Паровые турбины и паротурбинные установки - Кириллов А.И., Иванов В.А., Кириллов И.И.

Author: Кириллов А.И. Иванов В.А. Кириллов И.И.
Tags: тепловые двигатели в целом получение, распределение и использование пара паровые машины паровые котлы теплоэнергетика теплотехника электростанции паровые турбины ядерное топливо учебник для вузов издательство машиностроение тепловой процесс
Year: 1978
Similar
Паровые турбины Кн.1. Теория теплового процесса и конструкции турбин
Турбостроение. Том 4. Комбинированные энергетические установки с паровыми и газовыми турбинами
Паровые турбины
Стационарные паровые турбины
Text
                    И. И. КИРИЛЛОВ, В. А. ИВАНОВ, А. И. КИРИЛЛОВ
ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
И ПАРОТУРБИННЫЕ
УСТАНОВКИ
Под редакцией
заслуженного деятеля науки и техники РСФСР
доктора технических наук профессора И. И. КИРИЛЛОВА
ЛЕНИНГРАД
«МАШИНОСТРОЕНИЕ»
ЛЕНИНГРАДСКОЕ ОТДЕЛЕНИЕ
1978
ББК 31.363
К43
УДК 621.165 + 621.311.22.001
Рецензент канд. техн, наук И. К. Терентьев
Кириллов И. И.и др.
К43 Паровые турбины и паротурбинные установки/И. И. Кириллов,
В. А. Иванов, А. И. Кириллов.— Л.: Машиностроение. Ленингр.
отд-ние, 1978.— 276 с., ил.
В пер.: 4 р. 20 к.
В монографии освещен в основном отечественный опыт проектирования и конструиро-
вания стационарных турбин. Сформулированы требования к паротурбинным блокам, рабо-
тающим в крупных энергосистемах. Рассмотрена работа паротурбинных установок на
нерасчетных режимах. Сформулированы принципы организации работы энергетических бло-
ков при скользящем давлении и комбинированном регулировании. Показаны пути повыше-
ния маневренности паровых турбин.
Особое внимание уделено современному состоянию научных проблем в области авто-
матического регулирования, газодинамики проточной части и двухфазных потоков в паро-
вых турбинах.
Монография предназначена для научных и инженерно-технических работников энерго-
машиностроительных предприятий, тепловых электростанций, энергетических проектно-
конструкторских и исследовательских организаций. Книга будет полезна также студентам
вузов энергомашиностроительных и энергетических специальностей.
и 30303—162
038(01)—78
162—78
ББК 31.363
6П2.23
© Издательство «Машиностроение», 1978 г.
ПРЕДИСЛОВИЕ
С начала XX в. паровая турбина стала завоевы-
вать прочные позиции в качестве двигателя на ко-
раблях и электростанциях. На современном этапе
она как тепловой двигатель для крупных электро-
станций не имеет конкурентов, и более 80% элек-
троэнергии вырабатывается паровыми турбоагрега-
тами. В век атомной энергетики паровая турбина
еще более укрепила свои позиции. Можно с уверен-
ностью сказать, что паровая турбина будет играть
важную роль и в новой энергетике, создаваемой на
базе МГД-генераторов и термоядерных установок.
Паротурбинные блоки в будущем займут одно из
центральных мест в энергетике, их развитие и со-
вершенствование будет иметь большое государст-
венное значение. Эта проблема была особо отме-
чена в материалах XXV съезда КПСС.
Ведущее место паротурбинных блоков в энерге-
тике обязывает тщательно прогнозировать их раз-
витие, расширять производственную базу и плани-
ровать научные исследования как основу дальней-
шего прогресса. Только научный прогноз может
дать ответ на вопрос — оправданы ли затраты гро-
мадных сил и средств на совершенствование паро-
вых турбин. История хранит удивительные примеры
подъема во все возрастающем темпе исследователь-
ских и конструкторских работ, посвященных объ-
екту, прекращение производства которого в недале-
ком будущем было закономерным и неизбежным.
Достаточно вспомнить, как оборвалась жизнь паро-
воза в нашем отечестве в середине XX в. после по-
становления Правительства.
Только отсутствие научного прогноза в НИИ
и проблемных лабораториях могло оставить откры-
тым путь к совершенствованию отмирающей ма-
шины. Такие примеры лишь подтверждают безус-
ловную целесообразность широкой дискуссии по
проблемной тематике на характерных рубежах раз-
вития энергетики.
Вместе с тем, из сказанного следует, что на
определенных этапах развития необходимо бросать
ретроспективный взгляд, строго критически оцени-
вать прошлое и на этой основе делать следующий
шаг с учетом развития смежных отраслей промыш-
ленности. Для дальнего же прогноза необходимо
также принимать во внимание и успехи фундамен-
тальных наук. Только при такой постановке задачи
может быть выбрано правильное направление раз-
вития отрасли. Все это особенно важно для тепло-
энергетики, уже сейчас планируемой в мировом
масштабе на 2000 г. и последующие годы.
В том же плане широкое изучение паротурбино-
строения в целом необходимо каждому ведущему
инженеру отрасли. Узкая специализация по отдель-
ным проблемам уже привела к ощутимому недо-
статку в инженерах, обладающих достаточным кру-
гозором, чтобы охватывать все задачи в целом
и принимать на основании ряда специальных экс-
1*
пертиз ответственные решения о технической поли-
тике в отрасли.
Этим аспектам общей проблемы авторы стреми-
лись посвятить настоящую монографию. В соответ-
ствии с поставленной задачей была принята струк-
тура книги. Содержание книги рассчитано на ин-
женера, уже знакомого с основами теории турбо-
машин и расчетами паровых турбин. Поэтому в ней
опущено изложение принципов работы турбинных
двигателей и многочисленных методов их расчета,
применяемых в заводской практике и достаточно
освещенных в литературе.
Первая часть книги полностью посвящена по-
этапному анализу общего развития конструкций
и научных проблем паротурбиностроения. Достиг-
нутые в прошлом результаты рассматриваются с со-
временной точки зрения, и многие замечания де-
лаются с учетом уже пройденного пути. В этой ча-
сти нет сложных выводов и математического
анализа и все нацелено на выяснение инженерной
сущности изучаемых проблем и закономерностей их
развития.
Вторая часть книги посвящена современным на-
учным проблемам паротурбиностроения. В ней рас-
смотрены новые тенденции по главным задачам, от-
носящимся в основном к рабочему процессу в тур-
бине. Здесь также авторы избегали перегружать
текст математическими выкладками, а стремились
дать представление о физических явлениях, отме-
тить с инженерной точки зрения достигнутые науч-
ные результаты и оценить их влияние на развитие
турбиностроения в прошлом и в будущем. В заклю-
чительной главе сделана попытка дальнего про-
гноза развития паровых турбин как составной ча-
сти перспективных энергетических установок.
Вопросы прочности деталей турбомашин специ-
ально не рассматривались, поскольку этой теме по-
священ ряд фундаментальных трудов Л. А. Шубен-
ко-Шубина, А. В. Левина, Г. С. Самойловича и др.1
Авторы выражают благодарность главным кон-
структорам ЛМЗ В. К- Рыжкову и ХТГЗ Ю. Ф. Ко-
сяку, зам. главного инженера ЛМЗ Н. А. Сорокину
за предоставление материалов и своих научных тру-
дов, а также зам. генерального директора ЦКТИ
И. К-Терентьеву за тщательный просмотр рукописи.
Главы I—VII, XIII, XIV и пп. 2 и 5 гл. XV напи-
саны И. И. Кирилловым; главы VIII—X ипп. 1,3 и
4 гл. XV — В. А. Ивановым; главы XI и XII —
А. И. Кирилловым.
Система обозначений СИ принята в качестве
основной.
1 Прочность элементов паровых турбин. Под ред.
Л. А. Щубенко-Шубина. М.—К., «Машгиз», 1962; Левин А. В.
Рабочие лопатки и диски паровых турбин. М., ГЭИ, 1953; Са-
мойлович Г. С. Возбуждение колебаний лопаток турбомашин.
М., «Машиностроение», 1975.
3
ОСНОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ И СОКРАЩЕНИЯ
ГЕОМЕТРИЯ ПРОТОЧНОЙ ЧАСТИ
и, 2, г — оси координат, соответствующие направ-
лениям окружной скорости, оси турбины
и радиуса;
rfi, d2(rlt r2) —средний диаметр (радиус) НА и РК;
Л. ^2 —длины лопаток НА и РК;
bt, Ъ2 — хорды HJI и РЛ;
/1, t2 —шаги НЛ и РЛ;
®ол. а1л — входной и выходной углы НЛ, опреде-
ляемые как углы между осью и и каса-
тельной к средней линии профиля;
В1Л1 Згл— входной и выходной углы РЛ, опреде-
ляемые как углы между осью и и ка-
сательной к средней линии профиля;
8 — зазоры;
Д — перекрыши;
S — площадь, ометаемая лопатками РК;
di — djl — коэффициент веерности;
е — степень впуска.
КИНЕМАТИКА ПОТОКА
с, w, а — абсолютная, относительная и окружная скоро-
сти;
Со — условная скорость, рассчитываемая по пере-
паду энтальпий й0;
?к — кинематическая степень реактивности-,
а — скорость распространения звука;
ак — критическая скорость;
М — отношение скорости потока к местной скорости
звука;
X — отношение скорости потока к критической ско-
рости;
— угловая частота вращения;
п — частота вращения;
а> В — углы между положительным направлением оси
и и векторами абсолютных и относительных
скоростей;
z — угол атаки.
Примечания.
Индексами О, I, 2 отмечаются все величины, относящиеся соответ-
ственно к сечению перед ступенью, перед РК и за ним. Проекции
скоростей на оси и, z и г отмечаются соответствующими индексами.
Параметры в корневом сечении отмечаются одним штрихом, а в пери-
ферийном — двумя штрихами. Углы а и Р в некоторых случаях от-
считываются от направления, обратного оси и; в этом случае они
отмечаются звездочкой сверху: а*, Р*. Теоретические скорости в про-
цессах без потерь отмечаются индексом t.
ПАРАМЕТРЫ РАБОЧЕГО ТЕЛА
i — энтальпия;
р — давление;
Т — абсолютная температура;
Р — плотность;
и — удельный объем;
s —энтропия;
Ср — теплоемкость при постоянном давлении;
R — газовая постоянная;
k — показатель изоэнтропы.
Примечания.
Параметры рабочего тела за турбиной отмечаются индексом г\
параметры жидкости — дополнительно одним штрихом; параметры пи-
тательной воды — индексом п. в; параметры в промперегревателе—
индексом п. п; температура охлаждающей воды — индексом о. в.
РАБОТА, РАСХОД, МОЩНОСТЬ
"о — lo ~ ht — изоэнтропийный перепад энтальпий от
полных параметров перед ступенью до
давления торможения за нею;
А = z'o — ^2/ — изоэнтропийный перепад энтальпий от
полных параметров перед ступенью до
давления за нею;
А = Iq — in — изоэнтропийный перепад энтальпий в НА,
отсчитываемый от полных параметров;
h2=ii~i2t — изоэнтропийный перепад энтальпий
в РК;
Рт = А/А> — термодинамическая степень реактивно-
сти;
he, — выходная кинетическая энергия;
ha — удельная работа в ступени;
Сь С2— коэффициенты потерь энергии в НА и
РК;
<(, ф —коэффициенты скорости в НА и РК;
х — коэффициент неизоэнтропийности; коэф-
фициент неравномерности;
Нй— изоэнтропийный перепад энтальпий от
полных параметров перед турбиной до
давления за нею;
Н — полезный перепад энтальпий в турбине;
а — коэффициент возврата теплоты;
lu, Vu — окружные к. п. д. ступени с учетом и
без учета выходной потери, вычисленные
по удельной работе йи;
1], тр — внутренние к. п. д. ступени с учетом и
без учета выходной потери-,
lei —эффективный и электрический к. п. д.;
G — массовый расход рабочего тела;
Af — вращающий момент-,
V, Ne, — мощность внутренняя, эффективная, но-
минальная.
РЕГУЛИРОВАНИЕ
k — коэффициент передачи регулятора;
/и — положение распределительных органов;
s — комплексная переменная;
Т — динамические постоянные;
t — время;
Ts —динамические постоянные усилителей;
И?' — передаточная функция разомкнутой системы;
w — передаточная функция единичного звена;
К — передаточная функция замкнутой системы по отноше-
нию к возмущающему воздействию,-
8 — коэффициент неравномерности регулирования;
Р- — относительное отклонение усилителя;
<? — относительное отклонение регулируемой величины;
Ф— передаточная функция замкнутой системы по отноше-
нию к управляющему воздействию;
т — коэффициент передачи объекта;
X — относительное изменение нагрузки;
ф — управляющее воздействие.
СОКРАЩЕНИЯ
АТЭЦ — атомная ТЭЦ;
АФХ— амплитудно-фазовая характеристика;
АЭС — атомная электростанция;
Б — бойлер;
БН — бустерный насос;
ВПТ— влажнопаровая турбина:
ГРЭС — государственная районная электростанция;
Д— деаэратор;
К — конденсатор;
КН — конденсационный насос:
КР— комбинированное регулирование;
Н — насос;
НА—направляющий аппарат;
4
НЛ — направляющие лопатки;
П — подогреватель (индекс означает порядковый
номер подогревателя по ходу конденсата);
ПАС — переменные аэродинамические силы;
ПВД — подогреватель высокого давления;
ПН — питательный насос;
ПД — постоянное давление свежего пара;
ПИР — пропорционально-интегральный регулятор:
ПНД—подогреватель низкого давления;
ПП — промежуточный пароперегреватель;
ПТУ— паротурбинная установка;
РВД, РСД, РИД— роторы высокого, среднего и низкого дав-
ления;
РК — рабочее колесо;
РЛ — рабочие лопатки;
РМ — регулятор мощности:
PC — регулировочная ступень;
САР—система автоматического регулирования;
СД— скользящее давление свежего пара;
СКД — сверхкритическое давление;
СП — подогреватель паром от уплотнений («саль-
никовый» подогреватель);
СПП — объединенный сепаратор и промежуточный
пароперегреватель;
TH — турбина питательного насоса;
ТЭС — теплоэлектростанция;
ТЭЦ — теплоэлектроцентраль;
ЦВД (ЧВД)— цилиндр (часть) высокого давления;
ЦНД (ЧНД)— цилиндр (часть) низкого давления;
ЦСД (ЧСД)—цилиндр (часть) среднего давления;
ЭГП — электрогидравлический преобразователь;
ЭС— электростанция:
ЭЧСР — электрическая часть системы регулирова-
ния;	j
БИТМ — Брянский институт транспортного машино-
строения;
БМЗ — Брянский машиностроительный завод;
БПИ — Белорусский политехнический институт;
ВТИ — Всесоюзный теплотехнический институт;
КТЗ — Калужский турбинный завод;
ЛКЗ — Ленинградский Кировский завод:
ЛКИ — Ленинградский кораблестроительный ин-
ститут;
ЛМЗ — Ленинградский металлический завод;
ЛПИ — Ленинградский политехнический институт;
МИРЭК—мировая энергетическая конференция;
МЭИ — Московский энергетический институт;
НЗЛ — Невский машиностроительный завод;
НИИЭФА—Научно-исследовательский институт элек-
трофизической аппаратуры:
ОРГРЭС— Государственный трест по организации и
рационализации районных электрических
станций и сетей;
ТЭП — теплоэлектропроект;
УТМЗ — Уральский турбомоторный завод;
ХТГЗ — Харьковский турбинный завод;
ХПИ — Харьковский политехнический институт;
ЦКТИ — Центральный котлотурбинный институт;
AEI — Ассоциация английских энергомашинострои-
тельных фирм;
ВВС— «Браун—Бовери» (ФРГ и Швейцария);
GE — «Дженерал электрик» (США).
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ЭТАПЫ И ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ ПАРОТУРБИНОСТРОЕНИЯ
ГЛАВА I
ПЕРВЫЙ ЭТАП РАЗВИТИЯ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Отечественное турбиностроение стало интен-
сивно развиваться только после Великой Октябрь-
ской! революции, когда за рубежом паротурбино-
строение достигло уже высокого уровня [1]. Осу-
ществляя ленинские идеи электрификации страны,
воплощенные в плане ГОЭЛРО, Ленинградский
металлический завод (ЛМЗ) в 1924 г. впервые
в Советском Союзе построил паровую турбину
Рис. 1.1. Проточная часть первой по-
строенной в СССР паровой турбины
К-2/3000 ЛМЗ для Карабашского ме-
деплавильного завода (1924 г., р0=
= 1,1 МПа, /о=573 К):
1 — тарельчатый клапан; 2 — сопловая коробка;
3 — колесо Кертиса
мощностью 2000 кВт (рис. 1.1), а через пять лет —
двухцилиндровую и затем одноцилиндровую тур-
бины оригинальной конструкции мощностью
10 000 кВт [2, 4]. Последние положили начало
крупному турбиностроению в СССР.
1.1. ТИХОХОДНЫЕ ТУРБИНЫ
Тридцатые годы знаменуются выпуском паро-
вых турбин все возрастающей мощности. В то время
центральными были конденсационные турбины
мощностью 50 МВт, выпускавшиеся как на ЛМЗ,
так и на ХТГЗ. Оба завода начали выпуск крупных
турбин для частоты вращения 1500 об/мин и для
стандартных начальных параметров пара 2,85 МПа
и 673 К. Конструкции же турбин этих заводов прин-
ципиально между собой различались [4].
Турбина К-50-29 ХТГЗ. Эта турбина максималь-
ной мощностью 50 МВт — одноцилиндровая, с соп-
ловым регулированием, с парциальным колесом
Кертиса и с 16 ступенями давления активного
типа. Последняя ступень имела размеры: d2 =
= 2800 мм и /г = 762 мм.
Рабочие лопатки крепились на дисках наруж-
ными Т-образными хвостами, одинарными и двой-
ными. Колесо Кертиса и первые шесть дисков были
насажены на пальцевые втулки. Вал — жесткий.
В стальной цилиндр, отлитый заодно с паровыми
коробками, вставлена обойма для его упрощения
и лучшего прогрева; в обойме— 12 стальных диаф-
рагм. В чугунном выходном патрубке размещены
четыре чугунные диафрагмы. Все диафрагмы имели
залитые профильные и листовые лопатки. Впослед-
ствии от стальных литых диафрагм завод отказался
из-за повышенных потерь энергии.
Стопорный клапан крепился непосредственно
к цилиндру, благодаря чему не было перепускных
труб — большое преимущество с точки зрения дина-
мики регулирования. Способ соединения цилиндра
с корпусом переднего подшипника и конструкция
весьма жесткого корпуса НД надолго сохранились
как принципы конструирования турбин ХТГЗ.
Концевые уплотнения применялись зубчикового
типа (из нейзильбера) и водяные — в передней ча-
сти и со стороны ЧНД. Этот тип лабиринтового
уплотнения применялся на ХТГЗ до последнего вре-
мени. От водяного же уплотнения впоследствии за-
вод отказался из-за большого расхода энергии,
а в ЧВД — и по соображениям прогрева ротора.
Расход пара изменялся с помощью девяти клапанов
при максимальной степени впуска е = 40%. Боль-
шое число клапанов обеспечивало повышенный
к. п. д. турбины в области частичных нагрузок, хотя
это преимущество использовалось недостаточно,
так как турбины в то время эксплуатировались
в основном при нагрузках, близких к макси-
мальной.
При полной нагрузке и температуре охлаждаю-
щей воды t0, в = 288 К эффективный к. п. д. турбины
iqe = 0,815 и механический к. п. д. цм = 0,994. Масса
турбины — около 240 т; масса ротора — 34 т.
Турбина К-50-29 ЛМЗ. Эта турбина максималь-
ной мощностью 50 МВт — двухцилиндровая. Ее
ступени давления были активного типа с повыше-
нием степени реактивности от 5% в начале до 26%
в конце проточной части. Общее число ступеней
давления (40) более чем в два раза превышало их
количество в турбине ХТГЗ той же мощности. Бла-
годаря большому числу ступеней их диаметры и ра-
диальные размеры цилиндров значительно меньше,
чем в турбине ХТГЗ.
Характерная особенность турбины — двухъярус-
ные лопатки Баумана в ЦНД («полуторный вы-
ход»), Благодаря этой ступени существенно умень-
6
шены размеры последней ступени по сравнению
с выполненными в турбине ХТГЗ, а именно: di —
= 2130 мм и /2 = 613 мм. Однако не только сейчас,
но и в то время нельзя было согласиться с этим ре-
шением. Объяснялось оно тем, что даже такой та-
лантливый инженер, как К. Бауман, по лицензион-
ному проекту которого выполнялась турбина, не
устоял перед искушением применять свое выдаю-
щееся изобретение в условиях, где оно экономиче-
ски совершенно не оправдывалось.
Крепление лопаток на дисках в ЧВД применя-
лось посредством Т-образных хвостов, а более длин-
ных лопаток — с помощью хвостов на заклепках
(с раскаткой головок вхолодную). Последний тип
хвостового крепления, вполне себя оправдавший, по
сие время — одна из особенностей турбин ЛМЗ,
а также других отечественных заводов, перенявших
его опыт.
Оба вала были жесткими с частотой свободных
колебаний приблизительно на 30% выше рабочей
частоты вращения. Диафрагмы в ЦВД выполнялись
с фрезерованными наборными лопатками, которые
вполне себя оправдали. Чугунные же диафрагмы
с листовыми направляющими лопатками, хотя
и применялись длительное время, но в более позд-
них проектах ЛМЗ после детальных аэродинамиче-
ских исследований были заменены литыми или
сварными диафрагмами с профилированными на-
правляющими лопатками.
Регулирование турбин было дроссельное до
мощности ~40 МВт, а затем — обводное с подачей
пара за пятую ступень. Этот тип регулирования
позволил обойтись без колеса Кертиса с его низким
к. п.д. Турбина рассматривалась в основном как
базовая, и это решение соответствовало требова-
ниям эксплуатации того времени.
Паровая коробка, в которой были размещены
стопорный и дроссельный клапаны, устанавлива-
лась сбоку от ЦВД и была с ним соединена U-об-
разными трубами. Клапан на линии обвода уста-
навливался на ЦВД.
Пар из ЦВД подводился в нижнюю часть ЦНД
по коротким трубам с линзовыми компенсаторами.
Эта конструкция имела преимущества по сравне-
нию с применявшимися в других турбинах длин-
ными паропроводами к верхней части ЦНД, кото-
рые аккумулировали пар и затрудняли вскрытие
ЦНД.
ЦВД опирался лапами на корпус переднего под-
шипника, который при тепловых расширениях мог
скользить по фундаментной раме с продольными
шпонками. В этом корпусе кроме подшипника раз-
мещались регулятор скорости и на одном с ним
валу два масляных насоса. С другой стороны лапы
ЦВД опирались на подвижный корпус среднего
подшипника (неподвижная точка находилась под
ЦНД). Лапы были связаны с корпусами подшип-
ников поперечными шпонками. Эти конструкции по-
вторялись во всех проектах турбин ЛМЗ, но с более
совершенным шпоночным соединением, сохраняв-
шим центровку ротора при тепловых расширениях.
Проблеме усовершенствования всего узла перед-
него подшипника долгое время уделялось большое
внимание, и длительный накопленный опыт позво-
лил довести его до высокой степени совершенства.
Средний подшипник при точном изготовлении на-
правляющих шпоночных соединений работал вполне
исправно и не требовал принципиальных изменений.
Концевые либиринтовые уплотнения ЦВД были
елочного типа, и они длительно использовались
впоследствии в турбинах ЛМЗ и других заводов.
В ЦНД были применены гидравлические уплотне-
ния, от которых впоследствии завод отказался из-за
больших потерь энергии и меньшей надежности,
чем при использовании лабиринтовых уплотнений.
Конструкции муфт с самого начала были пред-
метом дискуссий. ЛМЗ между РВД и РНД приме-
нял пружинные муфты типа «Бибби», обеспечивав-
шие спокойный ход даже при некоторой расцент-
ровке валов, а между РНД и генератором — полу-
гибкие муфты, которые, как предполагалось, были
необходимы для снижения вибраций роторов.
В то же время ХТГЗ видел преимущества и на-
капливал опыт эксплуатации агрегата с жесткой
муфтой между турбиной и генератором. Что ка-
сается муфт типа «Бибби», то их крупным недостат-
ком была сложность изготовления и, кроме того, их
применение было возможно только при раздельных
упорных подшипниках для ЦВД и ЦНД, что
усложняло турбину. Вопрос о целесообразности их
применения был снят, когда мощность турбин пре-
высила 100 МВт и изготовление этих муфт встре-
тило непреодолимые препятствия.
По расходу теплоты при больших нагрузках и
по массе эта турбина мало отличалась от турбины
50 МВт ХТГЗ, но была значительно сложнее в из-
готовлении.
Освоение рассмотренных турбин типа К-50-29
положило начало крупному турбиностроению на
двух сотрудничавших между собой заводах, обла-
давших уже в то время первоклассным оборудова-
нием и большими производственными возможно-
стями. В 1938 г. на ХТГЗ выпустили двухцилиндро-
вую паровую турбину максимальной мощностью
100 МВт при 1500 об/мин, продолжая развивать
строительство тихоходных турбин.
Турбина К-ЮО-29 ХТГЗ (рис. 1.2). В стальном
ЦВД были установлены колесо Кертиса диаметром
1534 мм и 16 ступеней давления активного типа.
Здесь были применены традиционные для ХТГЗ
обоймы под диафрагмы.
В ЦНД в каждом потоке было по три ступени
точно таких же размеров, как в турбине К-50-29
ХТГЗ. Таким образом, проточная часть ЦНД со-
стояла из ступеней, уже проверенных в длительной
эксплуатации, что ставило вне сомнения надеж-
ность этой турбины, и это полностью подтверди-
лось: турбина до сего времени работает на
ЗУРГРЭС. Роторы были соединены между собой
кулачковой муфтой, а с генератором — жесткой.
Парораспределение было выполнено иначе, чем
в турбине 50 МВт,— в виде самостоятельной литой
паровой коробки, в которой расположены пять кла-
панов. От трех клапанов пар направлялся в про-
странство между стенкой цилиндра и обоймой,
а от двух перегрузочных клапанов — через окна
в обойме в камеру за колесом Кертиса (обводное
регулирование).
При полной нагрузке и температуре охлаждаю-
щей воды 288К эффективный к. п. д. турбины
Це —0,81 и удельный расход теплоты q&~
— 2800 ккал/(кВт-ч). Тепловая эффективность
этой турбины приблизительно такая же, как и тур-
бины К-50-29, хотя ЧВД последней имела повышен-
ный к. п. д. из-за большей высоты проточной части,
но этот сравнительно небольшой выигрыш лишь
7
Рис. 1.2. Тихоходная турбина К-100-29/1500 ХТГЗ: а — колесо Кертиса и первые пять ступеней давления ЦВД;
б —проточная часть ЦНД:
1 — паровая коробка; 2 — клапан соплового регулирования; 3 — обводной клапан; 4 — «пальцевые» втулки
покрывал потери от разделения проточной части
между двумя цилиндрами.
Масса каждого ротора — 35 т. ЦНД разделен на
четыре части для возможности транспортировки;
его нижняя половина — ПО т. Общая масса тур-
бины — около 400 т. Сравнительно небольшое сни-
жение удельной массы по сравнению с турбиной
К-50-29 объясняется переходом от одноцилиндро-
вой к двухцилиндровой конструкции турбины в не-
выгодной для этого перехода зоне.
1.2. БЫСТРОХОДНЫЕ ТУРБИНЫ
В то же время ДМ3 выпускал быстроходные
турбины различных типов. Остановимся на тех, ко-
торые оказали значительное влияние на дальней-
ший ход турбиностроения в Советском Союзе [4J.
Конденсационная паровая турбина К-24-26 ЛМЗ
(рис. 1.3). Она имела мощность 24 МВт при
3000 об/мин, изготовлялась по проекту фирмы
«Метрополитен Виккерс» для нестандартных пара-
метров пара: 2,6 МПа и 648 К- Эта турбина была
более раннего происхождения, чем тихоходный аг-
регат 50 МВт ЛМЗ, и она заметно отличалась от
него. Два ее ротора несли 28 рабочих колес.
В ЦВД были установлены ступени активного типа
с небольшой степенью реактивности, а в ЦНД сте-
пень реактивности изменялась от 11% в первой до
50% в последней ступени на среднем диаметре.
В ЦНД три последних ступени были сдвоены
и, кроме того, в одном из отсеков была установлена
ступень Баумана. Из-за этой ступени и перепуска
пара во второй параллельный отсек весь ЦНД по-
лучился неоправданно сложным. Но сама идея па-
раллельных потоков в ЦНД после его первых сту-
пеней при конструировании более мощных турбин
могла бы быть полезной.
Первые три ступени в ЦВД работали только при
нагрузках менее 20 МВт, а при большей мощности
открывались два перегрузочных клапана, распо-
ложенные на цилиндре (обводное регулирова-
ние). Паровая коробка со стопорным и дроссель-
ным клапанами помещалась сбоку, как и в турбине
50 МВт, и пар подводился к ЦВД по U-образным
трубам.
Из ЦВД пар поступал только в нижнюю часть
ЦНД, причем оба цилиндра были жестко соеди-
нены патрубками без компенсатора. Неподвижная
точка находилась под передней лапой ЦНД на оси
вкладыша его переднего подшипника. Оба вала —
жесткие. Роторы соединялись кулачковой и полу-
гибкой муфтами.
Рис. 1.3. Первая крупная отечественная паровая турбина К-24-26/3000 ЛМЗ; р0=2,6 МПа; /0=648К: а — про-
точная часть ЦВД (первые пять ступеней); б — проточная часть ЦНД;
/ — паровпускная камера; 2 —камера обводного регулирования; 23—25 и 25—23 — номера ступеней, работающих в паралелльных
потоках; 25 — двухъярусная ступень
8
Насадной диск упорного подшипника, вынесен-
ного к переднему концу РВД, оказался на валу не-
большого диаметра (около 100 мм). В месте его
посадки при малом радиусе галтели возникали по-
вышенные напряжения. Кроме того, под диском
из-за изгибных деформаций тонкого вала обнару-
живались явления «фреттинг-коррозии». По этим
причинам в неблагоприятных условиях (односто-
ронняя передача силы на несколько колодок из-за
неточностей монтажа и деформаций, повышенное
против расчетного осевое усилие и пр.) были уста-
лостные поломки вала, причинившие большой мате-
риальный ущерб. Анализ этих аварий был весьма
поучителен. Безаварийно работали десятки турбин
этого типа, а когда казалось, что надежность этих
турбин уже проверена на практике, на одной из
них, проработавшей уже длительное время, про-
изошел обрыв вала. Надежность таких сложных
машин, как турбины, во многом зависит от много-
летней проверки их в различных условиях эксплуа-
тации.
В турбинах ЛМЗ более позднего выпуска вы-
носной упорный подшипник уже не применялся,
а был заменен комбинированным упорно-опорным
подшипником, в котором упорный диск насажи-
вался на вал большего диаметра и где прогиб вала
был мало ощутим. Такого типа комбинированный
подшипник применялся в этой же турбине для вос-
приятия осевой силы РНД. Масса турбины состав-
ляла лишь половину от массы турбины 50 МВт.
Конденсатор для этих турбин выполнялся чугун-
ным. Он был жестко соединен с выходным па-
трубком.
Одновременно начав производство быстроход-
ных и тихоходных турбин, ЛМЗ на первом же этапе
развития крупного турбостроения отдал предпочте-
ние быстроходным турбинам.
Турбины с отборами пара
С успешным выполнением плана ГОЭЛРО за-
дача теплофикации городов и снабжения паром
промышленных предприятий стала одной из глав-
ных. Для этой цели появилась потребность в турби-
нах мощностью до 25 МВт. За рубежом тогда столь
мощные турбины с отборами пара не находили ши-
рокого применения, и в этом направлении ЛМЗ
пришлось изыскивать новые пути. Рассмотрим две
характерные турбины этого типа, которые созда-
вались почти одновременно и от которых ведет
свое начало эта отрасль отечественного турбино-
строения.
Турбина Т-25-29 ЛМЗ с отбором пара при 0,12—
0,2 МПа (рис. 1.4). Эта турбина номинальной мощ-
ностью 25 МВт обеспечивала максимальное количе-
ство отбираемого пара до 100 т/ч. В качестве эко-
номического был выбран режим работы при мощно-
сти 20 МВт с отбором пара около 30 т/ч и давлении
0,12 МПа.
Выбрать оптимальный расчетный режим для
ЧНД было чрезвычайно трудно, так как еще не
было опыта эксплуатации таких установок. Кроме
того, вызывало сомнение, насколько темпы роста
потребления тепловой энергии и ввода в эксплуа-
тацию ТЭЦ будут гармонировать. Основное на-
правление, выбранное заводом,— обеспечить воз-
можность выработки максимальной мощности при
конденсационном режиме — вполне себя оправдало.
Расчетный расход пара ЧНД был принят около
65% от расхода пара при чисто конденсационном
режиме и максимальной мощности. Если вспом-
нить, что в то время для чисто конденсационных
турбин последние ступени и конденсатор рассчиты-
вались для режима работы около 0,8Л%ах, то при-
нятый расчетный режим для ЦНД не был занижен-
ным по расходу пара, тем более, что дальнейшее
увеличение этого расхода приводило бы к сниже-
нию экономичности турбины при больших количе-
ствах отбираемого пара, когда ЧНД не догружена,
и к существенному повышению минимально допус-
каемого расхода пара ЧНД. Тем не менее практика
того времени показала, что предпочтительно в тур-
бинах этого типа иметь более развитую ЧНД, и это
делалось в последующих сериях турбин. В соответ-
ствии с принятым расчетным режимом для ЧНД
максимальная мощность при работе без отбора
Рис. 1.4. Турбина Т-25-29/3000 с отбором пара при 0,12—0,2 МПа: а — регулировочные ступени двойного об-
водного регулирования в ЦВД; б — проточная часть ЦНД:
1 — паровпускная камера; 2 — первая перегрузочная камера; 3 — вторая перегрузочная камера; 4 — поворотная заслонка ре-
гулирования давления
2 Зак. № 50
9
пара в бойлеры достигалась за счет повышения
давления в камере отбора до 0,2 МПа.
Проточная часть ЦНД была спроектирована на
базе новой последней ступени со средним диамет-
ром 1550 мм и с длиной лопатки 500 мм. Эта сту-
пень обеспечивала небольшую выходную потерю
при работе на расчетном режиме с противодавле-
нием 4 кПа. Благодаря этой ступени конструкция
ЦНД получилась значительно проще, чем в выпус-
кавшейся тогда конденсационной турбине со сту-
пенью Баумана. Перед ЦНД вместо клапанов была
впервые применена дроссельная поворотная за-
слонка, надежно работавшая в эксплуатации.
Принцип устройства ЦВД этой турбины был та-
кой же, как в турбине 50 МВт ЛМЗ. Пар к ЦВД
Рис. 1.5. Турбина П-25-29/3000 с от-
бором пара при 0,7 МПа: а — ступень
Кертиса и первые две ступени давле-
ния ЦВД; б — ступень Кертиса и
первые две ступени давления ЦНД'.
1 — сопловая коробка ЦВД; 2 — клапан об-
водного регулирования; 3 — диффузор; 4 —
двухдисковое колесо Кертиса; 5 — паро-
впускная часть ЦНД; 6 — колесо Кертиса
поступал из помещенной сбоку паровой коробки.
Двойное обводное регулирование обеспечивало вы-
сокую экономичность турбины в диапазоне нагру-
зок 15—25 МВт при средних количествах отбирае-
мого пара.
При заданном экономическом режиме внутрен-
ний к. п. д. ЦВД был 83%, а ЦНД — 77%, что
можно было считать неплохим результатом для
того времени. Турбина в целом вполне соответство-
вала уровню техники того времени.
Турбина П-25-29 ЛМЗ с отбором пара при
0,7 МПа (рис. 1.5). Эта турбина номинальной
мощностью 25 МВт проектировалась для макси-
мального количества отбираемого пара 150 т/ч. Она
создавалась на базе последних ступеней низкого
давления турбины Т-25-29. Принципиальные изме-
нения были внесены в проточную часть ЧВДиЧНД:
регулирование для обеих частей было выполнено
10
сопловым в сочетании с колесами Кертиса. Это по-
высило тепловую экономичность турбины при зна-
чительном изменении электрической и тепловой на-
грузок и сократило размеры ее проточной части.
Наилучший к. п.д. турбина имела при нагрузке
15—20 МВт и отборе пара 70—100 т/ч.
При работе с небольшим количеством отбирае-
мого пара мощность турбины при определенных ре-
жимах могла быть увеличена до 30 МВт. Это свой-
ство турбин с отборами пара в дальнейшем, как
правило, использовалось, и на этот режим работы
стали рассчитывать прочность лопаточного аппа-
рата ЦНД и мощность генератора.
Большое значение для будущего развития паро-
вых турбин имел опыт работы с мощными колесами
Кертиса. Максимальный расход пара этой турби-
ной близок к его расходу турбиной К-50-29. По-
этому проектирование прочных лопаток колеса Кер-
тиса было трудной задачей, особенно для режима,
при котором открыт всего один клапан, так как
в этом случае перепад энтальпии на регулировоч-
ную ступень получался гораздо большим, чем при
расчетном режиме. При парциальном впуске неста-
ционарный поток порождал большие переменные
силы, действующие на лопатки. Имея в виду эти
силы, в лопатках допускались очень небольшие на-
пряжения от «парового изгиба»-—всего 12—
15 МПа. Несмотря на это, все же были усталост-
ные поломки в первом ряду лопаток колеса
Кертиса.
В этой турбине впервые в серии мощных турбин
ЛМЗ был применен гибкий РНД. В то время была
тенденция выполнять валы жесткими, которые
справедливо считались более надежными. Однако
ЛМЗ уже в двадцатых годах выпустил большое ко-
личество турбин с гибкими валами, в том числе
и свою первую турбину, и все они работали вполне
исправно. Это дало основание заводу свободно при-
менять как в рассматриваемой, так и в последую-
щих турбинах гибкие валы, без чего был бы за-
труднен прогресс в создании турбин все возрастаю-
щей мощности.
В этой же турбине впервые для РВД был при-
менен комбинированный опорно-упорный подшип-
ник как более надежный. Кроме того, эта компакт-
ная конструкция позволила несколько уменьшить
размеры корпуса переднего подшипника.
Автоматическое регулирование принципиально
отличалось от применявшегося в турбине Т-25-29.
Это была система связанного гидравлического ре-
гулирования скорости (система А) и давления (си-
стема В) с дроссельным сливным золотником регу-
лятора скорости и дроссельным золотником регуля-
тора давления, перепускавшим масло из системы А
в систему В. Импульсы давления из системы А пе-
редавались к главному сервомотору клапанов ЧВД,
а из системы В — к главному сервомотору клапанов
ЧНД. В обеих системах было двойное усиление им-
пульса. Главные сервомоторы выполнялись, как
обычно, с отсечными золотниками. Рычаги имелись
лишь в передаче от регулятора скорости и в кулач-
ковом механизме.
Система автоматического регулирования тур-
бины П-25-29 была более совершенной, чем турбины
Т-25-29: она почти не имела рычагов, в ней лучше
выполнялись не только статические, но и динамиче-
ские критерии автономности, что улучшало про-
цессы регулирования, она была, несомненно, проще
и надежнее. Но заводу дорого обошелся выпуск
турбин одной серии с принципиально различными
системами регулирования, тем более, что ни одна
из них в дальнейшем не нашла широкого приме-
нения.
Несмотря на значительное уменьшение числа
ступеней в турбине П-25-29, масса ее (123 т) и тру-
доемкость оказались даже несколько выше, чем
у турбины Т-25-29. С таким результатом не раз
приходилось сталкиваться и впоследствии: умень-
шение числа ступеней не всегда снижало массу тур-
бины.
Большой интерес представляет собой новый
проект турбины П-25-29, осуществленный заводом
спустя 13 лет. К тому времени выпускалась серия
турбин на повышенные параметры пара (см. гл. II),
и новый проект имел целью ввести рассматри-
ваемую турбину в унифицированную серию
и таким образом улучшить ее экономические пока-
затели.
Турбина стала выполняться одноцилиндровой,
колеса Кертиса были заменены одновенечными сту-
пенями и клапанное регулирование в ЧНД — пово-
ротной диафрагмой. Число ступеней, за исключе-
нием регулировочных, осталось прежним (13). С пе-
реходом к одноцилиндровой конструкции общая
масса турбины, однако, не уменьшилась, что объ-
ясняется увеличением диаметров ступеней и ци-
линдра, большим числом обойм и применением
ряда унифицированных деталей. Из этого примера
также следует, что даже переход от двухцилиндро-
вой конструкции турбины к одноцилиндровой не га-
рантирует снижения массы, если эта задача не
была поставлена при проектировании и не было
найдено оптимального решения. Отметим глубину
преобразования турбины при подключении ее к сле-
дующей серии.
Быстроходные турбины 50 и 100 МВт
После накопления опыта по производству и экс-
плуатации быстроходных турбин мощностью по
25 МВт было принято решение об изготовлении еще
более мощных конденсационных турбин этого типа,
прежде всего мощностью 50 МВт.
К концу первого этапа турбина мощностью
50 МВт уже не казалась гигантом, и быстрому ро-
сту энергосистем, естественно, должен был соответ-
ствовать темп повышения мощности единичного аг-
регата на электростанциях. Поэтому встал вопрос
о следующем шаге в мощностном ряду паровых тур-
бин. На основании прежнего опыта и в результате
дискуссии было решено пойти на удвоение мощно-
сти и одновременно проектировать турбины 50
и 100 МВт с частотой вращения 3000 об/мин. Круп-
ным шагом вперед было одновременное проектиро-
вание на ЛМЗ этого мощностного ряда.
В этих проектах наиболее трудной была задача
расчета и конструирования последних ступеней, ко-
торые обеспечили бы безусловную надежность ра-
боты и экономически оправданные выходные по-
тери. Так как обе турбины проектировались для
одинаковых условий, то при двухпоточном ЦНД
турбины 100 МВт (рис. 1.6) последняя ее ступень
была такой же, как в однопоточной ЧНД турбины
50 МВт, за исключением расточек втулок. Поэтому
проблема последней ступени была общей для обеих
турбин.
Задача была решена на базе новой ступени
с размерами: d^= 1756 мм, /2 = 576 мм и с ометае-
мой площадью S — 3,15 м2. Эти размеры были зна-
чительно больше, чем последних ступеней предшест-
вовавших турбин, но они были недостаточны для
экономичной работы турбины. Для решения послед-
ней задачи двухъярусная ступень подходила наи-
лучшим образом. Ее рабочая лопатка имела общую
длину 590 мм и соответствующий средний диаметр
1770 мм.
При полной нагрузке и рк=5 кПа выходная
скорость из последнего РК была 258 м/с, а из верх-
него яруса колеса Баумана — 281 м/с. Через верх-
ний ярус проходило 36% от общего расхода пара,
поэтому приведенная потеря йС1 = 0,5(0,64-2582 +
+ 0 36-2812) = 35J5 кДж/кг (8,5 ккал/кг), что со-
ставляло около 3% от общего перепада энтальпии
в турбине. Такая выходная потеря считалась в то
время близкой к оптимальной по общим расчетным
затратам. Создание этих ступеней открыло путь
к выпуску турбин мощностью до 100 МВт.
Другая характерная особенность этих турбин —
одновенечная регулировочная ступень, заменившая
только что применявшееся на ЛМЗ для этой цели
колеса Кертиса в турбине П-25-29. Последнее имело
более низкий к. п. д., что и оправдывало его замену
при возможности разместить проточную часть тур-
бины 50 МВт с одновенечной ступенью в одном
Рис. 1.6. Турбина К-100-29/3000 ЛМЗ: а — регулировочная ступень и первые три ступени давления ЦВД;
б —ЦНД:
/ — верхний регулировочный клапан; 2 — одновенечная регулировочная ступень; 3 — двухъярусная ступень
2*
11
цилиндре. Одновенечная ступень имела максималь-
ную степень впуска е = 0,85 и внутренний к.п. д.
при полной нагрузке г] = 0,75. Расход пара турби-
ной изменялся пятью клапанами, что обеспечивало
удовлетворительную работу при частичных на-
грузках.
Унификация рассматриваемых турбин, в отличие
от предшествовавших, была более прогрессивной:
они имели, помимо четырех последних ступеней
и выходных патрубков, одинаковые переднюю часть
ЦВД, паровые коробки, передние подшипники,
системы регулирования и ряд других узлов и де-
талей.
На расчетном режиме турбина 100 МВт имела
внутренний к. п. д. т] = 0,78 и расход теплоты q^ =
= 11 550 кДж/(кВт-ч) [2760 ккал/(кВт-ч)]. Масса
турбины 50 МВт была приблизительно на 33%
меньше, чем масса такой же турбины при
1500 об/мин.
Выпуском этих турбин закончился первый этап
турбиностроения, отличавшийся большим многооб-
разием типов турбин и конструктивных решений.
1.3. ИТОГИ ПЕРВОГО ЭТАПА
В начале 1925 г., когда спешно проектировались
новые цехи на ЛМЗ, была поставлена цель освое-
ния производства турбин мощностью до 20 МВт.
Но темпы сооружения электростанций нарастали
так стремительно, что уже в разгар строительных
работ на заводе стала вырисовываться перспектива
выпуска турбин, гораздо более мощных. Поэтому
оборудование цехов и размеры испытательных стен-
дов выбирались с учетом возможности изготовле-
ния турбин до 100 МВт. Через десять лет выпуск
турбин такой мощности стал вполне реальным, хотя
его экономическая целесообразность для того вре-
мени еще не была очевидной.
На пути создания крупных паровых турбин
стояли трудные проблемы, решение которых было
возможно лишь при наличии достаточно мощной
индустриальной базы и высококвалифицированных
кадров. Ниже сформулированы главные проблемы
и дана оценка уровня их решения в конце тридца-
тых годов.
Число ступеней. Для всех типов турбин вставала
проблема выбора оптимального числа ступеней.
К началу тридцатых годов многие фирмы ку-
пили лицензии на изготовление турбин по проектам
проф. Лёзеля, главного конструктора завода «Эр-
сте Брюннер Машиненфабрик». Он предложил ре-
активные турбины с очень малыми перепадами эн-
тальпии на каждую ступень и потому с огромным
общим числом ступеней. К тому же, лопатки уста-
навливались с очень малыми радиальными зазо-
рами. По мнению изобретателя, при малых скоро-
стях потока следовало ожидать очень высокий
к. п. д. турбины. Идея основывалась на опытах Бри-
танского общества инженеров-механиков с турбин-
ными решетками в зоне малых скоростей пара. Но
эти опыты, как выяснилось позднее, были неточ-
ными. Да и вообще опыты только на неподвижных
решетках не могли служить достаточной базой для
проектирования принципиально новых типов тур-
бин. Но в то время и позднее находил признание
тезис: что дает хорошие результаты в неподвижных
решетках, то хорошо и для турбин. Этот тезис при
распространенных тогда методах испытаний реше-
12
ток неоднократно вводил в заблуждение конструк-
торов паровых турбин. При обсуждении лицензион-
ных договоров с зарубежными фирмами обсужда-
лись и предложения проф. Лёзеля, но этот проект
был отвергнут.
Тогда же наметилась тенденция к снижению чи-
сла ступеней в крупных турбинах. Это стало осо-
бенно выгодным с переходом к одноцилиндровым
мощным турбинам, так как сокращение числа ци-
линдров, как правило, значительно уменьшало стои-
мость турбины, а в ряде случаев повышало ее на-
дежность. Идя этим путем, ЛМЗ в конце первого
этапа построил быстроходную турбину мощностью
50 МВт с двенадцатью ступенями давления, тогда
как выпущенная им в начале этого этапа тихоход-
ная турбина той же мощности и для тех же пара-
метров имела 40 ступеней, причем тепловая эффек-
тивность этих турбин была приблизительно одина-
ковой. Достигнутый успех не только принес суще-
ственную экономию в стоимости турбины, но имел
также решающее значение для дальнейшего укруп-
нения турбин.
Переход к строительству крупных турбин с не-
большим числом ступеней давления — один из важ-
ных итогов развития турбиностроения на первом
этапе.
Выбор расчетных режимов. От того режима, на
который спроектирована проточная часть турбины,
существенно зависит ее тепловая экономичность на
этом режиме (его также называют «экономиче-
ским») , а также при частичных нагрузках и «пере-
грузках». Особенно сложен выбор расчетного ре-
жима для турбин с отборами пара. Этой проблеме
посвящены крупные исследования в ЦКТИ, во ВТИ
и в других организациях. В качестве расчетного ре-
жима для вновь проектируемых турбин принимался
такой режим, при котором предполагалась наиболь-
шая годовая выработка энергии. Естественно, что
именно при этом режиме конструктор всегда стре-
мился достигнуть максимального к. п. д. паротур-
бинной установки.
Конденсационные турбины вначале
были спроектированы для расчетного режима
0,8Vmax, и эта мощность считалась номинальной.
Обводное регулирование этих турбин было пред-
назначено для обеспечения максимальной мощно-
сти и для работы в случае допускавшихся откло-
нений начальных и конечных параметров. Такое же
назначение имел и последний клапан соплового ре-
гулирования. Всегда, конечно, завод предусматри-
вал и некоторый запас в расходе пара. Так как от-
крытие перегрузочного клапана было сопряжено
с понижением к. п. д. турбины, а в области больших
расходов пара ухудшался еще и вакуум, то на ре-
жимах максимальной нагрузки увеличивался удель-
ный расход теплоты установкой по сравнению
с экономическим режимом.
На первом этапе своего развития энергетика не-
сколько отставала от общего темпа индустриализа-
ции страны, и турбины большую часть времени экс-
плуатировались как базовые, с максимальной на-
грузкой. Поэтому к концу первого этапа мощность
расчетного режима была повышена до 0,92Vmax, а за-
тем— до максимальной величины. В то же время
установилась традиция и в качестве номинальной
считать максимальную мощность турбины.
Эта традиция долгое время сохранялась и тогда,
когда в последующие периоды графики нагрузки на
турбины претерпели резкие изменения. К тому же,
по мере появления мощных и экономичных турбин
ранее выпущенные агрегаты вытеснялись из базо-
вой части графика нагрузки и должны были обес-
печивать полупиковую и даже пиковую часть этого
графика. А в этих случаях особое значение приоб-
ретали тепловая эффективность работы турбин при
частичных нагрузках и их маневренные качества,
поэтому указанная традиция себя не оправдывала.
Турбины с отборами пара проектиро-
вались для заданных параметров пара и для «эко-
номических» его расходов обеими частями турбины.
В качестве экономических принимались такие рас-
ходы, при которых ожидалась наибольшая годовая
выработка энергии каждой частью турбины. Эконо-
мические расходы пара ЧВД и ЧНД могли и не со-
ответствовать одному и тому же общему режиму
работы турбины. Кроме того, устанавливались мак-
симальные расходы пара ЧВД и ЧНД, а также
максимальная мощность турбины на конденсацион-
ном режиме.
Все эти требования должны были выдвигаться
на основании тщательного анализа графиков пла-
нируемой работы турбины. Для этого анализа были
необходимы статистические данные, а их в то время
было совершенно недостаточно. Тем не менее,
в ЦКТИ и других организациях проводились об-
ширные исследования в этом направлении, в ре-
зультате которых были выработаны принципы про-
ектирования турбин с отборами пара.
Турбины с отопительными отборами пара значи-
тельную часть времени работали с большой загруз-
кой ЧНД, поэтому для них эту часть делали высо-
коэкономичной. Для таких турбин рекомендовалось
ЧНД рассчитывать на 65—80% от максимального
расхода пара на чисто конденсационном режиме
при полной мощности. От величины этого расхода
зависело давление в камере отбора при конденса-
ционном режиме и максимальной мощности. В те-
чение рассматриваемого периода времени лучше
оправдали себя турбины с сильно развитой ЧНД.
Турбины с технологическим отбором пара несли
сравнительно равномерную тепловую нагрузку. По-
этому их ЧНД работали, как правило, при расходах
пара, значительно меньших, чем в конденсационных
турбинах той же мощности. В таких турбинах раз-
витая ЧНД обычно работала большую часть вре-
мени с недогрузкой, и для них рекомендовалось
ЧНД рассчитывать для меньших расходов пара,
чем для турбин с отопительным отбором пара.
К. п. д. турбин с отборами пара при работе на
чисто конденсационном режиме были ниже, чем со-
ответствующих по мощности конденсационных тур-
бин. Это объяснялось повышенными потерями в
регулировочной ступени за камерой отбора,
а также в последних ступенях ЧНД — в основном
из-за больших выходных потерь.
Регулирование расхода пара ЧВД выбиралось
сопловым с числом клапанов не менее четырех, так
как общий расход пара турбинами с отбором пара
менялся чаще и в больших диапазонах, чем конден-
сационными турбинами. Для ЧНД также было
предпочтительно сопловое регулирование, но
с меньшим числом клапанов, чем для ЧВД.
Принцип удвоения мощности турбин. Весь пер-
вый этап был пройден при удвоении мощности каж-
дой последующей в ряду турбины. Так были со-
зданы турбины различных типов мощностью 6; 12;
25; 50 и 100 МВт. Для мощной турбины, когда
в ряду делался шаг, приводящий к двухпоточному
ЦНД вместо однопоточной ЧНД предыдущего про-
екта, метод удвоения мощности стал особенно цен-
ным, так как при этом открывалась возможность
использовать не только готовое котельное оборудо-
вание, но и проверенные уже в эксплуатации наи-
более сложные последние ступени, как это было
в турбинах ЛМЗ и ХТГЗ мощностью 50 и 100 МВт.
Указанная закономерность имела и более глубокие
корни.
Опыт трех пятилеток показал, что мощность
энергосистем и связанная с нею потребность в уве-
личении мощности единичных агрегатов росли при-
близительно синхронно. Последняя определялась
накоплением достаточного эксплуатационного
опыта, необходимым научным заделом и подго-
товкой производства для перехода к следующей
принципиально новой ступени в мощностном ряду
турбин. А так как все эти процессы весьма трудо-
емки и длительны (особенно научный задел), то
удвоение мощности в ряду и оказалось на прак-
тике как раз отвечающим приросту выработки элек-
троэнергии. Так же дело обстояло с выпуском кот-
лов и генераторов, увеличение мощности которых
требовало решения столь же сложных проблем.
Кроме того, шаг в мощностном ряду было целесо-
образно совмещать с качественным скачком в энер-
гетике— изменением параметров пара.
Прежде чем были выданы заказы заводам на
турбины по 100 МВт, ставился вопрос: нужны ли
столь мощные агрегаты для находившихся в экс-
плуатации сетей? И действительно, тогда агрегат
такой мощности мог вызвать ряд неудобств и даже
опасных ситуаций в эксплуатации при его останов-
ках на ревизии, а тем более при вынужденных от-
ключениях от сети. С другой стороны, мощность
энергосистем быстро росла, и развивать турбино-
строение надо было, исходя из дальнего прогноза.
Именно с учетом перспективы было принято даль-
новидное и правильное решение об удвоении мощ-
ности.
Частота вращения. Острая дискуссия разгоре-
лась по вопросу о выборе частоты вращения для
турбины 100 МВт.
Сторонники тихоходных турбин главное их
преимущество видели в большей надежности лопа-
ток последних ступеней, которые могли работать
при окружных скоростях, значительно меньших, чем
в быстроходных турбинах. При прочих равных ус-
ловиях можно было ожидать и меньшую эрозию
лопаток. Кроме того, ометаемая площадь послед-
ней ступени в тихоходной турбине могла быть раза
в два больше, а выходная потеря — соответственно
меньше, чем в быстроходной. Эти преимущества
побудили и ряд зарубежных фирм отдать предпоч-
тение тихоходным турбинам.
С другой стороны, в быстроходной турбине
длины лопаток в ЧВД были больше, чем в тихоход-
ной, что снижало потери энергии. Уменьшались
диаметры и число ступеней, а вместе с тем снижа-
лись размеры и масса турбины, а в связи с этим
и ее стоимость. При решении проблемы в целом
большую роль играют надежность, размеры, стои-
мость и к. п. д. электрического генератора, которые
также зависят от частоты вращения. Из-за обилия
факторов, влияющих на экономические показатели
и надежность тихоходных и быстроходных турбин,
13
можно обоснованно их сравнить, только имея хо-
рошо разработанные проекты. Такое сравнение
и было выполнено на стадии технических проектов
турбин 100 МВт ЛМЗ и ХТГЗ.
Из этих проектов уже были очевидны большие
преимущества быстроходной турбины, и единст-
венно, что в какой-то мере можно было оспаривать,
это безусловную надежность последней ступени
ЛМЗ, в то время рекордной по размерам и напря-
жениям. В перспективе же просматривался не-
уклонный прогресс в области металловедения и ме-
таллургии, а также в усовершенствовании методов
расчета прочности турбинных деталей. А это озна-
чало, что, ориентируя промышленность на быстро-
ходные турбины с допустимыми в данный момент
напряжениями в последних колесах, следовало
ожидать, что уже за несколько лет эти напряжения
можно будет повышать и создавать колеса еще
больших размеров, расширяя область применения
быстроходных турбин. В действительности так
и было (см. гл. III).
К чести руководителей отрасли того времени
и исследовательских институтов (ЦКТИ и ВТИ)
проект быстроходной турбины был утвержден. При
этом большую роль сыграли соображения перспек-
тивного характера: в то время уже готовилось ре-
шение о следующей ступени начальных параметров
пара, проектировать же ЦВД тихоходной турбины
для высоких давлений и температур пара было быв
то время неразрешимой задачей. Сейчас очевидно,
что в сложной ситуации было принято глубоко прин-
ципиальное решение, открывшее путь мощным бы-
строходным турбинам и вместе с тем — внедрению
высоких начальных параметров пара.
В то же время было решено строить также тихо-
ходную турбину для накопления опыта и сравнения.
Это был, конечно, интересный опыт, но и весьма до-
рогой, так как ХТГЗ получил заказ всего на одну
турбину.
Преимущества проектирования ряда турбин.
На первом этапе, наравне с изготовлением конден-
сационных турбин, важные проблемы решались
в связи с выпуском в большом количестве крупных
турбин с различными отборами пара и противодав-
лением. Разнообразие требуемых типоразмеров тур-
бин было велико. Выдача заводам заказов на от-
дельные типы турбин приводила к излишествам
конструктивного характера, с которыми было очень
трудно бороться. Это крайне неблагоприятно отра-
жалось на унификации турбин и, следовательно, на
их стоимости, сроках изготовления и, что не менее
важно, на производственной мощности заводов [3].
Стало ясно, что турбины конденсационные, с отбо-
рами пара и с противодавлением, близкие по рас-
ходу свежего пара, следовало проектировать одно-
временно на одном заводе и на базе общих идей
как единую серию, по возможности из однотипных
узлов и деталей, включая и системы регулирования.
К концу первого периода отрицательные стороны
отступлений от этого принципа построения ряда
турбин были уже очевидны.
Аэродинамическая проблема. Аэродинамические
исследования в течение первого периода были в за-
чаточном состоянии. Тогда только начинались ис-
пытания решеток профилей в ЛПИ, ЦКТИ и на
ЛМЗ.
Проточная же часть проектировалась двумя
методами:
14
1) согласно одномерной теории с поправоч-
ными опытными коэффициентами;
2) по готовым характеристикам определенных
ступеней, полученным по лицензионным договорам.
Развитие научных исследований в области газо-
динамики проточной части в известной мере тормо-
зилось переоценкой точности и общности тех опыт-
ных материалов, которые были получены заводами
по лицензиям. В результате пренебрежения усло-
виями радиального равновесия в расчетах ступеней
большой веерности паровых турбин при входе по-
тока в рабочие колеса возникали значительные
углы атаки, а это, как выяснилось позднее, приво-
дило к существенному снижению их к. п. д.— иногда
на несколько процентов.
При проектировании ЧВД играли большую роль
концевые потери. Но они качественно и количест-
венно учитывались неточно. Это особенно относи-
лось к протечкам у периферии и корня ступени. Не-
дооценивалась возможность появления отрицатель-
ной степени реактивности в корневых сечениях
ступеней как с относительно короткими, так и длин-
ными лопатками, что могло приводить к срывным
явлениям.
Расчетам турбинных ступеней при частичных
расходах пара и определению осевых сил было
посвящено много исследований, которые способст-
вовали повышению надежности упорных подшип-
ников, но и здесь недоставало экспериментальных
данных.
Нестационарные явления в проточной части тур-
бины серьезно не изучались ни у нас, ни за рубе-
жом, а в связи с этим невозможно было доста-
точно глубоко вникнуть в причины усталостных по-
ломок лопаток и изыскивать эффективные меры
к их устранению. В частности, в то время широко
практиковались малые осевые зазоры между НЛ
и РЛ.
В конце тридцатых годов стало ясно, что проб-
леме совершенствования проточных частей паровых
турбин уделяется недостаточно внимания. В ЦКТИ
были развернуты работы по проектированию воз-
душных и паровых экспериментальных турбин,
и было даже Правительственное решение об их изго-
товлении, но война помешала реализовать эти планы.
Проблема автоматического регулирования.
До конца двадцатых годов расчеты динамики регу-
лирования паровых турбин находились на низком
уровне как в СССР, так и за рубежом.
Вместе с тем еще в прошлом веке И. А. Вышне-
градский с исключительной ясностью поставил
задачу создания устойчивых САР. На базе этих ис-
следований и более поздних научных работ А. Сто-
долы можно было уже тогда признать несостоятель-
ность кинематической теории проектирования цент-
робежных регуляторов применительно к каждому
типу машин и перейти к простейшим и вполне уни-
версальным малоинерционным чувствительным дат-
чикам. Открывалась также возможность на базе
теории устойчивости установить общие принципы
проектирования САР и избежать излишеств в их
чисто конструктивном оформлении.
В тридцатых годах исследования в области ди-
намики регулирования паровых турбин были в ши-
роком плане поставлены в ЦКТИ, во ВТИ и на за-
водах. Тогда были решены такие основные вопросы,
как влияние на устойчивость и на процесс регули-
рования паровых объемов, саморегулирования, ха-
рактеристик насосов в гидродинамических регуля-
торах, трения в регуляторах и золотниках. Были
вскрыты как положительные, так и отрицательные
стороны САР с дроссельными золотниками. Глу-
боко были разработаны также принципы проекти-
рования САР для паровых турбин с регулируемыми
отборами пара.
На базе этих исследований совершенствовались
САР для всех типов турбин, и конструкторами были
созданы вполне надежные системы регулирования,
отвечавшие требованиям эксплуатации того вре-
мени. Резко снизилось число аварий и неполадок
из-за несовершенства САР, которые в двадцатых
годах во всем мире причиняли много забот
и убытков.
В итоге за три первые пятилетки, в конце трид-
цатых годов в Советском Союзе были решены все
поставленные в то время задачи в области турби-
ностроения:
создана мощная производственная база в ре-
зультате расширения и реконструкции действующих
и строительства новых турбинных заводов;
подготовлены высококвалифицированные кадры
турбинистов-конструкторов, производственников и
исследователей;
реконструирована металлургическая промыш-
ленность и выполнены научные исследования для
обеспечения турбинных заводов высококачествен-
ными материалами и заготовками;
освоено производство мощных паровых турбин,
которые по надежности и экономическим показате-
лям достигли уровня лучших зарубежных образцов;
положено начало для создания научно-исследо-
вательской базы по физико-техническим проблемам
турбиностроения;
завершена фундаментальная подготовка к сле-
дующему этапу строительства крупных турбин на
повышенные параметры пара.
ГЛАВА II
ВТОРОЙ ЭТАП РАЗВИТИЯ ПАРОВЫХ ТУРБИН
После войны энергетика оказалась в очень тя-
желом состоянии в результате общего урона, нане-
сенного промышленности, а также вследствие экс-
плуатации сохранившихся электростанций с пре-
дельной нагрузкой. ХТГЗ был полностью выведен
из строя, турбинное производство на ЛМЗ прекра-
тилось, а на УТМЗ еще не было развернуто. Встала
задача в короткий срок организовать выпуск круп-
ной серии мощных паровых турбин, в первую оче-
редь на ЛМЗ, в рамках имеющихся средств произ-
водства. Для решения этой задачи необходимо
было, по возможности, упростить конструкции
турбин, широко применить сварные изделия вме-
сто литых и, конечно же, унифицировать турбин-
ное оборудование. Вместе с тем и топливная проб-
лема была крайне острой. Поэтому повышение на-
чальных параметров пара было весьма кстати, хотя
и встречало производственные трудности.
Поставленные задачи решались в течение всего
второго периода. Характерные черты этого этапа —
повышение единичной мощности и экономичности
ПТУ, широкий разворот научных исследований для
обеспечения надежности и эффективности оборудо-
вания, его унификация и специализация заводов.
Корни этих проблем брали начало из научного за-
дела и практического опыта тридцатых годов,
а также и последующих разработок, не прекращав-
шихся даже в самые тяжелые дни войны. Тогда на
Урал были эвакуированы ЦКТИ и конструктор-
ские коллективы ведущих турбинных заводов,
и им были созданы условия для подготовки тех-
нической документации новых серий турбин, строи-
тельство которых намечалось после войны. Так за-
кладывался фундамент послевоенного турбино-
строения в то время, когда фронт проходил под
Сталинградом,— факт, достойный восхищения.
П.1. ВЫБОР ПАРАМЕТРОВ ПАРА
В конце тридцатых годов была поставлена за-
дача резкого подъема тепловой экономичности
ПТУ путем повышения начальных параметров пара.
По этой проблеме выполнялись крупные исследова-
ния в ЦКТИ, ВТИ, ТЭП и на всех турбинных за-
водах.
Выбор начального давления. С увеличением дав-
ления растет, вместе с температурой насыщения,
средняя температура подвода теплоты, что и приво-
дит к повышению к. п. д. цикла. По мере роста дав-
ления этот эффект ослабевает, что можно видеть,
рассматривая процесс в ^-диаграмме. Если на-
чальную температуру пара и давление за турбиной
считать неизменными (673К и 4 кПа), то прирост
к. п. д. цикла остается еще существенным до дав-
ления 9—10 МПа. Например, при исходном давле-
нии 2,8 МПа в указанных условиях от повышения
давления получается относительная экономия
удельного расхода теплоты около 8%.
Вместе с давлением необходимо поднимать и на-
чальную температуру пара прежде всего для удер-
жания степени влажности в конце расширения на
уровне 12%—величины, в то время считавшейся
предельной. Это достигалось при начальной темпе-
ратуре пара 753—773 К-
Не менее валено, что при увеличении перегрева
пара перед турбиной также повышается средняя
температура подвода теплоты в цикле и, соответст-
венно,— его к. п.д. Так, подъем начальной темпе-
ратуры в рассматриваемой области на 100 К в иде-
альном цикле снижает расход теплоты установкой
еще на 4%.
Таким образом, в идеальном цикле переход к но-
вой ступени начальных параметров пара 9—10 МПа
и 753—773 К давал экономию в расходе теплоты
около 12%. Это скачкообразное повышение эффек-
тивности ПТУ вполне оправдывало усилия промыш-
ленности, связанные с переходом к повышенным
начальным параметрам пара.
Однако нельзя было решать вопрос на основа-
нии только рассмотрения идеального цикла ПТУ.
Даже в чисто тепловом аспекте необходимо было
учитывать целый ряд важных факторов, как сни-
жающих, так и повышающих эффективность ПТУ
от введения новых параметров
15
Повышение давления при неизменной мощно-
сти турбины приводило к уменьшению длин лопа-
ток в ЧВД и, следовательно, к увеличению конце-
вых потерь и снижению к. п. д. Стремление кон-
структоров в первых же ступенях ЧВД как можно
сильнее снизить давление и температуру пара
также всегда завершалось выбором проточной ча-
сти высокого давления несколько пониженной теп-
ловой эффективности. Немалые потери от повыше-
ния начального давления происходили из-за утечек
пара через зазоры уплотнений внешних (концов
вала и штоков) и внутренних (диафрагменных,
бандажных и др.).
С другой стороны, потери в области высокого
давления сопровождались существенным эффектом
возврата теплоты.
Это служило основанием применять в ЧВД сту-
пени с несколько пониженным к. п. д. при расчетном
режиме, если они существенно упрощали конструк-
цию турбины и улучшали ее тепловую экономич-
ность при частичных нагрузках.
На проточную часть низкого давления повышен-
ные начальные параметры оказывали хотя и кос-
венное, но сильное влияние: от них зависели рас-
ход пара и степень влажности.
Из поступающего в турбину пара значительная
часть отбиралась в регенеративную систему подо-
грева питательной воды. Так, например, в турбине
100 МВт с повышенными начальными параметрами
пара при ta. в = 500 К из притекавшего в турбину
410 т/ч пара лишь около 280 т/ч проходило сквозь
последнее рабочее колесо, т. е. около 70%, тогда
как в турбинах типа К-100-29 эта величина была
существенно больше — около 80%. Значительное
снижение количества пара, поступающего в конден-
сатор, позволило поставить задачу проектирования
быстроходных турбин 50 и 100 МВт без ступени
Баумана. А это сокращало их длину, и становилось
реальным не увеличивать число цилиндров с пере-
ходом на повышенные параметры пара.
Что касается конечной влажности пара, то, как
указывалось, ее назначение предопределяло выбор
начальных параметров, особенно если считать, что
верхний предел по температуре в то время был до-
вольно точно ограничен состоянием металлургиче-
ской проблемы. Но само понятие о предельной
влажности (12—14%) не было научно обосновано,
так как в то время недоставало опыта эксплуата-
ции турбин при больших окружных скоростях рабо-
чих лопаток, а теория процессов эрозии была в за-
чаточном состоянии. Литературные же сведения
о работе тех или иных турбин со степенью влажно-
сти до 14—15% носили неглубокий и случайный
характер, не вскрывали условий работы последних
ступеней и их особенностей, и они не могли слу-
жить основой для проектирования.
Таким образом, эффективное использование но-
вых параметров пара и надежность ПТУ зависели
от ряда факторов: от решения проблем прочности
и эрозии, от выбора принципиальной схемы проточ-
ной части и размеров последней ступени, от уровня
нагрева питательной воды и качества питательных
насосов, от способов регулирования расхода пара
и теплового состояния ЦВД, от совершенства
уплотнений и клапанов и др. При таком обилии фак-
торов обоснованно решить проблему в целом было
возможно только сравнением проектных вариантов
энергетического оборудования на уровне эскизных
16
и технических проектов. Предварительные прора-
ботки велись уже в тридцатых годах. Так, напри-
мер, к 1938 г. специально для обоснования выбора
начальных параметров пара в ЦКТИ были выпол-
нены проекты турбин с двумя отборами пара мощ-
ностью 25 МВт для начальных параметров 9,8 МПа
и 773 К. В этих проектах всесторонне изучались
технико-экономические показатели нового оборудо-
вания и рассматривались конструктивные решения;
в частности, была предложена конструкция ввар-
ных паровых коробок ЧВД, которые позднее также
применялись фирмами ВВС, ЛМЗ и др.
На основании проектных разработок турбин
мощностью от 25 до 100 МВт были приняты в каче-
стве стандартных параметры пара: 8,8 МПа
и 753—773 К (480—500°С), а для турбин от 0,75 до
12 МВт — 3,4 МПа и 708 К (435°С). На эти пара-
метры и строились турбины в послевоенный период.
Первое время из-за недостатка опыта начальная
температура пара для мощных турбин была огра-
ничена 753 К, но проектирование велось для 773 К.
Выбор вакуума. Задача обоснованного выбора
давления в конденсаторе для вновь проектируемых
ПТУ столь же сложна, как и выбор начальных па-
раметров пара. Температура и количество охлаж-
дающей воды — важнейшие, но не единственные
факторы, определяющие наиболее выгодный ва-
куум. Его величина при заданных начальных пара-
метрах пара зависит от стоимости топлива и обору-
дования, от годового графика нагрузки турбины, от
эксплуатационных расходов на обслуживание кон-
денсационной установки, а также в значительной
мере от особенностей последней ступени ЧНД тур-
бины, включая и допускаемую ею степень влажно-
сти пара.
В начале первого этапа в качестве расчетной
принималась температура охлаждающей воды
288—293 К и давление в конденсаторе крупных
ПТУ выбиралось 4—5 кПа без особых экономиче-
ских обоснований. С укрупнением ПТУ проблеме
оптимального вакуума стали уделять больше вни-
мания. Расчетная температура охлаждающей воды
была снижена на 5 К, а вакуум существенно углуб-
лен. Заметим, что с уменьшением противодавления
с 4 до 3 кПа изоэнтропийный перепад увеличи-
вается приблизительно на 31 кДж/кг. Если принять
расход пара последними ступенями GK = 280 т/ч
(соответствует режиму Af~ 100 МВт) и снизить дав-
ление с 4 до 3 кПа при к. п. д. ступени т] = 0,78, то
дополнительная мощность достигнет 1900 кВт. Уже
турбины К-50-29 и К-100-29 были рассчитаны для
противодавления 4 кПа. В турбинах же той же
мощности для давления 8,8 МПа было принято
рк = 3,5 кПа. Только турбины с регулируемыми
отборами пара рассчитывались для рк = 6 кПа при
чисто конденсационном режиме.
II.2. УНИФИКАЦИЯ В ТУРБИНОСТРОЕНИИ
Проблема выпуска унифицированного ряда тур-
бин встала уже в довоенное _рремя, и она станови-
лась все более острой на всех этапах дальнейшего
развития [3 гл. I]. На втором этапе развития паро-
турбиностроения вопросам унификации впервые
было уделено большое внимание. Оно касалось
как внутризаводской, так и межзаводской унифи-
кации.
Унифицированный ряд турбин. В процессе про-
ектирования турбин принципиально нового, более
совершенного типа всегда возникает ряд крупных
задач, которые могут быть решены различными пу-
тями [1—4]. В некоторых случаях при недостатке
опыта может оказаться целесообразным выпуск ма-
шин в различных вариантах с целью поиска наи-
лучшего решения. При этом и само проектирование
должно быть подчинено частным решаемым проб-
лемам. В дальнейшем, по мере накопления опыта
эксплуатации, необходимо провести всестороннее
сравнение конкурирующих вариантов и выбрать
оптимальное решение. В результате этого решения
достаточно продолжительный период времени сле-
дует выпускать стандартные турбины с широко уни-
фицированными узлами. Эти турбины могут изго-
тавливаться на одном или нескольких заводах, пол-
ностью или частично. В конечном счете следует
стремиться к широкой межзаводской унификации.
Добиваясь развития унификации турбин одного
класса, следует с осторожностью относиться к уни-
фикации турбин, значительно отличающихся по
мощности и расходу пара, так как это может небла-
гоприятно отразиться на их технико-экономических
показателях. С большим вниманием необходимо
также учитывать потребности промышленности
в турбинах различной мощности и с определенным
диапазоном изменения параметров отбираемого
пара для целей производства и теплофикации.
Этим принципиальным положениям нередко про-
тивостояло стремление заводов, а иногда даже от-
делов одного и того же завода к независимости
в решении технических задач. В самом начале раз-
вития отечественного турбиностроения эти тенден-
ции приводили к тому, что близкие по мощности
и назначению турбины выполнялись на одном и том
же заводе совершенно различной конструкции как
по числу ступеней, профилям лопаток и регулиро-
ванию, так и по лабиринтовым уплотнениям, под-
шипникам и другим деталям. Такой путь отвлекал
немногочисленный в то время технический персонал
от решения прямых задач, приводил к огромному
объему наладочных работ и крайне затруднял экс-
плуатацию. Все это приносило убытки, не всегда,
впрочем, выявляемые.
На рассматриваемом этапе производства турбин
был сделан решительный шаг в сторону широкой
унификации крупных турбин на ЛМЗ и ХТГЗ.
При постановке задачи унификации ряда турбин
принимается решение о ведущем типе турбины, на
экономические показатели которой необходимо об-
ратить наибольшее внимание при проектировании.
С другой стороны, в унифицированном ряду могут
оказаться турбины с низкими показателями по рас-
ходу удельной теплоты, стоимости и размерам по
сравнению с ведущим типом. Включение в унифици-
рованный ряд таких турбин допустимо лишь при
их очень ограниченном выпуске.
Следуя правильному принципу удвоения мощно-
сти и приняв в качестве центральной турбину
К-50-90, ЛМЗ выбрал на верхней границе ряда
двухпоточную турбину К-ЮО-90. Таким образом
полностью решался вопрос об унификации проточ-
ных частей низкого давления. В этот ряд также
очень хорошо вписывались турбины с отборами
пара мощностью 25 МВт, близкие по полному рас-
ходу пара к ведущей турбине. Но по расходу пара
турбина 100_МВт выпададашзщяда. Поэтому паро-
г .	51 23D
3 Зак. к Я) - L Л ° ’
вые коробки и клапаны, спроектированные для тур-
бины 100 МВт, имели завышенные размеры и массу
для других турбин ряда.
Границы унификации. Крайними в унифициро-
ванном ряду были турбины К-25-90 и К-100-90.
В первой из них унифицированная структура про-
точной части существенно отклонялась от оптималь-
ной, а многие элементы (цилиндры, паровые и со-
пловые коробки и др.) имели преувеличенные раз-
меры. Такая унификация существенно снижала
экономические показатели этой турбины. С другой
стороны чрезмерная унификация сказалась и на эко-
номических показателях турбины мощностью
100 МВт. Ее как двухцилиндровую можно было бы
выполнить с более высоким к. п. д., применив одно-
венечную PC вместо унифицированной ступени Кер-
тиса. Й ранее турбины ЛМЗ К-50-29 и К-ЮО-29 вы-
пускались с одновенечной регулировочной ступенью
как более экономичной. Не было достаточных осно-
ваний отказываться от этого принципа и при созда-
нии унифицированного ряда турбин: отступление
в формировании головной части ЦВД было бы за-
кономерным.
Те же соображения относятся к унификации тур-
бин с противодавлением 1,8 и 3 МПа Р-25-90/18
и Р-25-90/31, которые по расходу пара прибли-
жаются к верхней границе унифицированного ряда.
Эти турбины уже с 1953 г. выполнялись с однове-
нечной регулировочной ступенью, и тепловые испы-
тания подтвердили правильность этого решения.
Годом позднее с такой же регулировочной сту-
пенью выпускалась двухцилиндровая турбина
К-Ю0-90-6 с двадцатью ступенями в ЦВД. Обе по-
следние турбины были рассчитаны на начальную
температуру 808 К.
Эти преобразования турбин, называемые модер-
низацией, сопровождались введением также ряда
усовершенствований или упрощений в различных
узлах турбины. Так, например, в турбине К-Ю0-90-6
вместо муфты «Бибби» появилась полугибкая
муфта, а вместе с тем был устранен ставший лиш-
ним упорный подшипник ЦНД; винтовой масляный
насос заменен центробежным с приводом его через
гибкую муфту непосредственно от главного вала;
введен, наконец, быстроходный высокочувствитель-
ный регулятор ЛМЗ. Все это заимствовалось из бо-
лее поздних разработок завода новых унифициро-
ванных узлов и существенно повышало экономи-
ческие показатели турбин. Достаточно отметить, что
переход к турбинам К-100-90-5 (без повышения тем-
пературы пара) привел, по данным испытаний, к по-
вышению к.п.д. ЦВД на 4%. Следующий шаг на
верхней границе унифицированного ряда был еще
более крупным: начальные параметры пара были
подняты до 13 МПа и 838 К и введен промежуточ-
ный перегрев пара. Но это был уже явный пере-
ход из одного унифицированного ряда в другой
(см. п. III.2).
Межзаводская унификация. Унифицированный
ряд турбин повышенного давления ЛМЗсыграл
также исключительно благоприятную роль в реше-
нии проблемы межзаводской унификации. Турбины
этого ряда были переданы на УТМЗ, где они строи-
лись в большом количестве и на их базе развивался
следующий ряд турбин с регулируемыми отборами
пара при более высоких начальных параметрах
пара (см. п. VI.2). Турбины того же ряда изготав-
ливались на БМЗ без каких-либо отступлений.
17
Таким образом в то время была осуществлена меж-
заводская унификация турбин в крупном масштабе
с большой пользой для дела.
Унификация узлов и деталей. В пределах уни-
фицированного ряда степень унификации узлов и де-
талей была различной. Такие узлы, как передняя
часть ЦВД, паровые и сопловые коробки ЦВД, ко-
робки и клапаны автоматического затвора свежего
пара, корпуса передних подшипников, регулировоч-
ные клапаны, фундаментные рамы и др., изготавли-
вались одинаковыми для всего ряда (некоторые —
с различиями в обработке). В меньшей мере удава-
лось унифицировать ротора, выходные части ци-
линдров, обоймы и пр.
Особенно важно было унифицировать направ-
ляющие и рабочие лопатки, на изготовление кото-
рых затрачивалось около 40% от общего времени.
В то время уже встал вопрос об унификации про-
филей лопаток, хотя аэродинамические исследова-
ния турбинных ступеней еще только начинались.
Большая часть направляющих лопаток для диа-
фрагм наборного типа различались только высотой
канала. Для большинства колес использовались
светлокатаные профили с промежуточными телами,
наиболее дешевые в изготовлении. Для всех турбин
унифицированного ряда было применено тринад-
цать профилей лопаток постоянного сечения, тогда
как в одной лишь турбине Т-25-90 ЛМЗ было во-
семь различных профилей. В результате такой уни-
фикации годовой выпуск однотипных лопаток ис-
числялся тысячами, что резко снизило стоимость
лопаточного аппарата.
На ЛМЗ было унифицировано большое число РК,
которые отличались только расточкой втулки. Так,
например, были унифицированы все насадные РК
турбин 50 и 100 МВт. Две последние ступени (11
и 12-я) в ЦВД турбины 100 МВт были унифициро-
ваны с 13 и 14-й ступенями в ЦНД той же турбины
и с 14 и 15-й ступенями турбины 50 МВт. Предпо-
следнее РК турбины 50 МВт служило последним
РК турбин мощностью по 25 МВт. Этот метод при-
менения одних и тех же по размерам ступеней
в разных зонах расширения пара с одинаковым
объемным расходом оказался весьма плодотвор-
ным. Еще в более широком масштабе он приме-
нялся для ЧВД турбин малой и средней мощности
НЗЛ, КТЗ и других, в которых применение парци-
ального подвода пара расширяло возможности та-
кой унификации. На всю серию турбин ЛМЗ тре-
бовалось только 16 различных поковок дисков. Для
турбин 25 и 50 МВт была унифицирована поковка
ротора в грубо обработанном виде.
Системы автоматического регулирования также
были унифицированы в пределах общих узлов для
всех турбин как конденсационных, так и с отбо-
рами пара. Унификация этих узлов была крупным
шагом вперед на пути создания стабильной по
своему устройству САР для всего класса мощных
паровых турбин, в отличие от индивидуальных САР
для каждого типа турбин, применявшихся в течение
первого периода. Столь же широкая унификация
разрабатывалась и в проектах ХТГЗ.
П.З. ТУРБИНЫ НА ПОВЫШЕННЫЕ ПАРАМЕТРЫ ПАРА
Турбины «ЛМЗ (рис. II.I). При проектировании
унифицированного ряда турбин для повышенных
параметров пара была поставлена в качестве одной
из главных задача создания одноцилиндровых па-
ровых турбин мощностью до 50 МВт. При проекти-
ровании одноцилиндровой конденсационной тур-
бины 50 МВт наиболее дискуссионным был вопрос
о потере выходной кинетической энергии за послед-
ним рабочим колесом. Не менее сложные вопросы
возникали при проектировании турбин мощностью
25 МВт с отборами пара. Турбины этого типа для
низких параметров пара ЛМЗ изготовлял двухци-
линдровыми, и для решения поставленной задачи
были необходимы принципиально новые решения.
Отметим особенности этой серии турбин.
Проточные части турбин. Общие принципы фор-
мирования проточных частей остались прежними:
возможно меньшее число ступеней, допускающее
одноцилиндровое выполнение турбин мощностью до
50 МВт; активный принцип работы в ЧВД и реак-
тивный в ЧНД; безусловное предпочтение быстро-
ходных турбин; предельно возможные длины лопа-
ток последних ступеней.
Регулировочная ступень выполнялась
принципиально иначе, чем в турбинах К-50-29
и К-ЮО-29: вместо одновенечной ступени во вновь
строящихся турбинах ЛМЗ стал применять колесо
Кертиса, от которого ранее он отказался как менее
экономичного. Это решение, как указывалось, было
принято, прежде всего, для снижения температуры
ЧВД, а также для уменьшения общей длины про-
точной части, что было очень важно при конструи-
ровании одноцилиндровых турбин.
Рис. 11.1. Турбина К-100-90/3000 ЛМЗ: а — ступень Кертиса и первые три ступени давления ЦВД; б — ЦНД:
/ — клапан; 2 — диффузор; 3 — сопловая коробка; 4 — колесо Кертиса; 5 — сварной выходной патрубок
18
Согласно испытаниям ЛМЗ [3], к. п. д. Ступени
Кертиса на расчетном режиме был около 67%, что
приблизительно на 10% ниже, чем к. п. д. ступеней
давления того времени, которые она заменяла (впо-
следствии усовершенствованием уплотнений по бан-
дажу и применением новых профилей МЭИ к. п.д.
колес Кертиса на ЛМЗ был увеличен до 77%, но
и к. п. д. одновенечных ступеней к тому времени
тоже возрос). При повышенных же начальных па-
раметрах пара потери энергии в колесе Кертиса
меньше сказывались на удельном расходе теплоты
вследствие возврата теплоты. Применение ступени
Кертиса уменьшало диаметры вала и, следова-
тельно, снижало утечки пара через уплотнения,
а также улучшило работу турбины на частичных на-
грузках. В итоге получалось небольшое уменьшение
к. п.д. турбины, но ему противопоставлялось значи-
тельное снижение трудоемкости изготовления одно-
цилиндровых турбин по сравнению с двухцилиндро-
выми, что было одной из главных производственных
задач того времени. Мощность колеса Кертиса тур-
бины 50 МВт на расчетном режиме была
— 8000 кВт.
Последние ступени выполнены одноярус-
ными, тогда как в турбинах К-50-29 и К-100-29
применялась ступень Баумана. Для этого была
сконструирована новая ступень с ометаемой лопат-
ками площадью 5 = 4,18 м2. Эта величина была на
0,67 м2 меньше, чем суммарная площадь в старом
варианте ЧНД со ступенью Баумана. Выходная по-
теря hc., была приблизительно такая же, как в тур-
бине К-ЮО-29, а именно: при рк = 3,2кПа и полной
нагрузке /гС!— 42 кДж/кг (10 ккал/кг).
Эта выходная потеря была значительна, если
исходить из повышенных требований к тепловой
экономичности турбины при остром недостатке топ-
лива в тот период. Ее можно было бы уменьшить
на одну треть, если бы была применена группа по-
следних ступеней турбины К-ЮО-29. Эта группа
имела и существенно меньшие периферийные
окружные скорости (~374 м/с) по сравнению
с той же скоростью в новой последней ступени
(—421 м/с), что было важно с точки зрения эрозии
лопаток при большой влажности пара в конце рас-
ширения. Да и сама схема полуторного выхода со-
здавала более благоприятные условия для прохож-
дения крупнодисперсной влаги. К тому же, эти сту-
пени уже прошли длительную эксплуатационную
проверку, что само по себе имело громадное значе-
ние для надежности новых турбин. Преимущества
были на стороне полуторных выходов и как тради-
ционного перспективного решения.
Всем этим соображениям противостояло стрем-
ление выполнить турбину 50 МВт в одном ци-
линдре, а эта задача имевшимися тогда техниче-
скими средствами не решалась при установке
двухъярусной ступени в ЧНД. В ходе проектирова-
ния турбин 50 и 100 МВт было установлено для
первой из них максимальное расстояние между
осями подшипников 4350 мм, причем критическая
частота вращения была очень низкой: пк =
= 1770 об/мин, а для РНД турбины 100 МВт пк =
= 1660 об/мин; максимальный статический прогиб
валов этих турбин был соответственно 0,34 и 0,40 мм.
Максимальные напряжения в дисках также были
допущены предельными в свое время (<jtmax =
= 265 МПа). Эти соображения и послужили осно-
ванием для выбора проточной части без ступени
Баумана.
Новая последняя ступень имела мощность при
расчетном режиме около 4500 кВт, и ее размеры
были рекордными по тому времени. Она вполне
себя оправдала в эксплуатации, и это было выдаю-
щимся успехом завода.
Таким образом определились принципиальные
схемы проточных частей агрегатов К-50-90 и
К-ЮО-90, возглавлявших серию новых турбин ЛМЗ.
Парораспределение. Все турбины ЛМЗ имели,
как и прежде, по четыре регулировочных клапана
полуразгруженного типа, расположенных на ци-
линдре сверху и сбоку, и по четыре вварных рас-
пределительных коробки. Размещение клапанов на
цилиндре обеспечивало малые объемы пара между
клапанами и первым НА, что благоприятно сказы-
валось на процессе регулирования. В целом кон-
струкция передней части цилиндра оказалась удач-
ной и она применялась ЛМЗ до последнего вре-
мени.
Два первых паровпускных клапана поднимались
одновременно, т. е. в области малых нагрузок ре-
гулирование было дроссельным, что несколько по-
вышало удельный расход теплоты в этой области.
Зато заметно улучшались условия прогрева ЧВД
(симметричный подвод пара) и уменьшались напря-
жения в лопатках колеса Кертиса при малых рас-
ходах пара. Сопловое регулирование осуществля-
лось открытием 3-го клапана, при полном подъеме
которого и нормальных параметрах пара в тур-
бине К-50-90 вырабатывалась мощность 55 МВт.
Четвертый клапан добавлял лишь небольшое коли-
чество пара для достижения мощности до 57,5 МВт,
а дальнейшее его открытие предусматривалось
на случай отклонения параметров пара от рас-
четных.
Клапаны перемещались главным сервомотором
посредством зубчатой рейки и кулачкового вала,
выполненным аналогично конструкциям ХТГЗ. При
этом сервомотор и короткие масляные трубы нахо-
дились вдали от горячих частей турбины (давление
масла — 1,2 МПа). Это принципиальное конструк-
тивное решение, вполне себя оправдавшее, приме-
нялось во всех последующих турбинах ЛМЗ и на
других заводах.
Корпус низкого давления. Установка корпуса на
фундаментные рамы, соединенные со средним под-
шипником, и место неподвижной точки сохранились
прежними. Принципиально новое сварное крепле-
ние между корпусом и конденсатором было круп-
ным шагом по пути устранения присоса воздуха
через неплотности.
ЧНД всех турбин этой серии была одной и той
же. Корпус был сварным с вваренным литым те-
лом подшипника, в отличие от ранее применяв-
шихся чугунных корпусов НД. В послевоенный пе-
риод это было единственным решением задачи из-за
недостаточной производственной возможности ли-
тейных цехов. Кроме того, чугун не следовало при-
менять из-за повышения температуры ЧНД на хо-
лостом ходу.
Блоки подшипников. Схема расширения тур-
бины и соединения цилиндра с подвижным корпу-
сом переднего подшипника сохранились прежними.
Совершенствование этого узла было в основном
связано с размещением в корпусе подшипника сер-
вомотора с целью сократить длины высоконапорных
3*
19
маслопроводов и сделать их пожаробезопасными;
масляные насосы остались зубчатыми, но подвер-
гавшаяся износу червячная передача от главного
вала была заменена на зубчатую. Впоследствии
ЛМЗ применял для турбин этого типа винтовые на-
сосы производительностью до 2400 л/мин. Эти
насосы имели более высокий к. п.д., меньше вспени-
вали масло, были менее шумными и меньше изна-
шивались, чем зубчатые.
Упорный подшипник, выполненный, как во всех
конструкциях ЛМЗ, комбинированным с опорным,
также сохранил традиционную конструкцию.
Турбины снабжались для прогрева валопово-
ротным устройством двух типов: с частотой враще-
ния роторов 1,8 и 4,25 об/мин.
Время пуска турбин. Турбины пускались вра-
щением маховичка ограничителя мощности. Про-
грев велся при частоте вращения 400—500 об/мин
в течение двух часов. Общая продолжительность
прогрева турбины после толчка до нормальной ча-
стоты вращения составляла 3 ч 45 мин. Скорость
приращения нагрузки — не более 1000 кВт/мин.
После нагружения турбины до 1500—2000 кВт ре-
комендовалось проработать на этой мощности не
менее 2 ч и затем при нагрузке 10 000 кВт—1 ч.
По этим цифрам можно судить о том, насколько
невысоки были требования эксплуатации и как
мало было тогда изучено тепловое состояние тур-
бин в процессе пуска.
Система регулирования. Она вновь подверглась
принципиальным изменениям. Главный сервомотор,
приводивший кулачковый вал, стал поступатель-
ным, вместо ранее применявшегося ротативного, и
был встроен в корпус переднего подшипника, что
давало указанные выше преимущества пожарной
безопасности. Регулятор скорости воздействовал на
дроссельный золотник 0 45 мм, сливавший масло
через промежуточный сервомотор, золотник кото-
рого 0 65 мм перемещался непосредственно ры-
чагом регулятора. Этот золотник двойного дроссе-
лирования, т. е. одновременно изменявший живое
сечение со стороны напора и слива масла, впервые
был предложен в 1930 г. X. Ф. Кетовым и И. И. Ки-
рилловым. Он существенно улучшал динамические
свойства регулирования и сокращал расход масла,
так как этот расход можно было поддерживать
приблизительно постоянным в широкой области
изменения давления масла под поршнем.
Непосредственное перемещение регулятором
большого золотника всегда вызывало споры: со-
гласно теории, регулятор должен быть быстроход-
ным, с небольшой массой, приведенной к ходу
муфты, включая и присоединенную массу золотни-
ков. На этот путь уже в двадцатых годах встали
конструкторы гидротурбин, где легкий регулятор
с помощью золотника («иглы») 0 8—10 мм воз-
действовал через каскад усилений на громадные
сервомоторы. Такой усовершенствованный регуля-
тор необходимо было создать и для паровых тур-
бин, но война помешала его экспериментальной от-
работке, и поэтому в рассматриваемой серии тур-
бин остался тихоходный регулятор старой конструк-
ции. Из-за этого система регулирования обладала
существенной нечувствительностью. По состоянию
энергосистем этот недостаток еще не играл той ре-
шающей роли, как в следующем периоде. Значи-
тельно позднее, при модернизации турбины 100 МВт
(К-100-90) был применен новый высокочувствитель-
20
ный регулятор скорости без шарниров, с упругой
лентой, передающий импульс посредством следящей
системы и промежуточного сервомотора с дроссель-
ным золотником. Этот вполне современный регуля-
тор ЛМЗ применял в дальнейшем для всех своих
паровых и газовых турбин. В то же время появился
высокочувствительный регулятор МЭИ.
В системах регулирования ЛМЗ тогда же был
введен импульс по ускорению посредством сервомо-
тора-дифференциатора, на золотник которого
действует регулятор скорости, а движение поршня
дифференциатора суммируется с движением муфты
регулятора с большим передаточным числом, после
чего передается золотнику главного сервомотора.
Этот механизм, предложенный М. 3. Хейфецем, хотя
и не вырабатывает чистого импульса по ускорению,
но при известных условиях может положительно
влиять на устойчивость и процесс регулирования.
Однако последующие исследования показали, что
при параллельной работе турбогенераторов в элек-
трические сети с межсистемными связями в аварий-
ных ситуациях, когда происходит резкое понижение
частоты в сети, чрезмерно быстрый прием нагрузки
может вызвать опасную перегрузку межсистемной
связи и ее отключение. В такой ситуации диффе-
ренциатор может оказывать вредное влияние.
В дальнейшем аналогичное устройство в системах
регулирования турбин ЛМЗ вступало в действие
только при повышении частоты вращения более но-
минальной, чтобы снизить ее максимальную вели-
чину при сбросах нагрузки.
Турбины ХТГЗ. В то же время проектировались
на повышенное давление высокоэкономичные тур-
бины для работы с глубоким вакуумом при темпе-
ратуре охлаждающей воды 285 К и давлении рк =
= 3 кПа. Для этих условий в 1960 г. ХТГЗ выпус-
кал двухцилиндровые турбины К-100-90 мощностью
100/115 МВт при ро = 8,8 МПа, 808 К- Турбина —
двухцилиндровая, с числом ступеней в ЦВД — 7
и в ЦНД — 4X2. Была применена одновенечная ре-
гулировочная ступень при дроссельном регулирова-
нии с перепадом энтальпии на ступень около
160 кДж/кг. Последняя ступень в ЦНД имела d =
= 2085 мм при /г = 740 мм. Формула РППВ:
4ПНД+Д + 2ПВД. Температура питательной воды
488 К.
В этой турбине были достигнуты следующие по-
казатели:	=0,86; т) „„„ = 0,775 при влажности
ЦБД	' ЦНД	1
у= 13,6%; расход теплоты ^6 = 9193 кДж/(кВт-ч)
[2194 ккал/(кВт- ч)].
11.4. ИТОГИ ВТОРОГО ЭТАПА
Переход на стандартные повышенные пара-
метры пара — четкая граница начала второго этапа
отечественного турбиностроения. Большой экономи-
ческий эффект от повышения параметров пара был
достигнут благодаря одновременному переводу на
новую ступень давления основного выпускаемого
энергетического оборудования. На этом этапе впер-
вые в турбиностроении столь широко были исполь-
зованы все преимущества планового народного хо-
зяйства.
Быстро возрастающие масштабы производства
турбин и широкие общие планы развития энерге-
тики потребовали выполнения крупных организа-
ционных, технологических, конструкторских и на-
учно-исследовательских работ на заводах, в отрас-
левых институтах и ведущих вузах страны.
Число ступеней. Тенденция уменьшать число
ступеней, сохраняя высокий их к. п.д., была явно
выражена к концу первого этапа, и она интенсивно
продолжала развиваться. По мере повышения объ-
емного расхода пара появлялась возможность
увеличения диаметров ступеней в ЧВД без зна-
чительного снижения его к. п. д. из-за концевых
потерь.
Ограничения размеров РВД определялись воз-
можным диаметром поковок цельнокованых рото-
ров и прочностью обода диска в зоне высоких тем-
ператур. С этой точки зрения изготовление цельно-
кованого вместе с семью дисками ротора турбины
К-50-90 ЛМЗ, несущего всего 18 РК при средних
их диаметрах от 935 до 2000 мм и при общей его
длине более 6,6 м, было большим достижением по
сравнению с ротором турбины К-50-29 при диаметре
последней ступени около 1750 мм и длине ротора
6,3 м. Расстояние между подшипниками было уве-
личено почти на 0,5 м и достигло 4350 мм. Эта кон-
струкция ротора открывала путь к дальнейшему
увеличению диаметров ступеней, что и было сде-
лано при модернизации турбины К-Ю0-90 (рис. II.2).
Выбор расчетных режимов. В рассматриваемый
период турбины рассчитывались на максимальную
мощность, так как в послевоенное время из-за не-
достатка электроэнергии ЭС работали, как правило,
с полной нагрузкой. Однако распространение этого
принципа на последующие серии турбин нельзя
признать удачным из-за коренных изменений в гра-
фиках нагрузки, которые уже ощущались в конце
второго периода.
