних ступе¬ ней не устанавливают накладные лопаточные бандажи? 143
10. В чем разница в назначении демп¬ ферных и паяных бандажей? 11. Перечислите функции цельнофрезеро¬ ванного бандажа рабочих лопаток последних ступеней турбины. 12. Почему вильчатые хвосты делают с большим числом вилок, а грибовидные — с большим числом опорных поверхностей? 13. Какого типа хвостовое соединение наиболее удобно для замены рабочих лопаток в условиях электростанции? 14. Почему рабочие лопатки регулирую¬ щих ступеней выполняют с хордой, большей чем у многих последующих ступеней? 15. В чем разница в условиях работы регулирующей и последующих ступеней тур¬ бины? 16. Можно ли для уменьшения эрозии ло¬ паток последних ступеней турбин одноконтур¬ ных АЭС использовать стеллитовые накладки? 17. Почему для роторов ЦВД турбин на высокие начальные параметры нельзя исполь¬ зовать сборные роторы? 18. При одинаковых размерах проточной части ротор ЦНД можно выполнить сборным или сварным. Какой из них прочнее? 19. Для каких цилиндров применяют комбинированные роторы? 20. Назовите типы соединительных муфт, используемых для валопроводов турбоагрега¬ тов. 21. В чем преимущества и недостатки соединительных муфт различного типа? 22. Каковы требования к сборке муфт? 23. В чем преимущества и недостатки двухстенных корпусов перед одностенными? 24. В чем состоит главный принцип уста¬ новки внутреннего корпуса во внешнем при двухстенной конструкции; как он реализуется? 25. Почему корпуса ЦНД выполняют сварными, а не литыми? 26. В чем преимущества двухстенных кор¬ пусов ЦНД? 27. Какие меры применяются при изго¬ товлении корпусных деталей турбин АЭС для уменьшения щелевой эрозии? 28. Почему для корпусных деталей тур¬ бин АЭС избегают применять чугун? 29. В чем преимущества и недостатки использования обойм? 30. Каков принцип установки диафрагм в корпусе турбины? 31. Почему в ЦВД не применяют литых диафрагм? 32. Как диафрагмы устанавливаются в обойме или в корпусе турбины? 33. Перечислите основные требования к уплотнениям. 34. В чем принципиальное различие в ра¬ боте гидродинамического и гидростатического подшипников? 35. Как в опорном подшипнике изменя¬ ется положение оси расточки вкладыша? 36. Перечислите требования, предъявляе¬ мые к опорным подшипникам. 37. Для какой цели во вкладыше выпол¬ няют баббитовую заливку? 38. Назовите типы применяемых опорных подшипников, их преимущества и недостатки. 39. Что такое виброустойчивость и демп¬ фирующая способность опорного подшипни¬ ка? 40. В чем преимущества сегментных опор¬ ных подшипников? 41. Каково назначение сферической опо¬ ры вкладыша опорного подшипника? 42. Что такое гидроподъем роторов и для чего он используется? 43. Какова роль упорного подшипника в турбине? 44. Какова роль баббитовой заливки упорных сегментов упорного подшипника? 45. Чем определяется осевая сила, дейст¬ вующая на упорный сегмент? 46. Что такое разбег в подшипнике и из каких соображений он выбирается? 47. Что такое осевой сдвиг ротора и как его предупреждают? 48. В чем преимущество слоеных упорных сегментов? 49. С помощью каких деталей устанав¬ ливаются осевые зазоры в проточной части турбины? 50. Какова роль опорной сферической поверхности вкладыша в упорном подшип¬ нике? 51. Какими конструктивными мерами вы¬ равниваются усилия на отдельные сегменты упорного подшипника? 52. Назовите типы используемых корпу¬ сов подшипников паровых турбин. 53. В чем преимущества встроенных под¬ шипников, для каких цилиндров их исполь¬ зуют и почему? 54. Для каких цилиндров и почему ис¬ пользуют выносные корпуса подшипников? 55. Каким образом корпус выносного подшипника соединяется с корпусом турбины? 56. Для какой цели корпус подшипника снабжают уплотнением? 57. Каково назначение прижимных скоб и как они устанавливаются? 58. В чем преимущества приставных под¬ шипников перед встроенными? 59. Назовите типы фундаментов, исполь¬ зуемых под турбоагрегаты. 60. Каково основное требование к фун¬ даменту турбоагрегата? 61. Назовите основные элементы рамно¬ го фундамента. 62. В чем разница в установке корпусов ЦВД и ЦНД? 63. Как турбина устанавливается на фун¬ даменте? 64. Что такое фикспункт турбины? 65. Для чего необходимо валоповоротное устройство в турбине и когда оно исполь¬ зуется? 66. Из каких соображений выбирают места расположения фикспунктов? 144
Глава четвертая СИСТЕМЫ СМАЗКИ, РЕГУЛИРОВАНИЯ И ЗАЩИТЫ ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ 4.1. СИСТЕМЫ СМАЗКИ ПОДШИПНИКОВ Надежная работа подшипников турбины и генератора возможна только при непрерывной подаче смаз¬ ки, в качестве которой применяют ор¬ ганическое или синтетическое масло. В тех случаях, когда масло, ис¬ пользуемое в системах смазки, одно¬ временно применяется и в качестве рабочей жидкости системы регулиро¬ вания, система смазки становится частью общей системы маслоснабже- ния. В современных мощных турби¬ нах в качестве рабочей жидкости иногда используют негорючие синте¬ тические жидкости или воду, а в си¬ стеме смазки — чаще всего орга¬ нические масла, тогда система смаз¬ ки является автономной. В блочных ПТУ в общую систему смазки входят также подшипники приводной турбины питательного на¬ соса. На ТЭС с поперечными связя¬ ми по пару и конденсату смазка под¬ шипников питательной установки ав¬ тономна. К системам смазки предъявля¬ ется ряд требований. Первое из них — высокая на¬ дежность системы. Для ее обеспечения применяют дублирова¬ ние и резервирование элементов, а также используют несколько неза¬ висимых контуров защит. Второе требование — пожаро¬ безопасность. Органическое масло, применяемое в основном в си¬ стемах смазки, возгорается при тем¬ пературе 370 °C. Поэтому в условиях эксплуатации должно быть исключе¬ но попадание масла на горячие части турбины, паропроводы и т. д. Третье требование— система должна обеспечить возможность длительного использова¬ ния масла (8—10 лет). Высокая стоимость масла (особенно негорю¬ чих жидкостей), в больших количе- г ' ствах используемого на электростан¬ циях, не позволяет производить его частую смену. Поэтому контроль ка¬ чества масла и эксплуатация масля¬ ной системы должны производиться так, чтобы обеспечить сохранение пригодности масла к эксплуатации в течение длительного времени. Смазка турбоагрегата На рис. 4.1 приведена схема смаз¬ ки турбоагрегата, в которой турбин¬ ное масло используется и в системе смазки, и в системе регулирования. С валом турбоагрегата, состоя¬ щего из ЦВД, ДСД, ЦНД и элект¬ рического генератора, с помощью муфты связано колесо главного мас¬ ляного насоса 1. Масло, поступаю¬ щее во всасывающий патрубок на¬ соса из масляного бака 2, под давле¬ нием подается в системы смазки и ре¬ гулирования, а его небольшая часть используется для работы струйных насосов — инжекторов 3, 4. Расположение насоса на одном валу с турбиной требует вполне опре¬ деленного размещения оборудования в машинном зале электростанции. Дело в том, что для надежной работы центробежного насоса необходимо иметь избыточное давление (подпор) во всасывающем патрубке, так как возникновение в нем даже на корот¬ кое время разрежения может при¬ вести к попаданию в рабочее колесо воздуха и «срыву» насоса: разрыв масляного потока на всасывающей стороне делает невозможным подса¬ сывание масла из масляного бака и дальнейшую работу насоса без оста¬ нова, заполнения его маслом и по¬ вторного пуска. Для создания подпора на всасы¬ вающей стороне насоса принципи¬ ально можно было бы расположить масляный бак выше его оси, т. е. над турбиной; однако это недопустимо, 145
+ В систему регулирования Рис. 4.1. Схема смазки турбоагрегата большой мощности так как нарушение плотности бака или маслопроводов приведет к попа¬ данию масла на горячую турбину и возникновению пожара. Поэтому масляный бак располагают ниже отметки обслуживания турбины со стороны, противоположной генера¬ тору. При этом для создания гаранти¬ рованного подпора на всасывающей стороне главного масляного насоса в масляный бак устанавливают и н- ж е к т о р — струйный насос, конст¬ руктивная схема которого показана на рис. 4.2. К рабочему соплу инжек¬ тора подается масло под давлением 146 1 —1,5 МПа; в сопле оно разгоняется и поступает в диффузор. Двигаясь с большой скоростью, рабочее масло увлекает масло из масляного бака, в результате чего на выходе из инжек¬ тора образуется поток масла с давле¬ нием 0,12—0,15 МПа. Масло для рабочего сопла отби¬ рается из линии нагнетания главного масляного насоса (см. рис. 4.1), а масло под давлением из инжектора 3 первой ступени подается на вход главного масляного насоса. Часть масла из линии нагнетания первой ступени инжектора направляется в камеру смешения инжектора 4 вто-
Рис. 4.2. Инжектор масляной системы тур¬ бин КТЗ: 1 — крышка масляного бака: 2 — диффузор; 3 — сопло рабочего масла рой ступени, установленного также в масляном баке. К соплу этого ин¬ жектора подводится масло также из линии нагнетания главного масляно¬ го насоса. В результате в инжекторе второй ступени давление масла под¬ нимается до 0,25—0,30 МПа, при ко¬ тором оно и поступает к маслоохла¬ дителям 5. Здесь циркулирующая вода охлаждает масло, и оно посту¬ пает на смазку подшипников 6 турби¬ ны и генератора. Нагревшееся в под¬ шипниках масло стекает самотеком в масляный бак. Для*обеспечения систем смазки и регулирования при пуске турбины, когда давление, развиваемое глав¬ ным масляным насосом, недостаточ¬ но из-за малой частоты вращения, устанавливают пусковой мас¬ ляный насос 7, приводимый электродвигателем переменного тока или небольшой паровой турбинкой. После достижения достаточной ча¬ стоты вращения валом турбины пус¬ ковой масляный насос останавли¬ вают. Система смазки, в значительной степени определяющая надежность работы всего турбоагрегата, снабжа¬ ется системой защиты. Им¬ пульсом для срабатывания системы защиты является давление в масло¬ проводе за маслоохладителями, на котором устанавливают специальное реле давления 8. При падении мано¬ метрического давления в системе смазки до 60 кПа (вместо нормаль¬ ных 100 кПа) реле давления включа¬ ет электродвигатель переменного то¬ ка, питаемый от шин собственных нужд станции, который приводит в действие резервный насос смазки 9. Для гарантированной подачи масла на смазку в случае невключе¬ ния резервного насоса (например, при неисправности электродвигателя или отсутствии напряжения на шинах собственных нужд) служит аварий¬ ный электронасос 10 постоянного то¬ ка, питаемый от аккумуляторной ба¬ тареи, находящейся под постоянной подзарядкой. Аварийный электрона¬ сос включает автоматически реле давления при падении давления в си¬ стеме смазки примерно до 50 кПа. Реле давления также выполняет дополнительную функцию — при пуске и останове оно препятствует включению валоповоротного устрой¬ ства при падении давления в системе смазки ниже 30 кПа. Системы маслоснабжения рас¬ смотренного типа, в которых масло является рабочей жидкостью как в системе смазки, так и в системе регу¬ лирования, применяются в турбинах мощностью до 200 МВт включитель¬ но на докритические параметры пара. С ростом мощности и начальных параметров возникает необходимость повышения давления в системе регу¬ лирования, что увеличивает опас¬ ность разрыва маслопроводов и воз¬ никновения пожара. Поэтому усилия, направленные на освоение негорючих жидкостей в системах регулирова¬ ния, привели к разделению систем смазки и регулирования: в системах смазки в большинстве случаев по- прежнему продолжают применять органическое турбинное масло, а в системах регулирования — негорю¬ чие синтетические масла. 147
00 10 Подвозбудитель 10 90 <М00 10 10,92 16 15 14 t 21 и,сд-н цсд-і ЦВД 11 у В масляный да 7J I 6 5 2 уклон 1 Рис. 4.3. Схема маслоснабжения турбины Т-250/300-240 ТМЗ: / - масляный бак; '2 — основные насосы переменного тока; 3, 4 — на смазку питательных турбо- и электронасосов: 5 — маслоохладН' тели; 6 аварийные насосы по¬ стоянного тока; 7 — слив масла из бака; 8 — сепаратор; 9 — эксгаус¬ тер; 10— аварийные емкости; 11 - реле давления; 12 — пеноотдели- тель; 13 — сливные клапаны; 14 — 16 — слив масла от питательного насоса, насосов смазки и гидро¬ муфты j э in 12 Генератор 8 +°,°
Каждая из этих систем должна иметь свои насосы маслоснабжения, рациональное размещение которых непосредственно на валу турбины в корпусе подшипника оказывается затруднительным. Поэтому масляные насосы стали располагать вдали от турбины, а для их привода исполь¬ зовать электродвигатели. На рис. 4.3 показана система смазки с вспомогательным и обслу¬ живающим оборудованием блочной установки Т-250/300-240 ТМЗ, в ко¬ торой системы регулирования и смаз¬ ки разделены. Для питания системы смазки ус¬ тановлены два основных масля¬ ных насоса, один из которых постоянно находится в резерве. Часто оба насоса работают параллельно (тогда их выполняют на половинную производительность), но при этом используют способность центробеж¬ ного насоса увеличивать свою про¬ изводительность при неизменной частоте вращения в случае уменьше¬ ния сопротивления сети (трубопро¬ воды, подшипники и т. д.) при отклю¬ чении одного из насосов. Основные масляные насосы уста¬ навливают на нулевой отметке (в конденсационном помещении), что снижает опасность возникнове¬ ния пожара. При этом отпадает необ¬ ходимость установки масляного бака на уровне отметки обслуживания турбины; его помещают на отметке чуть выше масляных насосов для гарантированного подпора на всасы¬ вающей стороне последних. Необхо¬ димость в инжекторах также отпада¬ ет, тем более что их КПД очень низок. Основные масляные насосы пода¬ ют масло к маслоохладите- л я м, после которых масло разводит¬ ся на подшипники турбины и генера¬ тора, питательного турбонасоса и пи¬ тательного электронасоса с их вспо¬ могательным оборудованием. Поскольку снабжение маслом в рассматриваемой схеме зависит от питания электроэнергией двигателей основных масляных насосов, рабо¬ тающих от шин собственных нужд, потеря напряжения на них даже на очень короткое время означает ава¬ рию турбоустановки. Поэтому допол¬ нительно устанавливают два ава¬ рийных масляных насоса постоянного тока, питаемых от акку¬ муляторной батареи. Один из ава¬ рийных насосов является резерв- н ы м. Последовательный переход с ос¬ новных насосов на резервные и ава¬ рийные осуществляется автомати¬ чески с помощью реле давления. Однако и такая схема не явля¬ ется абсолютно надежной, так как требуется время для переключения электрической схемы и на разгон насосов, а подшипники должны снаб¬ жаться маслом без малейшего пере¬ рыва. Поэтому предусматривают еще несколько защит. Включение аварийных масляных насосов осуществляется по сигналу исчезновения тока в обмотках двига¬ телей основных насосов, несмотря на то что давление в системе смазки еще не упало и реле давления не подало сигнал па включение ава¬ рийных насосов. Последней ступенью защиты под¬ шипников турбины от исчезновения масла являются аварийные ем¬ кости, установленные в крышках подшипников или в непосредственной близости от них. Конструкции таких подшипников рассмотрены выше (см. § 3.6). Кратковременное надеж¬ ное снабжение маслом подшипников в этом случае гарантируется тем, что оно не связано с какими-либо элект¬ рическими или механическими уст¬ ройствами, для ввода в действие ко¬ торых требуется время. Масляный бак Масляный бак выполняет две ос¬ новные функции: во-первых, он слу¬ жит емкостью, обеспечивающей мас¬ лом систему смазки, а иногда и регу¬ лирования; во-вторых, в баке масло отстаивается от воздуха, воды, меха¬ нических примесей, а также от вред¬ ных продуктов разложения масла и 149
коррозии поверхностей масляной системы и системы регулирования. Выполнить свое назначение мас¬ ляный бак может лишь при правиль¬ ной конструкции и заботливой эксп¬ луатации. Именно от масляного бака в первую очередь зависит срок служ¬ бы масла. При правильной эксплуа¬ тации этот срок может достигать 10 лет и более, в то время как при небрежном отношении он может быть и меньше года. Масляный бак должен иметь достаточно большие размеры. При недостаточной вместимости бака масло, поступающее из подшипников с определенным содержанием возду¬ ха и воды, не успевает восстановить свои прежние свойства и постепенно приобретает характер эмульсии. При этом его смазывающие свойства ухудшаются и, следовательно, темпе¬ ратура в смазочном слое на упорных колодках подшипника повышается, что способствует более быстрому ста¬ рению масла и сокращает сроки его замены. Кроме того, при большом содер¬ жании воздуха в масле может проис¬ ходить образование воздушных меш¬ ков во всасывающих полостях ре¬ зервных и аварийных масляных на¬ сосов, а это при пуске насосов может вызвать срыв их работы. Поэтому во всех элементах систе¬ мы смазки следует предупреждать возможность насыщения масла воз¬ духом, а в масляном баке — созда¬ вать благоприятные условия для его выделения. Исследования показали, что время всплывания пузырька воз¬ духа тем меньше (а значит, выделе¬ ние воздуха тем интенсивнее), чем крупнее пузырьки и чем меньше вяз¬ кость масла. Слив масла как из под¬ шипников в корпуса, так и в масля¬ ный бак должен быть плавным, спо¬ койным. В бак сливают нагретое масло, чтобы его вязкость была мень¬ ше. Масло должно находиться в мас¬ ляном баке определенное минималь¬ ное время, в течение которого оно освобождается от воды и воздуха. 150 Отстой Вид сВерху при. снятой крышке Рис. 4.4. Конструктивная схема масляного бака Например, вместимость бака турби¬ ны К-200-130 ЛМЗ равна 28 т, а рас¬ ход масла 4 т/мин. Следовательно, в правильно сконструированном баке каждый литр масла находится в нем всего 7 мин. Масляный бак, показанный на рис. 4.4, разделен промежуточными фильтрующими перегородками на три отсека: грязный /, промежуточ¬ ный 2 и чистый 3. В грязный отсек поступает масло от подшипников (наиболее насыщенное воздухом и водой), которое подается на медную сетку с мелкой ячейкой, расположен¬ ную под зеркалом масла грязного отсека. Это позволяет подать масло тонким слоем, что способствует выде¬ лению воздуха. Кроме того, мелкая сетка препятствует увлечению возду¬ ха потоком масла в глубь бака. Затем через фильтры грубой очистки 4 масло проходит в промежу¬ точный отсек. Фильтры грубой очист¬ ки представляют собой две сетки, вы¬ полненные из латунной проволоки с размером ячейки в свету 250— 400 мкм. Поочередное извлечение се¬ ток позволяет производить их чистку в процессе работы установки. В промежуточный отсек (а иногда и в грязный, но обязательно под уро-
венъ) сливается относительно чистое масло из системы регулирования. Это позволяет избежать насыщения чистого масла воздуха. Дно масляного бака имеет уклон для возможности периодического слива шлама, отстоя, воды и грязи. Чистый отсек отделен от проме¬ жуточного сетчатыми фильтрами тонкой очистки 5 с размером ячейки 100—125 мкм. На сетках фильтров тонкой очистки устанавливают «за¬ платы» из сетки с очень мелкой ячей¬ кой (20—40 мкм и меньше), которые существенно не увеличивают сопро¬ тивление фильтра, но позволяют за определенное время уловить мель¬ чайшие механические примеси. Патрубки забора масла главным масляным, резервным и аварийным насосами размещают как можно ни¬ же для того, чтобы брать деаэриро¬ ванное масло. При этом, конечно, учитывается, что придонный слой масла содержит механические при¬ меси, воду и шлам. 7 8 9 70 ff Рис. 4.5. Конструкция масляного бака TM3: / — отсос воздуха: 2 — инжекторная группа; 3 — выходной коллектор маслоохладителей: 4 — коллектор подачи масла к маслоохладителям; 5 — сливной патрубок; 6 — маслоохладители; 7.8— указатели уровня масла соответственно в чистом и промежуточном отсеках; 9 — фильтры основной очистки; 10 — воздухоохладитель; // — фильтры предварительной очистки; 12, 13 — слив масла из подшипников и системы регулирования; А — грязный отсек; Б — промежуточный отсек; В — чистый отсек 151
Бак имеет Поплавковый указатель уровня 6 с электрической сигнализа¬ цией при крайних допустимых верх¬ нем и нижнем уровнях поплавка. Верхняя часть масляного бака (см. рис. 4.3) вентилируется с по¬ мощью эксгаустеров (вытяж¬ ных вентиляторов). Такая вентиля¬ ция необходима, так как масло, ..по¬ ступающее на уплотнения электриче¬ ского генератора с водородным ох¬ лаждением и препятствующее утечке водорода из него, насыщается водо¬ родом и несмотря на предшествую¬ щую вакуумную обработку для его удаления заносит водород в масля¬ ный бак. Образование гремучего га¬ за (смеси воздуха и водорода, выде¬ ляющегося из масла в баке) грозит взрывом, поэтому необходима посто¬ янная вентиляция бака. Наряду с этим она способствует выделению воздуха из масла. На рис. 4.5 показан масляный бак конструкции ТМЗ. В промежуточный отсек бака встроен воздухоотдели¬ тель, представляющий собой много¬ ярусные перегородки, установленные поперек бака с наклоном к горизонту. В воздухоотделителе поток масла разделяется перегородками на тон¬ кие слои, которые легко преодолева¬ ются всплывающими пузырьками воздуха и скапливаются под перего¬ родками. При этом вследствие на¬ клонного расположения перегородок под ними образуется пенный слой, легко перемещающийся вверх. Масляный бак имеет два отдель¬ ных небольших отсека для устройств, с помощью которых контролируются уровни масла в промежуточном и чистом отсеках. Шесть маслоохлади¬ телей встроены в масляный бак. Они могут подключаться и отключаться по очереди для чистки. Насосы системы смазки В системах смазки в настоящее время применяют исключительно центробежные насосы, их схема показана на рис. 4.6. 152 Рис. 4.6. Схема центробежного насоса Через всасывающий патрубок 3 поступает перекачиваемая жидкость на вход рабочего колеса /, вращае¬ мого внешним двигателем (электро¬ двигателем, отдельной турбинкой, ва¬ лом основной турбины и т. д.). Рабо¬ чее колесо имеет лопатки 4, между которыми образуются постепенно расширяющиеся каналы (в отличие от сопловых и рабочих каналов про¬ точной части турбины). При враще¬ нии рабочего колеса происходит вза¬ имодействие его лопаток с перекачи¬ ваемой жидкостью и передача ей энергии, за счет чего насос разви¬ вает определенный напор. Напором насоса называется высота, на которую он способен поднять жидкость при условии одинакового давления в прием¬ ном и подающем резервуарах. Если же эти давления не одинаковы, то необходимо учи¬ тывать выталкивающее или всасывающее действие приемного резервуара. Напор из¬ меряется в единицах длины (метр, санти¬ метр и т. д.). Из рабочего колеса перекачивае¬ мая жидкость поступает в спираль¬ ную камеру 2, где часть ее кинетиче¬ ской энергии дополнительно преобра¬ зуется в энергию давления. На рис. 4.7 показана конструкция главного масляного насоса тур¬ бин ЛМЗ. Корпус насоса, состоящий из двух частей 2 и 5, соединяемых горизонтальным разъемом, устанав¬ ливается через центрирующую про¬ кладку 1 в корпусе переднего под¬ шипника. Рабочее колесо 6 насоса выполнено симметричным с двусто¬ ронним подводом масла из всасы¬ вающего патрубка. Привод насоса осуществляется от вала турбины через гибкую муфту 3