Сопловое регулирование с четырьмя клапанами
обеспечивало достаточно высокий к.п. д. турбины
на частичных нагрузках, что имело большое значе-
ние для экономических показателей этих турбин
много лет спустя после ввода их в эксплуатацию,
когда они были вытеснены более мощными и совер-
шенными агрегатами в область переменного гра-
фика нагрузки.
Что касается общей экономичности этих турбин,
то при весьма длительной их жизни, часто значи-
тельно превышавшей 20 лет, и при интенсивной их
эксплуатации главную роль играла не первоначаль-
ная стоимость турбин, а расход топлива. С этой
точки зрения повышенные выходные потери оправ-
дывались только производственными ограниче-
ниями послевоенного периода.
Частота вращения. С повышением начального
давления и особенно с ростом температуры пара
вопрос о проектировании тихоходных турбин не
ставился. Решительный и весьма прогрессивный пе-
реход к быстроходным турбинам в конце первого
этапа открыл путь к все возрастающим начальным
параметрам пара в последующих сериях турбин
и тем самым обеспечил быстрый рост экономично-
сти ПТУ.
Следует особо отметить, что быстроходность тур-
бин позволила провести впоследствии их модерни-
зацию со значительным повышением начальной
температуры пара. Так, через десять лет после вы-
пуска головной турбины этой серии ЛМЗ стал стро-
ить турбины К-50-90-3 и К-100-90-6 для начальной
температуры 808 К, переконструировав ЧВД и со-
хранив ЧНД, что дало возможность снизить удель-
ный расход теплоты на ~7% по сравнению с про-
тотипами. На этой же базе выпускались турбины
ЛМЗ ПТ-50-130/13/1,2 для следующей ступени дав-
ления.
Таким образом, если в первый период создания
турбин мощностью 100 МВт (К-Ю0-29) была
резкая оппозиция выбору быстроходного вари-
анта, то с повышением начальных параметров пара
правильность этого направления была уже оче-
видной.
Аэродинамическая проблема. Война прервала
все начатые работы по созданию эксперименталь-
ной базы для усовершенствования проточной части
паровых турбин. Это крайне затрудняло проектиро-
вание новых турбин. Именно недостатком экспери-
ментальных данных объясняется неустойчивость
в выборе между одновенечной и двухвенечной регу-
лировочными ступенями мощных турбин и сравни-
тельно низкий к. п. д. ступеней большой веерности.
Рис. II.2. ЧВД турбины К-100-90/3000 ЛМЗ после мо-
дернизации; /о=8О8К:
/ — одновенечная регулирующая ступень; 2 — обойма трех сту-
пеней (всего в ЦВД 20 ступеней)
Вместе с тем испытания на ЭС крайне сложны
и чаще всего они не могут обеспечить необходимой
точности и широты программы исследования. По-
этому была острая необходимость в немедленной
организации экспериментальной базы. Крупные аэ-
родинамические лаборатории были созданы
в ЦКТИ, во ВТИ, на заводах и в ведущих втузах.
В этот период были созданы новые, более совер-
шенные профили лопаток в ЦКТИ, МЭИ, на ЛМЗ
и ХТГЗ и всесторонне изучалось влияние таких
важных конструктивных факторов, как радиальных
и осевых зазоров, перекрыш, ширин лопаток, про-
филя меридионального сечения (в ЦКТИ, БИТМ,
ЛПИ и др.). Столь же энергично выполнялись
и крупные теоретические исследования по профили-
рованию лопаток, по пространственной структуре
потока и по нестационарным явлениям в лопаточ-
ном аппарате (см. гл. XI и XIV).
Все эти исследования впоследствии привели
к существенному повышению к. п. д. вновь создавае-
мых турбин, работавших при высоких докритиче-
ских и сверхкритических параметрах пара. Разви-
тие двухмерной и пространственной теории потока
в турбинах оказало сильное и благотворное влияние
на прогресс в турбинной промышленности. Тем не
менее, следует отметить поразительные успехи,
21
достигнутые в промышленности за два первых пе-
риода ее развития в. основном на базе одномерной
теории, сочетавшейся лишь с весьма ограниченными
экспериментальными материалами.
Проблема автоматического регулирования.
Крупные исследования по динамике регулирова-
ния, выполненные еще до войны, послужили на-
дежной основой для решения главных задач тур-
биностроения, особенно в области турбин с регули-
руемым отбором пара. Громадную роль сыграли
линейная теория регулирования и теория устойчи-
вости, послужившая базой для того, чтобы кон-
структоры заняли правильные принципиальные по-
зиции.
В течение рассматриваемого периода в институ-
тах и на заводах были решены многочисленные не-
линейные задачи динамики регулирования, связан-
ные с конструированием регуляторов, усилителей
и сервомоторов, а также с подключением к турбине
теплообменных аппаратов и длинных паропроводов.
Решение этих задач существенно повысило надеж-
ность автоматического регулирования.
К этому времени относится также введение
в теорию регулирования паровых турбин методов
частотного и структурного анализа систем регули-
рования. Таким образом был перекинут мост между
несколько изолированно развивавшейся теорией
регулирования турбин и общей теорией автоматиче-
ского регулирования.
Все эти научные достижения в полной мере ис-
пользовались на практике, и поэтому, при всем
многообразии применявшихся систем регулирова-
ния, все они находились на высоком уровне и
не было допущено каких-либо принципиальных
ошибок.
Унификация. Эта трудная проблема, как указы-
валось, впервые была решена в крупном плане,
и даже был некоторый прогресс в очень эффектив-
ной межзаводской унификации. Но в межзаводском
сотрудничестве все же наблюдались явления, заслу-
живающие внимания. Так, например, на БМЗ од-
новременно изготавливались турбины мощностью
12—25 МВт по чертежам других заводов с тремя
совершенно различными САР (ЛМЗ, ЛКЗ и ВТИ—
УТМЗ). Все эти САР работали вполне исправно, но
затрачивались большие средства и труд на освое-
ние столь разнообразной продукции.
Эти явления лишь подчеркивали неисчерпаемые
возможности совершенствования производства тур-
бин, которые открывает широкая межзаводская
унификация их узлов и элементов.
В итоге за короткий срок были решены главные
задачи турбиностроения, поставленные на втором
этапе:
восстановлено производство паровых турбин
в Советском Союзе;
создан ряд мощных паровых турбин, доступных
по своей конструкции для серийного производства
на заводах послевоенного времени;
внедрены повышенные параметры пара на ЭС,
обеспечившие экономию в расходе теплоты ПТУ на
12—15% по сравнению с довоенным уровнем, и про-
ведены подготовительные исследования для даль-
нейшего повышения начальных параметров пара;
создана научно-исследовательская база для ре-
шения новых проблем турбиностроения.
ГЛАВА III
ПАРОТУРБИННЫЕ БЛОКИ
Успешный выпуск серии турбин на повышенные
параметры пара в послевоенный период стал осно-
вой дальнейшего прогресса. К пятидесятым годам
был накоплен громадный опыт по изготовлению
и эксплуатации всех типов паровых турбин, обеспе-
чивающих потребности промышленности. Но в то
же время быстрыми темпами изменялись мощности
энергосистем, условия потребления электроэнергии
и требования к экономичности ЭС.
Эти новые условия эксплуатации и требования
по снижению удельного расхода теплоты повлекли
за собой принципиальные изменения параметров
пара, конструкций энергетического оборудования
и систем регулирования парогенераторов и турбин.
III.1. ПУТЬ к СВЕРХКРИТИЧЕСКИМ ПАРАМЕТРАМ
ПАРА
С начала организации выпуска турбин ЛМЗ для
давления пара 8,8 МПа было ясно, что центральное
место занимает турбина 100 МВт, а не 50 МВт. Нои
эта мощность агрегата вскоре уже оказалась недо-
статочной для новых крупных энергосистем, и темп
ее роста стал быстро повышаться.
Вместе с ростом мощности турбины была по-
ставлена, естественно, задача дальнейшего повыше-
22
ния начальных параметров пара. Обе эти задачи
взаимосвязаны, так как высокий к. п.д. ПТУ мог
быть достигнут только при использовании турбин
с большим объемным расходом пара ЧВД, при ко-
тором получаются достаточные длины лопаток и не-
большие концевые потери. В то же время при высо-
ких начальных давлении и температуре уменьша-
ется количество пара, протекающего сквозь послед-
нюю ступень, что облегчает ее выполнение. Поэтому
выпуск новых сверхмощных турбин всегда связы-
вался с максимально возможными начальными па-
раметрами пара при имеющихся технических сред-
ствах для изготовления оборудования. В целом
проблема решалась на основании общих экономи-
ческих показателей, проектируемых ПТУ с учетом
безусловной их надежности. О масштабе народ-
нохозяйственного значения этой проблемы можно
судить хотя бы по тому, что стоимость головных
образцов нового ряда современных сверхмощных
блоков достигает сотен миллионов рублей.
При определении новой ступени давления пре-
жде всего было необходимо наметить оптимальные
параметры пара как предельные для данного этапа.
С этой целью на заводах и в ЦКТИ были состав-
лены предварительные проекты паротурбинных
установок, рассчитанные на различные параметры
пара.
О темпе изменения удельного расхода теплоты
[Д/у, кДж/(кВт-ч)] в зависимости от начального
давления (р0, МПа) можно судить по результатам
расчетов ЛМЗ методом материально-энергетиче-
ских балансов [25] с учетом реальных особенностей
тепловой схемы и проточных частей мощных тур-
бин (в том числе внешних протечек пара)
(рис. III.1). В расчетах принимались полный подвод
пара (е = 1) и полное открытие регулировочных
клапанов. Этот темп заметно затухает в зоне ро =
= 154-20 МПа и становится незначительным в рай-
оне ро — 30 МПа.
Такие же расчеты были выполнены на ЛМЗ для
оценки темпов изменений величины q под влиянием
температуры перегрева первичного (i0) и вторич-
ного (1*п. п) пара [25]. Они могут быть выражены
формулами: Д<у/Д^о = 2,34-3,1 и Д^/Д?п. п =
= 1,94-2,7 кДж/ (кВт • ч) на 1 К.
Тепловой эффект и надежность оборудования —
лишь одна сторона проблемы. Не меньшее значение
имеют капиталовложения, сроки подготовки произ-
водства и доводки оборудования, а также много-
численные вопросы эксплуатации.
В результате всестороннего изучения проблемы
были выбраны в качестве наивысших для конден-
сационных турбин мощностью 300 МВт и более
сверхкритические параметры: 23,5 МПа и 838 К,
а для турбин меньшей мощности — 12,7 МПа и
838 К- Для всех мощных конденсационных турбин
в проектах предусматривался один промежуточный
перегрев пара до температуры 838 К.
Переход от давления пара 8,8 к 12,7 МПа и уве-
личение начальной температуры пара от 773 до
838 К с промежуточным перегревом до той же тем-
пературы для турбин мощностью 100 и 200 МВт по-
зволял ожидать экономию в удельном расходе теп-
лоты соответственно 11—13 и 12—15%, а дальней-
ший переход к сверхкритическим параметрам
пара — еще на 5% более.
Мощность 300 МВт, выбранная как нижний пре-
дел для сверхкритических параметров пара, была
не вполне достаточной как с точки зрения высот
проточной части ЦВД, так и по своей величине.
К тому же, она шла вразрез с многолетней практи-
кой удвоения мощностей (см. п. 1.5).
Принцип удвоения мощностей находился в не-
которой связи с увеличением общей мощности элек-
троэнергосистем, с ростом параметров пара
и с принципами проектирования ЧНД мощных тур-
бин. Действительно, начиная с 1950 г., выработка
электроэнергии во всем мире удваивалась прибли-
зительно за каждые 8—9 лет, а в Советском Со-
юзе— за каждые 6—7 лет. На выпуск же каждой
следующей ступени мощности паровых турбин за-
трачивалось 5—8 лет. Например, ЛМЗ уникальные
в свое время мощные паровые турбины вы-
пускал со следующими интервалами по времени:
1947 г,— К-100-90-2,- 1952 г,— К-150-170-1; 1957 г.—
К-200-130-1;	1960 г. — К-300-240-1;	1968 г.—
К-800-240-2 и К-500-166; 1977 г. — К-1200-240. Та-
ким образом, если с 1960 по 1970 г. производство
электроэнергии выросло с 290 до 750 млрд. кВт-ч,
т. е. в 2,6 раза, то мощность единичного агрегата
за это время возросла с 300 до 800 МВт, т. е. при-
близительно в том же отношении. Можно ожидать,
что и в перспективе это соотношение еще некоторое
время сохранится.
Принцип удвоения мощности агрегатов, а воз-
можно, и более крупный шаг ряда может быть обо-
снован громадными и все возрастающими затрата-
ми и большими сроками выполнения необходимых
'-для выпуска таких агрегатов научно-исследо-
вательских и проектных работ, подготовки произ-
водства и, что особенно важно, доводки оборудо-
вания до безусловно надежного состояния. Период
доводки нового оборудования всегда требовал
больших усилий и средств, особенно если учесть все
убытки, связанные с нарушениями ритма промыш-
ленного производства от простоев оборудования.
Поэтому производство принципиально новых круп-
ных и весьма сложных механизмов было рента-
бельно только тогда, когда после их освоения они
выпускались в большом количестве и когда дости-
гался большой экономический эффект, знаменую-
щий важный этап в развитии паровых турбин.
Указанным недостаткам противостояло главное
преимущество выбранной мощности 300 МВт — ее
сравнительно небольшая величина, что было очень
важно в период наладки принципиально нового
и чрезвычайно сложного оборудования, и этот фак-
тор стал решающим.
Рис. III.1. Темпы изменения удель-
ного расхода теплоты в зависимо-
сти от начального давления
в кДж/(кВт-ч) на 1 МПа
Сверхкритические параметры пара осваивались
в Советском Союзе практически сразу после сту-
пени давления 8,8 МПа, так как опыт эксплуатации
отечественного энергетического оборудования при
начальном давлении 12,7 МПа к моменту заверше-
ния проектирования турбины К-300-240 был недо-
статочным. Правда, имелся положительный опыт
работы турбин на начальных параметрах пара
16,6 МПа и 823 К, так как на эти параметры еще
до утверждения стандартов в 1952 г. была выпу-
щена турбина СВК-150 ЛМЗ. Однако в новых аг-
регатах многие конструктивные решения принци-
пиально отличались от применявшихся в этой тур-
бине.
Главные же трудности при освоении энергообо-
рудования на сверхкритические параметры воз-
никли из-за недостаточной подготовки производ-
ства, особенно высококачественных труб для ко-
тельного оборудования. После того как были при-
няты решительные меры к повышению качества
теплоэнергетического оборудования на сверхкрити-
ческие параметры, оно стало играть ведущую роль
в теплоэнергетике страны.
Следует подчеркнуть целеустремленную и даль-
новидную техническую политику Минэнергомаша
и Минэнерго, не отступивших перед трудностями
и огромными затратами на реконструкцию энерго-
машиностроительной и смежных отраслей про-
мышленности, необходимую для достижения по-
ставленной цели. Плоды этой творческой работы
23
особенно заметны сейчас, когда с ростом цен на
топливо достигнутый успех в повышении экономич-
ности ПТУ дает еще больший эффект, чем ожида-
лось в начале рассматриваемого периода.
Аспекты проблемы выбора вакуума остались
теми же, как и в конце 40-х годов (см. п. II.1),
с тенденцией к некоторому повышению противодав-
ления. Турбины мощностью 500 МВт и выше выпол-
няются с несколькими ЦНД. В зависимости от ва-
куума меняется число ЦНД, но сохраняется, в ос-
новном, их унификация. При этом меняются раз-
меры лишь первых ступеней ЧНД в соответствии
с другим массовым расходом пара этой частью.
Противодавление в современных турбинах обычно
находится в пределах 3,5—6 кПа, но в исключи-
тельных случаях достигает 14 кПа.
Для эффективного внедрения выбранных пара-
метров пара необходимо было с самого начала
определить наиболее целесообразный ряд турбин
и сформулировать задачи каждого завода. К на-
чалу третьего периода производство турбин уже
делилось между тремя гигантами турбиностроения:
ЛМЗ, ХТГЗ и УТМЗ. Роль последнего в паротур-
биностроении была четко ограничена выпуском тур-
бин с отборами пара (см. гл. VI). Сферы же дея-
тельности ЛМЗ и ХТГЗ в то время не были строго
разделены, и производство турбин для давления
пара 12,7 и 23,5 МПа было начато одновременно на
двух заводах с некоторыми особенностями в техни-
ческих заданиях.
Параллельный выпуск на ЛМЗ и ХТГЗ турбин
для сверхкритических параметров пара мощностью
300 МВт оправдывался сложностью поставленной
задачи, необходимостью быстрого накопления
опыта и масштабом планируемого выпуска. Таким
образом можно было в короткие сроки проверить
в эксплуатации положительные и отрицательные
стороны каждого из проектов, выбрать из них наи-
лучшие решения, а затем разграничить сферы дея-
тельности этих заводов с целью эффективного ис-
пользования преимуществ социалистического про-
изводства. В этом плане и развивались события,
и сейчас следовало бы подвести итоги этому гран-
диозному опыту с различных точек зрения: техни-
ческой, экономической и формирования кадров.
Плодотворный опыт параллельной работы заво-
дов имелся в авиационной промышленности. Но
там с момента выдачи задания на проектирование
самолета до испытаний его первых образцов прохо-
дило 2—Згода, причем при доводке образцов двига-
телей на испытательном стенде можно было прове-
рить полный ресурс и даже довести до разрушений
десятки двигателей. Это позволяло достигнуть ре-
шения задач даже в случае недостатка в научных
исследованиях, положенных в основу проекта.
Кроме того, за короткий срок можно было сравнить
конкурирующие изделия, после чего лучшие из
них передать в серийное производство на специа-
лизированных заводах для выпуска сотен или ты-
сяч таких двигателей.
В стационарном турбиностроении весь цикл про-
изводства протекает совсем иначе. Переход к прин-
ципиально новой конструкции мощной турбины
с новыми параметрами пара решается комплексно
с парогенератором, а в ряде случаев — и с электри-
ческим генератором и со структурой всей ЭС. Со-
гласованное выполнение всех необходимых научно-
исследовательских и проектных работ, а также под-
24
готовка производства занимают очень длительный
срок — 10 лет и более. При этом все научные иссле-
дования и проектные разработки в принципе дол-
жны доводиться до состояния, обеспечивающего
безусловную надежность и гарантируемую эконо-
мичность оборудования. Образец мощной турбины
в полном составе испытывается в заводской обста-
новке лишь на холостом ходу, да и то в условиях,
далеких от натурных (за исключением некоторых
испытаний исследовательского характера на натур-
ных стендах). Испытания же под нагрузкой прохо-
дят на ЭС с одновременной наладкой всего ее
оборудования и в очень сжатые сроки. С момента вы-
дачи задания на проектирование уникальных агре-
гатов, т. е. уже после решения всех принципиаль-
ных вопросов о выборе параметров пара, частоты
вращения турбоагрегата, компоновки и пр., до ис-
пытания турбины под полной нагрузкой проходит
лет пять. Только после этого начинает накапли-
ваться эксплуатационный опыт. При этом вибраци-
онная прочность деталей, точность прогноза ползу-
чести материалов в различных конструкциях, эро-
зия лопаток, надежность всего оборудования в ава-
рийных ситуациях и пр. всесторонне выяснятся
лишь по прошествии нескольких лет после начала
эксплуатации. Ресурс же многих ответственных уз-
лов крупных деталей будет выработан только через
15—30 лет эксплуатации.
Важно также иметь в виду, что опыт на единич-
ном образце недостаточно представителен: на
практике нередко наблюдалось, что из партии пол-
ностью идентичных турбин, впервые изготовленных
одним и тем же заводом, даже первоклассным, одни
могут длительно работать безаварийно, а иные уже
вскоре после сдачи в эксплуатацию оказываются
с какими-либо дефектами, чаще всего в лопаточ-
ном аппарате и в других вновь применяемых узлах.
Это объясняется, прежде всего, различием эксплуа-
тационных условий, а также небольшими отклоне-
ниями в качестве материалов и изготовлении; все
это становится опасным, когда напряжения в том
или ином изделии оказываются на границе допусти-
мых и авария возникает в результате постепенного
накопления повреждаемостей. Поэтому для ускоре-
ния процесса освоения крупной серии мощных тур-
бин целесообразно подвергать эксплуатационной
проверке партию однотипных турбин (3—4 агре-
гата) .
Из сказанного следует, что с момента, когда
конструктор разработал принципиально новую
конструкцию турбины до момента эксплуатацион-
ной проверки проходит лет 10, а то и более.
К этому моменту уже кипит работа над серией
турбин следующего поколения.
В этих условиях, учитывая уже большой опыт
в развитии мощных паровых турбин и высокую ква-
лификацию кадров, было бы целесообразно сосре-
доточить борьбу идей на стадии технических проек-
тов, широко использовать проверку принципиально
новых узлов на моделях и в модернизированных
турбинах, а уникальные сверхмощные турбины из-
готовлять, пусть реже и без особых вариаций, в кон-
струкциях, но при завершенных целенаправлен-
ных исследованиях и отличной производственной
подготовке.
Загрузка же заводов — это вопрос организаци-
онный. Важно лишь то, чтобы параллельное про-
изводство на заводах было поставлено с учетом воз-
можности изготовления изделий по любому выбран-
ному проекту, если, конечно, нет ограничений со
стороны оборудования цехов, о чем необходимо
своевременно заботиться, как о деле первостепен-
ной важности. Такой опыт в турбиностроении в не-
большом масштабе уже был, как указывалось
в конце гл. II.
Из всего сказанного также следует, что в произ-
водстве сверхмощных паровых турбин роль дли-
тельного опыта и всесторонней проверки новых идей
исключительно велика. Большое значение имеют
также сроки производственного цикла турбин
и ввода в эксплуатацию нового оборудования.
II	1.2. НОВЫЕ УСЛОВИЯ ЭКСПЛУАТАЦИИ
Как указывалось, общее повышение мощности
энергосистем и их объединение межсистемными
связями создало новые условия эксплуатации энер-
гетического оборудования и стимулировало резкое
увеличение единичных мощностей блоков и началь-
ных параметров пара. Вместе с тем, эксплуатация
предъявила к ним и качественно новые требова-
ния, связанные с графиками нагрузки, частыми пу-
сками и остановками блоков и регулированием ча-
стоты в энергосистемах.
Графики нагрузки. Для современных энергоси-
стем характерна большая суточная и недельная не-
равномерность графиков нагрузки [20]. Отношение
суточного минимума к максимуму нагрузки в сред-
нем по Единой энергетической системе Европейской
части СССР составляет менее 70%, а в некоторых
системах приближается даже к 50%. В общем
графике нагрузки таких систем остропиковая часть
занимает до 10% максимальной мощности продол-
жительностью 2—3 ч в сутки (500—800 ч в году).
Полупиковая нагрузка составляет около 40% от
максимальной при продолжительности около 16 ч
в течение рабочего дня.
Мощности ГЭС недостаточны для покрытия пе-
ременной части графика нагрузки. Линии передач
из восточных районов в западные по экономическим
соображениям будут использоваться, в основном,
для покрытия базовой части графика нагрузки. Для
приема пиковой нагрузки целесообразно использо-
вать главным образом ГТУ и комбинированные
установки с их участием, а для полупиковой на-
грузки— паротурбинные блоки вплоть до самых
больших мощностей и парогазовые установки (см.
гл. V и XV).
Покрывать полупиковую часть графика нагрузки
можно, ежесуточно останавливая паротурбинные
блоки или разгружая работающие в сеть агрегаты.
Первый из этих способов требует блоков, специ-
ально спроектированных для частых пусков и оста-
новок (см. гл. V). Для второго пути следует повы-
шать экономичность блоков при работе на частич-
ных нагрузках, расширять диапазон допускаемых
нагрузок котлоагрегата и улучшать маневренные
качества оборудования.
Режимы работы. Значительное время блок ра-
ботает при нагрузке меньшей, чем максимальная.
Максимальная мощность должна обеспечиваться
также при некотором понижении начальных пара-
метров пара. Минимальная нагрузка определяется
условиями работы котла в зависимости от топлива.
Обычно она не опускается ниже 60% для твердого
топлива и 30% для мазута. Экономичная работа
блока должна быть обеспечена во всем регулиро-
вочном диапазоне нагрузок от минимальной до но-
минальной.
При малых нагрузках турбина работает во
время пусков из-за предписанных выдержек на по-
ниженных частотах вращения и на холостом ходу,
а также вследствие медленных темпов приема на-
грузок. В таких условиях турбина оказывается
и при необходимости обеспечить только собствен-
ные нужды электростанции, при сушке и испытании
генератора, при балансировке роторов и в аварий-
ных ситуациях энергосистем. Возможны также слу-
чаи, когда турбина или ее часть оказывается в бес-
паровом режиме работы, как, например, при закры-
тии регулировочных или стопорных клапанов перед
ЦСД. Такие режимы работы допускаются лишь
в течение краткого времени.
С повышением мощности все эти особые условия
работы турбины становятся все более трудными для
выполнения. Главные затруднения встречаются при
малых объемных расходах пара ЦНД. По условиям
эксплуатации ЦНД его необходимо проектировать
таким образом, чтобы после полного сброса на-
грузки турбина могла бы удерживаться на холос-
том ходу в течение ~15 мин.
В свете этих требований должен конструиро-
ваться ЦНД и, прежде всего,— его последняя сту-
пень и выходные патрубки.
Регулирование частоты и мощности. Уже в на-
стоящее время к регулированию частоты привле-
каются блоки все большей мощности, а в будущем
их участие в этом процессе станет еще более широ-
ким. Поэтому при проектировании блоков необхо-
димо исходить из повышенных требований к точно-
сти поддержания частоты и активной мощности
в энергосистемах. С другой же стороны, необхо-
димы детальные знания о влиянии переходных про-
цессов регулирования на тепловое состояние тур-
бины и ее прочность.
Качество регулирования частоты и активной
мощности определяется динамическими свойствами
блока вместе с его системой регулирования. Хоро-
шая приемистость блока при набросе нагрузки,
а также быстродействие и чувствительность си-
стемы регулирования — динамические характери-
стики, которые играют особую роль при работе
блока в объединенной энергосистеме. Быстродей-
ствие системы регулирования играет решающую
роль в аварийных ситуациях, нарушающих устой-
чивость современных энергосистем с межсистем-
ными связями. Общие требования к динамике ре-
гулирования значительно возросли, и в настоящее
время эта проблема вновь выдвигается в ряд важ-
нейших.
Быстрые переходные процессы неблагоприятно
отзываются на тепловом состоянии турбины, осо-
бенно при полном сбросе нагрузки до величины, от-
вечающей лишь собственным нуждам. При этом
поднимается начальное давление и сильно снижа-
ется температура пара в процессе его дросселирова-
ния в клапанах, в результате чего может возникать
резкое местное охлаждение в паровой коробке
и далее по потоку. Эти опасные явления должны
учитываться при определении температурных на-
пряжений в роторах и корпусах.
Быстродействие САР во время набросов на-
грузки связано также и с резким повышением дав-
ления в ступенях турбины, тогда как его рост
4 Зак. № 50
25
в емкостях, присоединенных к турбине, замедлен.
Например, промежуточный пароперегреватель обра-
зует большой аккумулятор пара, и в предшествую-
щих ему ступенях в процессах регулирования воз-
можно возрастание перепада энтальпии со всеми
последствиями: увеличением напряжений и проги-
бов диафрагм, повышением осевого давления на ро-
тор и др. Все эти явления изучались еще во время
первого периода развития турбин, и качественная
сторона вопроса была ясна, но количественные по-
казатели динамических процессов для современных
турбин коренным образом изменились.
Работа с отключенными подогревателями.
В РППВ современных ПТУ отбирается большое ко-
личество пара, особенно в ПВД. За счет кратковре-
менного отключения ПВД можно существенно по-
высить мощность турбины, причем дополнительную
мощность можно получить почти мгновенно. Это
очень эффективное средство для улучшения дина-
мических качеств установки при аварийных ситуа-
циях, когда требуется быстрый наброс нагрузки
с удержанием дополнительной мощности хотя бы
в течение небольшого промежутка времени.
За счет длительного отключения РППВ можно
вырабатывать дополнительную мощность и для по-
крытия нагрузки в переменной части ее графика.
Но для этого одновременно необходимо решать
вопрос догрева питательной воды от постороннего
источника (см. гл. V).
III.3.	ОБЩЕЕ НАПРАВЛЕНИЕ РАЗВИТИЯ ПТУ
Основная идея современного этапа — дальней-
шее и притом значительное повышение единичной
мощности и экономичности паротурбинного блока
при его безусловной надежности и при удовлетво-
рении новым требованиям эксплуатации. Решение
этой общей проблемы выдвинуло ряд крупных на-
учных, конструкторских и технологических задач.
Здесь отметим главные аспекты общей проблемы,
а затем рассмотрим технические средства для
их решения.
Промежуточный перегрев пара. Наиболее круп-
ные изменения в ПТУ происходят от промежуточ-
ного перегрева пара. Его введение весьма полезно
с тепловой точки зрения (около 3% уменьшения
удельного расхода теплоты) и значительно снижает
влажность пара в конце расширения, но при этом
существенно усложняется установка и ухудшается
динамика регулирования. Тем не менее применение
одного промежуточного перегрева вполне оправ-
дано для обеих ступеней начального давления пара,
и его целесообразность для крупных конденсацион-
ных ПТУ общепрнзнана.
Для ПТУ с промежуточным перегревом пара за-
труднительно применение схемы ЭС с общим паро-
проводом для всех котлов. Решение проблемы было
найдено в отказе от поперечных связей и выделе-
нии турбогенератора вместе с его парогенераторами
в изолированный по тепловой части «блок».
Таким образом, важное последствие промежу-
точного перегрева — отказ от поперечных соедине-
ний парогенераторов и органическая связь турбины
с котлом, образующих вместе с электрическим гене-
ратором единый энергетический агрегат с общей си-
стемой регулирования.
Блок «котел—турбина». Блок, естественно, дол-
жен иметь единый пульт управления и объединен-
26
ную систему автоматического регулирования и за-
щиты. Изменившаяся от блочной компоновки орга-
низационная структура электростанций открыла
возможность сократить численность обслуживаю-
щего персонала, и одно это делает выгодным приме-
нение блоков даже для установок без промежуточ-
ного перегревателя.
Объединение парогенератора и турбины в одном
агрегате усиливает взаимосвязь между их статиче-
скими и, особенно, динамическими характеристи-
ками. Поэтому при проектировании каждого из эле-
ментов блока необходимо учитывать особенности
характеристик других элементов.
Парогенератор. Для докритических параметров
пара широко применяются парогенераторы бара-
банного типа, в том числе — с принудительной цир-
куляцией. Для давления свыше 10 МПа исполь-
зуются также прямоточные парогенераторы, а при
сверхкритических параметрах — только прямо-
точные.
Промежуточный перегреватель обычно разме-
щается в конвективных газоходах в зоне умерен-
ных температур газов, чтобы избежать его пере-
грева при быстром сбросе нагрузки в случае работы
по схеме без быстродействующих редукционно-
охлаждающих установок (БРОУ) на линиях, обво-
дящих ЧВД турбины. От последних же предпочти-
тельно отказываться, чтобы не усложнять уста-
новку. Парогенераторы мощных блоков выполня-
ются двух типов: однокорпусные и двухкорпусные
с симметричной компоновкой корпусов.
Турбинная установка. Введение сверхкритиче-
ских параметров пара и промежуточного перегрева
существенно изменило конструкции мощных паро-
вых турбин и привело к увеличению числа цилинд-
ров (до пяти), а также к созданию сложных «со-
вмещенных» цилиндров, объединяющих части высо-
кого и среднего давления.
Из-за трудностей проектирования ЧНД очень
мощных турбин и в стремлении уменьшить число
цилиндров или использовать имеющиеся модели
электрических генераторов строились наравне с од-
повальными также двухвальные паровые турбины
с одинаковой частотой вращения обоих валов или
с пониженной частотой вращения ротора низкого
давления. Последний тип турбин получил довольно
широкое распространение за рубежом, особенно
в странах, где частота в электросети 60 Гц. Их
мощность достигала 1300 МВт. В СССР был по-
строен лишь один двухвальный агрегат мощностью
800 МВт с одинаковой частотой вращения обоих
роторов. Экономические показатели не подтвердили
преимуществ этой двухвальной турбины. Одноваль-
ные же турбогенераторы строились мощностью до
1200 МВт, а проектировались значительно большей
мощности.
По мере увеличения начальных параметров
пара и мощности блоков все большие трудности
встречаются при проектировании регулировочных
ступеней. Так, в блоке мощностью 800 МВт паро-
вая турбина ЛМЗ имеет регулировочную ступень
мощностью 43 МВт. При работе таких ступеней
с парциальным подводом пара возникают громад-
ные переменные аэродинамические силы, которые
возрастают с уменьшением степени впуска пара.
Поэтому при проектировании еще более мощных
блоков признано целесообразным отказаться от
соплового регулирования. Такое решение проблемы
требуется и для улучшения маневренных качеств
турбины, так как сопловое регулирование не обес-
печивает равномерности прогрева передней части
ЦВД при пусках блока и при частичных его на-
грузках.
Таким образом возникла проблема изменения
принципа регулирования мощных блоков. Переход
к дроссельному регулированию существенно облег-
чал решение проблемы прочности и маневренности,
а также повышенной тепловой экономичности на
номинальном режиме благодаря замене регулиро-
вочной ступени с парциальным впуском при сопло-
вом регулировании более экономичными ступенями
с полным подводом пара. Так, расчеты, выполнен-
ные совместно ЛПИ и ЛМЗ (см. гл. VIII), показали,
что применение дроссельного вместо сопло-
вого регулирования с заменой регулировочной сту-
пени тремя ступенями давления снижает при номи-
нальном режиме удельный расход теплоты паротур-
бинной установкой К-200-130 на 0,3%, а К-300-240
на 0,4%.
Таким образом, при эксплуатации блока, в ос-
новном, в базовой части графика нагрузки переход
к дроссельному регулированию вполне себя оправ-
дывает, но при частичных нагрузках дроссельное
регулирование, естественно, уступает сопловому.
Этот недостаток становится существенным, когда
по условиям графиков нагрузки даже самые мощ-
ные блоки значительное время должны работать
при частичной нагрузке.
Работа при скользящем давлении. В качестве
альтернативы было предложено регулирование при
скользящем давлении (СД) и неизменной темпера-
туре пара перед турбиной. Эта старая идея, не на-
ходившая применения в прошлом при более низких
начальных параметрах пара и при эксплуатации
мощных турбин, в основном, как базовых, оказалась
весьма плодотворной для новых блоков в изменив-
шихся условиях эксплуатации. В этих условиях
турбина должна обладать повышенной экономич-
ностью и маневренностью при частичных нагрузках.
Работа на скользящем давлении в некоторой мере
придает ПТУ эти качества.
Прежде всего, при СД с уменьшением нагрузки
к. п. д. термического цикла падает в меньшей мере,
чем при дроссельном регулировании. Это объясня-
ется тем, что в области высоких давлений при дрос-
селировании температура существенно снижается,
тогда как при СД ее можно поддерживать неиз-
менной или даже повышать по мере уменьшения
давления, сохраняя запас прочности. Выигрыш
в расходе теплоты получается во всем диапазоне
частичных нагрузок. Он повышается с увеличением
начального давления пара. Увеличение перепада
энтальпии в ЧВД при СД за счет более высокой
температуры, чем при дроссельном регулировании,
дает почти половину общей экономии в расходе
теплоты.
Если сравнивать работу турбины при СД с ра-
ботой при постоянном начальном давлении и сопло-
вом регулировании, то выгода от применения СД
уменьшается. При сопловом регулировании обычно
регулировочную ступень выполняют с четырьмя
группами сопел, из которых последняя предназна-
чена лишь для дополнительного расхода пара при
работе на сниженных в пределах допуска парамет-
рах пара или в случае предусмотренной проектом
перегрузки турбины. Первые две группы сопел, как
правило, открываются одновременно, чтобы, во-пер-
вых, снизить напряжения в рабочих лопатках регу-
лировочной ступени от парового изгиба (их макси-
мум достигается при полностью открытом одном
клапане), а во-вторых, смягчить температурный
перекос входной части ЦВД. Когда же обе группы
сопел полностью открыты, турбина уже несет на-
грузку 70—80% от номинальной. До этой нагрузки
турбина по существу работает с дроссельным регу-
лированием, и в этой области фактически выпол-
няемое «сопловое» регулирование не имеет преиму-
ществ по сравнению с регулированием при СД.
Вместе с тем внутренний к. п.д. турбины в ука-
занной области получается существенно ниже, чем
при работе на СД, из-за потерь энергии в регули-
ровочной ступени с парциальным впуском пара. По-
этому в широкой области частичных нагрузок ра-
бота при СД дает существенный выигрыш по срав-
нению с работой при постоянном давлении и реаль-
ном сопловом регулировании.
Вместе с указанными важными термодинамиче-
скими преимуществами работы блока при СД еще
большую роль может играть уменьшение затраты
мощности на привод питательного насоса.
В современных блоках мри сверхкритических
параметрах пара удельная мощность питательного
насоса близка к 4% от А%. Поэтому экономия от
работы этого насоса с изменением его частоты
вращения в соответствии с СД и имеющимся напо-
ром может быть весьма существенной. Чтобы из-
влечь эти выгоды, насос и его привод должны быть
специально спроектированы для работы в широкой
зоне частот вращения. При оценке уменьшения за-
трат мощности на привод питательного насоса при
СД следует учитывать повышенные объемные рас-
ходы и, следовательно, гидравлические сопротивле-
ния во всем паоожидкостном тракте (включая
парогенератор), а также меньшее, чем при по-
стоянном давлении, повышение энтальпии воды
в насосе.
Общий возможный выигрыш в удельном расходе
теплоты от перехода на СД в зоне частичных на-
грузок значителен. Например, при половинной на-
грузке этот выигрыш для блоков К-300-240 дости-
гает свыше одного, К-800-240 — трех и К-1200-240 —
четырех процентов.
Блок, работающий при СД в условиях современ-
ных графиков нагрузки энергосистем, большую или
значительную часть своей активной жизни нахо-
дится под существенно более низким давлением
пара, чем блок, работающий при постоянном давле-
нии. Это значительно удлиняет жизнь его частей,
омываемых свежим паром. Так, по данным зару-
бежных фирм, срок службы котельных труб и глав-
ных паропроводов в условиях эксплуатации при СД
повышается приблизительно на 30% [4]. Одно это
обстоятельство может оправдать широкое приме-
нение СД.
Работа блока при СД улучшает его пусковые
характеристики. Блоки, как г.равиио, пускаются на
СД, и естественный переход к подъему нагрузки
в сочетании с повышением давления сокращает
время пуска блока и потери. Разгрузка п остановка
блока при СД также сокращает расход теплоты.
Это важное преимущество СД уже выявлено в сло-
жившейся практике эксплуатации крупных энерго-
систем, а в условиях будущих графиков нагрузки
оно станет более значительным.
27
Наряду с большим положительным эффектом
работы блоков при СД имеется недостаток — по-
ниженная приемистость блока из-за уменьшения
его аккумулирующей способности в зоне частич-
ных нагрузок. Этот недостаток можно смягчить,
улучшив приемистость блока за счет обводных ли-
ний ЦВД и отключения отборов пара в РППВ во
время экстренного приема нагрузки. Этой же цели
служит применение комбинированного регулирова-
ния (см. гл. VIII).
Регулирование. Комбинированное регулирование
предусматривает перевод блока на работу при СД
во всем диапазоне мощностей, в котором при посто-
янном давлении блок работал бы с дроссельным
регулированием, получая при этом хотя и пони-
женную, но существенную экономию во всей этой
области.
В узкой же зоне больших мощностей, ра-
ботая с постоянным давлением перед турбиной
и с открывающейся последней группой клапанов,
блок сохраняет обычную приемистость, что осо-
бенно важно именно для этой зоны нагрузок.
В блоках с чисто дроссельным регулированием
повышение приемистости может быть достигнуто за
счет запаса пропускной способности клапанов на
5—10%, т. е. недооткрытия их во время работы на
СД; при этом все же сохраняется существенная
часть экономии от работы при СД.
Унификация. Проблема унификации в турбино-
строении была достаточно четко сформулирована
еще на первых этапах его развития, и идеи унифи-
кации частично уже были реализованы в послево-
енный период. Унифицированная серия турбин
ЛМЗ — неплохой пример широкой внутризаводской
и частично межзаводской унификации. Но при со-
временных масштабах и методах производства по-
становка проблемы унификации должна быть, не-
сомненно, гораздо более принципиальной и ши-
рокой.
Это особенно касается лопаточного производства
в связи с его централизацией. Проблема аэродина-
мики настолько изучена, что потребности крупного
турбиностроения могут быть удовлетворены ограни-
ченным числом профилей. Возможна также стан-
дартизация целых ступеней с длинными лопатками.
Наконец, высший уровень унификации должен
охватывать такие объекты, как ЦНД в целом. При
правильной постановке перспективного проектиро-
вания унифицированный ЦНД может применяться
в турбинах как для АЭС, так и для ТЭС.
Столь же широко унификация должна охваты-
вать все вспомогательное оборудование (включая
конденсатор, турбопривод и др.), системы автома-
тического регулирования и защиты. Только при та-
кой постановке вопроса можно организовать цент-
рализованное производство, и экономически ока-
жется оправданным применение современных
весьма дорогих технических средств для изготовле-
ния лопаток, роторов и других сложных деталей
и узлов ПТУ.
Унификация в столь широком масштабе воз-
можна лишь при централизованном эффективном
руководстве на всех стадиях перспективного проек-
тирования турбин. Эта задача — одна из главных
для отраслевых институтов. В более далекой пер-
спективе можно видеть огромные экономические
преимущества межгосударственной унификации,
особенно в рамках СЭВ. Преимущества широкой
28
унификации не вызывают сомнений. Но на пути
к реализации этих идей еще много препятствий,
и главное из них — психологический барьер.
111.4.	НАПРАВЛЕНИЯ В КОНСТРУИРОВАНИИ ТУРБИН
Задачи конструирования турбин определяются
главными особенностями современной теплоэнерге-
тики, к числу которых относятся: высокие и сверх-
критические начальные параметры пара, промежу-
точный перегрев пара до высокой температуры,
большая единичная мощность агрегатов, работа
блоков в полупиковой и пиковой частях графиков
нагрузки, экстренные дефициты мощности, требую-
щие высокой приемистости блоков, частые их пу-
ски и остановки. Для решения этих задач потребо-
вались принципиально новые конструкции ЦВД,
ЦСД, ЦНД, парораспределения и САР, а также
крупные изменения в валопроводах и в подшип-
никах.
Разработка новых принципов конструирования
основных узлов крупных паровых турбин в свете
новых требований на базе имеющегося опыта со
смелым использованием громадного и чрезвычайно
плодотворного научного задела и всей мощи кон-
структорских бюро и производственной базы заво-
дов— это главное направление современного па-
ротурбиностроения. Именно последний этап разви-
тия паротурбиностроения проходит в особо тесном
единении производства с наукой, и в этом — залог
успеха.
Прежде чем перейти к подробному изучению
принципиальных вопросов конструирования глав-
ных узлов турбины, поставим некоторые вехи на
этом пути.
Число цилиндров и разделительное давление.
В первой половине XX в. самые мощные турбины
строились в основном одно- и двухцилиндровыми.
Последние сначала применялись даже в тех слу-
чаях, когда не были исчерпаны возможности одно-
цилиндрового исполнения, из-за опасения чрезмер-
ного температурного перепада в одном цилиндре.
Позднее на практике была доказана несостоятель-
ность этого ограничения, и турбины мощностью
50 МВт и даже выше выполнялись одноцилиндро-
выми.
С повышением мощности и углублением вакуума
число цилиндров в одном агрегате постепенно воз-
росло до четырех. Длительное время считалось, что
дальнейшее увеличение числа цилиндров не сле-
дует допускать по соображениям вибрационной на-
дежности. Однако накопленный опыт эксплуатации
многоцилиндровых турбин уже открыл возмож-
ность сооружения пятицилиндровых одновальных
турбин (рис. III.2).
ЦНД мощных паровых турбин делаются, как
правило, двухпоточными, и диаметры их последних
ступеней выбираются предельно возможными, чтобы
уменьшить число потоков. Если на один поток
в ЦСД приходится два или три потока в ЦНД
и притом со ступенями большего диаметра, чем
в ЦСД, то высоты лопаток при переходе от ЦСД
к ЦНД резко снижаются. В соответствии с этим,
а также из-за повышенных протечек в уплотнениях
большого диаметра к. п.д. первых ступеней в ЦНД
может заметно уменьшаться по сравнению с к. п. д.
последних ступеней в ЦСД. В таких случаях при
выборе разделительного давления между цилинд-
рами необходимо считаться с изменением потерь
энергии от переноса ступеней из одного цилиндра
в другой. Кроме того, выбор разделительного дав-
ления между цилиндрами связан с вопросами проч-
ности их роторов и лопаточных аппаратов, с разме-
рами перепускных труб, с изменениями давлений
в местах отбора пара в систему РППВ и с кон-
структивными особенностями самих цилиндров. Не-
маловажную роль играют конструктивные, техноло-
гические и экономические соображения, связанные
с изготовлением РНД и стоимостью проектируемых
цилиндров. Все это крайне усложняет вопрос и вы-
зывает дискуссии о выборе числа цилиндров и раз-
делительных давлений.
В связи с трудностями отыскания оптимального
разделительного давления pv между цилиндрами
практически этот вопрос решается весьма разнооб-
разно. Так, при номинальных мощностях в турби-
нах К-200-130 ЛМЗ и К-160-130 ХТГЗ давления пе-
ред ЦНД выбраны рр = 0,13 и 0,465 МПа, для тур-
бин К-300-240 ЛМЗ и ХТГЗ рр = 0,216 и 0,44 МПа,
для турбин К-800-240 и К-1200-240 ЛМЗ рр = 0,29
и 0,5 МПа.
Разделительное давление между ЦВД и ЦСД
более определенно, так как обычно после ЦВД пар
отводится в промежуточный перегреватель. При
Цо =12,7 МПа давление за ЦВД обычно около
2,5—3 МПа, а при р0 = 23,5 МПа давление 3,6—
4,0 МПа.
При начальном давлении ро = 12,7 МПа есть
возможность совместить ЦВД и ЦСД в одном ци-
линдре («совмещенный» цилиндр). В этом случае
пар отводится к промежуточному перегревателю
и возвращается из него к средней части цилиндра,
что значительно усложняет цилиндр из-за увеличе-
ния длины ротора, большого числа отводящих
и подводящих пар труб и высокой температуры
средней части корпуса. Сложнее получается и ЦНД,
если для решения поставленной задачи в нем при-
ходится увеличивать число ступеней из-за более вы-
сокого разделительного давления. С другой стороны,
применение совмещенного цилиндра сокращает чи-
сло внешних уплотнений и подшипников, а также об-
щую длину агрегата. Это существенно снижает его
стоимость и размеры ячейки на ЭС. Тем не менее,
вопрос остается дискуссионным и решается он
только на базе глубокой проработки проектных ва-
риантов и анализа эксплуатационного опыта.
Компоновка цилиндров, разветвление и направ-
ление потоков выбираются весьма разнообразными
в зависимости от расходов пара и типа турбин, осо-
бенностей их последних ступеней, числа промпере-
гревов и общей компоновки ЭС. Примеры встре-
чающихся схем расположения цилиндров и потоков
пара — на рис. III.2.
Частота вращения. Резкий переход к повышен-
ному, высокому, а затем и сверхкритическому дав-
лению только укрепил позиции сторонников быстро-
ходных турбин: с повышением начальных пара-
метров пара стремление к уменьшению размеров
и масс ЦВД и ЦСД стало доминирующим, так как
при этом легче решались сложные задачи прочно-
сти корпусов, маневренности оборудования и тех-
нологии изготовления. Кроме того, в быстроходных
турбинах была более совершенной аэродинамика
проточной части ЦВД. Преимущества быстроход-
ных турбин стали настолько очевидными, что поле-
мика (см. п. 1.3) надолго прекратилась.
Принцип быстроходности, который так долго
был основой развития отечественного турбинострое-
ния, чрезвычайно способствовал внедрению одного
из самых прогрессивных направлений в теплоэнер-
гетике — переходу к высоким и сверхкритическим
параметрам пара.
к-500-130 ЛМЗ
К-!50-!70 ЛМЗ
Рис. III.2. Схемы потоков пара в мощных паровых турбинах
Тип и число ступеней. Выбор кинематической
схемы ступеней предопределяет коренные конструк-
тивные и технологические особенности турбины. По-
этому, естественно, фирмы, имеющие богатый опыт
конструирования, производства и эксплуатации тур-
бин активного или реактивного типа, обычно при-
держиваются этого принятого принципиального на-
правления. Экономически это вполне оправдано.
Вместе с тем основы кинематики потока в турбинах
были глубоко изучены еще в начальный период
развития паровых турбин, и тогда уже была воз-
можность сделать обоснованный выбор типа турбин
с учетом особенностей их производства. Мировая
практика турбиностроения показала, что некото-
рый консерватизм в построении принципиальной
кинематической схемы проточных частей турбин
способствовал накоплению опыта и,как следствие,
29
высокому уровню надежности и экономичности
турбин.
С этой точки зрения вполне закономерно, что
в течение десятилетий, несмотря на коренные изме-
нения параметров пара, мощностей и условий экс-
плуатации, кинематическая структура потоков
в проточных частях турбин каждой из ведущих
фирм менялась сравнительно мало, тогда как аэро-
динамическому совершенствованию проточных час-
тей уделялось огромное внимание. Впрочем, на тех
рубежах, на которых глубоко принципиально ме-
няются требования к турбинам по условиям экс-
плуатации, производства и масштаба выпуска, по-
лезно, с известной осторожностью, критически пере-
сматривать и фундаментальные позиции, о чем еще
будет сказано ниже. Здесь же остановимся на мно-
гочисленных факторах, повлиявших на выбор типа,
конструктивных форм и числа ступеней в каждом
из цилиндров современных мощных паровых турбин.
В ЦВД при высоком давлении пара лопатки
первых ступеней невысоки даже в турбинах боль-
шой мощности, и концевые потери, а также про-
течки пара существенно сказываются иа к. п. д. этих
ступеней. Так как потери энергии в ЦВД значи-
тельны, а мероприятия для их снижения сложны, то
для изыскания оптимального варианта проточной
части требуется очень тщательный общий экономи-
ческий расчет.
В конечном счете важен удельный расход теп-
лоты всей турбиной, поэтому изучение экономично-
сти ЦВД следует вести с учетом возврата теплоты
и отборов пара в систему РППВ.
Чтобы получить лопатки желаемой высоты, чи-
сло ступеней и их диаметры должны быть согласо-
ваны с расходом пара. Поэтому число ступеней
в ЦВД можно выбирать тем меньше, чем больше
мощность. Конструирование же корпусов для высо-
кого давления пара проще при малых их размерах.
Важную роль, конечно, играют и напряжения в ло-
патках, роторе и корпусе, а также расстояние
между подшипниками. К этому добавляются обяза-
тельные требования к характеристикам маневрен-
ности турбины, которые связаны с размерами кор-
пусов и роторов. Наконец, не последнюю роль иг-
рает и стоимость изготовления турбины, которая,
в частности, находится в зависимости от возмож-
ностей металлургии и от коэффициентов унифика-
ции деталей турбин.
На основании всех этих соображений ЛМЗ, на-
пример, изготовлял ЦВД турбин К-300-240 и
К-800-240 с двенадцатью ступенями, а турбины
К-1200-240 — с семью ступенями; ЦВД турбины
К-500-240 ХТГЗ имел десять ступеней. Все ступени
ЦВД этих заводов — активного типа, с небольшой
степенью реактивности в корневом сечении, с уплот-
нениями по бандажам у периферии. В наиболее
мощных турбинах все рабочие лопатки ЦВД за-
кручены.
Из-за большого влияния протечек в ЦВД внут-
ренний к. п. д. его проточной части сравнительно
невелик и для мощных турбин находится на
уровне 86%.
В ЦСД удельный объем перегретого пара уже
при входе настолько велик, что размеры проточной
части получаются весьма благоприятными с аэро-
динамической точки зрения. Здесь, имея в виду те
же соображения, как и при конструировании ЦВД,
целесообразно выбирать большие диаметры ротора,
30
чем РВД. Но и при этом условии все лопатки РСД
выполняются закрученными.
Как указывалось, стремление конструктора на-
правлено к сокращению числа ступеней ЦВД до
минимума, что предопределяет размещение в ЦСД
максимального числа ступеней. С другой стороны,
чрезмерно большие размеры РСД нежелательны,
так как это снижает его вибрационную надежность
и маневренность. Исходя из совокупности всех этих
требований, многочисленных вариантных расчетов
и накопленного опыта, сейчас двухпоточные РСД
в отечественных турбинах уже достигли длины
между осями подшипников более 6,6 м при диа-
метре диска цельнокованого ротора 1200 мм. При
этом в ЦСД размещается по восемь РК в каждом
потоке и при номинальном режиме за ЦСД уста-
навливается давление около 0,5 МПа.
С аэродинамической точки зрения проточная
часть ЦСД наиболее совершенна, так как лопатки
имеют достаточную длину при умеренной степени
веерности (d/>3,5). В этих условиях достигаются
наивысшие к. п. д. ЦСД — 90—93%.
В принципе часть среднего давления целесооб-
разно развивать до предельной степени веерности,
при которой еще достижим высокий к. п. д. ступени
(d/~34-3,5). При этом было бы достигнуто мини-
мальное давление за ЦСД, но размеры ротора мо-
гут оказаться чрезмерными. В этом направлении
возможен прогресс за счет применения высокона-
груженных ступеней с повышенными осевыми ско-
ростями и степенью циркуляции, т. е. работающих
при сниженных величинах uJCo и потому перераба-
тывающих значительные (повышенные) перепады
энтальпии (см. п. XII.3).
В ЦНД структура проточной части зависит
прежде всего от выбранных размеров последней
ступени. С их обоснования начинается проектиро-
вание новых турбин при переходе к следующей сту-
пени мощности.
Последняя ступень ЦНД. Выше была дана ха-
рактеристика последней ступени турбины, включая
задачи надежности и экономичности. По мере уве-
личения мощности турбин эта проблема станови-
лась все более сложной.
Стремясь наилучшим образом решить задачу
прочности рабочих лопаток, конструкторы допу-
скали малую степень реактивности в корневом се-
чении. При этом удавалось спроектировать корне-
вое сечение, обладающее большим моментом сопро-
тивления. С этой целью была даже попытка выпол-
нять последнюю ступень с высокой отрицательной
степенью реактивности (до —0,2). Однако аэроди-
намически такая ступень оказалась несовершен-
ной, и она вскоре была заменена ступенью с поло-
жительной степенью реактивности.
Длительно применявшиеся ступени с малой по-
ложительной степенью реактивности в корневом
сечении в новых условиях также имели заметные
недостатки, которые стали сказываться с особой
силой при снижении степени веерности до величины
di — 2,5. В таких ступенях, к тому же имеющих
очень неблагоприятную форму меридионального се-
чения, возникали в корневой области срывные яв-
ления при сниженных объемных расходах пара
(при относительных расходах Gv <0,54-0,6). Срывы
потока не только сильно снижали к. п. д. ступени,
но также способствовали заносу капель влаги
в РК со стороны выходных кромок лопаток. Это
приводило к заметной эрозии выходных кромок ло-
паток в местах, где напряжения в них достигали
наибольшей величины. Кроме того, срывы потока
порождали переменные аэродинамические силы,
действовавшие на лопатки.
Срывы потока сказывались с особой силой на
холостом ходу, когда последняя ступень работает
в режиме торможения при очень большом характе-
ристическом числе ufCo. Развивающиеся при этом
срывы распространялись против основного потока
в глубь проточной части, увеличивая потери энер-
гии, повышая разогрев выходной части ЦНД и вы-
зывая эрозию выходных кромок РЛ. Все это тре-
бовало некоторых ограничений работы турбины при
малых нагрузках. Эти новые в то время опасные
для прочности лопаток нестационарные явления по-
будили пересмотреть принципиальную основу про-
ектирования РК последних ступеней. Значительное
повышение степени реактивности в корневом сече-
нии ступени было сильным средством для устране-
ния срывов в широкой области частичных нагрузок.
Вместе с повышением степени реактивности
в корневом сечении она возрастала и у периферии
РК- Хотя увеличение степени реактивности в корне-
вом сечении вызвало почти в два раза меньшее ее
возрастание у периферии, все же при di = 2,5 сте-
пень реактивности в периферийном сечении стано-
вилась очень высокой (80% и более), что было свя-
зано с формой профиля у периферии, близкого
к пластине. При этом лопатка сильно прогибалась
и имела неблагоприятные вибрационные характе-
ристики. Таким образом, решение одной проблемы
порождало другую, не менее сложную.
Сложным было также проектирование. РК в кор-
невом сечении. Из-за большой ширины лопаток, не-
обходимой для прочного крепления их на диске,
межлопаточный канал становился длинным и уз-
ким, что увеличивало потери энергии и способство-
вало развитию срывпых явлений. Увеличение же
относительного шага в корневом сечении приводило
к чрезмерной его величине у периферии.
Лишь общее согласованное решение сложней-
шей проблемы прочности и аэродинамики дало
Рис. Ш.З. РЛ последних ступеней турбин ЛМЗ: а — Т-25-29 (1931 г.); б — К-100-29 (1935 г.); в — К-100-29
(1935 г.); г —К-50-90 (1943 г.); д — К-150-170 (1950 г.); е — К-200-130 (1957 г.); ж —К-200-130 (1957 г.); з —
К-300-240 (1959 г.); и —К-1200-240 (1972 г.)
31
возможность на новой основе создать последнюю
ступень для сверхмощных паровых турбин, удовлет-
воряющую всем новым требованиям. Такими ступе-
нями для быстроходных турбин в настоящее время
располагают ХТГЗ (высота лопатки /2=1050 мм
при диаметре 4?2 = 2500 мм) и ЛМЗ (/2 = 960
и 1200 мм при ^2 = 2480 и 3000 мм), которые обес-
печивают ометаемую лопатками площадь соответст-
венно 8,2; 7,5 и 11,3 м2. Возможен и дальнейший
прогресс в этом направлении. Сейчас в ЦКТИ уже
были разработки ступени с длиной лопатки 1300 мм
при ^2 = 3000 мм. На базе имеющихся последних
РК может быть создана новая двухъярусная сту-
Рис. III.4. Бандажные полки и демпфирующие прово-
локи: а и б — бандажные полки; а — бандаж с демпфи-
рующей проволокой; г — уплотнения по полке двухъярус-
ной РЛ; д — установка непаяной проволоки
пень, открывающая путь значительному повыше-
нию расхода пара на один выход ЦНД. Развитие
последних ступеней ЦНД на ЛМЗ показано на
рис. III.3, а в табл. III.1 даны их характеристики,
в том числе масса лопаток <?л и центробежная сила
С одной лопатки с хвостовиком и проволоками [25]
Конструкции бандажей показаны на рис. III.4.
Значительный прогресс в создании последних
ступеней был достигнут за рубежом. Фирма ВВС
имела для быстроходных турбин РК 5 = 10,2 м2
при /2= 1048 мм и ^2 = 3102 мм. В настоящее
время создано новое РК [43] со стальными лопат-
ками длиной /2 = 1200 мм и d2 = 3252 мм (di = 2,71
и 5 = 12,25 м2). Окружная скорость на периферии
этого колеса и" — 700 м/с и число МШ2>1,5.
Из-за больших окружных скоростей необходимо
было принимать меры для пассивной и активной
защиты лопаток от эрозии в периферийной зоне
даже при небольшой степени влажности.
В качестве пассивной защиты с успехом приме-
няются стеллитовые пластины, напаянные на вход-
ные кромки на протяжении 30—50% длины ло-
патки. На ХТГЗ были исследованы защитные пла-
стины с содержанием титана и кобальта (Т5КЮ и
др.), полученные методом порошковой металлургии
и обладающие более высокой эрозионной стойко-
стью, чем стеллиты. Были испробованы и другие
способы упрочнения и покрытия входных кромок
лопаток: электроискровое покрытие сплавом Т15К6
(ХТГЗ), закалка токами высокой частоты, метал-
лизация (дуговая, высокочастотная, плазменная,
хромирование и др.). Местные нарушения струк-
туры металла, сопровождающие эти покрытия, все
же затрудняют их широкое применение.
Активные методы защиты лопаток от эрозии ос-
новывались главным образом на совершенствова-
нии сепарации влаги в периферийных влагоулавли-
вателях и на применении новых конструкций на-
правляющих аппаратов с внутриканальной сепара-
цией. Последний метод основан на улавливании
пленки влаги, текущей по поверхности НЛ. Количе-
ство влаги, содержащейся в пленке, невелико (см.
гл. XIV), но из пленки образуются наиболее круп-
ные капли, обладающие большой разрушительной
силой при соударении с лопатками.
Примеры устройства НА с внутриканальной се-
парацией изображены на рис. XIII.9. В конструк-
циях ХТГЗ направляющие лопатки последней сту-
пени имеют длинные входные прямолинейные уча-
стки, и при выбранном размере осевого зазора ме-
жду их кромками и предшествующим РК основная
масса крупных капель, срывающихся с предпослед-
Таблица III.1
Турбина	РЛ	1, мм	dt, мм	S’, м2	и", м/с	° л’ кг	С, т	Материал
К-200-130	Двухъярусная	740	2091	2,59	447	6,55	54,83	2X13
	Последняя	765	2100	5,05	452	6,88	57,08	
Проект	Двухъярусная	906	2426	3,52	523,5	—	—	15X1 ПИФ
К-800-240	Последняя	960	2480	7,48	540	10,1	96,08	15Х11МФ
К-1200-240	Последняя	1200	3000	11,3	660	16,51	200,3	Титан
1 Для двухъярусной лопатки площадь S— только для				верхнего	яруса.			
32
него РК, ударяет о лопатку со стороны выпуклой
его поверхности. В этом месте и установлены вла-
гоулавливающие щели (1—2 мм). В конструкции,
разработанной на ЛМЗ совместно с ЛПИ, неболь-
шая часть влаги попадала на НЛ со стороны
вогнутой поверхности. В соответствии с этим влаго-
улавливающие щели расположены как со стороны
выпуклой, так и со стороны вогнутой поверхности.
Эффективным было также удаление влаги через
щель, расположенную на вогнутой поверхности ло-
патки около выходной кромки. Достаточная эффек-
тивность этих устройств была подтверждена испы-
таниями в натурных условиях.
Сильное средство активной защиты лопаток от
эрозии — отбор пара перед ступенью. Отсос у пе-
риферии слоя влажнопарового потока с наиболь-
шей концентрацией влаги прост и, несомненно, эф-
фективен. Структура влажнопарового потока у пе-
риферии РК достаточно изучена для проектирования
таких устройств, и они находят применение на
практике. Наибольший экономический эффект до-
стигается при отборе пара в систему РППВ, так
как при этом количество отбираемого пара доста-
точно велико для хорошей организации процесса
удаления влаги и нет существенных дополнитель-
ных потерь, как в случае обособленного отсоса
пара для целей сепарации и сброса его в конден-
сатор.
Двухъярусные ступени. Ступени типа Баумана
(рис. III. 3 и III. 4) применялись с целью увеличе-
ния выходной площади последних ступеней турбин
и тем самым повышения расхода пара каждым по-
током ЦНД. Введение этих ступеней позволяло
организовывать из каждого потока полуторный вы-
ход по сравнению с потоком, в котором последнее
РК — того же размера, и нет двухъярусной ступени.
Такое конструктивное решение представляло собой
особую ценность в тех случаях, когда мощность тур-
бин настолько возрастала, что ЦНД приходилось
дублировать. При этом, помимо непосредственных
выгод от повышения выходной площади последних
ступеней, еще улучшилась эффективность и пер-
вых ступеней ЦНД вследствие увеличения высот
их лопаток. Двухъярусные ступени, применявшиеся
на ЛМЗ еще в тридцатых годах, получили дальней-
шее развитие в турбинах мощностью 150 и 200 МВт.
Ранее применявшаяся ступень с двухъярусной РЛ
длиной /2 = 590 мм при среднем диаметре d2 —
= 1770 мм последовательно была переконструиро-
вана с увеличением размеров до Z2 = 664 и 740 мм
и соответственно d2= I960 и 2100 мм. Эти ступени
в свое время аэродинамически не были отработаны
на моделях, вследствие чего были допущены по-
вышенные потери в верхнем ярусе НА и протечки
через осевые зазоры. После того как были заме-
нены профили направляющих лопаток, полностью
разделены в НА оба яруса и снижено влияние
протечек [15], к. п. д. этой ступени увеличился на
4% и применение ее стало экономически оправ-
данным.
Результаты этой модернизации ступени Баумана
послужили основанием для развертывания исследо-
вательских и конструкторских работ по созданию
двухъярусных ступеней еще больших размеров. Од-
нако с повышением размеров этих ступеней воз-
никли трудности принципиального характера, свя-
занные, в частности, с чрезмерными перепадами
энтальпии в верхнем ярусе ступени. В настоящее
время проблема двухъярусных ступеней в целом
вышла за рамки обычных схем Баумана. Для
ее решения требуются принципиально новые
кинематические схемы, и в связи с этим ве-
дутся широкие исследования и конструкторские
разработки.
Двухвальные установки (рис. III.2). В связи
с возрастающей мощностью турбин возродилась
идея размещения проточной части на двух парал-
лельных валах и тем самым снимались ограниче-
ния по числу цилиндров и по выбору частоты вра-
щения.
Действительно, с переходом к сверхкритиче-
скому давлению, конструктор стремился всеми ме-
рами уменьшить массу и размеры ЦВД и увели-
чить высоту его проточной части. Поэтому для
ЦВД наиболее благоприятна высокая частота вра-
щения. В известной мере эти соображения отно-
сятся и к ЦСД из-за высокой начальной темпера-
туры. Что касается ЦНД, то, хотя его массы и
размеры оказывают весьма существенное влияние
на маневренные качества турбины, все же по от-
ношению к нему немалыми преимуществами обла-
дают и тихоходные турбины. В частности, они при
определенных условиях позволяют уменьшить число
ЦНД, и это может быть экономически выгодно.
Кроме того, в них при сохранении умеренной вы-
ходной потери могут быть снижены относительные
длины последних лопаток и их окружные скорости,
что создает аэродинамические преимущества и
улучшает эрозионную стойкость лопаток в случае
большой влажности пара за турбиной. Все это по-
буждало многие фирмы применять двухвальные
турбины с тихоходными ЦНД, особенно при частоте
в сети 60 Гц.
Некоторые двухвальные ПТУ выполнялись
с обоими быстроходными валами с целью увеличе-
ния числа ЦНД, а иногда из-за ограничения по
мощности генератора. Однако усложнение двух-
вальной ПТУ по сравнению с одновальной, допол-
нительные устройства регулирования и защиты,
а также своеобразные задачи компоновки и соору-
жения фундаментов пока экономически не оправ-
дали такие установки при п — 3000 об/мин., но они
находили применение при п = 3600 об/мин (тур-
бина К-П60-247 ВВС).
В будущем применение двухвальных быстроход-
ных турбин отодвинет границу «предельной» мощ-
ности агрегата благодаря увеличению числа ЦНД.
Такое решение будет особенно эффективно, так как
при уже достигнутых размерах последних РК каж-
дый шаг вперед будет связан не только с решением
все более сложных проблем аэродинамики и проч-
ности, но и с резким возрастанием стоимости РИД
из-за трудностей изготовления поковок и последних
лопаток. Решение же проблемы повышения мощно-
сти за счет увеличения числа ЦНД даст возмож-
ность выбирать наиболее рентабельные размеры по-
следних ступеней и РНД в целом. Расширение об-
ласти применения хорошо отработанных унифици-
рованных ЦНД значительно сократит затраты на
выпуск головного агрегата (включая электрические
генераторы), сроки изготовления и стоимость серий-
ной турбины.
Маневренные качества. Требования к манев-
ренным характеристикам глубоко отражаются на
направлении конструирования почти всех основных
узлов паротурбинного блока.
5 Зак. № 50
33
Уже было подчеркнуто значение для теплового
совершенствования турбины дроссельного регули-
рования и работы на скользящем давлении. Одно
это коренным образом меняет конструкцию клапан-
ных коробок, ЦВД и динамические характеристики
турбины, а также вносит существенные изменения
во вспомогательное оборудование.
ЦВД с его толстыми стенками, с громоздкими
фланцами и с нарушающими симметрию входными
и выходными патрубками свойственны большая
тепловая инерция и неравномерное температурное
поле. Поэтому ЦВД — главный элемент, опреде-
ляющий маневренные качества турбины. Задача
конструирования высокоманевренного ЦВД — одна
из важнейших на данном этапе.
Для достижения высоких маневренных качеств
требуется также принципиально новый подход
к конструированию ЦСД, тепловое состояние кото-
рого в ряде случаев играет не меньшую роль, чем
ЦВД. Ставится задача не только достигнуть воз-
можно более равномерной осевой симметрии тем-
пературного поля в корпусе, но также устранить
или, по крайней мере, ослабить местный сильный
нагрев или охлаждение (паровпускной части, ка-
мер отборов и подводов пара, опорных лап и др.).
Создание корпусов с малоразмерными фланцами и
с небольшими температурными перепадами в них
настолько важно, что двухкорпусные конструкции
ЦСД занимают ведущее место, несмотря на срав-
нительно низкое давление. Из соображений манев-
ренности решается вопрос о конструкции РСД,
в частности, о нецелесообразности применения на-
садных дисков и втулок.
ЦНД, несмотря на их громадные размеры, боль-
шие напряжения в роторах и влажнопаровые по-
токи пара, необходимо конструировать так, чтобы
они допускали быстрые переходные процессы и ча-
стые пуски и остановки. Планируемая длитель-
ность работы на холостом ходу должна полностью
отвечать требованиям эксплуатации независимо от
мощности турбины. С учетом последнего требова-
ния должны конструироваться последние ступени
и устройства для охлаждения их и выходных па-
трубков. От организации этого охлаждения зависит
надежность работы последней ступени в области
малых нагрузок, в частности, эрозия выходных
кромок РЛ.
Тепловое состояние современного ЦНД пред-
ставляется чрезвычайно сложным. Но все же его
пуск на низких параметрах пара проще, чем высо-
котемпературных ЦВД и ЦСД. Кроме того, над ма-
невренными качествами ЦНД еще далеко недоста-
точно энергично работала конструкторская мысль,
и здесь возможны коренные улучшения. С точки
зрения ускоренных пусков сверхмощных турбин бу-
дущего выделение ЦНД на особый вал может вне-
сти ощутимые преимущества, которые пока еще
трудно оценить.
Те же требования к маневренным качествам
турбины вынуждают пересмотреть конструкции
лабиринтовых уплотнений и думмисов, схемы под-
вода пара к уплотнениям и его отсоса из них, рас-
положения и формы камер отбора пара, мест при-
мыкания перепускных труб и др. По этим сообра-
жениям, например, непригодны водяные уплотне-
ния, которые ранее широко применялись не только
в ЦНД, но также в ЦВД и ЦСД для запирания
пара со стороны атмосферы.
34
Схемы тепловых расширений турбины, разме-
щение неподвижных точек и расположение упорных
подшипников оказывают большое влияние на отно-
сительное удлинение роторов во время переходных
процессов, на осевые зазоры и силы, а также на
деформации корпусов. Обоснованное решение этих
задач с учетом новых требований к маневренности
турбин возможно лишь при достаточно точной
оценке температурных полей во вновь проектируе-
мых турбинах, что обеспечивается современными
знаниями в этой области.
Расцентровка. Причины нарушений центровки
крылись в недостаточной жесткости корпусов ЦНД,
в термических расширениях и короблениях корпу-
сов ЦВД и ЦСД и в тепловых деформациях фунда-
мента. Организация независимых тепловых расши-
рений ЦСД и ЦНД от своих неподвижных точек
устраняла деформацию последнего, вызывавшую
вибрацию. Применение двухпоточных двухкорпус-
ных ЦСД значительно улучшило их тепловое со-
стояние и устранило коробления.
Создание достаточно жестких опор ЦНД, сохра-
няющих центровку ротора при всех режимах, —
сложная и ответственная задача. Она связана с уст-
ройством корпусов опорных подшипников, встроен-
ных в выходные патрубки или непосредственно
опирающихся на фундаментные рамы. Первая из
этих конструкций обеспечивает компактность агре-
гата и упрощает концевые уплотнения ЦНД, но
в очень крупных, а особенно в тихоходных турби-
нах передача корпусу ЦНД через подшипник
громадных нагрузок &южет вызывать заметную де-
формацию корпуса. Кроме того, неравномерные
температурные расширения корпуса приводят к не-
которой расцентровке. Как альтернатива рассмат-
риваются отдельно стоящие корпуса подшипников
РНД и опирание внутреннего ЦНД непосредст-
венно на фундамент.
С целью устранения расцентровки крупных тур-
бин были выполнены глубокие исследования и кон-
структивные усовершенствования фундаментов.
В частности, применялись стальные щиты, пред-
охраняющие нагрев фундамента со стороны горячих
частей турбины.
Динамическая устойчивость. Конструирование
многоцилиндровых мощных турбин с жесткими
муфтами и тяжелыми многоопорными роторами
большой длины потребовало решения крупных и
неотложных задач по созданию виброустойчивых
валопроводов и подшипников. Методы расчета и
конструирование всей динамической системы — ва-
лопровод, опоры, фундамент — составили новое
важное направление в создании современных мощ-
ных турбин. В результате научных исследований
были найдены технические средства для предохра-
нения динамической системы от недопустимых ко-
лебаний во всем диапазоне скоростей вращения.
В основном были решены задачи сохранения цен-
тровки ротора, его устойчивости, жесткости опор
и стабильности фундаментов.
Вынужденные колебания происходят от дисба-
ланса и расцентровки ротора. Возможны также
случайные факторы, возбуждающие вибрации, как,
например, крутильные колебания при коротком за-
мыкании. Наконец, возможны колебания роторов
под влиянием нестационарных гидродинамических
сил в подшипниках и аэродинамических сил в ра-
бочих колесах. Колебания последнего типа свойст-
венны относительно легким роторам высокого дав-
ления, на которые действуют большие аэродинами-
ческие силы, растущие пропорционально плотности
пара. Переменные тангенциальные силы у перифе-
рии рабочих колес и неравномерное давление на
их бандажи и на поверхности вала под уплотне-
ниями были причинами самовозбуждающихся по-
перечных колебаний ротора.
Переменные аэродинамические силы (ПАС) по-
рождаются неравномерным потоком пара, глав-
ным образом в области уплотнений над-бандажами
РК- Эти силы возрастают с уменьшением радиаль-
ных зазоров (в практически применяемых преде-
лах). При снятии этих уплотнений вибрации пре-
кращаются, но к. п. д. ступеней заметно снижается.
С увеличением нагрузки на турбину возрастает
давление перед РК и растут ПАС, так что при не-
которой мощности, если не предусмотрены особые
меры, возбуждаются недопустимые колебания, за-
висящие от величины указанных зазоров. Эта мощ-
ность даже получила специальное название «поро-
говой мощности» (см. гл. XIV).
Проблема динамической устойчивости настолько
серьезна, что ее решение должно закладываться
в основу проектирования как проточной части
ЦВД, особенно периферийных уплотнений, так и
конструкции турбины в целом — прежде всего, под-
шипников и опор.
111.5.	ОСОБЕННОСТИ ЦВД
ЦВД остается единственным цилиндром, кото-
рый еще выполняется однопоточным при самых
больших мощностях быстроходных турбин, достиг-
нутых к настоящему времени в отечественном тур-
биностроении. Выполнять его двухпоточным не
всегда целесообразно не только по конструктивным
соображениям, но и оттого, что уменьшение в два
раза высот лопаток привело бы к увеличению кон-
цевых потерь, которые в ЧВД значительны из-за
больших зазоров в уплотнениях по бандажам. Это
уменьшение к. и. д. не компенсировалось бы сокра-
щением утечек пара через внешние уплотнения
в двухпоточном ЦВД. Вместе с тем, когда мощ-
ность быстроходных турбин превысила 500 МВт,
выигрыш в к. п. д. собственно турбины от дальней-
шего увеличения мощности можно было ожидать,
в основном, за счет увеличения высот лопаток
ЦВД, так как ЦСД и ЦНД уже приходилось вы-
полнять двухпоточными.
Число потоков в ЦВД влияет на маневренные
качества турбины, так как при этом меняются ус-
ловия охлаждения ЦВД. В реактивных турбинах
решающую роль может играть уравновешивание
осевого усилия в двухпоточном ЦВД. Это имеет
значение и для активных турбин в случае появле-
ния больших осевых сил в процессе регулирования,
особенно из-за промежуточных емкостей.
Как указывалось, с повышением мощности тур-
бины и начального давления многие фирмы стали
применять одновенечную регулировочную ступень
при дросселировании пара во все расширяющемся
диапазоне нагрузок, а в последнее время создава-
лись крупнейшие турбины, предназначенные для
работы в широкой области частичных нагрузок
при СД.
Парораспределительные коробки при сверхкри-
тическом давлении, а в новых конструкциях и при
р0 = 12,7 МПа размещались рядом с ЦВД, благо-
даря чему в меньшей мере нарушалась осесиммет-
ричность корпуса, чем при расположении клапанов
на нем. Несмотря на эти мероприятия и на значи-
тельно более равномерное поле температур пара
при дроссельном регулировании, чем при сопловом,
все же оставалась проблема достаточно быстрого
и безопасного прогрева ЦВД при частых пусках и
остановках турбины.
Для лучшего прогрева даже при ро= 12,7 МПа
предпочтительно изготавливать корпуса со встав-
ными обоймами, которые к тому же упрощают вы-
полнение большого числа камер отбора пара и вно-
сят некоторые другие преимущества технологиче-
ского характера.
В турбинах же СКД несомненные преимущества
имеют конструкции с внутренним корпусом, в кото-
ром располагаются четыре—шесть ступеней давле-
ния. Это позволяет приблизительно наполовину
разгрузить внутренний корпус в зоне первой сту-
пени за счет давления между наружными и внут-
ренними корпусами и достигнуть сравнительно
небольших размеров горизонтальных фланцевых со-
единений обоих корпусов. Кроме того, есть возмож-
ность достаточно интенсивно охлаждать внутрен-
ний корпус при нормальной работе и более быстро
прогревать его во время пуска потоком пара, от-
работавшим в первой группе ступеней. Внутренний
корпус существенно улучшает тепловое состояние
и при докритических параметрах пара. Фирма ВВС
применяет обычную двухстенную конструкцию ЦВД
в турбинах мощностью менее 300 МВт при ро <
<17 МПа, а ЛМЗ — в турбинах 500 МВт при
р = 13 МПа.
Конструктивные схемы ЦВД. Для охлаждения
внутреннего корпуса частично отработавшим паром
используются две схемы компоновки ЦВД: пря-
моточная и петлевая (см. рис. III.2).
Прямоточная схема ЦВД применяется ХТГЗ
(рис. III.5, а) и другими заводами. Пар после пер-
вой группы ступеней, размещенных во внутреннем
корпусе, отсасывается в промежуточную камеру
внешнего переднего уплотнения через пространство
между внутренним и наружным корпусами. Этот
поток имеет температуру более чем на 100 К ниже,
чем начальная, что обусловливает эффективное
охлаждение внутреннего корпуса. Но при сравни-
тельно небольшом расходе пара уплотнениями ко-
эффициент теплоотдачи в междуцилиндровом про-
странстве сравнительно невелик [а~280 Вт/(м2- К).
Петлевая схема ЦВД, применявшаяся на ЛМЗ,
УТМЗ и на других заводах, предусматривает по-
ворот потока за первой группой ступеней на 180°,
после чего он омывает снаружи весь внутренний
корпус (рис. Ш.5, б). Поскольку здесь в охлажде-
нии участвует весь пар, коэффициент теплоотдачи
может быть в 8—10 раз больше, чем в прямоточном
ЦВД. В этом основное преимущество петлевого ис-
полнения ЦВД. С другой стороны, при петлевой
схеме теряется кинетическая энергия за первой
группой ступеней и добавляется некоторое сопро-
тивление тракта в пространстве между корпусами.
Но все эти потери незначительны. Выполненные
конструкции таких ЦВД хорошо изучены теорети-
чески и экспериментально, и они весьма перспек-
тивны.
К внутреннему корпусу пар поступает через
приваренные к наружному корпусу штуцера, сво-
бодно расширяющиеся в месте подвода пара
5*
35
Рис. III.5. ЦВД мощных паровых турбин:
а — прямоточный ЦВД турбины К-500-240
ХТГЗ; б—петлевой ЦВД турбины
К-800-240 ЛМЗ; в — двухпоточный ЦВД
турбины К-1300-247 ВВС; г — петлевой
ЦВД турбины К-600-166 фирмы «Альстом»
с двумя PC;
/ — наружный цилиндр; 2 — внутренний цилиндр;
<3—PC; 4 — обойма; 5 —экраны; 6 — стягивающие
кольца
36
к паровым коробкам; последние приварены к внут-
реннему цилиндру. В местах приварки штуцеров
и паровых коробок должна быть достаточная ком-
пенсация температурных расширений этих деталей
и более холодных стенок корпусов, чтобы избежать
чрезмерных температурных напряжений.
Свободный ввод штуцеров во внутренний корпус
порождает большую силу, действующую на этот
корпус. В случае одностороннего подвода пара, на-
пример при сопловом регулировании, сила эта мо-
жет оказаться больше веса внутреннего корпуса, и
должны предусматриваться упоры для ее восприятия.
Внутренний корпус опирается лапами на пло-
щадки наружного корпуса, а его расширение на-
правляется осевыми и радиальными шпонками.
При петлевом потоке в ЦВД значительная часть
внешнего переднего уплотнения сокращается по
сравнению с прямоточным цилиндром. Вместо нее
появляется уплотнение внутреннего корпуса, распо-
ложенное в зоне под паровыми коробками. Общая
длина уплотнения не изменяется, но меняется тем-
пературное состояние ротора: переднее внешнее
уплотнение становится менее горячим, средний же
участок ротора под уплотнением — наиболее нагре-
тым. Удаление горячих частей ЦВД от переднего
подшипника — положительная сторона этой кон-
струкции.
Наиболее горячие части статора и ротора ЦВД
находятся в зоне впуска пара. Здесь при петлевой
схеме ЦВД на номинальном режиме максимальный
перепад температур в стенке внутреннего корпуса
достигает 50 К, а в месте фланцевого соединения —
65 К.
При работе на частичных нагрузках характер
температурного поля в ЦВД мало меняется. В зоне
малых нагрузок и на холостом ходу в турбинах кон-
денсационных и особенно с противодавлением
(типа Р) температура в концевой части цилиндра
может подниматься из-за работы последней ступени
в режиме торможения.
В целом современные конструкции ЦВД ЛМЗ,
ХТГЗ и УТМЗ, несмотря на их различие, по тепло-
вому и напряженному состоянию их элементов до-
стигли высокого уровня совершенства благодаря
огромной исследовательской работе, выполненной
заводами, ЦКТИ, ВТИ и др. [2, 18, 25, 31]. Имело
большое значение также то обстоятельство, что про-
ектирование ЦВД велось на базе глубоких теоре-
тических разработок [13, 27, 28].
Горизонтальный разъем цилиндров. Особое вни-
мание уделяется совершенствованию фланцевых
соединений цилиндров и корпусов стопорных и ре-
гулировочных клапанов, так как температурные на-
пряжения в них — главное препятствие для быст-
рого пуска и нагружения турбины. С этой целью
уменьшаются размеры фланцев и до предела сме-
щаются оси болтов к стенке (рис. III.6, а). Умень-
шению шага болтов способствует поочередное рас-
положение их по системе гайка—болт. Таким пу-
тем ширину фланца в новых турбинах удается
уменьшить более чем на треть по сравнению с ра-
нее применявшейся.
Но и при минимально возможных размерах
фланцевых соединений в них сосредоточена значи-
тельная масса, тепловая инерция которой сильно
сказывается при нестационарных процессах (пуск,
остановка). Чтобы ослабить влияние этой массы,
снижающей маневренные качества турбины, ши-
роко применяется паровой обогрев фланцевых
соединений (рис. III.6).
Находят также применение безфланцевые кон-
струкции цилиндров. Так, фирма ВВС [44] для тур-
бины мощностью 1300 МВт при сверхкритических
параметрах пара выполнила внутренний корпус
ЦВД без фланцев, соединив обе половины насад-
ными кольцами с горячей посадкой их
(рис. III.5,в). Такая же конструкция применяется
фирмой во всех турбинах при N> 250 МВт и р0>
> 16 МПа. В этой конструкции все же остается
горизонтальный разъем, порождающий асимметрию
напряжений в цилиндре, и поэтому не исключена
возможность короблений.
В принципе более совершенны неразъемные ци-
линдры, выпускавшиеся фирмой «Сименс—Шук-
керт» для турбин небольшой мощности. Однако
такие цилиндры настолько усложняют техноло-
Рис. Ш.6. Фланцевые со-
единения и опора ЦВД: а —
фланцевое соединение; б, в,
г, д — обогрев фланцев и
шпилек; е — опора корпуса
37
гический процесс сборки, особенно при больших
размерах, что пока они не нашли широкого приме-
нения. В ЦКТИ теоретическому и эксперименталь-
ному исследованию на моделях подвергались со-
ставные внутренние корпуса ЦВД без горизонталь-
ного разъема. Исследование показало, что прогресс
в этом направлении вполне возможен. Но пока су-
ществующие конструкции турбин не лимитируют
времени пуска блока и при более простом выпол-
нении ЦВД.
Рис. III.7. Экранирование сте-
нок и охлаждение дисков и
диафрагм: а — охлаждение пи-
ковой турбины (проект ЦКТИ);
б — охлаждение паровпускной
части; в — охлаждение хвосто-
виков;
1 — наружный корпус; 2 — внутрен-
ний корпус; <3 —экраны; 4 — под-
воды охлаждающего пара; 5~
уплотнение внутреннего корпуса;
6 — экран паровпускной камеры;
7 — каналы охлаждающего пара;
8 — подвод пара для выравнивания
температуры внутреннего корпуса;
9 — щели в хвостовиках РЛ для
прохода охлаждающего пара
Экранирование и охлаждение. Пассивная за-
щита горячих частей корпусов с помощью экран-
ных щитов широко применяется как для предохра-
нения внутренних поверхностей корпуса от нагрева
лучеиспусканием со стороны паровых коробок, так
и для изоляции паровых коробок от чрезмерно хо-
лодного для них потока охлаждающего пара. Экра-
нирование наиболее нагретых поверхностей соче-
тается с охлаждением их паром (рис. III.7).
В местах приварки паровпускных патрубков
к корпусу образуется неравномерное температур-
ное поле. Температура сварных швов может быть
значительно снижена за счет экранирования и ин-
тенсивного охлаждения паром. Таким путем в кон-
струкциях ЛМЗ температура швов снижается при-
близительно на 80 К, но при этом градиент темпе-
ратур получается значительным вблизи границы
охлаждающего потока пара.
Применяется также экранирование и охлажде-
ние диафрагм. Например, в турбинах ХТГЗ
К-160-130 экранирована и охлаждается диафрагма,
разделяющая место отвода пара за ЧВД к пере-
гревателю и место возврата перегретого пара в тот
же цилиндр. На ХТГЗ также применяется охлаж-
дение поверхностей статора и ротора в зоне регу-
лировочной ступени паром пониженной темпера-
туры. Экранированием и умеренным охлаждением
может быть существенно уменьшен максимальный
температурный перепад по ширине фланцев (в тур-
бинах ЛМЗ — до 50 К) •
Охлаждение и экранирование горячих поверх-
ностей ЦВД также широко используется за рубе-
жом. В частности, экранирование горячих поверх-
ностей и охлаждение диафрагм и дисков широко
применяли французские фирмы «Альстом» и
«Рато—Шнейдер» (рис. III.7, б).
Маневренные характеристики ЦВД. Как указы-
валось, современные даже самые мощные блоки
должны быть приспособлены для частых остановок
и пусков из горячего состояния (после 6—8 или
30 ч простоя). Из холодного состояния блоки за-
пускаются редко, но по этим переходным процес-
сам определяются максимальные тепловые напря-
жения и осевые зазоры в турбине. Нестационарные
процессы, протекающие в турбине во время пусков
из различных тепловых состояний, относятся к важ-
нейшим характеристикам маневренности турбины,
и они должны быть предметом тщательного изу-
чения.
Тепловое состояние ЦВД — главный
фактор, определяющий маневренные качества тур-
бины.
Тепловое сопротивление ротора в радиальном
направлении значительно меньше, чем в осевом.
Во многих крупных турбинах, работающих при
СКД, изотермы в роторе уже приблизительно через
4 ч после пуска становятся почти перпендикуляр-
ными оси. В начале же процесса прогрева ради-
альный тепловой поток — главный источник пере-
падов температур в статоре и роторе. В крупных
турбинах прежних конструкций при ранее приме-
нявшихся методах пуска максимальные перепады
температур по ширине фланца наружного корпуса
достигали 200 К, в новых же — почти в три раза
меньше, что значительно улучшает маневренные
качества ЦВД. Большие разности температур наб-
людаются в роторах вдоль радиусов дисков первых
ступеней (до 200 К) •
Для снижения этих температур были разрабо-
таны новые методы пуска турбин с весьма эффек-
тивным охлаждением. В частности, по рекоменда-
циям ЦКТИ, для этой цели ЦВД прогревался со
стороны выходной его части насыщенным паром
от БРОУ при постепенном подъеме давления от
0,05 до 1,5 МПа (^ = 3334-463 К). При таком
пуске через час максимальная разность темпера-
тур в дисках была почти в три раза меньшей, чем
38
при старых способах пуска. Удлинение ротора от-
носительно статора составляет при пуске 2—3 мм.
Таким образом методы интенсивного охлажде-
ния статора и ротора во время нестационарных
процессов оказались весьма эффективными и пер-
спективными как для снижения термических на-
пряжений, так и для уменьшения расширения ро-
тора относительно статора (выравниванием темпе-
ратур).
Тепловое состояние блоков при запуске из горя-
чего состояния — важная его характеристика, так
как такие запуски производятся очень часто. Мно-
гие блоки (уже сейчас мощностью до 300 МВт)
в ряде энергосистем останавливаются на ночь еже-
дневно, а также на все выходные дни. Вместе с тем
стоит задача продлить жизнь мощных турбин до
200 000 ч. Но даже если ограничиться требованием
к долговечности роторов в течение 100 000 ч, то об-
щее число остановок и пусков блоков, а также
их глубоких разгрузок за этот период может до-
стигнуть 5000. При этом блоки будут запускаться
в минимально возможное время, т. е. при макси-
мальных допустимых напряжениях, так как вопрос
экономии топлива во время этих операций оказы-
вает большое влияние на показатели ЭС. В пер-
спективе аналогичные требования будут предъяв-
ляться к блокам еще большей мощности.
Пуски из горячего состояния производятся, как
указывалось, после остановок во время ночного ми-
нимума нагрузки энергосистемы (6—8 ч) и на вы-
ходные дни (около 30 ч). В течение таких простоев
при хорошей изоляции статор и ротор турбины ос-
таются горячими, но происходит существенное вы-
равнивание температур в осевом направлении по
сравнению с их распределением при установив-
шемся режиме работы. Поэтому на процесс пуска
турбины из неостывшего состояния решающее влия-
ние оказывает процесс ее остывания.
Процесс остывания корпуса и ротора в течение
первых восьми часов зависит главным образом от
выравнивания неравномерных температурных по-
лей под влиянием теплопроводности металла. Чем
равномернее поле температур при установившейся
работе турбины, тем медленнее темп ее остывания.
На участках же статора и ротора, прилегающих
к наиболее нагретым частям, возможно также ме-
стное повышение температуры.
Темп остывания определяется величиной
т = (1 (At) In (^2 — /o)/(^i — to),
где Л и t2— температуры в начале остывания и
через промежуток времени Ат; to — температура ок-
ружающей среды. По данным ЦКТИ, для современ-
ных роторов т~—0,01, а для корпусов эта вели-
чина несколько выше. Поэтому ротор укорачивается
относительно статора через 30 ч на 1—2 мм. В не-
которых случаях из-за разности коэффициентов ли-
нейного расширения материалов это относительное
удлинение может быть близким к нулю. Примени-
тельно к ЦВД обычно при пуске не возникает
трудностей из-за осевых перемещений. Разность же
средних по длине проточной части температур ро-
тора и корпуса за те же 30 ч составляет 20—40 К
с максимумом в зоне паровпуска.
Темп остывания ротора уменьшается с увеличе-
нием его массы. С этой точки зрения тепловое со-
стояние остывающего ротора ЦВД при одинаковых
параметрах пара с увеличением мощности агрегата
может даже улучшаться. Корпуса же при одинако-
вых длинах, толщинах стенок и ширинах фланцев
сохраняют темп остывания почти независимо от
мощности. Большое значение имеют температуры
концевых частей ротора, которые после непродол-
жительных простоев могут оставаться еще высо-
кими.
Тепловым состоянием турбины после простоя
определяются режимы ее пуска. Большое значение
имеет подвод пара к уплотнениям в начале пуска.
Важно, чтобы температура пара была близка
к температуре концевых участков вала для предуп-
реждения их чрезмерного нагрева или расхолажи-
вания. Пароподводящие трубы и клапанные ко-
робки должны быть нагреты до температуры па-
ровпускной части ЦВД. Пар, поступающий в ци-
линдр после толчка, должен иметь температуру
выше температуры металла наиболее нагретых де-
талей (на 50—100 К).
Большое влияние на температурное состояние
турбины оказывает прогрев фланцевых соединений
[11], поэтому во фланцах предусматриваются ка-
навки, а в шпильках — отверстия, к которым подво-
дится обогревающий пар (рис. III.6). Эти устрой-
ства способствуют существенному улучшению ма-
невренных свойств ЦВД, особенно в тех случаях,
когда фланцы имеют большие размеры и их напря-
жения ограничивают время пуска всей турбины.
В значительно лучших условиях находятся двух-
корпусные конструкции ЦВД с потоком пара ме-
жду корпусами.
Большие градиенты температур возникают в зо-
нах сильно нагретых опорных лап. Здесь темпера-
турные напряжения достигают значительной вели-
чины при стационарном режиме, и они возрастают
во время нестационарных процессов, особенно при
пуске из холодного состояния. Прогрев ЦВД насы-
щенным паром с хвостовой части существенно сни-
жает эти напряжения.
Удлинения корпуса и ротора ЦВД —
также очень важная характеристика турбины.Осе-
вые удлинения почти полностью зависят от тепло-
вого состояния ЦВД. Радиальные удлинения ро-
тора под влиянием центробежных сил при больших
напряжениях в нем имеют заметную величину, и их
следует принимать во внимание при назначении
радиальных зазоров.
На различных участках ЦВД более горячим мо-
жет быть ротор или статор, что в значительной
мере зависит от конструктивной схемы цилиндра
(петлевая, прямоточная и др.). Исследования
Л. П. Сафонова в ЦКТИ показали, что в ЦВД при
одинаковой конструктивной схеме хорошо соблю-
даются условия теплового подобия, и, следователь-
но,— приблизительно одинаковое относительное осе-
вое расширение корпуса и ротора. Благодаря этому
можно уверенно создавать конструкции более мощ-
ных турбин, используя накопленный опыт.
Изменения теплового состояния цилиндра в ши-
рокой зоне установившихся режимов сравнительно
невелики, что облегчает решение конструктивных
задач. В особых условиях может оказаться режим
холостого хода при повышенном противодавлении
из-за включения БРОУ, когда часть ступеней ЦВД
может работать с отрицательным к.п.д., что приво-
дит к значительному подъему температуры и разо-
греву выходной части цилиндра.
39
Быстро протекающие переходные процессы при
сбросах и набросах нагрузки вызывают значитель-
ные изменения в относительных удлинениях корпуса
и ротора из-за различия их динамических ха-
рактеристик. Последние зависят от соотношения
масс и поверхностей, омываемых паром. Тепловая
инерция наружного цилиндра, как правило, во
много раз больше, чем ротора и внутреннего ци-
линдра. Поэтому имеет преимущество дроссельное
регулирование, которое обеспечивает сравнительно
небольшие изменения температуры пара в ЦВД
при различных режимах. Еще более благоприятные
условия создаются при работе турбины на скользя-
щем давлении при сохранении постоянной началь-
ной температуры пара.
Из ЦВД отбирается наибольшая масса пара
в систему РППВ. Камеры отбора и отводящие па-
трубки могут приводить к асимметрии потока и
температурного поля в корпусе. Их конструирова-
нию следует уделять большое внимание, имея
в виду, что ПВД по эксплуатационным условиям
могут часто почти мгновенно отключаться и вклю-
чаться.
Изоляция корпуса оказывает весьма существен-
ное влияние на тепловое состояние ЦВД. Совер-
шенная изоляция замедляет темп остывания тур-
бины, что способствует более быстрому ее пуску из
неостывшего состояния. Однако изоляция корпуса
не препятствует выравниванию температур вдоль
оси турбины во время стоянки, и, как бы совер-
шенна они ни была, остается проблема пуска тур-
бины после продолжительной остановки. Примене-
ние составных роторов и корпусов кроме других
преимуществ открывает новые возможности органи-
зации тепловых потоков в осевом направлении с при-
менением изолирующих прослоек, что может суще-
ственно улучшить маневренные качества тур бины.
В настоящее время методы расчета теплового
состояния цилиндров и опыт эксплуатации достигли
такого уровня, что при разработке новых конструк-
ций можно ставить задачу управления тепловым
состоянием корпуса и ротора.
1II.6. ОСОБЕННОСТИ ЦСД
Когда мощность турбин поднялась до 500 МВт
и выше, то встал вопрос о целесообразности при-
менения двухпоточных ЦСД. Это было вызвано
стремлением уменьшить относительную высоту
лопаток последней ступени ЦСД при достаточно
низком разделительном давлении между ним и
ЦНД, а также уравновесить осевые силы. Вместе
с тем это внесло свои трудности при конструиро-
вании ЦСД из-за большой его длины.
В двухпоточном ЦСД размещалось наибольшее
число ступеней (16—18). При этом средние диа-
метры первой и последней ступеней можно было
поднять соответственно до 1,3—1,6 м при длинах
лопаток, обеспечивавших достаточно высокий их
к. п. д., хотя и не более высокий, чем однопоточ-
ного ЦСД турбин К-200-130. Все РЛ ЦСД мощных
паровых турбин — закрученные. Имеется тенден-
ция все РЛ выполнять с бандажами, причем наи-
более длинные — интегрально с пером лопатки
(см. рис. III.4).
Закрутка лопаток чаще всего производится с ис-
пользованием закономерностей rciu = const или
гс\°и “'= const. В последнее время проявляется
40
интерес к закруткам, обеспечивающим пониженную
степень реактивности вдоль радиуса, и к ступеням
с повышенной степенью циркуляции (сги<0). Та-
кие ступени срабатывают большие перепады эн-
тальпий и имеют сравнительно малые утечки у пе-
риферии ступени, благодаря чему уменьшаются пе-
ременные аэродинамические силы, возбуждающие
низкочастотные колебания ротора.
Для однопоточных ЦСД характерно устройство
думмиса, частично уравновешивающего осевое дав-
ление. Думмис повышает утечку пара через кон-
цевое уплотнение и несколько ухудшает тепловое
состояние ЦСД. С этой точки зрения двухпоточные
конструкции имеют преимущество.
Перегретый пар в ЦСД так же, как в ЦВД,
поступает через парораспределительные коробки и
клапаны, регулирующие доступ пара из промежу-
точного перегревателя в турбину в случаях сброса
нагрузки и на режимах малых расходов.
Температура поступающего в ЦСД пара обычно
выбирается такой же, как температура перед ЦВД,
или близкой к ней. В однокорпусных ЦСД макси-
мальная температура корпуса близка к темпера-
туре свежего пара, а ротора — на несколько десят-
ков градусов ниже. Промежуточный перегрев по-
ставил ЦСД в столь же, а в некоторых случаях
из-за больших размеров даже в более трудные ус-
ловия, чем те, в которых работает ЦВД мощных
паровых турбин.
Конструктивные схемы ЦСД.К ЦСД (рис. III.8)
целесообразно применять те же конструктивные
решения, что и к ЦВД. Важнейшее из них — двух-
корпусная конструкция.
Так же, как в ЦВД, двухкорпусная конструкция
сильно снижает максимальные температуры корпу-
сов. Например, в турбине К-800-240 на номиналь-
ном режиме максимальная температура внутрен-
него корпуса приблизительно на 20 К, а наружного
почти на 90 К ниже, чем температура поступаю-
щего пара. Снижен также температурный перепад
по ширине фланцев. Значительно меньше, чем в од-
нокорпусных ЦСД, и температура передних опор-
ных лап наружного корпуса. Двухкорпусная кон-
струкция ЦСД весьма прогрессивна.
На ЛМЗ применялись однопоточные ЦСД для
турбин К-300-240 и К-500-130, а на ХТГЗ—также
для турбин К-500-240. Одновальные турбины ЛМЗ
К-500-166, К-800-240 и К-1200-240 имели двухкор-
пусные двухпоточные ЦСД. На ХТГЗ при модер-
низации турбины К-300-240 также применили двух-
корпусную конструкцию ЦСД. Обычно внутренний
корпус охватывает три ступени.
Для высоких параметров пара (12,7 МПа) ши-
роко применяются однокорпусные ЦСД, но при осо-
бых требованиях к их маневренности также сле-
дует предпочесть более совершенную двухкорпус-
ную конструкцию, несмотря на ее высокую стои-
мость. Одностенные ЦСД фирма ВВС применяет
лишь в турбинах мощностью менее 200 МВт [44].
В однокорпусных и в задней части двухкорпус-
ных ЦСД диафрагмы, как правило, размещаются
в обоймах. Стенки обойм и корпуса образуют ка-
меры отбора пара в систему РППВ. В мощных
турбинах во внутреннем корпусе в ЦСД образуется
до трех камер отбора. Такая конструкция ЦСД
способствует хорошей организации отборов пара,
достаточно быстрому прогреву корпуса и упроще-
нию технологического процесса.
Маневренные характеристики ЦСД. По суще-
ству задачи улучшения маневренных характеристик
ЦСД те же, что и рассмотренные выше для ЦВД.
При конструировании ЦСД должна быть постав-
лена цель достигнуть для него более высокого
уровня маневренных качеств по сравнению с этими
качествами ЦВД. Во всяком случае ЦСД не
должен лимитировать общую маневренность тур-
бины.
Тепловое состояние ЦСД имеет сущест-
венные отличительные особенности, прежде всего,
из-за его гораздо больших, чем ЦВД, размеров.
Кроме того, за ЦСД обычно нет запорных органов,
что в корне меняет его пусковые условия. Неблаго-
приятные температурные поля образуются в одно-
перепад температур наблюдается и по длине зад-
них лап.
Наиболее опасны напряжения в элементах ЦСД
при пусках из холодного состояния, когда перепады
температур по толщине стенок и по ширине флан-
цев достигают максимальных величин. Большие пе-
репады температур возникают вдоль радиуса ро-
тора, особенно в первых его ступенях, а также
у думмиса, где температурное поле зависит от со-
стояния пара, подаваемого к концевым уплотне-
ниям. В двухкорпусных конструкциях в зоне впу-
ска пара наибольшие перепады температур по ши-
рине фланцев значительно ниже, чем в однокорпус-
ных, где они достигают 50—80 К- Тепловое же
состояние ротора мало меняется в зависимости от
Рис. Ш.8. ЦСД паровых турбин: а — двухпо-
точный ЦСД К-800-240 ЛМЗ; б — двухстенный
петлевой ЦСД фирмы «Бергманн—Борзиг» [40]
корпусных ЦСД. В однопоточной конструкции по-
является для уравновешивания осевой силы дум-
мис—элемент, весьма усложняющий тепловое со-
стояние ЦСД.
В стационарном состоянии в однокорпусных
ЦСД стенки корпуса имеют почти такую же темпе-
ратуру, как омывающий их пар, а ротор — сущест-
венно более низкую температуру из-за отвода теп-
лоты в подшипниках малом, а в уплотнениях срав-
нительно холодным паром. Перепад температур
в стенке цилиндра очень мал, а во фланцевых со-
единениях в наиболее нагретой зоне при номиналь-
ном режиме он не превосходит 20 К.
Перепады температур в опорных лапах высоко-
температурной части корпуса очень велики (могут
достигать нескольких сот градусов). Большой
конструкции корпуса, но в значительной мере за-
висит от системы охлаждения.
По мере возрастания диаметра ротора макси-
мальные разности температур по радиусу во время
пусков турбины возрастают и трудности проекти-
рования таких турбин увеличиваются.
Наибольший градиент температур возникает
в районе концевых уплотнений и зависит от темпе-
ратуры пара, подводимого к уплотнениям. В этом
районе, по данным Л. П. Сафонова, осевой гради-
ент температур в роторе достигает 10—15К/см. При
наличии думмиса столь же большой радиальный
градиент возникает у его периферии. Из-за отвода
теплоты к концевым уплотнениям вблизи них ро-
тор может иметь температуру на несколько десят-
ков градусов ниже, чем корпус.
При различных режимах работы (без отключе-
ний в системе РППВ) изменение теплового состоя-
ния ЦСД сравнительно невелико, что объясняется
стабилизирующим влиянием промежуточного пере-
грева. Все же различие в температурах проточной
части может достигать нескольких десятков гра-
дусов.
Камеры для отборов пара в систему РППВ мо-
гут приводить к асимметрии потока и температур-
ных полей. Включение и выключение отборов ока-
зывает существенное влияние на тепловое состоя-
ние цилиндра. В камерах следует организовывать,
по возможности, равномерный поток, обеспечиваю-
щий симметричный прогрев цилиндра.
Корпус ЦСД обычно опирается на корпуса под-
шипников лапами. Эти лапы, соприкасаясь с хо-
лодными поверхностями, оказывают, как и в ЦВД,
большое влияние на процесс остывания ЦСД и,
следовательно, на его маневренные качества. В ча-
стности, лапы могут создавать значительную
окружную неравномерность температур, вызываю-
щую коробление корпуса. Поэтому опоры корпуса
следует конструировать с возможно малой тепло-
проводностью или искусственно поддерживать их
тепловое состояние.
6 Зак. № 50
41
Для ЦСД, как и для ЦВД, наибольшую опас-
ность представляют пуски из холодного состояния
из-за разностей температур в стенках и фланцах
корпуса, а также в роторе вдоль радиуса. Послед-
ние особенно велики (до 100 К) в однокорпусных
конструкциях в районе думмиса, где и при номи-
нальном режиме разности температур значительны.
Большая разность температур вдоль радиуса мо-
жет возникать в первой ступени ЦСД.
При остывании ЦСД большую роль играет теп-
лообмен между внутренним и наружным корпусами.
Темпы остывания корпуса и ротора при надлежа-
щем проектировании могут быть достаточно близки.
Во многих выполненных конструкциях темп остыва-
ния ротора меньше, чем корпуса. Минимальный темп
остывания наблюдается у выходных патрубков. Темп
остывания ротора на различных участках неравно-
мерен, так как в основном теплота отводится у его
концов. Разность температур ротора и корпуса при
длительном простое может быть очень большой (до
100 К и более).
Конструкции ЦСД мощных турбин, которые
даже специально не проектировались в качестве
высокоманевренных, все же обладали хорошим теп-
ловым состоянием после простоев до 10 ч и были
готовы к большим скоростям нагружения. Поэтому
со стороны ЦСД не было препятствий к практиче-
ски неограниченному числу пусков после кратко-
временных остановок.
Значительно усложняется переходный процесс
в ЦСД после суточного простоя. В этих случаях
происходит такое осевое выравнивание температур
в РСД, что температуры дисков в первых ступенях
могут быть меньше на 100 К и более, чем при но-
минальном установившемся режиме, а в месте уста-
новки думмиса, если он имеется, даже на 200 К.
В таких случаях по состоянию ЦСД требовалось
бы для пуска 1—2 ч. Условия пуска после двухсу-
точного простоя уже приближаются к условиям пу-
ска из холодного состояния.
В роторе наибольшие напряжения обычно воз-
никают в расточках первых ступеней, а также в ме-
стах сопряжения дисков с валом — в галтелях, где
напряжения могут превышать предел текучести
стали. Так как находят применение слабо упроч-
няющиеся роторные стали, то при пусках каждый
раз материал пластически деформируется, а снятие
напряжений за счет ползучести не играет сущест-
венной роли. В таких условиях могут появляться
трещины от термической усталости.
В настоящее время имеются данные для
оценки числа циклов до появления первых трещин
[10, 18]. На этом основании определяется число га-
рантируемых пусков турбины из холодного состоя-
ния при заданной программе пуска. Можно также
оценивать вред, который наносят быстрые горячие
пуски, вызывающие накопление усталостных по-
вреждений материала.
Особое внимание следует обращать на возмож-
ность хрупкого повреждения ротора при темпера-
турах ниже порога хладноломкости [30] (для ро-
торной стали Р2М — около 390 К). Такая ситуация
может возникнуть в последних дисках РСД. Ее,
безусловно, необходимо избегать, применяя надле-
жащий режим прогрева РСД на пониженных ча-
стотах вращения.
В корпусах ЦСД также возможно появление
больших разностей температур и опасных напря-
42
жений при быстрых пусках, особенно в однокорпус-
ных конструкциях. Наиболее опасные места — флан-
цевые соединения и опорные лапы с прилегающими
к ним участками корпуса. Снижение термических
напряжений в корпусе во время пуска турбины до-
стигается теми же средствами, как и в ЦВД: при-
менением двухкорпусной конструкции ЦСД, умень-
шением ширины фланцев и приданием им формы,
способствующей снижению разности температур,
обогревом фланцев на опасных участках во время
пуска.
Относительные удлинения корпуса
и ротора в однокорпусных ЦСД на номиналь-
ном режиме могут превышать 2 мм. Эта величина
может быть заметно уменьшена подбором темпе-
ратуры пара, поступающего к концевым уплотне-
ниям. В двухкорпусных ЦСД относительное уко-
рочение ротора существенно меньше, чем в одно-
корпусных.
Наибольшие относительные удлинения РСД по-
являются при пусках из холодного состояния. Они
могут быть значительными, особенно в уплотнениях.
Следует также иметь ввиду быстрый прогрев внут-
реннего корпуса. Из-за этого в двухпоточной кон-
струкции ЦСД может быть существенное различие
в осевых зазорах первых ступеней в левом и в пра-
вом потоках. Обогрев фланцев может заметно
уменьшить рассогласование между расширениями
корпуса и ротора.
С увеличением мощности турбины радиальные
размеры растут. Так, при увеличении мощности
турбин ЛМЗ от 300 до 1200 МВт диаметр послед-
него РК в ЦВД возрастает приблизительно на
35%. Это влечет за собой заметное повышение гра-
диента температур в дисках во время пусков. Та-
ким образом, с увеличением мощности однотипных
по конструкции турбин маневренные свойства ЦСД
снижаются.
Относительные удлинения корпуса и ротора
ЦСД имеют большое значение не только для него,
но и для ЦНД, так как к ним эти удлинения или
укорочения передаются через жесткие связи и же-
сткие муфты. Абсолютные величины удлинений зна-
чительны из-за высокой температуры пара. В одно-
корпусных конструкциях при стационарных режи-
мах статор значительно горячее ротора, и послед-
ний по мере нагрева укорачивается по отношению
к корпусу.
В двухкорпусных ЦСД картина относительных
удлинений принципиально иная. Тепловые расши-
рения его передней части больше, средней — почти
такие же и задней — меньше, чем ротора. При пу-
ске из холодного состояния РСД прогревается
значительно быстрее, чем наружный корпус, и отно-
сительно удлинение ротора в районе заднего уплот-
нения может достигать 5 мм и более. Соответст-
венно изменяются осевые зазоры в ступенях, при-
чем в левом потоке они уменьшаются, а в правом —
увеличиваются.
При опытном определении относительных удли-
нений в ЦСД следует иметь в виду, что в турбинах
с полужесткими муфтами при остывании из-за сил
трения в подшипниках могут появиться существен-
ные упругие деформации, нарушающие стабиль-
ность показаний датчиков.
Экранирование. Паровпускные части ЦСД так
же целесообразно экранировать и охлаждать па-
ром, как и в ЦВД. Полезно охлаждение паром диа-
фрагм и дисков первых ступеней по таким же схе-
мам, как в ЦВД.
В двухпоточных конструкциях ЦСД раздели-
тель пара перед его входом в первые ступени также
играет важную роль как экран для среднего уча-
стка вала.
Горизонтальный разъем корпуса. Задача кон-
струирования фланцевых соединений остается
сложной, несмотря на невысокое давление, из-за
больших размеров корпуса. Она существенно упро-
щается в двухкорпусной конструкции, в которой на-
ружный корпус подвержен давлению и температуре
пара, уже отработавшего в нескольких ступенях,
охваченных внутренним корпусом. *
сте с тем упрощаются эксплуатация и ремонтные
работы.
Большая масса совмещенного ротора благопри-
ятна для устойчивости ротора, испытывающего
большие ПАС в периферийной части РК с радиаль-
ными уплотнениями по бандажу. Положительную
роль играет и увеличение момента инерции ротора
с точки зрения динамических свойств турбины
в процессах регулирования.
Всем этим положительным факторам ни в коем
случае не должно противостоять ухудшение манев-
ренных качеств турбины. Широко поставленные ис-
следования ЦКТИ показали, что можно достичь
вполне удовлетворительного теплового состояния
Рис. III.9. Совмещенный ЦВСД: а — турбины К-160-130 ХТГЗ: б— турбины К-500-130 (проект ЦКТИ);
1 — наружный корпус; 2 — внутренний корпус; 3 — регулировочная ступень; 4 — обойма; 5 — экраны
Совмещенные ЧВД и ЧСД. В стремлении сокра-
тить число цилиндров, опор и муфт, следовательно,
длину и стоимость турбины, а в ряде случаев также
е целью улучшить ее тепловое состояние находят
применение цилиндры, совмещающие ЧВД и ЧНД
(ЦВСД). Такой цилиндр (рис. III.9) впервые в оте-
чественном турбиностроении был применен на
ХТГЗ в турбине К-160-130, а в последнее время —
в проектах ЦКТИ [13, гл. V].
Выполнение ЦВСД стало возможным благо-
даря достижениям металлургии в изготовлении
цельнокованых и сварнокованых роторов боль-
ших размеров. Это позволило увеличивать диа-
метры и сокращать число ступеней в ЧВД и ЧСД,
сохраняя достаточную прочность и жесткость об-
щего ротора. Изготовление совмещенных цилиндров
сложнее, но при современных технических средст-
вах стоимость ЦВСД все же существенно ниже, чем
при раздельном изготовлении ЦВД и ЦСД. Умень-
шение числа внешних уплотнений и подшипников
при сохранении требуемой жесткости роторов по-
вышает надежность турбины, снижает потери. Вме-
корпуса и ротора ЦВСД. Более того, в определен-
ных условиях совмещение в центральной части
ЦВСД паровпускных частей свежего и вторично пе-
регретого пара оказывается благоприятным для
теплового состояния цилиндра и повышает его ма-
невренные качества. Результаты этих исследований
оказали решающее влияние на развитие турбин
с совмещенными цилиндрами.
1П.7. ОСОБЕННОСТИ ЦНД
ЦНД — наиболее громоздкая и дорогая часть
турбины. Вопросы его надежности, тепловой эконо-
мичности, маневренности и стоимости относятся
к важнейшим в турбиностроении. При работе тур-
бины с частичной нагрузкой ЦНД находится в наи-
более невыгодных условиях и его состояние даже
может вносить ограничения в эксплуатацию тур-
бины. Проблема ЦНД в целом всегда была веду-
щей. От ее решения зависели предельная мощ-
ность, быстроходность, конструктивная схема, об-
щие экономические и весовые показатели всей
6*
43
турбины. Вместе с тем проблему ЦНД до сего вре-
мени нельзя считать полностью решенной.
Уже при мощности 100 МВт многие заводы
стали делать ЦНД двухпоточным, и с тех пор эта
схема постоянно применялась для турбин большей
мощности. Наращивание мощности турбины про-
изводилось, главным образом, за счет увеличения
размеров последней ступени и числа ЦНД.
До последнего времени в конденсационных тур-
бинах СКД пара применялось не более трех ЦНД.
Поэтому рост единичной мощности турбины был
связан с предельными размерами последнего РК
и с его окружной скоростью, следовательно,—
с проблемой аэродинамики и прочности последней
ступени. Аэродинамическая проблема распростра-
нялась также на всю проточную часть ЦНД, имев-
шую неблагоприятный меридиональный обвод. Не-
маловажную роль в решении этих задач играл вы-
бор кинематической схемы проточной части ЦНД,
ее формы и конструктивного выполнения всего ци-
линдра.
Работа последних ступеней на влажном паре
при очень больших окружных скоростях выдвигает
в число важнейших также проблему эрозии рабо-
чих лопаток. От решения этой проблемы зависят не
только предельно допустимые размеры последней
ступени и, следовательно, число цилиндров и пре-
дельная мощность турбины, но даже выбор частоты
вращения. Большую роль также играет долговеч-
ность ЦНД к%к наиболее дорогой части турбины.
Кинематические схемы ЦНД. Однопоточная
схема ЧНД для турбин мощностью свыше 100 МВт
применялась только в сочетании с ЧСД, образуя
совмещенный цилиндр ЦСД + ЦНД (рис. III.2). Та-
кая схема применялась в трехцилиндровых турби-
нах К-300-240 ЛМЗ и ХТГЗ.
С увеличением мощности турбины за 300 МВт
уже необходимо было делать не менее двух ЦНД,
а при 500 МВт и более уже применялся двухпоточ-
ный ЦСД, размеры проточной части которого иск-
лючали возможность выполнения совмещенного ци-
линдра. Для таких турбин широко использовались
схемы с двумя и тремя унифицированными двух-
поточными ЦНД при максимальных на данном эта-
пе размерах последних ступеней.
Задача сокращения числа ЦНД и их унифика-
ции настолько доминировала, что выбор следую-
щего шага в мощностном ряду обычно ставился
в зависимость от ее решения. Эта задача, как
всегда, была тесно связана с возможностями и эко-
номической целесообразностью осуществления по-
следних РК с предельной ометаемой площадью ло-
паток.
Рис. III.10. Двухпоточные ЦНД мощных паровых турбин: а — ЦНД турбины К-300-240 ЛМЗ; б — ЦНД турбины К-210-130
ЛМЗ с двухъярусной ступенью
44
Пар подводится, как правило, в среднюю часть
двухпоточного ЦНД (рис. III.10), хотя находят
применение и ЦНД с направлением потока к их
центральной части. В первой из этих схем сравни-
тельно горячая паровпускная часть сосредоточена
в одном месте — вдали от подшипников и попереч-
ных опор, весь пролет между подшипниками (за
исключением концевых уплотнений) может быть
использован для компактного размещения ступе-
ней. Эти преимущества центрального подвода пара
имеют решающее значение.
Чаще всего все ЦНД располагаются между
ЦСД и генератором. Однако при большом числе
их, доходящем при сравнительно низких началь-
ных параметрах пара и глубоком вакууме до четы-
рех, размещение ЦНД по обе стороны от ЦВД
имеет существенные преимущества из-за уменьше-
ния размеров перепускных труб и удобства общей
компоновки оборудования. Эти преимущества ста-
новятся особенно заметными при двухпоточном
ЦВД и отсутствии ЦСД.
Вопрос о выборе разделительного давления ме-
жду ЦСД и ЦНД, как указывалось, чрезвычайно
сложен из-за обилия факторов, влияющих на эко-
номические показатели в зависимости от этого па-
раметра (см. п. IH.4 и III.6). В новых проектах
при выборе разделительного давления приходится
подчиняться также требованиям к унификации
ЦНД обычных и атомных турбин. В последних же
это давление определяется с учетом также общей
тепловой схемы и влажности пара за ЦВД (см.
гл. VII).
Большие размеры патрубков для подвода пара
в ЦНД и отвода в ПНД крайне усложняют конст-
рукцию корпуса. Для уменьшения размеров па-
трубков фирма ВВС выполняла входные патрубки
мощных турбин в виде двойной спирали [44]. Ком-
пактность установки достигалась размещением од-
ного или двух первых ПНД в выходных патрубках.
Особенности ступеней ЦНД. В соответствии
с разделительным давлением, противодавлением и
размерами последней ступени определяется число
ступеней в ЦНД. Обычно в каждом потоке оно на-
ходится в пределах четырех—семи и чаще всего
равно пяти. При этом окружные скорости во всех
ступенях очень высоки. Они достигают на средних
диаметрах первой ступени 370 м/с и последней сту-
пени — около 470 м/с. В соответствии с окружными
скоростями велики и перепады энтальпий в каж-
дой ступени, а в последних ступенях поток стано-
вится сверхкритическим.
Заводы, строящие турбины активного типа,
стремясь уменьшить число ступеней, выбирали
в корневых сечениях ступеней ЦНД сравнительно
низкую степень реактивности. Учитывая неблаго-
приятные условия течения пара в ЦНД, она всегда
назначалась выше, чем в ЦСД,— обычно рт~10-4-
-4-12%, а в последней ступени — до 40%. При этом
у периферии степень реактивности получалась вы-
сокой из-за большой веерности ступеней (до 70%).
Углы потока в первых ступенях ЦНД выбира-
лись небольшими (ai = 104-14o), чтобы увеличить
длины лопаток для плавного меридионального про-
филя проточной части.
Длинные рабочие лопатки последних ступеней
большой веерности, имеющие у периферии мало-
изогнутый профиль, свойственный ступеням с боль-
шой степенью реактивности, при выполнении их
без бандажей разворачивались под влиянием цен-
тробежных и «паровых» сил. В последнем РК в не-
которых случаях угол разворота лопаток доходил
до 8°. Это явление коренным образом изменяло вы-
ходное живое сечение РК у периферии, что вызы-
вало увеличение расхода пара РК в периферийной
зоне, сильные радиальные течения, повышение уг-
лов атаки, значительное отклонение потока от осе-
вого выхода и увеличение неравномерности потока
за РК- В результате существенно возрастали по-
тери энергии и была опасность появления крутиль-
ных колебаний лопаток. Для устранения этих яв-
лений применялись Z-образные связи. Еще более
совершенными были РК ЛМЗ с лопатками, имею-
щими бандажные полки, поверхности соприкосно-
вения которых препятствуют развороту лопаток и
вызывают демпфирование колебаний (рис. III.4).
Противодавление за ЦНД выбирается, как ука-
зывалось, в широком диапазоне в зависимости от
средств охлаждения и условий эксплуатации тур-
бины. Это связано с особыми требованиями к про-
ектированию последней ступени. Действительно,
если, например, противодавление увеличивается
в три раза и приблизительно в той же пропорции
возрастает плотность пара, то при сохранении его
объемного расхода и кинематики потока усилия от
парового изгиба на лопатки также повышаются
в три раза. Поэтому с ростом противодавления при
одновременном увеличении массового расхода пара
рабочие лопатки ЦНД должны иметь усиленные
профили с большой хордой. При этом можно вы-
полнять профили РЛ для различного вакуума при-
близительно подобными и в основном сохранять
аэродинамические свойства РК.
Изменения проточной части ЦНД в зависимости
от расчетного вакуума затрудняют его унификацию,
так как экономически неоправданно во всех случаях
применять дорогие РК последних ступеней с макси-
мальной шириной РЛ. Поэтому целесообразно
иметь не менее двух модификаций последних сту-
пеней, отвечающих наиболее распространенным ве-
личинам противодавления для турбин, поставляе-
мых на отечественные и зарубежные ЭС. Для кор-
пусов ЦНД можно сохранить большую степень
унификации деталей, так как при высоком проти-
водавлении увеличение ширин РЛ и дисков ком-
пенсируется уменьшением числа ступеней.
Форма проточной части. В ступенях ЦНД пере-
рабатываются большие перепады энтальпий и
в связи с этим вниз по потоку быстро растут удель-
ные объемы пара. К тому же, при расширении
влажного пара его удельные объемы из-за выде-
ления скрытой теплоты испарения возрастают го-
раздо быстрее, чем перегретого пара. Это влечет за
собой резкое увеличение живых сечений проточной
части, особенно в последней ступени.
Чтобы избежать крутых переходов в меридио-
нальном сечении проточной части, в последних сту-
пенях существенно повышают осевые составляю-
щие скорости пара. В первых ступенях ЦНД они
равны 80—100 м/с, а при выходе из последнего РК
для увеличения объемного расхода пара — 250 и
даже 300 м/с на расчетном режиме. Предел повы-
шения осевой скорости при выходе из последнего
РК зависит от допустимой потери выходной кине-
тической энергии. Если же снять это ограничение
экономического характера, то все же с приближе-
нием выходной скорости к звуковой встретятся
45
трудно преодолимые препятствия из-за появления
местных сверхзвуковых скоростей и скачков уплот-
нения, порождающих сильную и опасную для лопа-
ток неравномерность потока в выходном патрубке.
Придание проточной части плавного меридиональ-
ного очертания посредством увеличения ее осевого
размера привело бы к непомерно большой длине
ротора и корпуса, что отразилось бы на надежно-
сти и стоимости агрегата.
Таким образом, необходимо считаться с небла-
гоприятной формой меридионального сечения про-
точной части ЦНД и изыскивать способы для ее
аэродинамического совершенствования при больших
углах раскрытия в этом сечении. До последнего
времени повышенные потери энергии из-за боль-
ших углов раскрытия проточной части были одним
из главных факторов, снижающих к. п. д. ЦНД по
сравнению с к. п. д. других цилиндров турбины.
Правильная оценка этих потерь необходима при
разработке мероприятий для их снижения и при
обосновании решений таких крупных задач эконо-
мики паровых турбин, как выбор максимальной
мощности агрегата, оптимального вакуума, числа
цилиндров и степени их унификации.
Переход между предпоследним РК и последним
НА часто выполняется в виде свободного кольце-
вого диффузора с большим углом раскрытия О.
Этому углу соответствует угол расширения эквива-
лентного конического диффузора, имеющего гид-
равлический диаметр Dr — 4f/Q, где f — живое се-
чение рассматриваемого криволинейного диффу-
зора и Q — периметр этого сечения. Так как для
эквивалентного диффузора угол расширения
а о , 1 dDr
e3=2arCtg-2--^-
и так как
dQldf^2IDr,
то для криволинейного диффузора
1 df = \ dDr
Q ds ~ 2 ds ’
где s — расстояние от начала диффузора до рас-
сматриваемого сечения. Поэтому локальный угол
расширения можно характеризовать величиной 0 =
= 2arctg [(l/Q)df/ds].
Этот угол характеризует, в известной мере,
влияние на потери местного расширения криволи-
нейного диффузора подобно тому, как в диффузоре
с прямолинейными образующими аналогичные по-
тери характеризуются углом его расширения. По-
тери в диффузоре и возникновение отрыва также
существенно зависят от его длины, от профиля
скоростей перед входом в него, от числа Re и от
турбулентности потока.
В последних ступенях ЦНД условия течения
пара в диффузоре весьма неблагоприятны. Этому
противостоит сильный отсасывающий эффект при-
мыкающего к диффузору НА. Его влияние на-
столько благотворно, что создаются условия для
безотрывного течения на переходах с раскрытием,
которому соответствует угол расширения эквива-
лентного конического диффузора 0Э = 30° и даже
более. На практике же применяются диффузорные
переходы со значительно большими углами (0Э =
= 70-4-100°) (периферийный угол раскрытия мери-
дионального обвода достигает 60°). При этом, если
46
не приняты предупреждающие отрыв потока меры
(удлинение входной части НЛ, отсосы пара и др.),
могут возникать сильные срывы его у периферии
или корня.
Срывы вызывают потери в самом диффузоре
и на входном участке НА, а также создают боль-
шую неравномерность потока и радиальные тече-
ния в НА и РК- Их неблагоприятное влияние ска-
зывается не только в области, непосредственно
примыкающей к участкам с резкими очертаниями
меридионального обвода, но также по всей высоте
проточной части вплоть до корневой зоны. Послед-
няя обычно наименее устойчива, и возмущения у пе-
риферии при неблагоприятных условиях могут вы-
зывать срывы потока у корня ступени.
Теоретические изыскания этих срывных явлений
выявляют лишь тенденцию к их развитию. Главный
же источник для оценки потерь энергии и совер-
шенствования сложных конструкций проточной ча-
сти ЦНД — экспериментальные исследования на
моделях и в натурных условиях. В широком мас-
штабе влияние меридиональных обводов на к. п. д.
ступени было экспериментально изучено в 1957 г.
в БИТМе [16]. После этого были выполнены об-
ширные опыты на моделях и в натурных условиях
в ЛПИ [14, 26 гл. XII], ЦКТИ [8, 38], ХПИ [33,
34 гл. XII], МЭИ [6, 17, 37], ВТИ [24], на ЛМЗ
[14, 25], ХТГЗ [11 гл. IV], Шкода [35] и др. Эти
опыты подтвердили сильное снижение к. п. д. сту-
пеней под влиянием большого угла раскрытия про-
точной части, вскрыли основные причины отрывов
потока у периферии и корня и выявили методы сни-
жения потерь энергии. В частности, были подтвер-
ждены преимущества рекомендованного кониче-
ского меридионального обвода ступеней, предшест-
вующих последней. Была также показана эффектив-
ность отсоса пара у периферии перед последним
НА в месте образования вихревой зоны в резуль-
тате срывов потока. Выяснено также некоторое
улучшение течения у периферии последнего НА при
уменьшении угла раскрытия в этой зоне за счет
сравнительно небольшой конусности корневого ме -
ридионального обвода.
Эти мероприятия весьма способствовали совер-
шенствованию ЦНД при модернизации и новом
проектировании турбин.
Сепарация влаги и эрозия лопаток. Влагоулав-
ливающие устройства последних ступеней, как уже
было сказано, предназначены для удаления круп-
нодисперсной влаги с целью, во-первых, снизить
эрозию рабочих лопаток и, во-вторых, уменьшить
механические потери энергии от разгона капель и
торможения ими РК.
Для совершенствования влагоулавливающих
устройств за последние 20 лет было проведено ог-
ромное количество экспериментов на вращающихся
моделях и на натурных РК- Применительно к по-
следней ступени исследования проводились в ниже-
следующих основных направлениях.
Периферийное влагоудаление перед НА. Такое
влагоулавливание применяется в ступенях с ис-
пользованием сепарирующей способности предше-
ствующего РК, причем принимались меры не
только к улавливанию капель, срывающихся с по-
верхности рабочих лопаток со значительной ради-
альной составляющей скорости, но и к эффектив-
ному отсосу влаги из периферийной зоны над РК
и за ним [12].
В этой зоне концентрируется главная часть
крупнодисперсной влаги. Ее удалению препятствует
стремительный поток пара в радиальном зазоре
над РК и за ним. Этот поток имеет большую осе-
вую составляющую скорости, и он сильно разго-
няет капли в осевом направлении, препятствуя их
попаданию во влагоулавливающие периферийные
камеры. Чтобы направить капли в сепаратор, необ-
ходимо сообщить им радиальную составляющую
скорости. Для этого следует, во-первых, принимать
меры к уменьшению осевой скорости в периферий-
ной зоне (бандажи на РК с уплотнениями способ-
ствуют этому) и, во-вторых, сообщать каплям необ-
ходимую радиальную составляющую скорости пу-
тем отсоса пара.
Энергия отсасываемого в конденсатор пара те-
ряется. Вместе с тем, чтобы отсос создавал доста-
точно большие радиальные скорости, количество
отсасываемого пара должно быть значительным.
Поэтому весьма целесообразно организовать перед
последней ступенью отбор пара в ПНД. Этого ко-
личества пара уже достаточно для того, чтобы не
только отсосать периферийный поток с большой
концентрацией влаги, но и существенно улучшить
течение в диффузорной части у периферии послед-
ней ступени, где, как указывалось, при больших
углах раскрытия образуются вихревые зоны и
даже местные отрывы потока, сильно понижающие
к. п. д. последней ступени.
Периферийное влагоулавливание перед РК. Ме-
тод основан на отводе пленки, текущей по торцевой
периферийной стенке НА, что достигается плавным
переходом от этой стенки к влагоулавливающей
камере над РК. Кроме того, крупные капли за НА
под влиянием сил инерции перемещаются ради-
ально, и некоторое их количество также достигает
влагоулавливающей камеры. Чем длиннее путь ка-
пель в межвенцовом зазоре, тем большее число
крупных капель улавливается. Благодаря отсосу
пара из этого зазора капли разгоняются в радиаль-
ном направлении. Но для требуемого разгона ка-
пель необходима достаточно высокая скорость пара.
Однако невыгодно терять пар, уже подготовленный
для эффективной работы в РК-
Этим способом влагоулавливания можно уда-
лить лишь малое количество влаги, но зато наибо-
лее опасной ее части, из которой образуются круп-
ные капли, попадающие на самую вершину РЛ.
Поэтому не следует отказываться и от этого про-
стого способа противоэрозионной защиты лопаток,
работающих при больших окружных скоростях.
Внутриканальная сепарация влаги. Задача этих
устройств — отвести в периферийной части НА по-
крывающую лопатки пленку влаги, из которой по-
током срываются с поверхности и дробятся после
ее схода с лопатки крупные капли, наиболее опас-
ные для эрозии рабочих лопаток. Пленка отводится
через узкие щели (1—2 мм) с хорошо закруглен-
ной входной кромкой. Щели располагаются на тех
участках поверхности лопатки, где ожидается по-
падание в пленку наибольшего количества влаги.
Для определения этих участков вычисляются тра-
ектории капель представительных размеров. Метод
построения траекторий основывается на теоретиче-
ских исследованиях и многочисленных модельных
испытаниях (см. гл. XIII). Щели целесообразно
располагать со стороны выпуклой поверхности про-
филя вблизи входной кромки и на вогнутой его по-
верхности. Целесообразен также сепарационно-ис-
парительный метод удаления пленочной влаги —
с внутренним подогревом лопатки паром (см.
гл. XIII).
Работа при частичных нагрузках. В современ-
ных конденсационных мощных турбинах, работаю-
щих с дроссельным регулированием или при сколь-
зящем начальном давлении, ЦНД — единственный
цилиндр, в котором при частичных установившихся
расходах пара происходят крупные изменения
в распределении перепадов энтальпии по ступеням.
При этом в наиболее неблагоприятных условиях
оказывается последняя ступень, особенно на холо-
стом ходу.
Дело в том, что при уменьшении относительного
объемного расхода в последней ступени снижается
перепад энтальпии. При этом ступень работает в ус-
ловиях, когда характеристическое число ц/Со ве-
лико по сравнению с его величиной, обеспечиваю-
щей на номинальном режиме безударный вход по-
тока в РК или малые углы атаки. При высоких же
и)Сй появляются большие отрицательные углы
атаки, особенно опасные в корневом сечении в слу-
чае применения активного типа профиля РЛ.
К этому еще добавляется очень неблагоприятное
влияние сильного раскрытия меридионального про-
филя у периферии ступени. Все это приводит к от-
рыву потока в корневом сечении. Как показали
опыты, отрыв потока в ряде случаев начинается
уже при объемном расходе, отнесенном к его рас-
четной величине, Gv — 0,6. На холостом ходу срыв
может охватывать область от корневого сечения до
3/4 по высоте проточной части (см. гл. XII). Силь-
ные отрывы потока в последних РК были обнару-
жены в ступенях очень большой веерности (</г <
<3). При срыве поток устремляется к периферии
РК и здесь вызывает запирание НА. Это сопряжено
с затратой энергии от компрессорного эффекта
и вентиляционных потерь и с опасными для лопаток
нестационарными явлениями.
В прикорневой зоне за РК в направлении его
вращения движутся капли, увлекаемые потоком
пара, покидающим РК в условиях срывных явле-
ний, а также капельные потоки, порождаемые
струями сбрасываемого в конденсатор из разных
источников сильно увлажненного пара. Направле-
ние и интенсивность капельных потоков зависят от
места и способа подвода влажнопаровых струй
в конденсатор.
Особенно бурные и опасные капельные потоки
развиваются при минимальном расходе пара по-
следним РК, в частности, на холостом ходу тур-
бины. При этом осевая составляющая скорости
пара при выходе из РК весьма мала, особенно
в прикорневой зоне, а в ряде случаев даже направ-
лена внутрь РК. Тангенциальная же скорость пара
за РК близка к его окружной скорости, и поток
оказывается сильно закрученным в сторону вра-
щения РК- Этот поток увлекает за собой пар и
влагу, находящиеся в выходном патрубке и в неко-
торой мере в паровом пространстве конденсатора.
Встречая на своем пути ребра, капельные потоки
интенсивно отражаются, и влага попадает на
стенки патрубка. Отражаясь от стенок и стекая
с них, влага проникает в прикорневую срывную
зону, где может формироваться обратный поток
пара, способствующий проникновению капель к пло-
скости, проходящей через выходные кромки РЛ.
47
Вблизи этой же плоскости сбрасывается и влага,
попавшая на полотно последнего диска. Даже не-
большое количество капель, достигающих этой пло-
скости и соударяющихся с РЛ, может нанести
опасные повреждения тонким выходным кромкам
и ухудшить аэродинамику потока.
Эрозионный износ выходных кромок РК боль-
шой веерности наблюдался в турбинах раннего
выпуска, когда указанные явления не были изу-
чены. Эрозия охватывала лишь нижнюю половину
РЛ с максимальным износом на некотором рас-
стоянии от корня. Обширные опыты на модельных
установках и на натурном стенде ЛМЗ, а особенно
опыты ВТИ—ЛМЗ и др. на действующих турбинах
[14, 35, 9 гл. V], вскрыли характер срывных явле-
ний в РК и движения капельных потоков в выход-
ных патрубках и послужили базой для проектиро-
вания этой части ЦНД, включающей и устройства
для впрыска конденсата, охлаждающего ЦНД.
Для достижения предельной мощности турбины
нельзя отказаться от большой степени веерности,
но все же ее следует ограничить. Сейчас в качестве
такого предела большинство заводов считает di =
— 2,5, хотя строго доказать экономическую целе-
сообразность предельной степени веерности невоз-
можно. Во веком случае накопленный опыт пока не
дает основания рекомендовать еще меньшую вели-
чину di, а лучше ее повышать.
В проектах новых турбин и при модернизации
выпускавшихся усовершенствование работы послед-
них ступеней при частичных нагрузках идет по пути
повышения степени реактивности в корневой зоне
при одновременном улучшении меридионального
профилирования проточной части.
Ротор низкого давления. Он чаще всего выпол-
нялся с насадными дисками, но многие фирмы при-
меняли цельнокованые, а также сварные, сварно-
кованые и сболченные составные роторы.
В насадных дисках последних ступеней прихо-
дится допускать очень высокие напряжения. Техно-
логический процесс насадки дисков на вал с боль-
шим натягом (до 0,2% от диаметра вала) требует
точности и опыта, чтобы избежать прогибов вала.
Под влиянием насадки дисков вал заметно удли-
няется, а во время работы укорачивается. Стои-
мость таких роторов сравнительно невелика.
Роторы без насадных дисков обладают рядом
преимуществ. Большая жесткость их обеспечивает
высокую критическую частоту вращения, что повы-
шает виброустойчивость валопровода, малую чувст-
вительность к случайным разбалансировкам и к дей-
ствию других поперечных сил, меньшую склонность
к прогибу в случае нагрева от задеваний. Кроме
того, большой момент инерции их улучшает дина-
мику регулирования и снижает динамический за
брос частоты вращения при полном сбросе на-
грузки. Главные трудности — в технологии изготов-
ления. Сварно-кованые роторы, уже давно с успе-
хом применявшиеся на ХТГЗ, оказались весьма
перспективными.
Для применяемых в настоящее время сварных
роторов из слаболегированных сталей предел теку-
чести <т0;2 = 5004-600 МПа. При таких материалах
не удавалось создавать с достаточным запасом
прочности диски последних РК со стальными ло-
патками длиной 1200 мм и более. Цельнокованые
роторы также не решают проблему, так как пока
крупные роторы изготовляются с центральными от-
верстиями, на периферии которых возникают вы-
сокие напряжения. Применение сварно-кованых ро-
торов, как и сварных, ограничивает выбор материа-
ла и затрудняет контроль при отсутствии цент-
ральных отверстий.
Альтернативное решение — сболченный ротор,
давно применявшийся в турбиностроении. Как по-
казали исследования и проектные разработки
ЦКТИ [32], такие роторы для сверхмощных паро-
вых турбин могут изготовляться из трех-четырех
частей (рис. III. 11) из легированных сталей с пре-
делом текучести = 7004-800 МПа. В ЦНД тем-
пературы невысокие, поэтому проблемы релаксации
болтового соединения не возникает.
Маневренные характеристики ЦНД. К ЦНД
подводится лишь слабо перегретый пар с невысокой
температурой. Несмотря на это, при больших раз-
мерах ЦНД от его теплового состояния зависят на-
дежность работы и маневренность всей турбины.
Тепловое состояние ЦНД. Этот цилиндр отли-
чается от ЦВД и ЦСД размерами, особой конст-
рукцией выходных патрубков, потоками влажного
пара и особыми условиями при работе на частич-
ных нагрузках.
При увеличении размеров ЦНД толщина стенки
корпуса меняется сравнительно мало, и зависи-
мость его массы от радиуса не сильно отклоняется
от линейной, тогда как масса ротора пропорцио-
нальна, в основном, квадрату радиуса. Поэтому
с ростом размеров ЦНД для него становится ха-
рактерным рассогласование между массами кор-
пуса и ротора, что приводит к большому различию
в темпах их остывания и прогрева во время пере-
ходных процессов.
Другая особенность теплового состояния ЦНД—
влияние на него меняющихся при различных ре-
жимах температур пара перед ЦНД и в конденса-
торе. При этом температуры первых ступеней по-
чти линейно изменяются в зависимости от началь-
ной температуры пара. Температуры же пара и
Рис. III.11. Сболченный РИД
48
металла последних ступеней во многих случаях
определяются главным образом не вполне организо-
ванными потоками пара в конденсаторе, особенно
на режимах малых расходов и, в частности, на хо-
лостом ходу. На этих режимах, как уже было ска-
зано, влажнопаровые струи подхватываются закру-
ченными за РК в сторону его вращения потоком,
и большое количество влаги выносится из переход-
ного патрубка и конденсатора, а затем отбрасы-
вается на стенки выходного патрубка, вызывая его
сильное одностороннее охлаждение. Кроме того,
срывающиеся со стенок капли через срывную зону
проникают в проточную часть турбины, также не-
равномерно охлаждая статор. Все эти процессы не-
стабильны, и даже в однотипных турбинах они мо-
гут протекать по-разному.
Интенсивные местные охлаждения частей ста-
тора повышают в них напряжения и могут быть
причиной заметных короблений. Физические явле-
ния в выходных патрубках за последние годы хо-
рошо изучены [9, 25] и уже приняты меры к устра-
нению особо вредных влажнопаровых потоков
в проточной части и к оптимизации всей структуры
потока в выходных патрубках. Но все же асиммет-
рия температурных полей в ЦНД остается одним
из факторов, затрудняющих конструирование кор-
пусов все возрастающих размеров.
Главная же положительная сторона охлаждаю-
щего действия влажнопаровых струй на режимах
малых объемных расходов пара — сильное сниже-
ние температуры корпуса и ротора. Если мощная
турбина работает на холостом ходу с выключенным
охлаждением при вакууме 500—600 мм рт. ст., то
температура пара в последних ступенях оказы-
вается недопустимо высокой (550 К и выше) .Умень-
шение начальной температуры пара перед ЦСД
даже до 600 К не дает нужного эффекта, так как
при уменьшении объемного расхода пара срывные
явления распространяются в глубь проточной ча-
сти ЦНД, снижая к. п. д. ступеней и тем самым
повышая температуру. При включении же охлаж-
дения температура пара за последним РК близка
к температуре насыщения. Для турбины К-800-240
такое снижение температуры наблюдалось до дав-
ления рк~ 17 кПа. С повышением же этого давле-
ния температура пара быстро возрастала.
При высоких температурах пара выходные па-
трубки прогреваются очень неравномерно. Из-за
больших тангенциальных скоростей охлаждающего
потока и соответствующих углов атаки быстрее
всего прогреваются ребра, тогда как температура
боковых стенок в нижней половине корпуса может
быть значительно ниже.
Большое влияние на температурные поля
в РИД оказывает процесс теплоотдачи в лабирин-
товых уплотнениях. Из-за передачи через вал на
участок последних РК теплоты от уплотнений и со
стороны паровпуска нагреваются вал и диски до
температуры, на несколько десятков градусов пре-
вышающей температуру пара в этих РК.
Температура корпуса при работе под нагруз-
кой меняется сравнительно мало в зависимости
от режима работы. Она заметно возрастает в ка-
мерах по мере увеличения отборов пара в систему
РППВ.
Массивные диски РИД довольно равномерно
прогреваются при омывании их паром небольшой
плотности. Максимальные перепады температур
вдоль радиуса даже первого диска несравненно
ниже, чем в дисках ЦВД и ЦСД.
Во время пуска из холодного состояния при
ухудшенном вакууме скорость прогрева вала может
сильно отставать от скорости прогрева дисков,
и при длительной работе на холостом ходу может
возникнуть опасность снятия посадочного натяга.
Такая же опасность грозит насадным втулкам ла-
биринтовых уплотнений. В этом отношении преиму-
щества на стороне цельнокованого, сварно-кованого
или сболченного ротора без насадных втулок и
дисков.
Относительные удлинения в ЦНД. Они зависят
от теплового состояния как самого цилиндра, так
и других цилиндров турбины.
В современных мощных турбинах применяются
жесткие и полужесткие муфты. При этом неуравно-
вешенная осевая сила воспринимается одним упор-
ным подшипником. От него и должно отсчитываться
удлинение ротора. Но сам упорный подшипник мо-
жет размещаться в корпусе, жестко связанном
с ЦВД или ЦСД, и передвигаться вместе с этим
корпусом при тепловых расширениях цилиндров.
Если упорный подшипник расположен между
ЦВД и ЦСД и их неподвижная точка находится
вблизи ЦНД, то при определении осевых зазоров
к относительному удлинению ротора в ЦНД необ-
ходимо еще добавить разность между удлинением
ротора и статора на участке между упорным под-
шипником и ЦНД. Относительные удлинения ро-
тора (обычно отрицательные) могут быть значи-
тельными. Например, на номинальном режиме
в однокорпусных однопоточных ЦСД общее относи-
тельное удлинение может превышать 2,5 мм. Не-
многим отличается эта величина и при работе на
холостом ходу. При сравнении зазоров в ЦНД в хо-
лодной и работающей турбине следует также учи-
тывать упругую деформацию РСД, которая в ра-
бочем состоянии цельнокованого ротора может
привести к его укорочению, достигающему 1,5 мм
и более.
Относительное тепловое удлинение собственно
в ЦНД при номинальном режиме сравнительно не-
велико (например, 4 мм). Оно существенно увели-
чивается за счет относительного удлинения РСД,
но столь же существенно снижается благодаря его
упругой деформации.
На холостом ходу с охлаждением проточной ча-
сти относительное удлинение получается отрица-
тельным. Оно значительно больше, чем на номи-
нальном режиме, так как одинаковый знак имеют
относительные удлинения роторов в ЦНД и в ЦСД,
а также упругие деформации в роторах без насад-
ных дисков. При работе на холостом ходу без
охлаждения сильно разогревается и удлиняется кор-
пус ЦНД (в несколько раз больше, чем на номи-
нальном режиме).
Имеет также значение упругая деформация РНД
под влиянием сил инерции. Ротор с насаженными
дисками заметно удлиняется при исчезновении сил
инерции. Происходящая от этого суммарная де-
формация в напряженных и длинных РНД может
достигать 1,5—2 мм. На эту величину изменяется
длина РНД после сброса нагрузки и выбега, кроме
того, к длине РНД прибавляется (алгебраически)
аналогичная деформация РСД.
Если имеется несколько ЦНД, то все сказан-
ное относится и к каждому последующему ЦНД
7 Зак. № 50
49
при условии, что смещение всего ротора отсчиты-
вается относительно положения упорного подшип-
ника, на перемещение которого корпус предшест-
вующего цилиндра может и не влиять, расширя-
ясь независимо от собственной неподвижной
точки. Расширение же предшествующих РНД,
как и их упругие деформации, необходимо учи-
тывать.
Расположение неподвижных точек согласуется
с тепловыми расширениями всей турбины. Если
ЦНД соединен жестко с ЦСД и его тепловое рас-
ширение передается упорному подшипнику, то не-
подвижную точку можно поместить на задней фун-
даментной раме ЦНД. Если же ЦНД расширяется
изолированно, то его корпус и ротор, естественно,
должны расширяться в одном направлении, а для
этого неподвижную точку следует поместить на пе-
редней фундаментной раме.
Размеры и окружные скорости соединительных
муфт роторов мощных турбин настолько велики,
что создаваемый ими вентиляционный эффект мо-
жет приводить к сильному разогреву вала и замет-
ным удлинениям РНД. Поэтому в корпусах таких
подшипников устанавливается охлаждающее уст-
ройство.
Рис. III.12. Совмещенный ЦСНД турбины К-300-240 ХТГЗ
При общей неподвижной точке и, следовательно,
жесткой связи ЦНД с ЦСД на корпус ЦНД пе-
редаются силы трения в скользящих опорах корпу-
сов подшипников ЦВД и ЦСД. Эти силы могут
порождать существенные деформации и дополни-
тельные напряжения в корпусе ЦНД [33]. Такие де-
формации искажают истинные тепловые расшире-
ния, что следует иметь в виду при анализе опытных
данных. При больших силах трения может ока-
заться целесообразным предусматривать отдельные
неподвижные точки на ЦСД и ЦНД.
Если в турбине имеются полужесткие муфты, то
во время остывания турбины могут появиться за-
метные упругие деформации под влиянием сил тре-
ния во вкладышах, что может искажать показания
контрольных датчиков.
Совмещенные ЧСД и ЧНД. Стремление умень-
шить число цилиндров и длину агрегата побудило
к совмещению ЧСД и ЧНД в одном цилиндре
(ЦСНД). Несомненное преимущество при таком
объединении достигается в том случае, если необхо-
димо иметь нечетное число выходов из ЧНД, когда
с ЧСД компонуется один из потоков ЧНД
(рис. III.12) и таким образом сокращается число
ЦНД.
Другой аспект этой проблемы — размещение
ступеней ЧСД и ЧНД в одном двухпоточном ци-
линдре. Это возможно при сравнительно небольшом
числе ступеней среднего давления за счет повыше-
ния разделительного давления. Вопрос о целесо-
образности применения таких ЦНД решается в за-
висимости от специфических особенностей проекти-
руемой турбипы. В практике отечественного турби-
ностроения имеются примеры создания ЦСНД при
разделительном давлении до 1,2 МПа.
III.8. ПРОБЛЕМА ПУСКА БЛОКА
Задача пуска паротурбинного блока — надежно,
экономично и быстро перевести неподвижный блок
при любом его тепловом состоянии на работу при
всех гарантированных режимах. Эксплуатируемый
блок должен быть постоянно готов к пуску после
простоя какой угодно продолжительности.
Из холодного состояния блок пускается очень
редко. Эта операция должна протекать при пол-
ной гарантии неповреждаемости оборудования.
Темпы же такого пуска и расход топлива не имеют
решающего значения.
Иначе ставится задача частых пусков блоков из
неостывшего состояния. В условиях современных
графиков нагрузок экономическая эффективность
блоков в значительной мере зависит от темпов
прогрева и приема нагрузки, а также от расходов
топлива в течение пускового процесса. Экономиче-
ские расчеты должны учитывать повреждаемость
оборудования при ускоренных пусках с макси-
мально допустимыми напряжениями в отдельных
элементах. Изыскания оптимальных программ
пуска и определение границ экономической целесо-
образности использования паротур йнных боков
для покрытия той или иной переменной части гра-
фика нагрузки составляют главное содержание
проблемы
В идеале этим требованиям эксплуатации удов-
летворялй ы конструкции элементов лока, кото-
рые остывали бы так, что после типовой продол-
жительности простоев (8—10 и 30—40 ч) они имели
бы температурное состояние, близкое к равновес-
ному под нагрузкой. Однако в настоящее время
турбины далеки от этого идеала. В еще худшем
тепловом состоянии после простоев оказываются
паропроводы и котельное оборудование, поэтому
в задачу принципиальной организации процесса
пуска блока входит прежде всего изыскание эф-
фективных способов исправления его маневренных
недостатков. Чем совершеннее маневренные каче-
ства всех элементов блока, тем проще его пусковая
схема.
Поскольку тепловое состояние блока — единст-
венное препятствие для быстрого его пуска (мощ-
ные гидротурбины пускаются за несколько минут),
то создание искусственных условий для скорого
восстановления нарушенного теплового равнове-
сия — главное требование к пусковой схеме.
Отклонения от равновесного теплового состоя-
ния полностью зависят от процесса остывания тур-
бины. Во время этого процесса невозможно избе-
жать радиальных и осевых перетечек теплоты, вы-
равнивающих температурные поля. Особенно
вредны осевые растечки теплоты, так как в осевом
направлении неравномерность температур в тур-
бине значительно больше и восстанавливается рав-
новесное температурное поле гораздо медленнее,
чем в радиальном направлении. Поэтому процесс
пуска турбины неразрывно связан с организацией
процесса ее остывания. По сути дела подготовка
к пуску идет с начала остановки турбины.
50
Главное техническое средство для предупрежде-
ния и восстановления нарушений теплового состоя-
ния турбины — организация местных потоков пара
различных параметров для нагрева или охлажде-
ния элементов турбины. Задача состоит в подборе
для этой цели оптимальных параметров пара и спо-
собов прогрева или охлаждения деталей паровых
коробок, корпусов и роторов. Если парогенератор,
включая и промежуточный перегреватель, не мо-
жет обеспечить пар требуемой температуры, то ис-
пользуются другие источники: соседние блоки, ста-
ционарный коллектор собственных нужд (резерв-
ный пар) и, в крайнем случае, редукционная
охлаждающая установка (РОУ).
Дополнительные потоки пара создаются лишь
на время остановки или пуска турбины. Это чисто
пусковые операции, значительно влияющие на со-
вершенство пусковой схемы и маневренные каче-
ства блока.
Организация дополнительных потоков зависит
от продолжительности простоя. Наиболее трудны
условия пуска из холодного состояния.
В пусковых операциях особое место занимает
холостой ход, во время которого сильно разогре-
вается ЦНД в зоне последних ступеней из-за их
низких к. п.д. при малых объемных расходах пара.
При организации процессов пуска следует, по
возможности, сокращать предварительный прогрев
и продолжительность подъема частоты вращения,
а также совмещать конечные операции прогрева
с выработкой энергии.
Критерием надежности пуска служат напряже-
ния в деталях турбины и относительные удлинения
роторов. Из-за трудностей контроля напряжений
вместо них при пуске часто руководствуются изме-
рениями температурного уровня в характерных точ-
ках, что дает лишь приближенную оценку надеж-
ности пуска. Выбор характерных точек имеет важ-
ное значение и зависит от конструктивных особен-
ностей турбины.
Для надежного поддержания оптимальных усло-
вий пуска необходима автоматизация, гарантирую-
щая минимальную повреждаемость оборудования
и быстроту операций.
Поддержание и восстановление температурных
полей. Возникшее во время остановки и простоя
рассогласование температурных полей и относи-
тельных удлинений в элементах статора и ротора
турбины должно быть восстановлено в кратчайший
срок. Для этого в начале прогрева температура
пара должна настолько превосходить температуры
нагреваемых им элементов турбины (~на 50 К),
чтобы сразу создать максимально допустимый гра-
диент температур внутри деталей. Этот градиент,
в основном, зависит от материала и толщины
стенки.
Место наибольших термических напряжений
в процессе пуска может смещаться, но оно остается
в определенных зонах, характерных для той или
иной конструкции турбины [1, 2, 13, 28]. В иде-
альной конструкции к опасным границам должны
были бы приближаться одновременно все наибо-
лее напряженные детали. Этого, однако, достичь
не удается. В области низких температур ограниче-
ние темпа пуска может быть обусловлено удлине-
нием, а в области высоких — термическими напря-
жениями или максимально допустимой температу-
рой отдельных деталей.
Обычно в цилиндрах турбины места, ограничи-
вающие темпы прогрева, оказываются в зоне пер-
вой ступени ЦВД и ЦСД. Температурное поле
в этих зонах зависит не только от состояния све-
жего пара, но и от типа регулировочной ступени и
расположения паровых коробок. В турбине с сопло-
вым регулированием температурный перепад в ре-
гулировочной ступени при стационарных режимах
может быть гораздо больше, чем в последующих
ступенях, особенно в области малых нагрузок.
В соответствии с этим перепадом устанавливается
и градиент температур как в статоре, так и в ро-
торе при установившемся режиме. Во время же
простоя турбины в этой зоне происходит наиболее
интенсивный отток теплоты от нагретых частей.
В лучших условиях находятся турбины с дроссель-
ным регулированием и с регулированием при
скользящем давлении. В таких турбинах паровпуск-
ная зона равномерно прогревается по окружности
и создается значительно меньший осевой темпера-
турный градиент в районе первой ступени, чем
в турбинах с сопловым регулированием.
Принципиальное значение имеет пуск блока на
скользящих, постепенно повышающихся параметрах
пара. Методы такого пуска были разработаны Юж-
ным отделением ОРГРЭС совместно с ЛМЗ и
ЦКТИ еще применительно к блоку К-150-170 и се-
рии турбин для ро=8,8 МПа ЛМЗ. Было дока-
зано, что при пуске блока на СД условия прогрева
парогенератора, турбины и паропроводов наиболее
благоприятны. Этот способ значительно сокращает
потери теплоты и времени, затрачиваемых на раз-
ворот блока, так как при пониженных параметрах
пара можно раньше приступить к выработке элек-
троэнергии. Кроме того, при пуске и последующей
работе турбины на пониженном давлении умень-
шаются напряжения в клапанных коробках и
в корпусе ЦВД, а также упрощаются пусковые опе-
рации. Сейчас этот способ пуска широко приме-
няется даже в тех установках, в которых нормаль-
ная работа агрегата протекает при постоянных на-
чальных параметрах пара.
Кроме этой общей организации процесса пуска,
вводятся дополнительные потоки пара, передача
теплоты от которых корпусу и ротору компенсирует
ее отток в зоне концевых лабиринтовых уплотне-
ний. Этот отток теплоты определяется состоянием
пара в различных отсеках уплотнений и охлаждаю-
щим действием подшипников. Подбором подходя-
щих давлений и температур пара, подводимого к ка-
мерам уплотнений, можно значительно улучшить
тепловое состояние турбины к моменту пуска.
В качестве примера могут служить схемы с осо-
быми потоками пара в уплотнениях, разработан-
ные в ЦКТИ и ВТИ для предупреждения снятия
натяга втулок передних лабиринтовых уплотнений
ЦВД под влиянием разности температур между ва-
лом и втулкой. Такие случаи были при быстрых
пусках турбин серии К-50-90. Чтобы устранить
опасное состояние этих втулок, к уплотнениям вме-
сто охлаждаемого пара подводился пар острый или
от постороннего источника с температурой около
600 К, благодаря чему удавалось сокращать время
пуска турбины после семичасового простоя более
чем в два раза и на 2 ч после 30 ч простоя. Такой
подвод пара оказался также полезным при разгру-
жении и остановке турбины, так как при этом
уменьшалось относительное укорочение РВД.
7*
51
Разность температур между верхом и низом ци-
линдров может вызывать опасные коробления и за-
девания [1, 2]. При остановках и пусках особо не-
благоприятные температурные поля возникали в зо-
нах подвода пара в однопоточных ЦСД, где, по
опытам ВТИ, через несколько часов после оста-
новки максимальная разность температур между
верхом и низом цилиндра иногда превышала 100 К.
В таких случаях перед толчком турбины приходи-
лось выжидать выравнивания температур.
В результате этих опытов, а затем и опытов
Уральского отделения ОРГРЭС было выяснено, что
неблагоприятные условия пуска создавались из-за
расхолаживания нижней части цилиндра паром от
концевых уплотнений, так как к ним подводился
из деаэратора пар при температуре 400—430 К. Во
время пуска ЦСД находился под вакуумом, и пар
из уплотнений отсасывался через четвертый отбор,
а при этом происходило расхолаживание стенки
паровпускной части в нижней половине цилиндра.
Когда же подводился к уплотнениям пар от посто-
роннего источника с температурой 570—620 К, мак-
симальная разность температур снижалась более
чем в два раза, и она не лимитировала пуска тур-
бины. Подвод к лабиринтовому уплотнению пара
этой температуры улучшал пусковые условия и
ЦВД. Это — хороший пример исправления естест-
венных свойств турбины средствами системы
управления пуском.
Аналогичные явления могут быть и от попада-
ния в процессе пуска турбины охлаждающего пара
к другим частям турбины. Например, пар может
подсасываться из деаэратора с обратным потоком
к штокам клапанов при его температуре 400—
450 К. Этот случайный поток создает недопустимую
разность температур в корпусах стопорных и регу-
лировочных клапанов, приводящую к появлению
трещин. Дефект устраняется установкой обрат-
ного клапана на общей линии отсоса пара из
штоков.
Большое влияние на процесс пуска оказывает
устройство дренажей цилиндров и трубопроводов
[1, 2]. При недостаточных их сечениях возможны
гидравлические удары в сборниках и забросы воды
в цилиндры, находящиеся под вакуумом. Дренажи
лучше направлять в раздельные коллекторы высо-
кого, среднего и низкого давлений. Следует избе-
гать открытия дренажей сразу после остановки
турбины, так как это приводит к увеличению раз-
ности температур между верхней и нижней точками
цилиндра.
Изоляция цилиндров, паровых коробок и паро-
проводов, конечно, играет важную роль в формиро-
вании температурных полей во время остановки,
простоя и пуска турбины. Обычная изоляция не
способна устранять внутренний теплообмен и за-
держивать процесс выравнивания температур
в корпусах и роторах, но она может обеспечи-
вать равномерный и небольшой отток теплоты
наружу.
Обогрев паром фланцев и шпилек горизонталь-
ных разъемов ЦВД и ЦСД может существенно
уменьшить разность температур в опасных зонах —
по ширине фланца и между шпилькой и фланцем,
что позволяет ускорить процесс пуска.
Разность температур по ширине фланцев сто-
порных клапанов и корпусов ЦВД и ЦСД дости-
гает во время пуска больших величин. Например
52
[1], в турбине К-200-130 в корпусе стопорного кла-
пана она достигает 95 К; во фланце ЦВД при ис-
пользовании обогрева в зоне между внутренней
поверхностью и точкой на расстоянии, соответст-
вующем оси шпилек, а также между наружной по-
верхностью и этой точкой — от +60 до —50 К; раз-
ности температур по ширине фланца ЦСД без их
обогрева — около 100 К; разности температур ме-
жду верхом и низом ЦВД и ЦСД — до 50 К-
Относительные удлинения. Во время работы на
номинальном режиме статор и ротор имеют раз-
личные температуры и деформации от приложен-
ных сил. Вместе с тем, осевые зазоры должны быть
выбраны оптимальными для этого режима, а ра-
диальные— минимально допустимыми. При работе
на других режимах, а особенно в течение нестацио-
нарных процессов, связанных с остановками и пус-
ками турбины, радиальные ц тем более, осевые
зазоры могут значительно изменяться. Эти измене-
ния происходят как от различного напряженного
состояния статора и ротора (разные давление пара,
осевые силы, частота вращения, температурные на-
пряжения), так и под влиянием температурных
удлинений.
Деформации от напряжений в роторах и корпу-
сах могут быть значительными, их следует иметь
в виду, но главная часть относительных удлинений
происходит от тепловых расширений, причем вели-
чина последних зависит от конструкции турбины
[13]. Все эти положительные и отрицательные отно-
сительные удлинения необходимо достаточно точно
рассчитывать при проектировании и указывать осе-
вые и радиальные зазоры в холодном состоянии,
учитывая их изменения при стационарных режимах
и во время переходных процессов.
В случае больших осевых относительных удли-
нений во время пуска турбины приходится на-
столько увеличивать осевые зазоры в лабиринтовых
уплотнениях и в лопаточном аппарате, что они за-
метно сказываются на длине ротора и на потерях
энергии при стационарных режимах. Чтобы этого
избежать и вместе с тем не увеличивать времени
пуска, необходимо при проектировании турбины и
пусковой схемы принимать все меры к уменьшению
относительных удлинений.
Имеются следующие технические средства для
снижения относительных удлинений: выбор опти-
мальных схем проточной части в каждом цилиндре
и взаимного расположения цилиндров; применение
двухкорпусных цилиндров; устройство в цилиндрах
камер отбора так, чтобы улучшить процесс про-
грева и сблизить тепловое состояние корпуса и ро-
тора; подвод пара оптимальной температуры в раз-
личные отсеки уплотнений; оптимизация соотно-
шения масс корпуса и ротора; целесообразное рас-
положение неподвижных точек корпусов и упорных
подшипников; уменьшение оттока теплоты от кор-
пусов наружу в зоне их опор; увеличение жестко-
сти ЦНД и многие другие. Некоторые из указан-
ных средств связаны с глубоко принципиальными
вопросами выбора кинематических схем турбинных
ступеней, другие — с принципами конструирования
деталей турбин, которые были рассмотрены
в п. III.4—III.7. При этом ряд конструктивных ре-
шений, как, например, двухкорпусные цилиндры,
экраны, опоры цилиндров, конструкции лабирин-
товых уплотнений и думмисов и др. должны разра-
батываться с учетом особенностей быстрого пуска
турбины, главным образом из неостывшего со-
стояния.
В пусковой схеме используются все средства,
уменьшающие рассогласование температурных по-
лей корпусов и роторов. Так, например, ВТИ для
пусков турбин К-200-130 реализовал как оптималь-
ную схему подвода пара из горячей линии промпе-
регрева от соседнего блока в камеру отсоса из пе-
реднего уплотнения ЦСД в четвертый отбор. Та-
кой способ обогрева РСД дал возможность в неко-
торой мере компенсировать его относительное
укорочение.
Ограничения по прочности. Основное требова-
ние к пусковому процессу — напряжения в элемен-
тах оборудования не должны превосходить допус-
тимые с учетом усталостных явлений, в том числе
и малоцикловой усталости.
Температурные напряжения играют главную
роль. В котлах наиболее опасны температурные на-
пряжения в выходных его элементах, в турбинах
же — во входных элементах ЦВД и ЦСД.
Особые требования выдвигаются из условий на-
пряженного состояния ЦНД, несмотря на то, что
температура пара в нем, как правило, невысока.
Видная роль ЦНД в пусковом процессе объясня-
ется большими размерами его, высокими напряже-
ниями в последних РК даже при стационарных ре-
жимах работы, особыми условиями аэродинамики
проточной части последних ступеней и образова-
нием влажнопаровых потоков.
Из-за больших размеров, сложности конструк-
ции и асимметрии температурных полей в корпусе
ЦНД могут появляться высокие напряжения и, что
особенно важно, значительные деформации, из-за
которых приходится замедлять темпы прогрева. В ро-
торах с очень массивными насадными дисками мо-
жет создаваться большой радиальный градиент
температур и, как следствие,— временное ослабле-
ние посадки дисков на валу, вызывающее вибра-
цию. Обычно эти диски имеют натяг при рабочей
частоте вращения около 0,1 мм. Во время пуска
разность радиальных удлинений вала и диска не
должна превосходить эту величину.
Аналогичные явления наблюдаются в насадных
втулках передних лабиринтовых уплотнений, кото-
рые в прежнее время широко применялись. Такая
конструкция уплотнений вообще нежелательна,так
как в аварийных ситуациях при задеваниях гребней
втулки сильно разогреваются и освобождаются от
натяга, что усугубляет последствия задеваний. Эти
втулки сильно задерживают пуск турбины из-за
разности температур между ними и валом. В со-
временных конструкциях избегают применять на-
садные лабиринтовые втулки.
Ограничивают пуски не только температурные
деформации ротора. При каждом пуске турбины
ротор проходит запретные вибрационные зоны,
опасные для лопаточного аппарата, особенно для
лопаток последних РК- Накопление усталостных
явлений в лопатках снижает их долговечность. По-
следние ступени ЦНД оказываются также в очень
неблагоприятных аэродинамических условиях при
малых объемных расходах пара, в частности, на хо-
лостом ходу (п. III.7). Возникающие при этом пе-
ременные аэродинамические силы (при меняю-
щейся, к тому же, частоте вращения) также служат
источником накопления усталостных явлений.
Кроме того, во время пускового периода интен-
сивно развиваются влажнопаровые потоки в вы-
ходных патрубках и в проточной части ЦНД. Они
наносят существенный ущерб лопаткам последних
РК, вызывая эрозию выходных кромок. Охлаждаю-
щие потоки усиливают и неравномерный нагрев
корпуса ЦНД.
Все эти факторы, сдерживающие темпы про-
грева, учитываются при определении оптимального
времени пусков турбины из различных тепловых
состояний и назначении допустимого числа пусков
в течение жизни турбины. Достаточно точно оце-
нить последствия числа пусков в настоящее время
затруднительно из-за недостаточных знаний по ма-
лоцикловой усталости и по переменным аэродина-
мическим силам. Но можно с уверенностью ска-
зать, что современная крупная паротурбинная
установка представляет собой агрегат, мало при-
способленный для частых и быстрых пусков,
и что такие пуски снижают долговечность тур-
бинного оборудования. Аналогичное заключение
можно сделать и в отношении других элемен-
тов ПТУ.
Пусковая схема. Условия пуска меняются в за-
висимости от типа парогенератора (моноблок,
дубль-блок), топлива и особенностей турбины.
Здесь рассмотрим лишь основные пусковые устрой-
ства применительно к типовой пусковой схеме, ре-
комендованной ВТИ (рис. III.13) [3, 34].
Вода от питательного насоса на пути к водя-
ному экономайзеру проходит через обратный кла-
пан, расходомер и систему задвижек с обводами,
на которых расположены запорные органы мень-
ших размеров и регулировочные клапаны. Во время
пуска пароводяной среде преграждав т нор мальныи
путь к перегревателям «встроенная задвиж-
ка» (ВЗ), разделяющая во время пуска котел на
две части (ВЗ называется также разделительным
клапаном). Рабочая среда поступает через дрос-
сельные клапаны к двум встроенным сепараторам
(ВС), специально предназначенным для пусковых
операций. После ВС пар перепускается в перегрева-
тели и затем через главные паровые задвижки
(ГПЗ)—в паропроводы высокого давления. По-
ток же воды с примесью пара , отводимый из ВС ,
направляется в растопочный расширитель с регу-
лятором уровня. Давление в растопочном расшири-
теле в одних схемах 0,5—0,6 МПа, в других схе-
мах 1,2—1,5 МПа. Вода из него отводится в кон-
денсатор или в бак запаса конденсата, или в ка-
нал циркуляционной воды.
Пар из растопочного расширителя поступает по
линии греющего пара в деаэратор или через регу-
лировочный клапан в конденсатор. Этот пар можно
также подавать в холодную нитку к промперегре-
вателю для прогрева паропроводов и ЦВД тур-
бины во время пусков остывшего блока. При обо-
греве горячей линии (промперегрева), на концах
которой имеются задвижки в местах примыкания
к парогенератору и к стопорному клапану ЦСД
турбины, охлажденный впрыском до температуры
около 450 К пар сбрасывается в конденсатор.
Промежуточный перегреватель омывается га-
зами с температурой не более 1120 К и может
находиться в «безрасходном» режиме при расходе
пара до 30% производительности котла [34].
По мере увеличения расхода пара турбиной
в процессе пуска уменьшается его сброс из ВС
в растопочный расширитель. После приема
53
Рис. 111.13. Пусковая схема моноблока 500 МВт:
/ — деаэратор: 2 — питательный турбонасос; 3 — группа ПВД; 4 — регулирующий питательный клапан; 5 —
встроенная задвижка; 6 — встроенный сепаратор; 7, 8 — сбросные клапаны на I и II ступенях сепаратора;
9 — растопочный расширитель; /0 — регулирующий клапан; И — бак запаса конденсата; /2 — клапан
сброса пара в конденсатор; 13 — пусковой впрыск; 14 — пуско-сбросное устройство; 15 — байпас турбины;
16 — главная паровая задвижка; /7 — ЦВД; 18 — промперегреватель; 19 — ЦСД и ЦНД; 20 — конденсатор
нагрузки турбиной около 10% от номинальной де-
аэратор питается из холодной нитки ПП.
Быстродействующие редукционно-
охладительные установки (БРОУ) приме-
няются для сброса избытка пара, поступающего из
котла, так как он имеет нижний предел паропроиз-
водительности, значительно превышающий расход
пара турбиной на холостом ходу и при малых на-
грузках. Эти же установки используются для
сброса пара в конденсатор при быстром падении
нагрузки на генератор и в аварийных ситуациях,
когда возможно даже внезапное отключение тур-
бины. Ввод в действие такой установки в аварий-
ных случаях должен быть очень быстрым. Поэтому
БРОУ по идее должна снабжаться регулированием
с гидравлическими сервомоторами, имеющими
время Ts~0,5 с (в применяемых БРОУ Ts~f> с).
Из БРОУ, подключенной к паропроводу высо-
кого давления, пароводяная смесь сбрасывается не-
посредственно в конденсаторГ БРОУ рассчиты-
вается на сброс '~30% номинальной производи-
тельности котла при давлении, рекомендуемом для
холостого хода (для СКД— около 16 МПа).
Во время пусковых операций БРОУ управ-
ляется инстанционно; ее быстродействия не тре-
буется. В аварийных же ситуациях при внезапных
сбросах большой нагрузки производительность
БРОУ недостаточна для предупреждения открытия
предохранительных клапанов парогенератора (для
СКД открываются при 27 МПа). Вместе с тем
1 В первых блоках СКД сброс пара во время пуска про-
изводился двумя ступенями — сначала в холодную нитку
промперегревателя, а затем из горячей его нитки в конденса-
тор. Делалось это из опасения перегрева труб вторичного пе-
регревателя при малых расходах пара, но эта предосторож-
ность оказалась излишней.
54
сброс в конденсатор даже 30% от номинальной
производительности котла вызывает затруднения.
Поэтому ставится вопрос об отказе от БРОУ как
от малоэффективной установки [34]. Следует, од-
нако, заметить, что альтернативное предложение —
увеличение пропускной способности БРОУ, не-
сколько повысив капитальные затраты,—уменьшает
необходимость восполнения потерь рабочего тела
из-за утечки пара в атмосферу и снижает уровень
шума.
В ФРГ находило применение «вакууммирование»
системы при пуске из холодного состояния. Так как
котел заполняется горячей водой, то в вакууме
сразу же начинается испарение и таким образом
сокращается стартовый этап пуска.
Программа пуска. Режимы пуска зависят от
теплового состояния всех элементов блока к мо-
менту пуска. Быстрее всего остывает парогене-
ратор, значительно медленнее — главный паропро-
вод и дольше всего — турбина. Темпы остыва-
ния узлов каждого из этих элементов также раз-
личны.
Из опыта эксплуатации мощных блоков изве-
стно, что уже через несколько часов простоя рас-
согласование теплового состояния камер котла и
трубопроводов настолько велико, что требуется су-
щественная затрата времени для увеличения тем-
пературы среды перед разделительным клапаном
котла (ВЗ), прежде чем пар можно будет напра-
вить в перегревательный отсек. В турбине сравни-
тельно быстро остывают перепускные трубы, зна-
чительно медленнее — стопорный клапан, еще бо-
лее низкими темпами — ЦВД и ЦСД. Наиболь-
шая неравномерность температурных полей в котле
может наступать через сутки, тогда как в турби-
не— через двое суток и более. Цифры эти могут
значительно меняться в зависимости от типа обо-
рудования и качества изоляции.
Предварительный прогрев более холодных пе-
репускных труб перед ЦВД необходим, чтобы из-
бежать его расхолаживания. То же самое отно-
сится к паропроводам ПП, которые после длитель-
ных простоев становятся значительно холоднее
ЦВД. Во всяком случае, должен быть предупреж-
ден заброс влажного пара в турбину.
Чтобы унифицировать программы пуска, про-
цессы группируются по типовым признакам тепло-
вого состояния оборудования [3, 34].
Холодное состояние считается, когда темпера-
тура элементов котла и паропроводов менее 420 К,
турбины — менее 370 К. В таком состоянии оказы-
ваются котел и паропроводы после простоя более
двух суток, а турбины — более восьми суток.
Прогрев турбины, работающей на паре СКД,
начинается, когда температура пара перед ВЗ до-
стигает ~450 К- Прогрев ЦВД ведется при полно-
стью открытых стопорных и регулировочных кла-
панах. Пар из горячей линии промперегрева обо-
гревает задвижки, стопорные клапаны, перепускные
трубы и регулировочные клапаны ЦСД (последние
закрыты). Греющий иар сбрасывается в конденса-
тор. Температура пара для прогрева паропроводов
и ЦВД регулируется посредством подъема давле-
ния пара за котлом до 1—1,5 МПа. Стенки паро-
впускной части ЦВД нагреваются приблизительно
до 450 К, а ЦСД — до 430 К. Температура сбрасы-
ваемого в конденсатор пара не должна превышать
450 К (регулируется впрыском воды).
Повышение давления перед ЦВД продолжается
приблизительно 1 ч. При температуре перед ВЗ
около 610 К пар из ВС поступает в перегреватель
и паропроводы свежего пара. Перед толчком тур-
бины давление поднимается до 3,5—4 МПа, а тем-
пература— до 570—590 К (регулируется впрыс-
ком). Эти операции начинаются приблизительно
через 40 мин после поступления пара в перегрева-
тельную часть котла (за ВЗ).
После прогрева ЦВД пар из него и из линии
ПП сбрасывается через дренажи в конденсатор,
происходит «обеспаривание» этих элементов уста-
новки и начинается пуск турбины с углубления ва-
куума. Для этого подводится пар к концевым
уплотнениям из коллектора, в котором регулятор
поддерживает давление 11,5—12 кПа при темпера-
туре 400 —420 К, и включается эжектор, отсасываю-
щий паровоздушную смесь из последних камер
уплотнения в охладитель. До подачи пара в турбину
обычно достигается вакуум не менее 550 мм рт. ст.
После толчка частота вращения устанавли-
вается 500 об/мин. Перед ЦСД температура пара
поддерживается около 570 К. Затем в течение 5 мин
частота вращения доводится до 900—950 об/мин,
а после проверок надежности работы — до
3000 об/мин за 10—15 мин без перерывов, чтобы
не задерживаться на критических частотах. Обо-
грев фланцев включается после толчка турбины,
как только начинает ускоряться относительное
удлинение ротора.
За холостым ходом следует синхронизация и
прием нагрузки посредством открытия регулиро-
вочных клапанов (для К-300-240 — около 10МВт).
В то же время отключается БРОУ и впрыск воды
за ней, а также закрываются дренажи в паропро-
водах свежего пара и в ПП.
Нагрузка блока приблизительно за 15 мин
удваивается. В таком состоянии блок работает около
50 мин. Темп нарастания температуры пара перед
ЦВД и ЦСД — до 1 К/мин. Последующий рост
нагрузки (для К-300-240 — до 40 МВт) занимает
еще ~30 мин, причем давление поднимается до
6 МПа, а температура — до 640—650 К- Далее,
в течение ~45 мин давление свежего пара подни-
мается до номинального при неизменной нагрузке.
Температура пара в конце этого этапа повышается
перед ЦВД — до 750 К и перед ЦСД — до 660 К-
Темп подъема нагрузки — примерно 1 МВт/мин,
температуры свежего пара — 0,4 К/мин и темпера-
туры пара перед ЦСД — 0,6 К/мин. Все эти цифры
приведены лишь в качестве примеров, так как для
различных блоков они могут изменяться в довольно
широких пределах, а для вновь проектируемых тур-
бин темпы прогрева выбираются существенно боль-
шими. Так, за счет изменения технологии пуска тур-
бин К-300-240 ЛМЗ в 1966 г. были достигнуты сле-
дующие результаты (в числителе — по новой техно-
логии, в знаменателе — по старой) [25]:
Длительность простоя, ч . .	6-8	30-34	50-60
Время разворота до п„, мин: для турбин К-200-130 . .	10/30	15/30	15/50
»	К-300-240 . .	15/20	30/25	30/90
Вермя нагружения до Nn, мин: для турбин К-200 . . .	40/100	80/140	120/240
»	К-300 . . .	90/150	120/240	150/240
Для вновь создаваемых турбин, которые пред-
назначены для работы в переменной части графика
нагрузки, для которых выполнены все необходимые
конструктивные меры к снижению напряжений при
быстром запуске, время пуска после ночной оста-
новки может быть в несколько раз уменьшено по
сравнению с указанными цифрами.
Л 1.9. СИСТЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Чтобы современная энергосистема была высоко-
эффективной, действие всех входящих в ее состав
механизмов должно быть согласовано и направ-
лено к единой цели — наиболее экономичной выра-
ботке электроэнергии и надежному регулированию
частоты и активной мощности в любых возможных
условиях эксплуатации. В современных блоках
САР, суммируя все команды и воздействия на кла-
паны, осуществляет регулирование сопловое, об-
водное, дроссельное или при «скользящем» давле-
нии. Широко используются комбинации из этих
способов в соответствии с принятой программой ре-
гулирования блока, которая исходит из оптималь-
ных условий эксплуатации.
Паротурбинный блок следует рассматривать как
сложное динамическое звено в единой структурной
схеме всей энергосистемы, и он должен быть все-
цело подчинен решению общей задачи. Поэтому
при изучении систем регулирования блоков прежде
всего необходимо сформулировать требования к ним
с точки зрения эксплуатации современных энерго-
систем.
Статика регулирования
Основные требования. К системам регулирова-
ния и к автоматизации крупных современных
паротурбинных блоков предъявляются жесткие
55
требования, существенно отличающиеся от прежних.
Они связаны с особенностями как самого блока,
так и его работы в объединенных энергосистемах
параллельно с другими турбогенераторами.
Паротурбинный блок является единым агрега-
том с общей системой регулирования. В его состав
входят паровой котел, турбина и электрический
генератор, обладающие принципиально различными
динамическими характеристиками. Задача системы
регулирования блока состоит в том, чтобы обеспе-
чить качество производимой им электроэнергии,
характеризуемое двумя регулируемыми величи-
нами: частотой и напряжением.
Напряжение в сети регулируется путем измене-
ния силы тока возбуждения в генераторе. Быстро-
действие регуляторов напряжения столь велико, что
регулирование напряжения можно рассматривать
автономно, независимо от динамики регулирования
частоты, связанной с большой инерцией элементов
блока.
Задача поддержания в заданных пределах ча-
стоты в сети возлагается на регулятор скорости —
командующий орган системы регулирования блока.
Статические и динамические характеристики регу-
лирования блока тесно связаны с важнейшими по-
казателями надежности и качества продукции.
С ними связана также точность и быстрота пере-
дачи к распределительным органам блока управ-
ляющих воздействий, поступающих из энергоси-
стемы.
Статическая характеристика регу-
лирования скорости определяет зависи-
мость мощности турбогенератора от частоты враще-
ния ротора. Ее основной показатель — коэффициент
неравномерности 6 = («max — «mln)/«0, ГДе «max,
rim in и «о — максимальная, минимальная и номи-
нальная частота вращения. Коэффициент неравно-
мерности определяет важнейшие статические свой-
ства блока при его параллельной работе в сеть и
играет большую роль в устойчивости регулирова-
ния и в переходных процессах. В современных
мощных блоках номинальное значение коэффи-
циента неравномерности б = 0,04-4-0,05. Эта вели-
чина путем настройки обычно может изменяться
от 0,03 до 0,07 в зависимости от условий эксплуа-
тации блока.
Смещение статической характеристики с по-
мощью механизма управления (МУ) делает возмож-
ной работу агрегата при частоте вращения 48—
51 Гц, причем неограниченное время работы обычно
допускается в пределах 49—50,5 Гц. МУ обеспе-
чивает синхронизацию при отклонении частоты вра-
щения в пределах +2н—7% от номинальной.
Особое внимание уделяется чувствительности ре-
гулирования в связи с требованиями к параллель-
ной работе агрегатов. В современных энергосисте-
мах допускаются очень небольшие отклонения ча-
стоты, и по мере роста их мощности эти отклоне-
ния все более ограничиваются. Объясняется это
не только повышением требований к качеству про-
дукции, но и новыми условиями эксплуатации
объединенных энергосистем. Покажем это на при-
мере.
Пусть 25 турбогенераторов мощностью 200 МВт,
имеющих коэффициент неравномерности б =0,04,
параллельно работают в электрическую сеть. При
аварийном отключении одного из агрегатов и при
условном сохранении потребления электроэнергии
56
частота в сети упадет настолько, чтобы каждый из
оставшихся 24 агрегатов принял свою долю недо-
стающей нагрузки, равную 8,35 МВт. При линей-
ных статических характеристиках частота в сети
в процессе первичного ее регулирования снизится
на Af = 0,0835 Гц (изменение мощности каждого
агрегата на 200 МВт — при А/ — 2 Гц).
Если же эту местную энергосистему подключить
к объединенной мощностью 45 000 МВт (мощность
всей системы — 50 000 МВт), то аварийное отклю-
чение блока 200 МВт вызовет во всей системе па-
дение частоты А/ = 2 • 200/49 800 = 0,008 Гц. В этих
условиях в местной системе каждый блок примет
нагрузку ДУ = 0,008 • 200/2 = 0,8 МВт, и остав-
шиеся в эксплуатации 24 агрегата возьмут на себя
суммарную мощность 19,2 МВт. Дефицит же мощ-
ности (более 180 МВт) будет покрыт за счет пе-
ретоков по межсистемным связям из других частей
объединенной системы. Если же учесть нечувстви-
тельность систем регулирования, то доля участия
местной системы в покрытии дефицита мощности
может еще значительно уменьшиться. Вместе с тем
излишние перетоки по межсистемным связям неже-
лательны, а иногда и опасны, поэтому должны при-
ниматься все меры к их уменьшению.
По рекомендациям технического комитета МЭК
от 1968 г. для турбин мощностью более 30 МВт ко-
эффициент нечувствительности может достигать
0,06%, чему соответствует А/ = 0,03 Гц. При этом
в рассмотренном примере многие турбины могли
бы не реагировать на изменение частоты 0,008 Гц,
тогда как при изолированной работе местной си-
стемы оказалось бы А/= 0,0835 Гц, и набор на-
грузки турбинами в процессе первичного регули-
рования был бы более эффективным.
Регуляторы мощности (РМ). Во время эксплуа-
тации необходимо постоянно обеспечивать опти-
мальное распределение мощности между агрега-
тами в соответствии с графиком нагрузки, что не
может обеспечить регулятор частоты. Кроме того,
для уменьшения мощности межсистемных перето-
ков местные возмущения в энергосистеме должны
быть быстро локализованы и дефицит мощности
должен покрываться главным образом за счет аг-
регатов местной системы. С этой последней зада-
чей даже в простейших случаях не могут спра-
виться регуляторы частоты из-за недостаточной их
чувствительности. Так, для распределения нагру-
зок в соответствии со статическими характеристи-
ками регулирования при 6=0,04 с точностью до
1 % коэффициент нечувствительности регулирова-
ния по частоте не должен превышать 0,04%, что
практически трудно достигнуть [5]. В сложных же
аварийных ситуациях требуется почти мгновенное
и зависящее от местных условий перераспределе-
ние мощностей между отдельными частями энерго-
системы и агрегатами.
Эти задачи решаются с помощью высокочувст-
вительных регуляторов мощности. Они должны
сравнивать заданную величину мощности турбо-
генератора с фактической и передавать команду
в САР блока, т. е. РМ действуют по принципу сле-
дящей системы. Вместе с тем их назначение не
только обеспечивать оптимальное в данный момент
распределение нагрузок между агрегатами, но
также повышать точность поддержания частоты
в сети. Для уменьшения статизма энергосистемы
в цепь задания РМ целесообразно вводить импульс
по частоте. При этом задаваемая мощность вклю-
чает в себя не только предписание оператора, но
также учитывает изменение мощности, зависящее
от отклонения частоты в сети, а также диктуемое
регулятором более высокого ранга.
Ограничения по допустимой нагрузке блока вво-
дятся в связи с возмущающим воздействием на
блок по скачку и по градиенту нагрузки как при
повышении, так и при сбросе нагрузки.
Для корректирования команды РМ или в случае
его отсутствия требуемое изменение мощности про-
изводится за счет внешнего воздействия, исходя-
щего от диспетчера или от управляющей ЭЦВМ.
Вторичное регулирование частоты. Несмотря на
регулирование мощности, поддержание частоты все
же остается главной задачей САР, так как без ре-
гуляторов частоты систему трудно стабилизи-
ровать.
Первичное регулирование частоты из-за ста-
тизма и нечувствительности САР не обеспечивает
требуемой точности поддержания частоты в энерго-
системе. Отклонение частоты еще возрастает из-за
того, что некоторые агрегаты могут работать с огра-
ничением мощности или при открытых до пре-
дела клапанах турбины. Для поддержания задан-
ной частоты производится ее вторичное регулиро-
вание путем воздействия сетевого регулятора ча-
стоты на САР турбин выделенных для этой цели
регулирующих ЭС. Сетевые регуляторы ча-
стоты целесообразно выполнять изодромными.
Из всего сказанного следует, что блок вместе
с его системой регулирования необходимо рассмат-
ривать как составную часть единой комплексной
системы управления активной мощностью всего
энергообъединения, включая системные регуляторы
и противоаварийную защиту, а также каналы пере-
дачи управляющих сигналов от этих регуляторов
к каждому блоку.
Динамика регулирования
Связь между турбиной и котлом. Главная отли-
чительная особенность динамики современных бло-
ков— непосредственная связь между системами ре-
гулирования парогенератора и турбины. Эта связь
предназначена для смягчения основного недостатка
несвязанного регулирования котла и турбины —
запаздывания изменения импульса по давлению за
котлом после начала движения клапанов турбины,
что ухудшает приемистость блока. Для ускорения
перевода котла на новый режим вводится допол-
нительный импульс по нагрузке турбины или, что
практически то же,— по расходу свежего пара.
Так как переходный процесс в турбине проте-
кает несравненно быстрее, чем в котле, вместо не-
посредственного импульса по нагрузке можно вво-
дить различные «форсирующие» связи между си-
стемами регулирования турбины и котла, ускоряю-
щие процесс перевода котла на новый режим.
Формирующие импульсы могут суммироваться
с импульсом по давлению свежего пара в регуля-
торе производительности котла, причем эти им-
пульсы могут быть остающимися или исчезающими.
Импульс по давлению свежего пара вводится
для предохранения парогенератора от опасного для
него повышения давления. Этот импульс должен
препятствовать повышению давления пара перед
турбиной. С этой целью предусматриваются стаби-
лизирующие связи, использующие импульсы от си-
стемы регулирования парогенератора или от допол-
нительного регулятора давления «до себя», уста-
навливаемого перед клапанами турбины. Однако
в аварийных ситуациях, когда для удержания устой-
чивости энергосистемы требуется почти мгновен-
ный набор нагрузки, дополнительный регулятор
давления или аналогичные устройства должны бло-
кироваться. Имея в виду такие ситуации, следует
считать более надежными форсирующие импульсы
в системе регулирования парогенератора.
Промперегрев. Другая характерная динамиче-
ская особенность блоков — наличие больших емко-
стей и тепловая инерция промежуточного перегре-
вателя. Влияние этих аккумуляторов энергии на-
столько велико, что предохранить ротор от разгона
можно лишь с помощью регулировочных клапанов,
устанавливаемых в месте подвода пара к турбине
после перегревателя. Эти клапаны полностью от-
крыты при нагрузках, обеспечивающих охлаждение
ПП, но они частично прикрываются для поддер-
жания в нем избыточного давления на режимах
малых нагрузок (30—40% от Л%). Они должны
быстро закрываться при резких сбросах нагрузки,
играя роль отсечных клапанов, причем одновре-
менно с их закрытием вступают в действие сброс-
ные клапаны, отводящие пар из промежуточного
объема в конденсатор через охладительную уста-
новку.
Промежуточный объем оказывает также боль-
шое влияние на устойчивость и переходный процесс
регулирования, следовательно, и на приемистость
турбины. Последняя сильно ухудшается, так как
в первый момент после открытия клапанов ЦВД
из-за медленного нарастания давления в паропере-
гревателе расход пара ЦСД и ЦНД меняется
мало, а в этих цилиндрах вырабатывается боль-
шая часть мощности турбины.
Коэффициент приемистости. Сигналы, переда-
ваемые из энергосистемы в САР блока, требуют
различного быстродействия. Вторичное регулирова-
ние частоты, сигналы перераспределения нагрузок
между агрегатами и др. могут передаваться через
сравнительно медленно действующий механизм
управления турбины. Эффективность воздействия
сигналов определяется показателем приемистости —
отношением заданной работы к фактической за
определенный промежуток времени. Приемистость
зависит от динамических свойств всех элементов
блока. Процесс регулирования протекает различно
при повышении и понижении нагрузки. Обычно
клапаны турбины движутся в сторону их закры-
тия существенно быстрее, чем в направлении от-
крытия.
Сигналы из энергосистемы, требующие быстро-
действия, передаются непосредственно в электриче-
скую часть САР турбины, и их эффект не зависит
от динамической характеристики МУ.
Аварийные ситуации в энергосистемах. Дина-
мические характеристики блоков, работающих
в объединенных системах, играют особую роль
в связи с задачами регулирования энергосистем по
предотвращению аварийных ситуаций, нарушаю-
щих их статическую устойчивость. Сильные возму-
щения в энергосистеме могут возникать при резких
изменениях нагрузки в приемных или передающих
частях энергообъединения, а также в случаях ава-
рий на его удаленных участках. В принципе
8 Зак. № 50
57
задача подавления этих возмущений должна
решаться централизованной системой диспетчер-
ского контроля и ограничения мощности, сигналы
которой передаются по межсистемным и внутри-
системным связям к органам регулирования
блоков.
В аварийных ситуациях в отдельных частях
энергообъединения, соединенных межсистемными
связями, может изменяться взаимный фазовый
угол. Критической величины этот угол может до-
стигнуть за несколько секунд, после чего генера-
торы могут выпасть из синхронного вращения,
и система потеряет устойчивость. Для предупреж-
дения такой крупной аварии требуется почти
мгновенное изменение мощности блоков. Например,
в ряде случаев при аварийном внезапном дефиците
мощности в приемной части энергосистемы ее аг-
регаты должны существенно увеличить мощность
всего за 1—2 с. Такая скорость изменения мощно-
сти не может быть достигнута на ГЭС из-за опас-
ности гидравлического удара, поэтому предъяв-
ляются очень жесткие требования к приемистости
паротурбинных блоков и к быстродействию их си-
стем регулирования.
Сохранению устойчивости системы в аварийных
ситуациях способствует также экстренная кратко-
временная разгрузка (за время менее 0,5 с) пе-
редающей системы. При этом частота во всем энер-
гообъединении снижается до уровня частоты в его
приемной части. Регуляторы скорости и импульсы
по ускорению в агрегатах приемной части энерго-
системы в этом случае должны блокироваться про-
тивоаварийной автоматикой. Требования к быстро-
действию систем регулирования блоков для экс-
тренного снижения мощности примерно такие же,
как при сбросах полной нагрузки.
Наличие «вращающегося резерва» для покры-
тия дефицита мощности в аварийных ситуациях —
важнейшее условие надежной работы энергоси-
стемы.
В связи с задачами централизованного управ-
ления объединенной энергосистемой в основную
систему регулирования блока с каскадом усилений
между регуляторами и главными сервомоторами
вводятся из электрической сети, наравне с традици-
онными дополнительными импульсами по произ-
водным (от дифференциаторов) и по нагрузке,
управляющие сигналы и команды от противоава-
рийной защиты.
Эти дополнительные импульсы необходимо со-
гласовывать с динамикой процесса экстренного ре-
гулирования. Например, дополнительный импульс
по ускорению в изолированной системе регулиро-
вания существенно улучшает процесс регулирова-
ния и уменьшает разгон ротора при внезапных
сбросах нагрузки, благодаря чему этот импульс
с давнего времени используется очень широко.
В условиях же экстренного регулирования, как ука-
зывалось, для сохранения устойчивости энергоси-
стемы при падении частоты в ее приемной части
может потребоваться быстрая разгрузка агрегатов
передающей системы для общего снижения частоты
во всем объединении. При такой ситуации регуля-
тор по ускорению стремится открыть клапаны тур-
бины и тем самым препятствует снижению частоты
в передающей части сети. Чтобы это действие ре-
гулятора не вызвало аварии энергосистемы, его
необходимо в такой момент блокировать.
58
При экстренном регулировании важную роль
может играть также переоткрытие регулировочных
клапанов и обводное регулирование по отношению
к сравнительно малоэффективному в этом процессе
ЦВД. Схема обводного регулирования (см. гл.
VIII) предлагалась с целью активизировать ту
часть турбины (за промежуточным перегревате-
лем), которая создает значительную долю мощно-
сти агрегата, но которая в начале переходного про-
цесса почти не принимает участия из-за большого
аккумулирующего эффекта промежуточного пере-
гревателя.
Быстро нагружать блоки можно временным ав-
томатическим отключением ПВД системы регенера-
ции, что на номинальном режиме может дать при
полной отсечке отборов увеличение мощности на
12—17%. Это самый дешевый и эффективный ава-
рийный резерв.
Во многих аварийных ситуациях необходим
лишь кратковременный наброс нагрузки. За корот-
кий промежуток времени температурное поле в ста-
торе и роторе турбины не успевает существенно из-
мениться и не влечет за собой опасных температур-
ных напряжений, поэтому возможность такого на-
броса нагрузки следует предусматривать при
проектировании новых турбин.
Быстродействие. Для удовлетворения новым
требованиям энергосистем клапаны турбины дол-
жны по сигналу мгновенно вступать в действие и
перемещаться с максимально возможной скоро-
стью как при сбросах, так и при набросах на-
грузки. Быстродействие с учетом чувствительно-
сти— одно из важнейших требований к современ-
ным системам регулирования.