Рис. 4.7. Главный масляный насос турбин ЛМЗ со змеевидной пружиной и торсион¬ ный валик 9, проходящий внутри ва¬ ла насоса. Вал опирается на два опорных подшипника скольжения 3, смазка к которым подается по двум трубам 4 из напорного патрубка. Осе¬ вое усилие воспринимается баббито¬ вой заливкой, выполненной на торце¬ вой части левого опорного подшип¬ ника, Для уплотнения всасывающих камер служат уплотнительные коль¬ ца 7. Выше отмечалось, что установка масляного насоса на валу турбины требует вспомогательного пускового масляного насоса с отдельным приво¬ дом. В турбоустановках с отдельно ус¬ танавливаемыми основными масля¬ ными насосами с электроприводом отпадает необходимость в использо¬ вании пусковых масляных насосов, так как основные насосы работают постоянно. На рис, 4,8 показана кон¬ струкция основного масляного насо¬ са с электроприводом в моноблочном исполнении, при котором фланец насоса крепится к фланцу электро¬ двигателя, В качестве резервных и аварий¬ ных электронасосов используют стан¬ дартные насосы. Маслоохладители Маслоохладители устанавливают для охлаждения масла, поступающе¬ го к подшипникам. На рис. 4,9 показана конструкция маслоохладителя ЛМЗ, Охлаждаю¬ щая вода поступает в нижнюю водя¬ ную камеру, разделенную перегород¬ кой 1. Из водяной камеры вода по¬ ступает в трубки 2, завальцованные в нижней 6 и верхней 5 трубных до¬ сках, проходит в верхнюю водяную 153
Рис. 4.8. Основной масляной насос с электро¬ приводом: 1 — камера всасывания; 2 — корпус; 3 — рабочее колесо; 4 — уплотнение колеса; 5 — верхняя вса¬ сывающая камера; 6 — нижний подшипник; 7 — вал; 8 — верхний направляющий подшипник; 9 — дистанционное кольцо; 10 — опорно-упорный ша¬ рикоподшипник; 11 — муфта; 12— электродвига¬ тель; 13 — скоба для центрирования электро¬ двигателя камеру 3, поворачивают на 180° и по трубкам возвращается в ниж¬ нюю водяную камеру и удаляется на слив. Нижняя трубная доска 6 закреп¬ лена жестко через прокладки между фланцем корпуса и фланцем водяной камеры. Вся трубная система вместе 154 с верхней трубной доской 5 должна свободно расширяться вверх, поэто¬ му верхняя трубная доска соединя¬ ется с корпусом через податливое соединение 4. Масло в охладителе движется в межтрубном пространстве. Давление охлаждающей воды должно быть больше давления масла, чтобы иск¬ лючить попадание масла в окружаю¬ щую среду. Вместе с тем должно быть исключено и попадание воды в масляную систему либо созданием гарантированной плотности масло¬ охладителя, либо использованием двухконтурной системы охлаждения. Каждый маслоохладитель снаб¬ жается четырьмя термометрами, по¬ казания которых говорят об эффек¬ тивности его работы, а иногда вооб¬ ще о необходимости его включения или выключения. Например, при пуске, когда масло еще холодное, его направляют через охладитель без по¬ дачи охлаждающей воды и только после его нагрева подают охлаждаю¬ щую воду. Измерению подлежит тем¬ пература масла на входе и выходе из маслоохладителя и температура воды на входе и выходе. Изменения сте¬ пени охлаждения масла и нагрева ох¬ лаждающей воды позволяют опре¬ делить момент, когда необходима чистка маслоохладителя. На рис. 4.9 изображена конструкция выносного маслоохладителя. Некоторые заводы выполняют маслоохладители встро¬ енными в масляный бак, что умень¬ шает необходимую площадь конден¬ сационного помещения (см. рис. 4.5). Защита турбины от падения давления смазки Защита подшипников турбины от недопустимого уменьшения расхода масла выполняется реле давле¬ ния, схема которого показана на рис. 4.10. Масло из линии за маслоохла¬ дителями через штуцер подается под дно сильфона и сжимает его. При нормальной работе главного масля¬ ного насоса (см. рис. 4.1) шток обес¬
печивает такое положение контакт¬ ных шайб (рис. 4.11, а), при котором цепи пуска двигателей аварийных на¬ сосов разомкнуты. При падении дав¬ ления в системе смазки сила, дей¬ ствующая на дно сильфона, умень¬ шается, сильфон удлиняется под дей¬ ствием сжатой пружины, шток сме¬ щается вниз, замыкая контакты це¬ пи 2, подающей световой сигнал «давление масла мало» и включаю¬ щей аварийный насос с двигателем переменного тока. В турбине К-200-130, например, срабатывание j 1 Рис. 4.9. Маслоохладитель конструкции ЛМЗ 155
8 5 11 3 7 6 Рис. 4.10. Реле давления масляной системы: 1 — дно сильфона; 2 — шток; 3 — контакты вклю¬ чения аварийного насоса; 4, 6, 7 — контактные шайбы; 5 — контакты включения резервного цепи валоповоротного 10—пружина сжатия; ела к реле 8 10 i и звуковой сигнализации насоса; устройства; 9 11 — штуцер подачи ма- и 8 — контакты в сильфон; Пр о г~~\ § тгг I I Рис. 4.11. Схема работы реле давления масля¬ ной системы: а — нормальная работа; б—сигнал «давление смазки мало» и включение аварийного масляного электронасоса; в -- включение электронасоса с двигателем постоянного тока и закрытие стопор¬ ных клапанов турбины: 1 — цепь электродвигателя валоповоротного устройства и электромагнитного выключателя; 2 — цепь включения сигнализации и насоса с электродвигателем переменного тока; 3 — цепь электродвигателя аварийного насоса 156 этого реле происходит при абсолют¬ ном давлении масла 160 кПа. При дальнейшем падении давле¬ ния в системе смазки (в турбине К-200-130 до 150 кПа) шток опуска¬ ется еще ниже и замыкаются контак¬ ты 3, включающие аварийный масля¬ ный насос с электродвигателем по¬ стоянного тока. Если давление и дальше продолжает падать, то раз¬ мыкаются контакты 1 (в турбине К-200-130 при 130 кПа), подающие сигнал через электромагнитный выключатель на закрытие стопорных клапанов турбины и не допускаю¬ щие включения валоповоротного устройства во избежание износа баб¬ битовой заливки опорных вклады¬ шей. Аналогичным образом организу¬ ется включение резервных и аварий¬ ных масляных насосов в схеме с от¬
дельно стоящими насосами. Напри¬ мер, система смазки подшипников турбины К-300-240 включает два масляных электронасоса с приводом от двигателей переменного тока, под¬ ключенных к различным источникам собственных нужд, и два электро¬ насоса, двигатели которых подключе¬ ны к двум различным аккумулятор¬ ным батареям. Управляются насосы двумя реле давления. При нормаль¬ ной работе абсолютное давление масла на уровне оси турбины 220 кПа (по показаниям манометра — 1,2 кгс/см2) обеспечивается основ¬ ным электронасосом. При уменьшении давления до 195 кПа оба реле подают световой сигнал, первое реле включает резерв¬ ный насос с двигателем переменного тока, а второе реле через 2 с — один из насосов с двигателем постоянного тока. При дальнейшем понижении давления (до 130 кПа) первое реле блокирует включение валоповорот- ного устройства, а второе через 9 с обеспечивает отключение турбины. 4.2. СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ И УПРАВЛЕНИЯ Необходимость регулирования и управления Выработка электроэнергии турбо¬ агрегатами всегда должна совпадать с ее потреблением. Следовательно, турбина должна иметь органы и уст¬ ройства, позволяющие изменять ее мощность в зависимости от потреб¬ ности в электроэнергии, иными сло¬ вами, турбина должна иметь меха¬ низм управления. Как показано в § 2.13, при проте¬ кании пара через турбину на валу ее ротора возникает крутящий мо¬ мент Л4Т. Если зафиксировать про¬ пуск пара G через турбину, то с ростом частоты вращения’/г крутя¬ щий момент, развиваемый ею, будет уменьшаться, как показано на рис. 4.12 сплошной линией. Эта зави¬ симость Мт{п) называется харак¬ теристикой момента турби- Рис. 4.12. Характеристики моментов турбины и генератора ны. При новом, например меньшем, постоянном пропуске пара G' харак¬ теристика М'т (п) будет распола¬ гаться ниже. Электрический генера¬ тор турбоагрегата также имеет ха¬ рактеристику момента, представляю¬ щую собой связь крутящего момента А4Г, развиваемого электромагнитны¬ ми силами, с частотой вращения п при постоянной нагрузке (мощности) Р3 питаемой от него электрической сети. При снижении нагрузки до зна¬ чения Р3 характеристика момента генератора снижается. Ясно, что при МТ^МГ устойчиво¬ го вращения ротора турбины не бу¬ дет: при Мтд> Мѵ вращение будет ускоряться, а при Л4Т<Л1Г — замед¬ ляться. При МТ = Л4Г ротор будет вра¬ щаться устойчиво, а на характери¬ стиках моментов это состояние будет изображаться точкой пересечения характеристики моментов турбины, отвечающей определенному пропуску пара G, и характеристики момента генератора, отвечающей определен¬ ной нагрузке сети Р3. Представим себе, что турбина не имеет какой-либо автоматической системы регулирования. Пусть через нее протекает расход пара G, а на¬ грузка генератора равна Рэ, Тогда турбогенератор будет устойчиво вра¬ щаться с частотой п. Если электри¬ ческая нагрузка генератора умень¬ шится до значения Р3, например вследствие отключения потребителей электрической энергии, то характери¬ стика момента генератора снизится и, поскольку изменений в расходе 157
пара через турбину не произошло, рабочая точка переместится из точки а в точку б и турбогенератор приоб¬ ретет частоту вращения п'> п. Если бы диапазон изменения частоты вра¬ щения при изменении нагрузки гене¬ ратора не имел значения для потре¬ бителя, то не требовалось бы какой- либо системы автоматического регу¬ лирования, так как переход от одного устойчивого состояния к другому происходил бы за счет саморегу¬ лирования путем изменения ча¬ стоты вращения. Многие категории потребителей электрической энергии, и среди них некоторые механизмы собственных нужд электростанций, требуют очень точного поддержания частоты сети и, следовательно, частоты вращения турбогенераторов, В соответствии с ПТЭ частота электрической сети должна поддерживаться с точностью ±0,1 Гц. В противном случае между отдельными участками энергоси¬ стемы может происходить самопроиз¬ вольное перераспределение мощно¬ сти, вызывающее перегрузку одних электрических линий и недогрузку других. Это приводит к значитель¬ ным потерям энергии и нарушению устойчивости системы, что может повлечь отключение некоторых по¬ требителей энергии. Таким образом, необходимо по¬ стоянно восстанавливать равенство между требуемой и вырабатываемой мощностью турбоагрегата или груп¬ пы турбоагрегатов, которого можно достигнуть, например, изменением расхода пара. Если в рассмотренном выше примере после снижения элек¬ трической нагрузки и увеличения частоты вращения до значения п' закрытием паровпускного клапана уменьшить расход пара до значения G', то рабочая точка (рис, 4.12) пе¬ реместится вдоль характеристики Мг(п) из точки б в точку в и турбо¬ агрегат будет иметь частоту враще¬ ния п" < п', мало отличающуюся от начальной частоты п. Машинист турбины не в состоянии изменять расход пара непрерывно и с необхо- 158 димой точностью, поэтому поддержа¬ ние частоты вращения передается системе автоматического регулирования турбины (САР). Поддержание частоты вращения в определенных пределах является главной функцией САР конденсаци¬ онной турбины. Вместе с тем имеются турбины, главной задачей которых является снабжение потребителей теплотой (турбины с противодавле¬ нием), отдаваемой потребителю в виде пара определенного давления. Главной задачей системы регулиро¬ вания таких турбин является поддер¬ жание в определенных пределах давления отработавшего пара. В энергосистемах, в которых зна¬ чительную долю составляют ТЭЦ с турбинами с регулируемыми отбо¬ рами пара, возникает необходимость работы по независимым электриче¬ скому и тепловому графикам. По¬ этому системы регулирования таких турбин должны допускать независи¬ мые управление и поддержание как вырабатываемой мощности, так и от¬ бираемого количества пара. Системы регулирования теплофикационных турбин с отборами являются наибо¬ лее сложными. В настоящей главе рассматрива¬ ются системы регулирования и уп¬ равления конденсационных турбин, принцип работы и конструктивные элементы которых в основном сохра¬ няются и для турбин других типов. Особенности систем регулирования теплофикационных турбин рассмат¬ риваются более подробно в гл. 7, посвященной турбинам с противодав¬ лением и с отборами пара. Простейшая система регулирования. Статическая характеристика Схема простейшей системы регу¬ лирования частоты вращения пока¬ зана на рис. 4.13, Валик регулятора приводится в движение от вала турбины. На нем расположена муфта, которая может перемещаться вдоль него под деист-
Рис. 4.13. Принципиальная схема регулиро¬ вания частоты вращения турбоагрегата: 1 — валик регулятора частоты вращения; 2 — пружины; 3 — грузики; 4 — муфта; 5 — рычаг; 6 — шарнир; 7 — регулирующий клапана; 8 — ма¬ ховичок механизма управления; 9 — пружина вием приложенных сил. Грузы регу¬ лятора при вращении под действием центробежных сил стремятся разой¬ тись и сдвинуть муфту влево. Фикси¬ рованное положение муфты на регу¬ ляторном валике будет тогда, когда центробежная сила, развиваемая грузами, уравновесится усилием в пружине растяжения. Если частота вращения увеличивается, то грузы расходятся, если уменьшается, то пружина 2 перемещает муфту впра¬ во. Совокупность муфты, грузов и пружины представляет собой датчик частоты вращения, часто называе¬ мый регулятором частоты вращения. К муфте через шарнир присое¬ динен рычаг, поворачивающийся во¬ круг неподвижного шарнира и тем самым перемещающий клапан, впус¬ кающий пар в турбину. Рассмотрим работу описанной системы регулирования. Предполо¬ жим, что положение регулятора ча¬ стоты вращения и клапана турбины отвечает некоторой частоте враще¬ ния и мощности турбины. Если, на¬ пример, нагрузка турбины увели¬ чится, то ротор турбины начнет за¬ медлять свое вращение, центробеж¬ ная сила грузов уменьшится, муфта сдвинется вправо, вследствие чего клапан турбины откроется, с тем что¬ бы увеличить мощность турбины в соответствии с ее возросшей нагруз¬ кой. Таким образом, турбина автома¬ тически увеличит свою мощность до необходимой, однако ее частота вра¬ щения не вернется к прежнему зна¬ чению. Это становится ясным из рис. 4.13: при изменении положения клапана изменяется положение муф¬ ты регулятора и, следовательно, натяжение пружины 2, которое мо¬ жет уравновесить только центробеж¬ ная сила грузов при другой, вполне определенной частоте вращения. При максимальной нагрузке турбины клапан полностью откроется, муфта займет крайнее правое положение и частота вращения будет максималь¬ ной. Связь между мощностью турбины Р3 и частотой вращения п называ¬ ют статической характери¬ стикой системы регулирования. Для ее построения нужно отложить по оси абсцисс нагрузку турбины, а по оси ординат — частоту враще¬ ния. Эта зависимость изображена на рис. 4.14 сплошной плавной ли¬ нией. Схема регулирования, показан¬ ная на рис. 4.13, пригодна лишь для очень маленьких турбин по при¬ чинам, которые будут рассмотрены ниже. Реальные системы характери¬ зуются большей сложностью, однако у любой из систем имеется статиче¬ ская характеристика регулирования. Рис. 4.14. Статическая характеристика систе¬ мы регулирования 159
Показанная характеристика назы¬ вается статической потому, что она отражает установившиеся положе¬ ния органов парораспределения и частот вращения (статику регулиро¬ вания), не давая самих процессов перехода от одной нагрузки к другой (динамика регулирования). Если обозначить частоту враще¬ ния турбины на холостом ходу (когда электрическая мощность равна ну¬ лю) через /гхх, а при максимальной нагрузке — через /гм.н, то разность этих частот вращения, отнесенная к средней частоте вращения /го, на¬ зывается степенью неравно¬ мерности ô или просто неравно¬ мерностью системы регулирования: 0= (пх.х —Пм,н)/По. Государственный стандарт тре¬ бует, чтобы степень неравномерности регулирования частоты вращения па¬ ровых турбин всех типов составляла 4—5 %. Это означает, что если, на¬ пример, ô = 5 % при номинальной ча¬ стоте вращения 50 1/с, то при изме¬ нении нагрузки от холостого хода до максимальной частота вращения бу¬ дет изменяться от 48,75 до 51,25 1/с. Такие жесткие требования к не¬ равномерности системы регулирова¬ ния диктуются одним из самых опас¬ ных режимов работы турбины — ре¬ жимом полного сброса элект¬ рической нагрузки с отключением электрического генератора от сети. При сбросе нагрузки система авто¬ матического регулирования турбины обеспечивает резкое уменьшение пропуска пара в турбину и ее перевод на режим холостого хода, при кото¬ ром частота вращения в соответствии со статической характеристикой должна быть больше номинальной на величину А/гст = 0/го, называемую статическим повышением частоты вращения. Однако сам процесс перехода от полной на¬ грузки к холостому ходу может про¬ текать по-разному в зависимости от степени неравномерности. При большой неравномерности, Рис. 4.15. Кривые переходных процессов при сбросе нагрузки при различных неравномер¬ ностях системы регулирования: 1 - 6 — 8 %; 2 0 = 4 %; 3 - 6=1 %; 4 ча¬ стота вращения при срабатывании защиты: 5 — предельно допустимая частота вращения по условиям прочности деталей турбины например 8 %, частота вращения турбины плавно возрастает до 54 1/с (см. кривую 1 на рис. 4.15). Однако само значение частоты холостого хода оказывается недопустимо боль¬ шим, поскольку наиболее напряжен¬ ные детали турбины рассчитываются на предельную частоту вращения «пред = (1,184-1,20) /г0, а вступление в работу системы защиты должно происходить при частоте вращения /гс.з = ( 1,1 Ч- 1,12) по- При этом необ¬ ходимо помнить, что срабатывание защиты и отключение генератора от сети представляет по существу ава¬ рию, поскольку прекращение отпуска электроэнергии в сеть может повлечь отключение потребителей электро¬ энергии. При малой степени неравномер¬ ности, например 1 %, статическое повышение частоты вращения оказы¬ вается небольшим (см. кривую 3 на рис. 4.15), однако процесс перехо¬ да на частоту холостого хода будет носить медленно затухающий, а ино¬ гда и не затухающий вовсе колеба¬ тельный характер. Поэтому степень неравномерности систем регулиро¬ вания не делают слишком малой. При величине степени неравно¬ мерности, предусмотренной стандар- 160
том, статический заброс частоты вра¬ щения является умеренным. При этом, однако, из-за невозможности мгновенно прекратить подачу пара в турбину возникает динамический заброс частоты вращения АпДИн (см. кривую 2 на рис. 4.15). При нормаль¬ но работающей системе регулирова¬ ния суммарное повышение частоты вращения при сбросе нагрузки А/Іадакс == А/Іст “F А/Ідин составляет 7—8 % номинальной. Статическая характеристика и степень ее неравномерности в первую очередь определяют реакцию турби¬ ны на изменение частоты сети вслед¬ ствие нарушения баланса производ¬ ства электроэнергии и ее потребле¬ ния. Если, например, частота сети изменилась на 0,1 Гц, т. е. на 0,2 % номинальной частоты вращения /о = 50 Гц, то это означает, что при 6 = 5 % изменение мощности турбо¬ агрегата составит Рэ/Рэ0^: A//ô = = 0,2/5 = 0,04, т. е. 4 %. Для турби¬ ны мощностью 1000 МВт это означа¬ ет самопроизвольное изменение на¬ грузки на 40 МВт. Важно понять, что это изменение нагрузки произой¬ дет автоматически, без всякого вме¬ шательства оператора. На большей своей части статическая характери¬ стика прямолинейна, она никогда не имеет горизонтальных участков, так как такой участок означает неопре¬ деленность (многозначность) мощ¬ ности при частоте вращения, отве¬ чающей этому участку. В диапазонах малой и большой мощности турбины статическую характеристику делают более крутой. Например, турбина К-300-240 ЛМЗ при мощности до 15 % имеет степень неравномерности 10%, а в остальном диапазоне — примерно 4 %. При малых мощ¬ ностях это позволяет более устойчиво держать нагрузку, при больших на¬ грузках обеспечивает малое измене¬ ние мощности вследствие изменения частоты сети, когда турбина имеет максимальный КПД. 6 А. Д. Трухний Вернемся к рассмотрению рис. 4.13 и 4.14. Допустим, что изоб¬ раженному на рис. 4.13 положению системы регулирования отвечает точ¬ ка А на статической характеристике (см. рис. 4.14). Представим себе, что внешняя нагрузка турбоагрегата растет; тогда частота вращения дол¬ жна уменьшаться и клапан 7 должен открываться, однако с уменьшением частоты вращения и опусканием гру¬ зов 3 клапан начнет открываться не сразу, во-первых, потому, что центро¬ бежная сила грузов должна изме¬ ниться на величину, достаточную для преодоления сил трения, и, во- вторых, потому, что во всех шарни¬ рах должны быть выбраны люфты. Таким образом, движение клапана начнется не в точке Л, а в точке А'. Подобным же образом при уменьше¬ нии ' нагрузки движение клапана начнется в точке А". Иными словами, действительная статическая характе¬ ристика регулирования представляет собой не линию, а область, нижняя граница которой соответствует не¬ прерывному постепенному возраста¬ нию мощности (нагружению турби¬ ны), а верхняя —уменьшению мощ¬ ности (разгружению турбины). Отношение ширины области Ап к номинальной частоте вращения п0 (см. рис. 4.14), выраженное в про¬ центах, называется степенью не¬ чувствительности регулиро¬ вания: 8 = — юо. «о Чем меньше е, тем выше качест¬ во регулирования, так как малому е отвечает, во-первых, большая быст¬ рота реакции на изменение условий работы и, во-вторых, меньшая неоп¬ ределенность в мощности при фикси¬ рованной частоте вращения. Дейст¬ вительно, нечувствительность по су¬ ществу означает, что при фиксиро¬ ванной частоте вращения п0 (см. рис. 4.14) мощность турбины может произвольно изменяться на величи¬ ну А/% Государственный стандарт тре¬ бует, чтобы степень нечувствитель- 161
ности системы регулирования часто¬ ты вращения при любой мощности не превышала 0,2 % для турбин АЭС и 0,3 % для турбин ТЭС и ТЭЦ. Од¬ нако даже при такой нечувствитель¬ ности колебания нагрузки могут быть весьма существенны: если, например, турбина мощностью 800 МВт имеет неравномерность регулирования 6 = 4 %, то возможные колебания нагрузки составят АР3=-|РЭ= А3.800 = 60 МВт. Тщательное изготовление, мон¬ таж и наладка системы регулиро¬ вания, а также постоянное поддер¬ жание чистоты рабочей жидкости позволяет уменьшить степень нечув¬ ствительности до 0,1—0,15 %. Параллельная работы турбоагрегатов Турбины современных электро¬ станций работают не изолированно, а параллельно на большую (емкую) энергосистему. При этом синхрони¬ зирующая сила поддерживает равен¬ ство частоты вращения турбоагрега¬ тов и ее совпадение с частотой сети. Представим себе для простоты, что некоторая энергосистема состоит из трех турбогенераторов, два из ко¬ торых имеют мощность Рэ1=Рэ2 = — 800 МВт, а третий Рэ3 = ЗОО МВт, а неравномерность их регулирования соответственно равна ôi=5 %, 62 = = бз = 4 %. Пусть частота вращения турбоагрегатов (и соответственно частота в электрической с^ти) по = = 50 1/с обеспечивается (рис. 4.16) работой всех трех турбоагрегатов при номинальной нагрузке. Поло¬ жим, что в энергосистеме внезапно отключился потребитель мощностью 200 МВт. Тогда из-за нарушения ба¬ ланса потребления и выработки элек¬ троэнергии частота сети начнет по¬ вышаться, что вызовет увеличение частоты вращения всех турбоагрега¬ тов и снижение вырабатываемой ими мощности, которое будет происхо¬ дить до тех пор, пока не будет достиг¬ нуто равенство АА,і + ДД2 + АЛэз== А/\, где АРэі, АРэ2, АРэз — соответствую¬ щие снижения мощности на отдель¬ ных турбоагрегатах; АРЭ — суммар¬ ное снижение мощности. Из рассмотрения прямолинейной статической характеристики любого z-го турбоагрегата легко получить, что дрэ/- _ Ал Т РЭ( По Ô. ’ т. е. относительное изменение мощ¬ ности турбоагрегата прямо пропор¬ ционально изменению частоты вра¬ щения и обратно пропорционально степени неравномерности. Таким образом, увеличение ча¬ стоты вращения всех турбоагрегатов при снижении мощности всей энерго¬ системы на значение АРЭ определя¬ ется соотношением откуда следует О 1 200 WQ РЭ1^МВт 0 1 200 000 600 'Р^МВт 0 200 Р3,МВт 162 Рис. 4.16. Изменение режима параллельно работающих турбо¬ агрегатов