Регуляторы скорости применяются электриче-
ские или механические. Датчики электрических ре-
гуляторов могут выполняться как тахогенераторы
или звездочки, импульсы от которых подаются в из-
мерительную систему. Механический регулятор
представляет собой упругое тело, не имеющее шар-
ниров, и, чаще всего, с бесконтактной передачей им-
пульса к золотнику. Он имеет небольшой рабочий
ход (до 1 мм и даже менее) и обладает высокой
чувствительностью. Его приведенная к муфте масса
очень мала, а поддерживающая сила значительна,
благодаря чему муфта регулятора, после того как
он тронулся, практически без запаздывания следует
за изменениями частоты вращения ротора. Поэтому
быстродействие регулируемой динамической си-
стемы определяется, в основном, чувствительностью
каскада усиления САР, динамической константой
ротора (временем Та разгона ротора до номиналь-
ной частоты вращения), динамическими констан-
тами других аккумуляторов энергии блока и вре-
менами Ts усилителей и сервомоторов.
Критерий Tsl(&Ta) служит довольно общим (но
далеко не единственным) показателем динамиче-
ских свойств турбогенератора. Для устойчивости,
затухания колебаний и разгона при сбросе на-
грузки благоприятна малая величина этого крите-
рия. Это относится также к автоколебаниям под
влиянием трения в регуляторе. Что касается пери-
ода колебаний — важного показателя качества пе-
реходного процесса, то он возрастает с уменьше-
нием этого критерия, но уменьшается при сниже-
нии Ts. На динамическую константу Та конструк-
тор не может существенно влиять, не нарушая
требований к экономическим показателям турбины
(ее массы и стоимости). Коэффициент неравномер-
ности, входящий в рассматриваемый критерий, дик-
туется не только задачами динамики регулирова-
ния, но и другими условиями эксплуатации энерго-
систем, поэтому он довольно жестко предписы-
вается. Известную свободу конструктор имеет лишь
в выборе динамических констант Та, которые для
улучшения процесса регулирования выгодно иметь
очень малыми.
До сих пор задача быстродействия САР наилуч-
шим образом решалась с помощью гидравлических
сервомоторов. Их можно выполнять даже при боль-
ших размерах с динамической константой Тв, рав-
ной нескольким десятым долям секунды. Это до-
стигается за счет увеличения диаметра золотника
и давления, а следовательно, и расхода жидкости.
За короткий промежуток времени работы сервомо-
тор способен развивать громадную мощность. В то
же время гидравлический сервомотор с идеальной
несжимаемой жидкостью практически можно счи-
тать безынерционным и весьма чувствительным ме-
ханизмом, что очень важно для быстродействую-
щих систем. Именно благодаря этим качествам гид-
равлический сервомотор сохранил и, по-видимому,
надолго удержит превосходство над другими техни-
ческими средствами для перемещения клапанов,
в том числе — над электромоторами, хотя и в этом
направлении ведутся исследования, которые могут
выдвинуть альтернативу.
Сервомоторам большой мощности должен соот-
ветствовать и мощный насос рабочей жидкости.
Для этой цели со времени появления первых блоков
применяются центробежные насосы, производитель-
ность которых значительно повышается при паде-
нии давления во время резких переходных процес-
сов, когда это качество насоса особенно важно.
В сочетании с аккумуляторами жидкости центро-
бежные насосы работают достаточно экономично,
несмотря на кратковременное использование их
полной производительности. В современных паро-
турбинных блоках давление нагнетаемой в серво-
моторы жидкости достигает 4—4,5 МПа, а произво-
дительность насосов доходит до 40 л/с.
Для повышения быстродействия сервомотора
при значительных сбросах или набросах нагрузки
целесообразно ход его золотника выбирать значи-
тельно большим высоты окоп, чтобы поршень серво-
мотора почти сразу и до его остановки двигался
с максимальной скоростью. Этот принцип устрой-
ства сервомоторов с постоянной скоростью
движения уже с давних пор широко приме-
няется в различном их конструктивном оформ-
лении.
Ограничение разгона ротора при полном сбросе
нагрузки всегда было одной из главных задач ре-
гулирования. Эта задача решается быстрым закры-
тием клапанов. Чтобы уменьшить мощность масля-
ного насоса, часто применялись пружинные серво-
моторы с высокой скоростью движения поршня за
счет силы от пружины в сторону закрытия клапа-
нов и с более медленным движением в обратную
сторону. В таких сервомоторах пружина играет
роль аккумулятора энергии, что вполне целесооб-
разно. Сравнительно медленный ход в обратную
сторону задерживает наброс нагрузки, что также
благоприятно с точки зрения изменения теплового
состояния лопаточного аппарата, но что ограничено
требованиями экстренного регулирования. Времена
даже крупных главных сервомоторов в сторону за-
крытия достигают 0,2—-0,3 с.
Современные требования к быстрому приему на-
грузки блоком в аварийных ситуациях заставляют
несколько пересмотреть принцип конструирования
пружинных сервомоторов. Тогда как в прежних
конструкциях времена сервомотора при движении
в одну и другую стороны сильно различались,
сейчас их соотношение стремятся уменьшать на-
столько, чтобы время сервомотора в сторону откры-
тия клапанов не превосходило 0,8—1 с при запаз-
дывании в гидравлической части системы регули-
рования турбин до 0,15—0,2 с. Этому способст-
вует устройство мощных аккумуляторов рабочей
жидкости.
Промежуточные усилители и сервомоторы, раз-
мещенные между регуляторами и главными серво-
моторами, целесообразно проектировать так, чтобы
влиянием их динамических констант на процесс
регулирования можно было бы пренебрегать.
Для удобства ввода сигналов из электрической
сети естественно стремиться регулятор и промежу-
точный каскад усилений выполнять также электри-
ческими. Этому не препятствуют требуемые от уси-
лителей сравнительно небольшие силы и мощности,
но мешают различные проявления нечувствитель-
ности (гистерезис и пр.). До сих пор для промежу-
точного усиления импульсов широко применяется
гидравлическое регулирование. Это делается отча-
сти из-за надежности и совершенства хорошо отра-
ботанной аппаратуры, которой располагают за-
воды. Играют, конечно, роль накопленный опыт и
традиции, а также практическая возможность ис-
пользования высокочувствительной п надежной
электрической аппаратуры.
Из всего сказанного следует, что для решения
проблем регулирования частоты и мощности совре-
менных крупных энергосистем с межсистемными
связями выдвигаются новые требования к САР
паротурбинных блоков. Для выполнения этих тре-
бований необходимо совершенствовать динамику
регулирования блока как части объединенной энер-
госистемы, повышать чувствительность и быстро-
действие элементов систем регулирования и широко
применять совершенную электрическую аппара-
туру. Кинематические и динамические связи между
САР турбины и котла и согласованное введение
в САР импульсов по ускорению и нагрузке имеют
важное значение для устойчивости энергосистем.
Особенности современных САР
Регуляторы. В качестве командующего органа
все более широкое применение находят электриче-
ские датчики частоты вращения, сигналы от кото-
рых вместе с другими удобно вводятся в электриче-
скую часть САР. Таким датчиком может быть, на-
пример, индукторный тахогенератор на валу тур-
бины с преобразованием его частоты в постоянное
напряжение.
Вместе с электрическими датчиками для повы-
шения надежности в случаях разгона ротора все
еще применяются высокочувствительные механиче-
ские или гидродинамические датчики. Оба типа
этих датчиков доведены до одинаковой степени со-
вершенства и выбираются согласно традициям и
опыту фирмы с учетом возможно широкой унифи-
кации [24 гл. IV].
8*
59
Помимо основного командующего органа по ча-
стоте вращения, который необходим для пуска и
остановки турбины, для синхронизации генератора
и для обеспечения безопасности агрегата в различ-
ных условиях эксплуатации, вводится дополнитель-
ный импульс по мощности с целью оптимального
распределения нагрузок между ЭС и агрегатами.
Регулятор мощности должен вырабатывать и по-
сылать импульс, сравнивая, как указывалось, мощ-
ность генератора с заданной величиной. Вместо
мощности генератора можно использовать мощ-
ность турбины (определяемую параметрами пара),
что улучшает процесс регулирования в аварийных
ситуациях. Регулятор мощности вместе с тем обла-
дает важным преимуществом — большей чувстви-
тельностью, чем регулятор скорости, весь диапазон
нормальной работы которого находится лишь в уз-
кой полосе частот вращения.
Усилители и сервомоторы. Главные сервомо-
торы, как указывалось, обычно выполняются гид-
равлическими. Сигналы к ним от командующих
органов передаются через каскад усилителей и
промежуточных сервомоторов. Этот каскад можно
выполнять по различным схемам и весьма разнооб-
разными средствами, достигая одинаковых динами-
ческих качеств и степени надежности. В этом на-
правлении широкая творческая деятельность наб-
людалась на предшествующих этапах развития
проблемы регулирования (см. пп. 1.3 и II.4). При
современном состоянии техники промежуточный
каскад усилений можно выполнять электрическим
или гидравлическим, удовлетворяя всем поставлен-
ным требованиям.
В промежуточную часть САР подводятся и сум-
мируются многочисленные импульсы из электро-
сети: меняющие настройку системы регулирования,
форсирующие или замедляющие переходные про-
цессы, а также приводящие в действие противо-
аварийную защиту. Вводить все сигналы наиболее
надежно и удобно в электрическую часть САР. По-
этому в той или иной мере развитая электрическая
часть — характерная особенность всех современных
САР крупных блоков.
Фирмы, которые уже накопили большой опыт
по использованию элементов систем регулирова-
ния, стремились последовательно придерживаться
избранного направления и стали широко применять
стандартные блоки в унифицированных САР. Это
был единственный путь повышения надежности и
упрощения эксплуатации САР, не говоря уже
о снижении стоимости и сокращении сроков про-
изводства. На этом пути изготовление стандартных
узлов специализированными предприятиями было
бы крупным шагом вперед. С этой точки зрения
электрические системы регулирования также имеют
преимущества как органически не связанные с раз-
личными рабочими телами и их параметрами, при-
меняемыми заводами для своих САР, и поэтому
они свободно допускают межзаводскую унифи-
кацию.
Тем не менее, учитывая громадный накопленный
опыт отдельными заводами, в ряде случаев, исходя
из местных соображений о производстве или по-
ставке надежной аппаратуры, могут быть основа-
ния и для применения промежуточного каскада
гидравлических сервомоторов, доведенных до вы-
сокой степени совершенства. В этих случаях обя-
зательно предусматривать быстродействующий гид-
60
равлический преобразователь (ЭГП), связывающий
электрические командующие и защитные органы
с гидравлической частью САР [24 гл. IV].
Все экстренные импульсы от командующих ор-
ганов к главным усилителям должны передаваться
без промедления. Быстродействие совершенной
САР должно определяться, в основном, динамиче-
скими константами главных сервомоторов, а ее не-
чувствительность — неизбежным запаздыванием
в командующих органах. Промежуточный каскад
усиления не должен вносить существенной нечув-
ствительности . Условиям быстродействия должна
удовлетворять и рабочая жидкость гидравлической
системы (имеется в виду удаление воздуха и пр.).
Механизм управления. Помимо указанных ко-
мандных импульсов предусматривается перена-
стройка САР статического характера, не требую-
щая быстродействия. Перенастройка производится
при посредстве МУ, который предназначен для из-
менения мощности или частоты вращения (МУ
смещает статические характеристики регулирова-
ния ). Щрез него на прежних этапах развития САР
передавались почти все команды . МУ действует
сравнительно медленно. Например, в турбинах
ЛМЗ полная перестановка клапанов из одного
крайнего положения в другое под действием МУ
от электромотора занимает 45 с [24 гл. IV].
Примером перенастройки САР может служить
перестановка ограничителя мощности путем сме-
щения упора в одном из усилителей или сервомо-
торов. Эта перенастройка САР требуется при необ-
ходимости длительного ограничения мощности
в случаях неисправности элементов оборудования
блоков.
Перенастройка САР производится также с целью
изменения наклона статических характеристик
регулирования (изменения коэффициента неравно-
мерности), что достигается изменением коэффици-
ента передачи в одном из усилителей промежуточ-
ного каскада. Может быть предусмотрена перена-
стройка открытия клапанов ЦВД, обеспечивающая
переход от соплового регулирования к дроссель-
ному на время пуска турбины для обеспечения
равномерного прогрева и уменьшения напряжений
в рабочих лопатках регулировочной ступени.
Также могут перенастраиваться клапаны ЦСД по
отношению к клапанам ЦВД на время пуска тур-
бины с целью охлаждения промежуточного пере-
гревателя в растопочном режиме [24 гл. IV].
Автоматическое управление, контроль и защита.
Все основные операции при пуске, остановке и ра-
боте на электрическую сеть производятся с блоч-
ного щита управления (БЩУ). Для контроля тех-
нологических параметров служат контрольно-изме-
рительные приборы, определяющие параметры
пара, его расход, частоту вращения, мощность, осе-
вой сдвиг, вибрацию подшипников, расширение ро-
тора относительно корпуса, температуру металла
в характерных точках турбины.
Наиболее важные величины (осевой сдвиг, виб-
рация подшипников, тепловые расширения) , опре-
деляющие надежное состояние установки, контро-
лируются индивидуальными приборами, одноточеч-
ными или многоточечными. Остальные параметры
контролируются с помощью вызывных приборов ин-
формационно-вычислительной системы.
В помещении БЩУ имеется световая сигнали-
зация о положении всех дистанционно управляемых
объектов й аварийного отключения находящихся
в работе механизмов. Кроме того, предусматри-
вается светозвуковая предупредительная сигнали-
зация об отклонении параметров или о неисправно-
стях, а также аварийная сигнализация о сраба-
тывании защит и аварийного отклонения пара-
метров.
Аварийная защита турбины и вспомогательного
оборудования делается независимой.
шло. подшипники. МУФТЫ
При конструировании паровых турбин подшип-
никам всегда уделялось много внимания как особо
важному узлу, в котором ротор соприкасается со
статором и который в прошлом был одним из глав-
ных источников аварий. Высокий уровень теории
гидродинамической смазки позволял создавать до-
статочно совершенные конструкции подшипников на
всех этапах развития турбин. Лишь в последнее
время в связи с проектированием сверхмощных ти-
хоходных и быстроходных турбин проблема надеж-
ных и экономичных подшипников вновь стала
центральной.
Особая роль подшипников в проблеме надежно-
сти и экономичности современных крупных паровых
турбин объясняется большими окружными скоро-
стями на поверхностях скольжения, достигающих
более 100 м/с, а также «паровыми» переменными
силами, действующими на роторы и способными во
взаимодействии с гидродинамическими силами
в подшипниках вызывать недопустимые вибрации
турбины. При столь больших окружных скоростях
механические потери энергии в подшипнике стано-
вятся значительными, а это сказывается на общих
энергетических показателях турбины.
Опорные подшипники. До перехода к строи-
тельству современных сверхмощных турбин практи-
ческие задачи достаточно надежно решались на
базе гидродинамической теории смазки при лами-
нарном течении. Вкладыши подшипников имели
«эллиптическую» расточку. Зазоры А по горизон-
тальной оси делались приблизительно в два раза
больше, чем верхний зазор Amin (при ^ш~300-?
4-360 мм Amin~0,7 мм). Поверхности верхней
и нижней половин вкладыша были цилиндриче-
скими с радиусом Ro, причем радиальный зазор
Ro — Rm = & и Amm = А — е, где е — смещение цент-
ров (рис. III.14, а). Характерный параметр этих
подшипников — коэффициент формы т—\1е,. В ра-
бочем состоянии центр О' смещен на величину е.
Первоначально нижняя поверхность вкладыша
пришабривалась к валу по дуге 60°, но затем шаб-
ровка не производилась. В верхней же половине
вкладыша делалось углубление для улучшения
циркуляции масла и уменьшения потерь от трения.
Это углубление у разъема расширялось в обе сто-
роны, чтобы масло распределялось равномерно по
длине. Масло подводилось под давлением 40—
50 кПа при температуре 315—320 К к нижнему
вкладышу вблизи горизонтального разъема. Смазка
протекала через зазор в верхней половине и посту-
пала в зазор между валом и нижней половиной
вкладыша. У его торцов масло вытекало через за-
зоры. Такие подшипники работали достаточно на-
дежно, но в мировой практике турбиностроении
аварии из-за подшипников все же составляли суще-
ственную долю от общего числа.
По мере укрупнения турбин большую роль стали
играть такие динамические характеристики под-
шипника, как коэффициент жесткости смазочного
слоя, от которого зависят вибрационные характе-
ристики ротора. Динамические характеристики под-
шипников были изучены применительно к ламинар-
ному течению, в действительности же при больших
окружных скоростях движение становилось турбу-
лентным. Необходимо было выполнить широкие
экспериментальные исследования, чтобы внести до-
полнения к теории смазки и решить задачи кон-
струирования быстроходных подшипников. С этой
целью в Советском Союзе и за рубежом были вы-
полнены крупные исследования [23].
Рис. III.14. Опорные подшипники: а — эллипти-
ческий; б—сегментный
В современных расчетах устойчивости движения
ротора особое значение имеют дополнительные
силы, действующие на цапфу при малых ее откло-
нениях от положения равновесия. Для малых коле-
баний эти силы AF следует рассматривать как
функции координат и их первых производных:
— СххХ СхуУ КXXх К хуУг
^Fy = — СуХХ — СууУ-КуХХ — КууУ,
где С и К — динамические константы, причем ко-
эффициенты С характеризуют упругие силы, жест-
кость смазочного слоя, а К — его демпфирующие
свойства. Определение матрицы жесткости смазоч-
ного слоя составляло главное содержание экспери-
ментальных исследований последнего времени, вы-
полненных в ЦКТИ и в других организациях [23].
Эти силы могут порождать циркуляционное движе-
ние цапфы, сопровождаемое вибрацией турбины.
61
Опыты в ЦКТИ были поставлены в очень широ-
ком масштабе на специальном стенде с натурными
размерами подшипников (t?lu = 3004-600 мм) при
частоте вращения 800—3000 об/мин и с радиальной
нагрузкой до 30 тс. Основные размеры подшипни-
ков: //с?ш = 0,7; m = 2/3 и 0 — (/—/о)//= 0,5, где
/о — ширина центральной выемки и / — длина под-
шипника.
На основании опытов, проведенных в ЦКТИ,
было установлено, что коэффициент сопротивления
g подшипников диаметром 450—600 мм сильно воз-
растает при определенных числах Re = izA/v. При
Re ~ 1000 турбулентный режим возникает в слабо
нагруженных зонах подшипника, а при Re~ 3000 —
в несущей зоне смазочного слоя. Второму режиму
турбулентного течения соответствует резкое увели-
чение мощности трения. Так, при диаметре шейки
600 мм и п = 3000 об/мин эта мощность достигала
850 кВт при расходе масла 920 л/мин, и темпера-
тура баббита становилась предельной. При этом
в восьми подшипниках указанного размера в тур-
богенераторах с тремя ЦНД потеря мощности до-
стигала бы 6800 кВт. Эта мощность более чем
вдвое превышает ее расчетную величину для лами-
нарного течения. Почти половина мощности трения
приходится на ненагруженные участки подшипника.
Эксперименты также показали, что коэффициенты
жесткости при ламинарном и начинающемся тур-
булентном течениях близки к расчетным, получен-
ным в предположении ламинарного течения. Каса-
тельные напряжения определяются из выражения
т=/тР«2/2,
где /т — коэффициент турбулентного трения. По
данным И. С. Юрченко, для подшипников с выем-
кой в верхней части вкладыша
/T = 0,096Re'l'‘’3.
Эта величина значительно больше, чем для лами-
нарного течения.
Таким образом, встала задача уменьшения ме-
ханических потерь в крупных подшипниках. В не-
которой мере эти потери можно было снизить, сде-
лав достаточно широкую выемку в верхней поло-
вине вкладыша, но были разработаны и более эф-
фективные конструкции подшипников.
Скребковые опорные подшипники. Повышение
коэффициента трения в опытах ЦКТИ объяснялось
турбулентным режимом течения в зоне глубокой
выемки в верхней половине вкладыша, где этот ре-
жим зарождался раньше, чем на других участках.
Для снижения потерь от турбулентного трения
в ЦКТИ был разработан подшипник «скребкового»
типа. В нем масло подводится к входной части мас-
ляного клина, а при выходе из рабочей зоны масло
отводится, не попадая в верхнюю часть вкладыша.
Эта новая конструкция открыла путь к снижению
потерь от трения более чем в два раза и расхода
масла на 35%. В то же время существенно умень-
шилась и температура масла. Надежная работа
и антивибрационные свойства такого подшипника
были апробированы в эксплуатации.
Сегментные опорные подшипники (рис. III.14, б).
Принцип их действия такой же, как сегментного
подшипника Мичеля. Они находили применение
еще в двадцатых годах для подшипников с малой
относительной длиной, когда боковые несущие по-
62
верхности снижали их работоспособность. При ис-
пытаниях такие подшипники, имевшие //г/ш~0,4,
обеспечивали значительное снижение температуры
по сравнению с ее уровнем в обычном подшипнике
при той же нагрузке.
Сегментный подшипник был обстоятельно иссле-
дован на ХТГЗ [19]. Его рабочая поверхность сег-
ментов в два раза меньше, а несущая способность
выше, чем обычного подшипника при l/dlu = 0,7.
Увеличение несущей способности достигается при-
менением составных охлаждаемых сегментов
(рис. III. 14, б), не подверженных заметным терми-
ческим деформациям. Цреимущества сегментных
подшипников растут с увеличением диаметра
шейки.
Начиная с диаметра шейки 450 мм, эти подшип-
ники целесообразно выполнять без масляной ванны.
Такие подшипники вполне оправдали себя в тур-
бине К-500-240 ХТГЗ. Они используются также при
диаметре шейки 300 мм.
Применяемая на ХТГЗ двухступенчатая подача
масла из аварийных бачков обеспечивает автоном-
ную смазку на весь период времени выбега турбо-
генератора в случае аварийной остановки масля-
ного насоса.
Сегментные подшипники широко используются
за рубежом. Фирма ВВС применяет трехсегментные
подшипники диаметром до 900 мм и считает, что
такие подшипники, выполненные из обычных мате-
риалов, пригодны для быстроходных п тихоходных
турбин мощностью до 2000 МВт, а после изыскания
новых материалов — для еще более мощных тур-
бин [44].
По рекомендации ЦКТИ (В. И. Олимпиева
и А. В. Камского), в диапазоне руд<0,44-0,5 МПа
сегментные подшипники имеют наибольшие пре-
имущества. Они обеспечивают устойчивость ротора
при больших ПАС, чем эллиптические подшипники,
в зоне руд<0,74-0,8 МПа. Область применения эл-
липтических подшипников руд = 0,54-0,8 МПа при
небольших ПАС.
Устойчивость подшипников. Размещение под-
шипников и жесткость их опор оказывают решаю-
щее влияние на динамическую устойчивость вало-
провода. Повышение его первой критической ско-
рости благотворно влияет на устойчивость, и с этой
точки зрения пролеты между подшипниками жела-
тельно уменьшать. Но это противоречит общему
направлению конструирования турбин с минималь-
ным числом цилиндров и подшипников, поэтому на-
ходили широкое применение валопроводы как с од-
ним, так и с двумя подшипниками между цилинд-
рами.
С переходом к жесткому соединению роторов
длинных валопроводов и при существенных дефор-
мациях фундаментов нагрузка на подшипники рас-
пределялась крайне неравномерно. Это, прежде
всего, касалось расположенных на небольшом рас-
стоянии друг от друга подшипников. Так, в ранее
выпускавшихся турбинах фирмы «В амех» подшип-
ник № 2 между ЦВД и ЦСД почти полностью раз-
гружался а подшипник № 4 между ЦСД и ЦНД
разгружался до 50% от номинальной нагрузки [42].
Это вызывало изменение критической частоты вра-
щения и динамическую неустойчивость валопро-
вода. Применение одного подшипника между ЦВД
и ЦСД и перенос подшипника от ЦСД к ЦНД вне-
сли коренные улучшения в их работу.
Снижение критической частоты вращения пк
РВД может вызывать самовозбуждающиеся коле-
бания его. Известны случаи, когда установкой вто-
рого подшипника между ЦВД и ЦСД и соответст-
вующим повышением пк удавалось устранить эти
вибрации при условии, конечно, что фундамент был
достаточно жестким и этот подшипник надлежащим
образом нес свои функции. Таким образом, в зави-
симости от жесткости конструкции турбины и фун-
дамента одно и то же мероприятие приводило
к различным результатам.
Упорные подшипники. Проблема упорного под-
шипника не потеряла актуальности и для совре-
менных турбин. Она связана с осевым давлением,
появляющимся во время быстрого наброса на-
грузки. При этом из-за большой аккумулирующей
способности промежуточного перегревателя может
резко меняться отношение давлений за ЧВД и пе-
ред ЧСД. Если роторы не разгружены в пределах
каждой части, то их взаимная разгрузка при уста-
новившейся работе нарушается и может появиться
мгновенная перегрузка упорного подшипника. По-
этому расчет упорного подшипника необходимо со-
гласовывать с процессом регулирования. Этот воп-
рос настолько серьезен, что при решении его мо-
жет оказаться целесообразным изменить даже
кинематическую схему потоков пара, применив, на-
пример, двухпоточный цилиндр вместо однопоточ-
ного. Во всяком случае, желательно, чтобы осевые
силы уравновешивались в пределах каждого из от-
секов турбины до ПП и после него. Если это не
выполнено, то для разгрузки общего упорного
подшипника во время резкого наброса нагрузки
приходится применять средства автоматики, орга-
низующие перепуски пара для выравнива-
ния давления, что усложняет САР и снижает на-
дежность.
Сегментные упорные подшипники. Еще на пер-
вом этапе развития паровых турбин стали приме-
няться для воспринятия осевой силы упорные под-
шипники Мичеля и Кингсбери. Первые из них имели
самоустанавливающиеся сегменты, между поверх-
ностями которых и упорным диском образовывался
клиновидный масляный слой, способный поддержи-
вать высокое давление. Сегменты опирались раз-
личным образом. Например, ребром, образующимся
при пересечении двух плоскостей тыльной поверх-
ности сегмента, обычно на расстоянии около 2/3
длины от входной кромки. Фирма ВВС для этой
цели применяла шарики, расположенные в два
ряда. Они воспринимают и передают нагрузку через
закаленные пластинки. В месте передачи силы от
одного ряда шариков к другому из-за малого коэф-
фициента трения происходит выравнивание на-
грузки на сегменты. Это выравнивание может быть
достигнуто за счет гидравлического давления на
поршни, воспринимающие опорные силы от сегмен-
тов. Подшипники Кингсбери имели круглые ко-
лодки, опертые в центре.
Совершенствованию упорных подшипников уде-
лялось много внимания на всех этапах развития
турбиностроения. Было показано вредное влияние
на несущую способность подшипника содержания
воды и воздуха в масле и улучшение его работы
при повышении давления смазки. Были установ-
лены оптимальные размеры сегментов, толщины
баббита (1,5—2 мм), материала колодок (бронза,
латунь) и разбега ротора (0,4—0,6 мм).
Вместе с тем, решались и принципиальные за-
дачи. Эти задачи встали перед конструкторами
в связи с понижением надежности подшипников
при окружных скоростях свыше 50 м/с. Требова-
лось улучшение методов расчета и конструкции
упорных подшипников.
Крупные исследования были выполнены ЦКТИ,
ВТИ, ХТГЗ, КТЗ и другими организациями по изы-
сканию оптимальной геометрической формы сегмен-
тов и их числа, а также влияния скорости скольже-
ния на устойчивость движения и несущую способ-
ность подшипника. На основании этих исследований
были созданы достаточно надежные методы расчета
и конструкции для окружны х скоростей до 80 м 1с.
Но в последнее время было необходимо конструи-
ровать упорные подшипники для окружных скоро-
стей свыше 100 м/с, а в исключительных случаях
даже до 170 м/с.
Исследования, проведенные в ЦКТИ [39], пока-
зали, что упорное давление на быстроходный под-
шипник может быть значительно увеличено за счет
смещения опорной точки колодок к выходной
кромке. Было также доказано преимущество крас-
но-медных колодок с баббитовой заливкой.
К числу достижений ЦКТИ следует отнести со-
здание надежных упорных подшипников для
окружных скоростей на среднем диаметре до 125 м/с.
При этом оказалось, что при скоростях свыше
100 м/с меняется режим течения смазки, благодаря
чему снижается температура сегментов и значи-
тельно повышается их несущая способность. Дока-
зано было также, что несущая способность под-
шипников с сегментами типа Мичеля значительно
выше, чем с колодками типа Кингсбери [39].
Муфты. С увеличением мощности применяв-
шиеся ранее между цилиндрами гибкие муфты (см.
гл. I и II) не удовлетворяли условиям прочности.
Полужесткие муфты, выполненные для передачи
большого вращающего момента, имели недоста-
точную гибкость. Поэтому в мощных турбинах
наибольшее распространение получили жесткие
муфты.
Размеры муфты между ЦНД и генератором дол-
жны быть согласованы с внутренним диаметром по-
крышек генератора. Для уменьшения диаметра
и увеличения жесткости ротора в мощных турби-
нах вместо насадных все чаще применяются инте-
гральные муфты. С этой же целью болты целесооб-
разно рассчитывать только на растяжение, а для
восприятия момента устанавливать штифты. Фирма
ВВС проводит испытание тагшх муфт для турбин
мощностью 2000 МВт [44].
111.11. МАСЛЯНАЯ СИСТЕМА
Масляная система всегда занимала видное ме-
сто в проектах турбин и ее рассматривали в тесной
связи с пожаробезопасностью ЭС.
В мощных турбинных установках система смазки
централизована для обслуживания всего главного
турбогенератора и группы питательных насосов.
Для смазки применяется нефтяное турбинное
масло. Из циркулирующего масла необходимо тща-
тельно устранять пену, воздух, воду и примеси. Эти
процессы подготовки масла протекают в масля-
ном баке большой емкости (14 м3— в турбинах
до 100 МВт; 40 м3 — в турбине К-300-240 и
47 м3 — в турбине К-1200-240). Количество масла,
63
заполняющего трубы, соизмеримо с количеством
рабочего масла в баке.
В прежних установках масляный бак был об-
щим для систем смазки и регулирования, хотя пена,
поступающая из корпусов подшипников, ухудшала
работу САР, которая и сама несла немалое коли-
чество воздуха, поглощаемого в органах, дроссели-
рующих масло. Повышенные требования к бы-
стродействию САР побудили разделить обе эти си-
стемы.
Масляные насосы. В первом периоде развития
крупных паровых турбин и сейчас при небольшой
их мощности применялся общий масляный насос
для системы смазки и САР, но вскоре стали уста-
навливаться отдельные насосы во избежание пере-
дачи нежелательных импульсов. Конструкторы па-
ровых турбин долгое время считали, что оба насоса
следует вращать непосредственно главным валом
турбины. В течение первого периода развития паро-
вых турбин передачей к масляным насосам слу-
жила быстроходная червячная пара, размещаемая
в корпусе переднего подшипника. Ее износ вызы-
вал многочисленные неполадки, вынудившие пе-
рейти на зубчатое сцепление при гибком соединении
с валом. Тем не менее этот сложный узел достав-
лял много забот во время эксплуатации и часто на-
рушал спокойный ход турбины. Несмотря на все
эти трудности, на отечественных и зарубежных за-
водах традиционный привод насосов от вала тур-
бины находил применение вплоть до последнего пе-
риода.
В то же время в гидротурбинах маслонапорные
установки имели автономный зубчатый или винто-
вой насос с приводом от электродвигателя. В по-
следнее время по этому пути пошли и конструк-
торы паровых турбин. К тому же, это было неиз-
бежно при переходе на синтетические масла в САР.
В настоящее время системы регулирования мощ-
ных паровых турбин ЛМЗ снабжаются рабочим
телом от насоса с электроприводом. Предпочтение
отдается центробежному насосу (ЦН) из-за лучшей
характеристики его благодаря повышению расхода
при падении давления масла. Кроме того, применяя
ЦН, можно избежать постоянного дросселирования
масла в редукционном клапане, что необходимо
в системах с винтовым насосом, а это упрощает
схему, повышает устойчивость и улучшает деаэра-
цию масла. Все эти преимущества перекрывают
главный недостаток ЦН — его меньший к. п. д. по
сравнению с винтовым. На номинальном режиме
к. п. д. центробежного насоса, применяемого для
систем регулирования, 0,25—0,4, а для системы
смазки до 0,7.
Давление рабочей жидкости САР достигает
4,5 МПа. При работе на огнестойком масле марки
ОМТИ насосы имеют максимальную производи-
тельность от 54 (для К-300-240) до 120 м3/ч (для
К-800-240-1). Расход масла при нормальной уста-
новившейся работе в 4—5 раз меньше, чем во время
переходных процессов. Этим объясняется низкий
к. п. д. ЦН при нормальном режиме работы. Мощ-
ность насосов при максимальной производительно-
сти для указанных выше турбин соответственно
~120 и 200 кВт. Существенная часть работы за-
трачивается на маслоснабжение проточной части
САР.
При обслуживании САР электронасосами необ-
ходимо предусматривать аварийный переход на ре-
64
зервный насос без значительного прикрывания ре-
гулировочных клапанов, возможность работы при
сниженном до 70% напряжении и кратковременную
(5—6 с) работу САР при исчезновении напряжения
[22]. Для удовлетворения этим требованиям при-
менялись различные схемы, как, например, схема
ЛМЗ двух насосов с электромоторами переменного
тока и пружинно-грузовым аккумулятором для под-
держания давления во время переключения насосов
(около 1 с). В других схемах предусматривался
также аварийный электронасос постоянного тока,
включаемый на 10—15 с. Эксплуатационный опыт
с аналогичной схемой включения двух электронасо-
сов и аккумулятора ЛМЗ уже имел применительно
к выпускаемым им гидравлическим турбинам.
Негорючие и огнестойкие жидкости. Пожар —
одна из наиболее опасных аварий на ЭС — все еще
представляет реальную угрозу. Пожароопасность
от применения нефтяного масла с температурой са-
мовоспламенения около 645 К значительно возросла
для современных блоков, в которых высокая тем-
пература пара сочетается с высоким давлением
масла в сервомоторах САР. Немалая пожарная
опасность грозит и со стороны низконапорной си-
стемы смазки, в которой аккумулируется громадное
количество масла. Утечки из этой системы через
уплотнения и в других местах могут быть весьма
опасными в аварийных ситуациях.
Конструкторы паровых турбин уже давно при-
нимают меры, существенно снижающие опасность
пожаров [22]. Для этого сервомоторы стремятся
объединять в блоки с внутренними коммуника-
циями между узлами, что, однако, не всегда воз-
можно, так как многие турбины имеют индивиду-
альные сервомоторы к клапанам. С давних пор ре-
комендуется помещать маслопроводы в коробки,
каналы или трубы, закрывать фланцы кожухами
с дренажами, покрывать фольгой изоляцию близ-
лежащих паропроводов и пр. Положительную роль
сыграли также центробежные масляные насосы, до-
пускающие работу без редукционных клапанов
в САР. Снятие масляных насосов с вала турбины
открыло возможность отнести на большое расстоя-
ние от турбины баки с маслом и даже размещать
их за пределами машинного зала. Некоторое пре-
имущество имеет электрический привод насосов, об-
легчающий дистанционное отключение насосов
в случаях аварий. Отключение в таких случаях на-
соса на линии смазки возможно лишь при наличии
аварийного маслоснабжения.
Проблема пожаробезопасности полностью ре-
шается при замене нефтяного турбинного масла не-
горючими или огнестойкими жидкостями. Вода уже
в прошлом веке широко применялась в гидравли-
ческих турбинах, но затем в САР она была заме
йена маслом из-за неполадок от засорений, корро-
зии деталей и значительных протечек. В начале на-
шего века для подъема клапанов паровых турбин
применялись паровые сервомоторы, но в то время
из-за больших протечек и обилия нагретых частей
эта идея не получила признания. Еще в довоенное
время были попытки применения огнестойких
жидкостей, но лишь в последний период вода и огне-
стойкие жидкости стали широко применяться в САР
мощных паровых турбин, а в некоторых случаях
применяется пар.
Вода получила распространение как рабочая
жидкость в САР паровых турбин после обширных
конструкторских и исследовательских работ ВТИ,
ХТГЗ и УТМЗ [2 гл. IX]. Для этой цели приме-
нялся конденсат. При использовании питательной
воды ее давление может быть очень высоким, бла-
годаря чему можно достигнуть весьма малых дина-
мических констант (Ts) сервомоторов и повысить
быстродействие САР. К настоящему времени пре-
одолены главные трудности, которые были связаны
с засорениями из-за примесей в конденсате. Ре-
шены также задачи коррозионной надежности вы-
соконапорной системы регулирования.
Применение воды в САР, безусловно, снизило
главную пожарную опасность. Однако и низкона-
порная линия смазки нередко бывает источником
крупных пожаров, поэтому, несмотря на успешное
внедрение работающих на воде систем регулирова-
ния, параллельно ведутся крупные исследования по
использованию как в САР, так и в системах смазки
огнестойких турбинных масел [22].
Изыскание заменителя турбинного масла встре-
чает большие трудности, так как от него, кроме ог-
нестойкости и стабильности, требуются противо-
коррозионные и смазочные свойства, небольшой
градиент вязкости от температуры, способность вы-
делять воду и воздух и др. Токсичность существенно
препятствует внедрению многих удовлетворяющих
технологическим требованиям синтетических масел
даже при условии обеспечения безопасности обслу-
живающего персонала, так как это усложняет экс-
плуатацию турбин. Именно с целью снижения ток-
сичности эфиров фосфорной кислоты, имеющих хо-
рошие технологические свойства, ВТИ рекомен-
довал к внедрению огнестойкое масло ОМТИ,
и можно ожидать дальнейший прогресс в этом на-
правлении.
Применяемые на ЛМЗ огнестойкие масла ВТИ
обладают хорошими смазывающими свойствами,
улучшающими условия работы САР и, что особенно
важно, открывающими перспективу их применения
для смазки подшипников. Они равноценны с неф-
тяными маслами по воздействию на конструкцион-
ные материалы, но для них требуются особые кра-
ски, а также прокладочные и изоляционные мате-
риалы.
Электрофизические свойства огнестойких масел
хуже, чем нефтяного масла. Это существенно для
системы смазки и для работы генератора, в кото-
рый возможно попадание масла.
Для системы смазки при большом количестве
отводимой теплоты весьма существенна теплоем-
кость рабочей среды. Она приблизительно в 1,5 раза
меньше для огнестойкого масла, чем для нефтяного.
Повышенная более чем на 25% плотность огне-
стойкого масла существенно сказывается на выборе
насосов и другого оборудования. Переход к огне-
стойкой жидкости от нефтяного масла при одина-
ковых сервомоторах связан с изменением напора.
Большая плотность огнестойкой жидкости ухудшает
отделение примесей, плотность которых лишь не-
многим больше плотности жидкости. С повышенной
плотностью связано удаление попавшей воды с по-
верхности огнестойкой жидкости.
Важное значение имеет удаление воздуха из
масла, так как проявление сжимаемости рабочего
тела в САР ухудшает ее статические и динамиче-
ские свойства. Количество растворяемого воздуха
в огнестойкой жидкости почти такое же, как в неф-
тяном масле, но образующиеся пузырьки воздуха
по размерам значительно меньше и удалять их
сложнее.
Из всего сказанного выше следует, что для ре-
шения проблемы полной замены нефтяного масла
огнестойкой жидкостью требуются дополнительные
исследования и эксплуатационный опыт.
ГЛАВА IV
КОНДЕНСАЦИОННЫЕ ТУРБИНЫ
В соответствии с новыми требованиями к паро-
вым турбинам конструкторы сосредоточили внима-
ние на освоении новых материалов, на создании по-
следних ступеней ЦНД с предельной для данного
этапа сметаемой лопатками площадью, на конст-
руировании новых типов высокоэкономичных ци-
линдров, на проектировании устойчивой системы
валопровода и на решении ряда других сложных
задач повышения экономичности, надежности и ма-
невренности блоков, а также на совершенствовании
их управления и автоматизации. На этой основе вы-
полнялись конденсационные и теплофикационные
турбины, а также специализированные маневрен-
ные блоки.
IV.1. ТУРБИНЫ ДЛЯ ДОКРИТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ
ПАРА
Новый этап развития турбиностроения начался
с введения начальных параметров пара — 16,7 МПа
и 793—853 К и промежуточного перегрева пара до
793—808 К- Для этих параметров пара промыш-
ленность стала изготовлять турбины мощностью
150 МВт, отступив от принципа удвоения мощно-
сти, что увеличило число головных турбин. Повы-
шенные затраты оправдывались ускорением накоп-
ления опыта по освоению оборудования для высо-
ких параметров пара.
Турбина К-150-170 ЛМЗ. Она была первой из се-
рии турбин ЛМЗ для мощных блоков (схема на
рис. III.2). Начальные параметры пара: ро =
= 16,7 МПа; to = 823 К- Максимальная мощность
турбины — 150 МВт при 3000 об/мин и противодав-
лении около 3 кПа. Промежуточный перегрев
пара —при давлении около 3,3 МПа.
Выбор мощности 150 МВт объясняется стремле-
нием использовать уже отработанную и проверен-
ную в эксплуатации последнюю ступень с рабочим
колесом со средним диаметром 2 м и длиной ло-
патки 665 мм. Установив перед нею двухъярусную
ступень, можно было получить суммарную сметае-
мую площадь полуторного выхода 6 29 м2 , тогда
как для последней ступени эта площадь была
4,19 м2. Такой метод перехода к следующей ступени
мощности обеспечивал надежную работу наиболее
напряженного узла турбины. Выбором размеров
9 Зак. № 50
65
последней группы ступеней с полуторным выходом
и была определена мощность турбины: это была
первая трехцилиндровая турбина, и завод, не имея
опыта, из соображений надежности не шел на еще
большее развитие ЧНД.
Новой была двухъярусная ступень с длиной ра-
бочей лопатки 664 мм при среднем диаметре РК
1960 мм, т. е. приблизительно таких же размеров,
как и в РК последней ступени. При этом ометаемая
лопатками площадь верхнего яруса составляла
около 1/3 от общей ометаемой площади полуторного
выхода.
С начала проектирования было принято решение
в ЧВД применить аустенитную сталь для внутрен-
него и хромомолибденовую для внешнего корпуса.
Имелось в виду после накопления эксплуатацион-
ного опыта повысить начальную температуру пара.
Длительный опыт эксплуатации двух турбин этого
типа показал возможность для последующих вы-
пусков поднять начальную температуру пара до
853 К и температуру после промежуточного пере-
гревателя до 808 К.
Надежно решив задачу проектирования послед-
них ступеней, завод мог уделить главное внимание
принципиально новым конструкциям ЧВД, осо-
бенно паровыпускной части цилиндра. Здесь впер-
вые в практике завода были применены аустенит-
ные стали в сочетании с перлитными. Повышенный
коэффициент линейного расширения аустенитной
стали и плохая теплопроводность ее вызывали
большие трудности конструирования при стремле-
нии сохранить высокие эксплуатационные качества
турбины. ЦВД был выполнен двухкорпусным. Кон-
струкция внутреннего цилиндра, охватывающего
колесо Кертиса и три ступени давления, была ана-
логична применявшейся заводом в серии турбин
повышенного давления, уже проверенных в эксплу-
атации. Также была использована проверенная
ранее схема расположения четырех регулировоч-
ных клапанов на внешнем цилиндре. Новое же
соединение клапанных коробок с сопловыми, вва-
ренными во внутренний цилиндр, было выпол-
нено подвижным с уплотнением поршневыми коль-
цами.
Опыт эксплуатации первых турбин показал, что
прогрев наружного корпуса ЦВД происходил мед-
леннее, чем внутреннего корпуса и ротора. Это вы-
зывало значительные изменения зазоров в заднем
концевом уплотнении. Кроме того, наблюдались ко-
робления корпусов ЦВД и ЦСД. В ЦВД для уско-
рения прогрева внешнего корпуса была введена ин-
тенсивная продувка паром пространства между ци-
линдрами, а также была улучшена изоляция ЦВД.
В результате разность температур вверху и внизу
ЦВД не превосходила 25 К- В ЦСД эта разность
достигала 40 К.
РВД и передняя часть РСД — цельнокованые,
для них впервые была применена хромомолибдено-
ванадиевая сталь (марки Р2), широко применяв-
шаяся впоследствии. Роторы ЦВД и ЦСД связаны
пружинной муфтой, поэтому РВД имеет свой упор-
ный подшипник.
Перед ЦСД установлены клапаны, отсекающие
доступ пару в ЦНД при сбросах нагрузки во избе-
жание чрезмерного разгона ротора аккумулирован-
ным в перегревателе паром. При этом пар отво-
дится непосредственно в конденсатор через сброс-
ные клапаны. Перед клапанами ЦСД для дуб-
66
лироваНия защиты предусмотрены автоматические
затворы.
К двухпоточному ЦНД пар подводится при дав-
лении около 68 кПа, поэтому в каждом потоке ЦНД
установлено только по три РК- Их диски соединены
с валом посредством торцевых шпонок, чтобы не
ослаблять втулки продольными канавками.
Паром из семи отборов питательная вода на-
гревается до 503 К- Нагнетание воды в ПН (давле-
ние за деаэратором 0,34 МПа)—двухступенчатое;
вторая ступень давления при температуре 503 К за
ПВД от ~5 до 21,6 МПа. Давление воды в ПВД
снижено с целью повышения их надежности.
Коренным изменениям в этой турбине подверг-
лась система регулирования и маслоснабжения.
Здесь впервые применен упругий центробежный ре-
гулятор ЛМЗ с частотой вращения 1000 об/мин,
обладавший повышенной чувствительностью. Для
подачи масла к подшипникам при давлении
~0,15 МПа установлен винтовой насос, отличаю-
щийся пониженным вспениванием масла. От него
же масло поступает к центробежному насосу си-
стемы регулирования, в котором дожимается при-
близительно до 2 МЦа. Вся система регулирова-
ния— гидравлическая. Главный сервомотор по-
прежнему размещен в корпусе переднего подшип-
ника.
При последующем выпуске турбин этого типа
были внесены существенные улучшения в проточ-
ную часть ЦВД путем введения новых профилей ло-
паток и конструктивных усовершенствований
(уплотнения по бандажу и пр.), благодаря чему уда-
лось повысить к. п. д. этого цилиндра на 5%. Это
была первая мощная турбина, в которой широко
были использованы результаты исследований в об -
ласти аэродинамики проточных частей паровых
турбин (по данным лабораторий ЛМЗ, БИТМ
и МЭИ). Из-за недостатка в то время эксперимен-
тальных исследований оставался еще заниженным
к. п. д. ЦНД, особенно последних ступеней.
Удельный расход теплоты этой турбины
при максимальной мощности был около
8500 кДж/(кВт-ч) [~2030 ккал/(кВт• ч)], что на
11% ниже, чем турбиной К-100-90-2 ЛМЗ для па-
раметров пара 8,8 МПа и 723 К. В этой экономии
значительная роль принадлежала промежуточному
перегреву пара, за счет которого удельный расход
теплоты турбиной снижался приблизительно на4%.
В целом эти первые турбины высокого давления
с промежуточным перегревом пара оказались
вполне прогрессивными. Опыт их эксплуатации по-
зволил уверенно применять промежуточный пере-
грев пара во всех последующих мощных конденса-
ционных турбинах высокого давления и весьма со-
действовал усовершенствованию конструкций ци-
линдров, проточных частей высокого давления,
клапанов, лабиринтовых уплотнений и систем регу-
лирования. Большое значение имело также созда-
ние новой двухъярусной лопатки для ЧНД, возро-
дившей это перспективное направление в проекти-
ровании ЦНД.
Что касается начального давления пара в этой
турбине, то выбор его можно признать удачным
как для экономических показателей установки, так
и для ее надежности. Это давление впоследствии
редко применялось по соображениям главным
образом стандартизации оборудования. Но и
в последнее время в СССР мощные турбины строи-
лись также для этого давления в основном на экс-
порт.
Турбина К-200-130 «ЛМЗ. Ее мощность —
200 МВт при 3000 об/мин, параметры свежего
пара—12,8 МВт и 838 К, противодавление около
3,5 кПа, промежуточный перегрев пара до 838 К
при давлении около 3,3 МПа и номинальной мощ-
ности (см. рис. III.2 и III.10, б).
Выбор давления 12,8 МПа на первый взгляд вос-
принимается как шаг назад по сравнению с ранее
выпущенной турбиной мощностью 150 МВт. На са-
мом деле это не так. Опыт эксплуатации турбин
ЛМЗ при давлении 16,7 МПа вскрыл их некоторые
недостатки в маневренности из-за медленного про-
грева ЦВД. Кроме того, были трудности в изготов-
лении и эксплуатации парогенераторов. В связи
с этим теплоэнергетика Советского Союза стала раз-
виваться в двух направлениях: мощные блоки, ра-
ботавшие при давлении 12,8 МПа, выпускались до
шестидесятых годов как ведущие агрегаты на элек-
тростанциях, а затем сохранились в этом качестве
для мощностей, меньших или равных 200 МВт, и
как маневренные установки мощностью до 500 МВт;
для работы же на сверхкритических параметрах
пара стали создаваться высокоэкономичные блоки
все возрастающей мощности, предназначенные в ос-
новном для базовой нагрузки.
Принципиальная схема проточной части тур-
бины К-200-130, в основном,— традиционная
для ЛМЗ: одновенечная ступень — в качестве регу-
лировочной и последующие ступени—активного
типа в ЦВД и ЦСД (по 13 ступеней), ступени с по-
вышенной степенью реактивности — в двухпоточном
ЦНД (2X4 ступени), включая двухъярусную сту-
пень. Это были пятый тип турбин ЛМЗ с такой сту-
пенью и пятая ее модификация. Их преимущество
стало особо сказываться с увеличением объемного
расхода пара ЦНД, так как при заданном расходе
полуторный выход позволял значительно уменьшить
длину последней лопатки и диаметр РК, и в то же
время при большой высоте проточной части снижа-
лась относительная величина потерь энергии от уте-
чек через периферийные зазоры в нижнем ярусе
рабочего колеса, что играло существенную роль.
Размеры последней ступени: d2 = 2,l м; /г —
= 765 мм; ометаемая площадь 5 = 5,05 м2. Длина
двухъярусной лопатки 740 мм и средний диаметр
по этой лопатке 2,09 м; длина второго яруса рабо-
чей лопатки 343 мм (при d= 1960 мм). Осреднен-
ная выходная потеря при рк = 3,4 кПа—около
41,9 кДж/кг.
Регулировочная одновенечная ступень отвечала
традициям завода, отраженным в турбинах К-50-29
и К-100-29 довоенного выпуска. Если в двух преды-
дущих проектах турбин для давления 8,8 и 16,7 МПа
предпочтение было отдано ступени Кертиса, то
в них некоторая потеря экономичности в то время
окупалась коренными упрощениями конструкции
ЧВД. Для турбины же 200 МВт, спроектированной
трехцилиндровой, не было настоятельной необходи-
мости в сокращении числа ступеней или в резком
снижении давления и температуры в сравнительно
небольшом ЦВД. С другой стороны, требования
к тепловой экономичности этой турбины были вы-
сокими.
Парораспределительные органы выполнены так
же, как в серии турбин повышенного давления
(8,8 МПа): четыре регулировочных клапана распо-
9*
Ложены непосредственно на ЦВД, паровые коробки
сварены с сопловыми. Конструкция ЦВД значи-
тельно проще, чем в турбине К-150-170, так как
здесь нет внутреннего корпуса.
Схема расположения цилиндров существенно
изменена по сравнению с ранее применявшейся на
ЛМЗ (см. рис. III.2): потоки в ЦВД и ЦСД направ-
лены в противоположные стороны для уравновеши-
вания осевого давления. Такая схема стала возмож-
ной только после отказа от традиционной пружин-
ной муфты между РВД и РСД и замены ее жест-
кой муфтой. Благодаря жесткой муфте можно было
установить один упорный подшипник между ЦВД
и ЦСД. При этом было необходимо уравновесить
большую часть давления внутри каждого цилиндра,
чтобы ограничить динамическое осевое давление во
время резких переходных процессов.
Проточная часть этой турбины находится на вы-
соком уровне. Ее лопаточный аппарат состоит из
аэродинамически хорошо отработанных профилей.
Для них & = 1,74-3% и & = 2,54-5%, причем боль-
шие величины относятся к корневым сечениям. Сту-
пени ЦСД имели к. п. д. = 914-92% и отдель-
ные из них достигали даже 93%.
Совершенствовалось профилирование длинных
закрученных лопаток [6, 15]. Завод вместе косого
фрезерования таких лопаток перешел к простран-
ственному копированию. По данным эксплуатаци-
онных испытаний, внутренние к. п.д. ЦВД, ЦСД
и ЦНД находятся на уровне 0,86; 0,92 и 0,78. Осо-
бенно удачным оказался ЦСД, в котором был до-
стигнут рекордный к.п.д. ЦНД был в последнее
время модернизирован, главным образом в части
двухъярусной ступени. В ней были заменены листо-
вые НЛ профильными, полностью разделены ярусы
в НА (согласно опытам МЭИ) и снижены вредные
перетечки пара через зазоры между ярусами. В ре-
зультате к. п.д. последних двух ступеней (включая
двухъярусную) увеличился на 4,2% [6]. Аэродина-
мическая особенность этой турбины — высокоэф-
фективный диффузор за верхним ярусом ступени.
В диффузоре восстанавливалось 6,2 кДж/кг. После
модернизации Ан = 210МВт (К-210-130).
Турбина К-160-130 ХТГЗ. Эта турбина (рис. III.2
и III.9) проектировалась для тех же параметров
пара, как и К-200-130, но была поставлена задача
создания дешевого агрегата для районов с низкой
стоимостью топлива.
Это была первая двухцилиндровая турбина
с промежуточным перегревом пара. Общее число
ступеней 27 (в ЦВД-15 и ЦНД-2Х6). Отвод пара
для промежуточного перегрева —перед раздели-
тельной диафрагмой в ЦВД при давлении 2,9 МПа.
В этой турбине впервые применен сварной РНД.
Последняя ступень имеет диаметр 2125 мм и длину
лопатки 780 мм (S~5,2m2). Новое в этой ступени —
хвостовое крепление елочного типа с осевой завод-
кой рабочих лопаток. Удельный расход теплоты
турбиной несколько выше, чем К-200-130, что есте-
ственно, так как ставилась задача облегчения
и удешевления турбины. С целью повышения к. п. д.
проводилась модернизация ЦНД этой турбины [9].
В турбинах этого типа впервые применено тепло-
вое экранирование сопловых коробок для более
равномерного нагрева обойм промежуточного
уплотнения, а также разделительной диафрагмы,
омываемой с обеих сторон паром одинаковой тем-
пературы во избежание больших напряжений.
67
IV.2. ТУРБИНЫ
ДЛЯ СВЕРХКРИТИЧЕСКИХ ПАРАМЕТРОВ ПАРА
Турбины для сверхкритических параметров пара
в большом количестве выпускались ЛМЗ и ХТГЗ
мощностью 300—1200 МВт. Выбор следующей сту-
пени мощностью 300 МВт, т. е. опять с коэффициен-
том 1,5, объясняется стремлением иметь на период
наладочных работ достаточно большую партию тур-
бин минимальной мощности, при которой еще оправ-
дывается применение сверхкритического давления.
Турбины ЛМЗ
К выпуску турбин для СКД завод начал гото-
виться на базе освоенных им турбин К-150-170. По-
лученный уже опыт в использовании сталей аусте-
нитного класса побуждал ограничить их примене-
ние, что было возможно при пониженных темпера-
турах первичного и вторичного пара по сравнению
с принятыми в более ранних проектах. Для СКД
проектировался унифицированный ряд турбин мощ-
ностью 300—800 МВт, что определялось размерами
новой, уникальной в то время последней ступени
ЦНД.
Турбина К-300-240 (рис. III.2 и III. 10). Голов-
ной образец трехцилиндровой турбины мощностью
300 МВт завод изготовил в 1960 г. для параметров
пара 23,5 МПа и 833/838 К, рк = 3,4 кПа, ta. в =
= 538 К (при полной нагрузке). Турбина работает
в блоке с прямоточным котлом паропроизводитель-
ностью 950 т/ч.
Турбина состоит из ЦВД, ЦСНД, совмещаю-
щего ЧСД и один поток ЧНД, и двухпоточного
ЦНД. Общее число ступеней 39, из них в ЧВД
и ЧСД по 12 и в ЧНД — три потока по пять ступе-
ней в каждом.
Параметры пара за ЦВД 34 МПа и 588 К, а за
ЧСД — 0,216 МПа. Конструкции всех цилиндров
этой турбины принципиально отличаются от ранее
применявшихся на ЛМЗ.
ЦВД. По конструкции он аналогичен ЦВД тур-
бины К-800-240. Пар к турбине подводится по двум
трубам диаметром 245 мм. Два стопорных и семь
регулировочных клапанов установлены по обе сто-
роны ЦВД. Коробки стопорных клапанов соединя-
ются с парораспределительными коробками один-
надцатью трубами. Пар подводится к цилиндру по
одиннадцати трубам диаметром 168 мм через два
штуцера, вваренных в верхнюю и нижнюю поло-
вины цилиндра. Четыре сопловые коробки вварены
в горловины внутреннего цилиндра, а в месте ввода
в него пара через штуцера предусмотрено уплотне-
ние поршневыми кольцами. К каждой из трех сопло-
вых коробок пар подводится через два клапана
(0 75 и 120 мм), а к четвертой — через один
(0 120 мм).
Регулирование — сопловое. В качестве регулиро-
вочной применена одновенечная парциальная сту-
пень. За нею расположены пять ступеней дав-
ления левого потока, после которых пар, имеющий
давление около 9,5 МПа и температуру 708 К, по-
ворачивает на 180° и проходит шесть ступеней пра-
вого потока. Перепускаемым паром интенсивно
охлаждается внутренний корпус и прогревается на-
ружный.
За регулировочной ступенью расположен на-
правляющий щит для лучшей организации потока
в следующей ступени. При проектировании рассмат-
68
ривался также вариант со вторым внутренним на-
правляющим щитом, но, как показали опыты
в БИТМе, этот щиток, играя положительную роль
при полной нагрузке, повышает неравномерность
сильно закрученного потока за РК при малой сте-
пени впуска.
Регулировочная ступень имеет четыре сегмента
сопел. Она может работать по различным програм-
мам регулирования при ро — const и СД. Особенно
ощутимый выигрыш в расходе теплоты при малых
нагрузках от работы на СД достигается при ком-
бинированном регулировании, когда, начиная
с 77% расхода пара от номинального, полностью
остаются открытыми два сегмента: в этом случае
при расходе пара ~0,3GH достигается относитель-
ная экономия 6 q~ 0,03. Заметные преимущества
скользящего давления сказываются, начиная при-
близительно с 0,7 GH.
Все ступени ЦВД имеют радиальные бандаж-
ные уплотнения, оптимальные перекрыши и осевые
зазоры, что обеспечивает его высокий к. п.д. РВД
(цельнокованый) соединен жесткой муфтой с РСД,
что дало возможность сделать для них один опор-
ный подшипник. Концевые и средние’ уплотнения
ЦВД имеют усики, завальцованные в роторе, и гре-
бенчатые неподвижные кольца. Горизонтальные
фланцы наружного цилиндра могут прогреваться
паром.
Из ЦВД по двум трубам диаметром 465 мм пар
поступает в промежуточный перегреватель, а затем,
пройдя два стопорных и два отсечных клапана
(дублированная защита), направляется в ЦСД при
~3,5 МПа и 838 К-
Совмещенный цилиндр ЦСНД. По схеме он ана-
логичен цилиндру на рис. III.12. Часть среднего
давления состоит из двенадцати ступеней. Диаф-
рагмы расположены в обоймах, что улучшает теп-
ловое состояние цилиндра.
Все ступени ЧСД — с закрученными лопатками.
РЛ имеют бандажи с радиальными уплотнениями.
По результатам многих испытаний к. п. д. ЧСД
т]ЦСд=0,91. Таким образом, проточная часть этого
цилиндра отличается высоким совершенством.
После двенадцатой ступени при давлении
216 кПа две трети пара ответвляется и по двум тру-
бам (d— 1050 мм), расположенным на уровне пола
(не снимаются при демонтаже верхней половины
цилиндра), подводится к ЦНД, а одна треть — че-
рез пять ступеней направляется непосредственно
в конденсатор. Все три выходных патрубка прива-
рены к общему конденсатору.
Размеры последнего РК имели решающее зна-
чение при определении следующей ступени в мощ-
ностном ряду турбины. На этом этапе длина по-
следней РЛ была увеличена по сравнению с ее дли-
ной в турбине К-200-130 с 765 до 960 мм, а средний
диаметр — с 2100 до 2480 мм (5 = 7,48 м2). Эти
размеры РК позволили выполнить турбину с трой-
ным выходом без двухъярусных ступеней. Новая
последняя ступень обеспечила сооружение турбин
для рк~3,5 кПа из расчета одного выхода на
100 МВт мощности, а для более высокого противо-
давления— до 130 МВт на один выход. Удельная
паровая нагрузка последнего РК при рк =
= 3,5 кПа — 25 т/ (м2 • ч).
Ротор совмещенного цилиндра — цельнокова-
ный, а его последние пять дисков — насадные. Осо-
бенность последней ступени — сверхзвуковые скоро-
сти за НА в корневой области и за РК у периферии
(при расчетном режиме М' ~М" — 1,76), что не-
сколько снижает ее к. п. д. (г] = 67,6% и tj* = 81 %
при у = 0,09). Выходная кинетическая энергия
hc —35 кДж/кг.
В ЦСД уплотнения в передней части имеют гре-
бенчатый профиль непосредственно на валу,
а в задней части — на насадных втулках, в статоре
же помещены обоймы, в которых зачеканены уплот-
нительные кольца.
ЦНД. Двухпоточный ЦНД (рис. III.10) состоит
из тех же ступеней, что и ЧНД в совмещенном ци-
линдре. Его к.п.д., по данным испытаний,— 77,6%
при степени влажности 9%, а без учета потерь вы-
ходной кинетической энергии и от влажности —
около 89% [27].
РППВ. Питательная вода подогревается в четы-
рех ПНД, семиатмосферном деаэраторе и в трех
сдвоенных ПВД. В последних имеются встроен-
ные отсеки для подогрева питательной воды выше
температуры насыщения за счет теплоты перегре-
того пара; предусмотрены охладители дренажа. Вы-
носной охладитель имеется также в ПНД-3. При
полной нагрузке /п. в = 541 К.
Для нужд ЭС предусмотрена бойлерная уста-
новка максимальной производительностью 17,5 МВт,
питающаяся из отборов к ПНД-3 и ПНД-4. Кроме
того, имеются отборы на испарители, на сушку топ-
лива (до 60 т/ч), на подогрев воздуха перед возду-
хоподогревателем котла и для разогрева мазута,
поступающего из цистерн. Всем этим отборам пара
соответствует мощность 12 МВт, и на эту величину
может быть повышена мощность турбины, если до-
полнительные отборы отключить.
Главный питательный насос рассчитан на
1050 т/ч питательной воды. Он приводится паровой
турбиной мощностью 13 МВт при м=6000 об/мин.
Пар к этой турбине поступает из линии отбора
кПВД-6 при расчетных параметрах около 1,58МПа
и 723 К и отводится в ПНД-3 и во вторую ступень
бойлера, а избыток подается в камеру за 12-й сту-
пенью ЦСД. Отвод этого пара в свой конденсатор
не приносит заметной выгоды, поскольку последняя
ступень главной турбины имеет достаточную пло-
щадь S, и выигрыш от уменьшения выходной кине-
тической энергии незначителен.
Пускорезервный электронасос имеет производи-
тельность 550 т/ч; он снабжен гидромуфтой. На-
сосы подают питательную воду при 33,5 МПа
и 438 К.
Общие показатели. Удельный расход теплоты
ПТУ при расчетных параметрах
— 7815 кДж/(кВт-ч) [1865 ккал/(кВт-ч)].
Удельная масса турбины — 2,3 кг/кВт. Длина
турбины без генератора — 21,3 м (с генератором —
37,4 м). Она почти не отличается от длины турбины
К-200-130, что объясняется увеличением диаметров
ступеней и частичным совмещением ЧСД и ЧЙД.
В машинном зале удельная площадь (на 1 МВт)
7,2 м2 и удельная кубатура 140,4 м3.
С момента выпуска этой турбины ЛМЗ на базе
обширного эксплуатационного опыта, уникальных
испытаний на ЭС и на натурном стенде, а также ла-
бораторных исследований систематически совер-
шенствовал основные узлы ПТУ. Главное направ-
ление этих исследований и конструкторских разра-
боток — доводка всех узлов до состояния безуслов-
ной надежности, повышение их долговечности и эко-
номичности. Последнее касалось аэродинамического
совершенствования проточной части, особенно ЧНД,
а также снижения внешних потерь энергии. И сей-
час на завершающем этапе модернизации турбин
этой серии на Кармановской ГРЭС проводятся ис-
пытания, имеющие решающее значение для всего
дальнейшего хода развития паровых турбин [10].
Главный же итог больших трудов и средств, вло-
женных в совершенствование блоков К-300-240,—
создание агрегата мощностью 800 МВт, ставшего
в настоящее время ведущим в энергетике Совет-
ского Союза.
Турбина К-800-240-1. В 1964 г. турбина К-800-240
была выпущена в двухвальном исполнении (см.
рис. III.2) [14, 27]: на первом валу были разме-
щены однопоточные ЦВД и ЦСД-1 (одна из парал-
лельных ветвей) и два двухпоточных ЦНД, а на
втором валу — однопоточный ЦСД-2 и два двухпо-
точных ЦНД. Мощность валов была 300 и 500 МВт,
что соответствовало стандартным генераторам.
Оба вала имели одинаковую частоту вращения п =
= 3000 об/мин. Выбранное распределение проточной
части по валам позволило обойтись без перепуска
пара от первой части агрегата ко второй; кроме
того, такая компоновка допускала независимую ра-
боту первого вала.
Опыт эксплуатации этой турбины способствовал
созданию серийной турбины мощностью 800 МВт.
Как только был создан генератор на 800 МВт, ЛМЗ
выпустил в 1970 г. одновальную турбину К-800-240-2
(установлена на Славянской ГРЭС), а в 1974 г. по-
сле накопления эксплуатационного опыта — серий-
ную турбину К-800-240-3. Первая из них была спро-
ектирована для температуры свежего пара 833 К,
а вторая — для 813 К- Отметим особенности послед-
ней турбины.
Турбина К-800-240-3 (рис. IV.1) [22]. Это одно-
вальная пятицилиндровая турбина для давления
свежего пара 23,5 МПа и температуры 813/813 К.
Давление в конденсаторе — 3,5 кПа. Температура
питательной воды 547 К- Максимальный расход
пара Отах = 2650 т/ч.
ЦВД этой турбины однопоточный, а ЦСД
и ЦНД двухпоточные, причем между ЦСД и гене-
ратором расположено три ЦНД. Пар из ЦНД по-
ступает в три сдвоенных конденсатора. Общее число
ступеней — 60, из них в ЦВД — 12, в ЦСД — 2X9
и во всех ЦНД — 6X5 ступеней. Без параллельных
число ступеней равно 26 (в К-300-240 их число 29).
Давление за ЦВД — 3,77 МПа, за ЦСД —
0,284 МПа. Мощности цилиндров при номинальной
нагрузке: ЦВД — 260 МВт, ЦСД — 304 МВт и всех
ЦНД — 240 МВт, что составляет соответственно
~32; 38 и 30% от общей мощности.
Как и во всех современных мощных турбинах,
предусмотрен ряд следующих дополнительных от-
боров пара сверх отбираемых в систему РППВ
и к питательным турбонасосам без снижения но-
минальной мощности: в систему мазутного хозяй-
ства и на общестанционные нужды — из первого
отбора ЦСД при давлении — 3,8 МПа — до 90 т/ч;
к приводным турбинам воздуходувок — из второго
отбора ЦСД при давлении 1,62 МПа—до 150 т/ч;
к пиковым сетевым подогревателям из отбора за
ЦСД при давлении 0,28 МПа — до 33 т/ч; к основ-
ному сетевому подогревателю из первого отбора
ЦНД при давлении — 0,114 МПа для тепловой
69
нагрузки ~127ГДж/ч— до 17т/ч. Сверх того, допу-
скается отбор пара за ЦВД из холодной линии до
100 т/ч, но без сохранения номинальной мощности.
Дополнительные отборы существенно повышают
общую тепловую экономичность установки, но при
работе турбины без них проточная часть ее оказы-
вается в нерасчетном режиме, что несколько ска-
зывается на потерях энергии. Заметим, что это об-
стоятельство затрудняет сравнивать эффективность
турбин различных фирм при отсутствии детальных
сведений о дополнительных отборах и о расчетных
режимах.
При максимальном расходе первичного пара
и отключении дополнительных отборов мощность
турбины достигает 850 МВт.
Коренные улучшения внесены в проточные ча-
сти и конструкции всех цилиндров.
ЦВД и паровые коробки. Пар подводится к двум
коробкам стопорных клапанов, установленных пе-
ред ЦВД, двумя паропроводами 465x75 мм. Каж-
дая из этих коробок соединена с двумя корпусами
регулировочных клапанов короткими патрубками
с целью улучшения обогрева стенок и снижения
температурных напряжений корпусов. Все они —
сварнокованые. Корпуса регулировочных клапанов
соединены между собой перемычками для про-
грева клапанов, а также перепускных труб свежего
пара и сопловых коробок на режиме открытия од-
ного клапана.
К четырем сопловым коробкам, размещенным
во внутреннем корпусе ЦВД, пар подводится по че-
тырем трубам 377X60 мм через кованые паровпуск-
ные штуцера. Последние приварены к наружному
корпусу и имеют подвижное соединение с сопло-
выми коробками, уплотненное поршневыми коль-
цами.
Регулирование выбрано сопловым, так как, по
расчетам ЛМЗ, в области нагрузок 75—85% оно
экономичнее приблизительно на 0,7%, чем дроссель-
ное. Мощность регулировочной ступени при номи-
нальной нагрузке — около 45 МВт. Ее средний диа-
метр 1100 мм и длина РЛ — 40 мм при ширине
96 мм. По три лопатки свариваются в пакеты
у корня и бандажа. Кроме того, лопатки связаны
ленточным бандажом с одним разъемом. Напряже-
ния от парового изгиба в лопатке и ее хвосте —
17,4 и 38,2 МПа. На РК действуют большие силы,
векторы которых при парциальном впуске откло-
няются от вертикали. Эта уникальная по мощности
парциальная ступень могла быть применена в се-
рийной турбине только после ее длительной про-
верки во время эксплуатации головной турбины.
В будущем не предвидится значительное повыше-
ние мощности подобных ступеней, так как их отра-
ботка связана с большими затратами средств,
а применение — с риском, тогда как все возрастаю-
щие требования к маневренности турбины и пере-
ход к работе при СД снимают и без того небольшие
преимущества соплового регулирования в сверх-
мощных турбинах.
В ЦВД петлевой конструкции (рис. IV.1), обыч-
ной для турбин ЛМЗ, давление пара за 6-й сту-
пенью— 9,1 МПа, благодаря чему достигается зна-
чительная разгрузка внутреннего корпуса.
Все РЛ в ЦВД, кроме лопаток регулировочной
ступени, закрученные (<Ф<10) и имеют бандажи
с радиальными уплотнениями с целью повышения
их к. п. д. Диафрагмы — сварные.
РВД выполнен цельнокованым заодно с полу-
муфтой жесткого соединения; он имеет две опоры
и критическую частоту ниже рабочей. Масса ро-
тора ~14,8 т, что невелико по сравнению с разви-
ваемой им мощностью. Поэтому необходимы осо-
Рис. IV. 1. Турбина К-800-240-3 ЛМЗ
70
бые конструктивные решения во избежание само-
возбуждающихся низкочастотных колебаний. К их
числу относятся надбандажные уплотнения особой
конструкции и сегментные опорные подшипники
(см. гл. XIV).
Для характеристики экономических показателей
ЦВД приведем некоторые результаты опытов над
турбиной К-800-240-2, выполненные ВТИ и ЛМЗ
[7, 20] при температуре пара 813/813 К и противо-
давлении 3,9—4,9 кПа.
Парораспределение было настроено таким обра-
зом, что вначале одновременно поднимались пять
клапанов, а затем остальные три при расходах све-
жего пара соответственно 2050, 2400 и 2500 т/ч.
При открытии восьми клапанов расход пара равен
2695 т/ч, мощность 860 МВт и г)цВД = 0,85, а шести
клапанов — 2335 т/ч, 750 МВт и = 0,823. По-
'ЦВД
следпий к. п.д. после усовершенствования ЦВД
возрос до 0,835 [5,7].
После ЦВД пар направляется в перегреватель
по двум трубам 720x20 мм (предусматривается
увеличение их диаметра до 820 мм с целью сниже-
ния сопротивления).
ЦСД. Пар подводится из перегревателя к двум
стопорным клапанам при давлении 3,34 МПа по че-
тырем трубам 630x25 мм. Клапаны расположены
симметрично по обе стороны ЦСД. Далее пар по-
ступает к четырем коробкам регулировочных клапа-
нов, расположенных симметрично рядом и на верх-
ней половине ЦСД так, что за ними остается мини-
мальный объем пара, повышающий разгон ротора
при сбросе нагрузки.
Первые три ступени каждого потока размещены
во внутреннем корпусе, а остальные — в обоймах.
Такая конструкция кардинально улучшает манев-
ренные качества ЦСД.
В головной части внутреннего корпуса ЦСД пар
направляется в две стороны разделительным коль-
цом, которое состоит из двух половин, приварен-
ных ребрами к корпусу. В горизонтальном разъеме
ребра широкие, и они образуют глубокие перего-
родки, разгружающие болтовое соединение в этой
части внутреннего корпуса от избыточного давле-
ния пара.
Из ЦСД пар отводится четырьмя трубами при
1700 мм, расположенными по две с боков
в нижней половине и над турбиной в верхней поло-
вине. Это расположение труб выбрано для умень-
шения неравномерности потока при выходе из ЦСД
и при входе в ЦНД.
Все лопатки в ЦСД закрученные (Д<10). РК
выполнены с бандажами и радиальными уплотне-
ниями над ними. Длина цельнокованого ротора
между осями подшипников 6590 мм, а полная —
7500 мм. Он гибкий, опирается на два подшипника,
жестко соединен с РВД и РНД. Упорный подшип-
ник расположен между ЦВД и ЦСД.
Экономичность ЦСД турбины К-800-240-2, со-
гласно опытам [7], характеризуется внутренним
к. п.д. те — 0,91. Имеются основания считать,
Ц'-'Д
что в будущем в турбине типа К-800-240-3 к.п.д.
ЦСД достигнет такой же величины, как в лучших
турбинах К-200-130, т. е. т]цсд = 0,92-е-0,93, что
71
вполне соответствует наивысшим современным до-
стижениям.
ЦНД. Он унифицирован для всех турбин ЛМЗ
мощностью 300—800 МВт. Его отработка велась
на турбине К-300-240, и принципиальные его осо-
бенности были отмечены при рассмотрении этой
турбины.
Удельная паровая нагрузка на каждый выход
ЦНД — примерно 31,5 т/(м2-ч). Выходная кинети-
ческая энергия на номинальном режиме — около
35 кДж/кг, что вполне допустимо. Диафрагмы
в ЦНД — чугунные.
Неподвижная точка, от которой расширяются
жестко связанные между собой ЦНД-1, ЦСД и
ЦВД, расположена на задней поперечной раме пер-
вого ЦНД. Следующие ЦНД имеют неподвижные
точки на их передних поперечных рамах; соедине-
ния между ЦНД — подвижные.
Экономичность унифицированного ЦНД уже
отмечалась при рассмотрении турбины К-300-240
ЛМЗ.
Система регулирования и смаЗки. САР —
электрогидравлическая, унифицированная для
всех турбин ЛМЗ на сверхкритические пара-
метры [24].
Система смазки спроектирована для работы на
огнестойком масле ОМТИ (см. п. HI. 11). Допус-
кается также работа на обычном масле. От центра-
лизованной масляной системы питаются также
группы питательных и бустерных насосов.
РППВ и насосы. Конденсат подогревается па-
ром из восьми отборов в четырех ПНД, семиатмо-
сферном деаэраторе и трех ПВД, а также в охлади-
телях пара (СП), отсасываемого из крайних камер
лабиринтовых уплотнений (СП-1) и из их проме-
жуточных камер (СП-2).
В ПВД пар поступает из l-ro отбора в ЦВД
в количестве 175 т/ч при 6,05 МПа, за ЦВД—
218 т/ч при 3,8 МПа и из 1-го отбора в ЦСД —
109 т/ч. Общий расход пара ПВД — 502 т/ч. В слу-
чае отключения этого расхода (например, с целью
резкого наброса нагрузки) можно было бы полу-
чить дополнительную мощность до 14% от номи-
нальной, что значительно повышает маневренные
качества турбины. В деаэратор (0,7МПа) посту-
пает 2 т/ч пара из 2-го отбора ЦСД и до 16 т/ч
пара от уплотнений турбины. Во все ПНД подво-
дится около 380 т/ч пара из ЦСД и из двух отборов
в ЦНД при давлении 580 — 22 кПа. Общий расход
пара системой РППВ — около 884 т/ч, т. е. более
1/3 от общего расхода пара турбиной.
Все подогреватели — поверхностные, вертикаль-
ные. ПНД— однокорпусные, ПВД — в двух груп-
пах, параллельных по линиям воды и греющего
пара.
Два главных питательных насоса, каждый про-
изводительностью по 50% от массового расхода
пара, потребляют мощность по 15 200 кВт при ча-
стоте вращения 4800 об/мин. Их приводные тур-
бины— конденсационного типа, с собственными
конденсаторами, что дает существенный экономи-
ческий эффект, так как при этом в последнюю сту-
пень главной турбины поступает меньшее количе-
ство пара и уменьшаются выходные потери. При-
водные турбины питаются паром из первого отбора
ЦСД при 1,63 МПа и 713 К при номинальном ре-
жиме; давление в конденсаторе — около 6 кПа; па-
раметры пара выбирались с учетом конструктивных
возможностей выполнения паровпуска и последних
РК, вращающихся с переменной частотой. При на-
грузке менее 30% приводные турбины питаются от
БРОУ ТПН, пар к которым поступает из котла.
Удельный расход теплоты ПТУ снижается от приме-
нения турбоприводов конденсационного типа при-
близительно на 45 кДж/(кВт-ч) по сравнению
с этим показателем при противодавленческих тур-
боприводах, которые применялись в блоках
К-800-240-2.
Укрупнение оборудования. Характерная черта
этой установки — дальнейшее увеличение размеров
оборудования с целью уменьшения числа аппара-
тов и деталей, упрощения компоновки и снижения
капитальных затрат. К числу особо эффективных
мероприятий в этом направлении относятся ниже-
следующие.
Заменены три конденсатора с поперечным рас-
положением трубок в первой модификации двух-
корпусным конденсатором с продольным размеще-
нием трубок. При этом удалось увеличить поверх-
ность охлаждения конденсатора и сократить расход
воды с 96 000 м3/ч в установке первой модификации
до 73 000 м3/ч в ее второй модификации
72
Уменьшено вдвое количество труб для подвода
к турбине свежего пара, стопорных и регулировоч-
ных клапанов ЦВД, что упростило установку и ее
обслуживание. Каждый ПНД выполнен в одном
корпусе.
Общие показатели. Длина турбины 39,5 м, а с ге-
нератором— 59,5 м. Удельная масса турбины, кон-
денсатора и генератора 1,63; 1,16 и 0,56 кг/кВт, что
составляет по сравнению с удельными массами тур-
бины и генератора К-300-240 соответственно ~70
и 50%. Удельная масса конденсатора уменьшилась
незначительно. Масса турбины без вспомогатель-
ного оборудования и генератора — около 1300 т.
Металлоемкость одновальной турбины оказалась на
14% меньше, чем двухвальной при одинаковой их
экономичности.
Компоновка в машинном зале—продольная.
Размеры ячейки: длина 108 м, ширина 30 м и вы-
сота без подвала 20,4 м. Удельная площадь
5,26 м2/кВт и удельная кубатура 107 м3/кВт.
Удельный расход теплоты, по данным
ВТИ, </б = 7626-^7668 кДж/(кВт-ч) [1820—
1830 ккал/(кВт - ч)].
После накопления опыта максимальный расход
пара увеличен до 2680 т/ч, чему соответствует мощ-
ность установки 850 МВт. Этот резерв мощности
существенно улучшает маневренные качества блока.
В итоге повышение мощности от 300 до 800 МВт
дало большое снижение удельной массы и стоимо-
сти турбины, главным образом за счет увеличения
мощностей ЦВД и ЦСД. Существенно снижены
также стоимость строительных работ и эксплуата-
ционные расходы. По сравнению с- блоком 300 МВт
капиталовложения уменьшены на 10%, а затраты
труда на 1 кВт в энергостроительстве — на 30—
40%. Большой эффект получается также от сниже-
ния численности эксплуатационного персонала.
Турбина К-1200-240. Эта турбина (рис. IV.2) —
следующий крупный шаг в развитии сверхмощных
паровых турбин [23].
Турбина — одновальная, пятицилиндровая. На-
чальные параметры пара были оставлены по ука-
занным выше причинам (см. п. III.1) прежними:
23,5 МПа и 813/813 К- Давление в конденсаторе при
номинальном режиме рк=3,58 кПа при /0. в==
= 285 К- Расход охлаждающей воды 108 000 м3/ч.
Температура питательной воды 547 К- Расход све-
жего пара 3660 т/ч, из этого количества в конденса-
тор поступает 2135 т/ч (~58%). Минимальная
длительная мощность 360 МВт.
Дополнительные отборы предусматриваются: на
общестанционные нужды — за третьей ступенью
ЦСД до 100 т/ч; на приводные турбины воздуходу-
вок— за шестой ступенью ЦСД до 115 т/ч; на ка-
лориферы за ЦСД до 170 т/ч; на сетевые подогре-
ватели для тепловой нагрузки до 168 ГДж/ч — за
ЦСД и за 1-й ступенью ЦНД; на общестанционные
нужды — за ЦВД дополнительно до 100 т/ч (без со-
хранения Л%) •
Во время проектирования был изучен вопрос
о возможности принципиального усовершенствова-
ния тепловой схемы с вторичным промежуточным
перегревом пара. В результате исследования этой
проблемы на ЛМЗ, в ЦКТИ и ВТИ для турбин
мощностью более 800 МВт было доказано, что эко-
номия в удельном расходе теплоты от второго пром-
перегрева составляет около 1,8%  При этом пар
к первому ПП отбирался при 6,9 МПа, а ко вто-
рому— при 2МПа. При проектировании К-1200-240
после всестороннего анализа этого вопроса было
решено отказаться от второго промперегрева. Это
решение объясняется тем, что от введения второго
ПП установка весьма существенно усложняется,
становится менее надежной, трудно решается за-
дача об ограничении динамического повышения
частоты вращения при сбросах нагрузки из-за боль-
ших дополнительных объемов пара в перегревате-
лях и трубах, в том числе между стопорными кла-
панами и местом ввода в ЦСД пара после вторич-
ного промперегрева.
Турбина 1200 МВт —пятицилиндровая, как и од-
новалыгая К-800-240. В данное время — это наиболь-
шее число цилиндров, при котором можно гаранти-
ровать надежную работу одновальной турбины.
ю Зак. № 50
73
Достаточные выходные ометаемые площади при
шести потоках в ЧНД можно было получить лишь
на базе вновь разработанной последней ступени-—
наиболее трудной задачи данного проекта. Из мно-
гих проектных вариантов была выбрана ступень со
средним диаметром 3000 мм и длиной лопаток
1200 мм. Параллельно разрабатывался также вари-
ант ступени с лопаткой 1300 мм.
Конструктивная схема турбины — такая же, как
К-800-240-3. Общее число ступеней 47 (в турбине
К-800-240 — 60 ступеней), из них в ЦВД 8, в ЦСД
2X12 и в ЦНД 3x15 ступеней. Все цилиндры
имеют свои конструктивные особенности.
При конструировании ЦВД пришлось решать
ряд принципиальных задач, связанных с надежно-
стью турбины при работе на различных режимах.
Среди них одна из наиболее важных — выбор паро-
распределения.
Парораспределение. Трудности применения соп-
лового регулирования возрастают при возрастании
мощности турбин. В рассматриваемой турбине при
сопловом регулировании мощность регулировочной
ступени достигла бы 70 МВт, а при этом трудно га-
рантировать ее надежность (см. п. III.3). Альтер-
нативой к дроссельному регулированию может быть
только скользящее давление.
При нагрузке 0,75Ан за счет применения СД
удельный расход теплоты уменьшается на
125 кДж/(кВт-ч), при 0,5Ан — на 240 кДж/(кВтХ
Хч) и при 0,3 Ан — на 360 кДж/(кВт-ч) (соответ-
ственно на 2,0; 2,9 и 4,4%)- Турбина К-1200-240 —
первая отечественная турбина, для которой на ста-
дии проектирования предусмотрена работа на СД
[25, 21, гл. VIII].
ЦВД и паровые коробки. К двум коробкам сто-
порных клапанов пар по обе стороны ЦВД подво-
дится по четырем трубам 377x60. Каждая коробка
стопорного клапана соединена с двумя коробками
регулировочных клапанов, из которых пар посту-
пает к двум патрубкам ЦВД по четырем трубам
377X60.
При сравнительно небольшом числе ступеней
диаметры их возросли: диаметр первой ступени
dc~ 1,08 м, последней—1,31 м.
РВД— цельнокованый. Из-за больших размеров
РЛ применены вильчатые хвосты (впервые на цель-
нокованом роторе). Все РЛ изготовлены заодно
с бандажными полками. По четыре-пять лопаток
сварены в пакеты по бандажным полкам и по
хвостам.
ЦСД. Перегретый пар подводится к двум короб-
кам стопорных клапанов по четырем трубам 720X
Х25 мм и от них по четырем трубам к коробкам
отсечных клапанов, которые расположены на ци-
линдре.
Первые три ступени каждого потока размещены
в общем внутреннем корпусе, что существенно
улучшает тепловое состояние цилиндра.
РСД — цельнокованый. РЛ изготовляются тем
же методом, как и для РВД.
ЦНД. Корпус — двухстенный, как и в турбине
800 МВт. Выходной патрубок сильно расширен
в осевом направлении для размещения эффектив-
ного диффузора.
Для выбранных размеров ЧНД массы последних
РК оказались настолько большими, что ставилось
под сомнение качество их изготовления, а критиче-
ская частота ротора получалась слишком низкой.
74
Поэтому ЛМЗ применил новую для него конструк-
цию РНД — сварно-кованую, что обеспечило боль-
шую жесткость ротора при допустимых напряже-
ниях в дисках. Это — весьма прогрессивное решение
проблемы, которое открывает путь для дальнейшего
совершенствования и увеличения размеров РНД.
Последнее РК имеет S=ll м2. Лопатки изго-
товлены из титанового сплава ТС5. На периферии
РК окружная скорость достигает 660 м/с. Это но-
вый класс РК, применяемый впервые. Для пред-
охранения от эрозии входная кромка РЛ покрыта
пластинами из нитинола.
Последняя ступень прошла всю последователь-
ность аэродинамических испытаний, начиная с про-
дувок решеток профилей. Особую ценность имели
ее испытания в модельной пятиступенчатой паро-
вой турбине ЦКТИ (масштаб 1/3), которые вы-
явили газодинамику потока и влияние влажности
на потери энергии.
Одновременно в ЛПИ в модельном двухступен-
чатом отсеке отрабатывались для этой ступени уст-
ройства для влагоудаления, в частности,— внутри-
канальная сепарация в зоне входной кромки и на
вогнутой стороне НЛ.
Завершающий этап заводских испытаний по-
следней ступени выполняется на пятиступенчатом
натурном стенде ЛМЗ, специально сооруженном
для всестороннего экспериментального исследова-
ния новой конструкции ЧНД. Далее, как обычно,
натурные испытания головного образца будут про-
изводиться на ЭС, и только после их завершения
новая уникальная ступень будет окончательно
апробирована и поступит в серийное производство.
По условиям работы последней ступени давле-
ние в конденсаторе не должно быть меньше 3 кПа.
Все РЛ последней ступени выполнены заодно
с бандажными полками, предупреждающими раз-
ворот пера лопатки и демпфирующими колебания.
Вместе с тем бандаж на РК повышает его к. п. д.
как за счет уменьшения утечек пара, так и благо-
даря устранению лишних при наличии бандажа
проволочных связей.
Хвост лопаток выполнен для торцевой посадки
на диск, что необходимо для упрощения разлопа-
чивания последнего РК перед отправкой ротора на
ЭС и последующего облопачивания.
Опорные подшипники ЦНД — выносного типа,
они опираются непосредственно на фундаментную
раму. Завод перешел от встроенных к выносным под-
шипникам, чтобы увеличить жесткость опор, умень-
шить расцентровку ротора из-за температурных
расширений, а также чтобы расширить выходной
патрубок в осевом направлении для лучшей орга-
низации в нем потока. Для уменьшения механиче-
ских потерь применены сегментные подшипники.
Конденсатор состоит из четырех корпусов, рас-
положенных вдоль оси турбины попарно для про-
пуска двух параллельных потоков охлаждающей
воды. В верхнюю часть конденсатора сбрасывается
из БРОУ пар, охлаждаемый конденсатом. Охлаж-
дающая вода подводится по двум параллельным
трубам диаметром 2800 мм.
САР. В системе регулирования имеются меха-
нический и электрический датчики скорости,
а также электрические датчики активной мощности
генератора и давления первичного и вторичного
пара. Промежуточные усилители и сервомоторы,
а также главные сервомоторы аналогичны при-
менявшимся для турбин 800 МВт. Предусмотрена
возможность установки ЭЦВМ для автоматического
пуска турбины из различных тепловых состояний.
Тепловая схема. Принципиальная тепловая
схема (рис. IV.3) аналогична схемам турбин 300
и 800 МВт: четыре ПНД, деаэратор (0,9 МПа, за
6-й ступенью ЦСД) и три ПВД. В схему внесены
существенные усовершенствования.
На частичных нагрузках при СД экономичность
установки может быть улучшена за счет повышения
температуры питательной воды на этих режимах.
Как показали исследования Н. А. Сорокина, этого
можно достичь введением дополнительного подогре-
вателя при давлении пара около 11 МПа. При но-
минальной нагрузке конденсат в этом подогрева-
теле не подогревается, при сниженных же нагруз-
ках в нем автоматически поддерживается постоян-
ное давление. От нагрузки А = 0,6 и ниже допол-
нительный отбор делается нерегулируемым. Это
снижает удельный расход теплоты при N = 0,8 на
0,3% и при N = 0,6 на 0,6%. Дополнительный по-
догреватель не был применен для головного блока.
Вместо этого за четвертой ступенью ЦВД, за кото-
рой максимальное давление 11 МПа, предусмотрен
дополнительный отбор пара, подводимого к послед-
нему подогревателю ПВД-8; давление пара в нем
регулируется. В области нагрузок 900 МВт и ниже
ПВД-8 питается паром их дополнительного отбора,
причем до нагрузки 720 МВт давление в подогре-
вателе автоматически поддерживается постоянным,
а при более низких нагрузках давление становится
нерегулируемым. Работа по этой схеме снижает
удельный расход теплоты при А<0,65 приблизи-
тельно на 0,5%.
Переохлаждение деаэрированного конденсата
предусмотрено для снижения уровня размещения
деаэратора, что удешевляет установку и уменьшает
потери в паро- и водопроводах. Для переохлажде-
ния конденсата между деаэратором и бустерным
насосом включен водоводяной теплообменник.
Охлаждающим агентом служит конденсат, посту-
пающий в деаэратор из последнего ПНД, благодаря
чему устраняются потери теплоты от переохлажде-
ния конденсата. Глубина переохлаждения опреде-
ляется характеристикой бустерного насоса. В со-
ответствии с глубиной охлаждения и расходами
конденсата ПНД и ПВД выбирается давление в де-
аэраторе, меняющееся в зависимости от режима ра-
боты (СД).
Отключение ПВД. Существенным преимущест-
вам регулирования СД обычно противопоставляется
ухудшение приемистости турбины из-за отсутствия
или значительного уменьшения дросселирования.
Этот недостаток устраняется автоматическим от-
ключением регенерации (см. п. III.9), что резко
увеличивает расходы пара отсеками турбины за от-
борами (особенно за отборами к ПВД). Проточная
часть турбины (в том числе последняя ступень)
рассчитана на увеличенный расход пара при пол-
ностью отключенной регенерации и при повышении
мощности турбины до 1400 МВт. Это открывает
возможность получить высокие показатели приеми-
стости, обеспечивающие возможность участия блока
в покрытии острых дефицитов мощности в энерго-
системе.
Кроме того, предусмотренное отключение ПВД
открывает возможность участия этого мощнейшего
блока в покрытии переменной части графика на-
грузки. Так, при расходе пара турбиной 3660 т/ч
в случае отключения ПВД (в количестве z) полу-
чаются следующие дополнительные мощности блока
ДА, изменение удельного расхода топлива ДВ в це-
лом и удельный расход топлива ДВ' на дополни-
тельную выработку электроэнергии:
г............... 1	2	3
ДА, о/о		4,9	11,1	14,9
ДВ, °/о		1,6	3,9	6,2
ДВ', г/(кВт • ч) . .	398	424	449
Рис. 1V.3. Тепловая схема ПТУ К-1200-240 ЛМЗ:
К — конденсатор; ОВ — водоохладитель; ОСН — общестанционные нужды; У — пар из уплотнений
10*
Возможный прирост мощности за счет отключе-
ния ПВД значителен и характеризуется достаточно
высокими экономическими показателями для по-
крытия пиков графика нагрузки. Задача эффектив-
ного участия блока в выработке пиковой и полупи-
ковой нагрузки в будущем может полностью ре-
шаться при отключении ПВД и подогреве питатель-
ной воды до нормальной температуры за счет
теплоты отходящих газов из ГТУ, введенной в со-
став блока для этой цели. При этом мощность ГТУ
получается такой же или больше, чем ДУ за счет от-
ключения ПВД, а удельный расход теплоты на вы-
работку дополнительной мощности становится даже
меньше на несколько процентов, чем при номи-
нальном расчетном режиме работы блока (см.
п. V.7).
ния, особенно в конструкциях ЦВД и ЦНД. По-
следний проектировался на базе ступени с длиной
РЛ более 1 м, что тогда было наивысшим достиже-
нием.
Турбина К-300-240. Головной образец турбины
(рис. III.2 и III.12) был выпущен в 1963 г. для па-
раметров пара 23,5 МПа и 833/838 К (установлена
на Приднепровской ГРЭС). Турбина — одновальная,
трехцилиндровая, с такой же схемой выводов пара
в конденсатор, как и аналогичная турбина ЛМЗ.
Последнее РК этой турбины имеет лопатку длиной
1050 мм при среднем диаметре РК 2500 мм (S —
— 8,2 м2). В турбине ХТГЗ пар подводится непо-
средственно во внутренний цилиндр (нет сопловых
коробок). В ЦВД пар движется только влево через
И ступеней давления.
Реализация указанных мероприятий по повыше-
нию экономичности при частичных нагрузках и ма-
невренности блока имеет глубоко принципиальное
значение, так как при этом решается одна из круп-
ных задач современной теплоэнергетики.
Общие показатели. Длина турбины 47,9 м (с ге-
нератором 71,8 м). Масса турбины 1900 т. Удель-
ная масса 1,58 кг/кВт, почти такая же, как для тур-
бины 800 МВт.
Компоновка в машинном зале — поперечная:
размер ячейки 72x84 м, удельная площадь около
5 м2/МВт.
Турбины ХТГЗ
На ХТГЗ начали проектирование и выпуск тур-
бин на СКД одновременно с ЛМЗ. Первоначальная
мощность была также выбрана 300 МВт по ранее
изложенным соображениям, но главная цель была
в создании турбин мощностью 500 МВт, выпуск ко-
торых требовался в большом количестве. В турби-
нах ХТГЗ заложены принципиально новые реше-
ЧСД совмещена с ЧНД, как и в турбине ЛМЗ
той же мощности. После ЧСД пар ответвляется
в двухпоточный ЦНД, так что всего имеется три
однотипных ЧНД. Число ступеней в ЧСД—12
и в каждом потоке ЧНД — по 5.
Принципиальные конструктивные схемы цилинд-
ров рассмотрены в п. III.5—III.7. Ниже отмечены
лишь особенности их деталей.
ЦВД. Турбины первой модификации имели диа-
фрагмы с узкими НЛ, а перед ними были установ-
лены стойки жесткости. В новой модификации эти
стойки устранены, а входная часть профиля выпол-
нена удлиненной по прямолинейным образующим.
Таким образом . формируется конфузорный вход-
ной участок, за которым следует обычный сопловой
канал. Этот тип лопаток дает возможность при про-
ектировании использовать профили различных ти-
пов и выбирать число НЛ соответствующим требо-
ваниям вибрационной стойкости. Опыты ХТГЗ
и ЦКТИ показали, что к. п. д. таких ступеней при
длине лопаток 30 мм достигает 85,5%. Такие НА
сравнительно мало чувствительны к углам атаки
76
в пределах ±15° (к. п.д. уменьшается всего лишь
на 0,25%). Эти и другие усовершенствования про-
точной части повысили к. п.д. ЦВД по состоянию
пара перед первым рядом сопел до 85% (данные
натурных испытаний [8]), что приблизительно на
3% выше, чем для первой модификации цилиндра
[17]. Для сравнительно небольшой длины лопаток
достигнутый к. п.д. можно признать высоким.
ЦСД. Он выполнен двухстенным, что снижает
коробление и улучшает маневренные качества тур-
бины. Последнее связано, в частности, со значи-
тельным снижением температуры в зоне лап. Вме-
сте с тем, эта конструкция позволяет уменьшить
фективность этой конструкции сепарационного уст-
ройства была подтверждена как в лабораторных,
так и в натурных условиях.
Все указанные усовершенствования проточной
части ЦНД существенно повысили его к. п. д. Для
совмещенного цилиндра (ЦСНД) был получен сум-
марный к. п. д. 88% [8].
Для улучшения эксплуатационных характерис-
тик ЦНД предусмотрено охлаждение выходного
патрубка при работе на холостом ходу. Без этого
устройства температура пара при выходе из послед-
ней ступени достигает 525 К, а температура па-
трубка 440 К, что приводит к короблениям корпуса
радиальные зазоры в проточной части, что повы-
шает к. п. д.
До модернизации внутренний к. и. д. ЦСД дости-
гал 90,5% [17]. После модернизации [8] ЛцСД~
~93%, что соответствует наивысшим современным
достижениям.
Фланцы и шпильки головной части ЦСД обо-
греваются паром, как и в ЦВД, что позволяет
в 1,5—2 раза повысить темпы прогрева, не опасаясь
пропаривания в деталях фланцевого соединения.