\п_ lii] Pj і Рэ2 P=>3 ô3 Для рассматриваемого Примера 200 Sn По 800 : 800 ! 300 0,05 0,04 + 0,04 = 0,0046, т. е. частота вращения увеличится на Ад =0,0046-50 = 0,23 1/с и соста¬ вит 50,23 Гц. Мощность каждого из турбоагре¬ гатов при этом возрастет на ДРЭ1 = 0,0046-^ = 73,5 МВт; V, ѴЭ ДР, 2== 0,0046-^=92 МВт; ДР,3= 0,0046-^- = 34,5 МВт. V, Lrr Таким образом, при изменении нагрузки в сети, приводящей к из¬ менению ее частоты, автоматически изменяются мощности турбоагрега¬ тов в соответствии с их статиче¬ скими характеристиками. Такая ав¬ томатическая реакция всех работаю¬ щих в системе турбоагрегатов назы¬ вается первичным регулиро¬ ванием частоты сети. Следует подчеркнуть, что это название услов¬ но, никакого регулирования частоты не происходит, наоборот, снижение (или возрастание) мощности оказа¬ лось возможным именно за счет изме¬ нения частоты сети. Процесс регули¬ рования мощности в сети на этом не заканчивается, так как частота сети должна быть восстановлена в соответствии с требованиями ПТЭ, а как это делается, показано ниже. Механизм управления турбоагрегатом Степень неравномерности регули¬ рования определяет изменение часто¬ ты вращения, как отмечалось в § 4.2. Й* Если турбоагрегат работает с номи¬ нальной частотой 50 1 /с, то это озна¬ чает, что при изменении мощности от нуля до полной частота вращения будет изменяться от 49 до 51 Гц при 6 = 4 %. Многих потребителей это не устраивает. По ПТЭ колебания частоты сети не должны превышать ±0,1 Гц. Из примера, приведенного выше, (видно, что в сети с потребле¬ нием 1900 МВт при изменении мощ¬ ности всего на 200 МВт частота сети изменилась на 0,23 Гц. В реаль¬ ных энергосистемах мощность в те¬ чение суток может изменяться вдвое и более, и поэтому изменения частоты сети будут еще существеннее. Поэто¬ му возникает задача поддержания частоты сети в очень узких пределах при любой нагрузке энергосистемы. Эта задача разрешается с помощью специального механизма уп¬ равления турбиной (МУТ), который часто называют синхро¬ низатором, так как им пользуют¬ ся для точной подгонки частоты вра¬ щения при синхронизации турбины перед включением ее в сеть. На принципиальной схеме регу¬ лирования (рис. 4.13) МУТ изобра¬ жен в виде дополнительной пружины 9, натяг которой можно изменять по¬ средством маховичка 8. При выве¬ денном механизме, т. е. при ослаб¬ ленной пружине 9, система регули¬ рования работает так, как описано в § 4.2. Положение муфты 4 будет опре¬ деляться равенством центробежных сил грузов и силой растяжения в пружине 2. Если маховичком 8 несколько растянуть пружину 9, то баланс сил, действующих на муфту 4, нарушится. Прежнее положение муфты, а зна¬ чит, и регулирующего клапана 7 (следовательно, и нагрузки турбины) будет теперь уже достигаться при больших частотах вращения. Это оз¬ начает, что при увеличении натяга пружины 9 статическая характери¬ стика от начального положения (см. рис. 4.14) будет сдвигаться вверх, а при ослаблении — вниз. 163
Рис. 4.17. Смещение статической характери¬ стики механизмом управления Для того чтобы четко понять дей¬ ствие МУТ, представим себе, что турбина является единственным ис¬ точником энергии в сети, нагрузка которой постоянна. Пусть статиче¬ ская характеристика ab (рис. 4.17) соответствует некоторой затяжке пружины, а мощность турбины рав¬ на Р3\. Если теперь с помощью ручного маховичка увеличить натяг пружины, то из-за изменения баланса сил, дей¬ ствующих на муфту, последняя переместится вправо, открывая регу¬ лирующий клапан и давая начало некоторому переходному процессу регулирования. При устойчивой си¬ стеме регулирования этот процесс быстро закончится и система примет прежнее положение, однако при большей частоте вращения. Дейст¬ вительно, положение регулирующего клапана не должно измениться, так как не изменилась внешняя нагруз¬ ка. Следовательно, и муфта 4 (см. рис. *4.13) вернется к прежнему по¬ ложению, преодолевая натяг пружи¬ ны 9 за счет большей центробежной силы грузов при увеличенной часто¬ те вращения. Это означает, что, изменяя затяжку пружины, можно перемещать статическую характе¬ ристику ab регулирования в преде¬ лах положений а'Ь' и а"Ь". Понять работу механизма управ¬ ления при нагружении турбины, включенной в емкую сеть, очень просто в том случае, если допустить, что мощность турбины существенно 164 меньше мощности сети, иными сло¬ вами, если изменение ее нагрузки практически не отражается на часто¬ те сети и, следовательно, на частоте вращения. При затягивании пружи¬ ны 9 (см. рис. 4.13) муфта 4 будет принудительно опускаться вниз, что вызовет перемещение регулирующего клапана и изменит мощность турби¬ ны. Нагружение турбины, включен¬ ной в сеть, означает переход рабо¬ чей точки вправо на смещенную вверх статическую характеристику (рис. 4.17). Возвращаясь к рассмотренному выше примеру и рис. 4.16, объясним теперь, как можно восстановить ча¬ стоту сети. Для этого на всех турбо¬ генераторах необходимо перемещать МУТ в сторону «убавить» до тех пор, пока статические характеристики их систем регулирования не займут по¬ ложения, показанного на рисунке штриховыми линиями. Однако изме¬ нять частоту вращения турбоагрега¬ тов одновременно воздействием на МУТ всех турбин сложно, неудобно и во многих случаях нецелесообраз¬ но: ведь при изменениях мощности в энергосистеме желательно турбо¬ агрегаты, вырабатывающие наибо¬ лее дешевую электроэнергию, дер¬ жать при максимальной нагрузке, а менее экономичные агрегаты исполь¬ зовать для регулирования частоты. Поэтому вместо того, чтобы воздей¬ ствовать на МУТ всех трех турбин для снижения частоты их вращения, можно воздействовать на МУТ лишь одной из турбин, скажем, третьей. При смещении ее статической харак¬ теристики вниз рабочая точка А бу¬ дет перемещаться влево к точке В и турбина будет разгружаться, но зато регуляторы частоты двух ос¬ тальных турбин, восстанавливая ба¬ ланс выработки и потребления электроэнергии, будут нагружать свои турбины, обеспечивая переме¬ щение рабочих точек вдоль статиче¬ ских характеристик вправо к исход¬ ным значениям мощности. После сни¬ жения частоты вращения до исход¬
ной третья турбина разгрузится до 100 МВт, а первые две восстановят свои исходные нагрузки и частота в сети восстановится. Процесс восстановления частоты сети путем воздействия на МУТ на¬ зывается вторичным регули¬ рованием частоты. Следует обратить внимание на то, что при из¬ менении частоты сети с помощью МУТ частота вращения турбоагрега¬ та изменяется очень мало (тем мень¬ ше, чем больше мощность энерго¬ системы), а мощность турбины значительно. Поэтому машинисту кажется, что он изменяет мощность турбины, а не частоту ее враще¬ ния. На самом же деле мощность уп¬ равляемой им турбины в любой мо¬ мент времени определяется теку¬ щими значениями нагрузки в энерго¬ системе и положением статических характеристик всех работающих в системе турбоагрегатов. Реальные энергосистемы могут включать несколько десятков элект¬ ростанций и несколько сотен турбо¬ агрегатов. Для вторичного регулирования частоты в энергосистеме выде¬ ляется одна или несколько веду¬ щих электростанций, посто¬ янно изменяющих свою нагрузку с помощью устанавливаемого на стан¬ ции автоматического прецизионного регулятора частоты, который при изменении частоты сети обеспе¬ чивает нагружение или разгружение турбин, установленных на ней. При значительных изменениях нагрузки в энергосистеме, когда ведущие стан¬ ции не могут поддержать частоту в требуемых пределах, по указанию диспетчера энергосистемы по зара¬ нее составленному графику изменя¬ ется нагрузка и на других турбо¬ агрегатах путем смещения их стати¬ ческих характеристик; во многих случаях целесообразным оказывает¬ ся вывод турбин в резерв при сни¬ жении нагрузки энергосистемы и ввод в работу турбин, находящихся в резерве, при ее повышении. Схема регулирования с гидравлическими связями и быстроходным регулятором частоты вращения Схема регулирования, показан¬ ная на рис. 4.13, содержит все основ¬ ные элементы любой самой сложной системы регулирования, однако име¬ ет целый ряд недостатков. Одним из них является малая перестановоч¬ ная сила регулятора. Действительно, для того чтобы регулятор быстро откликался на изменение частоты вращения, необходимо, чтобы его грузы 3 были легкими, а это означает, что центробежная сила, перестав¬ ляющая муфту 4 и клапан 7, оказы¬ вается малой. Вместе с тем на клапа¬ ны действуют значительные силы, преодолеть которые центробежный регулятор в состоянии только в тур¬ бинах малой мощности с низкими параметрами пара. Поэтому центробежные регулято¬ ры турбин не соединяют непосред¬ ственно с парораспределительными органами, а воздействуют на них через вспомогательный усилитель¬ ный механизм, называемый сер¬ вомотором. Другой недостаток рассмотрен¬ ной системы регулирования состоит в наличии большого количества ме¬ ханических соединений и шарниров, зазоры и трение в которых являются источником появления значительной нечувствительности. Опыт эксплуата¬ ции рычажных систем регулирования показал, что даже в хорошо отла¬ женных и пригнанных системах регу¬ лирования после относительно недол¬ гой работы появляется нечувстви¬ тельность, из-за чего приходится останавливать турбину на ремонт. Поэтому в современных системах ис¬ пользуют в основном гидравли¬ ческие связи, не подвергающиеся износу и не приобретающие нечувст¬ вительности со временем. Наконец, центробежный регуля¬ тор частоты вращения, показанный на рис. 4.13, требовал пониженной частоты вращения регуляторного ва¬ 165
лика, поэтому его привод от вала тур¬ бины осуществлялся через понижаю¬ щую передачу (чаще всего червяч¬ ную) , которая вследствие малой надежности была постоянным источ¬ ником тяжелых аварий. Поэтому в системах регулирования современ¬ ных паровых турбин регуляторы ча¬ стоты вращения центробежного типа имеют специальную конструкцию, позволяющую им работать непосред¬ ственно на валу турбины. На рис. 4.18 показана принципи¬ альная схема регулирования с быст¬ роходным регулятором частоты вра¬ щения и гидравлическими связями. Перемещение регулирующего клапана /5, который управляет по¬ дачей пара в турбину 16, осуществля¬ ет сервомотор 14, представляющий собой цилиндр с движущимся внут¬ ри поршнем. При подаче рабочей жидкости под давлением в полость над поршнем и сообщении полости под поршнем с областью понижен¬ ного давления (сливом) поршень пе¬ ремещается вниз и закрывает регули¬ рующий клапан. При подаче рабо¬ чей жидкости под поршень регули¬ рующий клапан открывается. Подачей рабочей жидкости в сер¬ вомотор управляет золотник 11, на который сверху действует усилие пру¬ жины, а снизу—давление рабочей жидкости. При установившемся ре¬ жиме работы турбины кромки золот¬ ника 11 располагаются в точности Рис. 4.18. Принципиальная схема регулиро¬ вания с гидравлическими связями 166 против окон в буксе золотника, сле¬ довательно, рабочая жидкость, по¬ ступающая в полость между управ¬ ляющими буртиками золотника, не может проходить в сервомотор, по¬ этому клапан 15 турбины неподви¬ жен. Движение сервомотора проис¬ ходит только при смещении золотни¬ ка; тогда в одну из полостей серво¬ мотора поступает жидкость под дав¬ лением, а другая полость сообщает¬ ся через золотник с областью низкого давления. Из рассмотрения принципа рабо¬ ты сервомотора и его золотника сразу следует важное преимущество такой системы: для перемещения золот¬ ника 11 не требуется большой пере¬ становочной силы, при этом в серво¬ мотор можно подавать жидкость под высоким давлением, что позволяет получить большое перестановочное усилие на клапане при малых разме¬ рах сервомотора. Важным элементом системы регу¬ лирования является золотник обратной связи 12, обеспечи¬ вающий устойчивость ее работы. При своем движении поршень сервомото¬ ра 14 не только перемещает клапан, но и воздействует на давление под зо¬ лотником 11, возвращая его к преж¬ нему значению и останавливая дви¬ жение поршня сервомотора 14 (по¬ этому золотник обратной связи часто называют выключателем). Регулятор частоты вращения 9 помещен непосредственно на валу турбины 16 и выполнен в виде упру¬ гой ленты, деформация которой вы¬ зывает перемещение отбойной пла¬ стины 8, которая изменяет расход жидкости через сопло 17 в буксе 3. Положение буксы определяется раз¬ ностью давлений рабочей жидкости в камерах 6 и 7. Если, например, частота вращения возрастает, то от¬ бойная пластина 8 регулятора часто¬ ты вращения сдвинется вправо, слив из сопла 17 увеличится и давление в камере 7 снизится. Поэтому букса сдвинется вправо и увеличит пло¬ щадь для прохода рабочей жидкости через окна 5 и 4 на слив. Это приведет
к падению давления в линии 10 и опусканию отсечного золотника 11 (линию 10 называют импульс- н о й, поскольку она дает импульсы на перемещение золотника). Рабо¬ чая жидкость начнет поступать в верхнюю полость сервомотора, и ре¬ гулирующий клапан 15 закрывается. При этом важно, что золотник 12 обратной связи, перемещающийся вместе с поршнем сервомотора, будет прикрывать окна 13, компенсируя открытие окон 5 и восстанавливая давление в импульсной линии под золотником 1результате золот¬ ник 11 займет снова среднее положе¬ ние, а клапан 15 — новое положение, обеспечивая поддержание частоты вращения. При снижении частоты вращения процесс регулирования будет проте¬ кать в обратном порядке. Золотник 2, перемещаемый с по¬ мощью маховичка 1 (или электро¬ двигателя), играет роль механизма управления. Действительно, если, например, турбина включена в мощ¬ ную энергосистему и ее частота вра¬ щения практически неизменна, то, закрывая окна 4 золотником 2, мож¬ но изменить давление под золотни¬ ком 11, что вызовет его перемещение и поступление рабочей жидкости в сервомотор 14. Поршень сервомотора поднимется и увеличит ею мощность. Открытие окон золотника 13 восста¬ новит импульсное давление под зо¬ лотником 11 и вернет его в среднее положение при новом режиме рабо¬ ты турбины. Гидродинамические системы регулирования Система регулирования, показан¬ ная на рис. 4.18, содержит только гидравлические связи, однако в ней сохранен механический центробеж¬ ный регулятор, деформация ленты которого дает импульс для работы системы регулирования. Наряду с механическими в турби¬ нах используются гидравлические датчики частоты вращения, схема і № Рис. 4.19. Схема гидродинамического регуля¬ тора частоты вращеиия одного из которых показана на рис. 4.19. Известно, что напор, раз¬ виваемый насосом, пропорционален квадрату частоты вращения. Поэто¬ му изменение давления за насосом 3, установленным на валу турбины 4, можно использовать в качестве им¬ пульса для работы системы регули¬ рования, Например, при возрастании частоты вращения турбины давление за насосом повысится, проточный золотник 1 сдвинется влево, сечение для прохода масла в буксе этого золотника увеличится, давление в импульсной линии 2 упадет, что вызо¬ вет смещение главного золотника 11 (см. рис. 4.18) и дальнейшую рабо¬ ту системы регулирования — точно такую же, как и при использовании механического регулятора частоты вращения. Системы регулирования, в кото¬ рых датчиком частоты вращения яв¬ ляется центробежный насос, назы¬ ваются гидродинамическими. Чаще всего для этой цели использу¬ ют специальный отдельный насос (импеллер), как правило, распо¬ ложенный рядом с главным масля¬ ным насосом. В гл. 6—8 рассмотрен ряд гидро¬ динамических систем регулирования конкретных турбин. Требования к системам регулирования и их дополнительные элементы Теперь, после знакомства с зада¬ чами и принципами устройства си- 167
стемы автоматического регулирова¬ ния, можно сформулировать предъ¬ являемые к ней требования и рас¬ смотреть пути их выполнения. 1. Система регулирования дол¬ жна обеспечивать устойчивую работу турбины (без самопроизвольного из¬ менения нагрузки) на всех режимах. Для этого неравномерность ее стати¬ ческой характеристики должна быть в пределах 4—5 %, а нечувстви¬ тельность не более 0,3 %. В число обязательных режимов входит и наи¬ более трудный для регулирования режим холостого хода. Управление турбиной должно быть легким и плавным, регулирую¬ щие клапаны должны открываться равномерно и без толчков. 2. Одним из самых важных тре¬ бований является требование «удер¬ жания» турбины на частоте холосто¬ го хода при полном сбросе нагрузки с отключением генератора от сети. В этом случае нагрузка турбоагрега¬ та мгновенно падает до нуля и регу¬ лирующие клапаны должны за¬ крыться так, чтобы обеспечить часто¬ ту вращения холостого хода, соответ¬ ствующую статической характери¬ стике. Если динамический заброс часто¬ ты вращения оказывается слишком большим (см. выше), то срабатывает защита турбины, вызывающая за¬ крытие ее стопорных клапанов. Если при этом турбоустановка выполнена по блочной схеме, автоматика блока прекращает подачу топлива в котел. Последующий пуск блока даже при условии, что неполадка, вызвавшая сброс нагрузки, будет ликвидирова¬ на очень быстро, требует значитель¬ ного времени. Поэтому к системе ре¬ гулирования предъявляют требова¬ ние обеспечивать перевод тур¬ бины на холостой ход на¬ столько быстро, чтобы заброс часто¬ ты вращения не превысил 7—8 % номинальной. При этом котел оста¬ нется в работе и примерно через ми¬ нуту турбоагрегат достигнет частоты вращения, соответствующей стати¬ ческой характеристике. В случае не- 168 Рис. 4.20. Регулирование по частоте враще¬ ния и ускорению обходимости повторного пуска опера¬ тору достаточно снизить с помощью МУТ частоту вращения до синхрон¬ ной, включить генератор в сеть и на¬ брать нагрузку. Для увеличения быстродействия системы регулирования в нее вводят устройство, называемое диффе¬ ренциатором, который реагирует на значительное ускорение ротора турбины. На рис. 4.20 показана схема регулирования, в которую кроме главного золотника 1 и главного сер¬ вомотора 2 введены золотник 3 и сер¬ вомотор 4, играющие вместе роль дифференциатора. Представим себе, что нагрузка турбогенератора падает очень мед¬ ленно, тогда его частота вращения будет медленно увеличиваться, а муфта регулятора скорости 5 медлен¬ но подниматься. При этом малейшее смещение точки В вверх будет вызы¬ вать подъем золотника 3 дифферен¬ циатора и опускание поршня серво- мотора^д'ифференциатора с после¬ дующим выключением золотника 3. Иными словами, медленное увеличе¬ ние частоты вращения будет приво¬ дить к повороту рычага АВС вокруг точки В, которая будет практически неподвижной. Это означает, что точ¬ ка D будет оставаться неподвижной и система регулирования будет ана¬ логичной изображенной на рис. 4.12; смещение точки А вызовет только
смещение точки Е и перемещение главного золотника / и главного сервомотора 2, восстанавливающего прежнюю частоту вращения путем закрытия клапанов турбины. Представим себе теперь, что произошел быстрый сбросьгагрузки. Тогда вместе с подъемом муфты регу¬ лятора (точка Л) будет подниматься и золотник дифференциатора, а сер¬ вомотор 4 не будет успевать опус¬ каться и выключать золотник 3 из-за быстротечности процесса. Таким образом, точка Е рычага, определяю¬ щая работу главного золотника /, переместится вверх не только за счет перемещения муфты, но и вследствие перемещения в первый момент точек В и D. Следовательно, на золотнике / суммируются импульсы по скорости (подъем муфты) и по ускорению (подъем золотника дифференциа¬ тора) . По прошествии короткого време¬ ни точка В вернется на прежнее место и сервомоторы займут положение, отвечающее статической характерис¬ тике, но импульс, полученный в момент сброса нагрузки, существен¬ но увеличит быстродействие системы регулирования. Конечно, организовать описан¬ ное суммирование импульсов можно не только с помощью механической системы, показанной на рис. 4.20, но и посредством гидравлических связей. Примеры этого приводятся ниже при рассмотрении конкретных систем регулирования. Электрогидравлическая система регулирования Использование импульсов по ус¬ корению значительно повышает ди¬ намические качества системы регули¬ рования, однако с ростом единичной мощности турбин этих сигналов ока¬ зывается недостаточно. Действитель¬ но, для того чтобы соответствующие механические устройства (сервомо¬ торы) получили команду по этому импульсу при изменении частоты се¬ ти, вал турбогенератора должен получить ускорение и изменить часто¬ ту вращения. Непосредственное ис¬ пользование электрического сигнала от генератора позволило бы полу¬ чить гораздо большее быстродей¬ ствие. Поэтому современные системы регулирования снабжают специаль¬ ными электрическими приставками, задачей которых является быст¬ рое формирование корректирующих (исправляющих) импульсов, ускоря¬ ющих реакцию системы регулирова¬ ния турбины на изменение внешних условий. Исполнительная часть системы регулирования (золотники и серво¬ моторы) по-прежнему остается гид¬ равлической в силу ее надежности и быстродействия. Поэтому такую систему регулирования называют электрогидравлической. Ими оснащены практически все мощ¬ ные современные турбины. Электрическая часть системы ре¬ гулирования имеет собственный электрический датчик частоты вра¬ щения, выполняемый в виде индук¬ торного тахогенератора, т. е. генера¬ тора электрического тока небольшой мощности с возбуждением от посто¬ янных магнитов, расположенного на валу турбины. Механический регуля¬ тор сохранен, но выполняет свои функции только в случае неисправ¬ ности или отключения электрической части системы регулирования. Пос¬ ледняя содержит также датчики ак¬ тивной мощности генератора и давле¬ ний пара перед турбиной и в паропро¬ водах промежуточного перегрева. Электрическая часть выполняется в виде отдельных функциональных блоков: блоков удержания холостого хода при отключении генератора от сети после получения сигнала от блок-контактов; блоков корректоров, обеспечивающих дополнительное пе¬ ремещение клапанов, которым ком¬ пенсируется влияние объема паро¬ проводов промежуточного перегрева; блока разгрузки турбины при сниже¬ нии давления перед ней; блока быст¬ родействующего ограничителя мощ¬ ности, который быстро снижает на- 169
грузку турбины при авариях в энер¬ госистеме. Электрические сигналы от всех этих блоков суммируются в магнит¬ ном усилителе, который воздействует на электрогидравлический преобразователь — устрой¬ ство, преобразующее электрический импульс в гидравлический и вводя¬ щее последний в гидравлическую часть системы регулирования. Электрическая часть системы ре¬ гулирования позволяет легко изме¬ нять степень неравномерности ста¬ тической характеристики: слабо — в области значительных нагрузок и сильно — в зоне холостого хода и ма¬ лых нагрузок. Регуляторы частоты вращения Долгое время для турбин приме¬ нялись тихоходные регуляторы час¬ тоты (с частотой вращения около 400 1/мин). Необходимость понижа¬ ющей частоту вращения передачи от главного вала к валу регулятора, неизбежные зазоры в большом коли¬ честве шарниров и другие недостатки такого регулятора привели к замене их бесшарнирным упругим регулято¬ ром (рис. 4.21 ). К валу турбины крепится травер¬ са /, на которой закреплена упругая рамка 3, выполненная из ленточной пружины. Рамка стянута пружиной 2, на оси которой расположены гру¬ зы 5. При вращении вала турбины грузы расходятся, преодолевая натя- Рис, 4,21. Бесшарнирный быстроходный регу¬ лятор частоты вращения турбин ЛМЗ жение пружины и обеспечивая осе¬ вое перемещение показанной на рис. 4.18 отбойной пластины 4, управ¬ ляющей перемещением промежуточ¬ ного золотника. Такими регулятора¬ ми частоты вращения оборудованы все современные турбины ЛМЗ. Бесшарнирный регулятор частоты вращения соединяют с валом турби¬ ны шлицевой муфтой, чтобы обеспе¬ чить свободное перемещение вала турбины при его тепловых расшире¬ ниях без изменения расстояния (при одной и той же частоте вращения) между сливным соплом и отбойной пластиной. Иногда, однако, при изно¬ се или загрязнении шлицевого сое¬ динения в нем происходят заедания и возникают качания нагрузки на турбине. Многие заводы (ХТЗ, ТМЗ, КТЗ) в качестве регулятора частоты вра¬ щения используют импульсный цен¬ тробежный насос (импеллер). Золотники и сервомоторы Как уже отмечалась, перестано¬ вочные силы регуляторов частоты вращения недостаточны для переста¬ новки регулирующих органов турби¬ ны. Поэтому между регулятором и регулирующими клапанами устанав¬ ливают цепочку элементов — усили¬ телей, каждый из которых состоит из золотника и сервомотора. Золотники систем регулирования должны работать с минимально допустимым трением и максималь¬ ными надежностью и долговеч¬ ностью. Трение приводит к нечув¬ ствительности системы регулирова¬ ния и качаниям нагрузки в пределах степени нечувствительности На рис. 4.22 показан так называе¬ мый трансформатор давле¬ ния — элемент гидродинамической системы регулирования турбин КТЗ, усиливающий импульс по давлению, насоса-регулятора. Главным элемен¬ том трансформатора является золот¬ ник, перемещающийся во втулке, установленной в корпусе трансфор¬ матора. Положение золотника оп- 170
Рис. 4.22. Трансформатор давления систем регулирования турбин КТЗ: 1 — механизм управления; 2 — шпиндель; 3 — пружина; 4 — шарик; 5 — тарелка пружины; 6 — втулка упорная; 7 — втулка трансформатора; 8 — золотник трансформатора; 9 — крышка; 10 — подкладное кольцо; 1 — слив на всасывание глав¬ ного масляного насоса; II — масло из импульсной линии; III — масло от главного масляного насоса ределяется равенством сил, создавае¬ мых упругостью пружины и подавае¬ мым под золотник давлением, разви¬ ваемым главным масляным насосом- регулятором. При изменении часто¬ ты вращения изменяется положение золотника, который управляет дав¬ лением в импульсных линиях, исполь¬ зуемых для управления работой от¬ сечного золотника. Для уменьшения сил трения верх¬ няя опора золотника выполнена ша¬ ровой. Такой же выполнена верхняя опора пружины, что уменьшает пе¬ рекосы золотника и его придавли¬ вание к боковой поверхности втулки. В нижнем поршне золотника имеются четыре противоположно располо¬ женных отверстия, через которые вы¬ текает масло. Это обеспечивает само¬ центровку золотника. Усилие пружины можно изменять вручную вращением маховика или дистанционно посредством серво¬ электродвигателя. Одно и то же поло¬ жение золотника при различных сжа¬ тиях пружины будет достигаться при Рис. 4.23. Отсечной золотник систем регули¬ рования турбин КТЗ: 1 — гайка колпачковая; 2 — крышка верхняя; 3 — вннт регулировочный; 4 — тарелка кониче¬ ская; 5 — пружина; 6 — золотник; 7 — втулка золотника; 8 — крышка нижняя; I — слив; 11 — масло от главного масляного насоса; 111 — слив на всасывание главного масляного насоса; // — масло нз импульсной линии; И — слив в по¬ лость сервомотора 171
разных давлениях под золотником, т. е. при разных частотах вращения турбоагрегата. Таким образом, пру¬ жина совместно с нагрузочным ре¬ гулирующим механизмом служит синхронизатором. На рис. 4.23 показана конструк¬ ция блока отсечного золотни- к а. Главный элемент блока — золот¬ ник, который перемещается во втул¬ ке, запрессованной в корпус блока. Золотник имеет две пары поршней, кромки которых управляют подачей масла от главного масляного насоса в сервомотор регулирующих клапа¬ нов и сливом масла из него. Золотник нагружен сверху пружиной, а сни¬ зу — давлением импульсного масла, поступающего от трансформатора давления, рассмотренного выше. Для поддержания высокой чувст¬ вительности предусмотрены конст¬ руктивные меры по уменьшению пе¬ рекосов золотника (шаровые опоры, гидравлическая самоцентровка зо¬ лотника). Управляющие поршни вы- Рис. 4.24. Сервомотор турбин КТЗ 172 полнены с небольшой перекрышей от¬ носительно каналов, однако на их кромках имеются треугольные насеч¬ ки, которые обеспечивают плавность подачи масла к сервомотору. На рис. 4.24 показан сервомо¬ тор, поршень 7 с насадным бронзо¬ вым кольцом 12 которого перемеща¬ ется в корпусе /, закрытом крыш¬ кой 2, под действием силового масла, подаваемого отсечным золотником в верхнюю или нижнюю полость (над или под поршнем). Шаровая пята 5 тяги <?, приводя¬ щей через системы рычагов регули¬ рующие клапаны турбины, закрепле¬ на в сферическом подпятнике 6 с по¬ мощью втулки 4 внутри верхней направляющей части поршня. Шаро¬ вая пята допускает отклонение тяги 3 относительно оси поршня без закли¬ нивания; этому же способствует раз¬ мещение пяты близко к поршню. Выше отмечалось, что для устой¬ чивой работы регулирования обяза¬ тельно необходимо иметь «выключа¬ тель» (обратную связь), возвращаю¬ щий отсечной золотник в среднее положение при достижении регули¬ рующими клапанами требуемого по¬ ложения. В сервомоторе, показан¬ ном на рис. 4.24, роль «выключате¬ ля» играет трубка 8 с прорезями вдоль образующих, в которую пода¬ ется масло из импульсной линии; дав¬ ление в этой линии определяет по¬ ложение отсечного золотника (см. рис. 4.23). На нижней цилиндриче¬ ской части поршня сервомотора, пе¬ ремещающейся в буксе 9, установле¬ ны уплотнительные кольца 10 и пла¬ вающее кольцо 11, управляющее сливом масла из импульсной линии через прорези в трубке 8 во всасы¬ вающую линию насоса. Снабжение систем регулирова¬ ния рабочей жидкостью осуществля¬ ется масляными насосами и зависит от ее вида. При использовании в системах смазки и регулирования единой рабо¬ чей жидкости — органического мас¬ ла — его подача выполняется глав¬ ным масляным насосом, установлен-
3 Рис. 4.25. Схема снабжения маслом систем регулирования турбин ЛМЗ, работающих на огнестойком масле: / — вентиль; 2 — фильтр тонкой очистки масла; 3 — слив масла в бак; 4 — эксгаустер; 5 — напор¬ ная линия; 6 — поплавковый указатель уровня; 7 — отвод и подвод охлаждающей воды; 8 — ава¬ рийное реле; 9 — электроконтактные манометры (ЭКМ); 10 — обратные клапаны; 11 — пружинно¬ грузовой аккумулятор: 12 — насосы с двигателями переменного тока; 13 — маслоохладитель; 14 — фильтрующие сетки; 15 — воздухоотделитель; 16 — вспомогательный насос ным на валу турбины, а при пусках — вспомогательным масляным насосом. Пример конструкции главного масля¬ ного насоса показан на рис. 4.7. Системы регулирования, в кото¬ рых в качестве рабочей жидкости ис¬ пользуются огнестойкие масла, обычно отделены от системы смазки подшипников и имеют собствен¬ ную систему маслоснабжения. На рис. 4.25 показана схема масло¬ снабжения турбин ЛМЗ, использую¬ щих для работы огнестойкую жид¬ кость и в в и о л ь. Поступающее из системы регулирования огнестой¬ кое масло проходит пакеты возду¬ хоотделителя, сетчатые фильтры и маслоохладитель, установлен¬ ные в масляном баке, и подается на всас одного из насосов с приводом от электродвигателя переменного тока, направляющего масло в систе¬ му регулирования. Второй аналогич¬ ный насос постоянно находится в ре¬ зерве и автоматически включается при уменьшении давления в напор¬ ной линии, например при переходных процессах, когда расход масла может быстро возрасти в 4—5 раз. Включе¬ ние резервного насоса осуществляет¬ ся электроконтактным манометром через аварийное реле. Для поддержа¬ ния давления в напорном маслопро¬ воде при переключениях насосов, а также при исчезновении питания электродвигателей на короткое время (до 5 с) служит пружинно-грузовой аккумулятор. Часть масла постоянно пропускается через фильтр тонкой очистки для улавливания мельчай¬ ших механических примесей. Вспомо¬ гательный насос позволяет удалять масло из бака или направлять его к фильтру тонкой очистки. В системах регулирования с него¬ рючими маслами давление составля¬ ет 4—5 МПа. Для его создания ЛМЗ разработал специальные многосту¬ пенчатые центробежные насосы, дав¬ ление за которыми слабо зависит от расхода. Конструкция такого насоса показана на рис. 4.26. Насос вертикальной конструкции состоит из цилиндрического корпуса 5, в нижней крышке 16 которого расположена подводящая камера, а в верхней 11 — зубчатая муфта 9, со¬ единяющая вал 2 насоса и вал 10 электродвигателя, прикрепляемого к фланцу верхней крышки 11. При нор¬ мальной работе масло последова¬ тельно поступает в девять ступеней 173
174
насоса, каждая из которых состоит из рабочего колеса 3, насаженного на вал 2, и последующего направля¬ ющего аппарата 7, повышающего давление и направляющего масло к рабочему колесу следующей ступе¬ ни. Между ступенями установлены диафрагмы 6 с уплотнительными втулками 4. Из направляющего ап¬ парата 14 последней ступени масло поступает во внутреннюю напорную полость корпуса и оттуда — в си¬ стему регулирования. Ротор насоса вращается в опор¬ ных подшипниках 1 и 8, смазывае¬ мых перекачиваемым маслом. Для восприятия осевого усилия, действу¬ ющего на ротор, служит гидропята — разгрузочный диск 12, опирающийся на шайбу 13 через масляную пленку, возникающую между ними при про¬ хождении масла из верхнего подшип¬ ника в полость верхней крышки И. При остановке насоса давление в напорной полости падает, пружина амортизатора 17 отжимает вверх сферический подпятник 15, который воспринимает вес ротора насоса, не допуская разрушения поверхностей гидропяты и шайбы. В водяных системах регулирова¬ ния вода под давлением 2—2,5 МПа берется за конденсатными насосами, подающими конденсат из конденса¬ тора в деаэратор. Таким образом, в принципе в водяных системах в спе¬ циальных насосах водоснабжения нет необходимости. Однако повышен¬ ные требования к чистоте воды за¬ ставляют в начальный период эксп¬ луатации турбин, а иногда и постоян¬ но, использовать замкнутую систему водоснабжения, элементы которой выполнены из нержавеющих мате¬ риалов с соответствующими антикор¬ розионными покрытиями. Регулирующие клапаны и их привод Регулирующие клапаны являются исполнительными органами системы Рис. 4.26. Масляный насос для систем регули¬ рования турбин ЛМЗ. использующих иввиоль регулирования. К ним предъявляют¬ ся следующие требования. 1. Работа клапанов должна быть исключительно надежной, так как они не только обеспечивают задан¬ ную нагрузку турбин, но и являются исполнительными органами одного из контуров защиты. Клапаны дол¬ жны плотно прилегать к седлам при полном закрытии во избежание разгона турбины при сбросах нагруз¬ ки. Конструкция корпуса клапана не должна приводить к высоким темпе¬ ратурным напряжениям, из-за кото¬ рых пришлось бы ограничить ско¬ рость пуска и нагружения турбины (см. гл. 15). 2. При полном открытии клапа¬ нов потери давления в них должны быть невелики, так как дросселиро¬ вание пара приводит к снижению используемого теплоперепада турби¬ ны (см. § 2.12). Для впуска пара в турбину в на¬ стоящее время используют только односедельные клапаны, которые могут обеспечить достаточно плотное прилегание к седлу при полном за¬ крытии. Для сохранения плотности клапа¬ на при возможных небольших пере¬ косах его поверхность делают шаро¬ образной. Тем не менее даже в этом случае с течением времени появляют¬ ся неплотности вследствие износа (эрозии) седла и чаши клапана струями пара при малых открытиях, когда скорости течения пара велики (критические или близкие к ним). Седла клапанов имеют расширя¬ ющиеся каналы (диффузоры), позво¬ ляющие на расчетном режиме час¬ тично восстановить давление пара перед проточной частью турбины. Это позволяет применять регулирую¬ щие клапаны небольшого сечения, что уменьшает усилия, действующие на них, и в ряде случаев облегчает их размещение. Конфигурация кла¬ пана и его седла выбирается такой, чтобы была обеспечена примерно линейная связь между подъемом кла¬ пана и расходом пара через него, что упрощает конструирование си- 175
стемы регулирования в целом. Кроме того, для устойчивой работы турбины на холостом ходу открытие первого клапана должно производиться при значительном его перемещении, но малом открытии и малом изменении степени открытия. На рис. 4.27 показано клапанное парораспределение турбин КТЗ. Пар от стопорного клапана подводится в клапанную коробку, приваренную к крышке корпуса турбины. Внутри коробки установлено шесть седел клапанов, на которых размещено шесть клапанов. Штоки всех клапа¬ нов проходят через отверстия в тра¬ версе, а сама траверса с помощью двух штоков через серьги и систему рычагов поднимается и опускается штоком сервомотора, показанного на рис. 4.24. При движении поршня сервомо¬ тора траверса перемещается вверх- вниз. Шток каждого из клапанов заканчивается гайкой, поэтому после перемещения вверх на всю дли¬ ну штока соответствующего клапана траверса захватывает его за гайку и открывает клапан. Штоки клапа¬ нов имеют различную длину, и поэто¬ му при подъеме траверсы они откры¬ ваются последовательно. Рассмотренная клапанная кон¬ струкция КТЗ применима только при Рис. 4.27. Клапанное парораспределение турбин КТЗ: 1 — сервомотор; 2 — кронштейн; 3 — ось; 4 — рычаг; 5 — тяга; 6 — шаровое сочленение; 7 — мас¬ ленка; 8 — валнк серьги; 9 — серьга; 10 — валик штока; И — фланец направляющий; 12 — фонарик отсоса пара; 13— кольца уплотнительные; 14 — втулка направляющая; 15—хвостовик клапана, 16 — траверса; 17 — клапан; 18 — диффузорные седла клапанов; 19 — шток; 20 — крышка клапан¬ ной коробки; 21 — клапанная коробка; 22 — трубка отсоса пара из уплотнений; 23 — шайба дистанционная 176
умеренных начальных параметрах пара (до 535 °C и до 9 МПа). При больших температурах размещение сопловых коробок только в одной половине корпуса турбины (верхней или нижней) становится невозмож¬ ным из-за возникающей неравномер¬ ности температур по окружности корпуса турбины. Поэтому сопловые коробки необходимо размещать по всей окружности паровпуска (см. рис. 3.31); при этом каждый регули¬ рующий клапан имеет свой индиви¬ дуальный шток, выходящий наружу. При больших давлениях пара усилия, необходимые для отрыва кла¬ пана при его открытии, сильно растут вследствие увеличения разности дав¬ лений перед и за клапаном и могут достигать нескольких тонн. Особенно больших значений эти усилия дости¬ гают в штоке клапана, открываю¬ щегося первым, так как перед клапа¬ ном может быть полное давление, а за ним — вакуум. Эти усилия уве¬ личиваются с ростом мощности тур¬ бины, так как расход пара и площадь клапана, необходимая для его про¬ пуска, существенно возрастают (при больших скоростях в клапане возни¬ кают большие потери на расчетном режиме). Рис. 4.28. Система распределения с отдель¬ ными клапанными коробками Для таких условий рациональной оказывается конструкция, показан¬ ная на рис. 4.28. Регулирующие кла¬ паны 5 установлены в отдельности в корпусах клапанов 7, из которых пар поступает к регулирующей сту¬ пени (в сопловые коробки 5). Каж¬ дый клапан перемещается штоком и рычагами 6. Шток сервомотора 1 через систему рычагов, рейку 2 и за¬ цепленное с ней зубчатое колесо вра¬ щает расположенный в подшипниках (не показанных на рис. 4.28) кулач¬ ковый вал 3. Кулачковые шайбы 4, установленные на этом валу, при его вращении в определенной последо¬ вательности открывают регулирую¬ щие клапаны. На рис. 4.29, а показана конструк¬ ция регулирующего клапана ЛМЗ, регулирующая чаша которого подает пар из паровой коробки 9 через диф¬ фузор 11 в сопловую коробку 13, вваренную в корпус турбины 12, к соплам 14. На кулачковом валу 5, вращае¬ мом сервомотором через реечную передачу, расположены кулачковые ірайбы 6 (по одной на клапан), пере¬ мещающие через ролик 4 приводной рычаг 17. При перемещении рычага вверх он смещает вверх рамку 3, к нижнему фланцу которой прикреп¬ лен шток 7, перемещающийся внутри буксы 8. На другом конце этого што¬ ка расположен клапан 10, также под¬ нимающийся кверху. При этом одно¬ временно сжимается пружина 2. Собственно клапан показан на рис. 4.29, б. Внутри основного клапа¬ на 3 располагается разгрузочный клапан 4. В начале открытия клапа¬ на перемещение штока 1 приводит к подъему разгрузочного клапана; при этом давление внутри основного кла¬ пана мало отличается от давления за ним и происходит частичная разгруз¬ ка основного клапана. Затем, после подъема разгрузочного клапана на высоту около 8 мм, начинается подъем основного клапана. Конструкция клапана должна обеспечивать, как отмечалось выше, не только разгрузку при открытии 177
1 17 ШІ 3 7 б) 11 4.29. 12 13'' а) ■■ 9\ 10- Рис. пан ЛМЗ 16 15 8' Канал или частичных нагрузках, но и плот¬ ное прилегание в закрытом состоя¬ нии. Для этого в крышке 15 паровой коробки выполнен канал а, обеспе¬ чивающий полное давление внутри основного клапана при закрытом разгрузочном. Клапан со штоком должен быть сконструирован так, чтобы на всех режимах направление силы, дейст¬ вующей на шток, позволяло ей растя¬ гивать шток. Это исключит его за¬ щемление при подъеме или опуска¬ нии клапана. Кроме того, это даст возможность клапана при изменениях направле¬ ния парового усилия. Для этой цели служат нажимной винт 1 и пружи¬ на 2, которая также позволяет ком¬ пенсировать тепловое расширение штока 7 и рамки <?, не допуская каких-либо зазоров, в пределах ко¬ торых может происходить вибрация клапана. Наконец, в некоторых аварий¬ избежать пульсаций а Разгруженный регулирующий кла- преодо- звеньев закроет предох- ных ситуациях, когда сервомотор не сможет закрыть регулирующие кла¬ паны (например, при выходе из строя насоса системы регулирования или разрыве маслопровода подачи масла к сервомотору), пружина 2 леет сопротивление всех передаточного механизма и регулирующие клапаны. Это ранит турбину от разгона. Между штоком и буксой клапана оставляют значительный радиальный зазор, достигающий 0.2- 0,4 мм при относительно небольшом диаметре штока (40—60 мм). Это определяет¬ ся, во-первых, тем, что при большой длине штока (до 1 м) его трудно вы¬ полнить идеально прямым; во-вто¬ рых, в зазоре происходит утечка пара вдоль штока. Для утилизации ее теп¬ лоты уплотнение штока трубопрово¬ дом 16 соединяют питательной воды. Использование часто производят вдоль штока осуществляют два от¬ соса пара подобно тому, как это де¬ лают в концевых уплотнениях (см. § 2.13). Пар первого отсоса направ¬ ляют в деаэратор, а второго — в эжекторный холодильник, в кото¬ ром давление меньше атмосферного. с подогревателем теплоты утечек в две ступени: 178
Такая схема позволяет полностью избежать утечек пара в машинный зал. Регулирующие клапаны совре¬ менных мощных турбин, как прави¬ ло, выполняют в комбинации со сто¬ порными клапанами. Ф5. автоматическая система ЗАЩИТЫ ТУРБИНЫ Необходимость защиты турбины Нормальная работа турбины обе¬ спечивается системой регулирования при условии удовлетворительного состояния всех ее элементов. Однако как в системе регулирования, так и в самой турбине могут возникнуть раз¬ личного рода неисправности, в неко¬ торых случаях настолько серьезные, что может потребоваться немедлен¬ ное прекращение подачи пара в тур¬ бину, а иногда и отключение гене¬ ратора от сети. Кроме того, турбина работает в комплексе с такими слож¬ ными агрегатами, как котел (или реактор), конденсатор, регенератив¬ ные подогреватели, а через элект¬ рический генератор турбина связана с электрической сетью. Сложность этих агрегатов также не исключает возможности нарушения их работы, что может создать угрозу для тур¬ бины. Поэтому паровая турбина осна¬ щается системой защиты, ав¬ томатически предохраняющей ее от разрушения при различного рода неполадках как в ней самой, так и в элементах связанного с ней обору¬ дования ТЭС. Необходимость в немедленном прекращении подачи пара в турбину возникает при: 1) увеличении частоты вращения сверх допустимой; 2) недопустимом осевом сдвиге ротора относительно статора; 3) недопустимом увеличении давления относительно статора; 4) недопустимом снижении дав¬ ления в системах смазки и регулиро¬ вания (см. § 4.1). Для предупреждения тяжелых последствий перечисленных явлений в любой турбине предусмотрена авто¬ матическая защита. На работающей турбине может возникнуть аварийное положение при бездействии соответствующей защи¬ ты. В этом случае турбина должна быть остановлена с помощью автома¬ та безопасности, установленного на валу турбины, с возможностью воз¬ действия на него как у самой турби¬ ны, так и на местном или дистанцион¬ ном щите управления. Впрочем, необходимо заметить, что доля авто¬ матизированных защит постоянно увеличивается. Каждая из защит турбины рабо¬ тает так, что при выходе параметра, по которому производится защита, в область недопустимых значений подача пара прекращается и не мо¬ жет возобновиться автоматически даже в том случае, если параметр вернется к нормальному значению. Турбина может быть пущена персо¬ налом только после выяснения при¬ чин срабатывания защиты и при уве¬ ренности в безопасности пуска. Исполнительные органы системы защиты Исполнительными органами си¬ стемы защиты являются стопор¬ ные и обратные клапаны. Каждая турбина снабжается од¬ ним или несколькими стопор ны- м и клапана м и, расположенными перед регулирующими клапанами. Стопорные клапаны должны быстро и надежно сработать для прекраще¬ ния подачи свежего пара в турбину. При этом в блочных установках пар, выработка которого паропроизводя¬ щей установкой не может быть пре¬ кращена мгновенно, направляется через быстродействующую редук¬ ционно-охладительную установку (БРОУ) в конденсатор (см. гл. 13) или через предохранительные клапа¬ ны, расположенные на паропрово¬ де,— в атмосферу. 179
Для турбин с промежуточным перегревом пара отключение паро¬ проводов только свежего пара недо¬ статочно, так как некоторое время пар будет поступать из паропрово¬ дов промежуточного перегрева в ЦСД и разгонять турбину. Поэтому непосредственно перед ЦСД или пря¬ мо на его корпусе устанавливают стопорные клапаны, отсекающие пар промежуточного перегрева от ЦСД. Перед стопорными клапанами ЦСД располагают сбросные клапа¬ ны, направляющие пар из системы промежуточного перегрева в конден¬ сатор. В турбинах насыщенного пара, в которых между ЦВД и ЦНД ус- Л-Л £|*- Рис. 4.30. Стопорный клапан турбины К-300-240 ЛМЗ; 1— седло; ‘2 — клапан диаметром 200 мм; 3 — шток; 4, 5, 11 — гайки специальные; 6 — букса; 7 — кольцо уплотнительное; 8 — кольцо подкладное; 9—гайка клапана специальная; 10. 12 — нижняя и верхняя буксы; 13 — паровое сито 180