ЦНД. В первой модификации он имел сравни-
тельно низкий к.п.д. (около 80%). Его усовершен-
ствование касалось главным образом меридиональ-
ных обводов проточной части и профилей НЛ, обес-
печивающих снижение углов атаки. Была принята
коническая форма меридиональных обводов, что да-
вало высокие результаты в опытах ХТГЗ, БИТМ
и ЛПИ (гл. III). Были введены также положитель-
ные перекрыши в ступенях с необандаженными РК,
что, по опытам ЛПИ, приводит к существенному
повышению к. п.д. (см. гл. XII).
В последнем НА применена щелевая внутрика-
нальная сепарация на входной удлиненной кромке
со стороны выпуклой поверхности профиля. Эф-
ii его расцентровке. Охлаждающее устройство вы-
полнено в виде кольцевого коллектора, установлен-
ного на направляющем листе вблизи периферии
РК, т. е. в области, где нет срывов потока. Это уст-
ройство обеспечивает при малых расходах и на хо-
лостом ходу температуру выходного патрубка при-
близительно равную температуре насыщенного
пара.
Все роторы — гибкие. Соединение роторов сред-
него и низкого давления и последнего с валом гене-
ратора — полугибкими муфтами. Между ЦВД
и ЦСД установлен отдельный упорный подшипник
балансирной конструкции с самоустанавливающи-
мися колодками.
Турбина К-500-240-2 (рис. IV.4) [11]. В первой
модификации она была выпущена в 1965 г. Ее про-
точная часть размещена в четырех цилиндрах:
в ЦВД, ЦСД и в двух ЦНД. Температуры пара пе-
ред ЦВД и ЦСД в первой модификации — 833
и 838 К, а во второй — 813 и 813 К. Обе турбины
рассчитаны для температуры охлаждающей воды
285 К, но для первой из них рк = 3,43 кПа, а для
второй рк = 3,63 кПа. Также несколько разли-
чаются температура питательной воды и расходы
77
свежего пара: /пв = 521 и 541 К; G = 1405 и
1525 т/ч.
Турбина спроектирована с учетом возможности
ее работы в области частичных нагрузок при сколь-
зящем давлении.
ЦВД и ЦСД этой турбины — однопоточные.
Принципиальная схема их устройства такая же, как
в турбине К-300-240. Давление за ЦВД — 4,13МПа,
а перед ЦСД — 3,71 МПа. Давление перед ЦНД —
0,3 МПа. Общее число ступеней — 41, из них
в ЦВД—10, в ЦСД—И и в ЦНД — 4x5. Макси-
мальная внутренняя мощность 525 МВт распреде-
ляется следующим образом: в ЦВД —165,5 МВт
(31,5%); в ЦСД —210,5 МВт (40%) и в ЦНД —
149 МВт (28,5%); их к.п.д.: Т1ЦВД= 0,866; ПцСД =
= 0,894 и ЛцНд = 0,857 (расчетные [11]).
В последней ступени ЦНД применена новая РЛ
длиной 1030 мм при d — 2530 мм с повышенной
степенью реактивности в корневом сечении для уве-
личения ее к. п.д. и улучшения работы в области
малых расходов пара.
ЦВД. Устройств проточной части ЦВД — такое
же, как в турбине К-300-240. РВД имеет два опор-
ных подшипника, тогда как в первой модификации
РВД имел одну опору и был жестко связан с двух-
опорным РСД. Установка дополнительной опоры
увеличила критическую частоту вращения РВД
с 1600 до 2400 об/мин, что значительно повысило
его устойчивость против самовозбуждающихся ко-
лебаний. Этому также благоприятствовали опор-
ные подшипники сегментного типа, которые уже
были проверены в турбине первой модификации.
В диафрагмах ЦВД установлены широкие НЛ
с удлиненной входной частью, благодаря чему уст-
ранены применявшиеся ранее ребра жесткости. Ис-
пользование широких профилей повысило к. п. д.
ступеней на 1,8% и тем самым снизило общий рас-
ход теплоты турбиной на 0,15%. Плотность в разъ-
емах диафрагм была повышена посредством болто-
вого соединения их половин.
ЦСД. Первые четыре ступени размещены во
внутреннем корпусе, а остальные — в обоймах. Это
устранило коробление и улучшило маневренные ка-
чества цилиндра. Его РЛ в первых пяти ступенях
выполнены цельнофрезерованными с полочными
бандажами для повышения надежности. Сущест-
венно сокращено (с 14 до 9) число проволочных
связей в РСД, что заметно поднимает его к. п. д.
ЦВД и ЦСД выполнены из сталей перлитного
класса, проверенных при длительной эксплуатации
и обеспечивающих ресурс времени работы более рас-
четного.
ЦНД. Характерная особенность ЦНД — жест-
кий сварно-кованый ротор, успешно освоенный на
ХТГЗ в ранее выпускавшихся турбинах. Выходные
патрубки обладают большой жесткостью, что спо-
собствует сохранению центровки ротора. Двусто-
ронний подвод пара — в нижнюю часть ЦНД, что
удобно для ремонтных работ.
Распределение пара во входном патрубке про-
изводится системой веерообразных аэродинамиче-
ски отработанных диффузоров. Также до высокого
уровня доведены выходные патрубки, что важно не
только для экономичности турбины, но и для на-
дежности лопаточного аппарата.
Аэродинамическое совершенствование ЦНД
в целом привело к повышению его к. п. д. прибли-
78
зительно на 1,5% по сравнению с первой модифи-
кацией турбины.
РППВ. В этой установке были использованы
преимущества укрупнения паропроводов и вспомо-
гательного оборудования, поскольку ведущее поло-
жение в производстве данной турбины и дальней-
ший рост мощностей позволяли сузить широту уни-
фикации с менее мощными агрегатами. Придержи-
ваясь этого направления, завод вдвое, по сравнению
с К-500-240-1, уменьшил число паропроводов
свежего и вторичного перегретого пара, выполнил
однониточную группу ПВД вместо ранее применяв-
шейся двухниточной и соорудил однокорпусный
ПНД-1 вместо двухкорпусного. Были также уста-
новлены хорошо проверенные при эксплуатации пи-
тательные турбонасосы, благодаря чему можно
было отказаться от двух пускорезервных питатель-
ных электронасосов. Диаметры клапанов на линии
от ПП увеличены с 400 до 500 мм, а число их
уменьшено с трех до двух. Эти изменения в проекте
упростили эксплуатацию оборудования и позволили
уменьшить на ЭС ширину ячейки с 72 до 48 м.
Были также использованы все возможности по
усовершенствованию схемы РППВ и конструкций
аппаратов. Например, новая схема включения
ПВД снизила расход теплоты установкой на 0,2%.
Бесфланцевая конструкция ресиверов между ЦСД
и ЦНД повышает плотность системы, находящейся
под вакуумом.
Общие показатели. Благодаря всем указанным
мероприятиям по повышению экономичности тур-
бины и вспомогательного оборудования был достиг-
нут удельный расход теплоты установкой q<-s =
= 7708 кДж/(кВт-ч) [1840 ккал/(кВт-ч)] при
ta.в = 285 К, чему соответствует экономия более 1 %
по сравнению с этим показателем для первой моди-
фикации установки. Это свидетельствует о все еще
имеющихся возможностях повышения к. п. д. уста-
новки в основном за счет аэродинамического совер-
шенствования ЦНД и улучшения тепловой схемы.
Маневренные свойства ПТУ. Турбина может
длительно работать при любой нагрузке вплоть до
30% от номинальной, что обеспечивается условиями
работы и охлаждения последних ступеней ЦНД,
имеющих повышенную степень реактивности в кор-
невой области. Рабочий диапазон нагрузок дает
возможность использовать турбогенератор для ре-
гулирования мощности. При минимальной нагрузке
допускается промывка проточной части турбины на-
сыщенным паром.
Работа турбины в зоне частичных нагрузок при
скользящем давлении существенно повышает ее
экономичность, а также создает благоприятные тем-
пературные условия в ЦВД при изменениях ре-
жимов.
Двухкорпусные цилиндры, диафрагменные
обоймы, конструктивные особенности статора и ро-
тора, а также система подвода и отвода пара в ла-
биринтовых уплотнениях обеспечивают медленное
остывание статора и ротора при небольшом рассо-
гласовании температурных полей и допускают бы-
стрый пуск турбины. В итоге всех мероприятий до-
стигнуты следующие времена пуска (ч), считая от
толчка ротора до полной мощности:
Из холодного состояния
» неостывшего	»
» горячего	»
(^цвд^^ К)..........5 5,5
(/цвд =425 ^600 К) . . 1,5-5
(*цвд>600 К).......0,5-1,5
При пуске из холодного состояния Прием на-
грузки начинается уже через 45 мин, тогда как для
прогрева при вращении турбины К-100-90 требова-
лось в начале 50-х годов 3 ч 45 мин [4 гл. II].
Такой прогресс стал возможен лишь благодаря
глубоким научным исследованиям на ХТГЗ,
в ЦКТИ и в других организациях и автоматизации
процессов пуска.
САР. Система регулирования и защиты ХТГЗ—
ВТИ в принципе такая же, как в турбинах К-300-240
и К-500-240-1. В качестве силовой жидкости приме-
нен конденсат. Введены прочные пластинчатые са-
моочищающиеся фильтры, обеспечивающие надеж-
ность САРЗ. В системе устранены трущиеся поверх-
ности. Питание главных сервомоторов и промежу-
точного каскада усиления производится из одного
коллектора. Времена сервомоторов (ЦСД) в сто-
рону закрытия находятся в пределах 0,15—0,2 с,
а в сторону открытия — до 1 с, что достигается с по-
мощью гидроаккумулятора.
IV.3. ВОЗМОЖНОСТИ УВЕЛИЧЕНИЯ мощности
ПАРОВОЙ ТУРБИНЫ
В Европейской части СССР уже строятся ГРЭС
мощностью до 4 тыс. МВт, а для Сибири проекти-
руются до 6,4 тыс. МВт [5, 12]. Поэтому возникает
проблема дальнейшего увеличения мощности бло-
ков [21, 26, 30].
Повышение мощности турбин до 1600 МВт
и даже до 2000 МВт [27] предусматривалось в уни-
фицированном ряду, в котором головная турбина
К-1200-240. Эта турбина при определенных усло-
виях может развивать мощность до 1400 МВт. При
повышенной температуре охлаждающей воды
и рк 4,5 кПа на базе имеющегося ЦНД мощность
турбины может быть увеличена до 1600 МВт. Ре-
шается и проблема парогенератора в форме моно-
блока или, возможно, дубль-блока (на базе имею-
щегося котла для блока К-800-240). Следует также
иметь в виду, что температура охлаждающей воды
для большинства ГРЭС будет постепенно нарастать
и что со временем найдут применение турбины для
рк = 6,5 кПа, а это позволит значительно повысить
их мощность.
Принципиально новый мощностной ряд целесо-
образно выбирать исходя из принципа удвоения
мощности, т. е. ставить задачу о создании блоков
2500—3000 МВт. Решение этой проблемы потребует
обширных научных исследований и проектных ра-
бот, а также подготовки производства в области
турбин, котлов и генераторов. Выполнение этих ра-
бот потребует длительного времени. Для такого
крупного шага необходимо пересмотреть как пара-
метры пара, так и принципиальную структуру энер-
гетической установки. Можно ожидать, что в пер-
спективе паровая турбина войдет как составная
часть комбинированных установок (см. гл. XV).
Здесь рассмотрим лишь возможности дальнейшего
роста мощности турбин без принципиальных изме-
нений тепловой схемы и параметров пара.
В настоящее время имеются предварительные
проектные разработки турбин мощностью 2000—
2400 МВт, которые позволяют судить об их пер-
спективности.
При решении этой проблемы выбор частоты
вращения турбогенератора — центральный вопрос.
При мощности свыше 2000 МВт по общим экономи-
ческим показателям и по Надежности тихоходные
турбины могут конкурировать с быстроходными.
К- п. д. ЦВД тихоходной турбины приблизительно
такой же, как быстроходной, так как в последней
уже требуется двухпоточный ЦВД и, следовательно,
нет заметного выигрыша от увеличения длин лопа-
ток. Эти соображения в еще большей мере относятся
к ЦСД. В тихоходной турбине ЦНД может в прин-
ципе из-за меньших выходных потерь иметь более
высокий к.и.д., чем в быстроходной, или в ней
можно существенно уменьшить число цилиндров.
Решение же проблемы быстроходной турбины за
счет увеличения числа ЦНД приводит к слишком
длинному валопроводу, в котором легко возбуж-
даются вибрации. Если же ограничить число ци-
линдров, то единственный путь повышения мощно-
сти— увеличение площади S, сметаемой лопатками
последней ступени. Эта площадь пропорциональна
6(2/2 или «2/2- По соображениям аэродинамики по-
тока коэффициент веерности di ограничен (в на-
стоящее время — не менее 2,5). Приняв этот коэф-
фициент постоянным, найдем, что для заданной ча-
стоты вращения S~u2. Для этих условий при за-
данном рк расход пара ЦНД, а следовательно,
и предельная мощность турбины пропорциональны
квадрату окружной скорости последнего РК- Уже
сейчас в турбине К-1200-240 ЛМЗ ц2 = 471 м/с
(и" = 660 м/с), и у периферии окружная скорость
значительно превосходит звуковую. Все же не ис-
ключена возможность ее дальнейшего повышения.
Если сохранять потерю выходной кинетической
энергии и в то же время увеличивать окружную
скорость, то получаются малые углы р* , что может
вызвать затруднения в проектировании меридио-
нального сечения проточной части последних ступе-
ней и прочной лопатки у периферии РК. В таких слу-
чаях встает вопрос об увеличении выходной скоро-
сти, несмотря на повышение выходных потерь. Это,
однако, возможно лишь до какого-то предела, так
как из-за больших потерь невозможно допустить
движения со сверхзвуковыми скоростями в выход-
ных патрубках, имеющих неблагоприятную аэро-
динамическую форму.
При проектировании быстроходных турбин мощ-
ностью 2500—3000 МВт встречаются также трудно-
сти в проектировании ЦВД и особеннно ЦСД из-за
больших длин лопаток и размеров роторов.
Двухвальные быстроходные турбины открывают
путь к значительному повышению «предельной
мощности» при сохранении высокой экономичности
установки за счет увеличения числа унифицирован-
ных ЦНД и ЦСД. Особого внимания заслуживает
также проблема двуъярусных ступеней.
В связи с трудностями проектирования быстро-
ходной турбины мощностью 2000 МВт и более вы-
двигается как альтернатива тихоходная турбина.
Основные недостатки последней: большая масса
и размеры основных деталей, что ухудшает тепло-
вое состояние цилиндров, а также создает трудно-
сти транспортирования, монтажа и ремонта, повы-
шает стоимость строительных работ на ЭС. Однако
имеется граница мощности турбины, за которой при
располагаемых технических средствах тихоходная
турбина обладает преимуществом по сравнению
с быстроходной. Для сравнительной оценки турбин
этих типов рассмотрим некоторые их проектные ва-
рианты.
79
Проектные варианты турбины 2000 МВт при л =
= 3000 об/мин. В ЦКТИ [26] были выполнены ис-
следовательские разработки быстроходной турбины
К-2000-240/3000 для параметров пара 23,5 МПа
и 838/838 К- Этот проект базировался на применяе-
мых в настоящее время параметрах пара. Темпера-
тура охлаждающей воды принималась 293 и 298 К.
Тепловая схема блока считалась такой же, как в со-
временных турбинах типа К-1200-240.
Механические свойства материалов ко времени
осуществления проекта предполагались на 15—
20% выше, чем в настоящее время. Предполагалось
также, что будут освоены поковки из хромистых
нержавеющих сталей массой 60—100 т для роторов
высокого и среднего давлений и что будут изготов-
ляться роторы без центральных отверстий. Допуска-
лось, что окажется возможным применение поковок
из нержавеющих мартенситостареющих сталей
с пределом текучести 1200—1400 МПа и массой до
15 т. Для рабочих лопаток из титана был выбран
предел текучести до 900 МПа. В основном же про-
ект был ориентирован па уже достигнутый уровень
механических свойств применяемых турбинных ма-
териалов и на подтвержденные опытом запасы
прочности.
Главные черты проекта: малое число ступеней
в однопоточных ЧВД и ЧСД (4 и 5) за счет боль-
ших окружных скоростей (диаметры роторов по
корневым сечениям d' = 1400 мм); размещение
в одном цилиндре ЧВД и ЧСД; применение для по-
следней ступени ЦНД лопатки длиной /2 = 1200 мм
при диаметре dz = 3000 мм (22^ = 90,4 м2); проти-
водавление рк = 5,2 кПа; разделительное давление
между цилиндрами 0,7 МПа. При этих условиях
турбина получилась пятицилиндровой с восемью
выходами из ЦНД с общим числом ступеней 49
и с центральным расположением ЦВД.
Общий расход пара G = 6500 т/ч. Из-за высо-
кого противодавления получился большой удельный
расход пара каждым выходом ЦНД — 45 т/(м2-ч),
тогда как в турбине К-1200-240 — около 32 т/(м2-ч)
при Рк — 3,6 кПа. Выходная кинетическая энергия
Лс2= 43 кДж/кг ( — 10 ккал/кг) и Afc2z= 0,85. Эта
выходная потеря предельно высока. Внутренний
к. п. д. ЧВД и ЧСД можно принять 0,89, а низкого
давления — 0,83. Мощность ЧВД около 700 МВт,
ЧСД около 600 МВт и ЧНД 8X105 МВт (общая
внутренняя мощность 2140 МВт). ЧВД и ЧСД раз-
гружены думмисами от осевого давления.
Совмещенный ЦВД—ЦСД расположен в центре
агрегата, а с двух сторон от него — по 2 ЦНД. По
сравнению с обычным расположением цилиндров
это уменьшает относительные тепловые расширения
и снижает диаметр шейки упорного подшипника,
помещенного со стороны ЧВД, что дает возможность
достигнуть приемлемой окружной скорости в этом
подшипнике. Кроме того, уменьшается размер пере-
пускных труб благодаря разветвлению потока сразу
за ЧСД. Улучшается также низкочастотная вибра-
ционная характеристика РВД, так как у него от-
сутствует свободная шейка со стороны переднего
подшипника.
По сравнению с турбиной К-1200-240 большим
усилиям подвергаются шейки роторов (рассчиты-
ваются на четырехкратный крутящий момент
в случае короткого замыкания). Для них приме-
нены роторные вставки с фланцевыми соедине-
ниями, выполненные из особо прочного материала
80
(мартенситостареющая сталь). Диаметры шеек не
превышают 600 мм.
Напряженность корпусов и элементов статора
не превосходит допускаемых величин в уже дейст-
вующих турбинах. Лопатки, хвостовые соединения
(елочного типа), тело ротора — предельно напря-
жены, особенно в области высокой температуры
в ЧСД, т. е. в зоне первой ступени; ротор может
быть выполнен из стали Р2М с запасом по пределу
текучести 1,25. Расчет велся в предположении ра-
боты в течение 100 000 ч. Изготовление поковок из
хромистых нержавеющих сталей увеличит долговеч-
ность роторов.
Длина турбины 49 м, она лишь немного больше,
чем длина турбины К-1200-240.
Разработаны новые варианты соединения ЦНД
с конденсатором и фундаментом: наружный корпус
представляет собой тонкостенную оболочку, и он не
служит базой для центровки внутреннего корпуса,
связанного через раму непосредственно с фунда-
ментом.
Удельная металлоемкость турбины без конден-
сатора по предварительным расчетам около
1,3 кг/кВт против 1,6 кг/кВт для К-1200-240 (при
рк = 4 кПа).
Переход от К-1200-240 к данной турбине прине-
сет экономию капиталовложений для станций ЕЕЭС
по блочной составляющей 5,3 руб./кВт, а с учетом
укрупнения ЭС до 8000 МВт — 7,3 руб./кВт; те же
цифры для ОЭС Сибири — 6,1 и 10,3 руб./кВт; эко-
номия приведенных затрат соответственно для
ЕЕЭС — около 0,13 и 1,35 руб./ (кВт - год) и для ОЭС
Сибири — 0,59 и 4,1 руб./(кВт-год). Эта предпола-
гаемая экономия оправдывает большие усилия и за-
траты, связанные с переходом к следующей ступени
мощности блоков, но при безусловной надежности
всего оборудования.
Проектные варианты турбины мощностью более
2000 МВт при п=1500 об/мин. Для АЭС выпус-
каются турбины мощностью 500 и 1000 МВт, рабо-
тающие при 1500 об/мин. Произведены громадные
затраты, связанные с изготовлением для этой цели
крупнейших изделий, вызвавших необходимость не
только сооружения новых турбинных цехов, но и пе-
рестройки металлургической промышленности, об-
служивающей турбинные заводы. Благодаря этому
вкладу в промышленность сейчас возможно реше-
ние проблемы дальнейшего развития сверхмощных
турбин на широкой основе с использованием как
быстроходных, так и тихоходных турбин в зависи-
мости от их экономических показателей и степени
надежности.
В ЦКТИ были выполнены под руководством
Л. Д. Френкеля проектные разработки турбины
мощностью 2000 МВт при 1500 об/мин, которая рас-
сматривалась вместе с быстроходной турбиной как
альтернативное решение. Мощность 2000 МВт на-
ходится вблизи границы возможности выполнения
быстроходной турбины, и это делает сравнение
проектов интересным, хотя это условие не в пользу
варианта тихоходной турбины.
Начальные параметры пара 23,5 МПа, 833/838 К;
противодавление 5,9 кПа. Конечная температура
питательной воды /п. в = 543 К. Проточная часть
размещена в однопоточном ЦВД (12 ступеней)
мощностью около 710 МВт, двухпоточном ЦСД
(2x8 ступеней) и в трех ЦНД (2X6 ступеней)
мощностью 2X127 МВт. Общее число ступеней 64.
Базой для проектирования проточной части ЦНД
послужила ступень с лопаткой /2= 1400 мм, =
= 4100 мм, di — 2,93 и S = 18 м2. Удельный расход
пара последним РК — около 33 т/(м2-ч). Давление
за ЦВД составляет 3,6 МПа, за ЦСД 0,37 МПа.
К- п. д. ЧВД и ЧСД по расчетам около 0,89,
а для ЧНД 0,85. Их высокие значения достигаются
в основном за счет меньших выходных потерь за
каждой последней ступенью в цилиндрах, особенно
в ЦНД, где на расчетном режиме /гС2~20 кДж/кг,
что приблизительно в два раза ниже, чем эти по-
тери в быстроходной турбине. При этих условиях
получается удельный расход теплоты лишь немно-
гим меньше, чем для ПТУ с турбиной К-1200-240.
Трудная задача — конструирование роторов вы-
сокого и среднего давлений, в которых местные тем-
пературы превосходят 803 К и напряжения в рас-
точке достигают 170 МПа. В наиболее нагретых ме-
стах ротор охлаждается паром, взятым до первого
перегревателя. При охлаждении этих мест на 25—
30 К можно применять жаропрочные перлитные
стали. Средние диаметры РВД выбраны 1800—
1970 мм при длине первой и последней рабо-
чих лопаток приблизительно 100 и 300 мм, а те же
размеры РСД равны 2315—2770 мм и РЛ—
150 и 410 мм. Роторы ЦВД и ЦСД — сварные, ба-
рабанного типа. РВД весит около 65 т, а РСД —
около 110 т.
В ЦНД последняя ступень сравнительно мало
напряжена. Ее рабочая лопатка по размерам да-
лека от предельной, напряжения в корневом сече-
нии — от изгиба средней величиной ПАС о-и =
= 23МПа (с учетом перепада давления 29 МПа).
Для материала с пределом текучести <то,2~64ОМПа
коэффициент запаса прочности в роторе &т~2,8. Все
эти напряжения значительно меньше, чем в быстро-
ходных турбинах такой же мощности.
Масса РНД составляет 145 т; пк = 2820 об/мин.
Общая масса турбины — около 3100 т. Длина тур-
бины— около 56,5 м.
Сравнение тихоходных и быстроходных турбин.
Изучение проектов быстроходных и тихоходных
турбин приводит к заключению, что турбина
К-2000-240 может быть выполнена того и другого
типов. По к. п.д. оба типа турбин не должны зна-
чительно различаться.
Обе турбины спроектированы пятицилиндро-
выми. При этом вес быстроходной турбины (без
конденсатора) получился меньше тихоходной более
чем на 20%. Но тихоходную турбину возможно вы-
полнить с длиной последних лопаток 1600 мм
и даже более при di~3, а тогда ометаемая площадь
последнего РК будет 27 м2, что в 1,5 раза больше
принятой в проекте и в 2,4 раза превосходит ту же
площадь в быстроходной турбине с последней ло-
паткой длиной 1200 мм. При этом в тихоходной
турбине сократится число ЦНД, и она станет более
конкурентоспособной. '
В проекте тихоходная турбина примерно на 6,5м
длиннее и несколько шире, чем быстроходная (ши-
рина определяется размером выходного патрубка
ЦНД).
Среди положительных факторов тихоходной тур-
бины отметим: низкие окружные скорости и напря-
жения в РНД, жесткие и сравнительно тяжелые ро-
торы. Последнее облегчает устранение низкочастот-
ной вибрации. Но все же эти достоинства нельзя
признать решающими при рассмотрении турбины
мощностью 2000 МВт. Преимущества тихоходной
турбины можно было бы выявить при значительно
большей мощности и при оптимальных числе и раз-
мерах ЦНД.
IV.4. НАПРАВЛЕНИЯ РАЗВИТИЯ
ЗАРУБЕЖНЫХ ТУРБИН ДЛЯ ТЭС
На развитие ТЭС большое влияние оказывает
планируемое строительство АЭС, так как послед-
ние проектируются, в основном, как базовые, а для
работы ТЭС отводится область переменного гра-
фика нагрузки. Это изменяет расчетное число часов
использования ТЭС и требования к их маневренно-
сти. Влияние атомной энергетики на развитие ТЭС
усиливается по мере снижения цен на атомное и их
роста на органическое топливо. В тех странах, где
АЭС особенно перспективны, ослабевает интерес
к принципиально новым техническим решениям
применительно к специфическому оборудованию
ТЭС, если их реализация требует больших капита-
ловложений и длительных сроков. В сложной эко-
номической обстановке длительность периода до-
водки нового оборудования и затраты на нее иг-
рают большую роль.
Заметно влияют на планы строительства ТЭС их
мощность, стоимость, сроки ввода в эксплуатацию,
а также возрастающие требования по охране окру-
жающей среды. Достаточное удаление серы на
ТЭС пока не обеспечивается, что сужает ассорти-
мент топлив. Ограничение температуры воды в ре -
ках и озерах сказывается на экономических показа-
телях ТЭС.
Все эти факторы отражаются на числе часов ис-
пользования оборудования (часто принимается
4500 ч/год), на сроках его эксплуатации (до 30 лет)
и окупаемости (около 10% в год). Планируемые
методы использования оборудования и рентабель-
ность капиталовложений оказывают решающее
влияние на выбор параметров пара и типа энерге-
тического оборудования.
Укрупнение оборудования. В этих условиях все
же сохранилась общая тенденция к укрупнению
как базового, так и полупикового оборудования, но
с ограничениями. В США и в других странах мощ-
ность турбин на ближайший период не планируется
более 1300—1500 МВт, хотя технически ее можно
было бы повысить до 2000 МВт и более. Отме-
чается, что коэффициент использования оборудова-
ния с повышением мощности снижается [33]. Круп-
ные энергоблоки для ТЭС в США планируются на
1976—1985 гг. преимущественно мощностью 500—
800 МВт, но предвидятся заказы и более мощных
блоков.
Можно согласиться с тем, что к концу века бу-
дет техническая возможность повысить единичную
мощность турбин до 4000—5000 МВт [32]. Но эко-
номическая целесообразность таких установок не
доказана. Кроме того, предвидятся препятствия,
связанные с охраной окружающей среды. Вопрос
о дальнейшем укрупнении турбин для ТЭС тесно
связан с решением этой же проблемы для АЭС.
Параметры пара. Наблюдается стремление ве-
дущих фирм к упрощению и удешевлению конструк-
ций даже за счет некоторого снижения тепловой эф-
фективности оборудования. Доля оборудования на
закритические параметры пара снижается, а преоб-
ладает начальное давление пара 16—18 МПа,
особенно в полупиковых установках. В меньшем
11 Зак. № 50
81
количестве выпускаются полупиковые блоки для
ра =134-14 МПа и еще реже — для ра = 8-410 МПа.
Наиболее распространенные температуры после
первичного и вторичного перегревов пара равны
813/813 К, а для докритических параметров — также
798/798 К- Для полупиковых ПТУ упрощенного типа
при ро = 8-410 МПа температура пара снижается
до 773—783 К- Встречается и более высокая темпе-
ратура пара: в Великобритании, например, на ТЭС
«Дидкот» она равна 841/841 К при р0 = 17 МПа.
Характерно значительное повышение противо-
давления даже при одинаковой t0, в. Крайне редко
выбирается рк<3,5кПа, чаще всего рк = 8-410 кПа
и в отдельных случаях до 14 кПа. Преобладает
охлаждение воды в градирнях и озерах, гораздо
реже используется речная вода и еще реже — оке-
анская.
Рис. IV.5. Схемы потоков в зарубежных турбинах
Быстроходные турбины. Поставленной цели
снизить стоимость турбин наилучшим образом отве-
чают быстроходные одновальные турбины
(рис. IV.5) с максимально возможной длиной по-
следних лопаток. Ведущие фирмы, по мере накоп-
ления опыта и доводки таких лопаток до безуслов-
ной надежности, постепенно увеличили их длину до
1000 мм и несколько выше при п = 3000 об/мин.
Имеется тенденция в ближайшее время повысить
этот размер до 1200—1300 мм. Это открывает путь
к сокращению числа ЦНД (наиболее дорогой части
мощных турбин) и снижению стоимости всей уста-
новки. Цель можно достигнуть, если хорошо отра-
ботана технология изготовления уникальных лопа-
ток и предвидится их выпуск в достаточном для
рентабельности количестве. Вместе с увеличением
размеров последних РК уменьшается число ступе-
ней в ЦНД, что также уменьшает длину турбины.
В некоторых новых проектах длина турбины сокра-
щена на 5,5 м по сравнению с прототипом (главным
образом благодаря повышению рк).
82
Фирмой ВВС [32] с 1972 г. было выпущено пять
двухвальных турбин К-1300-247 для 3600 об/мин
обоих валов. Последние РЛ этих турбин имели
длину 760 мм при окружной скорости у периферии
п^=650 м/с. Положительный опыт эксплуатации
турбин с этим РК послужил основанием для разви-
тия быстроходных турбин для ТЭС и АЭС (см.
п. VII.6).
Размещение подшипников. Тем же задачам от-
вечает сокращение числа подшипников в мощных
турбинах. Установка одного подшипника между ци-
линдрами практиковалась с давнего времени. Сей-
час же по этой схеме выполняются валопроводы са-
мых мощных турбин. Например, фирма ВВС выпус-
кает быстроходные четырехцилиндровые турбины
мощностью до 1000 МВт с пятью опорными подшип-
никами (один подшипник также между ЦНД и ге-
нератором). Такой же практики придерживаются
фирма «Альстом» и др. Сокращение числа подшип-
ников дает возможность существенно уменьшить
длину турбины. В связи с большими нагрузками,
особенно при уменьшении числа опор, находят ши-
рокое применение сегментные подшипники, хорошо
зарекомендовавшие себя в длительной эксплуата-
ции. Фирма ВВС применяла трехсегментные под-
шипники при диаметре до 900 мм [32].
В стремлении уменьшить длину турбины япон-
ская фирма «Тошиба» в ПТУ с ПП совмещала ЦВД
и ЦСД при центральном подводе первичного и вто-
ричного пара. Та же фирма в турбинах мощностью
125 МВт выполняла каналы, подводящие пар
к ЦНД непосредственно в его корпусе. Общий опор-
ный подшипник между цилиндрами помещался
внутри выходного патрубка. Внешние уплотнения
выполнялись комбинированными — лабиринтно-гид-
равлическими.
В мощных турбинах большинство фирм приме-
няет жесткие муфты, поскольку при больших крутя-
щих моментах гибкости соединений не удается до-
стигнуть. Валопровод с жесткими муфтами пред-
ставляет единый сболченный ротор с одним упор-
ным подшипником. Во избежание больших осевых
сил, передаваемых на подшипник, многие фирмы от-
дают предпочтение двухпоточным конструкциям
даже в тех случаях, когда возможно выполнение
однопоточных ЦВД и ЦСД.
Конструирование фундаментов, сохраняющих
центровку турбин и демпфирующих колебания,
было предметом исследования всех ведущих фирм,
выпускающих мощные паровые турбины. С этой
целью устанавливались пружинные виброизоляторы
между верхней плитой и капителями несущих ко-
лонн. Это давало возможность облегчить нижнюю
часть фундамента, уменьшить его осадку под дей-
ствием вибрации и приблизить к турбине блочный
щит.
Конденсаторы и РППВ. Конденсаторы приме-
няются подвального типа, хотя многие фирмы (GE,
«Венстингауз», «Парсонс») имели положительный
опыт эксплуатации боковых конденсаторов. Выби-
рается как продольное (США, Англия, ФРГ), так и
поперечное (ФРГ, Франция) расположение конден-
саторов. В последних проектах применялись секци-
онные конденсаторы с расположенными в них ПНД
[31]. Для удаления воздуха широко используются
вакуумные насосы.
Температура питательной воды изменяется
в широких пределах (506—558 К). Нижний предел
характерен для дешевых ПТУ полупикового типа
с минимальным числом ПВД. В некоторых проек-
тах число ПВД уменьшается (на один-два) по
сравнению с прототипом.
Питательный турбонасос чаще всего приме-
няется один с производительностью 100%, а в США
в последнее время — также два насоса производи-
тельностью по 50%. Для блока с турбиной ВВС
1300 МВт мощность питательного насоса — 46 МВт.
Применяются, но не всегда, пускорезервные элек-
тронасосы, один или два, производительностью
около 20%.
Общая тенденция к снижению капиталовложе-
ний отражается на выборе вакуума и тепловой
схемы. Например, в новой крупной серии турбин
фирмы «Альстом» мощностью 700 МВт для пара-
метров пара ро=16,3 МПа, % = 813 К и %. п =
= 813 К давление в конденсаторе повышено до
5,5 кПа, а температура питательной воды снижена
до 518 К; в результате этих упрощений расход теп-
лоты повысился на 4% по сравнению с высокоэко-
номичными турбинами той же фирмы мощностью
600 МВт предыдущей серии [4].
Для высокоэкономичных турбин достигнуты хо-
рошие показатели тепловой экономичности. Напри-
мер [4], для турбин фирмы «Альстом» мощностью
600 МВт для параметров пара р0 = 16,3 МПа, to —
= 838 К, tn. п = 547 К и рк = 3,2 кПа по результа-
там гарантийных испытаний qc, ==7680 кДж/(кВтХ
Хч) [1832 ккал/(кВт • ч)]. Минимальный удельный
расход теплоты этих турбин относится к нагрузке
~90% от номинальной, а в диапазоне нагрузок
80—100% удельный расход теплоты возрастает
всего лишь на ±0,1% и при 70% возрастает на
0,3%. При половинной нагрузке тепловая экономич-
ность снижается на 1,6—2,8%.
Модернизация турбин также следует общей тен-
денции сокращения капиталовложений, особенно
при достаточно больших резервах и ожидаемом
развитии АЭС.
ГЛАВА V
ТУРБИНЫ для ПОКРЫТИЯ ПОЛУПИКОВОЙ И ПИКОВОЙ НАГРУЗОК
В современных энергосистемах большинство па-
ротурбинных блоков вынуждены работать по ме-
няющемуся графику нагрузки. При резкоперемен-
ных нагрузках и частых остановках не рассчитан-
ные на такие условия эксплуатации блоки теряют
в экономичности и долговечности. Чтобы избежать
повреждений ценного оборудования, выгодно иметь
в энергосистеме определенную часть установленной
мощности в качестве специальных маневренных
блоков. Маневренным будем называть оборудова-
ние, рассчитанное для следующих условий: для ра-
боты в широком диапазоне нагрузок при резкопе-
ременных режимах; для частых и быстрых остано-
вок и пусков, требующих небольших расходов
топлива, и с высокими темпами нагружения и раз-
грузки; для длительной работы при малых на-
грузках и на холостом ходу; для работы с пере-
грузкой.
Вышеизложенными маневренными качествами
должны обладать как турбина, так и парогенератор
[1, 4, 5, 11].
Решение такого комплекса задач всегда связано
с нанесением некоторого ущерба тепловой эконо-
мичности агрегата, а эксплуатация в указанных усло-
виях — с повреждаемостью оборудования. Поэтому
маневренные блоки имеют при нормальной нагрузке
повышенный расход теплоты , который долже н оку -
паться за счет быстроты маневрирования и пони-
женной стоимости оборудования.
Вместе с тем годовая нагрузка маневренных
блоков сравнительно велика, и поэтому поставлен-
ная задача должна решаться за счет лишь неболь-
шого снижения тепловой экономичности. Меры же
к сохранению достаточного уровня к. п.д. уста-
новки, в свою очередь, отражаются на стоимости
оборудования и, следовательно, на требовании
к его долговечности. Все эти взаимосвязанные
задачи крайне осложняют формулирование тре-
бований к оборудованию и решение проблемы
в целом.
V.I. ТРЕБОВАНИЯ К МАНЕВРЕННЫМ ТУРБИНАМ
На экономические показатели ПТУ решающее
влияние оказывает годовое число часов ее работы.
Поэтому следует особо рассматривать ПТУ, рассчи-
танные на 3000—4000 ч и на 1000—2000 ч работы
в год—полупиковые и пиковые ПТУ.
Полупиковые ПТУ. Разгрузка блоков на 30—
40% существенно снижает их экономичность
(рис. V.1) [17]. Если вся полупиковая нагрузка по-
Рис. V.I. Экономичность бло-
ков при частичных нагрузках
/ — расчетные условия; 2— эксплу-
атационные условия
крывается блоками на сверхкритические параметры
пара, то перерасход условного топлива за тц часов
ночного минимума
ДЙЬ
где А61 — увеличение удельного расхода топлива
при прохождении минимума нагрузки системы Amin-
Специальные маневренные блоки, предназначен-
ные для ежесуточных остановок, должны проекти-
роваться так, чтобы во время остановки происхо-
дили как можно меньшие изменения теплового со-
стояния агрегата (медленное выравнивание темпе-
ратур) и чтобы пуск его происходил быстро и с
небольшим расходом топлива. Вместе с тем, для
таких агрегатов, как имеющих годовую загрузку
3000—4000 ч, большую роль играет снижение капи-
таловложений. Поэтому естественно, что при но-
минальной нагрузке специальные маневренные
11*
83
блоки могут иметь удельный расход топлива на
величину ЛЬ2 большую, чем блоки, вытесняемые
ими в базовую часть графика.
За время т2 часов прохождения полупиковой на-
грузки в течение суток перерасход топлива в ре-
зультате подключения маневренных блоков со-
ставит
AB2 = A62(7Vmax-Afmln)T2,
где А^щах — максимальная мощность полупиковой
части графика.
Кроме того, будут дополнительные затраты топ-
лива АВЭ из-за остановки и пуска блоков. Без учета
капитальных затрат применение специальных ма-
невренных блоков выгодно при условии
дв2+дв3<дд
или
т2 Д&2-|-Д&3<Т1 &bikl(l — k),
где k = Nmin/l^max — коэффициент неравномерности
полупиковой части графика; Д63 = ДВ3/ (Nmax —
— Mnin). Последнее неравенство определяет требо-
вания к удельному расходу теплоты и пусковым по-
терям маневренного агрегата. Задача усложняется,
если учитывать также капиталовложения, играю-
щие важную роль в решении проблемы.
Из этого упрощенного анализа следует, что эф-
фективность специальных блоков растет с увеличе-
нием продолжительности ночного минимума щ
и с уменьшением времени прохождения полупико-
вой части графика т2. Из рис. V.1 также следует,
что с уменьшением коэффициента неравномерности
нагрузки k в полупиковой части графика повы-
шаются требования к экономичности полупикового
блока.
Согласно исследованиям, выполненным в ЦКТИ
и ЛИИ применительно к существующим и вновь
проектируемым блокам, с учетом расхода топлива
на запуск ПТУ повышенной маневренности в коли-
честве ~200 г/кВт к. п.д. полупиковой установки
должен находиться на уровне 36%. Поэтому полу-
пиковые ПТУ выполняются и проектируются на
высокие параметры пара. Вместе с тем, может ока-
заться выгодным использование мощных блоков
даже сверхкритического давления для работы в по-
лупиковой части графика нагрузки при малом ко-
эффициенте его неравномерности.
Таким образом, при проектировании всех мощ-
ных ПТУ необходимо ставить как важнейшую за-
дачу повышения их экономичности при сниженных
нагрузках и улучшения их маневренных качеств.
К последним относится также способность блока
к быстрому набору нагрузки в соответствии с гра-
фиками утренней нагрузки. При имеющихся ограни-
чениях в скорости набора нагрузки блоками прихо-
дится их нагружать с опережением по сравнению
с требованиями потребителей за счет некоторой
разгрузки других блоков или даже временного по-
вышения частоты в сети. Работа блока при скользя-
щем давлении пара — одна из возможностей повы-
шения его экономичности и маневренности.
Из сказанного следует, что для всех вновь про-
ектируемых и модернизируемых блоков необходимо
иметь в виду, что они со временем будут работать
не только в базовых частях графиков нагрузки, но
также в полупиковых, а в исключительных случаях
и в пиковых зонах.
84
Даже в том случае, если в энергосистемах будет
работать значительное число специально спроек-
тированных маневренных паротурбинных блоков,
наступит момент, когда блоки, предназначенные,
в основном, для нанесения базовой нагрузки, будут
вытеснены более совершенными агрегатами в об-
ласть полупиковой части графика нагрузки. Это тем
более закономерно, что для блока, проработавшего
длительное время при высоких параметрах пара,
моторесурс может быть значительно продлен при
его эксплуатации на несколько пониженных пара-
метрах пара.
Следует также иметь в виду, что для оборудо-
вания, назначение которого — нести полупиковую
нагрузку, к тепловой экономичности предъявляются
меньшие, а к снижению удельной стоимости боль-
шие требования, чем для базовых агрегатов. К тому
же, из-за быстрого роста мощностей и объема работ
по модернизации огромного парка турбин все более
важными становятся вопросы сроков ввода в экс-
плуатацию оборудования и его поставки энергома-
шиностроительными заводами. Поэтому следует
ожидать более жестких требований к моторесурсу
турбин. В этом свете поступенчатое использование
оборудования для работы в различных частях гра-
фика нагрузки имеет принципиальное значение.
Для поступенчатого перевода агрегата в другое
качество особые преимущества дает регулирование
на скользящем давлении. Стареющее, но все еще
очень ценное оборудование наилучшим образом мо-
жет быть использовано для указанной цели, если
уже в процессе его проектирования руководство-
ваться принципами наименьшей повреждаемости
основного оборудования во время эксплуатации
в базовой части графика нагрузки и вместе с тем
предусматривать в отдаленном будущем использо-
вание этого оборудования в качестве высокоманев-
ренного, работающего при пониженных начальных
параметрах пара и, возможно, при несколько худ-
шем вакууме.
При такой постановке задачи для нового базо-
вого оборудования необходимо до минимума сокра-
щать число пусков и остановок, выполнять их
в замедленном темпе, работать, по возможности, на
скользящем давлении с минимальными колеба-
ниями температуры при изменениях нагрузки, как
можно реже допускать режимы в области, где при-
меняется качественное регулирование, используя
эти режимы лишь как перегрузочные в аварийных
ситуациях.
Во время проектирования турбин эти идеи дол-
жны воплощаться в конструкции, допускающей
к определенному сроку перевод блоков на работу
с пониженной температурой и с полным использо-
ванием перегрузочных клапанов для получения
нужного расхода пара. При этом уже в процессе
проектирования должен предусматриваться ряд уст-
ройств, которые будут вводиться в процессе модер-
низации турбин .Среди них в качестве примеров от-
метим нижеследующие: небольшие изменения в про-
точной части, связанные с понижением начальной
температуры, и, возможно, давления пара; специ-
альные устройства для поддержания температуры
в отдельных отсеках турбины во время стоянки
и для установки дополнительной изоляции; усилен-
ная система влагоудаления в ЦНД за счет повы-
шенных отсосов пара во влагоулавливающих уст-
ройствах на режимах частичных нагрузок, особенно
опасных для эрозии РЛ; установка запорного ор-
гана между ЦСД и ЦНД, позволяющего организо-
вать прогрев ЦСД с подводом пара со стороны вы-
ходных патрубков; изменения системы автоматиза-
ции пусков турбины, специально предназначенные
для их ускорения и включающие усовершенствова-
ния, которые будут достигнуты к моменту перевода
блока на вторую ступень эксплуатации.
Таким образом, разграничивая функции базо-
вых и полупиковых паротурбинных блоков и при-
меняя поступенчатое их использование, можно со-
кратить первоначальные затраты на сооружение
и значительно продлить жизнь дорогого энергообо-
рудования, а также избежать излишних строитель-
ных, монтажных и наладочных работ, связанных
с вводом нового оборудования. В то же время ука-
занные выше принципиальные усовершенствования,
касающиеся специальных маневренных свойств
установок, будут вводиться на техническом уровне,
достигнутом к моменту перевода блока на вторую
ступень.
Пуски и остановки. Наиболее сложное требова-
ние— 250—300 ежегодных пусков и остановок. По-
давляющее число остановок приходится на ночь
с простоем 6—8 ч, после чего турбина остается еще
горячей. Время выхода из такого состояния на но-
минальную частоту вращения должно быть около
3 мин, а скорость набора нагрузки — 5% в минуту,
т. е. 20 мин до полной мощности.
Остановка на выходные дни продолжается 60 ч,
после чего выход на номинальную частоту враще-
ния должен быть не более 15 мин с последующим
набором нагрузки 2% в минуту, т. е. 50 мин до
полной мощности.
В связи с этими требованиями все детали тур-
бин и паровпускные элементы должны быть рассчи-
таны на малоцикловую усталостную прочность
с учетом изменений их температур во время пуска
и остановки. Конструкции коробок стопорных и ре-
гулировочных клапанов, а также перепускных труб
должны обеспечивать при простоях блока до 50—
60 ч одновременное их остывание до температуры,
лишь немного отличающейся от температуры паро-
впускных частей ЦВД и ЦСД. После простоя 10 ч
не должен требоваться предварительный прогрев.
Пуск допускается при любом тепловом состоянии
турбины.
Эти сложные требования к пускам и остановкам
турбины вызывают необходимость выполнения на-
учных исследований для выяснения циклической
прочности в условиях чередования относительно
кратковременных перегрузок в диапазоне темпера-
тур 473—773 К со стационарной ползучестью. Не-
обходима также методика для оценки степени по-
вреждаемости после продолжительной эксплуата-
ции и для определения ресурса.
Особые условия работы маневренных блоков на-
кладывают отпечаток и на выбор вспомогательного
оборудования. Например, не обязательно иметь ре-
зервное вспомогательное оборудование, так как
профилактический ремонт можно производить во
время ежесуточных и еженедельных остановок. По
той же причине конденсатор может быть однопоточ-
ным, так как чистка трубок может производиться
во время остановок.
Начальные параметры пара. При конструирова-
нии маневренных турбин необходимо рассчитывать
температурные напряжения как в статоре, так и
в роторе с учетом различных свойств материалов,
из которых они изготовлены. Если запасы прочно-
сти для ротора принять ka = 3, а для статора
ka = 2, то при современных материалах для обеспе-
чения равных запасов по долговечности можно допу-
стить приблизительно одинаковые перепады темпе-
ратур в роторе и статоре. Для обычной конструк-
ции ротора с большим думмисом лимитирующие
напряжения оказываются в роторе. При этом тол-
щина стенки цилиндра перестает играть ограничи-
вающую роль в показателях маневренности тур-
бины, а тогда значительное снижение начального
давления не дает существенных преимуществ. В та-
ких случаях для турбин можно выбирать началь-
ное давление 17 вместо 13 МПа, поднимая их тепло-
вую экономичность.
С целью повышения маневренных качеств тур-
бин параметры пара обычно выбирают докритиче-
скими, что дает возможность упростить условия ра-
боты парогенератора, а также уменьшить массы
трубопроводов и ЦВД турбины. В стремлении под-
держать на высоком уровне тепловую экономич-
ность установки обычно для мощных полупиковых
ПТУ выбирают начальное давление 13—17 МПа.
Переход к начальному давлению 16—17 МПа
приносит существенную экономию. Еще большее
влияние оказывают температуры t0 и ta. п. Оптими-
зация по расчетным затратам приводит к парамет-
рам пара ~16 МПа и 783/783 К [5]. Но, если
учесть пусковые расходы топлива и амортизацию
от повышения давления, то параметры 13 и 16 МПа
оказываются приблизительно равноэкономичными.
На маневренные характеристики турбины боль-
шее, чем номинальное давление, оказывает влияние
температура первичного пара. Она пока не превос-
ходит 783—793 К, хотя за рубежом имеется тенден-
ция ее повышать (например, в Японии — до 830 К).
Для давления 13 МПа и выше обычно применяется
промежуточный прогрев пара также до темпера-
туры 783—793 К- При выборе начальной темпера-
туры необходимо учитывать как главный фактор —
отсутствие аустенитных сталей в основных деталях
парогенератора и турбины, особенно же — сочета-
ния сталей перлитного и аустенитного классов,
имеющих различные коэффициенты теплового рас-
ширения; только при соблюдении этого условия
можно ожидать хороших маневренных характери-
стик блока, если, конечно, применяются надлежа-
щие конструкции сильно нагретых частей.
Исходя из всех указанных факторов, влияющих
на выбор начальных параметров пара, в отечествен-
ном турбиностроении пока придерживаются давле-
ния 12,7 МПа и температур пара 783 К, хотя по ус-
ловиям работы турбины вполне можно было бы до-
пустить ро— 16-5-17 МПа и /о~793К- Заметим
также, что широкое применение методов охлажде-
ния роторов и статоров [10, 13] и, где требуется,
способов поддержания заданной разности темпера-
тур радикально изменяет тепловое состояние турбин
и открывает путь как к улучшению маневрен-
ных качеств турбины, так и к увеличению началь-
ных параметров. Во всяком случае уже сейчас име-
ется полная возможность проектировать турбину
так, чтобы она не была элементом, лимитирующим
время пуска блока.
Противодавление.Выбор вакуума и допустимой
выходной кинетической энергии потока из послед-
ней ступени турбины должен быть подчинен
85
требованию высокой экономичности установки и
подлежит строгому обоснованию. Этот вопрос отно-
сится к числу важнейших, так как к полупиковым
блокам предъявляются высокие экономические тре-
бования. С этой точки зрения увеличение числа
ЦНД может себя вполне оправдать.
Согласно данным [5], для полупикового блока
при t0. в = 287 К, оптимальное рк~6 кПа. Но необ-
ходимо считаться с тем, что все чаще будет приме-
няться система охлаждения с градирнями при t0. Е~
— 293 К и выше. В таких случаях противодавление
поднимается до 10 кПа и выше, что коренным об-
разом изменяет условия работы ЦНД и выбор их
числа.
Пиковая нагрузка. Иные условия необходимы
при эксплуатации для покрытия пиковой части гра-
фика нагрузки. Такие пики возникают дважды
в сутки, и продолжительность их 2—3 ч. За 8—10 ч
простоя турбина при надлежащих ее конструкции,
изоляции и пусковых устройств остывает незначи-
тельно и может сравнительно быстро пускаться
в ход. Однако парогенератор и трубопроводы осты-
вают гораздо быстрее. Расходы топлива на пуск
крупного высокотемпературного паротурбинного
блока весьма велики (на уровне 200 г/кВт). Кроме
того, достаточно быстрый пуск даже из горячего
состояния сопряжен с местными повышенными на-
пряжениями в корпусах и роторах как из-за их теп-
лового состояния, так и вследствие работы лопаточ-
ного аппарата и ротора в целом в условиях меняю-
щейся частоты вращения.
Но даже если бы удалось ослабить указанные
отрицательные явления, то все же осталось бы
главное препятствие: экономическая нецелесообраз-
ность использования весьма дорогого оборудования
в течение 1000—1500 ч в год. Для покрытия пико-
вой части графика нагрузки на первый план выдви-
гаются стоимость оборудования и затраты на со-
держание эксплуатационного персонала. В этом от-
ношении газовые турбины имеют несравненно луч-
шие показатели.
Стоимость установленного киловатта газовых
турбин при их серийном выпуске, по крайней мере,
вдвое меньше, чем паровых турбин. Их пуск и экс-
плуатация могут быть полностью автоматизиро-
ваны. Удельная численность обслуживающего пер-
сонала значительно меньше, чем для паротурбин-
ного блока, особенно при полной автоматизации
ГТУ. То же относится и к трудоемкости изготовле-
ния собственно энергетического оборудования, опре-
деляющего загрузку турбинных и котельных за-
водов.
Кроме газовых турбин для покрытия пиковой
нагрузки хорошие технические и экономические по-
казатели имеют аккумулирующие гидростанции
и установки с аккумуляторами воздуха.
Несмотря на высокие маневренные качества ука-
занных установок, в настоящее время все же вы-
двигается проблема создания пиковых ПТУ боль-
шой мощности.
V.2. ПРИНЦИПЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
ВЫСОКОМАНЕВРЕННЫХ ТУРБИН
Принципы конструирования цилиндров по суще-
ству сохраняются теми же, что для всех крупных
турбин на высокие начальные параметры пара
(гл. III).
86
В связи с большим числом пусков и остановок
значительно возрастает опасность повреждения де-
талей от малоцикловой усталости, особенно при
высоких температурах, порождающих остаточные
деформации в процессах ползучести во время ста-
ционарных режимов [3]. Перегрузки во время пуска
приводят к релаксации остаточных напряжений
и к последующему увеличению пластической дефор-
мации при стационарном режиме, что может приве-
сти к микротрещинам. Оценка допустимых напря-
жений производится линейным суммированием по-
вреждений металла от ползучести и малоцикловой
усталости.
Для устранения этой главной опасности наибо-
лее сильное средство — снижение температуры
ротора до уровня, при котором нет заметной ползу-
чести материала и который для применяемых мате-
риалов близок к 625 К. Этого реально можно до-
стигнуть методом «активного» (с пропуском охлаж-
дающего пара) и «пассивного» (без потока пара)
экранирования и охлаждения ротора паром по по-
верхностям диска и в хвостовых соединениях, ана-
логично методу охлаждения газовых турбин. Умень-
шение напряжений в паровых коробках и в цилинд-
рах достигается развитым экранированием их по-
верхностей для снижения разности температур по
толщине стенок. Для этого не всегда целесообразно
между экраном и поверхностью пропускать пар по-
ниженной температуры. Например, ЦКТИ рекомен-
дует [13] защищать внешнюю поверхность сопло-
вых коробок таким образом, чтобы она не омыва-
лась паром с температурой- более низкой, чем внутри
коробки.
Чтобы термические напряжения в нагретых ча-
стях цилиндров и роторов были невысоки, следует,
как указывалось, добиваться осесимметричных тем-
пературных полей в роторах и цилиндрах. Полный
подвод пара к регулировочной ступени и дроссель-
ное регулирование существенно облегчают решение
задачи. Но значительно лучше применять регули-
рование методом СД, так как при этом темпера-
тура пара и температурные поля в деталях тур -
бины почти сохраняются при изменении режима.
Благодаря этому скользящее давление не только
повышает тепловую экономичность ПТУ при час-
тичных нагрузках, но и существенно улучшает ма-
невренные свойства турбины. Регулирование ме-
тодом СД открывает возможность выбирать повы-
шенные начальные параметры пара, так как при
СД большую часть времени полупиковый блок ра-
ботает в области пониженного давления, т. е. при
сниженных напряжениях.
Наиболее рациональная конструкция ЦВД —
без горизонтального разъема. Этот принцип конст-
руирования блестяще себя оправдал в авиационных
газовых турбинах, к этому же, можно ожидать,
придет и стационарное паротурбиностроение после
освоения технологии и сборки таких цилиндров и
продления срока между ремонтами, требующими
вскрытия ЦВД. Сейчас же задача сводится к мак-
симальному смягчению вредного влияния фланцев
(см. п. III.5).
Асимметрия, вызываемая патрубками на цилин-
дре, может быть смягчена уменьшением их разме-
ров, например увеличением числа подводящих
труб, что также важно и для лучшей компенсации
тепловых расширений. По этим же причинам не-
желательно расположение клапанов на цилиндрах.
Особенно неблагоприятные условия создаются при
помещении на ЦВД обводного клапана, при откры-
тии которого создаются местные повышенные тем-
пературы. В принципе было бы полезно подводить
к цилиндру пар тангенциально трубами небольшого
диаметра с устранением, по возможности, сильных
завихрений потока в цилиндре. Вредное влияние
оказывают на температурные поля и патрубки
для отборов пара в подогреватели. С этой точки
зрения система РППВ с небольшим числом подо-
гревателей улучшает маневренные качества тур-
бины.
Для ускоренных пусков важно длительно сохра-
нять температуру отсеков в цилиндрах. С этой целью
целесообразно отделять наиболее нагретые ча-
сти перегородками так, чтобы эти отсеки не омы-
вались более холодным паром во время остановок
и пусков [13]. С этой же точки зрения короткие
роторы следует предпочитать длинным.
Автоматизация пуска маневренных блоков необ-
ходима для снижения повреждаемости оборудова-
ния и сокращения времени пуска [6].
V.3. МАНЕВРЕННЫЕ ТУРБИНЫ
Турбины ЛМЗ
Отечественные энергоблоки мощностью 500 МВт
выпускаются для покрытия переменной части гра-
фика нагрузки. Они рассчитываются для работы
3000—3500 ч в год. Базой для проектирования тур-
бин для этих блоков послужила турбина К-500-166
ЛМЗ, при изготовлении которой уже были при-
няты меры для улучшения ее маневренных качеств.
Новая турбина выполняется для более низких на-
чальных параметров пара.
Турбина К-500-130 ЛМЗ. Мощность этой полу-
пиковой турбины (рис. V.2) [15] — 500 МВт при
р0 = 13 МПа и То = 783 К- Промежуточный пере-
грев пара до температуры Тп. п = 783 К произво-
дится при давлении рп. п = 3,5 МПа за ЦВД и
р' =3,1 МПа перед стопорными клапанами
ЦСД. Давление за турбиной — 8—10 кПа при тем-
пературе t0. в = 293 К и 5—6 кПа при t0. в = 288 К.
Температура питательной воды 503 К-
Согласно заданию, после простоя турбины 6—8 ч
время ее пуска от толчка до набора полной на-
грузки не должно превышать 25 мин, а после про-
стоя 60 ч — не более 65 мин. За 30 лет работы пре-
дусматривается 1500 пусков из неостывшего и
7500 пусков из горячего состояния.
Как для всех отечественных турбин мощностью
более 300 МВт, работающих на ТЭС, применен
турбинный привод с конденсационной турбиной
мощностью 14 МВт.
Предусматривается отбор пара из турбины до
80 т/ч при 0,25 МПа для предварительного подо-
грева воздуха в калориферах парогенератора. При
этом номинальная мощность должна сохраняться.
Кроме того, без сохранения АНом допускается от-
бор пара до 50 т/ч при 1 МПа и 60 т/ч при
3,5 МПа. Максимальный расход пара -~1700 т/ч.
Унифицированный ЦНД имеет последнюю сту-
пень с РЛ длиной 960 мм. При рк = 5ч-6 кПа уста-
навливается два таких цилиндра. Спроектирован
также новый ЦНД для рк = 10 кПа с более проч-
ной последней РЛ длиной 1000 мм. Для этих ус-
ловий работы достаточно одного ЦНД.
Проектирование ЦВД и ЦСД велось в двух на-
правлениях: раздельных два цилиндра и объеди-
ненный цилиндр ЦВСД (пять—семь ступеней).
В последнем варианте предусматривался централь-
ный подвод пара как свежего, так и после проме-
жуточного перегрева. Такое объединение горячих
частей открывало возможность улучшать темпера-
турные поля в цилиндрах и роторах, но увеличи-
вало длину ротора, осложняло конструирование ци-
линдра и затрудняло компенсацию сил, передавае-
мых цилиндру со стороны паропроводов. Исходя из
соображений надежности конструкции и унифика-
ции с другими турбинами, на первое время был вы-
бран вариант с раздельными цилиндрами. При этом
двухпоточный ЦСД (2X6 ступеней) имел бы пре-
имущества симметричных температурных полей и
уравновешивания осевых сил, действующих на ро-
тор, что очень важно для турбины с ПП. С другой
стороны, однопоточный ЦСД (восемь ступеней)
имеет меньшие размеры и массу, чем двухпоточ-
ный, что тоже имеет большое значение для его
маневренных характеристик. Последний вариант
был принят к исполнению в сочетании с двумя
ЦНД. Таким образом, турбина выполнялась четы-
рехцилиндровой.
Для высокой температуры охлаждающей воды
и 10 кПа, как указывалось, предусмотрена воз-
можность сооружения трехцилиндровой турбины
с одним ЦНД. В перспективе завод располагает
возможностью выполнить такую турбину даже двух-
цилиндровой на базе нового ЦНД с длиной послед-
ней РЛ 1200 мм или с полуторным выходом.
Для маневренных турбин регулирование мето-
дом скользящего давления наиболее целесообразно,
и оно было положено в основу проекта. Выигрыш
от применения скользящего давления по сравнению
с дроссельным оценивается в 2%.
Во всех вариантах принято продольное распо-
ложение конденсатора, общего для главной и при-
водной турбин.
ЦВД. Его можно было бы выполнить одностен-
ным, так как маневренные характеристики турбины
ограничивает не ЦВД, а РВД. Однако для манев-
ренных турбин предпочтительно выполнять ЦВД
двухстенным, как для более высоких параметров.
Это, хотя и дороже, но существенно улучшает тем-
пературное состояние цилиндра и позволяет в бу-
дущем сохранить конструкцию турбины для более
высоких параметров пара.
в ЦВД — четыре паровпускные гильзы, уплот-
ненные поршневыми кольцами. Поскольку выбрано
регулирование при СД, нет необходимости в сопло-
вых коробках. Внутренний цилиндр опирается ла-
пами на разъем наружного цилиндра. В плоскости
впуска пара наружный и внутренний диаметры вза-
имно центрируются, здесь расположены четыре
шпонки. Пар из первого отсека уплотнения омы-
вает паровпускную камеру, а затем поступает к вы-
ходу из наружного цилиндра.
РВД и РСД лежат на трех опорах, причем сред-
няя опора — на стороне ЦВД. При коротком ЦСД
такая конструкция вполне целесообразна. Упорный
подшипник — между ЦВД и ЦСД. Неподвижные
точки статора — на каждом ЦНД: для ЦНД-1 —
на задней, а для ЦНД-2 — на передней поперечной
фундаментной раме.
РВД — цельнокованый, имеет корневой диа-
метр ~ 1200 мм. Размеры думмиса подобраны так,
87
чтобы получить индивидуальную разгрузку РВД
во избежание больших неуравновешенных осевых
сил в процессе регулирования.
ЦСД. Он представляет собой усовершенствован-
ный вариант ЦСД турбины К-500-166 ЛМЗ. Про-
точная часть ЦСД унифицирована с одним потоком
ЦСД турбины К-1200-240. Пар подводится к двум
сопловым коробкам, вваренным в корпус. Ротор
имеет думмис диаметром 950 мм; диаметр под
уплотнениями диафрагм ~600 мм. С целью улуч-
шения прогрева РСД в зоне думмиса предусмотрена
внутренняя расточка диаметром до 400 мм.
Во время проектирования турбины разрабаты-
валась также конструкция совмещенного цилиндра
ЦВСД (один из вариантов на рис. III.9, б). По-
дробный анализ теплового и термонапряженного
состояния такого цилиндра был выполнен ЦКТИ
совместно с ЛМЗ. Было исследовано [15] несколько
конструкций ЦВСД: с одностенным корпусом,
с двухстенным без сопловых коробок и с двухстен-
ным корпусом с сопловыми коробками. В резуль-
тате этих исследований было доказано, что, исполь-
мосферный деаэратор. В дальнейшем целесообразно
применение восьмиатмосферного деаэратора со
скользящим давлением при снижении нагрузки.
После питательного насоса — два ЦВД.
При давлении в конденсаторе 5—8 кПа темпе-
ратура питательной воды /п. в— 503 К- Возможна
также работа парогенератора без воздушного по-
догревателя, но при /ц. в — 423 К.
Конденсаторы — одноходовые, без разделе-
ния потоков воды. При двух ЦНД конденсатор —
двухкорпусный с поверхностью охлаждения
22 500 м2.
Регулирование. Система регулирования — элек-
трогидравлическая, унифицированная с аналогич-
ными системами турбин ЛМЗ (К-800-240-3;
К-500-166 и др.) (см. гл. IX). Имеются механиче-
ский и электрический датчики скорости, электриче-
ские датчики активной мощности генератора, дав-
ления пара в линии промежуточного перегрева и
давления свежего пара.
Приемистость турбины улучшается введением
дополнительного запаса на 5—10% по дросселиро-
Рис. V.2. Турбина К-500-130 ЛМЗ
зуя пассивное омывание паром внутренних поверх-
ностей наружного корпуса в зоне паровпуска, мо-
жет быть достигнуто требуемое температурное со-
стояние. Даже для одностенного варианта в ЧВД
расчетные перепады температур по толщине стенок
и фланцев были менее 343 К во время пуска из не-
остывшего состояния за 65 мин. Наилучшие пока-
затели имел вариант двухстенного корпуса в ЧВД
с внутренним цилиндром и сопловыми коробками.
В этом случае температурный перепад по толщине
стенок наружного корпуса при пусках из горячего
и неостывшего состояний был 293—303 К.
Существенно также то, что темп остывания ро-
тора ЦВСД меньше, чем в раздельных роторах
ЦВД и ЦСД. Важные преимущества ЦВСД
дают основание считать, что в дальнейшем они
найдут применение в турбинах мощностью 500 МВт
и более.
РППВ. Тепловая схема выполняется более про-
стой, чем для серии турбин СКД, с целью улучше-
ния теплового состояния цилиндров (меньше па-
трубков) и снижения стоимости установки. Преду-
смотрены сальниковый подогреватель 2ПНД
(питаются отбираемым паром из ЦНД) и шестиат-
88
ванию пара при номинальной мощности и с увели-
чением степени дросселирования по мере уменьше-
ния нагрузки. Электрический регулятор нагруже-
ния турбины предохраняет ее от чрезмерных тем-
пературных напряжений в статоре и роторе тур-
бины.
Быстродействующее отключение отбора пара
в ПВД дает возможность повышения мощности на
7—10% за 1 с.
Для этой цели обратные клапаны выполнены
с гидравлическими сервомоторами. Клапан откры-
вается за счет перепада давления пара, а закры-
вается при обратном потоке или пружинами серво-
мотора. Клапан неустойчивый и промежуточных
положений занимать не может.
Время турбины сравнительно мало, как и дру-
гих мощных турбин,— Та^5,7 с. Поэтому требуется
высокое быстродействие всей системы регулиро-
вания.
Эта турбина — первая в серии специализирован-
ных маневренных турбин. Она, несомненно, сыграет
большую роль в улучшении экономических показа-
телей крупных энергосистем. В дальнейшем при не-
больших изменениях турбины допускается переход
к начальному давлению ~17 МПа и некоторое по-
вышение температуры в зависимости от возможно-
стей парогенератора.
Проектные разработки ЦКТИ
В ЦКТИ были выполнены [13] проекты ряда но-
вых маневренных турбин, причем ставились задачи
повысить маневренность, снизить капиталовложе-
ния и уменьшить размеры установок.
Полупиковая турбина 500 МВт. Параметры пара-,
ро= 12,8 МПа; То = Тп. п = 783 К. Турбина имеет
совмещенный ЧВД и ЧСД. Эта конструкция и
уменьшение числа ступеней до 10 позволили сокра-
тить длину турбины до 25 м. Главная же идея
проекта — интенсивное охлаждение ротора, по воз-
внутреннего корпуса снижает в ней разность темпе-
ратур на 20—30 К. Центральная часть корпуса
защищена пассивным экраном.
Интенсивное охлаждение и экранирование от-
крывают возможность довести время пуска тур-
бины после остановок на ночь и на выходные дни
до 20 мин.
По расчетам ЦКТИ, можно достичь при рк =
= 7,8 кПа удельного расхода теплоты q^ —
^8570 кДж/(кВт-ч) [2045 ккал/(кВт• ч)].
Пиковая турбина 300 МВт. Установка (рис. V.3)
рассчитана на 1000—2000 ч, что накладывает осо-
бые требования к ее простоте и низкой стоимости.
Вместе с тем ее маневренные качества, особенно
пусковые, должны быть очень высокими.
можности до 623 К, развитое активное и пассивное
экранирование горячих частей, введение перегоро-
док, предупреждающих охлаждение нагретых ча-
стей во время остановок и пусков (рис. III.7).
Охлаждающий пар подводится через диафрагму
первой ступени давления и внутреннее уплотне-
ние. Регулировочная ступень охлаждается продув-
кой пара через зазоры хвостового соединения
(рис. III.7, в).
Охлаждение ротора обеспечивает сравнительно
невысокую среднюю температуру t вдоль радиуса
регулировочной ступени и медленное остывание сту-
пени.
По расчету температура в средней части охлаж-
даемого ротора снижается менее чем на 100 К за
трое суток, и температурные напряжения при после-
дующем пуске не превосходят 300 МПа, тогда как
предел текучести Под = 650 МПа. В указанных ус-
ловиях ротор не ограничивает скорости пуска тур-
бины. Паровое охлаждение экранированной стенки
Начальные параметры пара выбраны 12,7 МПа
и 813 К- При этом можно отказаться от промежу-
точного перегрева, если считать возможной работу
последнего РК со степенью влажности за ним
11,4%. Такая диаграммная степень влажности мо-
жет быть допущена при современных методах уда-
ления влаги (см. и. III.7 и XIII.8).
В ЦКТИ был проработан интересный вариант
одноцилиндровой турбины с колесом Кертиса и че-
тырьмя ступенями давления, после которых распо-
ложена двухпоточная ЧНД с пятью ступенями
в каждом потоке. Система охлаждения паровпуск-
ной части (рис. III.7) выполнена по той же прин-
ципиальной схеме, как и в полупиковой турбине.
Время пусков после остановки на ночь и на выход-
ные дни — около 20 мин.
При Рк~8 кПа и tn. в~ 440 К по расчетной
оценке [13] расход теплоты gg~9640 кДж/(кВт-ч)
[2300 ккал/(кВт • ч)], что все же значительно ниже,
чем современной ГТУ.
12 Зак. № 50
89
Масса турбины — около 330 т. Ее рентабель-
ность возможна при достаточно низкой удельной
стоимости установки и необходимости сжигать твер-
дое топливо.
Рис. V.3. Пиковая турбоустановка 300 МВт
Зарубежные маневренные турбины
График нагрузок энергосистем в странах Ев-
ропы и Америки — более неравномерный, чем
в СССР. Поэтому там проблема полупиковых и пи-
ковых турбин мощных блоков уже давно стала од-
ной из важнейших [16]. В некоторых странах (Ве-
ликобритании, Франции и др.) даже предъявлялось
требование ко всем вновь вводимым блокам быть
способными к ежесуточным и еженедельным оста-
новкам. Эти условия привели к некоторому сниже-
нию требований к тепловой экономичности блоков
за счет уменьшения их стоимости.
Полупиковые блоки. Во Франции в период сни-
жения цен на жидкое топливо проектировались
блоки на параметры пара 13,7 МПа и 783/783 К
при рк~7 кПа и /п. в = 433 К (без ПВД), что поз-
воляло снижать удельную стоимость блока на 23%
по сравнению с ранее выпускавшимися блоками на
16,3 МПа и 813/813 К.
В ФРГ для полупиковых блоков 370 МВт, имев-
ших удельную стоимость на 40% ниже базовых
турбин 300 МВт, применялись параметры пара,
равные ~ 18 МПа и 818/818 К при расходе теп-
лоты 9640 кДж/(кВт-ч) [2300 ккал/(кВт- ч)].
Предполагалось создание полупикового блока
720 МВт при параметрах пара 17,9 МПа и
798/798 К для среднегодовой работы 4000 ч [11].
Широко применялось регулирование при СД [16].
В США работали в большом количестве полу-
пиковые блоки мощностью 150—860 МВт. Для
крупных блоков чаще всего выбиралось начальное
давление 17,3 МПа, но нередко встречалось более
низкое давление 12,4—13,6 МПа.
Фирма GE для полупиковых блоков считает до-
пустимым удельный расход теплоты до 10600—
11 600 кДж/(кВт-ч) [2520—2270 ккал/(кВт ч)],
а для базовых установок — 9500 кДж/(кВт-ч)
[2270 ккал/(кВт- ч)].
В Японии выпускались блоки мощностью 350—
600 МВт для работы при параметрах 24,6 МВт и
811/811 К ввиду дороговизны топлива и строитель-
ных работ. Регулирование обычно — при СД. Для
блока 375 МВт после 8 ч простоя разворот зани-
мал 10 мин и нагружение 58 мин, а после 30 ч —
соответственно 20 и 97 мин, причем повреж-
даемость совмещенных РВД и РСД достигала
0,0065 и 0,0074% при норме 0 01—0 02%	[11]
Обычно нагружение после ночного простоя состав-
ляло 25—40 мин, а после двух нерабочих дней
(55—60 ч)—90—140 мин, а общая затрата вре-
мени от розжига топки до полной нагрузки нахо-
дилась в пределах соответственно 1 —1,3 и 3,5—4 ч.
На 20 лет планируются следующие пуски: из хо-
лодного состояния 80, после трехчасового простоя
100,после ночной остановки 3200, после выходных
дней 800; кроме того, предусмотрено 4800 измене-
ний нагрузки до 75% и 30 000 изменений до 25%
от номинальной.
Пиковые блоки. Паровая турбина наравне
с ГТУ нашла применение и для покрытия пиковой
части графика на дгзок. Дщ этой” цели сначала
применялись ПТУ мощностью 80—150 МВт .На -
чальные параметры пара 6—11 МПа,и соответ-
ственно, 673 -^793 К ; б ез промежуточного пере-
грева.
В ФРГ строились ПТУ мощностью 150 МВт для
83 МПа и 758 К. Согласно проекту, пуск полностью
автоматизированного блока из любого теплового
состояния занимал 13—17 мин от растопки до
полной нагрузки [19].
Фирма ВВС для блока 260 МВт при парамет-
рах пара ро = 7,85 МПа, tn = 773 К, рк~8 кПа и
tn, в — 433 К считает целесообразным выполнять
турбину одноцилиндровой с двумя потоками
в ЧНД, тогда как для той же мощности базовая
четырехцилиндровая турбина имела параметры
пара 17,4 МПа и 813/813 К, рк~4 кПа, /п. в = 533 К-
При этом получалась экономия капитальных за-
трат ~25%. Из них по 5% приходилось на долю
оборудования котельного, турбинного и вспомога-
тельного. Главная же экономия достигалась за счет
строительных работ. Автоматизация пикового
блока, наоборот, повышала стоимость на 1%. При
числе часов использования ниже 1800 по приведен-
ным затратам преимущества были на стороне пи-
ковой установки. Автоматизированный пуск от роз-
жига форсунок до полной нагрузки планировался
за 20 мин.
Фирма «Шкода» разработала проекты пиковых
ПТУ мощностью 250 МВт.
V.4. МОТОРНЫЙ РЕЖИМ
В режиме двигателя генератор работает как
синхронный компенсатор, повышая cos <р и тем са-
мым уменьшая потери в электрической сети. С этой
целью перевод некоторых агрегатов на моторный
режим осуществлялся еще в двадцатых годах. Сей-
час вопрос этот приобрел иное значение и особую
актуальность в связи с новыми требованиями к ма-
невренным качествам блоков.
Сущность современной постановки задачи со-
стоит в том, чтобы вместо остановок блока на
время прохождения ночного минимума нагрузки пе-
90
реводить генератор на моторный режим. Это улуч-
шает работу электрической сети и в то же время
может дать существенную экономию благодаря со-
кращению расхода топлива на пуск и нагружение
блока после 5—6 ч простоя. Не меньшее значение
имеет и сокращение срока вывода блока на пол-
ную нагрузку, что повышает его маневренные каче-
ства. Последнее может быть достигнуто, если пред-
усмотрены меры для поддержания теплового со-
стояния блока, при котором возможно быстрое его
нагружение. Благодаря моторному режиму полно-
стью сокращается расход топлива, необходимый во
время пуска агрегата после простоя для подго-
товки турбины к «толчку», вывода ее на холостой
ход и синхронизации генератора, а также сущест-
венно снижается расход топлива, связанный с тем-
пом нагружения блока. Этой экономии топлива
противостоят затраты электроэнергии на моторном
режиме турбогенератора, а также расход пара на
поддержание требуемого теплового состояния тур-
бины. В настоящее время широко используются
в моторном режиме работы турбины типа
К-100-90 [12].
В крупных турбинах в беспаровом режиме (ну-
левой расход) элементы ЧНД недопустимо разо-
греваются в течение короткого срока из-за больших
вентиляционных потерь (в турбине К-200-130 —за
10—20 мин). Для охлаждения ЦНД необходим не-
который расход пара, существенно зависящий от
вакуума и от параметров охлаждающего пара. По-
следние же должны выбираться исходя из требуе-
мого температурного состояния турбины.
ЦВД остывает очень медленно, и при надлежа-
щей его конструкции за короткий срок ночного ми-
нимума нагрузки не происходит значительных из-
менений температурных полей в цилиндре и ро-
торе. Поэтому достаточно подводить пар лишь к его
внешним уплотнениям. Основная же задача — под-
держать требуемое тепловое состояние ЦСД и
ЦНД. При этом целесообразно подавать в ЦСД и
ЦНД охлаждающий пар приблизительно такой же
температуры, как и при работе под той нагрузкой,
которую желательно передавать блоку в кратчай-
ший срок после его ввода в работу. Если темпера-
туру по отсекам цилиндра удается приблизительно
сохранять, то не происходит значительной растечки
теплоты в осевом направлении и устраняется или
уменьшается расхолаживание первых ступеней
ЦСД и ЦНД, с чем связано снижение темпа на-
грузки блока после его остановки. Вместе с тем от
расхода пара и его параметров зависит и затрата
электроэнергии на моторном режиме. Для до-
стижения максимального эффекта от перевода
блока на моторный режим расход пара должен
быть оптимальным с учетом всех указанных фак-
торов.
Особенности рабочего процесса. Массовый рас-
ход пара GM турбиной на моторном режиме неве-
лик по сравнению с расходом Go на номинальном
режиме. При этом часть ступеней работает при вы-
соких значениях и/Со, и они оказываются в «режи-
мах торможения» (участок АВ на рис. V.4), чем
и определяется сущность моторного режима.
В соответствии с объемным расходом умень-
шаются скорости пара. Если пренебречь радиаль-
ными течениями и возможными срывами потока, то
для осевой ступени можно определить скорости при
моторном режиме (с индексом «м») из следующих
уравнений сплошности:
C1UM — Цм1^1и0', ^2им=
С'2им =	= Ем2 ( С2и0	4”=
= Цм2С2и0Ч"м ( 1 — Цй),
где Ем и Vo — объемные расходы пара на мотор-
ном и номинальном режимах;
ЦМ1 = ^м1/Цо = Омрю/р1м; Им2=	=
==СмР2о/Р2м; OM = GM/G0.
Если ступени настолько удалены от конденса-
тора, что давление в нем слабо влияет на массовый
расход пара и при постоянных температурах он
изменяется приблизительно пропорционально дав-
лению, то в таких ступенях можно считать объем-
ный расход пара неизменным, т. е. Vmi = Vm2~1-
Рис. V.4. Характеристика сту-
пени (участок АВ — режимы
торможения)
В этом случае CiUM — c2ttM » Ciu0 — Сгио и, следова-
тельно, кинематическое подобие потока приблизи-
тельно сохраняется на обоих режимах. В таких ус-
ловиях находятся ступени ЦСД при стационарных
режимах.
Иная картина течения наблюдается в последней
ступени ЧНД при неизменном давлении в конден-
саторе. В этом случае, если в первом приближении
не принимать во внимание изменение состояния
пара из-за увеличенных потерь на моторном ре-
жиме, то р2м~рго и объемный расход последним РК
приблизительно пропорционален массовому рас-
ходу GM. Для этого частного случая приближенно
можно принять VM2 = GM и C2um~GmC2mo + «(1 —
—	-'«sn
— GM).	_
Расход пара GM невелик — всего 1—5%. При
таких малых расходах и величине с2мо, близкой
к нулю (приблизительно осевой выход), можно счи-
тать, что	т. е. поток за РК сильно закручен
в сторону вращения колеса. Скорость пара перед РК
меняется в меньшей степени, чем за ним. Из урав-
нения неразрывности следует, что ciM~ GMCiopio/piM-
В последней ступени применяются высокие степени
реактивности (рт>0,5) и средняя скорость ciuo
значительно меньше окружной скорости, величина
же Cium < Ciuo. Поэтому коэффициент циркуляции
(cium — с2им)/и становится отрицательным. По мере
увеличения GM коэффициент циркуляции возра-
стает, оставаясь отрицательным до момента пере-
хода от моторного к турбинному режиму (точка А
12*
91
на рис. V.4). На этой границе коэффициент цирку-
ляции равен нулю, т. е.
С\иА &2иА ~ Clu0@Apld/PtA @А&2ий К (1 G д') = 0
И
Ga = U, (^4-C1uoPio/P1A — С2в0) !-
Из этой формулы видим, что при сделанных до-
пущениях последняя ступень вступает в моторный
режим при еще значительном расходе пара. Так,
если коэффициент циркуляции
(Ci«o —c2Uo)/« = l; Pio/Pia~1,5 и с2«о«О,
то Ga = 0,4. По мере перехода от границы мотор-
ного режима, где GM=GA (точка А), к беспаро-
вому режиму, где GB = 0 (точка В), отрицательная
мощность возрастает.
Так как с ростом отношения рю/piA расход GA
уменьшается, то на моторном режиме выгодно
углублять вакуум. В то же время это может повы-
сить мощность собственных нужд, что требует спе-
циального анализа с учетом местных условий ра-
боты ПТУ.
В действительности в мощных паровых турби-
нах рабочий процесс в области моторных режимов
значительно отклоняется от указанной выше схемы.
При малых расходах в ступенях большой веерно-
сти поток отрывается в корневой области РК и
устремляется к периферии, порождая сильные ра-
диальные течения в РК и за ним (см. п. XII.6).
Эти явления нарушают уравнения сплошности, ис-
пользованные выше, и значительно повышают от-
рицательную мощность из-за компрессорного эф-
фекта. Поэтому для ступеней большой веерности
приведенные формулы дают лишь грубую оценку
границы перехода к моторному режиму. Расчеты
же потерь энергии на моторных режимах и осо-
бенно на режимах, близких к беспаровому, должны
базироваться на экспериментальных данных.
Из сказанного следует, что последняя ступень
мощной турбины переходит на моторный режим
при значительно большем расходе пара, чем рас-
ход холостого хода турбины Gx- Чтобы изучить на
моделях рабочий процесс такой единичной ступени
при G <Z GA, необходим мощный двигатель для ее
вращения.
На моторном режиме перепад давления в по-
следних ступенях ЦНД невелик. Поэтому степень
понижения давления в них при малых GM может
быть незначительной, и они могут оказываться
в глубоких режимах торможения [18]. Группа сту-
пеней, оказавшаяся в моторном режиме, может вы-
делять значительное количество теплоты, которое
и определяет необходимый расход охлаждающего
пара. Основной источник выделяемой теплоты на
моторном режиме — последняя ступень ЧНД. По
мере увеличения размеров последнего РК это ко-
личество теплоты быстро возрастает.
Таким образом, на основании ориентировочных
расчетов и опытных данных определяется мощность
моторного режима в зависимости от расхода пара
GH при выбранном вакууме. Эта важная характе-
ристика моторного режима служит основанием для
выбора оптимального расхода пара с учетом тепло-
вого состояния турбины на этом режиме.
Мощность моторного режима. Потребляемая
электроэнергия на беспаровом режиме зависит от
92
вакуума и от типа турбины. Например, для тур-
бины К-200-130 она может быть определена [14] по
эмпирической формуле Мп = 1680 + 460рк кВт, где
рк — давление в конденсаторе в кПа.
В ЦСД охлаждающий пар обычно совершает
положительную работу, а в ЦНД — отрицательную.
Последняя уменьшается по мере увеличения рас-
хода охлаждающего пара. Например, для турбины
К-200-130 это снижение моторной мощности можно
выразить [14] эмпирическим уравнением
Д^ЦНд = (83+93рк)Ом [кВт],
где GM — суммарное количество пара, подводимого
к ЦСД и ЦНД, в т/ч; рк — в кПа.
Общая затрата топлива на моторный режим
для той же турбины определяется по формуле
BM = BM+B(NM + NC. Н-ДЛГО. п),
где В'к—расход топлива на подготовку охлаждаю-
щего пара; а также пара, подводимого к уплотне-
ниям и эжекторам; В — средний удельный расход
топлива ЭС; NM— моторная мощность генератора;
Nc. н — мощность собственных нужд в моторном ре-
жиме, включая и потери мощности в трансформа-
торе,- ЛЛ7о.п — суммарная мощность, вырабатывае-
мая охлаждающим паром до мест его отбора из
соседней турбины. Оптимизация моторного режима
производится по минимуму затрат топлива.
Тепловое состояние турбины. На моторном ре-
жиме во всех отсеках ЦСД температурные поля
следует поддерживать приблизительно такими же,
какими они будут в момент последующего нагруже-
ния турбины до заданной мощности. Этого можно
достигнуть, если подводить к ЦСД пар с такой
же температурой, как при заданном установив-
шемся режиме. Требуемый тепловой эффект дости-
гается благодаря тому, что охлаждающий пар, по-
ступающий в ЦСД при невысоком давлении, рас-
ширяется приблизительно с теми же температур-
ными перепадами по ступеням, как на заданном
режиме. Такое температурное состояние ЦСД к мо-
менту приема нагрузки предупреждает существен-
ное расхолаживание нагретых элементов ЦСД.
Температурное поле во впускной части ЦНД мо-
жно поддерживать на требуемом уровне, выбрав
параметры пара, добавляемого в ЦНД с целью
отвода теплоты, выделяемой из-за вентиляционных
потерь. Количество этого пара определяется темпе-
ратурными ограничениями в ЦНД.
В качестве примера можно указать, что на мо-
торном режиме [14] турбины К-200-130 при рк =
= 4 кПа ЦСД требовал расхода пара 11 т/ч,
ЦНД — 3,6 т/ч и общий расход условного топлива
был 2,7 т/ч; при рк — 6 кПа эти величины были со-
ответственно 13,0; 4,5 и 3,2 т/ч. При оптимальных
параметрах охлаждающего пара его расход может
быть снижен по сравнению с указанным. В опытах
с этой турбиной после работы в течение 5 ч на мо-
торном режиме при рк = 7 кПа (с расходом пара
19 т/ч ЦСД и 6 т/ч ЦНД) тепловое состояние тур-
бины стабилизировалось и было достаточно близко
к ее состоянию при мощности 140 МВт; при этом
в ЦСД рассогласование температур не превышало
40 К, а в ЦНД расхолаживание первой ступени не
превосходило 60 К, а перегрев последней ступени
не был более 105 К- Такое тепловое состояние ци-
линдров позволило сократить время набора на-
грузки.
Общие показатели экономичности. Помимо
сравнения расхода топлива на моторный и остано-
вочно-пусковой режимы необходимо учитывать та-
кие важные преимущества моторного режима, как
сокращение времени на подготовку агрегата после
остановки, создание вакуума и набор нагрузки, го-
товность агрегата к подхвату нагрузки в аварийных
ситуациях, повышение долговечности оборудования
из-за снижения в нем напряжений, возникающих
при остановке и пуске, а также улучшение работы
электросети. Экономический эффект от всех этих
факторов меняется в широких пределах в зависи-
мости от параметров пара, конструктивных осо-
бенностей турбины, тепловой схемы ПТУ и особен-
ностей энергосистемы.
Из всего сказанного следует, что метод пере-
вода в моторный режим даже весьма мощных аг-
регатов (вместо их кратковременных остановок)
заслуживает серьезного внимания и всестороннего
исследования уже на стадии проектирования но-
вых турбин.
V	.5. возможности УЛУЧШЕНИЯ
МАНЕВРЕННЫХ ХАРАКТЕРИСТИК ПТУ
Значительную часть пиковых и полупиковых
мощностей можно ввести за счет улучшения манев-
ренности мощных конденсационных и теплофика-
ционных паротурбинных блоков. Это возможно за
счет временного отключения ПВД и пропуска в кон-
денсатор образовавшегося при этом избытка пара.
Получаемую дополнительную мощность можно ис-
пользовать для покрытия как острых дефицитов
мощности [2], так и пиков нагрузки. При длитель-
ной работе в этом режиме питательная вода дол-
жна подогреваться до заданной температуры в спе-
циальном водогрейном котле или иными средст-
вами.
В табл. V.I. приведены относительные величины
дополнительной мощности AN, которые могут быть
получены при отключении ПНД и ПВД или только
ПВД как в конденсационных, так и в теплофика-
ционных ПТУ. При полном отключении подогрева-
телей в конденсационных ПТУ вырабатывается до
20% дополнительной мощности. В теплофикацион-
ных ПТУ при постоянной тепловой нагрузке вели-
чина ДМ несколько выше, чем в конденсационных.
При отключении подогревателей снижается
к. п. д. ПТУ главным образом за счет уменьшения
средней температуры подвода теплоты в цикл.Если
всю выработанную дополнительную мощность при
полном отключении регенерации отнести к суммар-
ным дополнительным затратам теплоты, то полу-
ченная величина будет характеризовать к. п. д. вы-
работки избыточной мощности. Его величина даже
без учета к. п. д. котла значительно ниже к. п. д.
ПТУ, причем это различие возрастает по мере ро-
ста начальных параметров пара.
Главная часть дополнительной мощности вы-
рабатывается при отключении ПВД, так как пар
нижних ступеней отбора обладает низкой работо-
способностью. В установках на сверхкритические
параметры пара отключение только ПВД дает
около 70% всей дополнительной мощности. При
этом более чем в два раза снижается количество
пара, дополнительно пропускаемого через наибо-
лее нагруженные последние ступени паротурбинной
установки.
При отключении ПВД в зависимости от пара-
метров и типа ПТУ вырабатывается от 7,5 до 15%
дополнительной мощности с к. п. д. на 5—10%
выше по сравнению с полным отключением РППВ.
Имеется и ряд других преимуществ отключения
только ПВД, как, например, уменьшение в два и
более раза количества теплоты, необходимой для
догрева питательной воды, что не только снижает
величину дополнительных капиталовложений, но и
упрощает установку.
Из сказанного следует, что ПТУ обладают боль-
шими внутренними резервами. Их дополнительная
мощность может быть получена при очень малых
капиталовложениях и с к. п.д. на уровне совре-
менных ГТУ. Турбостроительные заводы Совет-
ского Союза уже сейчас предусматривают во вновь
проектируемых ПТУ режимы работы с отключе-
нием ПВД.
Существенное улучшение показателей выра-
ботки дополнительной мощности может быть до-
стигнуто в специализированной комбинированной
установке (КУ), состоящей из паротурбинного
блока, работающего на режимах с отключенной ре-
генерацией, и ГТУ, теплота уходящих газов которой
используется для догрева питательной воды до но-
минальной температуры [7]. Такая установка
(рис. V.5) способна развивать значительные допол-
нительные мощности за счет ГТУ и форсировки
ПТУ. В базовом режиме ПТУ работает автономно,
по обычной схеме, а ГТУ отключена. В режиме вы-
работки пиковой или полупиковой мощности вклю-
чается ГТУ, а ПТУ переводится на режим работы
с отключенными подогревателями высокого дав-
ления.
При исследовании этой КУ газовый контур был
принят в виде ГТУ простой схемы. Паровой же
контур образован ПТУ, работающей при парамет-
рах, приведенных в табл. V.1 для ро = 23,5 МПа
(к. п. д. определен без учета потерь в котле). Ана-
лиз выполнен при условии необходимого догрева
Таблица V.1
Тип турбины	МПа	(о/1п. п' К	<П. В- к	р*> МПа	Чб	Без ПВД и ПНД		Без ПВД	
						Чб	ДАГ	Чб	длг
	8,8	808	490	0,59	0,393	0,221	0,15	0,320	0,09
к	12,8	838/838	508	0,59	0,439	0,213	0,14	0,286	0,08
	23,5	833/813	548	0,69	0,462	0,245	0,20	0,326	0,14
	12,8	838	508	0,59	—	0,296	0,20	0,346	0,13
1	23,5	813/813	540	0,69	—-	0,272	0,22	0,321	0,16
93
питательной воды при отключении регенеративных
отборов пара. Для этого условия тепловой баланс
экономайзера запишется уравнением
Qn. в = GBcp (/г — /ух) (aZ0-|-1 )/aZ0,	(V. 1)
где Qu. в — теплота, необходимая для догрева пита-
тельной воды; GB — расход воздуха в газовом кон-
Рис. V.5. Принципиальная тепловая схема маневренного
паросилового блока с высокотемпературной газовой тур-
биной:
ВД — вакуумный деаэратор; СБ — сальниковый бойлер; СП. и
СН2— сетевые подогреватели; ЛСВ и ОСВ — прямая и обратная
сетевая вода
туре; /2, tyx — температура газа перед и за эконо-
майзером; а — коэффициент избытка воздуха; Zo—
теоретическое количество воздуха, необходимое для
полного сгорания 1 кг топлива.
где q — удельное количество теплоты, подведенной
в камере сгорания ГТУ; т]гту — к. п. д. автономной
ГТУ с учетом потерь от охлаждения газовой тур-
бины; <7охл = <7охл/<7 — удельный тепловой поток,
отбираемый от газовой турбины при ее охлажде-
нии; 7УХ = 7ух — удельные потери теплоты с ухо-
дящими газами.
Мощность ГТУ также зависит от величины до-
грева питательной воды, и она равна
А/гту = Qn. вТ]гту/(1 —'GrTy — <7охл — #ух)-	(V.3)
С помощью уравнений (V.1) — (V.3) в проблем-
ной лаборатории ЛПИ было проведено расчетное
исследование тепловых схем комбинированных
установок с различными ПТУ [7]. Температура газа
за экономайзером для всех рассмотренных ва-
риантов принята постоянной и равной 473 К. Ана-
лизировалось влияние начальной температуры газа
ti и степени повышения давления воздуха а (отно-
шение конечного давления к начальному) на рас-
ход воздуха, дополнительную мощность и к. п. д.
комбинированной установки (рис. V.6 и V.7). Кри-
вые изменения удельной мощности h,T:, представ-
ляют собой обычные характеристики ГТУ, постро-
енные с учетом охлаждения деталей газовой тур-
бины. Повышение начальной температуры газа
с 1273 до 1473 К увеличивает удельную мощность
ГТУ почти на 50%.
Рис. V.6. К. п. д. и удельная работа при
выработке дополнительной мощности
в зависимости от степени повышения
давления в компрессоре ГТУ:
-------к. п. д. и удельная работа всей выра-
ботанной дополнительной мощности;-----—
удельная работа ГТУ
Рис. V.7, Характеристика удельной вы-
работки дополнительной мощности в за-
висимости от температуры t\ и степени
повышения давления а:
GB — массовый расход воздуха, необходимый
для подогрева питательной воды на 100 МВт
мощности ПСУ; N — дополнительная мощность,
приходящаяся на I кг/с воздуха ГТУ
Рис. V.8. Влияние числа отключен-
ных подогревателей в зависимости от
о на к. п. д. установки и на величину
дополнительной мощности к 100 МВт
ПТУ:
/ — ПВД отключены полностью; 2— ПВД
отключены на 2/3; 3 — ПВД отключены на
1/3;------к. п. д. комбинированной уста-
новки и дополнительная мощность;
------мощность ГТУ
Если между газовой турбиной и экономайзером
отсутствует дополнительный подвод теплоты, то h
соответствует температуре газа за турбиной. В этом
случае расход воздуха в газовом контуре равен
GB — Qn. в/^ (1 ^ГТУ <7охл *7ух)>	(V.2)
Сильно влияют о и й на к. п. д т]пик выработки
пиковой мощности, на расход воздуха и на допол-
нительную мощность. При Л = 1273 К и о = 20
этот к. и. д. превышает 43%, а при ti = 1473 К и
о = 35 он достигает 47%. Однако по мере роста
/1 темп увеличения г]Пик уменьшается. Если ориенти-
94
роваться на простую тепловую схему газового кон-
тура (одновальная ГТУ без регенерации), то при
ti= 1473 К выгодно принять 0=134-15. Увеличе-
ние температуры газа ti существенно сокращает не-
обходимый расход воздуха в газовом контуре,
а увеличение о, наоборот, увеличивает. При тем-
пературе ii = 1073 К повышение а от 5 до 15 по-
чти удваивает необходимый расход воздуха. При
ст = 5 на 100 МВт мощности парового контура тре-
буется воздуха в газовом контуре около 115 кг/с,
а при о = 15 — до 240 кг/с. Последняя величина
удельного расхода воздуха GB затрудняет создание
маневренной комбинированной установки. Примени-
тельно к ПТУ мощностью 500 МВт при ст = 15 рас-
ход воздуха Gd~1200 кг/с, что крайне затрудняет
выполнение такой установки. Переход на высокие
степени повышения давления целесообразен в ком-
бинированной установке при использовании высо-
котемпературных газовых турбин. Повышение на-
чальной температуры газа не только увеличивает
к. п. д. т)пик> но и существенно сокращает необходи-
мый расход воздуха. Так, при о = 15 увеличение
температуры газа G с 1073 до 1473 К уменьшает
расход воздуха в три раза. Удельная избыточная
мощность КУ почти в два раза превышает ее зна-
чение для автономной пиковой ГТУ на те же пара-
метры.
При создании маневренной КУ на базе мощных
паровых блоков может оказаться целесообразным
с точки зрения сокращения необходимого расхода
воздуха пойти на частичное отключение регенера-
тивных подогревателей высокого давления. Влия-
ние числа отключенных подогревателей на харак-
теристики установки представлено на рис. V.8. Наи-
большая общая пиковая мощность получается при
отключении всех (обычно трех) ПВД. При о =15
и ii = 1473 К эта мощность достигает 50 МВт на
100 МВт ПТУ, из которой на долю парового кон-
тура приходится около 14 МВт, а остальное
~36 МВт — на долю газового контура. При этом
расход воздуха в газовом контуре — не менее
83 кг/с на 100 МВт ПТУ. Если отключить только
два подогревателя, то при тех же значениях о и Л
общая пиковая мощность сократится до 32 МВт на
100 МВт ПТУ, но необходимый расход воздуха сни-
зится до 50—52 кг/с на 100 МВт ПТУ. Меняя число
отключенных подогревателей, можно подобрать це-
лесообразный в конкретных условиях расход воз-
духа. Уменьшение числа отключенных подогрева-
телей снижает к. п. д. установки (рис. V.8). Однако
даже при отключении только одного подогревателя
Пв к. п. д. при указанных параметрах газового кон-
тура остается высоким и превышает к. п. д. ис-
ходного паротурбинного блока.