Рис. 4.31. Блок стопорно-регулирующих клапанов ЛМЗ танавливают сепаратор-перегрева- тель, предусматривается установка за последним стопорных клапанов (заслонок), аналогичных стопор¬ ным клапанам ЦСД турбин с проме¬ жуточным перегревом. Однако и этой защиты от поступ¬ ления пара в турбину недостаточно, так как пар в нее может проникать из паропроводов регулируемых от¬ боров и из регенеративных подогре¬ вателей. Такое положение возникает при закрытии стопорного клапана и быстром падении давления внутри турбины; тогда в регенеративных по¬ догревателях происходит вскипание конденсата греющего пара, который устремляется в турбину. Поэтому на трубопроводах отбора устанавли¬ вают обратные клапаны, часто 181
с принудительным закрытием посред¬ ством сервомоторов, которые полу¬ чают импульс от концевых выключа¬ телей, установленных на стопорных клапанах и подающих сигнал при почти полном их закрытии. Конструкции стопорных клапа¬ нов принципиально не отличаются от конструкций регулирующих кла¬ панов. На рис. 4.30 показана конструк¬ ция стопорного клапана турбины К-300-240 ЛМЗ. Корпус клапана устанавливают на фундаментной плите при помощи опорной конструк¬ ции. Пар из котла подводится к кла¬ пану по двум патрубкам я по трем паропроводам направляется к регу¬ лирующим клапанам турбины. Кла¬ пан выполнен разгруженным: при движении сервомотора (на рисунке не показан) шток открывает сначала небольшой разгрузочный клапан, а затем — основной клапан. Для исключения возможности попадания сварочного грата и посторонних предметов в стопорный и регулирую¬ щие клапаны и проточную часть тур¬ бины в корпусе клапана установлена металлическая сетка. Сервомоторы стопорных клапа¬ нов выполняют односторон¬ ними: масло подается только с од¬ ной стороны поршня. При срабаты¬ вании защиты давление масла под поршнем сервомотора резко умень¬ шается и пружина сажает клапан на седло. Как уже указывалось, стопорные и регулирующие клапаны в совре¬ менных турбинах часто конструктив¬ но выполняют в едином блоке, кото¬ рый устанавливают рядом с турби¬ ной. На рис. 4.31 показан блок кла¬ панов, используемых для турбин ЛМЗ мощностью 800—1200 МВт. Пар из котла подводится к патруб¬ ку 7, проходит паровое сито 2, пре¬ пятствующее попаданию в блок кла¬ панов и в турбину посторонних пред¬ метов, и поступает к стопорному кла¬ пану 3. При подаче масла в полость над поршнем 6 сервомотора поршень опускается, сжимая пружины серво- 182 мотора, перемещает шток 5 стопор¬ ного клапана вниз. При этом сначала открывается разгрузочный, а затем основной стопорный клапан. Пар по¬ ступает в соединительные патрубки 4 и 7, а из них — в корпуса регулиру¬ ющих клапанов 8. При подаче глав¬ ным золотником масла под давлени¬ ем под поршень 11 сервомотора тра¬ версы 9 и 12, скрепленные колонка¬ ми 10, перемещаются вверх, увлекая за собой шток 13 клапана. В резуль¬ тате сначала открывается разгрузоч¬ ный клапан 16, а затем и основной регулирующий клапан 14. При этом пар из клапанной коробки проходит к патрубку 17 и из него — в гибкий паропровод и затем в турбину. Блок клапанов лапами 15 уста- Рис. 4.32. Комбинированный клапан турбины К-500-60/1500 XT3
навливается на сварную конструк¬ цию и свободно расширяется на ней по шариковым опорам. На рис. 4.32 показана конструк¬ ция комбинированного стопорно-ре- гулирующего клапана другого типа, широко применяемого ХТЗ. Этот кла¬ пан имеет один корпус /, внутри ко¬ торого установлено два клапана: сто¬ порный 4 и регулирующий 3. Перед пуском турбины сервомотор стопор¬ ного клапана (на рисунке не пока¬ зан) приводит в движение рычаг 14, поворачивающийся вокруг сфериче¬ ской стержневой опоры и захватыва¬ ющий через вторую сферическую опору 10 трубчатый шток 7. Тем са¬ мым стопорный клапан 4 открывает¬ ся, отрывается от седла 2 и переходит в крайнее верхнее положение. При таком положении стопорного клапа¬ на может приступить к выполнению своих функций регулирующий кла¬ пан 3. Чаша 5 регулирующего клапана перемещается штоком 8 после пред¬ варительного открытия разгрузочно¬ го клапана, расположенного внутри штока 7, рамкой 11 через палец, пе¬ ремещаемый траверсой 12. Привод траверсы осуществляется по ее краям кулачками через распределительный вал, вращаемый рейкой и сервомото¬ ром. Закрытие регулирующего кла¬ пана осуществляется пружиной 13. При открытых стопорном и регу¬ лирующем клапанах пар поступает в паровую коробку 9, проходит паро¬ вое сито 6, между регулирующим клапаном и седлом и направляется в турбину. Подвод ппоа t Рис. 4.33. Стопорно-регулирующий клапан ЦСД турбины К-300-240 ЛМЗ: 1 — корпус регулирующего клапана; 2 — регулирующий клапан; 3 — разгрузочный клапан; 4 — корпус стопорного клапана; 5, 12 — шток; 6 — стопорный клапан; 7 — седло клапанов; 8, 11— золотники сервомоторов; 9Т 10—сервомоторы стопорного и регулирующего клапанов 183
Стопорный и регулирующий кла¬ паны управляются отдельно и неза¬ висимо друг от друга своими серво¬ моторами. Основное преимущество комби¬ нированного клапана рассмотренной конструкции по сравнению с раздель¬ ными стопорным и регулирующим клапанами — практически вдвое меньшие потери давления на дроссе¬ лирование при полном открытии. Кроме того, он имеет меньшую ме¬ таллоемкость и трудоемкость изго¬ товления. На рис. 4.33 представлен сто- порно-регулирующий клапан турби¬ ны К-300-240 ЛМЗ, устанавливаемый перед ЦСД и служащий главным об¬ разом для уменьшения динамиче¬ ского заброса частоты вращения при сбросе нагрузки и отключении гене¬ ратора от сети. Клапан имеет одно общее седло, на противоположных сторонах которого установлены сто¬ порный и регулирующий клапаны, перемещаемые своими сервомотора¬ ми. Пар по двум паропроводам из промежуточного пароперегревателя котла поступает через паровое сито в корпус стопорного клапана, про¬ ходит последовательно стопорный и регулирующий клапаны и из паро¬ вой коробки регулирующего клапана поступает прямо в корпус ЦСД, к ко¬ торому он присоединен фланцем (см. рис. 3.36). Рис. 4.34. Поворотная заслонка турбины К-220-44 XT3: 1 — корпус: 2 — седло; 3 — диск; 4 — вал 184 На рис. 4.34 показана стопорная поворотная заслонка, устанавливае¬ мая на паропроводе диаметром 1200 мм, идущем от СПП к ЦНД турбины К-220-44 ХТЗ. При резком сбросе нагрузки с отключением гене¬ ратора от сети сервомотор с помощью рейки поворачивает вал заслонки, закрывая паропровод. Диск заслон¬ ки выполнен обтекаемой формы и не создает существенного дросселиро¬ вания пара в открытом положении. Клапан, устанавливаемый на па¬ ропроводе отбора, выполняют одно¬ временно и обратным, и защит- н ы м. На рис. 4.35 показано положе¬ ние клапана в закрытом состоянии, когда в полость над поршнем подан конденсат из напорной линии конден¬ сатных насосов. При этом шток кла¬ пана опускается вниз и тарелка кла¬ пана садится на седло. При снятии давления конденсата пружина пере¬ местит клапан вверх, однако при этом тарелка останется на месте до тех пор, пока кинетическая энергия поступающего пара не повернет та¬ релку и не откроет клапан до поло¬ жения, указанного на рисунке пунк¬ тиром. В случае обратного потока пара или воды последний увлечет тарелку клапана и посадит ее на седло, от¬ секая проход для пара; при этом по¬ ложение поршня 2 не будет иметь никакого значения. При закрытии стопорных клапанов турбины или отключении генератора от сети по¬ дается сигнал на соленоидный кла¬ пан, подающий силовой конденсат в полость над поршнем и принуди¬ тельно закрывающий обратный кла¬ пан, не допуская пар из отборного паропровода в турбину. Защита турбины от разгона Разгон турбины сверх допустимой частоты вращения очень опасен. Не¬ допустимое увеличение частоты вра¬ щения турбогенератора может про¬ изойти по двум основным причинам: либо при нарушении связей (муфт) между отдельными валами турбоге-
нератора, когда с какого-либо из ва¬ лов снимается на¬ грузка, либо при от¬ ключении электри¬ ческого генератора от сети. Первая причина должна быть безус¬ ловно исключена при всех обстоятельствах путем правильного выбора размеров и сборки муфт. Вторая причина в практике эксплуата¬ ции действует доста¬ точно часто, поэтому турбоагрегат и его системы регулирова¬ ния и защиты долж¬ ны быть выполнены с учетом такой воз¬ можности. Система защиты турбины от разгона, так же как и любая система регулирова¬ ния, состоит из дат¬ чика, промежуточ¬ ных звеньев и испол- НИТельных Органов. Рис. 4.35. Обратный клапан паропроводов отбора: Датчиком систе- / — втулка; 2 — поршень; 3 — шток; 4 — тарелка мы является автомат без¬ опасности. На рис. 4.36 показана конструк¬ ция автомата безопасности ЛМЗ, ко¬ торый с помощью фланца крепится к валу турбины и располагается в корпусе переднего подшипника тур¬ бины. Основными деталями автома¬ та являются два одинаковых бойка (дублирование увеличивает надеж¬ ность защиты), расположенных в ра¬ диальных сверлениях. Центры тяже¬ сти бойков смещены относительно оси вращения так, что центробеж¬ ные силы стремятся выдвинуть бойки из сверлений, чему препятствуют сжатые пружины. С помощью гайки 1 пружины автомата затягивают с таким расче¬ том, чтобы центробежная сила бойка преодолела усилие пружины при час- Рис. 4.36. Автомат безопасности турбин ЛМЗ: /-—регулирующая гайка; 2 — бойки; 3 — перед¬ ний конец ротора турбины; 4 — пружина; 5 — центр тяжести бойка 185
тоте вращения на 10—12 % больше номинальной. При конструировании автомата безопасности размеры бой¬ ка и смещение его центра масс, а так¬ же жесткость пружины подбирают так, чтобы при радиальном смещении бойка его центробежная сила росла быстрее, чем сопротивление пружи¬ ны, вызываемое ее дополнительным сжатием. Это приводит на частоте срабатывания к практически мгно¬ венному смещению бойка, выступаю¬ щий конец которого используется для включения системы защиты. В другой, тоже очень распростра¬ ненной конструкции предохранитель¬ ный выключатель имеет вместо паль¬ ца эксцентричное кольцо, удержива¬ емое в определенном положении пру¬ жиной; при увеличении частоты вра¬ щения кольцо смещается по радиусу и отбрасывает выключающий рычаг. На рис. 4.37 показан сдвоенный предохранительный выключатель кольцевого типа ХТЗ. Каждый вы¬ ключатель состоит из кольца 7, имеющего смещенный с оси вра¬ щения центр масс, и пружины 2. Пока частота вращения турбины меньше 55 1/с, кольцо удерживается силой пружины 2 в таком положении, что его внешняя окружность оказывается концентричной с окружностью вала. При частоте вращения, равной 55 1/с, центробежная сила кольца преодолевает силу пружины и кольцо смещается на 8 мм в направлении утяжеленной стороны. На рис. 4.38 показана принципи¬ альная схема защиты от разгона тур¬ бины с промежуточным перегревом пара с некоторыми элементами, ис¬ пользуемыми в системах регулиро¬ вания турбин ЛМЗ. Датчиком системы защиты явля¬ ется сдвоенный бойковый автомат безопасности 15 (на рисунке пока¬ зан только один боек). При вылете хотя бы одного из бойков рычаги 77 поворачиваются под действием вы¬ двинутого бойка, ударяя противо¬ положными концами по так называе¬ мым предвключенным золотникам 75, расположенным внутри основных зо¬ лотников 17 блока золотников авто¬ мата безопасности. При нормальной частоте враще¬ ния золотники 17 находятся в край¬ нем верхнем положении в силу того, что при прижатии золотника к ост¬ рым кромкам, расположенным на корпусе, усилие, действующее на золотник в полости А, больше, чем усилие в полости В; при этом через средние окна буксы блока зо¬ лотников обеспечивается подвод масла от насоса 7 по напорному трубопроводу 2 к золотникам 5 и 7 сервомоторов стопорных клапанов 6 и 8 соответственно ЦВД и ЦСД. регулятора Рис. 4.37. Автомат безопасности кольцевого типа турбин ХТЗ 186
Рис. 4.38. Принципиальная схема защиты турбины от разгона Нижние кромки золотников 17 при нормальной частоте вращения отсе¬ кают импульсную линию золотни¬ ков 10 и 18, не мешая работе систем регулирования и управления. При смещении предвключенных золотников 16 вниз открывается слив из камеры А, давление в ней падает, что приводит к немедленному перехо¬ ду золотников 17 в крайнее ниж¬ нее положение. В свою очередь это приводит не только к прекращению подвода масла от насоса 1 к золот¬ никам стопорных клапанов ЦВД и ЦСД, но и к сообщению их со сли¬ вом. Золотники смещаются вниз, от¬ крывая этим слив масла из-под поршней стопорных клапанов ЦВД и ЦСД и обеспечивая их посадку под действием пружин. Одновременно с подачей импуль¬ са на смещение золотников 7 и 5 по¬ дается импульс на золотники 10 и 18, которые вызывают посадку регу¬ лирующих клапанов 9 и 19 ЦВД и ЦСД. Таким образом, срабатывание бойков автомата безопасности вызы¬ вает закрытие и стопорных, и регу¬ лирующих клапанов, что увеличива¬ ет надежность отсечки турбины от паропроводов. При уменьшении частоты вра¬ щения бойки автомата безопасности и рычаги 11 вернутся в прежнее положение. Однако восстановления давления под золотником и, следо¬ вательно, открытия каких-либо кла¬ панов не произойдет, так как золот¬ ники 17 автомата безопасности не могут без вмешательства машиниста турбины сместиться вверх. Смещение золотников автомата безопасности в крайнее верхнее положение может осуществить только машинист, пе¬ ремещая золотник управления 4 влево и тем самым подавая масло от насоса под золотник 17. После смещения золотника 17 в крайнее верхнее положение, в котором он уже будет удерживаться давлением масла в полости А, золотник управ- 187
ления 4 можно вернуть в прежнее по¬ ложение. Автомат безопасности, как ука¬ зывалось выше, настраивается на частоту вращения, на 10—12 % пре¬ вышающую номинальную. Однако, как это ни маловероятно, может ока¬ заться, что автомат безопасности не сработает или его срабатывание за¬ держится. Поэтому в системе имеется еще один контур защиты. При повы¬ шении частоты вращения до 114— 115% номинальной грузы регулято¬ ра частоты вращения расходятся настолько, что позволяют золотни¬ ку 3 сдвинуться вправо до такой степени, чтобы открылись окна буксы золотника, обеспечивая та¬ кое же уменьшение давления в ка¬ мере А золотников регулятора ав¬ томата безопасности, как и при сра¬ батывании его бойков. У персонала может возникнуть необходимость быстро остановить турбину, иногда даже по причине, не связанной с ее работой (например, возникновение пожара на соседнем энергоблоке). Для этого систему за¬ щиты снабжают кнопкой 12, нажатие которой обеспечивает точно такую же посадку золотников регулятора без¬ опасности, как и в случае разгона турбины. Прекратить подачу пара в турби¬ ну можно и с блочного щита управ¬ ления, подавая ток на электромаг¬ нитный выключатель 13, который перемещает золотник 14. Выше отмечалось, что турбина снабжается еще целым рядом защит: от падения давления смазки, от повы¬ шения и понижения температуры све¬ жего пара (см. гл. 9) и т. д. Электри¬ ческий импульс от этих защит вво¬ дится в электромагнитный выключа¬ тель 13, срабатывающий так же, как и при дистанционном отключении турбины кнопкой с блочного щита управления. В этот же выключатель вводятся сигналы на отключение турбины при нарушении нормальной работы дру¬ гого технологического оборудования блока: при внутренних повреждениях 188 в генераторе, повышении уровня кон¬ денсата в подогревателях высокого давления (см. рис. 5.44), нарушении охлаждения статора генератора, остановке котла и т. д. Защита от осевого сдвига ротора При чрезмерном осевом сдвиге ротора возникают задевания враща¬ ющихся деталей о неподвижные, при¬ водящие к разогреву и тепловым де¬ формациям соприкасающихся дета¬ лей. Это в свою очередь вызывает разбалансировку ротора, усиленную вибрацию турбины и прогрессирую¬ щее развитие задеваний вплоть до полного ее разрушения. В качестве импульса для работы системы защиты по осевому сдвигу служит значительное перемещение гребня упорного подшипника, напри¬ мер при расплавлении баббитовой заливки колодок. Обычно применяют датчики гидравлического или элект¬ рического типа. Гидравлический датчик использу¬ ет в своих турбинах КТЗ, и его принцип такой же, как и у регулятора частоты вращения ЛМЗ (см. рис. 4.21), с той лишь разницей, что роль перемещающейся отбойной пластины регулятора частоты игра¬ ет упорный диск. Импульс от паде¬ ния давления перед гидравлическим соплом в результате смещения греб¬ ня упорного диска используется для посадки стопорных, регулирующих и обратных клапанов. В мощных турбинах чаще всего применяют электромагнитный датчик (рис. 4.39), посылающий при опас¬ ном смещении ротора импульс на электромагнитный выключатель 13 (см. рис. 4.38); он перемещает золот¬ ник 14, который обеспечивает сраба¬ тывание золотников автомата без¬ опасности 17 и всей системы защиты. Защита от повышения давления в конденсаторе Эта защита является третьей по важности для турбины. Внезапное
Рис. 4.39. Реле осевого сдвига турбин ЛМЗ падение вакуума в конденсаторе турбины, как правило, происходит вследствие прекращения или резкого уменьшения подачи охлаждающей воды. Ухудшение вакуума приводит к повышению температуры в выход¬ ном патрубке, его короблению и на¬ рушению работы вкладышей подшип¬ ников, что вызывает повышенную вибрацию турбины, к повышению напряжений в лопатках и их полом¬ кам. Защита при повышении давления в конденсаторе выполняется двухсту¬ пенчатой. Специальное вакуум-реле при повышении давления в конденса¬ торе примерно до 70 кПа подает импульс на электромагнитный вы¬ ключатель 13 (см. рис. 4.38), вызы¬ вающий срабатывание системы за¬ щиты. Второй ступенью защиты по вакууму являются предохранитель¬ ные тонкие паронитовые мембраны, устанавливаемые обычно на выход¬ ных патрубках. При нормальной ра¬ боте турбины прочность и плотность мембран достаточны, чтобы преду¬ предить подсосы воздуха в конден¬ сатор, а при повышении давления в выходном патрубке выше ат¬ мосферного происходит разрыв мембраны с выпуском пара в машин¬ ный зал. Такие случаи происходят, впрочем, крайне редко. Контрольные вопросы и задачи 1. Какие основные требования предъяв¬ ляются к системам смазки паровых турбин? 2. Почему при расположении главного масляного насоса на валу турбины масляный бак располагают также на одном уровне с турбиной? Каковы недостатки расположения масляного бака выше и ниже уровня турбины? 3. Что такое инжектор и для чего он применяется в системе смазки турбины? 4. Какие агрегаты обеспечивают надеж¬ ную работу системы маслоснабжения? 5. Нужны ли аварийные масляные бачки в системах смазки с главным масляным насо¬ сом, расположенным на валу турбины? 6. Чем определяются размеры масляного бака? 7. Почему масло из подшипников сли¬ вается в верхние слои масляного бака, а из системы регулирования — под уровень масла? 8. С какой целью масляный бак снаб¬ жается эксгаустерами? 9. Почему в масляный бак сливают нагре¬ тое масло, а не охлаждают его предвари¬ тельно в маслоохладителях? 10. Какие функции в системе смазки вы¬ полняет реле давления? 11. Для чего турбина снабжается систе¬ мой автоматического регулирования? 12. Нарисуйте простейшую схему автома¬ тического управления. 13. Что изображает статическая характе¬ ристика системы регулирования? 14. Определите степень неравномерности системы регулирования при пп = 50 1/с, если частота вращения на холостом ходу 51 1/с, а при максимальной нагрузке 49 1/с. 15. Может ли статическая характери¬ стика иметь горизонтальные участки? Почему в областях малых и максимальных нагрузок ее делают более крутой? 16. Определите возможный диапазон самопроизвольных колебаний нагрузки для турбины мощностью 120 МВт со степенью неравномерности 4,5 % и степенью нечувстви¬ тельности 0,2 %. 17. Какие функции выполняет механизм управления турбиной? Как он влияет на ста¬ тическую характеристику регулирования? 18. В чем преимущества гидравлических связей перед рычажными? 19. В чем основное отличие гидродинами¬ ческих систем регулирования турбины от дру¬ гих систем? 20. Как должна работать система регули¬ рования при отключении генератора от сети? 21. Для чего систему регулирования снаб¬ жают дифференциатором и каков принцип его работы? '22. В чем отличия в работе гидравли¬ ческой и электрогидравлической систем регу¬ лирования? 189
23. В чем преимущества быстроходного бесшарнирного регулятора частоты враще¬ ния перед тихоходным? 24. Какие требования предъявляются к регулирующим клапанам? 25. Зачем в турбине предусматриваются автоматические системы защиты? 26. Назовите исполнительные органы системы защиты турбины от разгона. Почему на линиях промежуточного перегрева пара ус¬ танавливают стопорные, а на линиях отбо¬ ров — обратные клапаны? 27. Вернутся ли к исходному состоя¬ нию бойки автомата безопасности после его срабатывания и прекращения подачи пара в турбину? Каково при этом будет положение стопорных и регулирующих клапанов? 28. Чем опасен осевой сдвиг ротора отно¬ сительно статора? 29. Чем опасно возрастание давления в выходном патрубке? 30. Для каких ЦНД более опасно воз¬ растание давления в выходном патрубке: с выносными или встроенными подшипниками? Глава пятая ПРИНЦИПЫ РАБОТЫ И КОНСТРУКЦИИ ОСНОВНЫХ ЭЛЕМЕНТОВ ТУРВОУСТАНОВКИ 5.1 КОНДЕНСАЦИОННЫЕ УСТАНОВИ Назначение и принцип действия конденсатора и конденсационной установки Из рассмотрения теплового цикла (см. §1.6) следует, что КПД тур¬ бинной установки тем выше, чем ниже температура (и, следовательно, давление) пара за последней сту¬ пенью турбины. В табл. 5.1 приве¬ дены опытные данные, полученные Союзтехэнерго, по изменению мощ¬ ности турбин различного типа при по¬ стоянном расходе свежего пара в за¬ висимости от изменения давления в конденсаторе. При изменении дав¬ ления на 1 кПа экономичность тур¬ бинной установки ТЭС изменяется примерно на I %, а для паро¬ турбинной установки АЭС она зави¬ сит от типа турбины: для тихоход¬ ных турбин она по-прежнему сохра¬ няется на уровне 1 %, а для быстро¬ ходных турбин составляет 1,5—2 %. Повышение экономичности при углублении вакуума получается прежде всего за счет увеличения теплоперепада турбины. Поэтому для турбин с малым теплоперепадом, в частности для турбин насыщенного пара, относительное изменение пере¬ пада увеличивается, что дает боль¬ шой выигрыш по экономичности. 190 Есть и еще одно требование, ко¬ торое должно быть выполнено при создании теплового двигателя, рабо¬ тающего на водяном паре в замкну¬ той установке: отработавший пар должен быть обязательно сконденси¬ рован. Затраты мощности для повы- Таблица 5.1. Изменение мощности турби¬ ны и удельного расхода теплоты турбоуста¬ новки при изменении давления в конденсаторе на 1 кПа по данным Союзтехэнерго Турбина Изменение мощности, кВт 1 Изменение удельного расхода теплоты. % 1 К-160 130 хтз 1170 0,73 к-200-130 ЛМЗ 1900 0.95 К-300-240 ХТЗ 3340 1,11 К-300-240 ЛМЗ 2760 0,92 К-500-240 ХТЗ 3880 0,78 К-500-240 ЛМЗ 3680 0,74 К-800-240 ЛМЗ 4940 0,62 Т-50-130 ТМЗ 400 0,80* ПТ-60-130 ЛМЗ 450 0,90* ПТ-80/100-130/13 ЛМЗ 450 0,56* Т-100-130 ТМЗ 725 0,73* Т-250/300-240 ТМЗ 1830 0,70* К-220-44 ХТЗ 3980 1,81 К-500-65/3000 ХТЗ 7960 1,59 К-750-65/3000 ХТЗ 8900 1,19 К-500-60/1500 ХТЗ 4250 0,85 К-1000-60/1500-1 ХТЗ 10 350 1,04 К-1000-60/1500-2 ХТЗ 10 350 1,04 Примечания: I. Возрастанию давления в конденсаторе соответствует уменьшение мощ¬ ности и экономичности. 2. Звездочкой помечены данные для конден¬ сационного режима.
I Кондомсат Рис. 5.1. Принцип работы конденсатора и регенеративных теплообменников Кондонсат S) Холодная вода Насос Воздух с примесью пара Нагретая вода ларспри- неиювюдуа шения давления в питательном на¬ сосе оказываются малыми по сравне¬ нию с мощностью турбины (см. §1.6), работоспособность 1 кг пара — зна¬ чительной, вследствие чего и можно получить столь компактный и мощ¬ ный двигатель, как паровая турбина. Таким. , образом, для создания высокоэкономичного двигателя на ■ водяном паре необходимо обеспечи¬ вать конденсацию отработавшего водяного пара при низком давлении. Для этой цели служит к о н д е н- с а т о р, работа которого обеспечи вается целым рядом дополнительных устройств. Совокупность конденса¬ тора и обслуживающих его устройств называют конденсационной установкой. Принцип работы конденсацион¬ ной установки можно уяснить из рис. 5.1. Представим себе, что в сосуд, по¬ казанный на рис. 5.1, а, некоторое время подается насыщенный чистый пар (без всяких примесей воздуха и других неконденсирующихся газов) при открытом в атмосферу вентиле /, после чего вентили 1 и 2 закры¬ ваются и сосуд оказывается под не¬ которым давлением пара. Если те¬ перь этот сосуд начать охлаждать, поместив его в среду с достаточно низкой температурой, то пар будет конденсироваться, отдавая теплоту через стенку сосуда окружающей среде. По мере охлаждения пар будет все более увлажняться, при дальней¬ шем охлаждении он превратится поч¬ ти полностью в воду (конденсат) и соберется на дне сосуда. Пар превращается в воду по- тому, что от него отбирается теп¬ лота конденсации, рав¬ ная теплоте парообразования г ^/(см. § 1.5). Поэтому для конденсации /пара, поступающего из турбины в конденсатор, обязательно необхо¬ дима охлаждающая среда, в качестве которой используют холодную воду рек, озер, искусственных водоемов или других источников. В результате конденсации пара на дне сосуда образуется конденсат, а над зеркалом конденсата — насы¬ щенный водяной пар. Если от пара в сосуде отнять количество теплоты mr, где т — масса пара в сосуде, то после конденсации температура конденсата будет совпадать с тем¬ пературой пара над ним и будет равна температуре пара, поданного в сосуд в начальный момент времени. Удельный объем насыщенного пара л значительно больше удельного объ- Лема воды (см. табл. 1.1), и поэтому в ^сосуде образуется вакуум. Чем силь¬ нее будет охлажден пар в сосуде, 191
Рис. 5.2. Измерение разрежения в конден¬ саторе: / — ртутный вакуумметр; 2 — конденсатор; 3 — барометр Н атмосферного давления в процентах: V-~ =■■= (И/В) . 100. Например, в рассмотренном выше примере Ѵ = (640/740) - 100 = 86,5 %. Ясно, что вакуум сам по себе без ука¬ зания атмосферного давления ничего не гово¬ рит о давлении в конденсаторе. На рис. 5.1, б показана схема ус- тановки для конденсации постоянно поступающего пара. Если в сосуде установить змеевик, по которому про- тем больше образуется конденсата на дне его и тем более глубокий вакуум будет получен. Пример 5.1. Определить отношение удельных объемов насыщенного пара и воды при температуре конденсации /н = 24,1 °C. По табл. 1.1 находим объемы насыщен¬ ного пара и воды при 24,1 °C: v' = 0,001 м3/кг, с" = 45,67 м3/кг. Таким образом, объем обра¬ зующейся воды в 45 670 раз меньше, чем объем насыщенного пара. Именно поэтому давление, при котором происходит конденса¬ ция, составляет всего 3 кПа. Давление ниже атмосферного, т. е. р а з- . р е ж е н и е, определяется по показаниям двух приборов (рис. 5.2): вакуумметра, ука-.-- зывающего превышение Н атмосферного дав¬ пускать холодную воду, то пар, по¬ ступающий в сосуд, будет встречать на своем пути холодную поверх¬ ность змеевика и конденсироваться на ней. Если поверхность змеевика достаточно велика и охлаждающая вода поступает в достаточном коли¬ честве, то будет происходить полная конденсация поступающего пара. Если для удаления образующегося конденсата установить какое-либо устройство, например насос, то будет происходить непрерывная конден¬ сация поступающего пара, а внут¬ ри сосуда будет поддерживаться низ- ления над абсолютным давлением в конденса- ■ кое давление, соответствующее тем- торе рк, и барометра, измеряющего атмосфер¬ ное давление В. Тогда давление в конденса¬ торе рк — В — И. С Если, например, показания барометра и 4 вакуумметра соответственно равны В =740 мм рт. ст., а /7 = 640 мм рт. ст., то давление в конденсаторе рк = В —/7=100 мм рт. ст. — = 13 340 Па = 13,34 кПа. На электростанциях давление в конденса¬ торе (вакуум) представляют в виде доли пературе конденсата. Работа устройства, показанного k на рис. 5.1, б, возможна только при ' условии, что в сосуд будет поступать чистый пар. Если поступающий пар будет содержать хотя бь: даже очень небольшие количества неконденси¬ рующихся газов, например воздуха, Рис. 5.3. Схема поверхностного конденсатора 192
то пар будет конденсироваться, а неконденсирующиеся газы будут постепенно накапливаться в сосуде, в результате через определенное время работа рассматриваемого конденса¬ ционного устройства станет невоз¬ можной. Пар, поступающий в конденсатор из выходного патрубка турбины, к сожалению, всегда содержит воздух, попадающий в турбину через неплот¬ ности фланцевых соединений, через концевые уплотнения ЦНД и т. д. Поэтому как устройство, показанное на рис. 5.1,6, так и реальный кон¬ денсатор могут работать только тогда, когда они будут снабжены специальным насосом, постоянно от¬ сасывающим то количество воздуха, которое поступает вместе с конден¬ сирующимся паром. Схема конденсационной установ¬ ки с постоянным отсосом неконден¬ сирующихся газов показана на рис. 5.1, в. Смесь пара и воздуха, поступающая в конденсатор, будет двигаться по направлению к отверс¬ тию отсоса так, как показано на ри¬ сунке стрелкой. В процессе движения из паровоздушной смеси будет выпа¬ дать конденсат и поэтому концентра¬ ция воздуха в ней будет увеличи¬ ваться. В -результате воздушный насос (эжектор) будет отсасывать смесь с высоким содержанием воз¬ духа. Конденсатор в современных тур¬ бинах выполняет и другие функции. Например, при пусках или резких из¬ менениях нагрузки, когда котел или паропроизводящая установка АЭС вырабатывает большее количество пара, чем требуется турбине, или когда параметры пара не соответст¬ вуют необходимым, пар направляют (после предварительного охлажде¬ ния) в конденсатор, не допуская потери дорогостоящего рабочего тела путем его выброса в атмосферу. Для возможности принятия такого «сбросного» пара конденсатор обо¬ рудуется специальным приемно¬ сбросным устройством. Кроме того, в конденсатор обычно 7 А. Д. Трухний направляют конденсат из коллекто¬ ров дренажей паропроводов, уплот¬ нений, некоторых подогревателей и вводят добавку химически очищен¬ ной воды для восполнения потерь конденсата в цикле. Устройство поверхностного конденсатора Схема простейшего поверхност¬ ного конденсатора приведена на рис. 5.3. К фланцам корпуса 1 конденса¬ тора присоединены трубные доски 2 и 14, в отверстиях которых разваль¬ цованы трубки 15, образующие ох¬ лаждающую поверхность конденса¬ тора. К внешним поверхностям трубных досок крепятся передняя 3 и задняя 13 водяные камеры. Перед¬ няя водяная камера разделена пере¬ городкой 6 на два отсека. Охлаж¬ дающая вода по трубопроводу 4 по¬ ступает в нижний отсек, проходит по охлаждающим трубкам нижней по¬ ловины конденсатора, поворачивает в камере 13 на 180°, проходит че¬ рез охлаждающие трубки верхней половины конденсатора и из верхнего отсека передней водяной камеры че¬ рез трубопровод 5 удаляется из кон¬ денсатора. В такой конструкции вода совершает два хода, поэтому опи¬ сываемый конденсатор называется двухходовым. По такой схеме выполнено большинство современ¬ ных конденсаторов. Однако имеются конденсаторы с большим числом хо¬ дов — до четырех. Самые крупные конденсаторы выполняются однохо¬ довыми. Паровое пространство конденса¬ тора, в котором расположены ох¬ лаждающие трубки, посредством пе¬ реходного патрубка (горловины) 7 соединяется тем или иным способом с выходным патрубком турбины. Пар, поступающий в конденсатор, как указано стрелкой 9, поступает на трубную систему и движется в на¬ правлении к патрубку отсоса 18 паро¬ воздушной смеси, проходя сначала вниз и конденсируясь на трубках, 193
Рис. 5.4. Схема конденсационной установки обходя продольный щит 17 и посту¬ пая на трубный пучок воздухо¬ охладителя 19. Сконденсировав¬ шийся пар собирается в конденсато¬ сборнике 16, откуда откачивается конденсатным насосом. В выходном патрубке турбины размещают приемно-сбросное уст¬ ройство для увлажнения и дроссели¬ рования пара 12, поступающего из БРОУ, а также выводные трубы И пара 10 из камер отбора ЦНД на регенеративные подогреватели низ¬ кого давления (см. стрелку S). На рис. 5.4 приведена схема кон¬ денсационной установки. Подача ох¬ лаждающей воды в трубную систему конденсатора 4 производится цирку¬ ляционным насосом 6, который заби¬ рает воду из водоема 7. В него же сбрасывается нагретая циркуляцион¬ ная вода. Образующийся конденсат откачивается конденсатным насосом 5 из конденсатора и подается в си¬ стему регенерации. Отсос паровоз¬ душной смеси из парового прост¬ ранства конденсатора производит эжектор 3, принцип действия кото¬ рого не отличается от рассмотрен¬ ного выше принципа действия ин¬ жектора (см. рис. 4.2). Вода, заби¬ раемая насосом 2 из бака 1, подается к соплу 1 эжектора 3, в котором раз¬ гоняется до большой скорости и по¬ ступает в камеру смещения эжек¬ 1 Для работы эжектора к его соплу может подаваться не ?ода, а пар. Такой эжектор называется пароструйным. тора, к которой присоединен трубо¬ провод паровоздушной смеси из па¬ рового пространства конденсатора. Струи воды увлекают за собой паро¬ воздушную смесь, отсасывая ее из конденсатора. Отработавшая вода сливается в бак 1. Рабочий процесс в конденсаторе. Несмотря на кажущуюся простоту принципа работы и устройства кон¬ денсатора процессы тепло- и массо- обмена, происходящие в нем, сложны и мало изучены. Ниже даются основ¬ ные упрощенные физические пред¬ ставления об этих процессах. В конденсаторе происходит кон¬ денсация не чистого пара, а пара, содержащего воздух и другие газы, которые попадают в конденсатор из атмосферы или растворены в паре. В частности, в конденсаторы одноконтурных атомных турбин, ра¬ ботающих радиоактивным паром, в результате радиолиза воды в реак¬ торе попадают водород и кислород. Давление в любой точке конденса¬ тора складывается из парциальных давлений 2 пара и воздуха и, таким образом, при наличии последнего оказывается большим при прочих равных условиях, что приводит к сни¬ жению экономичности установки. Давление паровоздушной смеси р и парциальное давление пара рп в ней связаны простым приближенным соотношением рп = р/ (1 +0,622 е), (5.1) где в — Gb/ G — относительное со¬ держание воздуха в конденсирую¬ щемся паре. 2 Если в некотором сосуде находится смесь газов, то молекулы каждого из них в среднем равномерно распределены между молекулами остальных газов. Совокупное дей¬ ствие всех молекул создает полное давле¬ ние р. Парциальным давлением рп неко¬ торого газа называется такое, которое суще¬ ствовало бы в сосуде, если бы в нем была за¬ ключена только доля рассматриваемого газа, находящаяся в смеси. Сумма парциальных давлений отдельных компонентов смеси равна полному давлению. 194
Из этой формулы видно, что с ростом содержания воздуха пар¬ циальное давление пара умень¬ шается, но* даже при е = 0,01 сниже¬ ние парциального давления оказы¬ вается малым;-- ПТЭ строго предписывают до¬ пустимые количества присосов воз¬ духа в турбоустановку, и они значи¬ тельно меньше I %. В зависимости от мощности турбины эти присосы в диапазоне паровых нагрузок кон¬ денсатора 40—100 % не должны пре- вышать следующих значений, кг/ч: Мощность. МВт 50 100 150 На ТЭС . . . 10 15 18 На АЭС . . . 15 20 25 Большие значения допускаемых присосов для турбин АЭС по срав- нению с турбинами ТЭС связаны с более развитой вакуумной системой из-за большего числа ЦНД и кон¬ денсаторов, более протяженных участков стыков трубопроводов, на¬ ходящихся под вакуумом. Значения допускаемых присосов ничтожно малы. Действительно, на¬ пример, в конденсатор турбины мощ¬ ностью 300 МВт на номинальном ре¬ жиме поступает около 560 т/ч пара. Следовательно, присосы составляют (30/560 000) - 100 = 0,0054 %. Следует, однако, иметь в виду, что по мере движения паровоздушной смеси от горловины конденсатора к всасывающей полости эжектора кон¬ центрация воздуха увеличивается вследствие конденсации пара и на входе в эжектор доля воздуха в смеси может составлять 50—60 %. Абсолютное количество воздуха, которое необходимо отсосать эжек¬ тору, определяет и его работу, и ра¬ боту всего конденсатора. Подчерк¬ нем, что работа эжектора и конден¬ сатора тесно связана: изменение ус¬ ловий работы конденсатора (напри¬ мер, изменение количества поступаю¬ щего пара) немедленно сказывается на работе эжектора, а изменение ус¬ ловий работы эжектора (например, давления рабочего пара) сразу же сказывается на давлении в горловине конденсатора. Эжектор, как и всякий насос, име¬ ет характеристику (рис. 5.5) : семейство ломаных линий, каждая из которых дает связь между давлением р2 в патрубке отсоса паровоздушной смеси и количеством отсасываемого воздуха GB при определенной темпе¬ ратуре отсасываемой смеси 4СМ- Пер¬ вые (пологие) участки ломаных на¬ зывают рабочими, а вторые (кру¬ тые) — перегрузочными. Из 200 250 300 500 800 1000 и более 20 25 30 40 60 80 30 35 40 60 100 рис. 5.5 видно, что чем выше при¬ сосы воздуха и, следовательно, на¬ грузка эжектора, тем выше должно быть давление всасывания р%. По¬ скольку паровоздушная смесь дви¬ жется от горловины конденсатора к месту отсоса, давление в горло¬ вине р2 всегда больше, чем р%. По¬ этому повышение давления в месте отсоса паровоздушной смеси по лю¬ бой причине, в частности из-за уве¬ личения присосов воздуха, неизбеж¬ но приводит к увеличению давления р2 в горловине конденсатора и, как видно из табл. 5.1, к снижению эко¬ номичности. При присосах, не превышающих указанных выше значений, даже при отклонении условий работы конден¬ сатора от расчетных (например, при Рис. 5.5. Характеристика эжектора 195
повышении температуры охлаждаю¬ щей воды) эжектор работает на по- логом участке характеристики, не вы- сборнике оказывается ниже темпера- зывая значительного повышения дав-fi туры насыщения. Поэтому деаэрация ления в горловине. При увеличениігжонденсата идет вяло и кислород, присосов до такой степени, что рабоѴч захваченный падающими каплями и чая точка переходит на перегрузоч-^ струями, остается в конденсате. Та- ную ветвь, давление всасывания р-2 из-за необходимости протолкнуть этот повышенный расход GB сильно увеличивается, а следовательно, уве¬ личивается и давление р2. При этом, конечно, изменяются условия работы конденсатора и температура tCM во всасывающем патрубке эжектора. Увеличение присосов воздуха в конденсатор не только увеличивает давление в нем, но и способствует возникновению другого отрицатель¬ ного явления — переохлаж д е- ния конденсата, под которым понимают разность температуры кон¬ денсата Л в конденсатосборнике и температуры насыщения /н, соответ¬ ствующей давлению р2 в горловине конденсатора. При конденсации пара из смеси газов температура образую¬ щегося конденсата определяется не давлением смеси р, а парциальным давлением конденсирующегося пара. Чем выше содержание воздуха в сме¬ си, тем меньше в соответствии с фор¬ мулой (5.1) парциальное давление рп и температура /к образующегося конденсата. Поэтому в зоне массовой конденсации пара, где е мало, пере¬ охлаждение ничтожно, а в зоне от¬ соса паровоздушной смеси оно может достигать нескольких градусов. Пример 5.2. Оценим переохлаждение кон¬ денсата, образующегося из паровоздушной смеси в зоне ее отсоса, если давление р = = 4 кПа, а относительное содержание воз¬ духа е=0,6. Пользуясь таблицами водяного пара, на¬ ходим, что давлению 4 кПа соответствует температура конденсации /н = 29 °C. Парциальное давление пара в смеси Рп= 1 +0,622-0,6 =2,91 кПа' По таблицам водяного пара найдем тем¬ пературу образующегося конденсата /к, соот¬ ветствующую давлению 2,91 кПа и равную 23,5 °C. Следовательно, переохлаждение со¬ ставляет Д/к = 29 —23,5 = 5,5 °C. Вследствие переохлаждения тем¬ пература конденсата в конденсато- ким образом, основным отрицатель¬ ным последствием переохлаждения является насыщение образующегося конденсата кислородом, который вы¬ зывает коррозию тракта конденсата от конденсатора до деаэратора. Про¬ дукты коррозии выносятся в котел и турбину, снижая их надежность и экономичность. Поглощение конден¬ сатом кислорода прямо пропор¬ ционально парциальному давлению кислорода. Поэтому с увеличением парциального давления воздуха (и, следовательно, кислорода) и пере¬ охлаждения растворимость кисло¬ рода в конденсате увеличивается. Кроме того, дополнительное сни¬ жение температуры конденсата без соответствующего снижения дав¬ ления в горловине означает умень¬ шение энтальпии рабочего тела, по¬ ступающего в регенеративную си¬ стему и в конечном счете в котел; это приводит к дополнительным затра¬ там топлива для получения номи¬ нальных параметров свежего пара. Перейдем к детальному рассмо¬ трению конструкции конденсатора. Конструкция трубного пучка. Главным конструктивным элементом конденсатора является трубный п у ч о к — совокупность трубок, на которых осуществляется конденса¬ ция пара. Трубный пучок компонуют с учетом того, что в области, близ¬ кой к входу в пучок, происходит массовая конденсация пара при очень малом относительном содержа¬ нии воздуха, а в зоне отсоса паро¬ воздушной смеси эжектором конден¬ сация идет значительно слабее и вы¬ падающий конденсат сильно пере¬ охлажден. Для того чтобы исключить попадание струй конденсата, образо¬ вавшегося в зоне массовой конден¬ сации, в зону повышенного парциаль¬ ного давления воздуха, трубный пу¬ 196
чок разбивают на две части: о с- новной пучок и пучокугак на¬ зываемого воздухоохлади¬ теля. Главной задачей основного пучка является обеспечение массовой кон¬ денсации пара при малом гидрав¬ лическом сопротивлении. Как указы¬ валось выше, давление паровоздуш¬ ной смеси при ее движении в направ¬ лении эжектора изменяется и дости¬ гает наименьшего значения на входе в эжектор. Поэтому чем ниже гидрав¬ лическое сопротивление пучка, тем Рис. 5.6. Компоновка трубного пучка конденсатора К-200-13486: 1 — основной пучок; 2 — сливные трубки; 3 — первый ряд трубок; 4 — трубки основного пучка; 5 — отсос паровоздушной смеси; 6 — пучок воздухоохладителя; 7 — паронаправляющие и кон¬ денсатоулавливающие перегородки; 8 — окна в промежуточных трубных досках; 9 — трубная доска 197
ниже будет давление в горловине конденсатора. Главным назначением воздухо¬ охладителя является понижение тем¬ пературы смеси, поступающей к эжектору, поскольку при этом увели¬ чивается доля воздуха (эжектор бу¬ дет в этом случае действительно от¬ сасывать воздух, а не пар, о конден¬ сации которого все равно необходимо заботиться в другом теплообмен¬ нике). Трубный пучок воздухоохла¬ дителя может содержать до 30 % всех трубок. Пример рациональной компо¬ новки трубного пучка показан на рис. 5.6. Пучок выполнен симметрич¬ ным. Основной пучок, окантованный утолщенными трубками (для луч¬ шего сопротивления набегающему паровому потоку), имеет так назы¬ ваемую ленточную компо¬ новку (трубки расположены лен¬ тами). Ленточная компоновка уве¬ личивает периметр входной части ос¬ новного пучка и снижает скорость натекания на трубки поступающего пара, чем снижается гидравлическое сопротивление пучка. Этому же спо¬ собствуют малая глубина пучка и ко¬ роткий путь пара через основной пу¬ чок к воздухоохладителю. а) Рис. 5.7. Конструкция сливной трубки (а) и деаэрационного конденсатосборника (б) Основной пучок скомпонован в корпусе конденсатора так, чтобы поступающий пар мог попасть в пучок воздухоохладителя только пос¬ ле прохождения основного пучка, ибо в противном случае паровоз¬ душная смесь за воздухоохладителем будет иметь повышенную темпера¬ туру, что увеличит отсасываемую долю пара и потребует повысить дав¬ ление на всасывании эжектора. Кро¬ ме того, для дополнительного сниже¬ ния температуры смеси в воздухоох¬ ладителе к его трубкам подведена охлаждающая вода самой низкой температуры (из первого хода). Определенное влияние на гидрав¬ лическое сопротивление трубного пучка оказывает способ размещения трубок на трубной доске конденса¬ тора. Наиболее часто используют ромбическую разбивку, когда трубки располагают в углах ромба. Важную роль для хорошей ра¬ боты конденсатора играют перего¬ родки, улавливающие конденсат на промежуточных уровнях и направ¬ ляющие его в конденсатосборник у трубных досок и перегородок. Этим достигается сразу несколько целей. Во-первых, трубки, расположенные ниже, не заливаются струями воды, что обеспечивает конденсацию пара на охлажденной пленке конденсата нормальной толщины. Во-вторых, ликвидация водяных завес и струй позволяет уменьшить гидравлическое сопротивление для прохода пара. Ко¬ нечно, для этого перегородки должны быть ориентированы определенным образом, чтобы не препятствовать 198