Рассматриваемая КУ позволяет генерировать
значительные дополнительные мощности. При ст =
= 5 общая избыточная мощность составляет 40%
от мощности парового контура, а при ст = 15 эта
мощность достигает 60%. Аналогичные характери-
стики получаются в КУ применительно к теплофи-
кационным блокам.
ГЛАВА VI
ТУРБИНЫ С ОТБОРОМ ПАРА
Идея теплофикации городов и промышленных
предприятий оказалась весьма плодотворной,
и в этом направлении теплоэнергетика в условиях
социалистического хозяйства достигла больших ус-
пехов. Уже к 1970 г. мощность ТЭЦ составляла 1/3
от всей мощности тепловых ЭС, и относительный их
рост продолжается. Заметим, что даже во всех
мощных конденсационных турбинах предусматри-
ваются значительные отборы пара при нерегулируе-
мом давлении для теплофикации (п. IV.2, V.3).
Выработка электроэнергии на ТЭЦ стала основным
источником снижения удельного расхода теплоты
на ЭС.
По мере роста теплофикации, а также накопле-
ния эксплуатационного и производственного опыта,
конструкторских достижений и научных исследова-
ний постепенно увеличивались мощность ТЭЦ и
единичная мощность агрегатов, что повышало их
рентабельность и снижало эксплуатационные рас-
ходы. Все же по единичной мощности теплофика-
ционные турбины отставали от конденсационных,
что соответствовало темпам развития сложных
проблем централизованного теплоснабжения и кон-
струирования турбин с огромными объемными рас-
ходами отбираемого пара. Тем не менее сейчас уже
освоены турбины с отборами пара для теплофика-
ции мощностью до 300 МВт для сверхкритических
начальных параметров пара, а проектируются аг-
регаты гораздо большей мощности.
VI	.1. ПРОБЛЕМЫ ТУРБИН С ОТБОРАМИ ПАРА
И ПРОТИВОДАВЛЕНИЕМ
Для создания мощных турбин с отборами пара
требуется решение не только тех же общих задач
турбиностроении, что и для конденсационных, но
также ряда особых проблем, среди которых отме-
тим нижеследующие.
Режимы работы. Турбины с отборами пара пред-
назначены для выработки электроэнергии и снаб-
жения потребителя теплотой при заданных пара-
метрах пара или температурах сетевой воды. Ре-
жимы, на которых эти параметры поддерживаются
регуляторами, принято называть теплофикацион-
ными. При наличии конденсатора режимы ра-
боты без регулируемых отборов пара при выклю-
ченных регуляторах давления называют конденса-
ционными.
Турбины должны быть приспособлены для ра-
боты как по тепловому, так и по электрическому
графику нагрузки. Последний режим работы откры-
вает возможность участия турбин с отборами пара
в покрытии переменной части графика нагрузки
даже при условии временного снятия части тепло-
фикационной нагрузки. Это очень важное преиму-
щество, усиленное способностью турбин с отборами
пара к значительной перегрузке (на 10—20%).
Использование указанных преимуществ турбин
с отборами пара необходимо всемерно углублять,
95
так как относительное производство ими электро-
энергии все возрастает. Вместе с тем растет и не-
равномерность графика электрической нагрузки.
Поэтому весьма выгодна выработка на ТЭЦ допол-
нительной мощности для покрытия пиковой на-
грузки даже при сравнительно низком к.п.д.
Не менее важно в новых проектах наилучшим
образом использовать исключительную способность
этих турбин к быстрому приему электрической на-
грузки за счет снижения отборов пара в аварийных
ситуациях.
Эти доводы могут стимулировать некоторое раз-
витие ЧНД, что, впрочем, требует очень тщатель-
ного экономического обоснования.
Должны изучаться и такие специфические ме-
тоды выработки дополнительной мощности, как от-
ключения ПВД — кратковременное (для улучшения
динамики регулирования) и длительное (для по-
крытия пиков нагрузки) [6].
Давление в отборах. Конструкция турбины
должна удовлетворять требованиям оптимального
теплоснабжения. Для этого давление в отборах
и расходы пара изменяются в широком диапазоне
в соответствии с температурным графиком и усло-
виями транспортирования теплоносителя.
В выпускавшихся ранее турбинах давление ото-
пительного отбора изменялось в пределах 120—
250 кПа. Было доказано, что для средних усло-
вий работы тепловых сетей давление в месте отопи-
тельного отбора пара длительное время выгодно
поддерживать значительно ниже 120 кПа. Это по-
нижает уровень температур отвода теплоты из
цикла и повышает к. п. д. установки.
Исследования температурных графиков тепло-
вых сетей последнего десятилетия позволили сде-
лать вывод о том, что экономически выгодно диа-
пазон давления греющего пара раздвинуть до 40—
250 кПа в соответствии с температурой наружного
воздуха и коэффициентом теплофикации. Согласно
требованиям, давление нижнего теплофикационного
отбора пара в современных турбинах выбирается
до 50 кПа.
В турбинах УТМЗ мощностью 40—100 МВт дав-
ление в месте верхнего отопительного отбора из-
меняется от 60 до 245 кПа, а в нижнем —от 50 до
200 кПа (в турбинах Т-50-130 и Т-100-130 при неко-
торых режимах даже ниже 30 кПа). Давление в ме-
сте производственного отбора пара изменяется от
490 до 980 кПа [1].
Ступенчатый подогрев сетевой воды. Темпера-
турные графики современных тепловых сетей рас-
считываются для нагрева воды в сетевых подогре-
вателях ПТУ при достаточно высокой и устойчивой
разности температур сетевой воды на выходе ее
из бойлера и входе в него. Это приводит к постоян-
ству тепловой нагрузки и открывает возможность
принципиально нового решения в тепловой схеме
турбинной установки: применение, по крайней мере,
двухступенчатого подогрева сетевой воды. Та-
кая принципиальная схема весьма обстоятельно
разрабатывалась в ЦКТИ еще в тридцатых годах
(И. В. Васильевым), а в последний период в том
же направлении были продолжены исследования на
УТМЗ, ЛМЗ, в КПИ, ЦКТИ и в других организа-
циях, и их результаты были воплощены в ряде со-
временных турбинных установок.
При двухступенчатом подогреве сетевой воды
давление в первой ступени должно быть всегда
96
значительно более низким, чем во второй, благо-
даря чему около 50% лара, отбираемого для тепло-
фикации, вырабатывает дополнительную электри-
ческую энергию за счет его расширения до
~ 50 кПа, а иногда и ниже. Чтобы поддерживать
заданную температуру сетевой воды, давление ре-
гулируется в верхней камере при двухступенчатом
и в нижней камере при одноступенчатом подогреве.
Парораспределительный орган — обычно поворот-
ная диафрагма — располагается в нижней камере.
Выполнение отбора пара низкого давления встре-
чает значительные трудности из-за больших раз-
меров трубопроводов и сложности конструирования
камер отбора с малыми сопротивлениями, а также
из-за необходимости компенсировать тепловые рас-
ширения.
Ступенчатый подогрев сетевой воды приносит
большую экономию топлива и повышает макси-
мальную тепловую нагрузку. Двухступенчатый по-
догрев сетевой воды в турбинах УТМЗ типа Т сни-
жает годовой расход топлива на 2— 2,5% и в тур-
бинах ПТ — на 0,8—1%, а уменьшение давления
отбираемого пара в тех же турбинах — приблизи-
тельно на 1%. Эти цифры получены с учетом ми-
нимального давления в верхнем отборе, примерно
60 кПа [1].
Работа с пониженным вакуумом. В стремлении
повысить тепловую экономичность турбин уже
давно зародилась идея использовать теплоту, от-
водимую к холодному источнику в конденсаторе.
Эта идея довольно широко использовалась в по-
рядке модернизации турбин, в том числе конденса-
ционных с переводом их на работу с «ухудшенным
вакуумом» [3].
Этот же метод применяется в современных тур-
бинах с отборами пара. Существенная выгода мо-
жет быть получена при использовании теплоты па-
ра, поступающего в конденсатор на теплофикаци-
онных режимах. При минимальном его расходе для
охлаждения ЧНД теплосодержание этого пара зна-
чительно повышается за счет вентиляционных по-
терь главным образом последних ступеней. Кроме
того, на этих режимах в конденсаторе холодному
источнику передается столь же значительное коли-
чество теплоты от лабиринтовых подогревателей и
холодильников эжекторов, находящихся в системе
рециркуляции конденсата. Эта теплота может быть
использована для подогрева сетевой или подпиточ-
ной воды.
Обратная сетевая вода имеет температуру около
343 К, она нагревается в конденсаторе примерно
на ЮК, и от ее количества зависит давление
(обычно не выше 50 кПа). На этом режиме кон-
денсатор по существу превращается в подогрева-
тель сетевой воды, а турбина работает с противо-
давлением, что накладывает ограничения на выра-
ботку электрической энергии.
Преимущества такой эксплуатации турбин с от-
борами пара выявляются лишь в результате ана-
лиза графика теплофикационной нагрузки и всей
тепловой схемы, в том числе пиковой ступени по-
догрева сетевой воды, которая включается лишь
при определенной температуре наружного воздуха.
Существенную роль в этом цикле играют также по-
тери в ЦНД, которые в значительной мере зависят
от степени веерности и размеров последнего РК,
его окружной скорости и плотности пара. Имеет зна-
чение также экономия энергии на привод циркуля-
ционных насосов, частично или полностью отклю-
чаемых на рассматриваемом режиме работы. Мож-
но лишь в качестве примеров указать, что в тех
условиях, в которых работают турбины УТМЗ
Т-50-130 и Т-100-130, расчетная годовая экономия
топлива, получаемого от подогрева сетевой воды
в конденсаторе, достигает 1,5%. При этом эти тур-
бины, а также турбины типа Р и ПР более эко-
номичны, чем конденсационные турбины той же
мощности, начиная с нагрузок 5—7% от номиналь-
ной [1].
Расходы пара. Количество пара, протекающего
в отсеках на теплофикационных режимах, может
изменяться независимо и в широком диапазоне. Это
глубоко меняет условия работы ступеней в каждом
отсеке и осложняет выбор для них расчетных ре-
жимов. Расход пара, а также начальное и конечное
давления, на которые рассчитывается проточная
часть каждого отсека, следует изыскивать как оп-
тимальные по его среднегодовой загрузке. При этом
характеристики ступеней необходимо выбирать
с учетом работы турбины во всем диапазоне на-
грузок. Таким образом должна проводиться чрез-
вычайно сложная оптимизация проточных частей
отсеков.
На той же основе выбираются методы регулиро-
вания и парораспределительные органы, от которых
в значительной мере зависят надежность, эконо-
мичность и маневренные качества турбины.
В результате оптимального проектирования от-
секов их максимальные к. п. д. не будут соответст-
вовать какому-либо одному режиму работы тур-
бины. Например, как правило, при конденсацион-
ном режиме работы к.п.д. турбины с отборами
пара существенно ниже, чем конденсационной тур-
бины той же мощности.
Вторичный перегрев пара. Оптимальное давле-
ние для промежуточного перегрева пара выше, чем
для конденсационных турбин. Эффект от него тем
больше, чем выше начальные параметры пара и
чем ниже уровень давления, до которого происхо-
дит расширение.
В потоке, расширяющемся до давления в кон-
денсаторе, вторичный перегрев пара снижает сте-
пень влажности, что существенно повышает к. п.д.
турбины и, кроме того, снижает уровень эрозии
лопаток. Поэтому наибольший эффект от ПП полу-
чается в потоке пара в конденсатор, а наимень-
ший— в потоке в отбор пара с наиболее высоким
давлением. Неблагоприятные условия создаются
при минимальном потоке пара в конденсатор, ког-
да последние ступени работают в режиме торможе-
ния и когда из-за повышенной температуры посту-
пающего в ЧНД пара при вторичном перегреве
приходится увеличивать его расход.
Общая экономия зависит от соотношения пото-
ков пара, расширяющегося до различного давления,
и от к. п. д. отсеков, а, следовательно, от графика
нагрузки и типа турбины. Если турбина значитель-
ное время работает при малой нагрузке ЧНД, то
эффект от вторичного перегрева пара снижается.
Если же турбина длительно работает при мини-
мально допустимом потоке пара в конденсатор, то
значительная доля экономии от вторичного пере-
грева может быть потеряна из-за необходимости
увеличить этот минимальный расход, чтобы избе-
жать недопустимого повышения температуры ЧНД.
В результате влияния этих факторов экономия
от вторичного перегрева для потока, отбираемого
на производство, почти не получается, а для по-
тока, отбираемого для теплофикации, достигается
экономия, но приблизительно в два раза меньшая,
чем для конденсационной турбины.
Таким образом, вопрос о рентабельности приме-
нения вторичного перегрева зависит от параметров
пара, типа турбины и графика тепловой и электри-
ческой нагрузки, от способа регулирования и теп-
ловой эффективности проточных частей отдельных
отсеков турбины (особенно ЧНД), от тепловой
схемы, а также, разумеется, от эксплуатационных
расходов и капитальных затрат. Из-за многообра-
зия этих факторов остается дискуссионным вопрос
о той мощности турбины, при которой вторичный
перегрев становится рентабельным. Решение дол-
жно приниматься с учетом индивидуальных осо-
бенностей эксплуатации типовых ТЭЦ.
В настоящее время УТМЗ выпускает с вторич-
ным перегревом пара лишь блоки Т-250-240, где
он, бесспорно, необходим и эффективен. В ближай-
шее время ожидается выпуск блоков с промежу-
точным промперегревателем также для давления
пара ~ 130 МПа мощностью около 200 МВт, пред-
назначенных для работы с отопительными отбо-
рами пара в районах с дорогим топливом. Эти про-
екты открывают возможность потребителю выби-
рать оптимальные варианты.
Концевые ступени. Ступени, примыкающие к ка-
мерам отборов с регулируемым давлением, и по-
следние ступени перед конденсатором работают на
различных режимах при сильно меняющихся пере-
падах энтальпии и числах ufCa, при значительном
изменении степени реактивности и при больших
статических и динамических нагрузках на РЛ. Ши-
рокий диапазон изменения регулируемого давления
усложняет проблему создания таких ступеней на-
дежными и достаточно экономичными при всех ре-
жимах работы. В таких условиях подбирать сту-
пени с подходящими газодинамическими прочност-
ными характеристиками можно лишь на базе
обширных теоретических и экспериментальных ис-
следований. Эта проблема в некоторой мере анало-
гична рассмотренной в п. V.4 для последних сту-
пеней мощных конденсационных турбин.
Особенности ЧВД и парораспределения. Для
ЧВД характерны значительные изменения расхода
пара, в частности, из-за совпадения пиков электри-
ческой и тепловой нагрузок. Поэтому здесь оправ-
дано применение соплового регулирования. Но
в мощных турбинах по условиям прочности РЛ ре-
гулировочной ступени и прогрева ЦВД пар при
умеренных расходах одновременно подводится
к двум сопловым коробкам, что расширяет область
дросселирования пара. В связи с этим ставится за-
дача при некотором частичном расходе пара пере-
ходить к регулированию при СД (комбинированное
регулирование). Это приносит существенный вы-
игрыш в удельном расходе теплоты; например, для
турбины Т-250-240 — до 2,5% при половинном рас-
ходе пара на конденсационном режиме. Кроме
того, работа при СД улучшает тепловое состояние
турбины и повышает долговечность оборудования
(см. п. V.5, VIII.4 и Х.1).
Требования к к. п. д. ЦВД, его тепловому со-
стоянию и маневренным свойствам в принципе те
же, что и для ЦВД конденсационных турбин
(п. III.5).
13 Зак. № 50
97
Особенности ЧСД. При больших объемных
расходах отбираемого пара крайне затрудняется
конструирование цилиндров с громоздкими патруб-
ками, нарушающими осевую симметрию корпусов и
ухудшающими их тепловое состояние. Эти трудно-
сти встречаются и при конструировании конденса-
ционных турбин, но размещение патрубков в мощ-
ных турбинах с отборами пара становится на-
столько сложным, что для решения этой задачи
может потребоваться даже лишний цилиндр по
сравнению с конденсационной турбиной той же
мощности.
Динамическая составляющая осевого давления
на ротор мощных турбин во время переходных про-
цессов может быть настолько велика, что двухпо-
точная конструкция ЦСД окажется предпочтитель-
ной, даже если этого не требуется по размерам ло-
паточного аппарата.
Особенности ЧНД. Последний отсек турбины
должен проектироваться для длительной работы
при минимальном расходе пара, когда ступени мо-
гут находиться в режимах торможения. Проблема
создания последних ступеней осложняется в случае
работы на режимах при значительном изменении
давления в конденсаторе, а также при больших
размерах РНД.
Проблема работы и охлаждения ЦНД при ми-
нимальных расходах пара и предохранения от эро-
зии выходных кромок последних РЛ приобретает
особое значение для мощных турбин с отборами
пара. В целом эта проблема аналогична рассмот-
ренной ранее (в и. V.4).
Системы автоматического регулирования и за-
щиты. САР турбин с отборами пара проектируются
для нескольких регулируемых параметров. Теория
автоматического регулирования таких САР нахо-
дится на высоком уровне, благодаря чему проекты
принципиальных схем и их расчеты выполняются
достаточно точно.
Новые требования к чувствительности, точности
и быстродействию регулирования, а также к надеж-
ности защитных устройств аналогичны предъявляе-
мым к САРЗ конденсационных турбин (см. п. III.9
и гл. X). Они побуждают конструктора постоянно
совершенствовать принципиальную схему регули-
рования и конструкции всех элементов.
САРЗ должны обеспечивать участие турбин
с отборами пара в регулировании частоты и мощ-
ности энергосистем и в поддержании их устойчиво-
сти наравне с конденсационными турбинами. Для
этого, в частности, САР должны принимать из
электросети командные сигналы экстренного изме-
нения мощности в аварийных ситуациях и доста-
точно быстро исполнять команды. Целесообразно
воздействие САР на обратные клапаны отборов
пара.
Конденсаторы. В связи с особыми задачами
проектирования ЧНД к конденсаторам предъявля-
ются своеобразные требования. Главное из них —
обеспечить работу турбины при повышенном проти-
водавлении с целью подогрева обратной сетевой
воды или воды для подпитки тепловых сетей. Вме-
сте с тем необходимо предусматривать переход
к нормальным конденсационным режимам с охлаж-
дением циркуляционной водой. Для этой цели при-
меняются конденсаторы со «встроенным пучком»
трубок, поверхность охлаждения которых дости-
гает 20% от общей поверхности охлаждения.
98
. При этом к встроенному пучку раздельно подво-
дятся как воды тепловых сетей, так и обычная цир-
куляционная вода, а к остальной части конденса-
тора— только циркуляционная вода. Она посту-
пает во все пучки трубок на конденсационных
режимах, когда подвод сетевой воды отключается.
Наоборот, при малых расходах пара в конденса-
тор полностью отключается подвод циркуляционной
воды, а процесс конденсации совершается за счет
подвода к встроенному пучку воды тепловых сетей.
Переход от одного режима работы к другому со-
вершается на ходу.
Так как воды, подводимые к конденсатору,
имеют различные температуры, то их циркуляция
во встроенном пучке организуется по-разному [1]:
сетевая вода — в один ход; подпиточная вода —
в четыре хода; циркуляционная вода — в два хода
встроенного пучка, или только через основные
пучки, или через все пучки; подпиточная вода —
в четыре хода встроенного пучка и циркуляционная
вода — через основные пучки. Для каждой уста-
новки трубопроводы выполняются только для двух
вариантов.
Такая конструкция конденсатора была разра-
ботана и впервые применена УТМЗ. Она апробиро-
вана в длительной эксплуатации и сейчас исполь-
зуется как типовая во всех турбинах с отборами
пара мощностью более 50 МВт.
Вопросы унификации. Потребности теплофика-
ции при ее современном размахе сложны и много-
образны. Чтобы их удовлетворить, необходимо со-
здавать большой глубоко унифицированный ряд
турбин с одним или двумя отборами пара для теп-
лофикации, с производственным отбором и с про-
тиводавлением.
Задача усложняется различием начальных пара-
метров пара, которые выбираются в зависимости
от его расхода и стандартного котельного оборудо-
вания.
Опыт все же подтверждает полную целесообраз-
ность широкой унификации деталей, узлов, целых
ступеней и даже цилиндров турбин, а также систем
регулирования. Весьма плодотворна также уни-
фикация ЦНД турбин с отборами пара и конден-
сационных.
Необходимо также стремиться к межзаводской
унификации, что резко увеличит число однотипных
изделий и позволит поднять их качество и понизить
стоимость.
В связи с многообразием возможных типов тур-
бин с отборами пара встала задача выбора опти-
мального ряда турбин, наилучшим образом удов-
летворяющих потребности теплофикации и произ-
водства. Сокращение типоразмеров турбин не
только выгодно с точки зрения серийного их вы-
пуска и удешевления, но также и для уменьше-
ния стоимости ТЭЦ, снижения сроков и тру-
доемкости строительства и для серийного их соору-
жения.
Из всего сказанного следует, что создание тур-
бин с отборами пара намного сложнее, чем конден-
сационных той же мощности, и что ввиду планируе-
мого расширения производства турбины этого типа
заслуживают особого внимания как весьма перс-
пективные.
По мере укрупнения ТЭЦ будут расти и мощно-
сти агрегатов, в связи с чем в ближайшем будущем
в строй войдут турбины для начального давления
12,8 МПа мощностью до 200 МВт, в том числе
с промежуточным перегревом пара. Дальнейший
прогресс ожидается и в выпуске турбин, работаю-
щих при СКД.
VI.2. ТУРБИНЫ МОЩНОСТЬЮ ДО 100 МВт
Турбины с отборами пара сначала выпускались
на ЛМЗ в пределах серии турбин «В» мощностью
25 МВт и 50 МВт для начальных параметров пара
8,8 МПа и 773 К (п. II.3), а затем производство
таких турбин было передано на УТМЗ и БМЗ. Про-
изводство крупных турбин этого типа на базе об-
ширного опыта развивалось по пути всестороннего
совершенствования турбин, их укрупнения и повы-
шения начальных параметров пара.
Турбины УТМЗ
В пятидесятых годах УТМЗ разработал унифи-
цированный ряд турбин мощностью 25 МВт:
ПТ-25-90/10; Т-25-90 и ПР-25-90/10/0,9. Они имели
улучшенные тепловую экономичность и автомати-
зацию по сравнению с предшествующей серией
турбин. Главные усовершенствования — повышение
to до 808 К и уменьшение нижнего предела регу-
лируемого давления пара для теплофикации до
69 кПа. Их мощность была увеличена до 30 МВт
с соответствующим повышением номинальной теп-
ловой нагрузки.
На базе полученного опыта завод перешел
к производству турбин мощностью 40—100 МВт
для начальных параметров пара 12,8 МПа и 838 К,
без вторичного перегрева пара. Этот унифициро-
ванный ряд состоял из следующих турбин (в чис-
лителе— номинальная мощность, в знаменателе —
максимальная): Т-50/60-130 с двумя отборами пара
для теплофикации (номинальная мощность тур-
бины увеличена до 55 МВт); ПТ-50/60-130/7 с от-
бором пара на производство и с двумя отборами
для теплофикации; Т-100/120-130 с двумя отборами
пара для теплофикации; Р-40-130/31 с противодав-
лением ~3 МПа (схемы на рис. VI.1).
Для ТЭЦ с большой круглогодичной тепловой
нагрузкой доказана целесообразность применения
турбин без конденсационной части типа ТР-110-130.
Такие турбины очень выгодно применять, напри-
мер, в том случае, если на ТЭЦ имеются уже три-
четыре агрегата типа Т-100-130 и последующие аг-
регаты могут нести тепловую нагрузку, работая
с противодавлением. Эта вновь создаваемая двух-
цилиндровая турбина глубоко унифицирована
с Т-100-130.
В ЦВД этой серии турбин применено сопловое
регулирование. Четыре односедельных неразгру-
женных клапана размещены на ЦВД. Привод
к ним — от кулачкового вала. Объемные расходы
пара ЦВД сравнительно невелики, поэтому УТМЗ
предпочел колесо Кертиса в качестве регулировоч-
ной ступени (кроме турбин типа Р), хотя этот во-
прос остается дискуссионным.
Размеры РВД — небольшие. Так, для турбины
ПТ-50/60-130/7 средний диаметр колеса Кертиса
950 мм, первой активной ступени давления
~832 мм и последней, восьмой, 856 мм. Это поз-
волило выполнить проточную часть с достаточной
высотой лопаток, что благоприятно сказалось на
экономичности турбин этой серии.
Турбины мощностью 50 МВт — двухцилиндро-
вые, с совмещенным цилиндром для ЧСД и ЧНД.
РВД и частично РСД — цельнокованые.
В ЧСД применяются поворотные диафрагмы и
одновенечные регулировочные ступени. В турбине
ПТ-50-130 такая диафрагма эквивалентна трехкла-
панному сопловому регулированию.
В ЧНД используются поворотные диафрагмы
дроссельного типа.
Конструктивные и другие особенности этой се-
рии турбин рассмотрим на примере турбины
Т-100-130.
Турбина Т-100/120-130. В третьей модификации
номинальная мощность турбины (рис. VI. 1) повы-
шена до 110 МВт. Начальные параметры пара
ПТ-50160-130-7 УШ-
Т-1001120-130-2 УТМЗ
Рис. VI. 1. Схемы турбин УТМЗ и ЛМЗ с отборами
пара
12,8 МПа и 828 К. Имеется два отбора пара для
теплофикации, обеспечивающие тепловую нагрузку
204 МВт (175 Гкал/ч). Максимальный расход
свежего пара — 485 т/ч. Максимальный расход пара
конденсатором — 232 т/ч.
В турбинах этого типа впервые [1] применен
двухступенчатый подогрев сетевой воды в последо-
вательно включенных по водяному тракту бойлерах,
питаемых от двух отборов: один — за ЦСД, а дру-
гой— из ЦСД двумя ступенями ранее. Давление
верхнего отбора может изменяться от 60 до
250 кПа, а нижнего — от 50 до 200 кПа. В конден-
саторе имеется встроенный пучок трубок.
Расход свежего пара — номинальный 480 и мак-
симальный 485 т/ч.
Турбина трехцилиндровая с двухпоточным
ЦНД.
ЦВД. Проточная часть состоит из колеса Кер-
тиса и восьми ступеней давления. Цилиндр — одно-
поточный, одностенный, без обойм. Давление за ним
при номинальном теплофикационном режиме —
3,3 МПа. Из ЦВД нет отборов пара, что упростило
его конструкцию.
13*
99
Благодаря небольшим диаметрам ступеней вы-
соты лопаток достаточны для того, чтобы получить
сниженные концевые потери. Этому в значительной
мере способствовали также малые радиальные за-
зоры бандажных уплотнений. ЦВД, несмотря на
применение колеса Кертиса, имеет при четырех от-
крытых клапанах внутренний к. п. д. тщвд = 0,80.
РВД — цельнокованый, опирается на два собст-
венных подшипника, что дает возможность избе-
жать низкочастотной вибрации для столь легкого
ротора, несмотря на малые радиальные зазоры
в бандажных уплотнениях. Муфта — жесткая. Ком-
бинированный подшипник между ЦВД и ЦСД вос-
принимает осевое давление от всего ротора, что
стало возможным благодаря высокой степени урав-
новешенности осевых сил в каждом цилиндре.
В ЦВД предусмотрен паровой обогрев фланцев
и шпилек.
Концевые лабиринтовые уплотнения — безвту-
лочные, во избежание ослабления втулок на валу
при их быстром разогреве; уплотняющие гребни —
со стороны ротора.
ЦСД. В нем размещено 14 ступеней давления.
Этот цилиндр — наиболее сложный из-за больших
объемных расходов отбираемого пара. Пар отво-
дится в расположенные под турбиной горизонталь-
ные подогреватели сетевой воды (с поверхностью
нагрева ~2300 м2), а также в семь (из восьми)
подогревателей питательной воды (отборы после
второй, пятой, восьмой и десятой ступеней). Труд-
ности заключаются в сохранении приемлемого теп-
лового состояния корпуса с большим числом па-
трубков и в компенсации тепловых расширений
примыкающих к нему труб. О масштабе этой задачи
можно судить по размерам суммарного сечения
труб, равного ~4,5 м2 только для двух теплофика-
ционных отборов пара. Решение проблемы в целом
было достигнуто путем выделения ЧСД; в отдель-
ный цилиндр.
Проточная часть состоит из 12 ступеней значи-
тельно большего диаметра, чем в ЦВД, и при вы-
сотах лопаток, достаточных для достижения вы-
сокого внутреннего к. п. д. Первые восемь ступеней
ЦСД, работающие на перегретом паре, имеют
к.п.д. г)в~0,88.
Передняя часть ЦСД — литая, выходная часть —
сварно-литая. Все ступени расположены в обойках,
необходимых для образования камер отбора.
В ЦСД нет распределительных органов, что упрос-
тило его конструкцию. Первые 12 дисков откованы
заодно с валом, а два следующих диска — насадные.
ЦСД опирается на корпус среднего подшипника
и примыкающий выходной патрубок ЦНД.
Все патрубки для отборов пара — в нижней по-
ловине корпуса, а перепускные трубы к ЦНД —
в верхней половине.
ЦНД. Его главная особенность — две поворот-
ные дроссельные диафрагмы, по одной в каждом
потоке. Протечки через зазоры в этих диафрагмах
обеспечивают минимальное количество пара, необ-
ходимое для охлаждения. Благодаря двухпоточной
конструкции цилиндра уменьшились размеры диаф-
рагмы.
Последние РК имеют сравнительно небольшие
размеры: /2 = 550 мм и d2 = 1915 мм, что благопри-
ятно сказывается на вентиляционных потерях. Это
важно, в частности, в случаях работы при понижен-
ном вакууме в конденсаторе для уменьшения ра-
100
зогрева ЦНД. На таких режимах давление в кон-
денсаторе может достигать -~50 кПа, а темпера-
тура выходного патрубка на уровне горизонталь-
ного разъема равна 393 К [1]. В связи с этими ре-
жимами опоры ЦНД подняты к оси турбины до
крайнего предела, корпус же конденсатора выпол-
нен с линзовым компенсатором.
РНД соединен с РСД и ротором генератора по-
лугибкими муфтами, чтобы ослабить влияние воз-
можных небольших расцентровок при сильном на-
греве ЦНД.
При работе по теплофикационному графику
с пониженным вакуумом поворотная диафрагма
устанавливается на упор, так как в случае сброса
тепловой нагрузки при включенном встроенном
пучке давление в конденсаторе может достигнуть
опасного предела, а тогда сработает защита, что
необходимо для предохранения поломок лопаток
последних РК-
Тепловая схема. Система РППВ сильно развита.
Питательная вода поступает к вакуумному охла-
дителю, где нагревается паром из крайних лаби-
ринтовых уплотнений и штоков клапанов, затем —
в вакуумный охладитель, в который поступает пар
из промежуточных камер уплотнений, и далее по-
следовательно проходит четыре ПНД, Д и три ПВД.
Температура подогрева питательной воды ta. в =
= 505 К.
Расходы пара (т/ч) подогревателями и давление.
(МПа) в них пара на номинальном режиме (при
^о = 828К и давлении в верхнем отопительном от-
боре, равном ~ 0,1 МПа) составляют [1]:
ПНД-1 ПНД-2 ПНД-3 ПНД-4 Д ПВД-5 ПВД-fi ПВД-7
0,6 7,0	22,2 11,4+6,2* 6,6 16,9 27,8 17,5+2,0* т/ч
0,037 0,098 0,029 0,569	1,216	1,216	2,276 3,315МПа
* Пар из уплотнений турбины.
Суммарный расход пара всеми подогревате-
лями— 118 т/ч, только тремя ПВД — примерно
64 т/ч. Большой расход ПВД, по сравнению с тем
же расходом конденсационной турбиной равной
мощности, позволяет их эффективно использовать
с целью улучшения динамики регулирования ^или
для работы в переменной части графика нагрузки
(п. V.5). Все подогреватели на паровой линии
имеют обратные клапаны с принудительной по-
садкой.
Конденсаторы. Пар поступает в два конденса-
тора с общей поверхностью охлаждения 6200 м2, из
них около 15% приходится на долю встроенных
пучков. Расход циркуляционной воды— 16 000 м3/ч.
Общие показатели. На конденсационном ре-
жиме при мощности 100 МВт и t0. в = 293 К удель-
ный расход теплоты </6 — 8778 кДж/(кВт-ч)
[2095 ккал/ (кВт • ч) ].
На теплофикационном режиме ступенчатый по-
догрев приносит экономию в расходе теплоты до
9%. Существенная экономия в расходе теплоты
достигается благодаря отсутствию дросселирования
в потоке пара.
Турбина ТР-110-130 УТМЗ. Начальные пара-
метры пара—12,8 МПа и 838 К- Номинальная
мощность—110 МВт и расход свежего пара —
480 т/ч. Турбина— двухцилиндровая.
Регулируемое давление поддерживается или
в камере теплофикационного отбора, или за турби-
ной. В первом случае давление меняется от 59 до
245 кПа (номинальное—88 кПа), а во втором слу-
чае— от 49 до 196 кПа. При отборе пара для теп-
лофикации противодавление может быть ниже
49 кПа. Суммарная номинальная тепловая нагруз-
ка— 209 МВт (180 Гкал/ч).
ЦВД. Органы соплового парораспределения и
ЦВД этой турбины и Т-100-130 — полностью уни-
фицированы. Число ступеней — 9.
ЦСД. Паровпускная часть — литая, такая же,
как в Т-100-130. Выходная часть — сварная, с бо-
ковыми опорными лапами для снижения напряже-
ний. Лопаточный аппарат имеет лишь небольшие
отличия (в трех ступенях) от аппарата
Т-100/120-130. Число ступеней—14. Размеры по-
следнего РК: d2 = 1525 мм и /2= 375 мм.
Тепловая схема. Имеется три ПНД. Охлажде-
ние лабиринтового подогревателя и эжекторов — се-
тевой водой. В остальном схема такая же, как
в установке Т-100-130.
САРЗ. Автоматически поддерживается темпера-
тура прямой или разность температур прямой и
обратной сетевой воды. В принципе возможно ре-
гулирование мощности турбины за счет изменений
тепловой нагрузки. САР в основном широко уни-
фицирована с ее прототипом в турбине Т-100-130.
Трудности проектирования САР возникали из-за
большой аккумулированной энергии пара при срав-
нительно малом моменте инерции ротора. Чтобы
в этом случае удержать турбину на холостом ходу,
а также обеспечить безопасную частоту вращения
в случае зависания клапанов, повышено быстродей-
ствие САРЗ и введены в нее электрические им-
пульсы. Кроме того, предусматривается генератор,
рассчитанный на повышенный разгон (до 30%), и
настройка автомата безопасности на частоту вра-
щения выше обычной (около 16% от номинальной).
Общие показатели. На номинальном режиме
расчетный удельный расход пара равен
~4,2 кг/(кВт-ч) и удельная выработка электро-
энергии паром для теплового потребления
~ 145 кВт/ГДж (608 кВт/Гкал).
Масса турбины — около 250 т. Ее длина —
13,3 м.
Турбина предназначена, в основном, для ТЭЦ
с открытыми системами теплоснабжения, но может
применяться и на промышленных ТЭЦ для подо-
грева добавочной питательной воды. В надлежащих
условиях применение этой турбины дает большой
экономический эффект по сравнению с турбинами
Т-100-130.
Турбины ЛМЗ
ЛМЗ — пионер в строительстве мощных турбин
с отборами пара. После того как производство тур-
бин этого типа было передано на УТМЗ и БМЗ,
завод ограничился выпуском лишь тех турбин, ко-
торые входят в общие унифицированные ряды
с конденсационными турбинами. Поскольку завод
еще продолжал выпуск турбин мощностью 50 и
100 МВт, то после реконструкции и совершенство-
вания турбин типа ПТ-50-90 ЛМЗ появились под
его маркой турбины для давления 12,8 МПа, сна-
чала ПТ-60-130/13, а затем ПТ-60-130/22 и
ПТ-80/100-130/13 [9] (рис. VI.1).
Турбина ПТ-80/100-130. Максимальная мощ-
ность турбины 100 МВт достигается за счет сниже-
ния тепловой нагрузки. Турбина рассчитана для ра-
боты при ро = 12,8 МПа и t0 = 828 К.
На производство пар отбирается после ЦВД
при 1,3±0,3 МПа. Отопительный отбор пара —
двухступенчатый: верхний — после 25-й ступени при
50—250 кПа; нижний — после 27-й ступени при
30—100 кПа. Суммарная максимальная теплофика-
ционная нагрузка—116 МВт (100 Гкал/ч). Но-
минальный расход пара — 470 т/ч. Максимальный
производственный отбор пара — 300 т/ч, и суммар-
ный теплофикационный — 200 т/ч.
Турбина — двухцилиндровая. Отбор пара на
производство — после ЦВД при давлении
~ 1,3 МПа. Паровпускные органы обоих цилинд-
ров— со стороны корпуса среднего подшипника, что
позволило сосредоточить в одном месте высокона-
порные маслопроводы. Потоки в ЦВД и ЦНД на-
правлены в разные стороны. Как следствие такого
конструктивного решения — жесткая муфта между
роторами и общий упорный подшипник для всего
ротора. Неподвижная точка — на раме ЦНД со
стороны генератора. Положение упорного подшип-
ника позволяет устанавливать оптимальные осевые
зазоры в ступенях обоих цилиндров.
При конструировании турбины большое внима-
ние уделено повышению ее тепловой экономично-
сти в широком диапазоне изменения нагрузок. Па-
рораспределение в ЦВД и за камерами с регули-
руемым давлением выполнено сопловым.
ЦВД. В качестве регулировочной применена од-
новенечная ступень, что способствует повышению
к. п. д. турбины. Парораспределение — сопловое пе-
ред регулировочной ступенью и обводное за нею
с перепуском пара в камеру за четвертой сту-
пенью при его расходе более 420 т/ч. При та!.их
расходах давление за регулировочной ступенью
поддерживается приблизительно постоянным, что
создает благоприятные условия для ее работы. Че-
тыре регулировочных клапана расположены в от-
дельных корпусах, приваренных к сопловым короб-
кам, а они приварены к ЦВД. Пятый, обводный
клапан встроен в верхнюю часть ЦВД.
Корпус ЦВД — одностенный, стальной, литой.
РВД — цельнокованый, жесткий. Диафрагмы —
сварные. Предусмотрен паровой обогрев фланцев и
шпилек горизонтального разъема.
ЦНД. Пар подводится по четырем трубам к па-
ровым коробкам, вваренным в переднюю часть
ЦНД, причем два клапана расположены сверху и
два — сбоку.
Давление в камерах отопительных отборов пара
регулируется с помощью одной поворотной диа-
фрагмы, заменяющей двухклапанное сопловое ре-
гулирование и расположенной в камере нижнего
отопительного отбора перед ЧНД.
Корпус в передней части — литой, выходная
часть — сварная.
В РНД заодно с валом откованы первые 10 дис-
ков, а 3 последних насажены на вал. Диафрагмы
19—23-й ступеней — сварные, остальные —чугунные.
Размеры последнего РК: h = 665 мм, <72 = 2000 мм,
5 = 4,18 м2. Первая критическая частота враще-
ния— 1580 об/мин. РНД соединен с ротором гене-
ратора жесткой муфтой. Валоповоротное устрой-
ство делает 3—4 об/мин и автоматически повора-
чивает ротор каждые 10 мин на 180°.
Лабиринтовые уплотнения. В неподвижной ча-
сти выфрезерованы канавки, в которые вставлены
101
сегменты уплотнительных колец с усиками. Сег-
менты отжимаются радиально плоскими пружи-
нами и паром, поступающим в полость между коль-
цом и обоймой через вырезы в плоскости горизон-
тального разъема со стороны большего давления.
Против усиков на роторе — канавки и выступы.
Конденсатор. Он имеет встроенный пучок для
подогрева подпиточной или сетевой воды с поверх-
ностью нагрева — около 20% от поверхности кон-
денсатора. Количество охлаждающей воды — около
8000 м3/ч.
Тепловая схема. Система РППВ очень развита:
4 ПНД+Д (~0,6 МПа)+3 ПВД. Питательная
вода поступает в вакуумный охладитель, где нагре-
вается паром из крайних камер лабиринтовых
уплотнений и от штоков клапанов, затем в ва-
куумный охладитель, в который поступает пар из
промежуточных камер уплотнений. Подогреватель
П1 встроен в конденсатор.
ПВД имеют встроенные отсеки для снятия теп-
лоты перегрева и встроенные охладители дренажа.
Слив конденсата — каскадный, из П5 конденсат по-
дается в деаэратор, а при малых нагрузках — в П4.
Из П2 конденсат подается насосом в трубопровод
питательной воды.
Производственный отбор направляется в бой-
леры сетевой воды.
Пар из 1-й камеры переднего уплотнения ЦВД
направляется в ПВД-7, из 2-й камеры — в ПВД-5,
из 3-й камеры переднего уплотнения и задней ка-
меры уплотнения ЦВД, а также из 1-й камеры пе-
реднего уплотнения ЦНД-В вакуумный охлади-
тель. Из крайних камер уплотнений ЦВД и ЦНД,
а также от штоков клапанов паровоздушная смесь
направляется в вакуумный охладитель (с эжекто-
ром), в котором поддерживается давление около
95 кПа. В предпоследние отсеки уплотнений по-
дается пар при давлении 103—105 кПа и 413 К из
специального коллектора, в который пар поступает
из уравнительной линии деаэратора, а давление
регулируется с помощью электрического датчика.
От штоков регулировочных клапанов и автома-
тического затвора протечка поступает в деаэратор.
Температура питательной воды при номинальном
режиме с отбором пара /п. в = 522 К..
Общие показатели. Массы турбины, конденса-
тора и генератора равны 280; 160 и 63,5 т. Удель-
ная масса турбины — 3,5 кг/кВт. Длина турбины —
14,9 м, с генератором — 25,2 м.
VI	.3. ТУРБИНЫ С ОТБОРАМИ ПАРА
БОЛЬШОЙ МОЩНОСТИ
Весьма положительный и длительный опыт ис-
пользования турбин с отборами пара номинальной
мощностью до 100 МВт открыл путь к дальнейшему
увеличению их мощности и начальных параметров
пара с целью повышения экономических показате-
леи. ’Вэтом направлении ведутся интенсивные и ус-
ланные работы . Отметим главные из полученных
результатов и ближайшие задачи.
Турбины УТМЗ
Новые турбины большой мощности развивались
как на базе уже освоеннв1х начальных параметров
пара (ро = 12,8 МПа), без применения вторичного
102
перегрева, так и на основе имеющегося богатого
опыта по конденсационным блокам, работающим
при СКД и с промежуточным перегревателем.
Работы первого направления завершились вы-
пуском следующего унифицированного ряда турбин
для р0 = 12,8 МПа и % = 828^-838 К : Т-175/210-
130 с двумя отопительными отборами пара;
ПТ-135/165-130 с производственным и двумя отопи-
тельными отборами пара; Р-100-130/15 с противо-
давлением. К этой же серии турбин примыкает и
уникальная турбина Т-250/300-240, работающая при
СКД и с вторичным перегревом пара.
Все эти турбины сохраняют, в основном, те
принципиальные решения, которые обеспечили ус-
пех предшествующей серии. Помимо того, при их
конструировании были предусмотрены следующие
крупные совершенствования; дополнительные нере-
гулируемые отборы пара для внешнего потреби-
теля; смещение верхнего предела регулирования
давления пара, идущего на производство, более чем
до 2 МПа, а пара для теплофикации в турбине
Т-175-130 ~до 0,3 МПа; выработка максимальной
мощности турбин типа Т в соответствии с макси-
мальным расходом пара турбиной, что расширяет
верхний предел их мощности на конденсационном
режиме и тем самым улучшает их маневренные ка-
чества; использование отключения ПВД для выра-
ботки дополнительной и тепловой нагрузки.
Турбина Т-175/210-130. Это турбина — трехци-
линдровая с двумя отопительными отборами пара
и с использованием в конденсаторе отработавшего
пара при малых его расходах (рис. VI.2). Макси-
мальная тепловая нагрузка составляет 314 МВт
(270 Гкал/ч). Номинальный расход свежего пара —
745 т/ч. Мощность — 210 МВт на конденсационном
режиме при выключенных отопительных отборах
пара, а также при определенных частичных тепло-
вых нагрузках.
ЦВД. Он выполнен с внутренним цилиндром по
петлевой схеме, что значительно улучшает его
маневренные характеристики. Регулировочная сту-
пень — одновенечная, что экономически целесооб-
разно при больших расходах пара. Четырехклапан-
ное сопловое парораспределение обеспечивает вы-
сокую экономичность турбины при частичных рас-
ходах пара. Давление за ЦВД— 1,5 МПа. Из ЦВД
пар отбирается в три ПВД при давлениях 3,3; 2,2
и 1,5 МПа в количествах 33,8; 32,4 и 33,2 т/ч.
ЦСД. В нем размещено всего девять ступеней
и нет распределительных органов, что упростило
конструкцию цилиндра и облегчило задачу вывода
из него больших объемных расходов отбираемого
пара. Небольшие размеры цилиндра способство-
вали улучшению теплового состояния. Последние
две ступени ЦСД разделяют камеры верхнего и
нижнего отопительных отборов. Между этими ка-
мерами поддерживается разность давления, завися-
щая от расхода пара. Регулируется давление лишь
в одной из отборных камер с помощью распреде
лительных органов, размещенных в ЦНД.
ЦНД. В двух потоках расположено по три сту-
пени. Для изменения давления пара в камере ниж-
него отбора служат две поворотные диафрагмы, пе-
ремещаемые сервомоторами САР. Ступени ЧНД
унифицированы со ступенями турбины ПТ-135-130.
Прочностные характеристики проточной части тур-
бины допускают работу с отключенными ПВД без
ограничений расхода пара.
Тепловая схема — такая же, как для турбины
Т-100-130.
Турбина ПТ-135/165-130. Эта турбина с произ-
водственным отбором пара при 1,18—2,05 МПа
в номинальном количестве 320 т/ч. При давлении
в отборе 0,15 МПа, номинальной мощности и вы-
ключенных отопительных отборах пара производст-
венный отбор может быть увеличен до 390 т/ч,
а при снижении мощности на 100 МВт — до 480 т/ч.
Суммарная номинальная тепловая нагрузка для
теплофикации—ПО Гкал/ч, а при 140 Гкал/ч и
работе без производственного отбора мощность
турбины—100 МВт. Номинальная мощность полу-
чается при производственном отборе 230 т/ч.
Турбина — двухцилиндровая. ЦВД — такой же,
как в Т-175/210-130. В ЦНД размещено шесть сту-
пеней до верхнего отопительного отбора и две сту-
пени до нижнего. Однопоточная ЧНД состоит из
трех ступеней. Регулирование — посредством пово-
ротной диафрагмы, как в турбине Т-100-130. По-
следнее РК имеет размеры: /2 = 830 мм, dz =
= 2280 мм и S = 5,95 м2. Оно получено «подрез-
кой» последней лопатки турбины Т-250-240. С 29 и
30-й ступенями этой же турбины унифицированы
23 и 24-я ступени ЧНД рассматриваемой турбины.
Турбина Р-100-135/15. Она — одноцилиндровая,
с 13 ступенями давления. Допускается нерегули-
руемый отбор пара за 7-й ступенью до 90 т/ч при
давлении 3,4—3,9 МПа.
Все турбины данного ряда имеют одинаковый
расход свежего пара Graax = 760 т/ч. Поэтому их
ЦВД полностью унифицированы. Унифицированы
также ЧНД первых двух турбин. Все это дало воз-
можность организовать их серийное производство.
Проектная начальная температура пара этих
турбин, как было указано, различается по условиям
работы парогенераторов. Но все они могут работать
при 838 К, причем допускаются отклонения в пре-
делах 828—843 К- Отклонения начального давления
пара допускаются от 12,3 до 13,2 МПа.
Турбины для пара СКД имеют свои особен-
ности.
Турбина Т-250/300-240. Номиналы!ые параметры
пара перед турбиной (рис. VI.3) —23,5 МПа и
833 К, вторичный перегрев за ЦВД до 838 К-
В последующей модификации по условиям работы
парогенератора обе температуры перегретого пара
были снижены до 813 К- При этом максимальный
расход свежего пара стал 980 т/ч. Номинальная
тепловая нагрузка ~383 МВт (330 Гкал/ч).
Диапазон регулирования давления в верхнем ото-
пительном отборе ~60—200 кПа и в нижнем
~ 50—150 кПа.
Для ТЭЦ с турбинами Т-250-240 коэффициент
теплофикации <х~0,6. В соответствии с этим ко-
эффициентом определялись расчетные режимы от-
секов проточной части турбины.
Мощность турбины была выбрана в соответст-
вии с имеющимся котлом, электрическим генерато-
ром и другим оборудованием для блока К-300-240.
Использование уже освоенного оборудования повы-
сило надежность агрегата и сократило срок его вы-
пуска и освоения. В то же время это привело к не-
которым отклонениям от оптимальных решений.
Так, для промперегрева пришлось принять давле-
ние ~4 МДа вместо оптимального 6—7 МПа. Рас-
четная потеря давления в линии промперегрева—
12,5%.
Турбина — четырехцилиндровая. Общее число
ступеней — 40. Пар подводится к двум блокам кла-
панов, расположенным с двух сторон.
ЦВД. В каждом блоке один стопорный и два
регулировочных клапана. Четыре паровпускных
штуцера приварены к наружному корпусу и по-
движно соединены с горловинами внутреннего кор-
пуса, к которым приварены сопловые коробки.
К первой сопловой коробке пар поступает от 1, 2
и 3-го, ко второй — от 2, 3 и 4-го клапанов,
к третьей — от 5-го и к четвертой — от 6-го кла-
пана. Такое парораспределение обеспечивает одно-
временный и равномерный прогрев цилиндра и кла-
панных коробок.
Корпус выполнен по такой же схеме, как и для
К-300-240,— с поворотом пара на 180° после шестой
ступени (п. IV.2). Всего в цилиндре 12 ступеней.
Внутренний к. п. д. ЦВД при расходе пара
950 т/ч — по данным испытаний [4] — 0,82, что на-
ходится иа том же уровне, как для турбин
К-300-240.
Критическая частота вращения РВД —
1810 об/мин. Регулирование — сопловое. В качестве
регулировочной выбрана одновенечная ступень по
тем же соображениям, что и для турбины
К-300-240.
ЦСД. Из перегревателя пар поступает в ЧСД
через два блока клапанов (отсечной и регулиро-
вочный в каждом). Вывод из цилиндров больших
объемов пара потребовал деления ЧСД на два ци-
линдра: однопоточный ЦСД-I и двухпоточный
ЦСД-П. Разделительное давление между этими
цилиндрами при номинальном режиме — около
0,55 МПа.
В ЦСД-1 размещено 10 ступеней. Его неболь-
шие размеры позволили улучшить маневренные ха-
рактеристики турбины. В каждом потоке ЦСД-П —
по шесть ступеней, из них между верхним и ниж-
ним отборами — две ступени, за последней сту-
пенью— регулируемый отбор пара. Трубопроводы,
отводящие пар из этих отборов, имеют суммарную
площадь 8,5 м2. Двухпоточная конструкция ЦСД-П
дала возможность разместить камеры и патрубки
необходимых размеров в местах отборов и уравно-
весить осевые силы на РСД, величины которых ме-
няются в широком диапазоне при изменениях дав-
ления и количества отбираемого пара в отопитель-
ных отборах как в статике, так и в динамике,
а также при резких сбросах и набросах электри-
ческой нагрузки. Разделение потока в ЦСД-П
уменьшило также размеры сильно нагруженных,
особенно в процессе регулирования, лопаток сту-
пеней перед отопительными отборами.
Профили лопаток ЦСД-П выбирались с учетом
работы при изменении режимов в широком диапа-
зоне, особенно для ступеней, предшествующих ото-
пительным отборам (большие углы атаки, измене-
ния числа М и степени реактивности).
Суммарный внутренний к. п. д. ЦСД-I и
ЦСД-П, по данным испытаний,— около 90,5% [4].
Внутренний к. и. д. каждого цилиндра почти не
меняется в зависимости от массового расхода.
Критические частоты вращения роторов—1810
и 2015 об/мин.
ЦНД. Давление перед ЦНД на номинальном
конденсационном режиме — около 80 кПа. Прин-
цип регулирования давления в местах отопитель-
ных отборов такой же, как в турбине Т-100-130
103
__________________21ЧЧ5
Рис. VI.2. Турбина Т-175/1'tO-130 УТМЗ
_________________________Рис. VI.3. Турбина Т-250,/300-240 УТМЗ
104
14 Зак. № 50
105
(n. VI.2). Две поворотных диафрагмы помещены
в двухпоточном ЦНД с тремя ступенями в каждом
потоке. Последняя ступень несколько меньше, чем
в турбине К-300-240 (/2 = 940 мм; dz = 2390 мм;
5 = 7,05 м2). Для турбины с отборами пара такой
размер РК необычайно велик. Разработка проект-
ных вариантов показала экономическую целесооб-
разность выбора давления рк~5ч-9 кПа в зависи-
мости от температуры воздуха. Для этого давления
при указанных размерах последнего РК можно
было ограничиться двумя выходами в ЦНД (в тур-
бине К-300-240 — три выхода).
Регуляторы скорости и давления посредством
системы промежуточных гидравлических усилите-
лей управляют главными сервомоторами, связан-
ными с регулировочными клапанами цилиндров вы-
сокого и низкого давлений и с отсечными клапа-
нами ЦСД-1.
САР обеспечивает работу на конденсационных
режимах с отборами и без отборов пара, а также
на допускаемых режимах с противодавлением (по-
воротная диафрагма — на упоре). В последнем слу-
чае турбина не участвует в поддержании частоты
в электрической сети.
Рис. VI.4. Турбина Т-180/210-130 ЛМЗ
САР. Система связанного регулирования скоро-
сти и давления спроектирована в соответствии
с традициями УТМЗ.
Регулятор скорости выполнен в виде сочетания
безрасходного импульсного насоса с мембранно-
ленточным регулятором давления. В контур регу-
лирования скорости вводятся электрические им-
пульсы через механизм управления и через быстро-
действующий электрогидравлический преобразова-
тель (см. п. IX.5 и Х.5).
Регулирование температуры сетевой воды —
электрогидравлическое. Электронный регулятор
тепловой нагрузки воспринимает импульсы по тем-
пературе прямой и обратной сетевой воды и по
давлению в месте отбора пара из турбины, а затем
через механизм управления передает команду бы-
стродействующему гидравлическому регулятору
давления.
Узлы САРЗ работают на конденсате с добавкой
0,3—0,15% нитрита натрия, который снижает кор-
розию деталей. На масле работают только насос
и бойки автомата безопасности (в корпусе перед-
него подшипника).
В области первичного регулирования частоты—
в пределах 48—51,8 Гц, коэффициент неравномер-
ности для нагрузок 0—ПО МВт — около 9%, а для
нагрузок ПО—250 МВт—10—16% [4]. Это сни-
жает эффективность участия турбины в первичном
регулировании частоты, и, возможно, будут вно-
ситься изменения в статическую характеристику
регулирования в зависимости от потребностей экс-
плуатации. Динамическая постоянная ротора
(Га —8 с) находится на том же уровне, что и для
конденсационных турбин.
Тепловая схема. Система РППВ мало отли-
чается от применяемых в конденсационных турби-
106
нах на те же параметры пара. Вода подогревается
в пяти ПНД и в трех ПВД до 536 К- В качестве
привода питательного турбонасоса ПТН-1100-350-24
служит турбина, работающая на номинальном ре-
жиме при начальном давлении —-2,3 МПа (для
К-300-240 — около 1,6 МПа) и противодавлении
— 0,62 МПа. Питательный насос такой же, как для
К-300-240. Применение конденсационного турбопри-
вода в теплофикационных турбинах нецелесооб-
разно, так как при этом повышается конденсацион-
ная выработка электроэнергии. Пар из приводной
турбины может отбираться в количестве до 90 т/ч
76 = 8011 кДж/(кВт-ч) [1912 ккал/кВт-ч] при
t0. п = 20°, что превышает приблизительно на 2—
3% расход теплоты турбиной К-300-240 при той же
температуре воды; это хороший показатель для
мощной турбины с отборами пара. При тепловой
нагрузке 30 Гкал/ч и номинальной мощности рас-
ход теплоты 7540 кДж/кВт • ч [1800 ккал/(кВт- ч)].
Удельный расход пара на номинальном теплофи-
кационном режиме — 3,42 кг/(кВт-ч). Испытания
турбины, выполненные ОРГРЭС, подтвердили га-
рантии завода тепловой экономичности.
Длина турбины без генератора — 26,6 м.
для собственных нужд (сушка топлива, разогрев
мазута и пр.), но со снижением нагрузки турбины.
Конденсатор. Поверхность охлаждения конден-
сатора— 14 000 м2. Расход охлаждающей воды —
28 000 м3/ч при расчетной температуре 293 К.
Использование дополнительного пучка трубок
в конденсаторе для подогрева сетевой воды затруд-
нено из-за высокой температуры в конденсаторе
при малых расходах пара (следствие промпере-
грева). Лучшие условия — при подаче в этот пучок
подпиточной воды тепловых сетей. За счет исполь-
зования теплоты вентиляционных потерь снижение
годового расхода топлива может превышать 1%,
что подчеркивает важность этого мероприятия.
Общие показатели. Расчетный удельный расход
теплоты на номинальном конденсационном режиме
Турбины ЛМЗ
Основное направление ЛМЗ — создание высоко-
экономичных турбин с отбором пара, широко уни-
фицированных с крупными конденсационными тур-
бинами. Среди намечаемых к выпуску наиболее
перспективны турбины с отопительными отборами
пара для начального давления ~13 МПа с проме-
жуточным перегревом пара, предназначенные для
крупных ТЭЦ, сжигающих дорогое топливо. Эконо-
мическая целесообразность выпуска турбин этого
типа была обоснована ЦКТИ, ТЭПом и другими
организациями.
Турбина Т-180/210-130. Номинальные параметры
пара перед турбиной (рис. VI.4) [10]— 12,8 МПа и
813 К, вторичный перегрев — до 813 К- Максималь-
14*
107
ный расход свежего пара — 670 т/ч. Номинальная
тепловая нагрузка ~300 МВт (260 Гкал/ч).
Диапазон регулирования давления в верхнем ре-
гулируемом отборе 60—200 кПа и в нижнем 50—
150 кПа.
Турбина — трехцилиндровая. Она создавалась
на базе турбины К-210-130-3 (модернизированная
турбина К-200-130) для работы с тем же котлом
и вспомогательным оборудованием. Мощность тур-
бины на конденсационном режиме — 210 МВт, что
соответствует максимальному расходу свежего
пара.
Турбина допускает эксплуатацию при темпе-
ратуре пара 838 К перед ЦВД и ЦСД. Турбина вы-
полняется в двух модификациях: для t0. в = 293 и
300 К при рк~6,5 и 9,6 кПа и ^6 = 8455 и
8660 кДж/(кВт • ч) [2067 и 2018 ккал/(кВт • ч)].
При давлении ~2,8 МПа пар направляется
в ПП и затем — в ЦСД, в котором расширяется до
давления в верхнем отопительном отборе. К сете-
вым подогревателям пар подводится по двум тру-
бам 0 1200 мм, а к ЦНД— 0 1500 мм.
ЦВД. Его конструкция такая же, как в турбине
К-210-130 после ее модернизации. Этот цилиндр
имеет сравнительно небольшие толщины стенок
(максимум 105 мм) и размеры фланцев (в зоне ре-
гулировочной ступени ~250 мм), что отвечает тре-
бованиям к маневренным характеристикам.
ЦСД. Конструкция ЦСД принципиально отли-
чается от примененной в турбине Т-175/210-130
УТМЗ тем, что расширение пара происходит
только до давления в верхнем отборе, а две разде-
лительных ступени между отборами перенесены
в ЦНД. Такое решение прежде всего было необ-
ходимо для унификации теплофикационных и кон-
денсационных турбин ЛМЗ. Вместе с тем устране-
ние промежуточного отбора пара из цилиндра су-
щественно упростило его конструкцию и улучшило
маневренные характеристики, усложненные высо-
кой температурой пара перед цилиндром.
Проточные части ЦСД сравниваемых турбин
ЛМЗ типов Т и К унифицированы за исключением
последней ступени, которая унифицирована со сту-
пенью другой турбины ЛМЗ. Насажены на вал
только последние четыре диска РСД.
ЦНД. Две поворотные диафрагмы, с помощью
которых регулируется давление в камерах отбора,
размещены за нижней камерой отбора. Для вывода
из ЦНД большого объема пара пришлось решить
трудную конструктивную задачу размещения па-
трубков для труб 0 1600 мм с сохранением хоро-
ших маневренных характеристик цилиндра.
Последняя ступень ЦНД для t0. в = 300 К (рк~
— 10 кПа) выполняется с РЛ длиной 640 мм при
d = 2090 мм и S = 4,2 м2 [удельная нагрузка
55 т/(м2-ч)]. Для оптимизации размеров этой сту-
пени было выполнено исследование на ЛМЗ,
в ЦКТИ и других организациях, установившее
в качестве расчетного конденсационный режим ра-
боты турбины. При t0. в = 293 К (Рк~7 кПа) длина
последней лопатки будет 755 мм, d =2205 мм и
S = 5,23 м2.
Расстояние между осями подшипников тур-
бины— 20,7 м, лишь немногим больше, чем тур-
бины К-210-130.
Проточная часть ЦНД унифицирована с турби-
нами марок К-210-130 ЛМЗ, К-300-240 ЛМЗ и
Т-250/300-240 УТМЗ.
108
РППВ выполняется по схеме 4 ПНД+Д
(~0,7 МПа) +3 ПВД.
Конденсатор — однокорпусный, разделенный
стенкой на две половины, в каждой из которых раз-
мещен встроенный пучок для сетевой или подпиточ-
ной воды. Охлаждающая вода проходит последова-
тельно обе половины конденсатора.
Задачи и перспектива
По мере накопления опыта в проектировании
и производстве турбин с отборами пара будет воз-
растать их мощность в соответствии с намечаемым
укрупнением отопительных ТЭЦ. Уже в настоящее
время ставится задача [7] проектирования турбин
Т-420/500-240 с тепловой нагрузкой до 700 МВт
(600 Гкал/ч). При этом имеется в виду использо-
вать котельное оборудование от энергоблоков мощ-
ностью 500 МВт.
Параметры пара. Переход к сверхкритическим
параметрам пара связан с удорожанием оборудо-
вания и его эксплуатации. Рентабельность такого
шага требует всестороннего обоснования. Для раз-
вития этого направления огромное значение имеет
опыт эксплуатации турбины Т-250/300-240, которая
может возглавить новый ряд теплофикационных
блоков. Согласно предварительным разработкам
ЦКТИ, замена ПТ-135/165-130 турбиной
ПТ-200/240/15 дала бы 8—10% экономии годового
расхода топлива [8].
Альтернативным решением может быть ступень
давления 16—17 МПа при температуре около
828 К, что существенно проще для парогенерато-
ров, чем сверхкритические параметры.
Благодаря переходу от 13 к 16—17 МПа удель-
ная выработка электроэнергии возрастает на 6—
8 (кВт-ч)/ГДж [7].
С увеличением мощности турбин и ростом раз-
меров последнего РК турбины растут вентиляцион-
ные потери на режимах минимального потока пара
в конденсатор. В то же время намечается и рост
верхнего предела расчетного противодавления до
13 кПа, что неблагоприятно для температуры
выходного патрубка, но позволяет уменьшить
длину лопатки. В связи с этим выдвигается новая
задача изыскания оптимальных размеров послед-
них РК.
Маневренные качества. С течением времени все
большее значение будет приобретать проблема
участия ТЭЦ в покрытии суточных графиков элек-
трической нагрузки. Для решения этой проблемы
на стадии проектирования турбин с отборами пара
необходимо предусматривать возможность выра-
ботки на ТЭЦ дополнительной мощности за счет
длительного ограничения количества отбираемого
пара для теплофикации, а также в ПВД, что уже
частично предусматривалось при проектировании
новых турбин.
Ранее уже указывалось (п. V.5) на возможность
резкого увеличения эффекта от этих методов вы-
работки дополнительной энергии в случае привле-
чения ГТУ к совместной работе с паротурбинными
блоками. Комбинированные установки с высокотем-
пературными ГТУ, создаваемые на базе блоков,
уже проверенных в длительной эксплуатации на
ТЭЦ, открывают путь к резкому снижению расхода
топлива и к повышению их маневренных свойств
[6, 7].
Укрупнение ПТУ. Единичная мощность турбины
с отборами пара остается значительно меньшей,
чем чисто конденсационных, что вызывает повы-
шенные удельные капиталовложения на строитель-
ство ТЭЦ. По этой же причине невыгодно повы-
шать начальные параметры пара. Вместе с тем, при
надлежащем повышении мощности применение
СКД и введение ПП снижает удельный расход теп-
лоты на конденсационном режиме приблизительно
на 12% по сравнению с его величиной для
Т-100-130. Недостаточная единичная мощность тур-
бин типов Т и ПТ препятствует и развитию АТЭЦ,
оборудованных современными мощными реакто-
рами.
С целью повышения единичной мощности тур-
бин УТМЗ была выдвинута идея создания теплофи-
кационных турбин для выработки значительного
количества электроэнергии даже на режимах мак-
симального теплового потребления за счет увели-
ченного протока пара в конденсатор («привязан-
ная» конденсационная мощность). Турбины этого
типа сохраняют устройство обычных турбин типов
Т и ПТ, обеспечивая принципиально такую же, как
и они, экономичность выработки электроэнергии па-
ром, поступающим к тепловому потребителю.
На этой основе УТМЗ [2] выполнил эскизный
проект трехцилиндровой турбины ТК-275/300-240
для начальных параметров пара ро = 23,5 МПа и
t0 = 838 К- В этой турбине потоком теплового по-
требления вырабатывается 125 МВт и конденса-
ционным потоком 150 МВт. Максимальная электри-
ческая мощность на конденсационном режиме —
300 МВт. Из-за особенностей турбин с отборами
пара (потери от дросселирования в регулировочных
ступенях, повышенные выходные потери и пр.)
удельный расход теплоты турбиной типа ТК на но-
минальном конденсационном режиме приблизи-
тельно на 3,5% больше, чем турбиной К-300-240.
Время работы турбины при номинальной мощности
принималось 1500—3500 ч. Коэффициент теплофи-
кации был принят равным 0,5 во время работы
с номинальной тепловой нагрузкой и большим при
частичной тепловой нагрузке.
В результате этих расчетов УТМЗ пришел к вы-
воду, что турбина ТК-275/300-240 благодаря пере-
ходу к СКД и введению ПП вырабатывает удель-
ную электроэнергию на 17—23% больше, а ее
удельный расход теплоты приблизительно на 12%
меньше, чем для турбины Т-100-130. Столь же су-
щественный выигрыш получается от замены тур-
бины типа К-300-240 турбиной ТК-275/300-240 при
их установке на КЭС со значительным тепловым
потреблением, которое обычно удовлетворяют за
счет нерегулируемых отборов пара (см. гл. IV).
Турбины типа ТК выгодно применять на КЭС
при ограниченной тепловой нагрузке, недостаточной
для применения турбин типа Т, но выходящей за
пределы возможностей турбин типа К- Их также
целесообразно устанавливать на ТЭЦ с тепловой
нагрузкой, недостаточной для обычных турбин
типа Т.
Турбины типа ТК имеют особые преимущества
на АТЭЦ (см. п. VII.1), что выдвигает их в число
наиболее перспективных турбин.
Турбины с отборами пара за рубежом. Высо-
кого уровня достигли турбины с отборами пара,
выпускаемые в ЧССР заводом «Шкода» [14], в ГДР
заводом «Бергман Борзиг» [12] и в ПНР заводом
«Замех» [11].
Заводом «Шкода» выпускались турбины с од-
ним и двумя отборами пара мощностью 135 МВт
для параметров пара /?о~ 13,8 МПа, to = ta. п =
= 808 К с расходом свежего пара 125—146 кг/с.
Изготовлялись также турбины с противодавлением
мощностью 114/125 МВт [42 гл. III] с максимальным
противодавлением 27,5 кПа. Последняя турбина вы-
полнялась для начальных параметров пара ро—
— 15 МПа и to — 808 К с промежуточным перегре-
вом пара до 808 К-
Завод «Бергман Борзиг» большое внимание уде-
ляет блочным конструкциям турбин. Компактные
блочные установки мощностью до 1 МВт давно
освоены и весьма эффективны. В последнее время
компактные установки созданы также для турбин
с противодавлением мощностью до 12 МВт и тур-
бин с отборами пара мощностью до 6 МВт.
Для мощных турбин проблема проектирования ком-
пактных установок несравненно более сложна,
чем для малых турбин. Турбины в зависимости от
их назначения выполнялись с различными пере-
дачами.
Для более крупных турбин в виде блочных кон-
струкций выполнялись частичные блоки, охваты-
вающие такие части ПТУ, как масляное хозяйство,
конденсационную установку и др. Такие блоки из-
готовлялись для турбин мощностью 8 и 12 МВт,
а также для турбин мощностью 25—32 МВт. Даль-
нейшее развитие компактного проектирования тур-
бин идет по пути увеличения мощности для паро-
вых турбин различного назначения, в том числе
для паровых турбин для использования теплоты
отходящих газов в ГТУ.
В ПНР выпускались турбины с отбором пара и
противодавлением мощностью 25—150 МВт. Тур-
бины мощностью 50—110 МВт изготовлялись для
параметров пара 12,7 МПа и 808 К. Турбины мощ-
ностью 100—115 МВт выполнялись двухцилинд-
ровыми с двухстенными корпусами. Разрабаты-
ваются проекты турбины с отборами пара мощ-
ностью 135 МВт для параметров пара 13—18 МПа
и 808 К с промежуточным перегревом пара до
808 К [13].
ГЛАВА VII
ТУРБИНЫ ДЛЯ АЭС
После Великой Отечественной войны открылась
возможность использования атомного топлива для
производства электроэнергии. Первая атомная
электростанция была создана в СССР в г. Обнин-
ске в 1954 г. На этой АЭС была установлена влаж-
нопаровая турбина мощностью 5 МВт. После этого
атомная энергетика развивалась быстрыми
темпами. Уже к 1970 г. АЭС были построены
109
в 14 странах мира, а к 1980 г. ожидается, что
в ряде стран установленная мощность на АЭС со-
ставит 25—30% общей мощности АЭС.
Развитие АЭС [1, 4, 5, 6, 9, 16] определяется
как ресурсами топлива, так и стоимостью его до-
ставки в центры потребления электрической энер-
гии, где обычно строились ЭС.
VII	.1. РЕСУРСЫ ОРГАНИЧЕСКОГО ТОПЛИВА
И АТОМНАЯ ЭНЕРГЕТИКА
В XX в. мировая энергетика развивалась, в ос-
новном, на базе органических топлив. За последний
период за счет угля обеспечивалось около 1/3 ми-
ровой потребности в энергии, а остальное, глав-
ным образом, за счет нефти и природного газа. По-
требление гидравлической и атомной энергии оце-
нивалось всего в 2% от общего мирового потребле-
ния энергии. К 2000 г. это соотношение резко
изменится [2, 12, 13].
Ресурсы твердого топлива. Около четверти
мировой добычи твердого топлива извлекается
в СССР, 17% — в США и 13% — в КНР.
До настоящего времени во всем мире извлечено
130 млрд, т угля — приблизительно четверть всех
достоверных извлекаемых запасов угля или около
1% его мировых геологических ресурсов.
Ресурсы нефти. Общегеологические ресурсы
нефти, по данным МИРЭК 1974 г., оцениваются
до 1800 млрд. т. При сохранении ее добычи на
уровне 1973 г. достоверные запасы нефти во всем
мире могут быть исчерпаны за 33 года.
Ресурсы природного газа. Мировые достоверные
извлекаемые запасы газового конденсата МИРЭК
оценивает в 1,3 млрд, т и объем его годовой до-
бычи — 108 млн. т.
Возобновляемые ресурсы энергии. Имеются воз-
можности использования и огромных возобновляе-
мых ресурсов энергии, к числу которых принадле-
жат: геотермальная, приливная, солнечная и вет-
ровая энергии. Эти ресурсы в большинстве случаев
до последнего времени было экономически невы-
годно использовать для производства электроэнер-
гии, и пока они имеют лишь локальное значение.
В будущем нельзя уверенно рассчитывать на веду-
щую роль в большой энергетике одного из этих бо-
гатых источников энергии, хотя можно ожидать
крупных изобретений и открытий в этих областях,
которые могут изменить положение дела.
Таким образом, обоснованно планировать раз-
витие энергетики можно главным образом на базе
ресурсов традиционных видов и атомного топлива.
Из этих ресурсов в будущем для выработки элек-
троэнергии будет постепенно сокращаться исполь-
зование в первую очередь природного газа, а затем
и нефти по мере роста их ценности для иных про-
мышленных целей.
Переход к АЭС. Запасы угля, хотя и огромны,
но не безграничны. Кроме того, со временем будут
возрастать трудности по его добыче в требуемом
количестве из оставшихся пластов небольшой мощ-
ности или с чрезмерной глубины залегания,
а также будет постепенно снижаться качество ос-
тавшихся извлекаемых ресурсов. Существенное
значение имеет и неравномерность распределения
ресурсов. Так, в СССР в Европейской части и на
Урале — в наиболее развитых промышленных райо-
нах— сосредоточено лишь около 20% от общих ре-
110
сурсов угля. Транспорт же твердого топлива или
передача электроэнергии из отдаленных районов
в промышленные стоит дорого и в какой-то мере
ограничивается по соображениям надежности энер-
госистем. Немаловажное значение имеет загрязне-
ние окружающей среды при сжигании твердого
топлива.
Мировые запасы ядерного горючего достаточно
велики по сравнению с его потребностью, и нет
трудностей транспортирования. Первый этап атом-
ной энергетики связан с использованием изотопа
235 U, запасы которого ограничены. Проблема ис-
пользования изотопа 238 U и тория в недалеком
будущем, несомненно, будет решена. Так как на про-
изводство электроэнергии урана расходуется не-
сравненно меньше, чем любого органического топ-
лива, то, в конечном счете, его стоимость не играет
столь решающей роли, как цена на органические
виды топлива. Все эти экономические соображения
приводят к выводу о чрезвычайной актуальности
развития атомной энергетики.
Уже сейчас в таких районах, как Европейская
часть СССР и Урал, экономически выгодно созда-
вать АЭС. По мере совершенствования АЭС обла-
сти их эффективного использования будут расши-
ряться.
За рубежом энергетический кризис ускорил
темпы строительства АЭС. По прогнозам МИРЭК
ожидается, что к 1980 г. мощность всех АЭС дос-
тигнет 350 млн. кВт, а к 2000 г. — 3—5 млрд. кВт,
что составит приблизительно половину мощности
всех электростанций мира. В СССР уже в течение
ближайшего пятилетия можно ожидать, что будет
выпущено крупных паровых турбин для АЭС сум-
марной мощностью более 20 млн. кВт, а в даль-
нейшем темп роста их выпуска будет, несомненно,
возрастать Прогресс атомной энергетики будет за-
висеть от успехов реакторостроения.
В настоящее время можно выделить следующие
основные направления развития реакторостроения-.
реакторы на тепловых нейтронах,
скорость которых уменьшена замедлителем при-
близительно до 2 км/с; это реакторы первого этапа;
реакторы на быстрых нейтронах,
движущихся со скоростью более 2000 км/с. Эти ре-
акторы— второго периода развития атомной энер-
гетики. Их серийный выпуск можно ожидать, на-
чиная с девяностых годов.
Реакторы на тепловых нейтронах создавались
нижеследующих типов.
Реакторы с водным теплоносителем корпусного
типа (ВВЭР). В настоящее время широко распро-
странены двухконтурные реакторы типа ВВЭР с во-
дой под давлением 12—17 МПа, в которых она ис-
пользуется как замедлитель и теплоноситель. Тем-
пература воды при выходе из реактора должна
быть существенно ниже температуры насыщения
при давлении в реакторе. Пар производится в па-
рогенераторе, в который греющая вода поступает
из реактора. Если нет экономайзера и перегрева-
теля, то температура генерируемого насыщенного
пара на 15—20 К ниже температуры теплоносителя
при его выходе из парогенератора. Поскольку в ре-
акторе теплоноситель нагревается на 30—40 К, то
температура воды при выходе из реактора (перед
парогенератором) должна быть на 45—60 К выше,
чем температура пара при входе в турбину. По-
этому давление пара перед турбиной на 5—7 МПа
ниже, чем давление воды при выходе из реактора.
Этим объясняются низкие давление (в настоящее
время — 5—7,4 МПа) и температура пара перед
турбиной. АЭС с ВВЭР обычно выполняются с тур-
бинами насыщенного или слабо перегретого (на
15—30 К) пара. В мировой энергетике реакторы
типа ВВЭР применялись очень широко. В СССР
корпусные реакторы этого типа изготовлялись
мощностью 70; 210; 440 и 1000 МВт. В последнем
из этих реакторов в первом контуре —15,7—
16,7 МПа, во втором контуре—насыщенный пар
с давлением перед турбиной около 6 МПа. При
большой мощности возникают трудности изготов-
ления корпусов реакторов из-за их размеров: уже
сейчас при мощности 1000—2000 МВт диаметры
корпусов достигают 5—7 м.
Пар приблизительно таких же параметров про-
изводит реактор кипящего типа с графитом в каче-
стве замедлителя и с водой как теплоноситель.
Мощность этих реакторов — 1000 МВт и более.
Реакторы канального типа с водяным теплоно-
сителем (РБМК)- Наряду с корпусными приме-
няются реакторы с трубами под давлением, имею-
щие графит в качестве замедлителя. Эти реакторы
допускают перегрев свежего пара. Так, на Белояр-
ской АЭС реактор с ядерным перегревом пара уста-
новлен в сочетании с турбинами 100 МВт, работаю-
щими при давлении 8,8 МПа и 793 К- Крупные ре-
акторы такого типа выпускались для производства
влажного пара, например, реактор типа
РБМК-Ю00 на Ленинградской АЭС (ЛАЭС).
Для производства перегретого до 723 К пара
строятся и проектируются очень мощные реакторы
этого типа: РБМКП-2000 [16]. Мощность этих ре-
акторов определяется числом каналов.
Реакторы с газовым теплоносителем. Они обла-
дают следующими преимуществами: применяемые
для этой цели газы не активизируются. Газ может
иметь сравнительно невысокое давление, его кор-
розионная активность невелика. Наибольший инте-
рес представляют гелий, углекислый газ и диссо-
циирующие газы. Все действующие АЭС с СОг в ка-
честве теплоносителя — двухконтурные. В сочета-
нии с газовым теплоносителем могут применяться
паровые турбины обычного типа. Газовый теплоно-
ситель может быть использован и в реакторах на
быстрых нейтронах.
Реакторы на быстрых нейтронах (БН). Сейчас
для БН применяется, в основном, жидкий натрий.
Он позволяет работать в первом контуре при низ-
ких давлениях и высоких коэффициентах теплоот-
дачи. С использованием жидкометаллических теп-
лоносителей разрабатываются АЭС с реакторами
на быстрых нейтронах (реакторы-бридеры). _
Реакторы на быстрых нейтронах могут произво-
дить пар параметров, обычных для паровых тур-
бин. Например, на Белоярской АЭС (БАЭС)
имеется установка, выполненная по трехконтурной
схеме с натрием в качестве теплоносителя в двух
первых контурах (2-й контур — предохранитель-
ный), с паром при давлении 12,8 МПа и темпера-
туре 813 К в последнем контуре; в этой установке —
реактор типа БН и турбина К-200-130 ЛМЗ.
В реакторах БН как с жидкометаллическими,
так и с газовыми теплоносителями уран-238
интенсивно превращается в плутоний-239, пред-
ставляющий собой весьма эффективное ядерное
топливо, которое можно сжигать в реакторе на
быстрых или медленных нейтронах. Аппараты та-
кого типа — реакторы будущего.
Перспектива. Для правильного планирования
выпуска турбин и постановки крупных научных ис-
следований по их совершенствованию необходимо
иметь ближнюю и дальнюю перспективы роста па-
раметров пара и мощности агрегатов на АЭС и
АТЭЦ, а также темпа развития атомной энерге-
тики. Об этом можно судить по прогнозам методов
использования ядерного горючего [4, 6].
По данным Международной конференции, про-
ходившей в Стокгольме в 1975 г., ожидается сле-
дующая суммарная по годам мощность реакторов
различных типов в ГВт (без стран — членов СЭВ
и развивающихся стран):
Год.............................. 1980	1990 2000
С обычной водой в качестве тепло-
носителя и замедлителя ........... 168	800	1840
Высокотемпературных гелиоохлаж-
даемых ........................... 0,6	30	140
На быстрых нейтронах.............. 1,4	16	240
Этот прогноз, а также другие материалы дают
основание считать, что реакторы-конверторы типа
ВВЭР еще длительно будут занимать ведущее ме-
сто. Так, один из вариантов анализа приводит
к выводу, что к 2000 г. 50% АЭС будут работать
с реакторами-бридерами и 50%—с реакторами-
конверторами.
Вместе с тем в будущем при все возрастающих
мощностях реакторов у паровой турбины не будет
конкурентов, и для нее открывается исключительно
благоприятная перспектива удерживать свои по-
зиции в атомной энергетике в качестве главного
двигателя.
Изучая атомную энергетику будущего^ необхо-
димо отметить роль атомной теплофикации. Иссле-
дования АН СССР, ЦКТИ, УТМЗ, ВТИ и других
организаций [3, 8, 12, 14, 15] обосновали целесооб-
разность сооружения атомных ТЭЦ с применением
реакторов, разработанных для АЭС. Турбины на
АТЭЦ будут, в основном, работать при мало ме-
няющемся расходе свежего пара и, следовательно,
с переменной электрической нагрузкой. Таким об-
разом, может быть замещено максимальное коли-
чество органического топлива.
Исследования АН СССР позволили сделать вы-
вод [12] о целесообразности для СССР в перспек-
тиве использовать половину мощности реакторов
АЭС для электроснабжения и половину для тепло-
снабжения. На таких АЭС смешанного конденса-
ционно-теплофикационного типа предлагается уста-
навливать турбины с отборами пара типа ПТ и Т
мощностью 500—1000 МВт для реакторов ВВЭР и
750 МВт для реакторов РБМК. При этом «привя-
занная» конденсационная мощность, получаемая
при максимальном расчетном отборе пара за счет
потока в конденсатор, может достигать 50%. Рас-
четный отпуск теплоты в установках с турбинами
типа Т предполагается 400—470 МВт, а с тур-
бинами ПТ — отпуск пара при давлении 1,2—
1,5 МПа в количестве 450 т/ч и горячей воды, пере-
носящей 150 МВт. На первое время предпола-
гается ограничиться моноблоком с реактором
ВВЭР-500 и турбиной Т или ПТ мощностью
500 МВт с привязанной конденсационной мощ-
ностью 15—20%.
111
Таким образом, для АТЭЦ потребуются мощные
турбины с отборами пара и с развитой конденса-
ционной частью (типа ТК, ПК и ТПК). Принципи-
альные особенности этих турбин были отмечены
в п. VI.3.
V11.2. ОСОБЕННОСТИ ТУРБИННЫХ УСТАНОВОК АЭС
Паротурбинные установки АЭС имеют ряд
важных особенностей, связанных с требованиями
биологической защиты, низкими начальными па-
раметрами пара и его влажности, а также с усло-
виями эксплуатации реакторов.
Биологическая защита. Специфические особен-
ности имеют турбины для АЭС, работающих по од-
ноконтурным схемам с радиоактивным паром в ка-
честве рабочего тела. В таких установках должна
предусматриваться биологическая защита. На не-
которых АЭС ограничиваются герметической об-
шивкой агрегата или герметизацией всей уста-
новки. Паропроводы радиоактивного пара прокла-
дываются ниже отметки обслуживания.
Особые требования предъявляются к устране-
нию утечек пара из турбины. Фланцевые соедине-
ния должны быть абсолютно плотными, иногда го-
ризонтальные фланцы завариваются тонкой лен-
той. Широко применяется сварка трубопроводов.
Шведская фирма «Сталь—Лаваль» выполняла
фланцы некоторых трубопроводов двойными с от-
сосом пара из внутренней полости. Предусматри-
вается подвод нерадиоактивного пара из специаль-
ного котла к уплотнениям. Аналогичные устрой-
ства применяются для устранения попадания
радиоактивного конденсата в циркуляционную воду
и присоса последней в конденсатор. Например, на
АЭС «Унфрит» применены двойные трубные доски
с подачей во внутреннюю полость чистого кон-
денсата.
Условия биологической защиты накладывают
некоторые требования и на компоновку вспомога-
тельного оборудования. Например, из этих сообра-
жений для атомных турбин, работающих на радио-
активном паре, затруднено применение бокового
расположения конденсаторов. Для упрощения за-
щиты требуется особая компактность в расположе-
нии оборудования и его доступность для ревизии и
ремонта.
Параметры пара. Как уже было отмечено
в п. VII.1, начальные параметры пара опреде-
ляются типом реактора. Наиболее трудные задачи
ставятся перед турбостроителями при низких на-
чальных параметрах, особенно при состоянии све-
жего пара, близком к пограничной кривой. В таких
установках турбины работают на паре значитель-
ной влажности как в ЧВД, так и в ЧНД, и удель-
ный расход пара получается высоким, что требует
своеобразных и сложных конструктивных решений.
В настоящее время перед стопорными клапа-
нами турбин, работающих с реакторами типа
ВВЭР, применяется давление 5,9 МПа (60 кгс/см2),
а с реакторами типа РБМК — 6,4 МПа (65 кгс/см2).
В зарубежных установках это давление встречается
примерно до 7 МПа.
Вакуум в конденсаторе при низком начальном
давлении пара имеет большее значение, чем в па-
ротурбинных блоках, работающих при высоких па-
раметрах пара. Вместе с тем из-за большого ко-
личества пара, поступающего в конденсатор, при
112
углублении вакуума приходится усложнять ЧНД
турбины или увеличивать число ЦНД. Растет
также расход охлаждающей воды и чаще всего —
стоимость дорогих сооружений для отвода от нее
теплоты. Поэтому противодавление для различной
температуры охлаждающей воды выбирается в ре-
зультате разработки проектных вариантов с пол-
ными экономическими исследованиями примени-
тельно к стоимости топлива.
Крупные современные турбины для АЭС стро-
ятся для нескольких величин противодавления рк.
Например, турбины 500 и 1000 МВт ХТГЗ спроек-
тированы для рк = 4 и 5,5 кПа при t0. в = 288 и
293 К; при более глубоком вакууме требуется до-
полнительный ЦНД. В связи с изменением числа
ЦНД стоимость турбины значительно повышается,
но при высокой цене топлива углубленный вакуум
может себя оправдать.
Сепарация влаги и промперегрев. Для низкой
температуры пара, поступающего из парогенера-
тора, применяются влажнопаровые турбины (ВПТ),
в которых ЧВД полностью или в значительной ча-
сти работает на влажном паре. При этом в конце
расширения до глубокого вакуума пар имел бы
степень влажности более 20%, но ее стремятся
ограничить 12—15% с целью уменьшения эрозии ло-
паток и потерь энергии. Для этого влага отводится
непосредственно в ступенях турбины (внутренняя
сепарация) и во внешних сепараторах (С), уста-
навливаемых между цилиндрами. Во внешних се-
параторах степень влажности пара может быть
уменьшена до 1%. Такой сепаратор обычно объеди-
няют с промежуточным перегревателем (СПП),
когда он требуется. В перегревателе пар высу-
шивается и перегревается, благодаря чему сни-
жается его степень влажности в последних ступе-
нях ЧНД.
Введение внешнего сепаратора связано с гид-
равлическими потерями, но они невелики по срав-
нению со снижением потерь от уменьшения влаж-
ности в ЧНД. В результате сепарации влаги по-
вышается к. п. д. установки. Кроме того, ослаб-
ляется эрозия последних ступеней турбины. Таким
образом, сепарация влаги существенно повышает
экономичность и надежность влажнопаровых тур-
бин. В некоторых схемах предусматриваются две
ступени внешней сепарации, чтобы избежать пром-
перегревателя.
Для промперегревателя обычно используется от-
бираемый из ЦВД и свежий пар, чем и опреде-
ляется максимальная температура перегрева (на
15—40° меньше /0). Перегрев свежим паром сни-
жает к. п. д. цикла, но потери от влажности пара
в ЦНД существенно уменьшаются и повышается
надежность турбины. ПП используют в тех слу-
чаях, когда путем сепарации нельзя достигнуть до-
пустимой степени влажности в конце расширения.
Выгодно применять двухступенчатый перегрев: сна-
чала паром из отбора, а затем свежим, причем оп-
тимальное повышение энтальпии пара — приблизи-
тельно одинаковое в каждой ступени. Часто допус-
кают отступление от такой разбивки ступеней ПП
из-за удобства организации отбора пара (за внут-
ренним цилиндром ЦВД). Добавляя перегрев отби-
раемым паром, можно снизить расход теплоты
установкой приблизительно на 0,5%. Благодаря
применению СПП, существенно уменьшаются по-
тери от влажности в ЦНД.
Конструкции СПП и применяемые для них ма-
териалы находятся в зависимости от типа реак-
тора. Для активного пара требуется нержавеющая
сталь. С биологической защитой связано требова-
ние небольших размеров СПП.
Сепаратор и промежуточный перегреватель ста-
новятся важнейшими аппаратами установки. Их
стоимость очень высока. В зависимости от особенно-
стей установки она составляет 1/3, а иногда и более
собственной стоимости тихоходной ВПТ, а в уста-
новке с быстроходной ВПТ — еще выше. В связи
с этим неуклонно должны совершенствоваться кон-
струкции этих аппаратов и анализироваться прин-
ципиальная основа, на которой они создаются.
Одна из возможностей уменьшить размеры и
стоимость сепараторов — перейти от стационарных
к вращающимся конструкциям (ВС) [10], устанав-
ливаемым на линии паропровода между цилинд-
рами. Принцип действия ВС основан на известном
свойстве турбинных колес хорошо сепарировать
влагу при малых окружных скоростях (см.
гл.XIII). Еще в лабораторных опытах пятидесятых
годов в обычных турбинных колесах при окруж-
ных скоростях 30—40 м/с удавалось сепарировать
до 70—80% крупнодисперсной влаги. Этот эффект
можно значительно повысить, применив РК сепара-
тора с очень малым шагом пластин или волнооб-
разных лопаток с улавливателями влаги. Как пока-
зали опыты в проблемной лаборатории ЛПИ, такие
ВС способны улавливать 95—98% крупнодисперс-
ных аэрозолей. Они приводятся во вращение за
счет энергии основного потока пара, причем сопро-
тивление ВС не выше, чем в стационарных сепара-
торах.
Разделительное давление. Для внешней сепа-
рации влаги требуется вывод из турбины и ввод
в нее огромных объемов пара. Практически это
можно выполнить в местах деления турбины на ча-
сти. Вместе с тем наибольший экономический эф-
фект от внешней сепарации и удаления влаги по-
лучается при определенных давлениях. Эти опти-
мальные давления зависят от начальных и конеч-
ных параметров пара, от к. п. д. отсеков турбины и
от наличия или отсутствия ПП и его эффективно-
сти. Поэтому вопрос об оптимальном разделитель-
ном давлении должен решаться с учетом особенно-
стей тепловой схемы, конкретных характеристик
турбины и возможностей размещения ее проточной
части по цилиндрам.
Например, для влажнопаровой турбины с на-
чальным давлением 5,9 МПа, по расчетам ЦКТИ,
оптимальные давления в схеме с двумя сепарато-
рами— 1,25 и 0,25 МПа. При этом из ЧВД пар
выходит со степенью влажности у—12% и в пер-
вом сепараторе осушается до 1%, а после ЦСД
во втором сепараторе — до 1,5%. Расширение же
пара в ЦНД заканчивается при у = 14%, что еще
можно допустить при умеренных окружных скоро-
стях РК и эффективных влагоудалении и защите
РЛ. Если же возможно вывести пар для сепара-
ции влаги только после ЧВД и выполнить лишь
одну ступень сепарации, то степень влажности в по-
следних ступенях турбины оказывается недопус-
тимой. В таком случае после сепаратора прихо-
дится устанавливать промежуточный перегрева-
тель. В том и другом случае экономические
показатели установки могут существенно разли-
чаться.
Прямой путь для эффективного двухступенча-
того влагоудаления — проектирование влажнопаро-
вой турбины с ЦСД — не всегда экономически оп-
равдывается. Конструктор стремится сократить
число цилиндров за счет ЦСД, если это снижает
стоимость турбины и не наносит ущерба ее надежно-
сти. В турбине без ЦСД ступени среднего давления
присоединяются к смежным ее частям, в результате
чего получаются совмещенные цилиндры. В такой
ситуации может оказаться осуществимым лишь
один вывод пара для внешней сепарации, что ме-
няет как разделительное давление, так и конструк-
цию СПП.
Из-за тесной взаимосвязи конструкции турбины
и аппаратов, снижающих влажность пара, с разде-
лительным давлением, этот параметр установки вы-
двигается в качестве одного из основных. Поэтому
важнейшему параметру выбирается сложное и до-
рогое оборудование, входящее в состав тепловой
схемы, и для унифицированного ряда турбин сле-
дует стремиться сохранять общее разделительное
давление.
Мощность и быстроходность турбин. Особое
влияние на экономические показатели АЭС оказы-
вает мощность агрегата. Например, по данным [29],
при удвоении мощности, начиная примерно
с 600 МВт, на ТЭС, работающей на угле, стоимость
установленного киловатта снижается на 8%, а на
АЭС с реакторами ВВЭР — на 30%. Из практики
американских фирм при коэффициенте нагрузки
70% и отчислений на капиталовложения 7% удвое-
ние мощности с 580 МВт снижает стоимость уста-
новки на 23%, а вторичное удвоение — еще на 7%.
Поэтому темп роста единичной мощности выпус-
каемых атомных турбин исключительно высок, и
определяется он главным образом достижениями
реакторостроения. Первые атомные турбины для
большой энергетики в СССР строились в конце пя-
тидесятых годов мощностью по 70 МВт, сейчас же
их единичная мощность превышает 1 млн. кВт,
а проектируются агрегаты мощностью 2 млн. кВт
и выше.
Невысоким начальным параметрам пара и низ-
кому промежуточному перегреву соответствует
большой удельный расход пара. Так, удельный рас-
ход пара влажнопаровой турбиной ХТГЗ мощно-
стью 1000 МВт на расчетном режиме g=
= 5,8 кг/(кВт-ч), тогда как турбиной ЛМЗ для
сверхкритических параметров пара мощностью
1200 МВт £ = 3,05 кг/(кВт-ч). При этом количе-
ство пара, поступающего в единицу времени в кон-
денсатор влажнопаровой турбины, приблизительно
в 1,9 раза больше, чем в установке той же мощно-
сти, но работающей при сверхкритических парамет-
рах пара. Это определяет характерную черту мощ-
ных атомных турбин — необычайно развитые ЧНД
и аппараты тепловой схемы (особенно СПП и кон-
денсаторы) и их особую роль в общих экономиче-
ских показателях установки.
В быстроходных мощных турбинах при одном
ЦВД число двухпоточных ЦНД достигает четы-
рех, причем в ряде проектов они имеют последние
ступени предельных размеров по допускаемым на-
пряжением в РК и его аэродинамическим характе-
ристикам. Поэтому, помимо турбин с частотой вра-
щения п = 3000 об/мин, строятся тихоходные тур-
бины с п= 1500 об/мин. Последние при прочих
15 Зак. № 50
113
равных условиях теоретически, согласно законам
подобия, могут иметь линейные размеры в 2 раза
больше и площадь, ометаемую последними лопат-
ками, в 4 раза больше, а число выходов в ЧВД
в 4 раза меньше, чем в быстроходных турбинах,
или в тех же условиях и при равном числе выходов
ЧНД тихоходные турбины могут расходовать пар,
а следовательно, развивать мощность в 4 раза
большую, чем быстроходные. Практически размеры
ЦНД ограничиваются не только допускаемыми на-
пряжениями в последнем РК, но также стремле-
нием снизить его периферийную окружную ско-
рость, чтобы легче решить проблему эрозии. Кроме
того, важную роль играет требование не выходить
за пределы предписанных габаритов и масс кор-
пусов и роторов.
Наиболее трудная задача — определить области,
экономически выгодные для быстроходных и ти-
хоходных атомных турбин при равной их надежно-
сти. По этой проблеме длительное время велась
острая дискуссия в том же плане, как в тридца-
тых годах,— применительно к конденсационным
турбинам мощностью 100 МВт (п. 1.3). Дополни-
тельно к обычным аргументам в пользу тихоход-
ных атомных турбин выдвигалось особенно высо-
кое требование к надежности лопаток последних
ступеней, больше всего страдавших от эрозии.
С этой целью ограничивалась окружная скорость
последнего РК, благодаря чему снижались в нем
напряжения и эрозионный износ. Этим требованиям
лучше отвечали тихоходные турбины, но при сни-
женных окружных скоростях и они имели большое
число выходов в ЧНД (для турбин 1000 МВт
четыре или шесть выходов в зависимости от ва-
куума).
В тихоходных турбинах потери выходной кине-
тической энергии за последней ступенью могут
быть меньше, а ее к. п. д. выше, чем в быстроход-
ных турбинах. Но снижение длины лопаток послед-
него РК мощной турбины из соображений надеж-
ности приводит к увеличению числа параллельных
потоков в ЧНД и, следовательно, к уменьшению
длин лопаток первых ступеней ЧНД. Увеличение
числа параллельных потоков в ЧНД также повы-
шает длину перепускных труб и их гидравлическое
сопротивление. Поэтому, сравнивая экономичность
турбин с неодинаковыми относительными разме-
рами последних ступеней, необходимо учитывать
также различие потерь энергии в паропроводах и
во всем ЦНД, в том числе — концевых и от утечек
в уплотнениях в первых ступенях ЦНД. Это раз-
личие потерь сказывается тем сильнее, чем выше
разделительное давление и чем больше отстоит
проектируемый ЦНД от предельно допустимого по
размерам последней ступени. Это важное обстоя-
тельство побуждает конструктора применять по-
следнее РК с максимально возможной ометаемой
лопатками площадью.
Что касается ЦВД, в них при очень больших
расходах пара длины лопаток получаются доста-
точно высокими как в тихоходных, так и в быстро-
ходных турбинах, и в большинстве случаев к. п. д.
этих цилиндров отличаются незначительно или
преимущества оказываются на стороне быстроход-
ных турбин из-за меньших утечек пара.
Применение тихоходных турбин, открывая воз-
можность к увеличению мощности или к уменьше-
нию напряжений в роторах, в то же время порож-
114
дает трудности конструирования и изготовления,
связанные с большими массами корпусов и роторов
всех цилиндров. В частности, при высоком разде-
лительном давлении и промежуточном перегреве
пара растут трудности конструирования ЦНД
с увеличением размеров, так как его температурные
напряжения и деформации снижают маневренные
качества турбины. Для изготовления тихоходных
турбин требуется уникальное по размерам оборудо-
вание, в том числе на металлургических заводах.