проходу пара. В тех случаях, когда перегородка препятствует проходу пара, а улавливание конденсата не¬ обходимо, применяют сливные трубки (рис. 5.7, а). Верхний край сливной трубки срезан, и она может наполняться конденсатом; в нижней части трубок в зоне трубных досок и перегородок выполнены отверстия для их опорожнения. Наконец, в-тре¬ тьих, установка перегородок и слив¬ ных трубок позволяет уменьшить переохлаждение конденсата. Относительно малое переохлаж¬ дение конденсата дают конденсаторы регенеративного типа, в ко¬ торых осуществляется подогрев кон¬ денсата за счет подвода части пара, поступающего в конденсатор, к зер¬ калу конденсата в конденсатосбор¬ нике. Еще больший эффект получается при использовании деаэрацион¬ ных конденсатосборников, пример конструкции одного из кото¬ рых показан на рис. 5.7, б. На¬ встречу конденсату, стекающему из корпуса конденсатора 1 в конден¬ сатосборник 2, подается пар из по¬ следнего отбора турбины. Проходя через отверстия в дырчатой перего¬ родке 3 и смешиваясь с конденса¬ том, пар нагревает его до темпера¬ туры насыщения, обеспечивая выде¬ ление всех растворенных газов. Современные конденсаторы с ра¬ циональной компоновкой трубных пучков обеспечивают глубокую де¬ аэрацию конденсата и требуют ис¬ пользования деаэрационных конден¬ сатосборников только при малых расходах пара. Нормальная работа конденсатора может быть обеспечена только при заботливой и правильной эксплуата¬ ции. Большие присосы атмосферного воздуха, загрязнение трубок конден¬ сатора, плохая работа охладителей циркуляционной воды и другие при¬ чины эксплуатационного характера препятствуют созданию глубокого вакуума в конденсаторе даже при самой рациональной его конст¬ рукции. Установка и детали конденсатора. Конструкция деталей конденсатора, его связь с турбиной и его установка диктуются необходимостью создания достаточной плотности, препятст¬ вующей проникновению воздуха и циркуляционной воды в паровое пространство конденсатора. Отрицательные последствия при¬ сосов воздуха в конденсатор рас¬ смотрены выше. Присосы неочищен¬ ной сырой необессоленной воды в конденсат приводят к необходимости его очистки, поскольку при ухудше¬ нии качества конденсата происходит выпадение солей в котле и тур¬ бине. В современных конденсаторах горловину крепят к выходному па¬ трубку турбины с помощью сварки, исключающей присосы атмосфер¬ ного воздуха. Таким образом, кон¬ денсатор и корпус ЦНД оказываются жестко связанными. Однако передать силу веса кон¬ денсатора через выходной патрубок на корпус ЦНД нельзя из-за ее большого значения. Достаточно ска¬ зать, что масса пустого конденса¬ тора турбины К-300-240 ЛМЗ со¬ ставляет 335 т, а при заполненных охлаждающей водой водяных каме¬ рах и трубках 535 т. Если бы корпус ЦНД должен был воспринимать та¬ кие усилия, его пришлось бы сделать намного массивнее и жестче, чем сей¬ час, иначе он просядет, и если ЦНД имеет встроенные подшипники (см. рис. 3.73), то вместе с корпусом опус¬ тятся и подшипники ЦНД, а подшип¬ ники ЦВД и ЦСД останутся на прежнем уровне. Это приведет к рас¬ стройству линии валопровода. Если подшипники ЦНД выносные, то ро¬ тор ЦНД останется на месте, а кор¬ пус ЦНД сместится вниз, что вызовет уменьшение зазоров в уплотнениях и проточной части с последующей возможностью задеваний. Установить конденсатор на фун¬ даменте жестко, без возможности вертикальных смещений (подобно ус¬ тановке корпуса ЦНД) также нель¬ зя, так как должно быть обеспечено 199
Рис. 5.8. Схема установки ЦНД и конденсатора: 1 — пол машин¬ ного зала; 2 — ЦНД; 3 — опор¬ ный пояс ЦНД; 4 — фундамент¬ ная рама; 5 — конденсатор; 6 — пружинные опо¬ ры; 7 — пол кон¬ денсационного по¬ мещения свободное тепловое вертикальное пе¬ ремещение турбины вместе с конден¬ сатором. Поэтому поступают следующим образом. Конденсатор устанавли¬ вают на пружинные опоры (рис. 5.8). Силу сжатия пружин регулируют так, что.бы они воспринимали вес пу¬ стого конденсатора и ЦНД турбины. Опорный пояс ЦНД оказывается при этом почти полностью разгружен. При заполнении конденсатора водой появляющиеся дополнительные на¬ грузки будут уже восприниматься в основном опорным поясом и только частично — пружинами. Ясно, что такая конструкция в силу податли¬ вости пружин допускает свободные тепловые вертикальные перемеще¬ ния. Конструкция пружинной опоры конденсаторов ХТЗ показана на рис. 5.9. Опора состоит из восьми пружин диаметром около 300 мм; конденсатор устанавливают на четы¬ рех таких опорах. Корпус конденсатора сваривают из листовой углеродистой стали. В современных конденсаторах труб¬ ные доски и боковые стенки водяных камер также приваривают к кор¬ пусу для создания высокой вакуум¬ ной плотности. Крышки водяных ка¬ мер, которые нецелесообразно кре- 200 Рис. 5.9. Пружинная опора конденсатора: 1 — подкладка; 2 — опорная планка; 3 — стакан; 4 — пружина; 5 — установочный болт; 6 — рама пить к стенкам водяных камер свар¬ кой из-за необходимости доступа к трубным доскам, уплотняются ре¬ зиновым прямоугольным шнуром (рис. 5.10, а) и большим коли¬ чеством стягивающих болтов. Анало¬ гичным образом уплотняются перего¬ родки водяных камер (рис. 5.10, б) при организации нескольких ходов воды. На крышки водяных камер дейст¬ вуют большие усилия от давления охлаждающей воды. Для того чтобы не делать крышки толстыми, в водя¬ ных камерах устанавливают анкер¬ ные связи (рис. 5.10, в). На труб¬ ных досках выполнены приливы, в ко¬ торые ввинчены анкерные шпильки (такая конструкция исключает по¬ падание сырой воды в паровое про¬ странство конденсатора через это со¬ единение) . Для уплотнения отверс¬ тия в крышке служит специальная подмотка. Особое внимание уделяется креп¬ лению трубок в трубных досках, которое должно исключать присцсы. циркуляционной воды. В современ¬ ных конденсаторах соединение тру¬ бок и доски выполняют исключи¬ тельно вальцовкой. Несмотря на раз¬ ность тепловых расширений трубок и смещения трубных досок такое соеди¬ нение, как показал опыт многолет¬ ней эксплуатации, является доста¬ точно плотным. Вальцовка трубок
4 5 6 Рис. 5.11. Закрепление конденсаторных тру¬ бок в одинарной (а) и двойной (б) трубных досках: 1 — трубка; 2 — трубная доска; 3 — уплотняющий слой; 4,6 — внешняя и внутренняя трубные доски; 5 — камера гидравлического уплотнения Рис. 5.10. Уплотнение разъемных соединений конденсатора: а — уплотнение крышек водяных камер; б — уплотнение разделительной перегородки в водя¬ ной камере; в — уплотнение анкерного болта водя¬ ной камеры; 1 — крышка водяной камеры,- 2 — стенка водяной камеры; 3 — уплотнительный рези¬ новый шнур; 4 — перегородка; 5 — уплотнитель¬ ная подмотка; 6 — анкерная шпилька, 7 — труб¬ ная доска (рис. 5.11) выполняется специаль¬ ным вальцовочным пистолетом на глубину доски, несколько меньшую толщины трубной доски для того, чтобы исключить подрезку трубки в месте выхода. На практике невозможно обеспе¬ чить абсолютную плотность несколь¬ ких десятков тысяч вальцовочных соединений:в процессе эксплуатации под воздействием неблагоприятных факторов всегда возможны наруше¬ ния плотности в отдельных соеди¬ нениях. Они приводят к просачива¬ нию сырой охлаждающей воды в па¬ ровую полость конденсатора и за¬ грязнению. конденсата. Особенно опасно загрязнение питательной воды для котлов прямоточного типа, у которых отсутствует непрерывная продувка, применяемая в барабан¬ ных котлах для выведения солей из цикла. Поэтому в конденсаторах ис¬ пользуют специальные конструктив¬ ные меры, уменьшающие присосы или по крайней мере обнаруживаю¬ щие зоны появления присосов в процессе эксплуатации. Эффективным способом умень¬ шения присосов является выполне¬ ние трубных досок двойными с подачей в полость между досками конденсата с давлением, превышаю¬ щим давление охлаждающей воды (рис. 5.11, б). В этом случае при не¬ достаточной плотности внутренней трубной доски в паровое пространст¬ во конденсатора будет попадать кон¬ денсат, а не сырая циркуляцион¬ ная вода. Вместе с тем использование такой' конструкции имеет и ряд недостат¬ ков. Трудность осуществления каче¬ ственной вальцовки трубок во внут¬ ренних трубных досках приводит к утечке конденсата. Во время эксплуа¬ тации трудно обнаружить и невоз¬ можно ликвидировать неплотности в этих трубных досках. Кроме того, следует учесть, что и без того огром¬ ное количество вальцовочных соеди¬ нений возрастает вдвое, а эксплуа¬ тация конденсационной установки усложняется, поскольку необходим уход за устройствами, обеспечиваю¬ щими питание конденсатом камеры между трубными досками. Очень часто дополнительная плотность соединений достигается путем нанесения на поверхность трубной доски специального битум¬ ного покрытия (рис. 5.11, а). Несмотря на все принимаемые для ликвидации присосов сырой воды меры присосы неизбежно появляются в процессе эксплуатации. Поэтому очень важно в этих условиях уметь быстро'обнаружить места присосов и принять меры по их устранению. Определенную помощь в этом оказы¬ вают так называемые «соленые» отсеки (рис. 5.12), организуемые 201
Рис. 5.12. Устройство «соленого» отсека: 1— водяная камера; 2 — трубная доска; 3— «соленый» отсек; 4 — перегородка; 5 — плотно привариваемая иижняя часть перегородки путем установки вблизи трубных до¬ сок дополнительных перегородок, вваренных ниже трубного пучка. Трубки через отверстия перегородок проходят свободно. «Соленый» кон¬ денсат не смешивается с основным «несоленым» потоком конденсата. Кроме того, постоянный химический контроль содержания солей в каж¬ дом из «соленых» отсеков позволяет не только обнаружить трубную доску с неплотным соединением, но и заметить самые малые неплотности (из-за большой концентрации этих солей в малом количестве конден¬ сата). Приемно-сбросные устройства. Конденсаторы всех блочных турбин ТЭС и турбин АЭС снабжают прием¬ но-сбросными устройствами, которые служат для снижения давления и температуры поступающего к ним пара перед его сбросом в конденса¬ тор. Необходимость в таких сбросах возникает при аварийных ситуациях, когда внезапно резко уменьшается или прекращается совсем потребле¬ ние пара турбиной, а котел или реак¬ тор необходимо продолжать охлаж¬ дать теплоносителем для исключения возможности их перегрева. Часто при пусках или розжиге котла выраба¬ тываемый им пар не может пода¬ ваться в турбину из-за малой тем¬ пературы или по другим причинам. Во всех этих случаях пар направ¬ ляется в обвод турбины в конден¬ сатор, так как его выпуск в атмо- 202 Рис. 5.13. Конструктивная схема и схема включения приемно-сбросного устройства: 1 — увлажнитель пара; 2 — корпус устройства; 3 — кольцевые кожухи; 4 — переходной патрубок конденсатора сферу либо недопустим (например, на одноконтурных АЭС), либо приве¬ дет к потере дорогостоящего рабо¬ чего тела. На рис. 5.13 показана схема приемно-сбросного устройства ХТЗ, устанавливаемого на горловине кон¬ денсатора. Сбрасываемый пар посту¬ пает к увлажнителю, представляю¬ щему собой сопло Вентури с радиаль¬ ными отверстиями, через которые впрыскивается охлаждающая вода. Уменьшение давления пара происхо¬ дит из-за его дросселирования в кольцевых щелях между металличе¬ скими цилиндрами, скрепленными продольными швеллерами. Расход охлаждающей воды подбирается так, чтобы на выходе из устройства полу¬ чить пар с перегревом 10—20 °C. Этим обеспечивается полное испаре¬ ние введенной воды и исключается возможность ее попадания в ЦНД, что могло бы привести к коробле¬ нию внутреннего корпуса (обоймы) и к эрозии выходных кромок рабочих лопаток последних ступеней (см. гл. 1 1). Поверхностные конденсаторы Рассмотрим наиболее типичные конструкции поверхностных конден¬ саторов, выпускаемых отечествен¬ ными турбинными заводами. На рис. 5.14 показана конструк¬ ция конденсатора КТЗ для паровой турбины небольшой мощности. Цилиндрический корпус 4 конден¬ сатора — сварной. К нему приварены
Рис. 5.14. Конденсатор турбины КТЗ небольшой мощности приемная горловина 2, трубные до¬ ски 5 и водяные камеры 3 к И. Кор¬ пус установлен на пружинных опо¬ рах и крепится к выходному патрубку турбины посредством фланца горло¬ вины. Пружины позволяют скомпен¬ сировать тепловые расширения вы¬ ходного патрубка и конденсатора в вертикальном направлении и берут на себя нагрузку от его веса. Трубный пучок конденсатора — симметричный. Его компоновка обес¬ печивает проход пара к зеркалу кон¬ денсата в конденсатосборнике 7 для уменьшения переохлаждения кон¬ денсата. Для уменьшения прогиба трубок и вибрации в паровом про¬ странстве установлена перегород¬ ка 17 с окнами, которые обеспечи¬ вают выравнивание давлений по обе ее стороны. В паровом пространстве установ¬ лены две пары глухих паронаправ¬ ляющих щитов 15, служащих одно¬ временно для промежуточного улав¬ ливания конденсата, стекающего с верхних трубок. Между нижним щи¬ том и корпусом конденсатора уста¬ новлен трубный пучок воздухо¬ охладителя. Два коллектора 14 слу¬ жат для направления паровоздушной смеси к патрубку отсоса 10. Конденсатор имеет четыре хода по воде, указанные стрелками 19 и организованные с помощью двух пе¬ регородок 16 в передней водяной камере 3 и одной перегородки в зад¬ ней водяной камере 11. Холодная 203
циркуляционная вода поступает че¬ рез патрубок 6 в переднюю водяную камеру и затем в трубки воздухо¬ охладителя, делает поворот в задней водяной камере и направляется сно¬ ва в переднюю водяную камеру; аналогичным образом охлаждающая вода движется по трубкам третьего и четвертого ходов и покидает конденсатор через патрубок 1. Перед¬ няя и задняя водяные камеры имеют вертикальные глухие перегородки, а крышки 9 водяных камер выполнены из двух половин. Это позволяет про¬ изводить осмотр и ремонт каждой из половин конденсатора без останов¬ ки турбины, ограничиваясь сниже¬ нием нагрузки. Люки 12 позволяют осматривать трубные доски. Анкер¬ ные связи 13 ужесточают водяную камеру. В горловине конденсатора смон¬ тированы трубопровод, соединенный с атмосферным предохранительным клапаном, а также распылитель 18, представляющий собой трубу с мел¬ кими отверстиями. При пуске тур¬ бины, когда на трубки конденсатора может поступать пар высокой темпе¬ ратуры, в распылитель подается во¬ да, охлаждающая выходной патру¬ бок и предохраняющая трубки кон¬ денсатора от перегрева. Для опреде¬ ления уровня воды в конденсаторе служит указатель 8. На рис. 5.15 показан конденса¬ тор К-7520 конструкции ХТЗ. Труб¬ ный пучок конденсатора состоит из двух одинаковых отсеков, имеющих ленточную компоновку. Поверхность охлаждения конденсатора 7520 м2; она образована 9652 латунными трубками диаметром 28/26 мм, из которых 800 установлены в трубном пучке воздухоохладителя. Организация потоков пара к воз¬ духоохладителю выполнена с по¬ мощью паровых щитов, которые на¬ ряду со сливными трубками служат для промежуточного сбора конден¬ сата и его отвода у трубных досок и промежуточных перегородок. Трубный пучок воздухоохлади¬ теля выполнен в виде трех коаксиаль¬ ных цилиндров с отсосом паро¬ воздушной смеси через заднюю водя¬ ную камеру, что способствует хоро¬ шему охлаждению смеси и высокому парциальному давлению воздуха в зоне отсоса. Вместе с тем трубный пучок воздухоохладителя обладает повышенным гидравлическим сопро¬ тивлением. Конденсатор обладает хорошей деаэрирующей способностью, по¬ скольку, стекая вниз, капельки кон- Рис. 5.15. Конденсатор К-7520 ХТЗ: І, 4 — передняя и задняя водяные камеры; 2 — сбросное устройство; 3 — трубопровод отбора пара; 5 отсос паровоздушной смеси; 6 — пружинная опора; 7,8 — подвод и слив охлаждающей воды; 9 — горловина; 10 — трубный пучок; // — воздухоохладитель; 12 — паровые щиты; 13 — конденсатосборник 204
Рис. 5.16. Конденсатор 200-КЦС-2 ЛМЗ: 1,2 — левый и правый корпуса; 3 — уравнительный патрубок; 4, 5 — компенсаторы; 6,7 — передняя и задняя водяные камеры; 8 — крышки водяных камер; 9 — анкерные связи; 10 — ребра жесткости; 11 — распорные стержни горловины; 12, 13 — подвод и слив охлаждающей воды; 14 — ПНД; 15 — опоры; 16 — смотровые люки; 17 — промежуточные перегородки 205
денсата подогреваются за счет посту¬ пающего из горловины пара без их переохлаждения. Этому же способ¬ ствуют свободные проходы пара между трубными пучками. Охлаждающая вода в конденса¬ тор подается двумя раздельными потоками, каждый из которых имеет два хода воды; циркуляционная вода первого хода поступает в трубный пучок воздухоохладителя, а затем проходит по входной части трубок основного пучка. Подвод циркуляционной воды раздельными потоками позволяет проводить чистку трубок отдельных потоков без остановки турбины. Трубные доски конденсатора вы¬ полнены двойными, с гидравлическим уплотнением конденсатом. Недостат¬ ком конденсатора является повы¬ шенное паровое сопротивление зоны воздухоохладителя. На рис. 5.16 показана конструк¬ ция конденсатора 200-КЦС-2 турби¬ ны К-200-130 ЛМЗ. По существу он состоит из двух самостоятельных конденсаторов, соединенных между собой уравнительным патрубком, установленным между горловинами отдельных конденсаторов. Каждый из них имеет основной трубный пучок и пучок воздухоохладителя, кон¬ струкции которых показаны на рис. 5.6. Конденсатор — двухходовой по воде, с подводом первого хода в трубки воздухоохладителя. Характерной особенностью этого конденсатора является размещение в его горловине подогревателя низ¬ кого давления, питаемого от послед¬ него отбора турбины, размещенного в ЦНД. В каждой из горловин сим¬ метрично уравнительному патрубку помещены по одной секции подогре¬ вателя, патрубок подвода пара к ко¬ торым от ЦНД расположен на оси симметрии последнего. Установка встроенных подогревателей несколь¬ ко упрощает и удешевляет турбо¬ установку за счет ликвидации паро¬ проводов от горловины конденсатора к отдельно устанавливаемым подо¬ гревателям. 206 В горловине конденсатора также расположены трубопроводы пуско¬ сбросного устройства, работающего при пуске и резких сбросах нагрузки. На рис. 5.17 приведена конструк¬ ция конденсатора 300-КЦС-1 ЛМЗ турбины К-300-240, а на рис. 5.18 — конструкция его трубного пучка (на рисунке приведена половина пучка). Пучок имеет ленточную компоновку с широким фронтом натекания пара. В нижней части корпуса располо¬ жен пучок воздухоохладителя. Пучок конденсатора образован 19 600 труб¬ ками размером 28/26 мм с активной длиной 8930 мм. Охлаждающие труб¬ ки завальцованы в трубные доски толщиной 28 мм и уплотнены битум¬ ным или резиновым покрытием. Труб¬ ки имеют дополнительные опоры в восьми промежуточных трубных до¬ сках. Корпус конденсатора сваривается при монтаже из 16 отдельных блоков. Конденсатор выполнен двухходо¬ вым с двумя раздельными потоками циркуляционной воды. Для этого каждая из передних водяных камер разделена вертикальной перегород¬ кой. Подвод холодной циркуляцион¬ ной воды выполнен во внешние части корпуса (туда, где расположен воз¬ духоохладитель). Крышки водяных камер и трубные доски скреплены анкерными связями. Два конденсато¬ сборника выполнены деаэрацион¬ ными. Для подогрева конденсата ис¬ пользуется пар из шестого отбора турбины. Конденсатор оборудован «солеными» отсеками для обнаруже¬ ния и улавливания конденсата, за¬ грязненного присосами циркуляци¬ онной воды. В горловине конденсатора име¬ ется полость, соединенная с послед¬ ним отбором ЦНД, из которой пар направляется в ПНД № 1. Кроме того, в ней расположен еще ряд устройств, необходимых для работы блока. Два пускосбросных устрой¬ ства служат для сброса пара в кон¬ денсатор при пусках и остановках турбины. Каждое из устройств пред¬ ставляет собой трубу диаметром
7300 н- осъ копписа. Рис. 5.17. Конденсатор ЗОО-КЦС-1: / — подвод пара от БРОУ; 2 — отвод пара из отбора турбины; 3 — подвод конденсата от конденсат¬ ных насосов для охлаждения сбрасываемого пара; 4 — отсос воздуха из водяных камер; 5 — отсос паровоздушной смеси; 6 — подвод резиновых шариков для непрерывной очистки конденсаторных трубок; 7 — пружинная опора; 8 — конденсатосборники; 9 — отвод конденсата; 10 — подвод пара из отбора для деаэрации конденсата; 11, 13 — задиие и передние водяные камеры; 12, 14 — подвод и отвод охлаждающей воды 207
5125 Рис. 5.18. Трубный пучок конденсатора турбины К-300-240 ЛМЗ: 1 — трубный пучок воздухоохладителя; 2 основной трубиый пучок 600 мм с большим количеством отвер¬ стий, при прохождении через которые пара снижается его давление. Вну¬ три этой трубы помещена вторая труба диаметром 150 мм, из которой через большое количество мелких сверлений распиливается конденсат из напорной линии конденсатных насосов. Этим достигается охлажде¬ ние сбрасываемого во внешнюю трубу пара. По двум трубопроводам, установ¬ ленным в горловине, подводится обессоленная вода для подпитки во¬ дяного контура турбоустановки; при этом в конденсаторе происходит деаэрация подводимой воды. Конденсационная установка снабжена устройством для очистки внутренней поверхности охлаждаю¬ щих трубок резиновыми шариками без остановки турбины. Конденсатор 300-КЦС-1, как по¬ казал опыт эксплуатации, имеет не- 208 достаточную деаэрирующую способ¬ ность из-за затрудненного доступа пара в нижнюю часть парового про¬ странства. В связи с этим в настоя¬ щее время он подвергается рекон¬ струкции. На рис. 5.19 показана конст¬ рукция конденсатора турбины К-300-240 ХТЗ. Периферийные трубки пучка имеют толщину стенок 2 мм, а все остальные 1 мм. Улавливание конден¬ сата на промежуточных уровнях осу¬ ществляют сливные трубки и спе¬ циальные перегородки. Трубный пу¬ чок воздухоохладителя отделен от основного трубного пучка наклонной перегородкой со сливом конденсата в зоне трубных досок. Трубки имеют длину 8,99 м, опираются на шесть промежуточных трубных досок и за- вальцованы в трубные доски толщи¬ ной около 40 мм. Для повыше¬ ния плотности трубные доски имеют
А-А Б-Б Рис. 5.19. Конденсатор для турбины К-300-240 ХТЗ: 1, 2 — выход и вход цир¬ куляционной воды; 3 — люк; 4 — сброс отрабо¬ тавшего пара приводной турбины питательного насоса; 5 — горловииа; 6 — основной трубиый пучок; 7 — штуцер отсо¬ са паровоздушной смеси (4 шт.) ; 8 — трубный пу¬ чок воздухоохладителя; 9 — деаэрационный кон- денсатосбориик; 10 — пружинная опора; 11 — подвод пара для деаэра¬ ции; 12, 16 — передняя и задняя водяиые каме¬ ры; 13, 17, 18, 19 — пар соответственно VII, VI, IX и VIII отборов; 14 — подвод конденсата для охлаждения переходного патрубка; 15 — подвод химически очищенной во¬ ды; 20 — сброс пара в паросбросное устройство из БРОУ (8 штуцеров); 21 — подвод охлаждаю¬ щего коиденсата; 22 — отсос воздуха из цирку¬ ляционной системы 209
битумное покрытие (см. рис. 5.11, а). Корпус конденсатора — сварной. Водяные камеры крепятся к нему фланцевыми соединениями. Цирку¬ ляционная вода подводится к конден¬ сатору двумя раздельными потоками. Конденсатор — двухходовой по воде, поэтому передние водяные камеры имеют вертикальные перегородки. Конденсатор оборудован деа¬ эрационными конденсатосборниками (см. рис. 5.7), к которым подведен греющий пар из отбора ЦНД. В гор¬ ловине конденсатора установлено Рис. 5.20. Конденсатор турбины Т-250/300-240 ТМЗ: 1 — корпус ЦНД; 2 — встроенные ПНД; 3 — основной пучок; 4 — теплофикационный пучок; 5 — конденсатосборник 210
приемно-сбросное устройство. Через стенки горловины выведены трубо¬ проводы отбора пара из ЦНД к ПНД. На рис. 5.20 показана конструк¬ ция конденсатора теплофикационной турбины Т-250/300-240 ТМЗ. Кон¬ денсатор расположен поперек оси турбины, приварен к выходному па¬ трубку ее и опирается дополнительно на пружинные опоры. Основные труб¬ ные пучки и пучки воздухоохлади¬ теля размещены симметрично отно¬ сительно оси турбины, имеют тре¬ угольную разбивку и ленточную ком¬ поновку с использованием всех со¬ временных средств, обеспечивающих нормальную работу. По воде конден¬ сатор выполнен двухходовым: цирку¬ ляционная вода поступает в водяные камеры, разделенные перегородкой, обеспечивающей подвод охлаждаю¬ щей воды сначала в пучок воздухо¬ охладителя и периферийные трубки основного пучка, а затем во внут¬ ренние трубки основного пучка. Характерной особенностью кон¬ струкции рассматриваемого конден¬ сатора является установка в нем специального встроенного теп¬ лофикационного пучка. Ни¬ же (см. § 7.5) этот вопрос рас¬ смотрен подробнее. Сейчас же отме¬ тим, что так называемая обратная сетевая вода, поступающая от тепло¬ вого потребителя, например из си¬ стемы отопления зданий, может на¬ правляться в теплофикационный пу¬ чок для ее нагрева и возврата теп¬ ловому потребителю. Конечно, это очень выгодно, поскольку теплота от¬ работавшего пара отдается на отоп¬ ление, а не реке или пруду. Теплофикационный пучок имеет ленточную компоновку, расположен на оси конденсатора и имеет соб¬ ственные водяные камеры, закрытые своими крышками. Крайние трубные доски являются общими для всех пучков (ОСНОВНОГО, воздухоохлади- і теля и встроенного). I Конденсатор снабжен деаэра¬ ционным конденсатосборником, ха¬ рактерной особенностью которого яв¬ ляется использование теплоты кон-\ денсата из линии рециркуляции (при малых нагрузках турбины для под¬ держания уровня конденсата в кон¬ денсатосборнике во избежание срыва конденсатных насосов часть конден¬ сата постоянно возвращается в кон¬ денсатор по линии рециркуляции) Рис. 5.21. Схемы выполнения конденсатора для турбины с тремя двухпоточ- ными ЦНД 211
и теплоты дренажей регенеративных подогревателей для подогрева кон¬ денсата до температуры насыщения. Это повышает экономичность турбо¬ установки и улучшает деаэрацион¬ ные качества конденсатора. В горловину конденсатора кроме обычных пускосбросного устройства, подвода химически очищенной воды и т. д. встроен подогреватель низ¬ кого давления. Очень мощные турбины имеют не¬ сколько ЦНД, и это требует либо установки нескольких одинаковых конденсаторов, либо создания еще больших конденсаторов. На рис. 5.21, а показана схема параллельного подключения к трем отдельным ЦНД трех отдельных двухходовых конденсаторов с попе¬ речным по отношению к оси турбины расположением трубок. Недостатком такой схемы является высокая стои¬ мость конденсационной установки из- за большого числа корпусов кон¬ денсаторов. Удешевить ее можно путем установки одного одноходо¬ вого конденсатора с продольным рас¬ положением трубок по отношению к оси турбины (рис. 5.21,6). Особенно большая выгода получается при ис¬ пользовании секционного кон¬ денсатора, схематически пока¬ занного на рис. 5.21,ô. Паровое пространство одноходо¬ вого конденсатора разделено на три секции, между которыми установле¬ ны уплотненные перегородки. Охла¬ ждающая вода, поступающая в пер¬ вую секцию, постепенно нагревается (рис. 5.21, г) от температуры /ві до температуры 1'в2, во второй секции — от /в2 до ^в2, в третьей—от Гв2 до tB2- Поэтому в первой секции темпе¬ ратура охлаждающей воды оказы¬ вается самой низкой, а в третьей — самой высокой. Вследствие этого как температура насыщения, так и давле¬ ние в каждой секции будут различ¬ ными; в первой секции (по ходу охлаждающей воды) они будут мини¬ мальными, а в третьей — максималь¬ ными. Если бы конденсатор состоял только из одной секции (рис. 5.21,6), то температура охлаждающей воды изменялась бы так, как показано на рис. 5.21, г штриховой линией. Поэ¬ тому при секционировании конденса¬ тора условия передачи теплоты кон¬ денсации охлаждающей воде в пер¬ вых двух секциях оказываются луч¬ ше, чем в односекционном конденса¬ торе, так как в этих секциях темпе¬ ратура охлаждающей воды в среднем меньше, чем при односекционной кон¬ струкции. Наоборот, третья секция попадает в худшие условия: если бы конденсатор был односекционным, то передача теплоты охлаждающей во¬ де происходила бы в среднем при более низкой температуре, чем в третьей секции трехсекционного кон¬ денсатора. Таким образом, ЦНД, из которых пар выходит в первые две секции, вырабатывают большую мощность, а ЦНД, из которого пар поступает в третью секцию,— меньшую мощ¬ ность, чем каждый из ЦНД турбины с односекционным конденсатором. В целом выигрыш в первых двух секциях перекрывает проигрыш от третьей секции, и поэтому секциони¬ рование конденсатора оказывается выгодным. При использовании секционных конденсаторов можно получить до¬ полнительную выгоду, перепуская образующийся конденсат перед пода¬ чей его в систему регенерации из секций с низким давлением в секции с высоким давлением. На рис. 5.22 приведен общий вид конденсатора 800-КЦС-З для турбины К-800-240 ЛМЗ, а на рис. 5.23 — его трубный пучок. Конденсатор состоит из двух кор¬ пусов 2 и 6, расположенных под турбиной продольно по отношению к ее оси. Охлаждающая вода через два патрубка 10 входит в переднюю водяную камеру /, из нее — в трубки первого корпуса и затем в промежу¬ точную камеру 4. Из последней вода поступает во второй корпус, затем в заднюю водяную камеру 7 и через два выходных патрубка 8 удаляется 212
t-о 00 Рис. 5.22. Конденсатор 800-КЦС-З
а) Рис. 5.23. Трубный пучок конденсатора 800-КЦС-З: а — общий вид; б — зона отсоса паровоздушной смеси flap Пар ô) в систему охлаждения циркуляцион¬ ной воды. Таким образом, конденса¬ тор является одноходовым, двух¬ поточным. Два потока охлаждающей воды позволяют отключать с соответ¬ ствующим разгружением турбины каждую из половин конденсатора для ремонта и чистки водяных камер, трубных досок и трубок. Корпуса конденсатора установ¬ лены на пружинных опорах 9 таким образом, что угол наклона охлаж¬ дающих трубок к горизонту состав¬ ляет 3°15z. Это интенсифицирует теплопередачу от конденсирующе¬ гося пара к охлаждающей воде и спо¬ собствует созданию более низкого давления в конденсаторе. Промежу¬ точная водяная камера имеет волно¬ образные компенсаторы для облегче¬ ния взаимных тепловых расширений корпусов. Пар из каждого ЦНД (а в тур¬ бине К-800-240 их три) поступает через два патрубка 3 в переходной 214 патрубок 5, а из него — на трубный пучок конденсатора. Он состоит из 19 625 трубок диаметром 28 мм с тол¬ щиной стенки 1 мм. Длина трубок в каждом корпусе 11 530 мм. Общая площадь поверхности конденсатора 41 200 м2. В отличие от ранее рассмотрен¬ ных конструкций трубный пучок (см. рис. 5.23, а) состоит из восьми одинаковых модулей /, каждый из ко¬ торых имеет свою зону отсоса, пока¬ занную в увеличенном масштабе на рис. 5.23,6. Модуль I представляет собой сплошной вертикально распо¬ ложенный массив трубок с ромби¬ ческой разбивкой. В средней части массива двумя щитами 2 и 3 образо¬ вана зона отсоса. Выделенного воз¬ духоохладителя в пучке нет, и его роль играют расположенные непо¬ средственно перед отсосом охлаж¬ дающие трубки пучка. В каждом из корпусов конденса¬ тора для дополнительного опирания
Т аблица 5.2. Характеристика конденсаторов мощных паровых турбин Тип турбины Тип конден¬ сатора Поверх¬ ность ох¬ лажде¬ ния, м2 К-160-130 ХТЗ К-160-9115 91 15 К-200-130 Л М3 200-КИС-2 4500 К-300-240 ЛМЗ 300-КЦС-1 15 400 К-300-240 ХТЗ К-15240 15 240 К-500-240-2 ХТЗ К-И 520-2 И 520 К-800-240-3 ЛМЗ 800-КЦС 20 600 К-1200-240 ЛМЗ 1200-КЦС » К-220-44 ХТЗ К-12150 12 150 К-500-60/1500 ХТЗ К-22550 22 550 К-500-65/3000 ХТЗ К-10120 10 120 К-750-65/3000 ХТЗ К-16160 16 160 К-1000-60/1500-1 К-45600 45 600 К-1000-60/3000 KU-1000 22 000 Расход пара в конденса¬ тор, кг/с Число конденса¬ торов Расчетная темпе¬ ратура охлажда¬ ющей воды,°C Число ходов, схема вклю¬ чения и рас¬ положение конденса- : торов і Расчетное давление, кПа 91,92 1 12 2, попереч¬ ное 3,43 111,11 2 10 2, парал¬ лельная, поперечное 3,46 159,28 1 12 2, попереч¬ ное 3,43 156,56 1 12 2, попереч¬ ное 3,63 2 12 2, парал¬ лельная, поперечное 3,63 393,33 2 12 1, последо¬ вательная 3,43 (среднее) 593,06 2 12 1, последо¬ вательная 3,58 (среднее) 106,25 о 4 22 2, попереч¬ ное 5,10 244,51 2 22 2, продоль¬ ное 5,88 114,14 4 12 2, попереч¬ ное 3,92 176,00 4 15 2, попереч¬ ное 4,50 468,00 2 15 1, последо¬ вательная 3,90 (среднее) 213,00 4 20 1, последо¬ вательная 4,90 (среднее) трубок установлено по 10 промежу¬ точных перегородок с отверстиями (поз. 3 на рис. 5.23, а) для вырав¬ нивания давления пара. Паровые пространства обоих корпусов в верх¬ ней и нижней частях связаны патруб¬ ками, поэтому давления в корпусах одинаковы. Аналогичным образом связаны и конденсатосборники кор¬ пусов. Для турбины К-800-240-5 кон¬ денсатор выполнен аналогичным об¬ разом, но с секционированием. В табл. 5,2 приведены основные ха¬ рактеристики конденсаторов, исполь¬ зуемых для мощных паровых турбин. Элементы конденсационной установки Охлаждение циркуляционной во¬ ды. Для получения глубокого ваку¬ ума в конденсаторе требуется боль¬ шое количество охлаждающей воды. Действительно, теплота, которую не¬ обходимо отнять от конденсирую¬ щегося пара, равна Qi = Gr, а теп¬ лота, уносимая охлаждающей водой, Q2 — Wcü&ts, где W — расход, а А?в — нагрев охлаждающей воды, съ = 4,18 Дж/(г-К) • ' Конечно, эти количества теплоты должны быть равны, и тогда расход охлаждающей воды, приходящийся на 1 кг конденсирующегося пара, равен m — W/ G = г/ (cBAZB). Эта ве¬ личина называется кратностью охлаждения. Нагрев охлаждающей воды А/в, выбираемый путем технико-экономи¬ ческих расчетов, обычно составляет 8—12 °C, а теплота парообразования в среднем составляет 2250— 2400 Дж/г. Таким образом, на 1 кг конденсирующегося пара приходит¬ ся 50—70 кг охлаждающей воды. 215
В среднем для производства 1 кВт-ч электроэнергии требуется примерно 130 л для ТЭС и 200 л — для АЭС, причем более 95 % ее количества требуется для охлаждения конденса¬ торов. Снабжение конденсаторов турбин охлаждающей водой может произ¬ водиться от разных источников. На ибол ее э коном и ч но й я вл яетс я система и р я м оточного водо¬ снабжения, при которой в конден¬ сатор турбины подается свежая вода. Источником воды при такой системе обычно является река, море или боль¬ шое озеро. Из реки вода забирается циркуляционным насосом, пропуска¬ ется через конденсатор и уже нагре¬ той сбрасывается ниже по течению. При использовании крупных озер места забора и сброса охлаждающей воды должны быть разнесены на рас¬ стояние, исключающее подмеши¬ вание отработавшей воды к све¬ жей. К сожалению, использование пря¬ моточной системы водоснабжения ограничено и возможности его при¬ менения с каждым годом сужи¬ ваются. Дело, во-первых., в том, что для питания крупных электростанций требуются реки с достаточно боль¬ шим расходом, и, во-вторых, в соот¬ ветствии с требованиями «Правил охраны поверхностных вод от загряз¬ нений сточными водами» допустимый подогрев воды в реках очень мал: он не должен превышать 3 °C летом и 5°С зимой. В условиях постоянного роста мощностей электростанций и не¬ хватки охлаждающей воды, особен¬ но в европейской части СССР, все большее распространение получают системы оборотного водо¬ снабжения, в которых осуществ¬ ляется повторное использование от¬ работавшей в конденсаторе воды после охлаждения в атмосферных условиях. В настоящее время около 70 % электростанций используют оборотное водоснабжение. Из вводи¬ мых электростанций, как на органи¬ ческом топливе, так и атомных, зна¬ чительная часть также имеет оборот¬ ную систему водоснабжения. Различают две системы оборот¬ ного водоснабжения: с водохра- н и л и ш а м и - о .к л а д и т е л я м и и с градирня м и. В первой системе источником охлаждающей воды является водо¬ хранилище, сооружаемое в долине реки или ее пойме и заполняемое в течение нескольких лет; иногда строят специальные наливные водо¬ хранилища вне поймы реки. Забор циркуляционной воды производят обычно у плотины, а место сброса определяется местными условиями (формой и глубиной водохранили¬ ща). При вытянутой форме водо¬ хранилища нагретую воду сбрасы¬ вают на расстоянии 10 км от места забора. При глубоком водохрани¬ лище места забора и сброса можно сблизить; при этом нагретая вода направляется в придонные (холод¬ ные) слои водоема. Во второй системе охлаждение нагретой циркуляционной воды осу¬ ществляется в специальных искусст¬ вен н ы X с оору же н и я X, н аз ы в ае м ых градирня м и. Они используются тогда, когда нет возможности соору¬ дить водохранилище-охладитель в месте строительства электростанции. Такое положение возникает, напри¬ мер, при строительстве крупных ТЭЦ в больших городах. На рис. 5.24 показана конструк¬ ция градирни с естественной тягой. Внутри вытяжной башни, выполняе¬ мой из дерева, листового металла или железобетона, устанавливают ороси¬ тель, состоящий из водораспредели¬ тельного устройства и щитов. Нагре¬ тая в конденсаторе вода поступает к распределительному устройству оро¬ сителя и затем стекает в виде струй или капель по оросителю в водо¬ сборный бассейн, откуда циркуля¬ ционными насосами снова подается в конденсаторы турбины. В нижней части градирни выпол¬ нены окна, через которые навстречу падающему вниз дождю поступает воздух. Охлаждение циркуляционной 216
6 3 8 з п \ п £ 8' Ml! I I ! I I IJ 1 |T ! Г I i I ГТІІІ- н ш 5 г з V /I \ \ \ Ч ч \ к\ 6) Puc. 5.24. Градирня противоточного типа с естественной тягой: а - — разрез и фасад; б - план; в — деталь; / - подводящие трубопроводы; 2 - — водораспределительные трубопро¬ воды с разбрызгивающими соплами; 3 — щиты оросительного устройства пленочного типа,4 — каркас оросителя; 5 — водоуловитель; 6 — водосборный бассейн; 7 — вытяжная железобетон¬ ная башня; 8 - воздухонаправляющие щиты; 9 - отводящие трубы; 10 — све- тоограждение воды при такой конструкции проис¬ ходит в основном за счет испарения части циркуляционной воды. Применение градирен позволяет избежать затопления большого ко¬ личества земли, однако изменяет микроклимат из-за выброса в атмо¬ сферу значительного количества ис¬ парившейся воды. Поэтому градирни строят высокими (вплоть до 150 м) и большого диаметра (50—60 м). В районах с очень большим дефи¬ цитом охлаждающей воды при¬ меняют так называемые конвек¬ тивные градирни, в которых охлаждающая вода циркулирует в замкнутом контуре, а ее охлаждение осуществляется воздухом в радиато¬ рах. Такие градирни очень дороги из-за использования алюминиевых сплавов, недостаточно охлаждают воду летом; зимой часто возникает опасность замерзания охлаждающей воды в радиаторах. На рис. 5.25 показана схема водоснабжения конденсатора при использовании прямоточного или оборотного водоснабжения с водо¬ хранилищем-охладителем. В берего¬ вой насосной устанавливают насос 3, 217
Рис. 5.25. Схема прямоточного водоснабже¬ ния конденсатора в сливном трубопроводе разрежение перед пуском и помогающий запол¬ нить сливной трубопровод 6. Для индивидуального водоснаб¬ жения мощных современных блоков при использовании рек и водохрани¬ лищ-охладителей применяют осе¬ вые насосы, пример конструкции которых приведен на рис. 5.26. На валу 9 расположено рабочее коле¬ со 12 насоса, состоящее из переднего обтекателя и осевых лопаток (обычно обычно осевого типа, который по тру¬ бопроводу 4 подает воду в конден¬ сатор 5, и оттуда вода по трубо¬ проводу 6 через клапан 7 сбрасы¬ вается в сливной канал 8; из канала вода направляется снова в водоем. Для забора чистой воды перед вса¬ сывающим каналом устанавливают грубую решетку 1 и тонкую вращаю¬ щуюся сетку 2, автоматически очи¬ щающуюся от мусора. Сливной трубопровод 6 обяза¬ тельно заводят под уровень в слив¬ ном канале 8. В этом случае в верх¬ ней части сливного трубопровода за счет сплошного падающего столба воды образуется разрежение (си¬ фон). При этом уменьшается необ¬ ходимый напор насоса и, следова¬ тельно, снижается его мощность. Действительно, при использовании схемы, показанной на рис. 5.25, насос должен преодолеть гидравлическое сопротивление конденсатора и трубо¬ проводов и поднять жидкость на вы¬ соту, равную разности уровней в сливном канале 8 и в реке. Если же организовать слив нагретой воды на уровне большем, чем уровень воды в сливном