Большие затруднения встречаются также при реше-
нии задач транспортировки негабаритных деталей
турбин и обслуживания их кранами с высокой гру-
зоподъемностью.
При сравнении вариантов тихоходных и быстро-
ходных турбин необходимо иметь в виду, что в оп-
ределенных зонах мощностей и объемных расходов
пара, при заданных его параметрах и выбранных
размерах последних ступеней в одном из вариантов
ЦНД могут оказаться недостаточно использован-
ными (заниженные потери выходной кинетической
энергии), а в противопоставляемом варианте, на-
оборот,— предельно эффективно использованными.
Это может приводить к существенному изменению
удельных масс турбин и их общих экономических
показателей. Поэтому для широких обобщений не-
обходим глубокий поиск на базе анализа методиче-
ски подобранных проектных вариантов. Необходим
также большой эксплуатационный опыт [7].
Для принятия решений о том или ином направ-
лении развития турбин необходимо, конечно, учиты-
вать ближнюю и дальнюю перспективы развития
реакторов, связанные с повышением начальных
параметров пара. Так, одно только повышение на-
чальной температуры пара, уже сейчас возможное
в реакторах типа РБМК, до 723 К, коренным об-
разом изменит рабочий процесс в турбине и рас-
ходы пара конденсаторами. При значительном же
росте to, а возможно, и ро в более отдаленной пер-
спективе тепловое состояние ЦВД окажется боль-
шим препятствием на пути создания сверхмощных
и вместе с тем достаточно маневренных тихоходных
турбин.
Известные недостатки тихоходных турбин по-
буждают применять быстроходные турбины до
предельной мощности, при которой можно гаранти-
ровать их безусловную надежность и конкуренто-
способность по экономическим показателям. При
этом уровень напряжений в роторах и эрозионно-
стойкость РЛ—далеко не единственные критерии,
определяющие надежность современных турбин. За
пределами этой мощности — область тихоходных
турбин. Дальнейшее их укрупнение будет зависеть
от общих требований к АЭС будущего, от усовер-
шенствования эксплуатационных характеристик
турбин и от решения транспортных проблем. По
мере повышения начальных параметров пара,
а особенно его температуры, позиции быстроходных
турбин будут укрепляться. При определенных усло-
виях могут найти применение и двухвальные уста-
новки с двумя быстроходными роторами и с унифи-
цированными ЦНД на обоих валах.
Влажнопаровые турбины. Их характерные осо-
бенности: сепарационные и влагоотводящие устрой-
ства в проточной части, эрозионностойкие конструк-
ции рабочих колес, диафрагм, обойм и корпусов,
конструкции цилиндров, предупреждающие высокие
термические напряжения, связанные с очень боль-
шим коэффициентом теплоотдачи от влажного пара
к стенке.
При поступлении в турбину сухого или мало-
влажного свежего пара степень влажности в конце
ЧВД может достигнуть большой величины (12%
и выше). Движения влаги в ЧВД и ЧНД сущест-
венно между собой различаются из-за разных плот-
ностей и скоростей пара, окружных скоростей, про-
филей лопаток и меридиональных обводов. По-
этому находят применение и различные конструк-
тивные устройства для уменьшения эрозии. Во всей
турбине, где течет влажный пар, предусматривается
периферийное влагоулавливание за рабочими ко-
лесами, хотя в ЧВД оно менее эффективно, чем
в ЧНД. При большой концентрации влаги у пери-
ферии предусматривается ее отвод за НА. Очень
эффективен отсос пара с большой концентрацией
в нем влаги у периферии за РК в камеры отбора
пара и затем — в систему РППВ. В активных
ступенях могут применяться небольшие раскрытия
лопаток за счет устранения части бандажа у вход-
ных кромок РЛ для повышенного сброса влаги
в камеры.
В последней ступени турбины, где крупные кап-
ли наиболее опасны, применяются, помимо указан-
ных влагоулавливающих устройств, внутриканаль-
ная сепарация в полых НЛ и защитные покрытия
входных кромок РЛ. Для этой ступени разраба-
тываются также эффективные сепарационно-испа-
рительные методы удаления и испарения влаги на
НЛ с последующим дроблением и испарением
крупных капель в аэродинамическом следе за НЛ.
Создаются эрозиопноустойчивые профили РЛ, сни-
жающие силу удара капель о входную кромку ло-
патки. Научные исследования по этим главным на-
правлениям борьбы с эрозией РЛ позволяют ожи-
дать значительного прогресса (см. гл. XIII).
Диафрагмы ЧВД изготовляются из нержавею-
щей стали. Чтобы предупредить щелевую эрозию
поверхностей, применяются защитные наплавки
электродами из нержавеющей стали мест поса-
док диафрагм и обойм, а также горизонтальных
разъемов обойм, внутреннего цилиндра, выход-
ного патрубка, диафрагм и концевых уплот-
нении.
Из-за большого удельного расхода пара в тур-
бинах большой мощности получаются значительные
высоты лопаток уже в ЧВД, что до известного пре-
дела допустимо по прочности и благоприятно для
достижения высокого к. п. д., а за этим пределом
задача решается применением двухпоточного ЦВД.
Последняя конструкция имеет еще важные пре-
имущества: устранение внешнего уплотнения
высокого давления и уравновешивание осевого дав-
ления.
В очень мощных турбинах с большим числом
выходов потока из ЦНД эта часть турбины вместе
с перепускными трубами и СПП настолько домини-
рует над ЧВД, что она определяет принципы ком-
поновки всего агрегата. В этом отношении склады-
вается ситуация, аналогичная той, которая созда-
лась еще в двадцатых годах при проектировании
мощных турбин (60 МВт и выше) на низкие на-
чальные параметры пара. Тогда для сокращения
размеров установки некоторые фирмы («Вестин-
гауз», «Мельмс и Пфеннингер» и др.) [1 гл. I] раз-
мещали ЧВД в центре, а по бокам от нее прибли-
зительно симметрично части низкого давления.
К такому же решению приходят конструкторы со-
временных очень мощных атомных турбин с че-
тырьмя ЦНД, располагая в центре ЦВД, а по бо-
кам ЦНД, что существенно сокращает общую длину
и диаметры громоздких перепускных труб и улуч-
шает общую компоновку агрегата.
СПП в мощных установках представляет собой
громадный аппарат, значительно усложняющий па-
ропроводы и оказывающий сильное влияние на
конструкцию турбины, так как им определяется оп-
тимальное разделительное давление. Это давление
в ряде установок выбирается сравнительно высоким
и число ступеней в ЦНД — большим, что усложняет
конструкцию этого цилиндра. В этих условиях
большая часть мощности приходится на долю
ЦНД.
Другая важная особенность мощных влажнопа-
ровых атомных турбин, связанная с высоким рас-
ходом пара и наличием СПП,— сравнительно боль-
шие внутренние емкости пара в турбинном агре-
гате и значительное количество влаги в пленках.
За счет этих аккумуляторов энергии может проис-
ходить недопустимый разгон турбогенератора при
внезапном сбросе нагрузки. Для предупреждения
разгона и удержания холостого хода в такой си-
туации после СПП на линии паровпускных труб
к ЦНД предусматриваются защитные заслонки и
регулировочные клапаны, которые полностью от-
крыты при нормальной работе. Эти органы слу-
жат также для отсечки аккумулированного пара
в случае действия регулятора безопасности (двой-
ная защита).
САР. К системе регулирования турбины на АЭС
предъявляются, по существу, те же требования, что
и на ТЭС.
Особые условия создаются при внезапных сбро-
сах полной нагрузки из-за большого количества ак-
кумулированного пара и испарения влаги. Тем не
менее удается ограничить динамическое повышение
частоты вращения Аид~ (0,08-4-0,11)/гн. Если же от-
сечные клапаны не закроются, то в современных
мощных ВПТ Днд может достигнуть 30%.
Для гарантии безусловной надежности в турби-
нах ХТГЗ предусматривается дублирование САР.
Для этого выполняются две системы: электрогид-
равлическая и гидравлическая с общими сервомо-
торами, причем первая из них — основная. Перевод
управления от одной системы к другой происходит
без изменения нагрузки турбины.
Тепловая схема. В области насыщенного пара
подогрев питательной воды за счет отбираемого
пара более выгоден, чем в зоне перегрева. При пол-
ной регенерации в этой области теоретически до-
стижим к. п. д. цикла Карно. Кроме того, отборы
влажного пара дают возможность почти без потерь
выводить из проточной части влагу, сконцентриро-
ванную у периферии РК- Для одинакового подо-
грева питательной воды требуется влажного пара
больше, чем перегретого. Все это увеличивает эф-
фективность системы РППВ и выгоды от повыше-
ния ее температуры Цп. в) во влажнопаровых ПТУ.
С другой стороны, с повышением /п. в увеличи-
вается необходимая производительность парогене-
раторов, что усложняет их сепарирующие устрой-
ства и организацию внутриреакторной циркуляции
в кипящих реакторах.
Термодинамически оптимальная температура
/п. вор1. определяется обычным методом, а из
15*
115
экономических соображений на расчетном режиме
выбирается
tn. в = (0,75+0,85) (+ Bopt -4)+4.
Так, при ро~б4-7 МПа применялись следующие ве-
личины /п. в:
для кипящих реакторов: GE —463 К; «Ве-
тингауз» — 438—493 К; «Крафтверкунион» — 463—
488 К; английские фирмы — 473—488 К; ВВС —
433—468 К; для ВВЭР: ХТГЗ — 465—485 К;
«Вестингауз» — 443—488 К; «Крафтверкунион» —
473—483 К; ВВС —488 К.
Поскольку вопрос о выборе температуры /п. в
в большой мере зависит от стоимости топлива и
особенностей оборудования, главным образом — ре-
актора, ее величина меняется в широких пределах.
Ввиду многообразия факторов, влияющих на эф-
фективность тепловой схемы, и требований унифи-
кации оборудования, при проектировании новых
мощных ВПТ разрабатываются десятки ее вариан-
тов. При этом варьируется давление в конденсаторе
(вместе с числом ЦНД), принципиальная схема
СПП, давление в деаэраторе, число ПВД. В си-
стеме РППВ большую роль играет использование
теплоты дренажей из сепараторов и особенно из
пароперегревателя, после второй ступени которого
конденсат греющего пара имеет высокие давление
и температуру. Из сепаратора дренаж обычно по-
ступает в деаэратор, а из ПП — в последние ПВД
или в специальный охладитель, или с помощью
дренажного насоса — в питательную линию паро-
генератора. Для ПНД и ПВД выполняются чаще
всего встроенные, но также и выносные охладители
дренажа. В крупных установках с высоким давле-
нием в деаэраторе применяется до четырех ПНД.
Количество ПВД зависит от давления в деаэраторе
и от способа сброса конденсата греющего пара из
ПП; их может быть два-три, или они могут вовсе
отсутствовать.
Питательные насосы имеют в качестве привода
электродвигатели или турбины со своими конденса-
торами, питающиеся паром, отбираемым после вто-
рой ступени ПП. Мощность для привода питатель-
ных насосов достигает 2% и более от номинальной
мощности турбины.
К особенностям тепловой схемы относится по-
дача конденсата к уплотнениям главного циркуля-
ционного насоса.
Обычно конденсат после первой ступени насоса
направляется в охладитель замкнутого контура
охлаждения генератора.
Отборы пара для производства и теплофикации.
На АЭС, как и на обычных ТЭС, довольно значи-
тельное количество пара отбирается для собствен-
ных нужд станции при давлении 0,7—1,1 МПа (2—
4% от GH), для подогрева сетевой воды в бойлер-
ной установке и для других нужд. Эти количества
отбираемого пара близки к тем, которые выдаются
специальными турбинами с отборами пара мощно-
стью более 100 МВт, и имеется тенденция к зна-
чительному увеличению количества отбираемого
пара для теплофикации.
Конденсатор. При достигнутом высоком уровне
расхода пара ЦНД и соответствующей поверхно-
сти охлаждения конденсатора процесс конденсации
существенно отличается от протекающего в конден-
саторе сравнительно небольшой величины. Поэтому
116
пропорциональное расходу пара увеличение поверх-
ности охлаждения не обеспечивает ожидаемого ва-
куума. Лишь после выполнения большого комп-
лекса научных, проектных и конструкторских работ
[1—3 гл. IV] были созданы надежно работающие
конденсаторы мощных ВПТ.
В основу их проектирования были заложены
следующие принципы: ленточная компоновка
трубных пучков при равномерном распределении
и небольших входных скоростях пара в пучок;
сравнительно высокие скорости паровоздушной
смеси в месте охлаждения воздуха. Число рядов
трубок в направлении ширины «ленты» обычно
10—12. В крупных конденсаторах поверхность
охлаждения делится на части. Каждая из них имеет
воздухоохладитель в середине пучка. Под труб-
ными пучками размещаются деаэрационные уст-
ройства.
С целью упрощения фундамента увеличивается
кратность охлаждения и конденсаторы делаются
одноходовыми, что уменьшает их поперечное сече-
ние по сравнению с двухходовыми даже при увели-
ченной кратности охлаждения. С той же целью,
а также для упрощения водоводов при проектиро-
вании варьируется число и расположение корпусов
конденсаторов.
В крупных конденсаторах длина трубок дости-
гает 15—20 м. Трубки чаще всего имеют диаметры
(внешний) 23; 25; 28 мм. Общее число трубок
в очень крупных конденсационных установках пре-
вышает 10s, а поверхность охлаждения — 90 тыс. м2
и более. Кратность охлаждения меняется в очень
широком диапазоне (50—150) в зависимости от ус-
ловий водоснабжения.
Чтобы уменьшить длину трубок конденсатора,
применяются двухкорпусные конструкции с проме-
жуточной водяной камерой.
Для улучшения теплоотдачи улавливается и от-
водится конденсат с охлаждающих трубок посред-
ством желобков, перегородок и щитков.
Секционирование конденсатора — разбивка на
корпуса или на секции посредством перегородок —
улучшает использование холодного источника
путем поддержания более глубокого вакуума в пер-
вых секциях, где самая низкая температура охлаж-
дающей воды. Это углубляет средний вакуум в кон-
денсаторе. В выполненных в США секционирован-
ных конденсаторах разность давлений в крайних
секциях при кратности охлаждения 60 в двух- и
трехсекционных корпусах достигала 2 кПа, а в че-
тырехсекционном — более 4 кПа. Уменьшение рас-
хода теплоты за счет углубления вакуума для тур-
бин высокого давления оценивается в 0,25%, а для
ВПТ — до 0,45%. Этот простой метод повышения
экономичности турбины особенно эффективен на
АЭС.
Проектирование крупных конденсаторов для
АЭС осложняется из-за чрезвычайно больших рас-
ходов пара. Кроме того, в районах строительства
АЭС выгодно, как показали исследования ЦКТИ,
понижать кратность охлаждения, что также приво-
дит к увеличению поверхности трубок конденса-
тора. Рационально разместить поверхности
охлаждения в корпусе под турбиной в проемах фун-
дамента очень трудно. Задача усложняется требо-
ваниями к конструкции фундамента, обеспечиваю-
щего центровку турбины и ее виброустойчивость.
Все это побуждает искать принципиально иные пу-
ти. В этом плане альтернативой к обычному под-
вальному расположению конденсаторов может быть
их установка с боков турбины, при которой взаимо-
связь конструкций конденсатора и фундамента сво-
дится к минимуму.
Идея «боковых» конденсаторов была осуществ-
лена уже в двадцатых годах фирмой «Вестингауз»
и др. Начиная с пятидесятых годов, такие конден-
саторы изредка стали применять некоторые фирмы
для турбин мощностью свыше 100 МВт, среди них
фирмы «Парсонс» и GE. Этот тип конденсатора
оказался вполне работоспособным, и его распрост-
ранение зависело лишь от оценки его качеств
в эксплуатации.
Инициативу применения боковых конденсаторов
в тихоходных агрегатах мощностью 500—1000 МВт
для АЭС проявил ХТГЗ (рис. VII.7), располагаю-
щий для этого мощными техническими средствами.
При этом им были выдвинуты новые идеи с целью
повышения надежности установок с конденсато-
рами этого типа.
Принципиальное значение имеет установка бо-
ковых конденсаторов ХТГЗ ниже, чем в применяв-
шихся ранее конструкциях. Это препятствует по-
паданию воды в проточную часть ЦНД в случае
аварийного подъема уровня конденсата.
Для обеспечения необходимой плотности до ми-
нимума сведено число незаваренных разъемов (один
горизонтальный и четыре вертикальных), причем
горизонтальный разъем имеет меньшую про-
тяженность, чем в конденсаторах подвального
типа.
Конденсаторы удалены от турбины настолько,
чтобы выполнить надежную компенсацию относи-
тельных смещений выходных патрубков и корпусов
конденсатора. Свободное место между ЦНД и кон-
денсатором занимают ПНД. Гибкое соединение
конденсатора с ЦНД избавляет последний от де-
формаций под влиянием меняющихся сил, пере-
дающихся со стороны конденсатора от вакуума и
массы воды.
Симметричный выход пара из турбины в две
стороны — важное преимущество боковых конден-
саторов, так как при этом уменьшаются размеры
горловин или становится реальным дальнейшее
увеличение объемных расходов пара.
К боковым конденсаторам возможен аэродина-
мически более совершенный подвод пара. По ре-
зультатам опытов, выполненных в ЦКТИ и на
ХТГЗ, в тракте между последним РК и конденсато-
ром 30% выходной кинетической энергии преобра-
зуется в энергию давления. Кроме того, умень-
шается окружная неравномерность потока, что бла-
гоприятно сказывается на надежности и экономич-
ности последнего РК-
Боковые конденсаторы позволяют существенно
сократить высоту машинного зала, но агрегат за-
нимает большую площадь.
Достоинствам боковых конденсаторов противо-
стоят следующие их недостатки по сравнению
с нижними конденсаторами: затруднено уплотнение
периметра фланцевых соединений, находящихся под
вакуумом; встречаются препятствия для боко-
вого подвода пара к нижней половине ЦНД; зна-
чительно увеличивается ширина турбины; затруд-
нены монтаж, ремонт и доступ к подшипникам во
время эксплуатации.
Таким образом, вопрос о целесообразности пе-
рехода к боковым конденсаторам остается дискус-
сионным.
На ХТГЗ решена также проблема подвального
конденсатора для тихоходных турбин мощностью
500 и 1000 МВт, и завод будет выпускать турбины
с конденсаторами того или другого типа в зави-
симости от полученного эксплуатационного опыта
и от местных условий, в частности, — от требований
биологической защиты, сейсмоустойчивости уста-
новки и др.
В современных мощных ПТУ применяют как по-
перечное, так и продольное расположение конден-
саторов.
Помимо основного назначения конденсатор не-
сет ряд других ответственных функций; он должен
длительно принимать и конденсировать пар в ко-
личестве 0,6 Gmax, сбрасываемый через быстродей-
ствующую редукционную установку конденсатора
(БРУ-К) при внезапном снятии с турбогенератора
нагрузки; конденсатор должен быть готов кратко-
временно принимать от БРУ-К до ПО—115% от
расхода им пара при номинальном режиме; он дол-
жен иметь устройство для приема и дегазации
обессоленной воды, а также принимать сбросы
различных дренажей. Обычно требуется, чтобы при
отключении одной из двух турбин блока была обес-
печена в течение 3 мин конденсация не менее 60%
от номинального расхода свежего пара.
Стоимость конденсатора меняется в широких
пределах в зависимости от условий его работы.
Ориентировочно ее можно оценить для тихоходных
ВПТ — около 1/3 стоимости собственно турбины.
Трубопроводы. В современных атомных уста-
новках пар подводится из реактора к турбинам,
а также из ЦВД к СПП и далее к ЦНД по парал-
лельным ниткам труб очень больших диаметров,
достигающих перед СПП и за ним 1200—2000 мм.
Несмотря на это, приходится допускать в трубах вы-
сокие скорости пара — 50—80 м/с. Трубы и арма-
тура столь больших размеров не только сами
составляют значительную долю стоимости турбины,
но и крайне затрудняют проектирование корпусов
турбин, особенно быстроходных.
Для упрощения ремонтных работ желателен
подвод пара к нижней половине ЦНД. По такой
схеме выполняются быстроходные турбины ХТГЗ
и тихоходные, не имеющие ЦСД. В некоторых тур-
бинах предусматривается подвод пара к ЦНД
сверху (К-500-60/1500 и К-1000-60/1500 с ЦСД),
а также боковой симметричный подвод в верхнюю
и нижнюю половины ЦНД.
Значительные скорости пара в трубах и клапа-
нах связаны с существенными сопротивлениями
в тракте. Потери давления в области высокого дав-
ления допускаются несколько большими, чем в зоне
низкого давления, так как из-за возврата теплоты
их вредное влияние ослабевает. Относительная по-
теря давления пара от сечения перед стопорным
клапаном до первого НА обычно допускается не
более 10%, а в тракте от ЦВД до клапанов ЦНД —
4—6%; в клапанах ЦНД — до 4%; суммарная по-
теря между ЦВД и ЦНД — до 10%; потеря в линии
греющего пара между реактором и СПП —
около 6%. Выбор экономически оправданных со-
противлений в паропроводах — важная задача
проектирования установки. Требуется также тща-
тельный анализ потерь давления в СПП при
117
выборе его конструкции на основании имеющегося
уже большого опыта.
Фундамент. Крупные задачи решаются при
проектировании фундаментов, имеющих очень не-
благоприятную форму и несущих громадные стати-
ческие и динамические нагрузки. Деформации и
температурные расширения фундамента должны
быть настолько малы, чтобы обеспечивалась точ-
ность центровки турбины и не нарушалась ее вибро-
устойчивость.
Обычно фундамент — железобетонный. Для наи-
более мощных установок он состоит из подушки,
колонн и балок, образующих проемы для конден-
саторов и трубопроводов. Геометрия фундамента и
конденсатора взаимно увязывается. Фундаментом
ограничивается подвальное помещение высотой
3,5 м и больше. На нулевой отметке — пол конден-
сационного помещения. Отметка оперативного об-
служивания— 7—15 м, в зависимости от типа кон-
денсаторов.
Находили применение различные принципы по-
строения фундамента. Были даже попытки переда-
вать силы от опорной рамы турбины к железобе-
тонной подушке через очень жесткую конструкцию
конденсатора. Фирма «Инглиш электрик» для тур-
бины мощностью 500 МВт применила «мостовой»
конденсатор, расположенный под тремя ЦНД и вы-
полненный заодно с рамой, воспринимающей
нагрузку от цилиндров. Этот мост опирается на
две пары опор, расположенных вблизи ЦСД и
генератора. Наиболее простая конструкция
фундамента — при боковом расположении конден-
саторов.
Стоимость фундамента широко меняется в зави-
симости от проекта и местных условий. Грубо го-
воря, она составляет около 0,1 стоимости турбины.
К фундаменту и ко всему оборудованию в ряде
случаев предъявляются, также требования сейсмо-
устойчивости. В таких случаях особое значение при-
обретает жесткость массивных элементов оборудо-
вания (ЦНД, конденсаторов) и их связь между со-
бой и фундаментом.
Удельный расход теплоты q«. Как указывалось,
в современных турбинах для АЭС значительное ко-
личество пара отбирается не только в систему
РППВ, но также для технологических нужд и на
теплофикацию. Это существенно повышает тепло-
вую эффективность установки. Но в связи с допол-
нительными отборами пара удельный расход теп-
лоты установкой теряет свою универсальность как
характеристика качества турбины. Даже оценка
этого показателя при отключенных дополнительных
отборах пара не решает вопроса, поскольку проточ-
ная часть турбины рассчитывается при их наличии
и это сказывается на к. п. д. отсеков и на дрос-
селировании пара регулировочными клапанами.
Чтобы исключить, хотя бы в некоторой мере, эти
влияния, следовало бы в качестве сравнительного
показателя выбирать режим с полностью откры-
тыми регулировочными клапанами и при макси-
мальной мощности турбины, причем к этой мощно-
сти, как принято, добавлять мощность питательного
турбонасоса, а дополнительные отборы отключать.
Такой показатель давал бы оценку эффективности
собственно турбины совместно с РППВ.
С этих позиций расход теплоты современными
мощными влажнопаровыми турбинами для началь-
ных параметров пара 5,9—6,4 МПа и рк = 3,94-
118
4-5,4 кПа можно было бы ориентировочно оценить
величиной 46 = 10 400-4-10 900 кДж/(кВт-ч)
[ ~ 2480—2600 ккал/ (кВт • ч)].
VII.3. БЫСТРОХОДНЫЕ ВЛАЖНОПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
Для отечественных АЭС с реакторами типа
ВВЭР для низких начальных параметров пара
ХТГЗ изготовлял турбины мощностью 75 , 220 , 500
и 750 МВт при 3000 об/мин (рис. VII.1).
Турбина К-75-30 ХТГЗ (1959 г.). Перед нею па-
раметры пара —2,85 МПа, 506 К и р1(~4 кПа. Тур-
бина [22] — двухцилиндровая с дроссельным паро-
распределением (два регулировочных клапана).
В ЦВД — девять ступеней активного типа. Разде-
лительное давление рр—0,2 МПа при степени
Ц-15-30 ХТГЗ	3-220 - 44 ХТГЗ
^-СОО-
Л-750-Б5/3000 Х1ГЗ
----------------,-СПП-^ ,-СПП-
K-1000-65-4SOI3000 ЛМЗ
Рис. VI 1.1. Схемы быстроходных ВПТ ХТГЗ и ЛМЗ
влажности у = 12%. В двухпоточном ЦНД — 2Х
Х4 ступени (ранее применялись в турбине
К-100-90 ХТГЗ). Последняя ступень — d~2,l м и
/ = 740 мм (S = 4,85 м2). Габариты турбины вме-
сте с сепараторами—12,8X15,7X4,5 м. Установка
имеет развитую систему РППВ: три ПНД, деаэра-
тор при 0,33 МПа и два ПВД, за которыми ta. в =
= 468 К- В ЦВД применена внутренняя сепара-
ция. Удельный расход теплоты 7,-,— 11400 кДж
(кВт-ч) [2720 ккал/(кВт • ч)] при рк~5 кПа. Тур-
бины этого типа установлены на АЭС Ново-Воро-
нежской и Райнсберг (ГДР).
Турбина К-220-44 ХТГЗ (1969 г.). Перед стопор-
ным клапаном параметры пара — 4,3 МПа, 528 К
и рк=3 и 5,1 кПа; /п.в = 496 К. Турбина [21, 22]
предназначена для ВВЭР-440. Она состоит из ЦВД
(6 ступеней) и двух ЦНД (2x5 ступеней). Разде-
лительное давление рр = 0,34 МПа. Промежуточ-
ный нагрев пара—двухступенчатый; сначала
паром из ЦВД при 1,86 МПа, а затем свежим па-
ром— до температуры 511 К. Регулирование сопло-
вое; 4 клапана установлены на ЦВД. При проекти-
ровании этой турбины обращалось внимание на ее
экономичность при частичных нагрузках, что может
быть оправдано графиками нагрузки в современ-
ных энергосистемах и все возрастающей суммарной
мощностью АЭС [23].
РВД — цельнокованый, гибкий; РНД — сварно-
кованый, жесткий. В зависимости от вакуума длина
лопатки последней ступени /2 = 852 или 1050 мм
(последняя из этих лопаток применялась в турбине
К-300-240). При глубоком вакууме за последней
ступенью (рк = 3,1 кПа) у = 7%. В ЦНД преду-
смотрено периферийное влагоулавливание, а в по-
следней ступени, кроме того,— внутриканальная се-
парация. В двух последних ступенях входные
кромки рабочих лопаток упрочнены против эрозии
электроискровым способом. Габариты турбины —
23,2x8,7x6,3 м. Масса турбины — 710 т.
Турбина К-500-65/3000 ХТГЗ (1970 г.). Началь-
ные параметры пара 6,5 МПа, 553 К и рк =
= 3,9 кПа; ta. в = 438 К; турбина [22] поставля-
ется с РБМК- При этих параметрах объемный рас-
ход свежего пара приблизительно в три раза выше,
чем в турбине К-500-240, что обусловливает боль-
шие размеры трубопроводов, распределительных
органов и всей проточной части ЦВД. Турбина пя-
тицилиндровая: двухпоточный ЦВД (2x5 ступе-
ней) расположен в центре, а с двух сторон от
него — по два промежуточных ЦНД (2x5 ступе-
ней). Разделительное давление рр = 0,35 МПа.
Максимальная мощность турбины на 9% больше
номинальной.
За ЦВД пар по четырем трубам (d = 1,2 м) по-
ступает в четыре СПП, расположенные по обе сто-
роны ЦВД. Перегрев — свежим паром до темпера-
туры 558 К. К ЦНД пар подводится по трубам
диаметром 1 м.
Последняя ступень имеет d = 2,55 м и =
= 1050 мм. РВД — цельнокованый, РНД — свар-
ной. Оба ротора — жесткие и соединены между со-
бой жесткими муфтами. За ЦВД ступень влажно-
сти у = 15%, а за ЦНД у = 7%, что соответствует
общей тенденции в строительстве крупных паро-
вых турбин.
Парораспределение — дроссельное. В связи
с большим объемным расходом пара применены
оригинальные компактные комбинированные сто-
порно-регулировочные клапаны [21, 22]. Оба кла-
пана опираются на одно седло, и каждый из них
перемещается своим сервомотором, управляемым
регулятором и защитным устройством. Такая кон-
струкция клапанов существенно уменьшает потери
от дросселирования, а также размеры и стоимость
этого узла. Два блока таких клапанов присоеди-
нены к нижней половине наружного корпуса ЦВД.
В трубах, подводящих пар в ЦНД после СПП,
установлены поворотные заслонки, прикрытие ко-
торых в случае сброса нагрузки уменьшает разгон
турбогенератора. Масса турбины — около 1570 т;
расчетный к. п. д. установки — 32,4%; расчетный
к. п. д. турбины т)цвд~ 0,776 и цЦНд~ 0,855.
Турбина К-750-65/3000 ХТГЗ. Это пока самая
мощная быстроходная атомная турбина на влаж-
ном паре, находящаяся в производстве (рис. VI 1.2).
Она спроектирована для работы в блоке с реакто-
ром РБМК-1500 для параметров пара: 6,4 МПа,
х — 0,995 (fo = 546,5 К); Рк — 4,5 кПа и tn, в~
«460 К.
Турбина проектировалась на базе К-500-65/3000.
ЦНД — традиционный для ХТГЗ — со встроенными
опорами. Его основа — хорошо отработанная и про-
веренная в длительной эксплуатации последняя
ступень с рабочей лопаткой длиной 1050 мм. Для
противодавления рк = 4,5 кПа требуется четыре
ЦНД, а вся турбина — пятицилиндровая. Турбина
допускает перегрузку до 8%.
Разделительное давление — около 0,5 МПа при
влажности пара за ЦВД около 15%. Это давление
принято выше, чем перед ЦНД в турбине К-500-65
(рр«0,35 МПа), что позволило увеличить пропуск-
ную способность ЦНД. Кроме того, в этой тур-
бине — более высокое противодавление. Степень
влажности пара за ЦНД — около 15%. При столь
высокой степени влажности потребовались специ-
альные противоэрозионные мероприятия.
Расход пара турбиной и СПП — около 4200т/ч;
количество пара, проходящего через стопорный
клапан,— около 4000 т/ч.
Двухпоточный ЦВД (по шесть ступеней в по-
токе) расположен в центре, а с каждой стороны от
него — по два ЦНД.
От реактора к стопорным клапанам пар подво-
дится по трубам диаметром 500 мм. Четыре трубы
диаметром 1400 мм примыкают к четырехкорпус-
ному СПП, а после него диаметр труб увеличен до
1600 мм. К впускным патрубкам ЦНД пар подво-
дится по трубам диаметром 1200 мм. Все эти
трубы вместе с паровым объемом СПП аккумули-
руют большое количество пара. Во избежание раз-
гона турбогенератора при сбросах нагрузки служат
сдвоенные заслонки, устанавливаемые в трубах за
СПП и автоматически закрывающиеся.
ЦВД. Нижний подвод пара к ЦВД позволяет
расположить клапаны на низком уровне и упро-
щает вскрытие цилиндра. При таком подводе на
внутренний цилиндр действует неуравновешенная
сила около 250 т, направленная вверх, и затруд-
няется вывод труб для отбираемого пара из нижней
половины цилиндра. Поэтому предпочтение было
отдано боковому подводу пара. Четыре выходных
патрубка направлены вниз, и к ним приварены
трубы ресивера.
Все рабочие лопатки ЦВД — цельнофрезерован-
ные, без проволочных связей.
Регулирование — дроссельное, так как турбина
предназначена в основном для несения базовой
нагрузки.
ЦНД. Корпус ЦНД — двухстенный. Обойма
опирается лапами на внешний корпус. Пар подве-
ден к нижней половине обоймы симметрично с бо-
ков, благодаря чему удалось вывести из каждого
потока ЦНД по три отбора пара, тогда как в тур-
бине К-500-65/3000 было лишь два отбора. ЦНД
свободно установлен на фундаменте рамы. Центри-
руется он с помощью продольных шпонок. Уплот-
нения в ЦНД — гладкие из-за больших его смеще-
ний относительно ротора. Первые две ступени ЦНД
имеют ленточные бандажи, а остальные — инте-
гральные с лопатками; установка бандажей суще-
ственно повышает надежность и к. п.д. лопаточного
аппарата.
Муфты применены жесткие, что при двухпоточ-
ной конструкции всех цилиндров позволяет огра-
ничиться одним упорным подшипником; это повы-
шает надежность турбины и уменьшает механиче-
ские потери.
Диаметры шеек ротора — примерно 520 мм,
кроме задней шейки ЦНД-2, диаметр которой
119
Рис. VII.2. Турбина
Рис. VII.3. Турбина
120
К-750-60/3000 ХТГЗ
К-1000-60/3000 ЛМЗ
16 Зак. № 50
121
560 мм. Опорные подшипники ЦНД — встроенной
конструкции, благодаря чему расстояние между
ними минимальное. Мощность одного ЦНД — около
100 МВт.
РППВ. С целью повышения экономичности
установки система подогрева конденсата развита
сильнее, чем в ранее выпускавшихся агрегатах.
Она выполнена по схеме: 4 ПНД + 4 ОД + Д +
+ 1 ПВД+ 2 ОПП (ОД — охладители дренажа из
ПНД; ОПП — охладители дренажа из промежуточ-
ного перегревателя). Последние охладители позво-
ляют повысить температуру питательной воды на
11 К, в результате чего /п. в = 463 К, что сущест-
венно повышает к. п. д. установки. Остальные дре-
нажи СПП и дренаж ПВД отводятся в деаэратор.
Все ПНД — вертикального типа; ПНД-1 разме-
щен в двух корпусах. ПВД — горизонтальный,
с центрально расположенной водяной камерой и
U-образными трубами.
Турбина К-1000-60/3000 ЛМЗ. К производству
быстроходных влажнопаровых турбин приступил
также ЛМЗ [18] на базе достижений в конструи-
ровании ЦНД с предельно длинными последними
рабочими лопатками. Наибольший интерес пред-
ставляет использование для этой цели ЦНД с по-
следними лопатками длиной 1200 мм при среднем
диаметре РК 3000 мм (S = 11,3 м2).
Параметры пара перед турбиной: р0 = 5,8 МПа
при степени влажности 0,5%. Давление в конденса-
торе рк = 44-5,5 кПа. Турбина выполняется с цен-
тральным расположением ЦВД и симметричным
размещением четырех ЦНД (рис. VII.3).
Предусмотрен одноступенчатый перегрев пара
до 533 К. Перед ЦНД давление ——0,55 МПа.
В конце расширения у~8%— на том же уровне,
как в турбине К-1200-240. Таким образом, в дан-
ной турбине будут использованы ступени, которые
пройдут эксплуатационную проверку. В последней
ступени приняты все меры против эрозии лопаток.
Парораспределение — дроссельное. Пар подво-
дится к ЦНД через четыре блока клапанов, каж-
дый из которых состоит из одного регулировочного
и одного стопорного клапана 0 460 мм.
ЦВД. Проточная часть состоит из пяти ступеней
в каждом потоке с размерами первой ступени I* —
= 100 мм и d2= 1375 мм и последней ступени —
/2= 370 мм и dz = 1645 мм. РЛ имеют вильчатые
хвосты, закрывающие обод диска, и цельнофрезе-
/г
Рис. VII.4. Турбина атомного
122
рованные бандажи. В пакеты свариваются по че-
тыре-пять лопаток. В каждом потоке двухкорпус-
ного ЦВД две ступени размещены во внутреннем
корпусе, а три — в обоймах. Внутренний корпус
опирается четырьмя лапами на наружный корпус.
Центровка при тепловых расширениях обеспечива-
ется поперечными и вертикальными шпонками.
Корпуса подшипников — выносные, соединенные
с фундаментными рамами продольными и попереч-
ными шпонками. Расширение ЦВД, лапы которого
скользят по подушкам на корпусе подшипника, про-
исходит в сторону ЦНД-3.
Пар подводится по двум трубам 0 700 мм
к нижней половине корпуса. Камеры отбора пара
выполнены за второй, третьей и четвертой ступе-
нями.
Во всех ступенях предусмотрено интенсивное
влагоудаление. За ЦВД диаграммная степень
влажности у — 14,5%.
ЦНД. Он полностью унифицирован с ЦНД тур-
бины К-1200-240. Условия работы последних ступе-
ней в этих турбинах одинаковы. Последние РЛ до-
статочно прочны для выполнения турбины номи-
нальной мощностью с тремя ЦНД при рн = 5,54-
4-6 кПа. Тепловая экономичность установки в этом
случае снижается на 2%.
Перед ЦНД на крышках СПП устанавлива-
ются четыре блока, в каждом из которых один
стопорный и два регулировочных клапана, пред-
назначенные для предохранения турбины от раз-
гона. Пар подводится к верхней и нижней полови-
нам ЦНД по четырем трубам 0 850 мм.
Первая ступень ЦНД имеет диаметр 1980 мм и
высоту лопатки 180 мм. Все РК выполнены с бан-
дажами, причем в последних трех ступенях цельно-
фрезерованные лопатки изготовляются с полками.
Валоповоротное устройство рассчитано для
32 об/мин; предусмотрен гидростатический подъем
ротора.
Конденсаторы подвального типа проектирова-
лись для продольного и поперечного расположения.
Поперечное расположение имеет компоновочные
преимущества. Применено секционирование конден-
саторов для лучшего использования холодного ис-
точника.
СПП. Одноступенчатые СПП установлены по
два с каждой стороны турбины. Они размещены
под полом машинного зала.
ледокола «Арктика»
16*
123
РППВ. Тепловая схема развита за счет отборов
из ЦВД и ЦНД (потри). Ее формула: 5 ПНД+Д +
+ ПВД. Температура /п. в = 493 К- Применены два
питательных насоса производительностью по 50%
с конденсационными турбинами, пар к которым
подводится от СПП.
Общие показатели. Длина турбины без генера-
тора— 49,7 м. Масса турбины, включая фундамент-
ные рамы, перепускные трубы, узлы парораспреде-
ления и САР,— около 2260 т. Массы РВД — 31,6 т
и РНД — 80,8 т. Масса нижней половины корпуса
ЦНД — около 66 т.
Судовые турбины. Атомные энергетические уста-
новки с водо-водяными реакторами применяются
также во флоте, в частности,— на ледоколах.
Для них на ЛКЗ были созданы влажнопаровые
турбины для начального давления пара 3 МПа
при температуре 573 К и противодавлении 3,5—
7 кПа.
Первые турбины этого типа были изготовлены
в 1957 г. для головных турбогенераторов атомного
ледокола «Ленин». Принятый небольшой перегрев
пара позволил отказаться от выносного сепаратора.
Турбины вращают два параллельно расположенных
электрогенератора постоянного тока, питающих
электродвигатели гребных винтов.
Для тех же параметров пара ЛКЗ изготовил
турбогенераторы для ледоколов «Арктика» и «Си-
бирь» (рис. VII.4). На каждом ледоколе две тур-
бины мощностью по 37 500 л. с. с частотой враще-
ния 3500 об/мин. С турбиной последовательно со-
единены три электрических генератора переменного
тока. Электродвигатели постоянного тока пита-
ются через кремниевые выпрямители. Они вращают
трехвальную гребную установку.
Двухпоточная турбина состоит из расположен-
ной в центре активной радиальной ступени и по
15 реактивных ступеней в каждом потоке. Радиаль-
ная ступень, общая на два потока, не только сокра-
тила длину ротора, но также существенно повысила
к. п. д. турбины, так как она заменила наименее
экономичные ступени в ЧВД. Благодаря этому
в течение двухлетней эксплуатации была достиг-
нута наиболее высокая экономичность одноцилинд-
ровой судовой турбины, работающей при повы-
шенной влажности.
Периферийная окружная скорость последних
РЛ — 328 м/с. Меридиональный обвод проточной
части выполнен коническим. Входные кромки РЛ
последних ступеней защищены против эрозии спла-
вом Т15К6. Все это обеспечивает надежную ра-
боту лопаточного аппарата при конечной влажно-
сти пара 11—12%.
В условиях арктических походов турбина допус-
кает до 15 полных сбросов и набросов нагрузки
в час. Этим требованиям отвечают система автома-
тического регулирования и конструктивные особен-
ности турбины. Система регулирования — гидроди-
намическая. Импульс передается от центробежного
масляного насоса, расположенного на главном
валу агрегата.
Для улучшения теплового состояния турбины
и восприятия внешних динамических нагрузок ци-
линдр выполнен двухстенным. Наружный корпус
непосредственно связан с конденсатором, а внут-
ренний свободно расширяется.
Конденсатор — двухпоточный.	Он допускает
при сниженном вакууме удвоенный расход пара.
124
VII.4. ТИХОХОДНЫЕ ВЛАЖНОПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ
Чтобы расширить возможности отечественного
турбиностроения для АЭС, было принято решение
наравне со строительством быстроходных турбин
организовать производство крупных тихоходных
турбин мощностью 1000 МВт и выше. Такой путь
открыл перспективу впоследствии выбирать опти-
мальные варианты быстроходных или тихоходных
турбин для любой мощности, определяемой успе-
хами реакторостроения. Для производства тихоход-
ных турбин были вновь построены уникальные тур-
бинные цехи на ХТГЗ, а также установлено мощ-
ное оборудование на металлургических заводах.
Огромные затраты были необходимым вкладом
в атомную энергетику будущего.
В качестве первой была построена тихоходная
влажнопаровая турбина мощностью 500 МВт для
Ново-Воронежской АЭС с параметрами пара перед
стопорным клапаном: ра = 5,9 МПа и Хо — 0,995
[20]. Она рассматривалась как прототип для тур-
бин мощностью 1000 МВт и более. Этот исключи-
тельный по своему масштабу опыт приобретал осо-
бый интерес еще и потому, что ХТГЗ выпускал
аналогичную быстроходную турбину для АЭС, так
что развитие производства ВПТ шло сразу в двух
направлениях, и накапливался уникальный мате-
риал для их оценки [20].
Следующей была серия турбин мощностью
1000 МВт для реакторов ВВЭР-1000 и РБМК-2000.
Начальные параметры пара — такие же, как для
турбин мощностью 500 МВт. Все тихоходные тур-
бины ХТГЗ составляют единый унифицирован-
ный ряд.
Все турбины проектировались в зависимости от
температуры охлаждающей воды (298 и 293 К)
в двух модификациях: для рк = 5,4 и 3,9 кПа. Во
всех проектах базовым было РК последней ступени
с размерами: /2 = 1450 мм и di = 4150 мм. Перифе-
рийная окружная скорость этого колеса — 440 м/с,
тогда как в быстроходной турбине ХТГЗ с по-
следней РЛ 1050 мм эта скорость — 565 м/с.
В этом и было главное преимущество тихоходных
турбин.
Ввиду новизны и сложности проблемы ХТГЗ и
ЦКТИ разработали большое число параллельных
вариантов, содержащих важные технические реше-
ния не только для конкретных установок, но и для
общего прогресса в турбиностроении.
Главные трудности при проектировании мощных
тихоходных турбин возникают из-за больших масс
и поперечных размеров ЦНД и конденсаторов. Это
значительно усложняет задачу обеспечения жест-
кости конструкций, удовлетворительного теплового
состояния и тепловых расширений, свободных от
деформаций под влиянием перемещений тяжелых
цилиндров. Возрастает и роль деформаций от ат-
мосферного давления на поверхности частей, нахо-
дящихся под вакуумом. Не менее сложная за-
дача— достигнуть допустимых деформаций фун-
дамента от нагрузок и тепловых расширений. Отре-
шения этих задач зависят стабильность центровки
и маневренные характеристики турбин.
Вопросы конструирования конденсаторов, их со-
единения с турбиной и связь с фундаментом состав-
ляют для тихоходных турбин особую проблему, от
решения которой зависит надежность и ремонтоспо-
собность оборудования.
Несмотря на своеобразие этих конструкторских
задач, решению их весьма способствовал большой
опыт, приобретенный ХТГЗ при выпуске быстро-
ходных турбин. Особенно ценным оказался опыт
изготовления крупных сварных роторов, впервые
в отечественном турбиностроении освоенных
ХТГЗ, сварных диафрагм из нержавеющей стали,
а также опыт защиты разъемов и посадочных мест
в корпусах.
Регулирование всех тихоходных турбин ХТГЗ —
дроссельное, так как пока к ним не предъявляется
требования работать в переменной части графика
нагрузок. Альтернативное решение — работа при
СД, что не только улучшает маневренные качества
турбины, но также улучшает выгорание урана во
время работы с пониженным давлением (см.
п. VIII.5).
Все роторы соединены цельноковаными муф-
тами, что лучше всего подходит для передачи боль-
ших вращающих моментов.
Избежать деформаций, вызывающих расцент-
ровку, особенно трудно в ЦНД. Поэтому они имеют
своеобразную конструкцию в тихоходных турбинах.
Главная задача конструктора —устранить влия-
ние на центровку неизбежных деформаций и не-
симметричных по отношению оси расширений на-
ружного корпуса. С этой целью ряд фирм, в том
числе ХТГЗ [20], выполняют в некоторых турбинах
ЦНД с внутренними корпусом или обоймой, которые
опираются непосредственно на фундамент. Также
прямо на фундаменте устанавливаются опоры ро-
тора.
В таких конструкциях внешний корпус слу-
жит лишь для организации потока пара и изоляции
его от атмосферы. ХТГЗ применяет также конст-
рукции ЦНД, в которых внутренний корпус опира-
ется на внешний посредством поперечной балки.
Выходные патрубки эластично связаны с конце-
выми уплотнениями, последние же смонтированы
на корпусах подшипников, что обеспечивает сохра-
нение их центровки относительно вала.
Жесткая сварно-кованая конструкция роторов,
давно применяемая в турбинах ХТГЗ, обеспечивает
малые прогибы и высокую критическую частоту
вращения, что благоприятствует спокойному ходу
турбины.
Выбор разделительного давления рр может ко-
ренным образом повлиять на конструкцию ЦНД.
При высоком рр ЦНД, по существу, объединяет
ЧСД и ЧНД, что дает возможность сократить
ЦСД. Это приносит существенный экономический
эффект, как показали широко поставленные совме-
стные исследования и проектно-конструкторские
проработки ХТГЗ и ЦКТИ. Снижение затрат до-
стигается главным образом за счет сокращения
числа цилиндров, опор и подшипников, а также
длины турбины.
Большая масса ротора в совмещенном цилиндре
благоприятна для устранения низкочастотной виб-
рации.
В турбинах ХТГЗ применяется электрогидрав-
лическая САР. Для надежности турбина имеет дуб-
лирующую гидравлическую систему регулирования.
Рабочее тело — масло. Коэффициент неравномерно-
сти регулирования можно устанавливать в преде-
лах 0,02—0,1.
Защитные устройства закрывают стопорные, ре-
гулировочные и отсечные клапаны. Последние при-
меняют из-за больших объемов пара в СПП и тру-
бопроводах. Однако в тех случаях, когда по усло-
виям прочности турбины и генератора можно до-
пустить при сбросах нагрузки повышенную частоту
вращения (несколько выше 20% от нормальной),
то запорные органы после СПП могут не устанав-
ливаться. Это повышает надежность турбины и
упрощает эксплуатацию.
Ниже рассмотрены некоторые конкретные кон-
струкции тихоходных турбин ХТГЗ, имеющих раз-
личные схемы потоков (рис. VII.5).
Турбины мощностью 500 МВт ХТГЗ
Турбина К-500-60/1500. Она предназначена для
работы на насыщенном паре при 5,9 МПа на двух-
контурной АЭС. Расход пара турбиной — около
2700 т/ч. Давление за ЧВД — около 1,2 МПа и на-
грев пара — в двухступенчатом перегревателе — до
520 К. Давление рк = 5,9 кПа и температура
tn. в = 496 К. Максимальная мощность — 528 МВт.
Турбина — двухцилиндровая.
ЦВД. Этот цилиндр совмещает семь ступеней
ЧВД с корневым диаметром d'2 — 1700 мм и пять
ступеней ЧСД при d'2= 2000 мм.
В ЧВД цилиндр в зоне первых трех ступеней
выполнен двухстенным, чтобы улучшить его манев-
ренные качества, так как из-за большого коэффи-
циента теплоотдачи от влажного пара к стенке
в одностенном цилиндре во время переходных про-
цессов могут возникать напряжения, ограничиваю-
щие маневры.
Паровпускные патрубки — вертикальные. Уплот-
нение втулки, через которую подводится пар
к внутреннему корпусу,— поршневыми кольцами.
Втулка соединена с наружным корпусом болтами
для удобства ремонта. Из-за одностороннего под-
вода пара через подвижную втулку на внутренний
корпус действует неуравновешенная вертикальная
сила до 2500 кН, которую воспринимают упоры на
наружном корпусе. Кольцевой выступ на внутрен-
нем корпусе служит для разделения ЧВД и ЧСД,
а также для фиксирования корпуса в осевом на-
правлении. После ЧВД пар направляется в СПП.
Для ЧВД характерно большое число отборов пара
в РППВ — после 3, 5 и 7-й ступеней. Это повышает
эффективность как тепловой схемы, так и влаго-
удаления из проточной части. Диафрагмы обол-
чены в разъеме и попарно между собой. Для обра-
зования камер отбора использованы обоймы.
ЧСД работает на перегретом паре, поэтому
в этой части корпус — одностенный. Вертикальный
стык между ЧВД и ЧСД заваривается.
В РСД напряжения сравнительно невелики, по-
этому объединенный ротор сварен из двух хвосто-
виков и двух барабанов. В роторе барабанного типа
снижены по сравнению с дисковым термические
напряжения, возникающие при резких изменениях
температуры пара. Масса совмещенного ротора —
70 т, длина — 11м.
ЦНД. Давление перед ЦНД — 0,26 МПа. Он —
двухпоточный, в каждом потоке по четыре ступени.
Корпус этой турбины — одностенный, охватываю-
щий обойму с диафрагмами, имеющую автономную
опору на фундамент. Одностенная конструкция
упрощает подвод труб.
РНД — сварной из дисков без центральных от-
верстий, хвостовики приварены к последним дискам.
125
Общая его длина 11,5 м при расстоянии между
подшипниками 9 м, с диаметрами шеек 800 мм.
Его масса — около 160 т, что приблизительно
в четыре раза больше, чем масса РНД турбины
К-500-65/3000.
Диафрагмы — сварные. Боковые конденсаторы
опираются на отдельные фундаменты независимо
от цилиндра.
Общие показатели. Длина турбины — 24,3 м, ее
масса— 1330 т, масса конденсатора — 1100 т. Раз-
меры ячейки — приблизительно такие же, как для
аналогичной быстроходной турбины. По массе ти-
хоходная турбина без конденсатора для рк =
— 3,9 МПа с двумя ЦНД приблизительно
в 1,5 раза тяжелее быстроходной, а для рк =
= 5,9 кПа — в 1,3 раза. Турбины этого типа с бо-
ковыми конденсаторами устанавливаются на Ново-
Воронежской АЭС.
Турбина К-500-65/1500. Она предназначена для
работы с реактором РБМК мощностью 1000 МВт
[20]. Для нее рк — 3,9 кПа, поэтому она трехци-
линдровая (два ЦНД). Температура /п. в = 438 К,
но ожидается ее повышение до 453—463 К, что
снизит расход теплоты примерно на 0,9%.
Эта турбина и К-500-60/1500 в значительной
мере унифицированы. Для нее также были разра-
ботаны проекты с отдельными ЦВД и ЦСД и с со-
вмещенным цилиндром; расположение конденсато-
ров— подвальное и боковое. Из-за разных парамет-
ров пара несколько различаются проточные части.
Двойная сепарация влаги в С-1 за ЦВД при дав-
лении -—1,2 МПа и в С-П при ~ 0,25 МПа обеспе-
чивает за последним РК степень влажности
-14%.
Турбины мощностью 1000 МВт ХТГЗ
Для турбин мощностью 1000 МВт прототипом
были турбины по 500 МВт. Поэтому принципиаль-
ные конструктивные решения для этих турбин —
общие. Это прежде всего относилось к наиболее
сложной части турбины — ЦНД, который следовало
бы полностью унифицировать, для всех рассматри-
ваемых турбин. В основном эта проблема так и
была решена. Однако в различных модификациях
турбин менялось давление перед ЦНД и, следова-
тельно, число ступеней в нем, что частично нару-
шало унификацию проточных частей.
Турбины мощностью 1000 МВт были спроекти-
рованы в нескольких модификациях, в том числе
с двумя и тремя ЦНД, применительно к парамет-
рам реакторов типов ВВЭР и РБМК мощностью
2000 МВт и к заданному давлению в конденсато-
рах. Отметим некоторые особенности этих турбин.
ЦВД. Из-за большого расхода пара он выпол-
нен двухпоточным — по семь ступеней в потоке
с теми же размерами проточной части, как и в тур-
бинах 500 МВт. Это решение дало возможность
применять проверенные в эксплуатации и унифи-
цированные ступени. Кроме того, оно весьма бла-
гоприятно для уравновешивания статического и ди-
намического осевых давлений, для улучшения теп-
лового состояния цилиндра благодаря симметрии и
сосредоточению горячих частей в центре, а также
для упрощения конструкции выходных патрубков
больших размеров.
ЧСД. Двухпоточная ЧВД исключала объедине-
ние с ней ЧСД. Последнюю для унификации с тур-
биной 500 МВт следовало разместить в отдельном
Рис. VII.6. Турбина

126
двухпоточном ЦСД и тем самым использовать уже
отработанную проточную часть. Но в этом случае
ЧСД состояла всего лишь из пяти ступеней, и по-
этому как альтернатива был выполнен параллель-
ный проект турбины без ЦСД.
В варианте без ЦСД ступени среднего давле-
ния были перенесены в ЦНД с увеличением их
диаметров до ~3000 мм и с лопатками длиной
около 75 мм (шесть потоков в ЦНД), тогда как
в ЦСД последняя ступень имела d— 2480 мм и
/2~490 мм. Такой перенос ступеней связан с неко-
торым снижением их к. п. д. из-за возрастающих
концевых потерь и утечек. В двухцилиндровом ва-
рианте это различие в к. п. д. меньше, чем при
трех ЦНД. Благодаря большим диаметрам потре-
бовалось добавить в ЦНД лишь три ступени и
изменить бывшую первую ступень в исходной ЧНД.
Последние же три ступени, представляющие основу
унификации ЦНД, сохранены без изменений. При
переходе от двух ЦНД к трем меняются высоты
лопаток первых трех ступеней из-за различия объ-
емных расходов.
ЦНД. Семиступенчатый ЦНД, совмещающий
ЧСД и ЧНД, рассчитан для давления перед ним
при максимальной мощности 1,12 МПа. При этом
сохраняется оптимальное разделительное давление
за ЦВД — такое же, как в турбине мощностью
500 МВт. Поскольку давления в отборах и раздели-
тельное остались прежними, сохранились и типо-
вые решения для конструкции СПП, питательных
турбонасосов, деаэраторов и подогревателей пита-
тельной воды, что очень важно для решения задач
унификации.
Рис. VII.5. Схемы тихоходных ВПТ
К-1000-60/1500 ХТГЗ
127
Первые турбины мощностью 1000 МВт изготов-
лялись с ЦСД, а последующие — без ЦСД
(рис. VII.5 и VII.6).
В модификации без ЦСД из-за деления ступе-
ней ЧСД между двумя или тремя ЦНД, а также от
увеличения диаметра средней окружности и диа-
фрагменных уплотнений к. п. д. первых трех сту-
пеней понизился по сравнению с вариантом с ЦСД
и расход теплоты возрос приблизительно на 0,5%.
ния около 0,3 МПа. Эти положительные стороны
модификации турбины без ЦСД делают ее несрав-
ненно более перспективной.
Во всех вариантах без ЦСД пар подводится
к паровпускной части ЦНД по бокам в его ниж-
нюю половину.
ЦНД имеет два корпуса: внутренний и внеш-
ний. В состав внутреннего корпуса входят паро-
впускная часть с диафрагмами четырех ступеней
Рис. VII.7. Размещение боковых конденсаторов турбины К-1000-60/1500 ХТГЗ: а — общий вид; б — поперечный разрез:
1 — конденсатор; 2 — гибкие опоры; 3 — компенсаторы; 4 — корпус подшипника; 5 — корпус ЦНД; 6 — ПНД
Усложнили проектирование совмещенного ЦНД по-
вышенное давление и температура (523 К) перед
ним.
С другой стороны, вариант без ЦСД обладает
следующими преимуществами: турбина становится
короче приблизительно на 7 м; уменьшается число
концевых уплотнений, подшипников и муфт, что по-
вышает надежность турбины и упрощает ее экс-
плуатацию и ремонт; устраняются дополнительные
громоздкие трубы между ЦСД и ЦНД для давле-
128
и обоймы с диафрагмами трех последних ступеней.
Паровпускной корпус установлен в обойме на опор-
ных площадках и центруется шпонками. Обойма
опирается лапами на поперечную балку, передаю-
щую нагрузку на сварной внешний корпус. Эта
балка центруется шпонками в продольном и попе-
речном направлениях.
Нижняя половина внешнего корпуса выполнена
в традиционном стиле ХТГЗ очень жесткой. Обра-
зующие ее продольные балки имеют высоту 2,6 м
и ширину 1 м. Жесткость торцевых стенок обеспе-
чивают ребра толщиной до 30 мм. Предусматри-
вается, как обычно, разгрузка опорных поверхностей
балки посредством пружин конденсатора, воспри-
нимающих его вес полностью и частично вес балки.
В результате этих мер прогиб балок составляет
всего несколько десятых миллиметра.
Корпуса ЦНД делятся на части исходя из тре-
бований их транспортировки.
В выходных патрубках расположен аэродинами-
чески отработанный на моделях в лабораториях
ХТГЗ и ЦКТИ диффузор с разделительными ло-
около 182 т, что для турбин такого класса с высо-
ким разделительным давлением следует признать
небольшой по сравнению с массами РНД аналогич-
ных турбин других фирм. Масса РНД с четырьмя
РК — около 160 т.
Турбины выполняются с двумя и тремя ЦНД,
как указывалось, для двух давлений рк. Но даже
для рк = 5,4 кПа третий цилиндр при максималь-
ной мощности турбины снижает удельный расход
теплоты приблизительно на 2%. Однако этот вы-
игрыш быстро снижается с уменьшением объемного
расхода пара последней ступенью. Поэтому выбор
Рис. VII.8. Тепловая схема турбины К-1000-60/1500 ХТГЗ:
КО — конденсатоочистка; С ~ сепаратор; СН — собственные нужды; ХОВ — химводоочистка
патками, обеспечивающий частичное использование
выходной кинетической энергии.
ЦНД в модификации с боковыми конденсато-
рами (рис. VII.7) имеют свои особенности. На-
грузку воспринимают выходные патрубки и пере-
дают ее на фундамент четырьмя опорами на тор-
цевых стенках. Высота каж!дой половины па-
трубка — 5 м. Для его жесткости используются два
ряда стержней, стенки и ребра. С целью уменьше-
ния статического прогиба встроены блоки цилинд-
рических пружин, снижающие и без того неболь-
шой прогиб еще приблизительно на 1/3. Эта раз-
грузка уменьшает трение в опорах, что снижает
деформации корпуса. Этой же цели служат и пру-
жины, встроенные в опорные лапы выходных па-
трубков. В поперечном и продольном направлениях
патрубок фиксирован шпонками соответственно на
его торцах и под передними опорными лапами.
Стоимость турбины с боковыми конденсаторами на
7—10% меньше, чем с нижними [20].
РНД — сварно-кованый, состоит из 10 частей
(с семью РК). Масса облопаченного ротора —
числа ЦНД необходимо согласовывать с предпо-
лагаемым графиком нагрузки турбины в ближней
и дальней перспективе.
Максимальная мощность турбины при рк —
= 3,9 кПа на 6—9% больше номинальной. Длина
турбины с тремя ЦНД — 50,7 м.
Тепловая схема соответствует формуле: 4 ПНД +
+Д + 3 ПВД (рис. VII.8).
Рассмотренная серия ВПТ обеспечивает по-
требности АЭС с водо-водяными реакторами на
ближайшие 10 лет.
VII.5. АТОМНЫЕ ТУРБИНЫ НА ПЕРЕГРЕТОМ ПАРЕ
В реакторах канального типа допускается, как
указывалось, перегрев свежего пара в особых от-
секах. В настоящее время по экономическим сооб-
ражениям этот перегрев сравнительно невысок.
Так, в реакторах типа РБМКП свежий пар перед
турбиной при давлении около 6,5 МПа может на-
греваться до температуры 723 К. Мощность таких
реакторов уже сейчас может достигать 2000 МВт.
17 Зак. № 50
129
В установках с этими реакторами в некоторых
проектах предусматривается промежуточный на-
грев за счет насыщенного пара, отбираемого из се-
паратора реактора. Термодинамический эффект от
применения ПП при указанных параметрах неве-
лик, а его стоимость значительна. Поэтому введение
ПП экономически оправдано, если уменьшение сте-
пени влажности пара в последних ступенях ЦНД
требуется по соображениям надежности рабочих
лопаток.
Рассмотрим один из вариантов проекта турбин-
ной установки для АЭС с промежуточным перегре-
вателем.
Турбина К-1000-65/450/3000 ЛМЗ. Турбина пред-
назначена для начальных параметров пара 6,4 МПа
и 723 К при температуре за ПП 538 К. Давление
в конденсаторе равно 3,9 и 5,4 кПа. При этом весь
ЦВД оказывается в области перегретого пара, а за
ЦНД у — 0,08, т. е. условия последнего РК со-
храняются такими же, как в турбинах для СКД.
Таким образом, на расчетных режимах условия ра-
боты ЦВД и ЦНД на АЭС мало отличаются от
обычных для ТЭС, что весьма благоприятно для
их унификации.
Поскольку турбина работает на перегретом
паре, перепад энтальпий в ней приблизительно на
18% больше, чем при работе на влажном паре
с учетом промежуточного перегрева. Улучшается
и к. п. д. ступеней ЦВД, работающих в области
перегретого пара. Расход пара турбиной снижается
до 4350 т/ч (через стопорный клапан ЦВД), что
почти в 1,5 раза меньше, чем при работе на влаж-
ном свеж(ем паре.
Разделительное давление выбрано близ-
ким к оптимальному (согласно исследованиям
ЦКТИ)—около 0,55 МПа. Температура пара пе-
ред ЦНД (538 К) обеспечивает в последних ступе-
нях ЦНД такую же степень влажности, как в тур-
бинах той же мощности для сверхкритического
давления. В качестве греющего теплоносителя
в ПП используется пар непосредственно из бараба-
нов реактора (по схеме ЦКТИ), что упрощает его
конструкцию и стоимость.
Основное назначение турбины — работать для
покрытия базовой части графика нагрузки. По-
этому регулирование выбрано дроссельным.
ЦНД этой турбины и К-1200-240 полностью
унифицированы. Использование этого ЦНД дает
возможность создать пятицилиндровую быстроход-
ную атомную турбину мощностью 1200—1500 МВт,
в зависимости от противодавления. А при такой
мощности удельные показатели капиталовложений
становятся весьма благоприятными, что позволяет
быстроходной турбине успешно конкурировать с ти-
хоходной той же мощности.
Количество пара, поступающего в ЦНД, пре-
вышает 3700 т/ч, а во все конденсаторы — 3350 т/ч.
Этим определяется преобладающая роль части
низкого давления, размещенной при рк~4,5 кПа
в четырех, а при рк = 6,5 кПа — в трех цилиндрах.
Вместе с тем видное место в установке занимают
и громадные перепускные трубы между ЦВД и
ЦНД, а также сепарационные устройства. Вся эта
часть турбины вместе с конденсаторами домини-
рует над другими элементами установки еще в боль-
шей мере, чем в тихоходных турбинах.
Конденсаторы. Под каждым цилиндром распо-
ложен один конденсатор перпендикулярно оси тур-
130
бины. Каждые два смежных конденсатора соеди-
нены между собой перепускными патрубками. Один
из смежных конденсаторов может быть отключен
по воде при сниженной нагрузке турбины. Тепло-
передающую поверхность всей конденсационной
группы составляют 80 тыс. трубок диаметром
28 мм. Общий вес конденсаторов превосходит
2000 т — приблизительно такой же, как собственно
турбины. Для поддержания давления рк — 5,4 кПа
требуется охлаждающая вода в количестве около
15 000 м3/ч при t0. в = 293 К-
Тепловая схема. Система РППВ обеспечивает
при номинальном режиме температуру питатель-
ной воды tn. п — 460 К.
В состав системы РППВ входят две параллель-
ные группы ПНД, по четыре в каждой, и деаэратор
при давлении около 0,9 МПа. Кроме того, имеется
подогреватель, в котором используется теплота, по-
лучаемая при охлаждении генератора конденса-
том, циркулирующим в замкнутом контуре,
а также вакуумный охладитель пара, отсасывае-
мого из последних камер лабиринтовых уплотне-
ний турбины (при давлении ~95 кПа). Во все по-
догреватели встроены охладители дренажа.
Общее количество отбираемого из турбины пара
(включая расход пара испарителями) составляет
около 24% от поступающего в ЦВД; из этого ко-
личества около 15% отбирается из ЦВД (из одного
отбора — в ПНД-4 и в испаритель, а из другого —
в деаэратор) и около 9% —из ЦНД (в первые три
ПНД).
VII	.6. НАПРАВЛЕНИЯ РАЗВИТИЯ
ЗАРУБЕЖНЫХ ТУРБИН ДЛЯ АЭС
Главные интересы паротурбииостроения сейчас
сосредоточены на ВПТ большой мощности. Так,
в США в 1975 г. турбин для АЭС заказывали
больше, чем для ТЭС, а среди этих турбин, как ука-
зывалось, ВПТ для легководных реакторов зани-
мают ведущее место. В том же основном направле-
нии развивается во все большем темпе турбино-
строение для АЭС в Западной Европе.
Среди зарубежных фирм, выпускающих крупные
турбины для АЭС, отметим следующие; GE и «Вес-
тингауз» (США), «Парсонс» и объединение заводов
AEI (Англия), «Крафтверкунион» (ФРГ), ВВС
(Швейцария и ФРГ), «Шкода» (Чехословакия),
«Альстом» (Франция), «Хитачи», «Тошиба» и «Ми-
цубиси» (Япония).
Имееется тенденция к специализации фирм .Так,
фирма GE поставляет турбины главным образом
для АЭС с водоводяными реакторами кипящего
типа, а фирма «Вестингауз» — ВВЭР — для АЭС
с водой под давлением.
Все указанные фирмы сохранили ведущее поло-
жение и в строительстве мощных турбин для ТЭС,
поскольку унификация обоих типов турбин имеет
решающее значение для рентабельности производ-
ства.
Быстрый рост мощности единичного агрегата,
необходимость изменений принципиальных кон-
структивных решений, вызванных условиями экс-
плуатации непрерывно совершенствующихся реак-
торов, сложность производства гигантских турбин —
все это привело к тому, что новые задачи турбино-
строения могли решать лишь очень мощные про-
изводственные объединения. Они были в состоянии
поставить крупные научные исследования для ре-
шения текущих и особенно перспективных задач,
а также организовать серийный выпуск турбин.
Производство столь сложного оборудования, есте-
ственно, нерентабельно на многих автономных заво-
дах, повторяющих на свой лад всю грандиозную
работу по созданию уникальных машин, но не
имеющих перспективы выпуска их достаточно круп-
ной серией.
Немногочисленные корпорации, определяющие
общее направление развития паротурбиностроения
в капиталистических странах и частично связан-
ные между собой, следовали довольно единообраз-
ным принципам конструирования турбин для АЭС.
Отметим важнейшие из них.
Мощность и быстроходность. Выше уже были
подробно рассмотрены принципиальные основы
быстрого роста единичной мощности ВПТ и отме-
чалась тенденция строить тихоходные турбины.
Этого направления придерживалось большинство
названных ведущих фирм [11, 19, 21].
В США и в других странах, где частота в элек-
тросетях 60 Гц, быстроходные турбины были мало-
перспективны для атомной энергетики ближайшего
будущего. К тому же, американские фирмы на
всех этапах развития турбин строили как быстро-
ходные, так и тихоходные турбины и для послед-
них имели мощную производственную базу и боль-
шой конструкторский, производственный и эксплуа-
тационный опыт. Поэтому с первых шагов в атом-
ной энергетике фирмы GE и «Вестингауз» отдали
предпочтение тихоходным турбинам при п =1800
и 1500 об/мин. С такой частотой вращения строи-
лись все турбины GE, даже мощностью 160 и
200 МВт, изготовлявшиеся на экспорт. Фирмой
«Вестингауз» была выпущена тихоходная турбина
100 МВт, быстроходные же турбины были исклю-
чением (например, турбина 160 МВт при
3000 об/мин), хотя для мощностей менее 250 МВт
можно было выбирать небольшие окружные скоро-
сти последних РК и был также большой опыт ра-
боты таких РК при высокой степени влажности.
Но, по-видимому, экономически невыгодно было
развивать производство новых турбин в двух на-
правлениях, а вопросы унификации и серийности
выпуска были главными. Таким образом эти фирмы
целеустремленно вели подготовку производства и
накапливали опыт, готовясь к серийному выпуску
наиболее перспективных турбин большой мощности,
находящихся в одном унифицированном ряду.
Фирма «Вестингауз» построила свой унифици-
рованный ряд тихоходных турбин при п =
= 1800 об/мин на базе последних РК с длинами
лопаток 1016—1270 мм при и//~380-?-480 м/с, имея
в виду увеличить их до 1320 мм.
Фирма GE имела унифицированные РК при п =
= 1800 об/мин с РЛ длиной 890—1090 мм. Обе
фирмы достигли мощности выпускаемых агрегатов
1000—1200 МВт и готовы выпускать турбины мощ-
ностью 1300 МВт, которые пока в США считаются
предельными для легководных реакторов по эко-
номическим соображениям с учетом стандартиза-
ции оборудования для АЭС. Следующая ступень
мощности ожидается в 1985 г., когда, по мнению
К. Бухвальда [24, 25], она достигнет 1600 МВт,
а далее, к 1990 г.— 2000—2500 МВт.
В Англии тихоходные турбины всегда широко
применялись, и переход к их выпуску не вызывал
затруднений. Тихоходные турбины для 1500 и в ос-
новном 1800 об/мин изготовлялись уже при мощно-
сти 200—300 МВт.
Английские фирмы выпускали тихоходные тур-
бины мощностью до 800 МВт («Парсонс») и имеют
возможность значительно повысить их мощность.
Фирма AEI разработала проекты ВПТ мощностью
до 1200 МВт при п= 1800 об/мин и длине послед-
ней РЛ 1170 мм с и" = 420 м/с. Турбины той же
фирмы с двухъярусной ступенью на базе последней
РЛ 1137 мм могли изготовляться быстроходными
мощностью до 1000 МВт. Все английские фирмы
выпускали быстроходные турбины для работы с га-
зоохлаждаемыми реакторами, выдающими перегре-
тый пар, и мощность их достигала 660 МВт («Пар-
сонс»), Как исключение, строились и мощные бы-
строходные ВПТ («Инглиш электрик» и «Сталь—
Лаваль» — мощностью 395 МВт).
В ФРГ фирма «Крафтверкунион», имевшая
наибольший опыт производства быстроходных тур-
бин, стремилась сохранить это направление в атом-
ной энергетике. Она выпускала быстроходные ВПТ
для 3000 об/мин мощностью 300—700 МВт. В то
же время изготовлялись тихоходные турбины для
/г = 1500 об/мин мощностью 600—1300 МВт. ВПТ
мощностью 1200 МВт работает на АЭС «Библис-1»,
а мощностью 1300 МВт — на АЭС «Библис-2» и
«Унтервезер». Фирма готовится к выпуску турбин
мощностью 2000 МВт.
В Швейцарии фирма ВВС, имеющая также
крупное предприятие в ФРГ, сохранила тенденцию
к выпуску быстроходных ВПТ, которые строились
ею до 600 МВт. Вместе с тем эта фирма достигла
успеха и в строительстве тихоходных турбин, поста-
вив в США на АЭС «Дональд Кук» и «Форнед
Ривер» ВПТ мощностью соответственно 1160 и
1250 МВт для л. = 1800 об/мин. Фирма выполнила
проекты турбин мощностью 1700—2000 МВт при
1500 об/мин с последней РЛ длиной 1585 мм,5=-
= 24 м2 и и" = 500 м/с.
Примерно такой же позиции придерживалась
вторая швейцарская фирма — «Эшер Висс», стро-
ившая быстроходные турбины мощностью до
400 МВт и тихоходные — до 600 МВт.
В Чехословакии концерн «Шкода» изготовлял
ВПТ мощностью 200 МВт при 3000 об/мин и гото-
вился к выпуску тихоходных турбин мощностью
500 МВт.
Во Франции фирмы «Альстом», «Рато—Шней-
дер» и «Электромеханик» выпускали в основном
быстроходные турбины для газоохлаждаемых ре-
акторов, выдающих перегретый пар, а также ВПТ
мощностью 280 МВт. Тихоходные ВПТ мощностью
970 и 1200 МВт изготовляли фирмы «Альстом» и
СЕМ.
В Японии изготовлялись по лицензиям амери-
канских фирм и по своим проектам тихоходные
ВПТ мощностью 460—1175 МВт при п =
= 1800 об/мин.
Параметры пара для ВПТ. В первый период
развития АЭС параметры пара за реактором изме-
нялись в широком диапазоне в зависимости от
входивших в строй конструкций реакторов. Затем
ведущими фирмами были найдены довольно близ-
кие между собой оптимальные решения проблемы,
и для основных типов легководных реакторов
установились параметры пара за парогенератором
в сравнительно узких границах: 6—7,5 МПа. За
редким исключением пар подводился к турбине
17*
131
насыщенным или слабо перегретым (не более чем
на 20 К) • Попытки применения турбины двух давле-
ний— с подводом пара из реактора к турбине и из
парогенератора к промежуточной ступени ЦВД —
не нашли распространения.
Давление в конденсаторе, естественно, сильно
меняется в зависимости от местных условий, как и
на ТЭС. Чаще всего оно находится в диапазоне
4—8 кПа.
СПП. Вопросы внешней сепарации влаги и про-
межуточного перегрева пара в установках с ВПТ
решаются довольно единообразно. Внешние сепара-
торы применяются всеми фирмами. Мнения расхо-
дятся лишь в выборе одноступенчатой или двухсту-
пенчатой сепарации. Например, фирмы GE, «Вес-
тингауз» и ВВС чаще всего выполняли одноступен-
чатые сепараторы в сочетании с ПП, причем GE
и ВВС применяли перегрев пара двухступенчатый,
а «Вестингауз» — одноступенчатый.
Разделительное давление и перегрев пара выби-
рается^ исходя из допустимой конечной его влажно-
сти. Она изменяется в широких пределах: за
ЦВД— 10—15%, за ЦНД— 10—13% (в отдельных
случаях GE допускает у = 16%).
Парораспределение и PC. В турбинах сравни-
тельно небольшой мощности часто применяется
сопловое регулирование и даже в сочетании с об-
водным. В мощных турбинах преобладает дроссель-
ное регулирование.
Широко применяет сопловое регулирование
фирма «Вестингауз» — вплоть до 1200 МВт. Обычно
применяется четыре регулировочных клапана
с минимальной степенью впуска етщ = 0,5. PC —
одновенечные. В двухпоточных ЦВД устанавли-
вается PC в каждом потоке. Они работают с полно-
стью открытыми клапанами в турбинах мощностью
NB < 1000 МВт при трех режимах, а в турбинах
Mi^lOOO МВт — при двух режимах. Фирма счи-
тает, что в тихоходных турбинах (п = 1800 об/мин)
PC может выполняться при общей мощности од-
ного потока до 700 МВт.
Сопловое регулирование и одновенечную PC
стала применять также фирма GE с режимами ра-
боты, при которых полностью открыты клапаны:
0,6; 0,85 и l,0/VH. Повышение экономичности тур-
бины при частичных нагрузках оценивается соот-
ветственно 3,25 и 1,5%. В тихоходной турбине мощ-
ностью 500 МВт завода «Шкода» также преду-
смотрено сопловое регулирование с одновенеч-
ной PC.
Типы турбин. Для АЭС, как и для ТЭС, приме-
няются активные (GE, AEI, «Инглиш электрик»,
«Шкода») и реактивные («Вестингауз», «Парсонс»,
ВВС, «Сименс—Шуккерт») турбины.
ЦВД. В быстроходных турбинах, начиная от
400—500 МВт, ЦВД выполняется двухпоточным, но
такая конструкция из-за ее преимуществ приме-
няется и для значительно меньшей мощности
(фирма «Шкода» — при Na = 220 МВт). В тихоход-
ных турбинах двухпоточный ЦВД обычно приме-
няется при Ан>600 МВт, но иногда — и при мень-
шей мощности (фирмой ВВС).
Корпуса применяются двухстенные (ВВС), но
чаще — одностенные со вставными обоймами, в ко-
торые устанавливаются группами по три-четыре
диафрагмы. Фирма ВВС, вначале применявшая
сварнолитые корпуса, перешла к двухстенным ци-
линдрам и обоймам из технологических сообра-
жений [32 гл. IV].
Подвод пара к ЦВД — нижний и верхний. На-
пример, в турбинах фирмы «Вестингауз» пар под-
водится от четырех регулировочных клапанов к со-
пловым коробкам в нижней и верхней частях ци-
линдра, к каждой двумя трубами.
Число ступеней в одном потоке изменяется в ши-
роком диапазоне в зависимости от разделительного
давления и типа турбины. В реактивных турбинах
число ступеней значительно больше, чем в актив-
ных. Например, в однопоточных ЦВД быстроход-
ных турбин мощностью 160—180 МВт ВВС уста-
новлены PC и 12 реактивных ступеней, в двухпо-
точном ЦВД турбин мощностью 540 и 800 МВт
фирмы «Парсонс» — 14 ступеней в потоке, в двух-
поточном ЦВД турбины мощностью 1200 МВт при
п = 1500 об/мин фирмы «Крафтверкунион»—
20 ступеней в потоке.
РВД активных турбин изготовляются с насад-
ными дисками и цельноковаными. РВД реактивных
турбин чаще всего изготовляются барабанного
типа. Фирма ВВС применяет сварно-кованые ро-
торы; в турбине мощностью 1160 МВт РВД сварен
из четырех частей.
ЦНД. Пар подводится как к нижней, так
и к верхней частям ЦНД. Фирма GE в турби-
нах мощностью более 1000 МВт присоединяет
впускные трубы к цилиндрам ниже горизонталь-
ного разъема, но выше фундамента для свободного
съема крышек ЦНД.
В проточных частях ЦНД тихоходных ВПТ без
ЦСД мощностью 800—1200 МВт различные фирмы
применяли число ступеней в одном потоке от 6 до
10. РНД чаще всего выполнялся с насадными дис-
ками (GE, «Вестингауз», «Крафтверкунион»), Свар-
но-кованые РНД (из десяти частей) традиционно
применяла фирма ВВС. Массы РНД изменялись
в широких пределах. Так, РНД турбины мощно-
стью 1100 МВт при п = 1800 об/мин фирмы GE
имел массу 136 т, а турбины мощностью 1200 МВт
при п = 1500 об/мин фирмы «Крафтверкунион» —
172 т.
Корпус ЦНД мощных турбин обычно делают
двойным, с внутренним корпусом, опирающимся на
выходные патрубки (GE и др.). Фирмы ВВС и
«Крафтверкунион» внутренний корпус опирают не-
посредственно на фундамент, а внешний корпус
служит лишь оболочкой потока, находящегося под
вакуумом. Внутренний цилиндр—сварной с вва-
ренными обоймами. Проточные части ЦНД, как
правило, заканчиваются хорошо развитым осера-
диальным диффузором, существенно улучшающим
к. п. д. последней ступени.
Унификация оборудования и его надежность.
В связи с одной из главных задач современной
энергетики —снизить трудозатраты и сроки созда-
ния ЭС — вопросам стандартизации и унификации
деталей и узлов оборудования уделяется большое
внимание [28—30]. Этот вопрос связан с требова-
нием высокой надежности оборудования, для до-
водки которого требуется длительное время.
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
НАУЧНЫЕ ПРОБЛЕМЫ ПАРОТУРБИНОСТРОЕНИЯ
ГЛАВА VIII
ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ И ПРОГРАММА РЕГУЛИРОВАНИЯ
Работа паротурбинных установок (ПТУ) при
различных режимах в значительной мере опреде-
ляется выбранными программой регулирования и
принципом парораспределения турбины. Принцип
парораспределения представляет одну из важней-
ших конструктивных характеристик турбины. Про-
грамма регулирования определяет закон изменения
начальных параметров пара. При любом способе
парораспределения могут быть применены различ-
ные программы регулирования. Поэтому ту или
иную программу следует рассматривать не как са-
мостоятельный способ парораспределения турбины,
а как эксплуатационную характеристику ПТУ
в целом. Ниже приведен анализ переменных ре-
жимов ПТУ при различных способах парораспреде-
ления и программах регулирования. В первой
части главы рассмотрена работа ПТУ при по-
стоянных параметрах пара. Другие программы
регулирования рассмотрены во второй части
главы.
VIII	.1. ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ РАБОТЫ ТУРБИН
С РАЗЛИЧНЫМ ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЕМ
Дроссельное парораспределение
Современные мощные паровые турбины с дрос-
сельным парораспределением имеют несколько па-
раллельно включенных регулировочных клапанов,
в которых дросселируется весь поток пара, подво-
димого к соплам первой ступени. Турбину выпол-
няют, как правило, с полным подводом; потоки
пара, прошедшие через разные клапаны, смеши-
ваются перед нею в паровпускной части турбины.
Потери давления во всех клапанах независимо от
их открытия одинаковы, при этом безразлично, па-
раллельно или последовательно изменяется поло-
жение клапанов.
Дроссельный принцип парораспределения мо-
жет быть реализован такж'е в турбинах, имеющих
индивидуальные клапаны для разных групп сопел.
Одновременное прикрытие этих клапанов изменяет
состояние всего потока пара перед первой сту-
пенью. При этом возможны различные потери дав-
ления в отдельных клапанах при их неодинаковом
открытии либо при различающихся характеристи-
ках клапанов и обусловленное этим отличие в ус-
ловиях течения на разных участках проточной ча-
сти первой ступени. Турбины с таким конструктив-
ным выполнением дроссельного парораспределения
также находят практическое применение, например
турбина мощностью 325 МВт американской фирмы
«Вестингауз» для параметров пара 34,6 МПа,
922/839/839 К.
Тепловая экономичность ПТУ. Для детального
анализа того или иного способа парораспределения
необходимо провести расчеты как проточной части
турбины, так и тепловой схемы всей установки при
различных режимах. Использование современной
вычислительной техники позволяет рассчитывать
любой конкретный агрегат с необходимой точ-
ностью. Однако результаты расчетов, выполненных
применительно к определенной установке, носят
частный характер и не позволяют сделать широких
обобщений. Поэтому параллельно с детальными
вариантными расчетами, проводимыми в процессе
проектирования, в современных условиях необхо-
димо выполнять в общем виде теоретический ана-
лиз идеализированных процессов в агрегатах, на-
правленный на выявление принципиальных законо-
мерностей, присущих тому или иному способу изме-
нения мощности.
Сравнивать тепловую экономичность ПТУ,
имеющих парораспределение различного типа, бу-
дем по к. п. д. установки без учета затрат энергии
на ее собственные нужды (брутто), равному для
ПТУ без промежуточного перегрева пара
_ АГ __ ^G\Hi GH-^Gjhj
Q O(z’o — йт.в) G (it> — z’n. в) ’
для ПТУ с промежуточным перегревом пара
У _ G^+H^-ZGjhi
6 Q G (i0— in. в) + Gn (in — it) ’
где N— внутренняя мощность турбины; Q — количе-
ство теплоты,, подведенной за единицу времени
к рабочему телу в парогенераторе и промежуточ-
ном пароперегревателе (ПП); G и Gn—количе-
ство пара, выходящего в единицу времени соответ-
ственно из парогенератора и ПП; Hi, Н2 и Н—ис-
пользованные перепады энтальпий ЧВД, ЧНД и
всей турбины; io и in — энтальпия пара соответст-
венно после основного и промежуточного паропе-
регревателей; ii — энтальпия пара после ЧВД тур-
бины,- fa. в — энтальпия питательной воды при
входе в парогенератор; ОСи Hi — расход пара и
использованный перепад энтальпий отсека тур-
бины; Gi и hi — количество пара, отбираемого
в i-й регенеративный подогреватель,и недоисполь-
зованный им перепад энтальпий от точки отбора до
выходного сечения турбины.
133
Приведенные выше соотношения преобразуем
к виду
% = ^Р.	(VIII.1)
где т]'б—к. и. д. брутто эквивалентной ПТУ без
регенеративного подогрева питательной воды; йр—
коэффициент, учитывающий влияние регенерации.
Для ПТУ без промежуточного перегрева пара
(VIII.2)
kp = (/о - О (1-2	- tn. в); (VII1.3)
для ПТУ с промежуточным перегревом пара
(V1I1.4)
kp = (1 - 2 рЛ) (/о - *к-Н„ - Д)/ [*о - in. в+Р (in - ii)].
(VIII.5)
где i'K—энтальпия конденсата; p = Gn/G; Pi =
= GijG', y-i = hijH.
Из уравнений (VIII.2) и (VIII.4) получим
'le-W.	(V1II.6)
Здесь гц— термический к. п. д. цикла, представ-
ляющий к. п. д. установки с идеальной турбиной,
не имеющей потерь в проточной части; а — коэф-
фициент возврата теплоты в ПП, характеризую-
щий уменьшение того количества теплоты, которое
необходимо подвести к 1 кг пара, в результате по-
вышения энтальпии при входе в ПП за счет потерь
в проточной части ЧВД; iqB = H[Ht— внутренний
к. п. д. турбины, где Ht — изоэнтропийный перепад
энтальпий турбины.
Термический к. п. д. цикла соответственно равен
для ПТУ без ПП и с ним:
=	(V1II.7)
(V11I.8)
где 7п = *п — iit; tit — энтальпия пара, выходящего
из ЧВД, при изоэнтропийном расширении.
Внутренний к. п. д. турбины с промежуточным
перегревом пара равен т]п = (Дитц + ^ггЛа)/^!- где
— Нц — изоэнтропийные перепады давле-
ний ЧВД и ЧНД; тц и Лг — внутренние к. п.д. этих
частей. Коэффициент возврата теплоты в промежу-
точном перегревателе найдем из формулы
а = [1 —(1 —тц) GTY^/Q]-1. (VIII.9)
Коэффициент а для большинства турбин с проме-
жуточным перегревом пара составляет 1,02—1,04.
У турбин без промежуточного перегрева а=1.
Прологарифмировав формулы (VIII.1) и (VIII.6),
а затем продифференцировав полученное соотноше-
ние, получим
ЧгЛ/тЧ+ЧНХ (VIII.10)
где блв; бтц; бт]в; бйр; ба — относительные откло-
нения соответствующих величин.
Соотношение (VIII. 10) позволяет производить
раздельную оценку составляющих для определения
общего изменения к. и. д. установки. При выводе
приведенных формул сделано допущение, что от-
сутствуют утечки пара через концевые уплотнения.
134
Эти утечки условно могут быть учтены соответст-
вующим изменением внутреннего к. п. д. турбины.
В некоторых работах рекомендуется определять
изоэнтропийный перепад энтальпий турбины по па-
раметрам пара не перед соплами первой ступени,
а перед стопорными клапанами. При этом для тур-
бин без ПП термический к. п. д. цикла одинаков
при всех режимах, а потери от дросселирования по-
тока в клапанах учитывают при определении внут-
реннего к. п. д. турбины. Этот формальный мате-
матический прием в некоторых случаях имеет
определенные преимущества, позволяя при расчетах
обойтись без нахождения давления после регули-
ровочных клапанов. Однако при этом не учиты-
вается физическая природа потерь, обусловленных
дросселированием пара в клапанах. Эти потери за-
висят не от совершенства проточной части турбины
и даже не от аэродинамического совершенства ре-
гулировочных клапанов, а от параметров пара пе-
ред соплами первой ступени. С термодинамической
точки зрения изменение параметров пара перед
турбиной, необходимое для уменьшения расхода
пара, эквивалентно применению для той же ПТУ
нового цикла с пониженными давлением и темпера-
турой. Поэтому в дальнейшем изложении явления,
связанные с дросселированием в клапанах, будут
учитываться термическим к. п. д. цикла.
Термический к. и. д. цикла. Рассмотрим сначала
турбину без промежуточного перегрева пара. Зная
параметры рабочего тела перед турбиной и за нею,
определим значение термического к. п. д. цикла тцо
для номинального режима. Для упрощения будем
предполагать неизменным при всех режимах дав-
ление рк за турбиной. Уменьшенному расходу пара
соответствует пониженное давление pi перед соп-
лами первой ступени. Процесс расширения в is-диа-
грамме смещается при этом вправо. Изоэнтропий-
ный перепад энтальпий уменьшается по сравнению
с номинальным режимом на величину А/7. К- п. д.
идеальной ПТУ с дроссельным парораспределением
при новом режиме равен
Ч =	(V11I.11)
где т|д — коэффициент дросселирования, значение
которого не зависит от конструкции проточной ча-
сти турбины, а определяется только параметрами
пара перед регулировочными клапанами и за
ними;
7)д = 1-ДЯ/^о.	(VIII. 12)
С уменьшением расхода пара термический к. п. д.
цикла гц снижается.
Для турбины с промежуточным перегревом пара
термический к. п. д. цикла при частичных расхо-
дах пара также может быть определен по формуле
(VIII.11), коэффициент дросселирования в которой,
как следует из уравнения (VIII.8), равен
т]д = 1-(Аб/.+ Д^2)//До , (VIII. 13)
1 - д<7п/('о - 1К + ?по)
где Ню — изоэнтропийный перепад энтальпий тур-
бины при номинальном режиме; Д/Д и Д/Д—
уменьшение изоэнтропийных перепадов энтальпий
ЧВД и ЧНД по сравнению с номинальным режи-
мом; 7по и Д^п — количество теплоты, подводимой
в ПП, и его изменение под влиянием дросселиро-
вания.
Как следует из полученной формулы, потери от
дросселирования в рассматриваемом случае опре-
деляются не только изменением изоэнтропийного
перепада энтальпий турбины, но также изменением
количества теплоты, подводимой в ПП.
Так как с уменьшением расхода пара примерно
пропорционально ему снижаются и давление pi пе-
ред соплами первой ступени, и давление ра в ПП,
которое при номинальном режиме было равно рпо,
то изоэнтропийный перепад энтальпий ЧВД прак-
тически не меняется (рис. VIII.1). Изоэнтропийный
перепад энтальпий ЧНД с понижением расхода
пара уменьшается, а удельное количество теплоты
qn, подводимой в ПП, несколько возрастает. Отме-
ченные обстоятельства определяют понижение тер-
мического к. п. д. цикла ПТУ с ПП по мере умень-
шения расхода. Аналогично изменяется термиче-
ский к. п. д. цикла ПТУ с двукратным промежу-
точным перегревом пара.
Рис. VIII.1. Изоэнтропийные пере-
пады энтальпий ЧВД (Яц), ЧНД
(Д21) и удельное количество теплоты
<7п, подводимой в ПП, при различных
режимах (р0=23,5 МПа; TQ =
=833/838 К; рпо = 3,92 МПа):
/ — дроссельное парораспределение; 2 —
сопловое парораспределение.
Внутренний к. п. д. турбины и к. п. д. ПТУ.
Уменьшение общего перепада энтальпий турбин без
ПП при снижении нагрузки приводит к перераспре-
делению перепадов энтальпий по ступеням. В наи-
большей мере уменьшаются перепады энтальпий
последних ступеней. Если при конструировании
турбины для номинального режима были приняты
оптимальные значения характеристических отноше-
ний и/Со, то в результате увеличения п/Co при
уменьшении расхода пара снижается внутренний
к. п. д. последних ступеней и турбины в целом.
Иногда конструкторы для номинального режима
выбирают значения п/Co меньшие оптимальных.
В таком случае при небольшом уменьшении рас-
хода пара возможно некоторое повышение внутрен-
него к. п. д. турбины. При больших же изменениях
режима величина т]в существенно уменьшается.
В турбине с промежуточным перегревом пара
ни перепад энтальпий ЧВД, ни отношение давлений
П — Pnlpi по существу не зависят от режима, вслед-
ствие чего внутренний к. п. д. этой части оказы-
вается практически постоянным. К. п. д. части низ-
кого давления изменяется в зависимости от рас-
хода пара примерно так же, как в турбине без про-
межуточного перегрева пара.
Определив значения гц и т)в, по формуле
(VIII.6) найдем для разных режимов к. п.д.
брутто т/б установки (рис. VIII.2). Главное влия-
ние на него оказывает термический к. п. д. цикла,
Рис. VIII.2- К. п.д. паротурбин-
ной установки при различных
видах парораспределения:
1 — дроссельное; 2 — идеальное соп-
ловое; 3 — реальное сопловое
поэтому по мере уменьшения расхода пара сущест-
венно снижается тепловая экономичность установок
с дроссельным парораспределением.
Сопловое парораспределение
Идеальное сопловое парораспределение. Под
идеальным сопловым парораспределением пони-
мают паровпускное устройство турбины с беско-
нечным числом регулировочных клапанов, каждый
из которых, управляя подводом пара к определен-
ному соплу регулировочной ступени (PC), может
быть либо полностью открыт, либо полностью
Рис. VIII.3. Зависимость термического
к. п. д. цикла ПТУ от расхода пара:
а — ПТУ без промежуточного пере-
грева пара (р0=8,8 МПа, Т’о = 8О8К);
б — ПТУ с промежуточным перегре-
вом пара (ро=23,5 МПа, Та =
=833/838 К). Противодавление ри =
= 3,43 КПа;
/— идеальное сопловое парораспределе-
ние; 2 — реальное сопловое парораспреде-
ление; 3 — дроссельное парораспределение
.закрыт. Реальное же сопловое парораспределение
характеризуется конечным числом регулировочных
клапанов.
Если начальные и конечные параметры пара
для турбины с идеальным сопловым парораспреде-
лением приняты такими же, как при дроссельном
парораспределении, то на номинальном режиме для
обеих турбин совпадают значения термического
к. п. д. цикла. Изменение расхода пара при иде-
альном сопловом парораспределении производится
полным закрытием части регулировочных клапанов.
135
Давление за остальными полностью открытыми
клапанами мало меняется по сравнению с давле-
нием за ними при номинальном режиме. При этом
изоэнтропийный процесс расширения в турбине без
ПП не отличается от процесса при номинальном
режиме, а термический к. п.д. цикла для всех ре-
жимов сохраняется постоянным (рис. VIII.3). По
мере уменьшения расхода пара турбиной с ПП по-
нижается давление в ПП и возрастает величина qn
(кривая 2 на рис. VII 1.1). Вследствие этого с умень-
шением расхода пара термический к. п. д. такой
ПТУ несколько снижается, но в значительно мень-
шей мере, чем при дроссельном парораспределении
(рис. VIII.3).
Внутренний к. п. д. мощных турбин с сопловым
парораспределением при номинальном режиме, как
правило, несколько ниже, чем у аналогичных тур-
бин, имеющих дроссельное парораспределение. Это
связано с тем, что регулировочная ступень (PC),
выполняемая парциальной и рассчитанная при но-
минальном режиме на большой перепад энтальпий,
имеет меньший к. п. д. по сравнению с тем, ко-
торый могут иметь ступени давления. С уменыпе-
Рис. VIII.4. Зависимость
внутреннего к. п. д. ЦВД
от расхода пара:
/ — СД, дроссельное паро-
распределение; 2 — СД, соп-
ловое парораспределение;
3 ~ ПД, дроссельное паро-
распределение; 4 — ПД, соп-
ловое парораспределение
нием расхода пара режим работы регулировочной
ступени резко изменяется. Вследствие понижения
давления /?рс за нею происходит перераспределение
перепадов энтальпий. Изоэнтропийный перепад эн-
тальпий PC возрастает. Связанное с этим умень-
шение характеристического отношения и!Сй, а также
степени парциальности приводит к существенному
снижению к. п. д. регулировочной ступени.
Группу ступеней давления турбины без проме-
жуточного перегрева пара мож,но рассматривать
как многоступенчатую турбину, давление р?с перед
которой меняется примерно пропорционально рас-
ходу пара. Перепад энтальпий этой группы при ча-
стичных нагрузках уменьшается на ту же величину,
на которую увеличился перепад PC. К. п. Д. рас-
сматриваемой группы ступеней меняется в зависи-
мости от режима примерно так же, как у турбин
с дроссельным парораспределением.
У турбин с промежуточным перегревом пара
процессы в части низкого давления и к. п. д. этой
части совпадают для одинаковых расходов пара
при любых способах парораспределения. При этом
различие в экономичности определяется только
внутренним к. п. д. части высокого давления. Изо-
энтропийный перепад энтальпий и к. п. д. группы
ступеней давления ЧВД практически не зависят от
режима. Однако изменение к. п. д. регулировоч-
ной ступени приводит при частичных нагрузках
к понижению общего к. п. д. части высокого дав-
ления турбины с сопловым парораспределением
(рис. VIII.4), в то время как при дроссельном па-
рораспределении он сохраняется таким же, как на
номинальном режиме. Одновременное изменение
к. п. д. регулировочной ступени и ступеней давле-
136
ния приводит к тому, что внутренний к. п. д. тур-
бины с сопловым парораспределением снижается
по мере уменьшения расхода пара более резко, чем
у турбины с дроссельным парораспределением.
При режимах, близких к номинальному, ПТУ
с идеальным сопловым парораспределением усту-
пает по к. п. д. брутто установке с дроссельным па-
рораспределением (см. рис. VIII.2). При частичных
нагрузках тепловая экономичность ПТУ с идеаль-
ным сопловым парораспределением существенно
выше.
Реальное сопловое парораспределение. Регули-
ровочные ступени реальных турбин с сопловым па-
рораспределением имеют несколько изолированных
групп сопел, подводом пара к каждой из которых
управляют один или два параллельно включенных
регулировочных клапана. Число таких групп выби-
рают, как правило, от четырех до шести. Регули-
ровочные клапаны разных групп сопел открываются
последовательно за исключением первых двух,
пропуск пара которыми в мощных турбинах изме-
няется одновременно для симметричного прогрева
Рис. VII 1.5. Изоэнтропийные перепады
энтальпий при сопловом парораспреде-
лении
турбины и по другим причинам. В таких условиях
ПТУ с реальным и идеальным сопловым парорас-
пределением совпадают по термическому к. п. д.
цикла т]г и к. п. д. установки т]б только на режимах,
где клапаны, управляющие подводом пара к части
групп сопел, открыты полностью, а остальные за-
крыты, и, следовательно, отсутствует дросселирова-
ние в клапанах (точки Л и В на рис. VIII.2).
На промежуточных режимах, когда частично
прикрыт один клапан, условия течения пара на
разных участках проточной части PC неодинаковы.
Изменение изоэнтропийного перепада энтальпий ho
той части потока, которая прошла полностью от-
крытые клапаны, при различных режимах характе-
ризуется линией CD на рис. VIII.5. Отсчет пере-
пада производится вниз от кривой АВ, с помощью
которой учитываются потери A/ic вследствие дрос-
селирования в стопорных клапанах. Произвольному
расходу G' соответствует изоэнтропийный перепад
Ло, изображаемый отрезком EF. В частично откры-
том клапане происходит дросселирование пара. По-
тери перепада энтальпий, связанные с этим, изоб-
ражены отрезком £К, а располагаемый перепад эн-
тальпий этой части потока — отрезком KF.
Дросселирование в частично открытом клапане
приводит к снижению термического к. п. д. цикла
ПТУ с реальным сопловым парораспределением
(кривые 2 на рис. VIII.3). Величина т]г с учетом
потерь от дросселирования части потока так же,
как при дроссельном парораспределении, может
быть определена из уравнения (VIII.11). Коэффи-
циент дросселирования т]' при сопловом парорас-
пределении связан с аналогичным коэффициентом
т]д [см. формулу (VIII.12) или (VIII.13)] соотноше-
нием Gi(l—т]' ) — G(1—г]д). Этим соотношением
учтено, что дросселируется не весь поток пара G,
а лишь часть его Gi, прошедшая через частично
открытый клапан.
Различие процессов расширения и соответст-
венно условий течения рассмотренных выше двух
потоков пара определяет неодинаковые значения
к. п. д. участков PC, расположенных за полностью
и частично открытыми клапанами. В результате
смещения потоков, энтальпии которых в конце про-
цесса расширения равны iB и i'B, в камере за PC
устанавливается энтальпия ic, определяемая соот-
ношением Gic = (G — Gi)iB+Gti'B . Найденнаяэн-
тальпия определяет на изобаре ррс точку, от кото-
рой начинается процесс расширения пара в после-
дующих ступенях турбины. По энтальпии ic может
быть найден обобщенный к. п. д. регулировочной
ступени, который широко используется в практике
расчетов турбин при переменных режимах. Опреде-
лив с учетом процессов в регулировочной ступени
внутренний к. п. д. турбины, найдем к. п. д. брутто
ПТУ с реальным сопловым парораспределением, ко-
торый для рассматриваемых режимов с дроссели-
рованием в клапанах части потока пара оказы-
вается ниже, чем при идеальном сопловом парорас-
пределении (см. рис. VIII.2). Как уже отмечалось,
при малых расходах пара, начинаяотрежима, соот-
ветствующего точке А, параллельно прикрываются
клапаны, через которые подводится пар ко всем
оставшимся в работе группам сопел. При этом ре-
альное сопловое парораспределение превращается
по существу в дроссельное, что связано с заметным
снижением термического к. п.д. цикла (см.
рис.VIII.3) и общего к.п.д. установки rig (см.
рис. VIII.2). Ввиду этого реальное сопловое паро-
распределение имеет перед дроссельным значи-
тельно меньшие, чем идеальное, преимущества по
тепловой экономичности частичных режимов. Эти
преимущества тем меньше, чем выше соответствую-
щая точке А (см. рис. VIII.2) мощность, начиная от
которой дросселируется весь поток пара, подводи-
мый к турбине. У современных мощных паровых
турбин этой точке соответствует значительная мощ-
ность: 76, 77 и 89% от номинальной соответственно
для турбин К-200-130, К-300-240 ЛМЗ и К-800-240.
Таким образом, парораспределение современных
мощных паровых турбин остается сопловым лишь
в узкой области режимов; большая часть рабочих
режимов соответствует дроссельному парораспреде-
лению.
На практике каждый последующий регулиро-
вочный клапан начинает открываться не в тот мо-
мент, когда полностью открыт предыдущий, а не-
сколько раньше. Это необходимо главным образом
для обеспечения устойчивости регулирования.
Вследствие этого турбина не имеет режимов, при
которых нет частично открытых клапанов, и к. п. д.
установки при расходах пара, соответствующих точ-
кам А и В (см. рис. VIII.2), оказывается ниже, чем
представлено на этом графике, построенном без
учета перекрытия клапанов.
Потери от дросселирования тем значительнее,
чем больше величина перекрытия клапанов, по-
этому ее следует выбирать при проектировании тур-
бины и настройке регулирования минимально допу-
стимой.
Регулировочные ступени. Область применения
двухвенечных регулировочных ступеней ограничи-
вается в современном паротурбостроении преиму-
щественно турбинами малой и средней мощности
[24]. В турбинах большой мощности двухвенечные
регулировочные ступени применяют редко.
Выбор числа групп сопел. Влияние числа г не-
зависимых сопловых групп регулировочной сту-
пени, подвод пара к которым регулируется после-
довательно открываемыми клапанами, на тепловую
экономичность ПТУ иллюстрирует рис. VIII.6. При
построении графика было принято, что при расчет-
ном расходе пара сравниваемые установки имеют
одинаковую степень впуска регулировочной сту-
пени. Это дает основания с достаточной точностью
в точке А, соответствующей расчетному режиму,
считать их к. п. д. равными. Линии ABi и АВ2 со-
ответствуют дроссельному (z=l) и идеальному
сопловому (z->oo) парораспределению. Для уста-
новки, имеющей в рабочем диапазоне изменения
Рис. VIII.6. Тепловая экономичность
ПТУ с различным числом г сопловых
групп PC
режимов (без учета перегрузочных) две группы
клапанов, зависимость к. п. д. установки от режима
изображена линией АВС. Выигрыш от применения
соплового парораспределения с z =2 по сравнению
с дроссельным парораспределением определяется
при равных расходах пара разностью ординат то-
чек кривых АВС и ABi (площадь, заштрихованная
горизонтально). Из этого следует, что переход
к двум сопловым группам обеспечивает существен-
ное повышение экономичности. Увеличение числа
сопловых групп до четырех (линия ADBEF) дает
значительно меньший, хотя и ощутимый еще, вы-
игрыш в экономичности (площадь, заштрихованная
вертикально). Дальнейшее увеличение z позволяет
получить незначительный прирост к. п. д. Поэтому
нет оснований выбирать при сопловом парораспре-
делении чрезмерно большое число групп сопел.
Разделение общего проходного сечения между
отдельными группами сопел может производиться
различными способами. Имеются предложения вы-
бирать уменьшенное проходное сечение сегмента
сопел, используемого при перегрузочных режимах,
с тем, чтобы включать сегмент в работу вместо ос-
новного при режимах, на которых клапаны должны
быть частично открыты [12]. Для этого рекомен-
дуется на режиме, соответствующем приз —2
точке В (рис. VIII.6), открывать не очередной ос-
новной клапан, а перегрузочный. Полному откры-
тию перегрузочного клапана соответствует опреде-
ляемый точкой D режим с более высоким к. п.д.,
чем режим, соответствующий открытию основного
клапана. При дальнейшем повышении нагрузки
18 Зак. № 50
137
производят переключение с перегрузочного сег-
мента сопел на основной. Такой тип парораспреде-
ления, названный раздельным сопловым парорас-
пределением, дает тот же эффект, что и увеличе-
ние числа групп сопел регулировочной ступени, и
может обеспечить некоторое повышение экономич-
ности турбоустановки при частичных нагрузках.
Однако применение раздельного соплового паро-
распределения усложняет эксплуатацию турбины.
Некоторые зарубежные фирмы выбирают мень-
шие проходные сечения первых двух сегментов со-
пел, открываемых одновременно. Это позволяет
сместить в область меньших расходов пара точку
В (см. рис. VIII.6) и сократить тем самым диапазон
режимов, при которых реальное сопловое парорас-
пределение становится дроссельным. В результате
при низких нагрузках увеличивается выигрыш от
применения соплового парораспределения. Если,
однако, пар на номинальном режиме подводится
Рис. VIII.7. Зависимость коэффи-
циента я'= (u/Со) : (и/С0)вом для
регулировочной ступени от рас-
хода пара при различных расчет-
ных изоэнтропийных перепадах
энтальпий h0 при начальных пара-
метрах пара 23,5 МПа; 833 К
к трем группам сопел, то при этом увеличиваются
потери от дросселирования при больших нагруз-
ках. Чтобы избежать дополнительных потерь, в та-
ких турбинах применяют большее число сопловых
групп (до шести). Естественно, это связано
с усложнением конструкции турбины.
Выбор расчетного режима регулировочной сту-
пени. Главная задача — обоснованный выбор изо-
энтропийного перепада энтальпий ступени ho для
расчетного режима. Поскольку к. п. д. регулиро-
вочной ступени ниже, чем к. п. д. ступеней давле-
ния, выбор чрезмерно большого перепада приводит
к снижению экономичности установки при полной
нагрузке. При малых же перепадах существенно
ухудшаются экономические показатели частичных
режимов. Причина отмеченного заключается в том,
что при малых расчетных значениях ho по мере сни-
жения нагрузки в большей мере возрастает распо-
лагаемый перепад энтальпий PC и уменьшается ее
характеристическое отношение и/Со. Это иллюст-
рирует график рис. VIII.7, где по оси ординат от-
ложена величина и/Со, отнесенная к ее значению
на номинальном режиме. Как следует из графика,
при малых расходах пара отношение и/Со регули-
ровочной ступени, для которой выбрано ho =
— 40 кДж/кг, почти в два раза меньше, чем для
ступени с ho 160 кДж/кг. Соответственно этому
к. п. д. регулировочной ступени снижается с умень-
шением расхода пара тем сильнее, чем меньше вы-
бран перепад энтальпий для расчетного режима.
Регулировочная ступень, для которой принят очень
малый расчетный перепад энтальпий, может иметь
в области низких нагрузок столь малый к.п.д., что
процесс в ts-диаграмме окажется близким к изоэн-
тальпийному. При этом сопловое парораспределе-
ние почти не отличается от дроссельного.
Вследствие изложенного для использования
преимуществ соплового парораспределения необхо-
димо выбирать достаточно большой изоэнтропий-
ный перепад энтальпий PC на расчетном режиме.
Оптимальное значение ho устанавливают вариант-
ными расчетами. Отечественные заводы обычно
принимают для одновенечных регулировочных сту-
пеней мощных паровых турбин значения ho = 80ч-
-4-120 кДж/кг. Уральский турбомоторный завод счел
возможным выбрать для турбины Т-250-240 значе-
ние ho = 46 кДж/кг. Это вызвано стремлением
иметь возможно большую экономичность турбины
на конденсационном режиме.
Рис. VIII.8. Распределение давлений
за регулировочными клапанами в тур-
бине с сопловым парораспределением
Нередко конструкторы с целью увеличения пе-
репада энтальпий PC выбирают для расчетного ре-
жима значения и/Со, меньшие оптимального. Это
приводит к некоторому снижению к. п. д. на номи-
нальном режиме. Характеристическое отношение
и/Со в зависимости от режима изменяется тем
меньше, чем меньшим принято его значение для но-
минального (расчетного) режима. При малых рас-
ходах пара значения и/Со для всех сравниваемых
ступеней практически совпадают. По существу оди-
наковыми окажутся при этом и значения к. п. д.
ступени.
Расчетную степень реактивности парциальных
регулировочных ступеней выбирают обычно в пре-
делах 0,03—0,08. При большей степени реактивно-
сти заметно увеличивается утечка через межлопа-
точные каналы неактивной дуги рабочего колеса,
что понижает к. п. д. ступени. При меньших зна-
чениях степени реактивности может происходить
подсос пара в зазор между сопловыми и рабочими
лопатками, что связано с еще большим снижением
экономичности.
Распределение расходов пара между группами
сопел. Предположим, что часть регулировочных
клапанов открыта полностью, а один — частично.
Пусть из общего расхода G, который будем счи-
тать заданным, часть Gi протекает через полностью
открытые клапаны, а часть Go— через частично
прикрытый. Расчеты выполним раздельно для этих
двух потоков пара. При этом будем предполагать
138
известными все величины для расчетного режима,
который отмечается индексом нуль.
Зависимость давления рРС в камере PC от рас-
хода пара представлена линией АВ на рис. VIII.8.
Давление pi перед соплами после полностью откры-
тых клапанов определим, оценив потери в стопор-
ных и регулировочных клапанах. С достаточной
степенью приближения можно считать их пропор-
циональными квадрату расхода пара. Найденным
отношением давлений П = ppc/pi однозначно опре-
деляются основные характеристики рассматривае-
мого участка ступени: отношение скоростей и/Со,
к. п. д. и степень реактивности рт. Значение рт
с уменьшением отношения и/Со при снижении на-
грузки несколько понижается, если скорость не ста-
новится сверхкритической. В отличие от ступеней
с полным подводом пара вследствие перетеканий
в парциальных ступенях не бывает большой отри-
цательной степени реактивности. При критической
скорости в рабочем колесе, которая может быть
Рис. VIII.9. Распределение потока
пара между группами сопел
достигнута при достаточно малых значениях П, сте-
пень реактивности может повышаться с уменьше-
нием II. Тангенс угла наклона характеристики
pT = f(«/Co) зависит от степени впуска е. Это об-
стоятельство следует иметь в виду при расчете PC,
у которых степень впуска изменяется с изменением
режима. Определив величину рт, можно найти рас-
ходы пара Gi, Он и т. д. группами сопел, располо-
женных за полностью открытыми клапанами
(рис. VIII.9), и суммарный расход G.
Вычислив расходы пара частично открытыми
клапанами, найдем давления рг, рц и т. д. за ними
(рис. VIII.8) и мощность, вырабаты-'едую по-
токами, прошедшими частично прикрыт .е клапаны.
При сравнительно малых перепадах энтальпий,
что характерно для одновенечных регулировочных
ступеней, пропуск пара через последнюю группу со-
пел дает меньшее приращение расхода, чем через
такую же по площади предыдущую группу. Это об-
стоятельство необходимо учитывать при выборе
расчетной степени впуска турбин, у которых мак-
симальный расход пара может значительно пре-
вышать расчетный, например турбин с отборами
пара.
Обводное парораспределение
Различают парораспределение с внешним обво-
дом, когда к промежуточной ступени через обвод-
ной клапан подводится свежий пар, причем обво-
дятся одна или несколько первых ступеней, и па-
рораспределение с внутренним обводом, при кото-
ром обводится несколько промежуточных ступеней.
Некоторые заводы, например КТЗ, применяют
обводное парораспределение в сочетании с дрос-
сельным для приводных турбин питательных насо-
сов мощных энергетических блоков. Объемные рас-
ходы пара этими турбинами, получающими пар пе-
ременных параметров из нерегулируемых отборов
главной турбины, должны возрастать при снижении
нагрузки блока. Применение обводных клапанов,
закрытых на номинальном режиме и открываю-
щихся по мере уменьшения мощности блока, поз-
воляет, устранив дросселирование в регулировоч-
ных клапанах приводной турбины, повысить тепло-
вую экономичность блока при больших нагрузках.
Двойное обводное парораспределение. Приме-
нение промежуточного перегрева пара открыло воз-
можности использования новых конструктивных
схем обводного парораспределения. Актуальность
их разработки определяется наметившимися тен-
денциями перехода для сверхмощных турбин
Рис. VIII.10. Принципиальная схема
двойного обводного парораспределе-
ния с впрыскивающими охладителями
к дроссельному парораспределению в сочетании со
скользящим начальным давлением пара [7]. По-
следнее вызывает существенное ухудшение динами-
ческих свойств блоков в сторону набора мощности.
Работа в установившихся режимах с неполностью
открытыми регулировочными клапанами с тем,
чтобы иметь запас для открытия клапанов при не-
обходимости быстрого увеличения мощности, сни-
жает тепловую экономичность блока и уменьшает
выгоду от его перевода на скользящее давление.
Поэтому возникает задача изыскания специальных
средств повышения приемистости, которые не сни-
жали бы экономичности установившихся режимов
блока.
Одно из таких средств — двойное обводное
парораспределение, при котором одновременно
применены внешний и внутренний обводы. На
рис. VIII. 10 приведена принципиальная схема регу-
лирования мощности рассматриваемым способом [6].
При установившихся режимах работы блока пар из
главного паропровода 1 проходит цилиндр высо-
кого давления 4, промежуточный перегреватель 12,
цилиндры 5 среднего и низкого давления. Стопор-
ные 2, 10 и регулировочные 3, 11 клапаны перед
ЦВД и ЦСД открыты полностью. При необходимо-
сти быстрого набора мощности одновременно от-
крываются клапаны обводных линий 6 и 16. По ли-
нии внутреннего обвода пар из горячей линии ПП
через стопорный 9 и обводной 8 клапаны подво-
дится к камере какого-либо регенеративного отбора
ЦСД. Впрыскивающий пароохладитель 7 снижает
18*
139
температуру пара до тех пор, пока она не станет
равной температуре металла корпуса турбины
в точке подвода пара. Это позволяет избежать из-
менения температурного состояния цилиндра при
включении внутреннего обвода. По линии внешнего
обвода 16 свежий пар подводится в холодную ли-
нию ПП.
Главную роль в быстром наборе мощности иг-
рает линия внутреннего обвода, пар после которой
проходит последние ступени ЦСД и ЦНД, имею-
щие большой располагаемый перепад энтальпий.
Главное назначение линии внешнего обвода — не
допустить снижения давления в промежуточном
перегревателе. Для этого клапаны 8 и 15 откры-
ваются таким образом, чтобы количество пара, по-
ступающего в ПП, превышало суммарное количе-
ство пара, выходящего из него. Это способствует
повышению давления в линии ПП и дополнительно
увеличивает мощность ЦСД и ЦНД. При сбросах
нагрузки клапаны 8 и 15 остаются закрытыми.
В целях более эффективного использования ак-
кумулированной в котле теплоты пар по обводной
Рис. VIII.11. Схема включения обводных
линий
линии 16 может быть направлен не в холодную ли-
нию ПП, а по линии 13 через впрыскивающий
охладитель 14 в камеру, расположенную в проточ-
ной части ЦВД. Такой способ может быть применен
в турбинах, имеющих поворот потока в проточной
части ЦВД. Пар по обводной линии может быть
направлен в пространство между внутренним и на-
ружным цилиндрами при повороте потока.
По мере повышения давления пара за котлом
обводные клапаны закрываются. Рассмотренная
схема, в которой применены нормально закрытые
обводные клапаны, вступающие в работу лишь во
время переходных процессов набора мощности, со-
четает высокую экономичность блока, имеющего
дроссельное парораспределение при полностью от-
крытых регулировочных клапанах, и высокую прие-
мистость, достигаемую пропуском пара по обвод-
ным линиям к промежуточной ступени турбины.
Как одна из наилучших заслуживает также вни-
мания представленная на рис. VIII.11 схема двой-
ного обводного парораспределения [7], в которой
пар из холодной линии ПП направляется в такую
точку ЦСД, где температура пара в проточной ча-
сти равна температуре в холодной линии перегрева.
Такая схема позволяет упростить линию внутрен-
него обвода, отказавшись от установки на ней па-
роохладителя. По линии внешнего обвода свежий
пар подводится в горячую линию ПП.
Турбообвод. Принципиальный недостаток рас-
смотренных схем обводного парораспределения со-
стоит в том, что вследствие дросселирования пара
в обводном клапане теряется энергия пара, равная
140
располагаемому перепаду энтальпий группы обво-
димых ступеней. Этот недостаток может быть
устранен, если в обводную линию включить вспомо-
гательную турбину или группу ступеней, расширя-
ясь в которых до давления в промежуточной ка-
мере главной турбины, пар совершает полезную ра-
боту, вырабатывая дополнительную мощность. Бла-
годаря этому повышается экономичность ПТУ на
рассматриваемом режиме. Такое обводное паро-
распределение, называемое турбообводом, может
быть весьма эффективно для получения пиковой
или полупиковой мощности в тех случаях, когда
имеются ограничения по пропускной способности
какой-либо группы ступеней главной турбины.
VIII.2. ВЫБОР ТИПА ПАРОРАСПРЕДЕЛЕНИЯ
Вопрос о выборе рационального типа парорас-
пределения является предметом дискуссии с начала
паротурбиностроения до наших дней. Он нераз-
рывно связан с вопросом о назначении турбины
и предполагаемых режимах ее работы. Как пока-
зали расчеты, выполненные ЛПИ совместно с ЛМЗ
[7], применение дроссельного парораспределения
для турбины К-200-130 вместо соплового с заменой
регулировочной ступени тремя ступенями давления
снижает удельный расход теплоты по машинному
залу электростанции при номинальном режиме при-
мерно на 0,3%, а для турбины К-300-240—на 0,4%.
Такое повышение экономичности равносильно
увеличению к. п. д. регулировочной ступени на 2%.
Если турбина проектируется как базовая, рациона-
лен выбор дроссельного парораспределения. Од-
нако при этом следует иметь в виду, что в нормаль-
ных условиях эксплуатации срок службы агрегатов
весьма продолжителен и, как правило, превышает
30 лет. По мере развития энергосистем агрегаты,
считавшиеся в момент проектирования мощными,
высокоэкономичными и проектировавшиеся для ба-
зовой нагрузки, быстро становятся рядовыми ма-
шинами средней мощности и начинают широко ис-
пользоваться для покрытия нагрузок переменной
части графика нагрузок и для регулирования энер-
госистем. Вследствие этого уже при проектирова-
нии новых мощных агрегатов необходимо пред-
усматривать, что они проработают как базовые
лишь некоторое время.
Сопловое парораспределение, уступая дроссель-
ному по экономичности на расчетном режиме, пре-
восходит его на режимах частичных нагрузок. Вме-
сте с тем сопловому парораспределению присущи
и определенные недостатки, снижающие тепловую
экономичность, надежность и маневренные свойства
турбины. Эти недостатки в основном связаны с
неизбежным применением парциального впуска
пара, в том числе при номинальном режиме
(табл. VIII.1). Снижение тепловой экономичности
обусловлено, как уже отмечалось, вентиляционными
потерями и потерями «на выколачивание» на краях
дуг подвода пара, а также выбором для регулиро-
вочных ступеней значений ujCo, меньших оптималь-
ных. Определенные потери вызваны дросселирова-
нием пара вследствие необходимости перекрытия
клапанов. Кроме того, в процессе эксплуатации
иногда имеются дополнительные потери от дроссе-
лирования пара в регулировочных клапанах. Глав-
ная часть этих потерь обусловлена не выбранным
типом парораспределения, а нерациональным рас-
Таблица VIII.1
Характеристики парораспределения турбин ЛМЗ
Турбина	Число сегментов								
	п = 2			п = 3			п = 4		
	£	е		е	£	G	£	е	G
К-50-90-3 К-100-90-6 К-200-130 К-300-240 К-500-166 К-800-240-2 Условные обе	0,199 0,284 0,327 0,405 0,478 а н а ч е н	0,367 0,45 0,537 0,571 0,5 я: е — ст пара, отне	0,549 0,63 0,679 0,641 0,611 епень впус сенные к и	0,331 0,41 0,431 0,608 0,717 0,717 <а; е н 6 х максимал	0,611 0,65 0,71 0,858 0,75 0,75 — относит ьным знач	0,849 0,872 0,864 0,943 0,888 0,857 ?льные знач зниям.	0,543 0,63 0,609 0,709 0,956 0,956 ения степе!	1 1 1 1 1 1 и впуска	0,994 0,996 0,996 0,997 0,998 0,996 и расхода
пределением нагрузок между агрегатами, произво-
димым по равенству относительных приростов
удельных расходов теплоты. Следствие такого спо-
соба распределения — одинаковая загрузка одно-
типных агрегатов. При этом на некоторых режимах
вследствие дросселирования пара в одном из кла-
панов все турбины имеют минимум экономичности
(точка С на рис. VIII.2). Перераспределение на-
грузок путем полного открытия третьего клапана
у одних турбин и прикрытия его у других (переход
к точкам А и В) позволяет, устранив полностью
или частично дросселирование в клапанах, повы-
сить экономичность работы турбоустановок на 0,2—
0,3%.
Один из существенных недостатков соплового
парораспределения при высоких параметрах пара
заключается в том, что вследствие различного
дросселирования в регулировочных клапанах при
их неодинаковом открытии температуры потоков
пара, идущих через эти клапаны, могут значи-
тельно различаться. Такая неоднородность потока
и связанный с нею неравномерный нагрев статора
турбины могут быть причиной возникновения зна-
чительных температурных напряжений и деформа-
ции корпуса, существенно ухудшать маневренные
качества турбины. Для устранения неравномерно-
сти параметров перед различными сегментами со-
пел применяется одновременный впуск пара в не-
сколько групп сопел. При этом сопловое парорас-
пределение приближается к дроссельному и раз-
ница в экономичности частичных режимов между
ними сокращается.
Мощности регулировочных ступеней крупнейших
паровых турбин достигли необычайно высокого
значения (около 50 МВт у турбины К-800-240
ЛМЗ). Проектирование рабочих лопаток таких сту-
пеней, которые ввиду нестационарности потока,
обусловленного парциальным подводом пара, под-
вержены большим переменным усилиям, становится
крайне затруднительным. В табл. VIII.2 приведены
геометрические размеры рабочих лопаток PC ряда
турбин ЛМЗ и напряжения от парового изгиба ол
и сгхв соответственно в их профильных и хвостовых
частях. С ростом единичной мощности турбины кон-
структоры оказываются вынужденными применять
все меньшие относительные высоты лопаток регу-
лировочных ступеней, что, безусловно, снижает
к. п. д. Применение рабочих лопаток большой ши-
рины, а также использование сварки лопаток в па-
кет по две-три лопатки позволяют уменьшить из-
Таблица VIII.2
Характеристики регулировочных ступеней турбин ЛМЗ
Турбина	Число рабочих лопаток	Высота рабочей лопатки 1	Хорда В	Относи- тельная высота 1/В	Напряжения от парового изгиба	
						ахв
		мм			МПа	
К-100-90	116	44	45,4	0,97	25	24,1
К-200-130	114	33,6	50,2	0,67	23,9	36,3
К-300-240	112	25	49,7	0,502	21,6	36,4
К-800-240	60	40	96,1	0,416	17,3	38,1
гибные напряжения в хвосте лопатки, а также ди-
намические напряжения при мгновенном воздейст-
вии парового потока.
Сложность обеспечения надежности регулиро-
вочной ступени и другие причины обусловили пе-
реход к дроссельному парораспределению для тур-
бин мощностью 1000 МВт и выше. Переход в мощ-
ных турбинах к дроссельному парораспределению
поставил задачу изыскания путей повышения эко-
номичности турбин при частичных нагрузках. Один
из таких путей •— применение скользящего дав-
ления.
VIII.3. РАБОТА КОНДЕНСАЦИОННЫХ ЭНЕРГОБЛОКОВ
ПРИ СКОЛЬЗЯЩЕМ ДАВЛЕНИИ
Ниже приведен термодинамический анализ ра-
боты ПТУ различного типа при скользящем давле-
нии (СД) на основе выполненных в ЛПИ исследо-
ваний [7, 9]. Анализ проведен для разных типов
парораспределения турбин на базе методики, изло-
женной выше, с использованием соотношений
(VIII.1) —(VIII.10).
Термодинамические особенности работы ПТУ
при скользящем давлении
Термический к. п. д. цикла. На рис. VIII.12, а
представлены линиями /4оВо и А'В' процессы изо-
энтропийного расширения пара в турбине, не имею-
щей промежуточного перегрева, при СД для номи-
нального Go и частичного G расходов пара. Этим
расходам соответствуют давления р0 и pi перед соп-
лами первой ступени. Принято, что для всех режи-
мов начальная температура пара % сохраняется
неизменной. На том же графике линии АВ и АоВо
141
характеризуют при расходе G процессы изоэнтро-
пийного расширения в турбинах, работающих на
ПД и имеющих соответственно дроссельное и соп-
ловое парораспределения. Во всех рассмотренных
случаях предполагалось, что давление рк в конден-
саторе одинаково для всех режимов.
При СД с изменением режима меняется также
цикл ПТУ (рис. VIII.13). При номинальном режиме
его изображают линией aob0c0d0e0, а при частич-
ном— линией aobcde. Удаление параметров цикла
Рис. VIII. 12. Процессы изоэнтропийного рас-
ширения в турбине при СД и ПД: а — без ПП;
б — с ПП
от оптимальных по мере снижения нагрузки опре-
деляет понижение термического к. п. д. цикла тр
при СД (кривая 1 на рис. VIII.14,а). Однако по-
нижение T]t оказывается менее интенсивным, чем
для установки с дроссельным парораспределением
при ПД (кривая 2). Это объясняется тем, что про-
цесс дросселирования пара в регулировочных кла-
панах турбины (линия dodi на рис. VIII.13) сопро-
Рис. VIII.13. Циклы ПТУ при скользя-
щем начальном давлении пара для раз-
личных режимов
вождается понижением температуры пара перед
турбиной. Поскольку с термодинамической точки
зрения эффективность цикла определяется дости-
гаемыми перед турбиной параметрами и не зависит
от того, какой линией характеризуется подвод теп-
лоты, цикл aoboCododiet (рис. VIII.13) эквивалентен
циклу a<jbcdiei. Последний же практически совпа-
дает с циклом СД по давлению перед турбиной, но
отличается от него меньшей температурой. Вслед-
ствие отмеченного скользящее давление по терми-
ческому к. п. д. цикла при частичных нагрузках
превосходит постоянное давление с дроссельным
парораспределением.
Заметим, что величина этого термодинамиче-
ского выигрыша, определяемая в соответствии
с формулой (VIII.7) параметрами пара перед тур-
биной и в конденсаторе, не зависит от того, каким
путем достигается скользящее давление — измене-
нием частоты вращения питательного насоса или
дросселированием рабочей среды в питательных
клапанах котлоагрегата либо в специальных за-
движках, встроенных в пароводяной тракт. Из
этого следует, что причина появления термодинами-
ческого выигрыша от применения СД вместо дрос-
сельного парораспределения при ПД заключается
не в самом по себе устранении дросселирования
рабочего тела, а в непостоянстве удельной теплоем-
кости сР пара, вследствие чего при дросселировании
Рис. VIII.14. Зависимость от относительного
расхода пара термического к. и. д. цикла ПТУ:
а — без ПП; б — с ПП;
I — ПД, дроссельное парораспределение; 2 — СД;
3 — ПД, идеальное сопловое парораспределение;
4 — ПД, реальное сопловое парораспределение;
5 — комбинированное регулирование
свежего пара понижается его температура. Если бы
вместо пара в установке был применен совершен-
ный газ с неизменной теплоемкостью ср, то линии
постоянной энтальпии совпали бы с изотермами и
процессы diei и de (рис. VIII.13) не отличались.
В таком случае использование СД не дало бы тер-
модинамического выигрыша. При использовании
водяного пара этот выигрыш оказывается тем
больше, чем круче проходят изотермы в is-диа-
грамме, т. е. он возрастает с повышением номи-
нального давления свежего пара.
При идеальном сопловом (количественном) ре-
гулировании (кривая 3 на рис. VIII.14, а) термиче-
ский к. п. д. цикла во всем диапазоне режимов
выше, чем при СД. Реальная же установка с соп-
ловым парораспределением, имеющая четыре сег-
мента сопел регулировочной ступени, совпадает по
термическому к. п. д. с идеальной установкой, как по-
казано выше, только при номинальной нагрузке и
режиме с полным подводом пара к двум группам
сопел регулировочной ступени (точки А и В на
рис. VIII.14). При меньших нагрузках реальное
сопловое парораспределение превращается по су-
142
ществу в дроссельное, что связано с заметным сни-
жением термического к. п. д. цикла (кривая 4 на
рис. VIII.14). В области низких нагрузок ПТУ, ра-
ботающая при СД, по термическому к. п.д. пре-
восходит ПТУ с реальным сопловым парораспреде-
лением. Вместе с тем в определенной области вы-
соких нагрузок больший термический к. п. д. имеет
ПТУ с реальным сопловым парораспределением.
Ширина этой области тем меньше, чем выше пара-
метры свежего пара при номинальном режиме и
чем больше нагрузка, обеспечиваемая двумя груп-
пами сопел регулировочной ступени.
Рассмотрим далее влияние промежуточного пе-
регрева пара на эффективность работы при СД.
Часть низкого давления такой турбины можно рас-
сматривать как конденсационную турбину, рабо-
тающую при скользящем давлении рп в ПП. Пара-
метры процессов расширения (линии CoDo и CD на
рис. VIII.12, б) в этой части соответственно при но-
минальном и частичном расходах пара не зави-
сят от способа регулирования ЧВД. Процессы изо-
энтропийного расширения в ЧВД при частичной на-
грузке изображаются соответственно линиями А<В"
(рис. VIII.12, б) для соплового парораспределения,
АВ — для дроссельного парораспределения при по-
стоянном давлении и А'В' — при скользящем. Они
аналогичны соответствующим процессам, показан-
ным на рис. VIII.12, а. Однако между ними есть
принципиальное отличие. У турбины без промежу-
точного перегрева смещение вправо процесса рас-
ширения при СД и обусловленное им повышение
энтальпии пара, покидающего турбину, увеличивало
количество теплоты, отдаваемой каждым килограм-
мом пара охлаждающей воде в конденсаторе.
У турбин же с промежуточным перегревом пара
потери в холодном источнике, как было показано
выше, одинаковы для всех сравниваемых вариан-
тов. Повышение же энтальпии пара за ЧВД при
скользящем давлении уменьшает то количество теп-
лоты, которое должно быть подведено к пару
в промежуточном перегревателе. Этот возврат теп-
лоты приносит дополнительный выигрыш у турбин,
работающих при СД, по сравнению с аналогичными
турбинами, имеющими при ПД дроссельное паро-
распределение.
С возвратом теплоты связано также сокращение
зоны проигрыша по сравнению с турбинами, имею-
щими при ПД реальное сопловое парораспределе-
ние. Как следует из рис. VIII. 14, б, при докритиче-
ском давлении пара (12,7 МПа) кривая 4 во всем
рассматриваемом диапазоне режимов проходит
выше кривой 2, но при G < 0,5 различие не пре-
вышает 0,25%. С переходом к сверхкритическому
давлению (23,5 МПа) при нагрузках, меньших 60%
номинальной, термический к. п. д. цикла при СД
становится выше, чем при реальном сопловом па-
рораспределении.
Из формулы (VIII.8) тр = Ht/ (io — i'K + qn) =
= +	(Hit + in — i'K), где одна и та же ве-
личина Нц является слагаемым и в числителе, и
в знаменателе правильной дроби, следует, что раз-
личие в термическом к. п. д. цикла при ПД и СД
уменьшается по мере сокращения Hit, т. е. повы-
шения давления в промежуточном перегревателе.
Для турбин с двукратным промежуточным пе-
регревом пара различие определяется только пер-
вым промежуточным перегревом. Второй перегрев
не меняет сравнительной качественной картины.
Вместе с тем, поскольку применение двукратного
промежуточного перегрева уменьшает перепад эн-
тальпий ЧВД, относительный термодинамический
выигрыш от применения СД в этом случае меньше,
чем при однократном промежуточном перегреве.
Внутренний к. п. д. турбины. При скользящем
давлении могут работать турбины как с дроссель-
ным, так и с сопловым парораспределением. На
номинальном режиме более высокий внутренний
к. п. д. г]в имеет турбина с дроссельным парорас-
пределением. На сравнительную экономичность
турбин с ПП при частичных нагрузках влияет
только внутренний к. п.д. ЦВД. По мере сниже-
ния нагрузки при СД примерно пропорционально
расходу пара уменьшаются давления перед турби-
ной и в ПП, так что отношение давлений П = pnlpi
не изменяется. Практически неизменным в широ-
ком диапазоне режимов при СД остается и внут-
ренний к. п. д. ЦВД (см. рис. VIII.4) как при
дроссельном, так и при сопловом парораспределе-
нии. Для сравнения на том же рисунке нанесены
графики внутреннего к. п . д. цилиндров высокого
давления турбин с дроссельным и сопловым паро-
распределением при ПД. Первая из них почти со-
впадает с аналогичной характеристикой при СД.
При детальных расчетах турбин следует учитывать
некоторое отличие при равных расходах давления
пара перед соплами первой ступени и гидравличе-
ских сопротивлений «холодной» линии ПП вследст-
вие разной плотности пара при ПД и СД.
К- п. д. цилиндра высокого давления турбины
с сопловым парораспределением при ПД с умень-
шением нагрузки понижается ввиду увеличения пе-
репада энтальпий регулировочной ступени до ре-
жима, соответствующего точке В на рис. VIII.14.
При меньших расходах происходит дросселирова-
ние всего потока пара, подводимого к турбине, и,
как при дроссельном парораспределении, к. п. д.
цилиндра остается неизменным (линия ВС на
рис. VIII.4).
Сравнение термодинамической эффективности
различных способов регулирования мощности.
Сравнительную оценку проведем по произведению
т](Г]в, которое, как следует из формулы (VIII.6),
в наибольшей мере влияет на к. п. д. брутто уста-
новки. При этом используем результаты приведен-
ного выше сопоставления термического к. п. д.
цикла и внутреннего к. и. д. турбины при ПД и СД.
Анализ начнем с выбора типа парораспределе-
ния при СД. Поскольку при СД термический
к. п. д. цикла не зависит от способа парораспреде-
ления, а внутренний к.п.д. турбины с сопловым
парораспределением ниже, чем турбины с дрос-
сельным парораспределением, оптимальным вари-
антом для работы при СД является турбина с дрос-
сельным парораспределением. Этот вариант сле-
дует выбирать при специальном проектировании
турбин для скользящего давления. Именно он вы-
бран в дальнейшем в качестве основного при срав-
нении постоянного и скользящего давлений.
Внутренний к. п.д. турбин с дроссельным паро-
распределением при ПД и СД практически одина-
ков. Термический же к. п. д. цикла выше у уста-
новки, работающей при СД. Следовательно, во
всем диапазоне частичных нагрузок ПТУ имеет
более высокий к. п.д. брутто (рис. VIII.15), при-
чем выигрыш возрастает с ростом номинального
143
давления свежего пара (кривые 4, 5, 6 расположены
в порядке последовательного увеличения ро) и при-
менением промежуточного перегрева пара. По-
этому в тех случаях, когда при проектировании
турбины по каким-либо причинам (например, из-за
вибрационной прочности первой ступени и др.)
принято дроссельное парораспределение, следует
проектировать ее и весь блок для работы при
скользящем давлении.
Сравним далее работу установки при СД и ПД
с реальным сопловым парораспределением (кри-
вая 3). При низких начальных параметрах пара на
частичных нагрузках установка с сопловым паро-
распределением обладает более высоким к. п. д.,
чем ПТУ, работающая при СД (кривая 4). По-
этому специальное проектирование турбин таких
Рис. VIII.15. Зависимость к. п.д.
брутто ПТУ без учета регенерации
?1в от относительного расхода
пара G при разных способах ре-
гулирования мощности:
/ — ПД, дроссельное парораспределе-
ние; 2 — ПД, идеальное сопловое паро-
распределение; 3 — ПД, реальное соп-
ловое парораспределение; 4—6 — СД,
дроссельное парораспределение; r|s от-
несен к значению к. п. д. ПТУ с дрос-
сельным парораспределением на номи-
нальном режиме
параметров с дроссельным парораспределением для
СД нерационально.
При повышении номинальных параметров пара
характеристика ПТУ при СД, как следует из
рис. VIII.15 (кривая 5), дважды пересекает кри-
вую 3. Следовательно, работа при СД оказывается
термодинамически эффективной в области низких
нагрузок и вблизи номинального режима. Однако
в области режимов вблизи точки В более высокий
к. п. д. имеет ПТУ с сопловым парораспределением
при ПД.
Поскольку при работе в переменной части гра-
фика нагрузки определенную часть времени уста-
новка может работать в этой области режимов, це-
лесообразность специального проектирования таких
ПТУ на докритические параметры пара с дроссель-
ным парораспределением для работы при СД
также дискуссионна. Правда, это может быть вы-
звано иными обстоятельствами, например стремле-
нием повысить маневренность турбины (как это сде-
лано, например, для полупиковой установки
К-500-130). Наконец, при переходе к сверхкритиче-
ским параметрам пара (кривая 6) во всем диапа-
зоне режимов более экономична ПТУ с дроссель-
ным парораспределением, работающая при СД.
В этом случае можно рекомендовать специальное
проектирование блоков для работы при скользящем
давлении.
Коэффициент регенерации. Его определяют в со-
ответствии с формулой (VIII.3) соотношением kP=
= ab, где а = 1—b = (i0 — i' )/(io — in. в).
С переходом к скользящему давлению повышается
энтальпия пара, отбираемого для регенеративного
подогрева питательной воды. Использование для
подогрева более высокопотенциального пара сни-
жает эффективность регенерации, что учитывается
сомножителем а в приведенной формуле. Сомножи-
тель b при скользящем давлении всегда меньше,
чем при постоянном. Это обусловлено повышением
энтальпии io свежего пара. Таким образом, коэф-
фициент kp при переводе ПТУ на скользящее дав-
ление понижается (рис. VIII.16). Однако, как по-
ности турбины коэффициента регене-
рации ftp и его относительного умень-
шения ййр при переходе к СД
называют расчеты, выполненные в ЛПИ для уста-
новок различного типа, уменьшение выигрыша от
СД за счет регенерации не превышает 0,2—0,25%.
Это составляет лишь небольшую часть общего тер-
модинамического выигрыша от применения СД и
не меняет общего принципиального вывода о по-
вышении экономичности ПТУ при скользящем дав-
лении.
Тепловая экономичность работы энергоблоков
при СД
Затраты мощности на привод питательного на-
соса. К. п. д. паротурбинной установки Цб, опреде-
ляемый по формуле (VIII.1), или обратная ему ве-
личина удельного расхода теплоты q§ не учиты-
вает затрат энергии на собственные нужды уста-
новки. С учетом затрат на собственные нужды
к. п. д. установки нетто ц и удельный расход теп-
лоты нетто q могут быть определены по формуле
t] = \jq = Na/Q, где Q — количество теплоты, под-
водимой в парогенераторе для получения пара,
идущего как на выработку электрической энергии,
так и на обеспечение собственных нужд установки;
N3 — полезная мощность, отдаваемая в электриче-
скую сеть.
Существенную часть общих затрат энергии на
собственные нужды ПТУ составляют затраты на
привод питательного насоса. С ростом начального
давления пара удельная мощность питательного
144
насоса возрастает, для мощных энергоблоков на
сверхкритические параметры пара она превышает
4% от общей мощности блока. В таких условиях
выбор той или иной программы регулирования пи-
тательного насоса может оказать заметное влияние
на тепловую экономичность всего блока, особенно
при его работе на СД.
Как отмечалось выше, начальное давление пара
может быть снижено изменением частоты вращения
питательного насоса при отсутствии дросселирова-
ния по всему пароводяному тракту либо посредст-
вом дросселирования рабочего тела в питательном
клапане или специальных клапанах, встроенных
в тракт котла, при нерегулируемом насосе. Удель-
ный расход теплоты брутто во всех этих случаях
практически одинаков. Однако возможность сокра-
щения затрат мощности на привод питательного
насоса делает наиболее эффективной первую из
указанных программ. Это связано с изменением ха-
рактеристик сети, на которую работает насос.
Давление ря, которое должен при любом ре-
жиме работы блока обеспечить питательный насос,
равно рн — ро+Др+Дркл, где ро — давление пара
перед стопорными клапанами турбины, определяе-
мое программой регулирования блока; Др — гид-
равлическое сопротивление водопарового тракта,
включающего кроме парогенератора также подо-
греватели высокого давления и главный паропро-
вод; Дркл — потери давления в регулировочных пи-
тательных клапанах (РПК) котлоагрегата, опреде-
ляемые их открытием. Последнее устанавливается
регулятором питания котла.
Гидравлическое сопротивление каждого участка
водопарового тракта пропорционально pw2, где w —
скорость рабочего тела; р — его плотность. При
ПД, когда плотности воды и пара изменяются не-
значительно, гидравлические потери Др можно счи-
тать пропорциональными квадрату расхода пара.
Характеристика сети определяется кривой 1 на
рис. VIII.17. При СД гидравлическое сопротивле-
ние водяной части тракта меняется в зависимости
от режима примерно так же. Сопротивление же па-
рового тракта при равных расходах оказывается
большим, чем при ПД, ввиду больших скоростей
пара. Таким образом, суммарное гидравлическое
сопротивление водопарового тракта при СД
больше, чем при ПД. Однако понижение давления
перед турбиной, во много раз превосходящее при-
рост гидравлического сопротивления, определяет
общее уменьшение требуемого давления за насо-
сом при СД (кривая 2) и возможность сокращения
вследствие этого затрат мощности на привод пи-
тательного насоса.
Поскольку рабочая точка насоса определяется
пересечением его характеристики 3 с характеристи-
кой сети (точка А при номинальном расходе Go),
для перехода к частичному расходу G требуется
смещение характеристики насоса при ПД и СД со-
ответственно в положения 4 и 5 с тем, чтобы они
пересекались с характеристиками сети 1 и 2 в точ-
ках С и Ci. Такое смещение характеристики на-
соса, достигаемое понижением частоты вращения,
позволяет точно реализовать закон изменения дав-
ления рн за насосом, определяемый характеристи-
кой сети. При СД требуется больший диапазон
изменения частоты вращения, что должно учи-
тываться при проектировании насоса и его при-
вода.
Регулирование частоты вращения питательных
электронасосов, приводимых асинхронными элект-
родвигателями, может производиться изменением
скольжения гидромуфт, а питательных турбонасо-
сов— изменением частоты вращения приводных
турбин. Особенности работы приводных турбин
энергоблоков, работающих при ПД и СД, будут
рассмотрены ниже. К. п. д. гидромуфты г]гм в пер-
вом приближении может быть оценен по формуле
т]™ = т)м(1 — я), где т]м = 0,97~0,98—механический
к. п. д. гидромуфты; s = 1 — (d2/(0i — скольжение;
Mi и (о2 — частота вращения ведущего и ведомого
валов. Поскольку при номинальном режиме гидро-
муфта имеет скольжение 2—3%, включение гидро-
муфты снижает к. п. д. привода насоса на 4—5%.
При частичных нагрузках по мере увеличения
скольжения к. п. д. гидромуфты существенно пони-
жается. Следует иметь в виду, что регулировочный
Рис. VIII. 17. Характеристики пита-
тельного насоса и сети :
1 — характеристика сети при ПД; 2 — ха-
рактеристика сети при СД; 3 — характери-
стика нерегулируемого питательного на-
соса; 4, 5—характеристики насоса при ре-
гулировании частоты вращения; 6 — харак-
теристика одного нерегулируемого насоса
при параллельной работе двух насосов
диапазон некоторых гидромуфт ограничен скольже-
нием s = 0,2, принимаемым в настоящее время при
настройке их автоматического регулирования, хотя
имеются возможности расширения этого диапазона
до 0,8 [22]. У некоторых гидромуфт ограничение
регулировочного диапазона определяется неустой-
чивым режимом их работы. Однако, как показыва-
ет опыт промышленных испытаний гидромуфт
МГ-5000 и МГ-7000, может быть обеспечена устой-
чивая работа гидромуфт при скольжениях до 80—
85%.
Мощность, затрачиваемая на привод питатель-
ного насоса, равна Мн = Gn. вДр/ (ртыи) > где Gn. в—
массовый расход питательной воды; р — плотность;
Др — повышение давления в насосе; цн и гц—
к. п. д. соответственно насоса и его привода. При
понижении давления эта мощность уменьшается,
вследствие чего при неизменном расходе пара уве-
личивается полезная мощность, отдаваемая генера-
тором в сеть. Однако в результате уменьшения ра-
боты сжатия в насосе при СД снижается энтальпия
воды за ним. Это должно быть скомпенсировано
увеличением подвода теплоты в подогревателях вы-
сокого давления или парогенераторе. В связи с от-
меченным полезно используется не вся величина
19 Зак. № 50
145
уменьшения затрат мощности на привод насоса, что
иногда предполагается при экономическом обосно-
вании СД, а лишь часть ее, не превышающая, со-
гласно исследованиям Л ПИ [7], 60% теоретически
возможной величины. Это необходимо учитывать
при определении удельного расхода теплоты нетто
<?=(Q — Gn. bA*h)/(N — Mi), где AtH — повышение
энтальпии питательной воды в насосе. Однако даже
с учетом этого уменьшение затрат на собственные
нужды установки представляет одну из главных
составляющих общего выигрыша в тепловой эконо-
мичности энергоблока от применения СД.
Следует иметь в виду, что модернизация си-
стемы питания котла путем установки гидромуфт
требует дополнительных капитальных и эксплуата-
ционных затрат, а на действующих электростан-
циях может встретить компоновочные трудности.
Кроме того, при большом скольжении в гидромуфте
потери энергии в ней значительны, что снижает
тепловую экономичность блока как на частичных
нагрузках, так и при номинальном режиме, поэтому
при переходе к СД может оказаться рациональным
применение турбопривода питательных насосов для
блоков меньшей мощности, чем при ПД.
Рассмотрим далее режимы работы ПТУ при СД
с нерегулируемыми питательными электронасосами.
Пусть характеристика такого насоса соответствует
кривой 3 (рис. VIII.17). Уменьшенному расходу пи-
тательной воды при работе блока с ПД соответст-
вуют точки В на характеристике насоса и С — на
характеристике сети. Так как характеристика нере-
гулируемого насоса не может быть смещена, для
совместной работы насоса с сетью необходимо сме-
щение вверх характеристики сети. Это достигается
прикрытием РПК, причем его сопротивление возра-
стает на величину, определяемую отрезком ВС. За-
траты мощности на привод насоса оказываются
больше, чем в рассмотренном выше случае. Требуе-
мое давление за насосом при переходе к скользя-
щему давлению свежего пара определяется точкой
С{. Невозможность смещения характеристики на-
соса вынуждает, однако, применять в этом слу-
чае большее дросселирование в РПК (отрезок
BCi). Следовательно, нерегулируемый питательный
насос не позволяет реализовать возможности
уменьшения затрат мощности на его привод, опре-
деляемой характеристикой сети при СД.
Часть энергоблоков докритического давления
имеет по два параллельно работающих питатель-
ных электронасоса. Пусть характеристика каждого
из насосов изображается линией 6, а характерис-
тика их совместной работы—линией 3 на рис. VIII. 17.
Режимы больших нагрузок блока обеспе-
чиваются совместной работой обоих насосов. С по-
нижением нагрузки до некоторых значений, кото-
рым соответствуют расходы питательной воды Gi
при ПД и G2 при СД, причем G2>Gi, один из
насосов может быть отключен. Возможность ра-
боты в диапазоне режимов Gi—G2 с одним насо-
сом в то время, как при ПД необходима совмест-
ная работа двух насосов, обеспечивает при СД вы-
игрыш в мощности привода питательного насоса
[23], правда, меньший, чем при изменении частоты
вращения. Величина выигрыша определяется раз-
ностью ординат кривых 3 и 6. Однако диапазон
режимов, где достигается этот выигрыш, невелик.
Более полный выигрыш может быть достигнут
при большем числе параллельно работающих пи-
146
тательных электронасосов. В этом случае ступен-
чатое регулирование их производительности пооче-
редным отключением насосов значительно прибли-
жает характеристики фактической работы насосов
к характеристикам сети. Отключение насосов мо-
жет дать экономический эффект при переводе на
СД тепловых электростанций с поперечными свя-
зями. Такая станция может регулироваться как
единый полиблок снижением давления в общем па-
ропроводе. Для большего приближения характери-
стики фактической работы насосов к характери-
стике сети и более полного использования выиг-
рыша от ступенчатого регулирования насосов
может оказаться целесообразной установка на элек-
тростанции одного насоса меньшей производитель-
ности. Еще больший эффект может дать регулиро-
вание частоты вращения одного из насосов в соче-
тании с поочередным отключением остальных.
Удельный расход теплоты. Для окончательной
оценки эффективности той или иной программы ре-
гулирования необходимы детальные расчеты тепло-
вых балансов ПТУ при различных режимах. Ниже
приведены результаты выполненного ЛПИ совме-
стно с ЛМЗ сравнения тепловой экономичности
мощных энергоблоков при ПД и СД [7, 21]. Для
сравнения использованы серийные турбины
К-200-130, К-300-240 и К-800-240-2 производства
ЛМЗ. Турбины с дроссельным парораспределением
отличаются от серийных тем, что в них регулиро-
вочные ступени заменены тремя ступенями давле-
ния. Остальные ступени и тепловые схемы блоков
соответствуют исходным установкам ЛМЗ. Срав-
нение произведено по удельному расходу теплоты
нетто q для различных режимов. Из затрат на соб-
ственные нужды блока при этом учтены только за-
траты энергии на привод питательных насосов. Ве-
личина q учитывает изменение потерь энергии во
всех элементах установки, кроме котла.
Имеющиеся данные по влиянию СД на к. п. д.
котлоагрегатов носят противоречивый характер.
В экспериментальных исследованиях ОРГРЭС,
ЛПИ и других организаций, выполненных как на
прямоточных, так и на барабанных котлах различ-
ного типа, к. п. д. котлов при СД оказывался выше,
чем на сходственных режимах при ПД, вследствие
понижения температуры уходящих из котлов газов.
В то же время данные других исследований, вы-
полненных как у нас в стране, так и за рубежом
[23, 26, 27], показывают, что к. п. д. котлов в ши-
роком диапазоне режимов практически не зависит
от давления. По-видимому, это различие опреде-
ляется прежде всего конструктивными особенно-
стями разных котлов. Для всех сравниваемых ва-
риантов турбин конструкция переднего уплотнения
предполагалась неизменной, что приводило при
дроссельном парораспределении к увеличению
утечки через переднее уплотнение ввиду повышения
давления за соплами первой ступени.
Результаты исследований представлены на
рис. VIII.18, где по оси ординат отложена относи-
тельная экономия удельного расхода теплоты 8q,
представляющая собой разность удельных расхо-
дов теплоты при ПД и СД, отнесенную к величине
удельного расхода при ПД. Из приведенных гра-
фиков следует, что применение для блока мощно-
стью 200 МВт дроссельного парораспределения
в сочетании с СД при нагрузках 82,5—100% от но-
минальной позволяет уменьшить удельный расход
теплоты на 0,15—0,2% по сравнению с удельным
расходом теплоты для серийной турбины К-200-130
ЛМЗ. Возможность отключения одного из пита-
тельных насосов при нагрузке 175 МВт на СД,
в то время как при ПД насос отключается при
165 МВт, приводит к повышению экономичности
блока до 0,4—0,5%. Однако в диапазоне нагрузок
65—82,5% более экономичной оказывается работа
блока при ПД. Это объясняется более высоким
к. п. д. питательного насоса при ПД и отсутствием
дополнительных потерь, вызванных скольжением
в гидромуфте. При нагрузках, меньших 65%, бо-
лее экономично СД. Сравнительно небольшая ве-
личина выигрыша, особенно при больших нагруз-
ках, а также довольно широкая область режимов,
где предпочтительнее ПД, делают нецелесообраз-
ным специальное проектирование блоков на пара-
метры 12,7 МПа, 565°С для работы с СД в сочета-
нии с дроссельным парораспределением.
Рис. VIII.18. Относительное уменьше-
ние удельного расхода теплоты bq
в зависимости от относительной мощ-
ности W блока при СД
Принципиально иной оказывается картина для
блоков на сверхкритические параметры пара. Как
следует из рис. VIII.18, при этом работа с СД
в сочетании с дроссельным парораспределением бо-
лее экономична во всем диапазоне режимов. За
счет применения СД удельный расход теплоты этой
турбиной при половинной нагрузке уменьшается по
сравнению с серийными турбинами ЛМЗ примерно
на 1,5 и 3% для блоков мощностью соответственно
300 и 800 МВт. Турбина К-1200-240 ЛМЗ, имеющая
дроссельное парораспределение, специально спроек-
тирована для работы со скользящим давлением.
Выигрыш в тепловой экономичности по сравнению
с ПД составляет для этой установки 1,25; 3 и 4,5%
при нагрузках 900, 600 и 300 МВт соответственно
(рис. VIII.18) [21].
Конструктивные и эксплуатационные
преимущества работы блоков при СД
Турбина. Применение дроссельного парораспре-
деления в сочетании с СД и полным подводом пара
упрощает конструкцию турбины и позволяет умень-
шить диаметры наружного и внутреннего цилинд-
ров высокого давления. Отказ от регулировочной
ступени, имеющей парциальный впуск пара, увели-
чивает надежность лопаток первой ступени. Ис-
пользование полного подвода пара благоприятно
сказывается как на надежности ступени и упорного
подшипника, так и на вибрационных характеристи-
ках турбины в целом.
В рассмотренных выше примерах при Переходе
к СД специально для него выбиралась оптималь-
ная конструкция турбины. Регулировочную ступень
при этом заменяли тремя ступенями давления, что
позволило иметь на них оптимальные значения ха-
рактеристического отношения u/Cq и получить
максимальную тепловую экономичность турбины.
Однако, как показывают конструктивные прора-
ботки, такое решение связано с необходимостью не-
которого увеличения длины ротора высокого дав-
ления (до 400—500 мм) и с понижением его крити-
ческой частоты вращения. Если ограничиться за-
меной регулировочной ступени двумя ступенями
давления, то можно сохранить ту же длину ро-
тора, что при ПД, но это будет связано с опре-
деленным сокращением выигрыша от примене-
ния СД.
При СД температура пара перед соплами пер-
вой ступени на всех режимах сохраняется неизмен-
ной. Практически постоянны и температуры по про-
точной части ЦВД. Это улучшает эксплуатацион-
ные свойства турбины и повышает ее надежность
и долговечность, так как при этом устраняются до-
полнительные термические напряжения при изме-
нениях режима блока. Последнее обстоятельство
имеет чрезвычайно важное значение, так как по
существу снимает ограничения скорости изменения
нагрузки блока, определяемые прогревом турбины.
Применение СД существенно повышает манев-
ренные свойства блоков еще и потому, что работа
при СД естественно сочетается с пуском турбины
на скользящих параметрах пара. При этом за счет
лучшего согласования процессов набора мощности
и повышения параметров свежего пара могут быть
сокращены время пуска и связанные с ним пуско-
вые потери. Разгрузка и остановка блока, также
производимые при СД, открывают возможности
дополнительного сокращения потерь теплоты. Вслед-
ствие указанных преимуществ может в ряде ’слу-
чаев оказаться целесообразной ежесуточная оста-
новка блоков, работающих при СД, в то время как
при ПД она была нерентабельной [6].
Турбопривод питательного насоса. Перевод
блока на СД радикально изменяет общие условия
работы турбопривода [8]. Организация работы тур-
бопривода при ПД связана с определенными за-
труднениями на режимах малых нагрузок. Их при-
рода заключается в том, что приводная турбина,
получающая пар из нерегулируемого отбора глав-
ной турбины, работает при скользящих параметрах
пара. При снижении мощности главной турбины
уменьшаются давление в отборе и массовый расход
пара турбоприводом. Вследствие этого, а также
в результате снижения к. п. д. мощность приводной
турбины при постоянном открытии ее регулировоч-
ных клапанов уменьшается быстрее, чем мощность
насоса (кривые 1 и 2 на рис. VIII. 19). Если про-
пускная способность проточной части приводной
турбины выбрана так, чтобы обеспечить мощность
насоса при номинальном режиме блока (точка А),
то при снижении нагрузки блока мощность привод-
ной турбины окажется меньше мощности,
требуемой для привода насоса. Поэтому при проек-
тировании приводной турбины выбирают проточную
часть с большей пропускной способностью (харак-
теристика <3) с тем, чтобы в достаточно широком
диапазоне режимов ВС иметь избыточную мощ-
ность турбопривода.
19*
147
Избыток мощности приводной турбины по срав-
нению с мощностью, требуемой для привода на-
соса, на номинальном режиме устраняют прикры-
тием регулировочных клапанов. Дросселирование
в последних, определяемое отрезком АВ, связано
с определенным снижением экономичности блока
на номинальном режиме, что ограничивает значе-
ние выбираемой избыточной мощности.
По мере снижения нагрузки блока регулировоч-
ные клапаны приводной турбины при дроссельном
или сопловом ее регулировании открываются. Мак-
симальное открытие клапанов соответствует точке
С, определяющей минимально возможную нагрузку
блока, обеспечиваемую турбонасосом (нагрузку
технического минимума). При более низких нагруз-
ках вынужденным решением оказывается переход
от турбонасоса к электронасосу. Это приводит к не-
обходимости оснащать блоки не только турбонасо-
сами, но и мощными электронасосами. Так, для
Рис. VIII.19. Зависимость мощности
приводной турбины ЛГп.т и насоса Ун
от нагрузки N главной турбины:
1 характеристика насоса при ПД; 2 —
характеристика приводной турбины при
неизменном открытии ее регулировочных
клапанов; 3 ~ характеристика приводной
турбины с увеличенной пропускной спо-
собностью проточной части; 4—характе-
ристика насоса при СД
блока мощностью 300 МВт применен питательный
электронасос, обеспечивающий нагрузку 200 МВт.
Необходимость перехода в процессе эксплуатации
с одного насоса на другой существенно усложняет
тепловую схему и работу эксплуатационного пер-
сонала блока, а также снижает надежность.
Другие применяемые способы регулирования
турбопривода, например обводное парораспределе-
ние, переключение на питание паром другого от-
бора или свежим, существенно усложняя конструк-
цию приводной турбины или тепловую схему блока,
лишь частично решают задачу расширения регули-
ровочного диапазона турбопривода.
При СД мощность насоса снижается значи-
тельно интенсивнее (характеристика 4). По мере
уменьшения нагрузки блока объемный расход пара
регулировочными клапанами приводной турбины
должен быть уменьшен. При этом не возникает ни-
каких трудностей с обеспечением малых нагрузок
и возможна работа блока во всем диапазоне мощ-
ностей без переключения на электронасос и приме-
нения обводного парораспределения.
Расчетный режим приводной турбины при СД
может соответствовать номинальной мощности
блока, что устраняет один из недостатков работы
турбопривода при ПД, связанный с уменьшением
148
экономичности блока на номинальном режиме. При
этом отпадает необходимость в неполном открытии
клапанов турбопривода на номинальном режиме.
Однако должны быть предусмотрены определенные
запасы открытия клапанов, обусловленные возмож-
ностью работы одного и того же типа насоса с кот-
лоагрегатами различных типов, которые могут
иметь различные гидравлические сопротивления во-
допарового тракта. При модернизации ранее выпу-
щенных блоков мощностью 300—800 МВт можно
устранить дросселирование пара в клапанах тур-
бопривода на номинальном режиме путем уменьше-
ния живого сечения соплового аппарата первой сту-
пени, что даст заметное повышение экономичности
блока.
Как показали исследования ЛПИ и ЛМЗ [8, 21],
при переходе к СД рационально применение кон-
денсационного турбопривода. Его изоэнтропийный
перепад энтальпий по мере снижения нагрузки
уменьшается, а для турбопривода с противодавле-
нием он возрастает, что вызывает необходимость
большего дросселирования пара. Так, для турбоаг-
регата К-1200-240 при половинной нагрузке потре-
бовалось бы снижение давления пара в клапанах
турбопривода с противодавлением, равное 60% но-
минального давления, в то время как для конден-
сационного турбопривода его величина составляет
36%. Столь большие потери в клапанах делают
вполне обоснованным продолжение поисков опти-
мального для СД варианта турбопривода.
Применение соплового парораспределения при-
водной турбины ухудшает ее экономичность во всем
диапазоне нагрузок вследствие резкого снижения
к. п. д. регулировочной ступени, вызванного как
парциальным подводом пара, так и уменьшением
характеристического отношения и)Со из-за пони-
жения частоты вращения и увеличения располагае-
мого перепада энтальпий регулировочной ступени
при частичных нагрузках. Кроме того, приме-
нение парциального подвода пара для турбины, ра-
ботающей при переменной частоте вращения, сни-
жает ее вибрационную надежность.
Заслуживают внимания поиски иных решений,
в частности, предложение применять приводную
турбину двух давлений. Пар в часть высокого дав-
ления такой турб ины поступает из «холодной» ли-
нии промежуточного перегрева и после расширения
направляется в деаэратор. Регулировочные кла-
паны ЧВД приводной турбины полностью открыты,
а деаэратор при частичных нагрузках подпитыва-
ется дополнительно из коллектора собственных
нужд котла. Часть низкого давления, представляю-
щая собой конденсационную турбину, подключа-
ется к отбору из главной турбины. Согласно иссле-
дованиям БПИ [13], применение такого типа тур-
бопривода повышает экономичность работы блока
в широком диапазоне его режимов прежде всего
за счет значительного увеличения выработки элек-
троэнергии регенеративным потоком пара, а также
в результате уменьшения дросселирования в регу-
лировочных клапанах. В то же время такое реше-
ние, несомненно, усложняет конструкцию турбопри-
вода и тепловую схему блока.
Котлоагрегат. Режимы работы котлоагрегата
при СД меняются в большей степени, чем режимы
остального оборудования энергоблока. Поэтому во-
просы надежности прямоточного парогенератора
сверхкритического давления при переходе к докри-
тическому давлению по всему пароводяному тракту
являются ключевыми для оценки возможностей
применения СД.
Перевод блоков на СД в целом положительно
сказывается на условиях работы элементов блока,
находящихся под давлением, прежде всего поверх-
ностей нагрева котлоагрегата и главных паропро-
водов. Длительная работа при частичных нагрузках
с пониженным давлением повышает надежность и
долговечность пароперегревателей и паропроводов
свежего пара [4]. По данным фирмы «Дюррверке»
(ФРГ), срок службы трубопроводов котла и глав-
ных паропроводов при СД увеличивается примерно
на 30% [4]. Однако, оценивая общую надежность
работы каждого типа котлов сверхкритических па-
раметров при СД, следует тщательно анализиро-
вать температурные и гидравлические режимы по-
верхностей нагрева, примыкающих к зоне фазового
перехода, при работе на нерасчетном докритиче-
ском давлении [26]. Натурные испытания ряда
энергоблоков сверхкритического давления с кот-
лами различных типов [14, 18, 26] подтвердили на-
дежность работы котлов при СД, хотя эти котлы не
проектировали специально для таких условий ра-
боты. Вследствие отмеченного обстоятельства тре-
буется проведение специальных испытаний для
каждой серии котлов.
Для некоторых типов котлов (например,
ТГМП-314), проектировавшихся для ПД, встреча-
лись отдельные ограничения режимов работы при
СД. Вынужденным решением для них в подобных
режимах оказывалось прикрытие встроенной в па-
роводяной тракт котла задвижки с тем, чтобы
поддерживать сверхкритическое давление в парооб-
разующих поверхностях и скользящее — в паропере-
гревателе [14]. Это позволяет сохранить термоди-
намический выигрыш от применения СД, но ликви-
дирует выигрыш в затратах мощности на привод
питательного насоса. При специальном проектиро-
вании котлов для СД этих ограничений можно из-
бежать.
Повышение температуры перегрева пара. До-
полнительные возможности повышения тепловой
экономичности энергоблоков, работающих при СД,
могут быть связаны с некоторым повышением тем-
пературы свежего пара при частичных нагрузках
[9, 10, 28]. Это может быть допущено, поскольку
при снижении давления условия работы парообра-
зующих и пароперегревательных поверхностей котла
в большинстве случаев облегчаются вследствие
уменьшения напряжений, а также из-за увеличения
скорости среды в пароперегревательных и испари-
тельных трубах, что увеличивает коэффициенты
теплоотдачи и снижает температурные напоры.
Экспериментальные исследования БПИ и Лукомль-
ской ГРЭС [14] показали возможность повышения
температуры перегрева пара по сравнению с но-
минальной (818 К) для котла ТГМП-114 при пере-
ходе к СД примерно на 20—25 К. При этом темпе-
ратуры металла всех поверхностей нагрева оказы-
ваются ниже, чем на номинальном режиме с тем-
пературой пара 818 К.
Разумеется, для каждого типа котлоагрегата
вопрос о возможности и допустимых пределах по-
вышения температуры пара при СД нуждается
в специальных исследованиях. Следует также иметь
в виду, что при изменении температуры пара изме-
няется тепловое состояние турбины и появляются
температурные ограничения по скорости изменения
нагрузки, что снимает одно из важнейших досто-
инств СД. Поэтому к вопросу о возможности и до-
пустимых пределах повышения температуры пара
при СД следует подходить с известной осторожно-
стью, тщательно взвешивая в каждом конкретном
случае все плюсы и минусы такого режима.
VIII.4. КОМБИНИРОВАННОЕ РЕГУЛИРОВАНИЕ
Блоки с сопловым парораспределением могут
быть переведены на СД различными способами.
Если работа на СД начинается от номинального
режима [3] с сохранением на частичных нагрузках
расчетного для этого режима открытия регулиро-
вочных клапанов турбины (при закрытом перегру-
зочном клапане), то вследствие снижения термиче-
ского к. п. д. цикла тепловая экономичность блока,
характеризуемая кривой 2 на рис. VIII.20, оказыва-
G
Рис. VIII.20. Характеристики
тепловой экономичности бло-
ков с реальным сопловым па-
рораспределением :
1 — ПД; 2 —СД при подводе пара
к трем группам сопел регулировоч-
ной ступени; 3, 3' — СД при откры-
тии перегрузочного клапана; 4 —
КР; 5 — ПД, идеальное сопловое
парораспределение
ется в широком диапазоне больших нагрузок ниже,
чем при ПД с реальным сопловым парораспределе-
нием (кривая /).
Дополнительное открытие при СД перегрузоч-
ного клапана турбины в большинстве случаев при-
водит к еще большему проигрышу в тепловой эко-
номичности (кривая 3) вследствие дальнейшего
снижения термического к. п. д. цикла, связанного
с понижением давления уже на номинальной мощ-
ности. Такие же результаты получены эксперимен-
тально рядом организаций [3, 10, 23].
Однако, когда при проектировании регулировоч-
ной ступени турбины для номинального режима
выбирают чрезмерно низкие значения характерис-
тического отношения и!Со, эффект от повышения
к. п. д. регулировочной ступени, обусловленного
увеличением и/Сй при открытии перегрузочного
клапана, может превысить снижение термического
к. п. д. цикла. В таких случаях работа при СД
с открытым перегрузочным клапаном может ока-
заться более экономичной (кривая 3'), чем при ПД
(кривые 1 и 5). Такой результат получен УФТИ
[25] при переводе на СД блока мощностью 300 МВт
с турбиной ХТГЗ.
Один из перспективных путей повышения эконо-
мичности блоков с реальным сопловым парораспре-
делением состоит в применении для них комбини-
рованной программы регулирования (КР). При
149
такой программе в области больших нагрузок блок
работает при ПД, а начиная от мощности, соот-
ветствующей точке В (рис. VIII.20), переводится
на СД. Регулировочные клапаны, управляющие
подводом пара к двум группам сопел PC, при этом
полностью открыты, а остальные — полностью за-
крыты. Как уже отмечалось, в этом диапазоне низ-
ких нагрузок реальное сопловое парораспределение
при ПД превращается по существу в дроссельное
и перевод на СД, начиная от точки В, в рассмат-
риваемом случае обеспечивает те же преимуще-
ства, какие имеет работа блоков при СД перед ра-
ботой блоков с дроссельным парораспределением
при ПД (кривая 4).
Весьма эффективно применение КР для энерго-
блоков сверхкритического давления. Выполненные
в ЛПИ исследования показали, что перевод на КР
блока мощностью 300 МВт с турбиной ЛМЗ поз-
воляет уменьшить удельный расход теплоты при
Рис. VIII.21. Относительное
уменьшение удельного расхода
теплоты £>q блоками различного
типа от применения КР
нагрузках, меньших 77% номинальной. Выигрыш
при половинной нагрузке составляет примерно
1,3% (рис. VIII.21). Для турбины К-800-240, где
при ПД одновременно прикрываются клапаны,
управляющие подводом пара к трем группам сопел
регулировочной ступени, на СД целесообразно пе-
реходить при нагрузках, меньших 90% номиналь-
ной, сочетая это с полным подводом пара к трем
группам сопел. За счет этого при половинном рас-
ходе пара тепловая экономичность блока может
быть повышена более чем на 2%. Полученные ре-
зультаты убедительно подтверждаются эксперимен-
тальными исследованиями блоков мощностью
300 МВт при КР, выполненными на ряде электро-
станций [20, 26]. Проведенные теоретические и экс-
периментальные исследования оказались полез-
ными при широкой модернизации блоков К-300-240,
большинство которых в настоящее время перево-
дится на КР или СД.
Из проведенного выше анализа следует, что
применением КР в той или иной мере может быть
повышена тепловая экономичность любой конденса-
ционной ПТУ с сопловым парораспределением. Так,
удельный расход теплоты блоком К-200-130 при по-
ловинной нагрузке снижается при этом примерно
на 0,6% (рис. VIII.21), а блоком К-500-166 — более
чем на 1%- За счет применения КР и подвода при
частичных нагрузках к последнему ПВД пара более
высокого давления тепловая экономичность ПТУ с
номинальным давлением 8,8 МПа, в первую очередь
используемых для покрытия пиковых и полупико-
вых нагрузок, может быть повышена до 1—2%
[20].
Рассматриваемые ПТУ работают, как правило,
на электростанциях неблочного типа с поперечными
связями между котлами. Наиболее эффективный
способ их перевода на КР — регулирование всей
электростанции или группы ее агрегатов как еди-
ного полиблока снижением давления в общем па-
ропроводе [20]. В области высоких нагрузок сохра-
няется индивидуальное управление каждой турби-
ной, сохраняющее преимущества соплового паро-
распределения. После того как каждый агрегат
разгрузится при ПД до режима, ниже которого на-
чалось бы дросселирование всего подводимого
к нему потока пара, все агрегаты регулируются как
единое целое давлением свежего пара. Такой спо-
соб может быть применен не только на КЭС, но
и на ТЭЦ. Он позволяет за счет ступенчатого регу-
лирования питательных электронасосов их пооче-
редным отключением уменьшить затраты мощности
на собственные нужды станции, причем достигае-
мый эффект тем больше, чем больше число парал-
лельно работающих питательных насосов, т. е. чем
большее число агрегатов объединяет полиблок.
VIII.5. ПРИМЕНЕНИЕ СКОЛЬЗЯЩЕГО ДАВЛЕНИЯ
ДЛЯ ВЛАЖНОПАРОВЫХ ТУРБИН
В отличие от ТЭС к агрегатам АЭС, по-види-
мому, не может быть предъявлено требование пол-
ной ежесуточной остановки, речь может идти о глу-
бокой их разгрузке и быстром наборе мощности.
В таких условиях вполне естественно возникает
вопрос о применении для энергоблоков АЭС с ре-
акторами на тепловых нейтронах скользящего на-
чального давления пара [2, 16].
Тепловая экономичность влажнопаровых ПТУ
при скользящем давлении. Применение СД для
агрегатов АЭС, как и для ТЭС, открывает возмож-
ности снижения затрат мощности на привод пита-
тельных насосов. Для блоков, имеющих электро-
привод питательных насосов, основной путь частич-
ного использования этого эффекта — поочередное
отключение насосов, производимое так же, как на
ТЭС неблочного типа. Полезной может оказаться
установка гидромуфты на одном из насосов. Более
полно выигрыш в собственных нуждах может быть
использован в схемах с турбоприводом питатель-
ных насосов, которые применяют для мощных
энергоблоков. Режимы работы питательного насоса
и его турбопривода, а также общая характеристика
получаемого выигрыша при этом принципиально не
отличаются от рассмотренных в п. VII 1.3.
На термодинамическую эффективность примене-
ния СД оказывают существенное влияние особенно-
сти тепловых схем АЭС. Главные из них — приме-
нение влажного пара, его сепарации и паропаро-
вого промежуточного перегрева.
Для влажнопаровых турбин АЭС чаще всего
применяют дроссельное парораспределение, что,
как было показано выше, благоприятствует пере-
ходу к СД. Однако составляющие достигаемого при
этом выигрыша принципиально отличаются от ана-
логичных составляющих для ТЭС, работающих на
органическом топливе. Применение СД для влаж-
нопаровых турбин лишь в небольшой мере повы-
150
шает термический к. п. д. цикла по сравнению сего
значением для ПД, поскольку равным давлениям
перед соплами первой ступени в обоих рассматри-
ваемых случаях соответствуют одинаковые темпе-
ратуры пара. Для ТЭС, работающих на органиче-
ском топливе, начальная температура пара при СД
сохранялась неизменной или даже повышалась на
частичных нагрузках. Строго говоря, на сходствен-
ных режимах влажнопаровых турбин при ПД и
СД, характеризуемых равными расходами пара,
давление перед соплами первой ступени в послед-
нем случае будет несколько выше из-за меньшей
плотности пара. При этом повысится и термический
к. п. д. цикла, но различие между ПД и СД по
этому показателю невелико.
При скользящем давлении в турбину на всех
режимах поступает сухой насыщенный пар, а при
постоянном вследствие дросселирования в регули-
ровочных клапанах на частичных нагрузках пар
уже перед соплами первой ступени имеет опреде-
ленную влажность, определяемую точкой А
(рис. VIII.22). При эквивалентных режимах с пе-
реходом к СД уменьшается влажность по всей про-
точной части ЦВД. Это благоприятно влияет на
эрозионную надежность, а также повышает внут-
ренний к. п. д. цилиндра.
Заметим, что естественная граница целесообраз-
ности применения СД для влажнопаровых турбин
определяется давлением, соответствующим точке
А". При этом процессы расширения (линия А"В")
для ПД и СД совпадают. Если продолжать пони-
жать начальное давление, то это приведет к боль-
шей влажности в ЦВД, чем в случае дросселиро-
вания в клапанах. Определяемый отрезком АоА"
диапазон режимов расширяется с повышением но-
минального начального давления пара.
Если блок АЭС имеет огневой или ядерный пе-
регрев пара, то составляющие выигрыша от приме-
нения СД оказываются такими же, как для агре-
гатов ТЭС.
С целью уменьшения влажности пара на послед-
них ступенях турбин в тепловых схемах АЭС при-
меняют сепараторы или сепараторы — промежуточ-
ные пароперегреватели. Одноступенчатая сепара-
ция без промежуточного перегрева, определяемая
отрезками ВС и В'С соответственно для ПД и СД,
увеличивает выигрыш от перехода к скользящему
давлению. Это обусловлено меньшей степенью
влажности пара, входящего в сепаратор, вследствие
чего в последующие ступени турбины при СД по-
ступает большее количество отсепарированного
пара. С повышением разделительного давления, при
котором производится сепарация, выигрыш от при-
менения СД увеличивается ввиду того, что при
этом возрастает различие степеней влажности за
ЦВД при постоянном и скользящем начальном
давлении.
При многоступенчатой сепарации выигрыш от
перехода к СД обусловлен только первой ступенью
сепарации. Вторая и последующие ступени сами по
себе не создают ни дополнительных потерь, ни до-
полнительного выигрыша, связанных со скользя-
щим давлением. Однако общий выигрыш от приме-
нения СД для турбин с многоступенчатой сепара-
цией оказывается большим. Это связано с выбором
более высокого давления в первом сепараторе,
а также с увеличением располагаемого перепада
энтальпий ЧСД и ЧНД турбины.
На основании изложенного можно заключить,
что применение СД для энергоблоков АЭС, имею-
щих внешнюю сепарацию пара без паропарового
промежуточного перегрева, приводит к повышению
их экономичности, если номинальное давление пара
превышает 3 МПа.
Следует иметь в виду, что разработка новых
высокоэффективных систем внутренней сепарации
(внутриканальная сепарация, ступени-сепараторы
и пр.), создание эрозионностойких ступеней, а также
ведущиеся сейчас интенсивно исследования по ис-
парению влаги, оставшейся после внутренней сепа-
рации, паром более высокого потенциала, отобран-
ным из проточной части предшествующих ступеней,
открывают возможности полного отказа от паро-
парового промежуточного перегрева. Для таких
турбин применение СД окажется наиболее эффек-
тивным.
Остановимся более подробно на влиянии паро-
парового промежуточного перегрева. В тепловых
Рис. VIII.22. Процессы расширения
во влажнопаровой турбине при ПД
и СД
схемах атомных энергоблоков широко применяется
двухступенчатый промежуточный перегрев. В пер-
вой ступени пар, вышедший из сепаратора, перегре-
вается паром, отобранным из промежуточной точки
проточной части ЦВД. Дальнейший перегрев произ-
водится свежим паром во второй ступени. Темпе-
ратура пара, выходящего из нее, на величину тем-
пературы недогрева Д/н ниже температуры насыще-
ния свежего пара. Величину А/н выбирают обычно
достаточно большой, на номинальном режиме она
достигает 13—15 К.
Первая ступень промежуточного перегрева уве-
личивает положительный эффект от применения
СД. Это определяется тем, что при сходственных
режимах вследствие меньшей влажности в цвд
турбины, работающей на СД, для первой ступени
промежуточного перегрева требуется меньшее ко-
личество отбираемого пара. Если бы турбина
имела многократный промежуточный перегрев па-
ром, отобранным из ЦВД, без использования све-
жего пара, то ее перевод на СД принес бы суще-
ственное повышение тепловой экономичности.
Отрицательное влияние паропарового промежу-
точного перегрева на эффективность применения
СД обусловлено использованием свежего пара.
Если блок работает при ПД, то температура
свежего пара не меняется в зависимости от на-
грузки. Отклонения температуры промежуточного
перегрева пара при этом возможны только за счет
изменения температуры недогрева. При частичных
нагрузках вследствие снижения давления пара,
отбираемого в первую ступень перегревателя,
151
температура нагреваемого пара перед второй
ступенью уменьшается. Хотя это частично компенси-
руется увеличением подвода теплоты во второй сту-
пени перегревателя из-за возрастания в ней темпе-
ратурных напоров, с понижением нагрузки темпера-
тура промежуточного перегрева пара в рассматри-
ваемом случае несколько понижается.
При скользящем давлении по мере снижения на-
грузки понижается температура насыщения свежего
пара, что сопровождается существенным пониже-
нием температуры промежуточного перегрева пара.
Это понижение температуры в некоторой мере ком-
пенсируется уменьшением температуры недогрева
вследствие увеличения при СД скоростей нагревае-
мого пара в промежуточном перегревателе, а также
вследствие относительного уменьшения количества
пара, отбираемого на первую ступень перегрева,
из-за его меньшей влажности. Отмеченного отрица-
тельного влияния можно избежать, применив огне-
вой или ядерный промежуточный перегрев пара.
dq,7°
Рис. VIII.23. Относительное уменьшение
удельного расхода теплоты турбоуста-
новкой К-220-44 при ее переводе на СД
Заслуживает также внимания предложение напра-
вить во вторую ступень ПП пар от соседнего энер-
гоблока, работающего при номинальных пара-
метрах.
Регенеративный подогрев питательной воды, как
и в агрегатах ТЭС, работающих на органическом
топливе, несколько снижает эффективность приме-
нения СД.
Отрицательное влияние паропарового промежу-
точного перегрева и системы регенерации оказыва-
ется соизмеримым с положительным влиянием ос-
тальных факторов. Вследствие этого результи-
рующий термодинамический эффект для каждого
конкретного энергоблока такого типа определяется
особенностями его тепловой схемы и характеристи-
ками основного оборудования. Поскольку характе-
ристики парораспределительных органов турбины,
питательных насосов и др., а также величина недо-
грева в промежуточном перегревателе и регенера-
тивных подогревателях могут существенно разли-
чаться даже для однотипных энергоблоков, имею-
щих паропаровой промежуточный перегрев, при
сравнении различных программ их регулирования
могут быть получены неоднозначные результаты.
С целью проверки термодинамической эффек-
тивности работы влажнопаровых турбин при сколь-
зящем давлении ЛПИ совместно с Кольской АЭС
были проведены испытания на блоке ВВЭР-440
с двумя турбинами К-220-44. Применение СД поз-
волило снизить удельный расход теплоты этим бло-
ком при частичных нагрузках на 0,5—0,6%
(рис. VIII.23). Еще большего термодинамического
эффекта от перевода на скользящее давление мо- 152
152
жно ожидать для энергоблоков 1000 МВт и более
вследствие большего номинального давления пара
и отсутствия подогревателей высокого давления,
а также применения для некоторых из них пита-
тельных турбонасосов с регулируемой частотой
вращения.
Особенности работы реакторов при скользящем
давлении пара перед турбиной. Применение сколь-
зящего давления для турбоагрегатов АЭС оказы-
вает существенное влияние на физические процессы
в реакторах. Мощность реактора пропорциональна
числу делений ядер в его активной зоне за единицу
времени. Деление происходит в результате захвата
нейтрона ядром изотопа урана 235U или другого
ядерного горючего, поэтому мощность пропорцио-
нальна участвующему в реакции потоку нейтронов.
При каждом акте деления образуются 2—3 мгно-
венных нейтрона. При последующем распаде ос-
колков деления выделяется дополнительное коли-
чество запаздывающих нейтронов. Отношение числа
нейтронов последующего поколения к числу ней-
тронов предшествующего поколения называют эф-
фективным коэффициентом размножения йэ$. Ве-
личину р= (£Эф — 1)/&эф называют реактивностью
реактора.
Для поддержания реактора в критическом ре-
жиме избыточное число нейтронов, образующихся
при каждом акте деления, должно быть удалено
из цепной реакции. Часть нейтронов теряется
вследствие утечки из активной зоны, часть — по-
глощается конструкционными материалами, замед-
лителем и теплоносителем, а также продуктами де-
ления урана, в частности ксеноном 135Хе. Опреде-
ленная часть нейтронов поглощается находящимся
в тепловыделяющих элементах изотопом урана
238U, в результате чего образуется вторичное ядер-
ное горючее — плутоний 239Ри. Оставшиеся избыточ-
ные нейтроны поглощаются стержнями управления
и защиты, а также вводимой в теплоноситель неко-
торых типов реакторов борной кислотой, используе-
мой для их регулирования. С учетом этого общая
реактивность реактора является алгебраической
суммой ряда составляющих, определяемых каждым
из этих процессов. Влияя на эти составляющие (на-
пример, путем перемещения регулировочных стерж-
ней, изменения концентрации борной кислоты и
пр.), можно увеличить реактивность до некоторого
максимального в данный момент значения. В этом
смысле говорят о запасе реактивности. Для под-
держания реактора в критическом состоянии по
мере выгорания ядерного горючего в процессе ра-
бочей кампании реактора постепенно выдвигают
из активной зоны регулировочные стержни и умень-
шают концентрацию борной кислоты в тепло-
носителе. При этом запас реактивности умень-
шается.
При скользящем давлении пара перед турбиной
понижается средняя температура теплоносителя
в реакторе. Это связано с изменением энергетиче-
ского спектра нейтронов и уменьшением средней
длины их пробега из-за возрастания плотности
воды, что приводит к уменьшению утечки нейтро-
нов из активной зоны. В водоводяных реакторах
некипящего типа (ВВЭР) вследствие отмеченного
понижение температуры т увеличивает реактив-
ность. Такие реакторы имеют отрицательный тем-
пературный коэффициент реактивности dpldx. В ки-
пящих реакторах указанные факторы ослабляются
вследствие уменьшения плотности паровой фазы
теплоносителя при понижении давления.
Одна из основных проблем маневренности АЭС
состоит в преодолении ксенонового отравления ре-
актора при его быстрой разгрузке. При быстром
снижении мощности, связанном с уменьшением ней-
тронного потока, уменьшается выгорание 135Хе,
а его образование в результате радиоактивного
распада 135J, образовавшегося еще в период работы
реактора на большой мощности, остается на преж-
нем уровне. Вследствие этого в активной зоне реак-
тора происходит избыточное накопление ядер 135Хе,
являющихся сильным поглотителем нейтронов. В ре-
зультате этого через несколько часов после сни-
жения мощности реактивность реактора становится
отрицательной и, если не принять специальных мер,
количество нейтронов каждого последующего по-
коления будет уменьшаться, что приведет к оста-
новке реактора. Необходимая для удержания реак-
тора в работе при пониженной нагрузке компенса-
ция отрицательной реактивности производится
выдвижением из активной зоны регулировочных
стержней, а также быстрым выведением борной
ABF, за счет увеличения глубины выгорания ядер-
ного горючего. Минимальная мощность Vmln, до
которой целесообразна разгрузка блока, определя-
ется технико-экономическими соображениями.
Если в конце кампании реактора производить
разгрузку турбины не путем прикрытия ее клапа-
нов, как в предыдущем случае, а путем понижения
давления свежего пара, сохраняя неизменным от-
крытие регулировочных клапанов, то вследствие по-
нижения средней температуры теплоносителя в пер-
вом контуре мощность реактора будет снижаться
менее интенсивно (кривая АС), что дополнительно
продлит кампанию реактора на период А/' [20].
Применение скользящего давления пара позво-
ляет принципиально сохранить номинальную мощ-
ность реактора в течение дополнительного периода
времени, определяемого отрезком AD, и даже по-
лучить мощность, большую номинальной. Однако
использование этой мощности в турбине требует
дополнительного открытия ее клапанов сверх но-
минального. У турбины К-220-44 для этого может
быть использован перегрузочный клапан. С целые
максимального использования отмеченного темпе-
Рис. VIII.24. Диаграмма режимов энер-
гоблока в конце кампании реактора
Рис. VIII.25. Зависимость к. п . д. турбоустановки
К-220-44 от начального давления пара при неиз-
менной мощности
кислоты из теплоносителя [1]. В конце кампании
реактора запаса его реактивности может не хва-
тить для компенсации ксенонового отравления, осо-
бенно при больших изменениях нагрузки, поскольку
избыточное поглощение нейтронов 135Хе и обуслов-
ленная этим отрицательная реактивность возрас-
тают с увеличением глубины разгрузки. Отмечен-
ное обстоятельство ограничивает допустимую вели-
чину разгрузки реактора. Применение скользящего
давления, повышая реактивность за счет пониже-
ния средней температуры теплоносителя в реак-
торе, позволяет существенно увеличить допустимую
глубину разгрузки реактора, улучшая тем самым
маневренные свойства блока.
Дополнительные преимущества дает применение
скользящего давления для блоков с реакторами
типа ВВЭР, имеющими периодическую перегрузку
горючего с полной остановкой реактора. В некото-
рый момент времени А (рис. VIII.24) запас реак-
тивности, заключенный в регулировочных стержнях
и борной кислоте, оказывается полностью исчерпан-
ным вследствие выгорания горючего. Дальнейшая
работа реактора с максимальной мощностью при
номинальных параметрах теплоносителя в первом
контуре при этом невозможна. На первом этапе
эксплуатации АЭС в этот момент времени произ-
водилась перегрузка горючего. Однако в рассмат-
риваемом случае реактор может работать еще не-
которое время с постепенным снижением мощности
(линия АВ). Использование этого мощностного эф-
фекта [1] позволяет за период А/м продления кам-
пании реактора выработать при постепенно сни-
жающейся нагрузке генератора дополнительное ко-
личество электроэнергии, измеряемой площадью
ратурного эффекта для продления кампании энер-
гоблоков ВВЭР-1000 и более мощных, турбины ко-
торых имеют дроссельное парораспределение, целе-
сообразно предусмотреть применение для них об-
водного парораспределения.
После того как полностью открыты перегрузоч-
ные клапаны, происходит снижение мощности, оп-
ределяемое линией DE (рис. VIII.24). С учетом
этого продление кампании реактора за счет СД со-
ставляет величину Д/с, а дополнительная выработка
электроэнергии определяется площадью BADE.
Еще более глубокое выгорание горючего может
быть обеспечено за счет отключения подогревате-
лей высокого давления, что, с одной стороны, уве-
личивает мощность турбины за счет направления
в последующие ступени пара, ранее шедшего в по-
догреватели, а с другой — увеличивает реактив-
ность реактора, понижая температуру теплоноси-
теля в первом контуре.
Перевод блока ВВЭР-440 в конце рабочей кам-
пании на скользящее давление был выполнен Коль-
ской АЭС совместно с ЛПИ. В процессе первой
опытной эксплуатации этого блока за счет его пе-
ревода на скользящее давление в сочетании с ис-
пользованием мощностного эффекта и отключением
ПВД кампания реактора была продлена на 84 эф-
фективных (115 календарных) суток, в том числе
с номинальной мощностью — на 8 суток [17]. До-
полнительная выработка электроэнергии при этом
превысила 900 млн. кВт - ч. Тепловая экономичность
турбоустановки при номинальной мощности, под-
держивавшейся при изменении давления откры-
тием перегрузочного клапана, практически не ме-
нялась (рис. VIII.25).
20 Зак. № 50
153
Положительный эффект, достигаемый при
скользящем давлении свежего пара за счет темпе-
ратурного эффекта в реакторе, играет большую
роль, чем даже изменение тепловой экономич-
ности турбоустановки. Это позволяет рассмат-
ривать скользящее давление как перспектив-
ную программу регулирования энергоблоков
АЭС.
ГЛАВА IX
РЕГУЛИРОВАНИЕ, УПРАВЛЕНИЕ И АВТОМАТИЗАЦИЯ
МОЩНЫХ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Ниже рассмотрены системы регулирования со-
временных мощных паровых турбин, их статиче-
ские и динамические характеристики, а также проб-
лемы регулирования ПТУ, связанные с блочной
компоновкой и параллельной работой в современ-
ных энергосистемах. Предполагается, что читатели
знакомы с основами теории автоматического регу-
лирования и операционным исчислением. Принятые
в главе обозначения и терминология соответствуют
работам [4, 8].
IX.1. УСЛОВИЯ РАБОТЫ
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ АГРЕГАТОВ
В СОВРЕМЕННЫХ ЭНЕРГОСИСТЕМАХ
И ТРЕБОВАНИЯ К ИХ РЕГУЛИРОВАНИЮ
Основные элементы энергосистемы — электриче-
ские станции, вырабатывающие электроэнергию,
потребители электрической энергии и линии элек-
тропередач (внутрисистемные и межсистемные).
Объединение энергосистем приводит к созданию
чрезвычайно сложной и разветвленной системы
связей, сооружение которой требует больших капи-
тальных затрат. При всей сложности связей в объ-
единенной энергосистеме можно выделить отдель-
ные ее части (районные энергосистемы), где выра-
ботка электроэнергии превосходит местное потреб-
ление. Избыточная энергия таких передающих
систем по межсистемным связям передается прием-
ным системам, в которых местная выработка элек-
троэнергии меньше ее потребления.
В каждой районной энергосистеме имеется боль-
шое число самых разнообразных энергетических аг-
регатов. Стремление учесть особенности каждого
из них приводит к весьма сложной задаче, решить
которую нелегко даже при использовании совре-
менной вычислительной техники. К тому же, при
этом затрудняется обобщение полученных резуль-
татов. Поэтому на практике обычно упрощают за-
дачу, заменяя совокупность агрегатов системы од-
ним или несколькими эквивалентными агрегатами
[3], имеющими мощность, равную суммарной мощ-
ности агрегатов энергосистемы, и характеристики,
соответствующие осредненным характеристикам
всей совокупности заменяемых агрегатов. Получае-
мая при такой замене эквивалентная модель энер-
госистемы (рис. IX. 1) позволяет более четко вы-
явить главные связи и получить при исследовании
результаты, имеющие общее значение.
Усложнение структуры объединенных энергоси-
стем выдвигает новые задачи их регулирования.
Физические процессы при параллельной работе
энергосистем. В соответствии с принятым выше до-
пущением каждая из параллельно работающих
энергосистем замещается эквивалентным генера-
тором (рис. IX. 1), что сводит поставленную задачу
к анализу параллельной работы генераторов, со-
единенных линией электропередачи А. Постоянный
ток возбуждения, подаваемый в обмотку ротора
генератора, при вращении последнего создает вра-
щающееся магнитное поле, вектор магнитного по-
тока которого, проходящий через полюсы магнит-
ного поля, вращается вместе с ротором. При уста-
новившихся режимах векторы магнитных полей
параллельно работающих генераторов вращаются
с одинаковой частотой ®. По фазе вектор магнит-
Рис. IX.I. Принципиальная
схема объединенной энергоси-
стемы:
/—передающая энергосистема;
II — приемная энергосистема; А —
межсистемная связь
ного потока генератора II отстает от аналогичного
вектора генератора I на фазовый угол 0. Этим уг-
лом определяется обменная мощность, передавае-
мая по межсистемной связи А из передающей энер-
госистемы I в приемную II [3]:
Aro.M = ALaxSin0.	(1Х.1)
Здесь Атах = UiUulZ — пропускная способность
межсистемной связи (МСС), где Ui и Un — напря-
жения в энергосистемах; Z — полное сопротивле-
ние МСС
Рис. IX.2. Характеристика
обменной мощности
Подробный вывод приведенной формулы дан в ра-
ботах [3, 4]. Из уравнения (IX.I) следует, что
обменная мощность, меняющаяся в зависимости
от фазового угла 0 по синусоидальному закону
(рис. IX.2), достигает максимальной величины при
критическом значении фазового угла 90°. Левая
ветвь характеристики (0<9О°) соответствует устой-
чивым режимам параллельной работы энергосистем,
154
правая (0>9О°)—неустойчивым. Значения фазо-
вого угла от 180 до 360° соответствуют обратному
направлению перетока мощности по МСС.
Регулирование частоты. Допустим, например,
что в приемной энергосистеме II (рис. IX.1) возник
дефицит мощности. Регуляторы скорости паровых,
газовых и гидравлических турбин распределяют
его между отдельными агрегатами приемной си-
стемы обратно пропорционально их коэффициентам
неравномерности. При этом изменение частоты
ограничивается некоторым довольно узким интер-
валом, определяемым статическими характеристи-
ками регулирования агрегатов [7]. Таким путем
отдельные агрегаты участвуют в регулировании ча-
стоты в энергосистеме. Их системы регулирования
скорости представляют собой системы первичного
регулирования частоты. Однако первичное регули-
рование частоты, обладающее определенным ста-
тизмом (неравномерностью энергосистемы), прин-
ципиально не может обеспечить постоянного зна-
чения частоты при колебаниях нагрузки.
Эта задача решается системой вторичного регу-
лирования частоты. Сетевой регулятор частоты,
воздействуя на механизмы управления (МУ) тур-
бин специально выделенных регулирующих стан-
ций, смещает их характеристики таким образом,
чтобы восстановить частоту в системе. По мере вос-
становления частоты агрегаты станций, не привле-
каемых ко вторичному регулированию, но участ-
вовавших в первичном регулировании, возвра-
щаются к исходному (до возмущения) режиму.
В итоге все колебания нагрузки в энергосистеме
полностью покрываются станциями, привлекаемыми
ко вторичному регулированию частоты. Большой
инерцией МУ определяется медленное действие си-
стемы вторичного регулирования в отличие от быст-
родействующего первичного регулирования частоты.
Вторичное регулирование частоты стремятся со-
вместить с экономическим распределением нагру-
зок между агрегатами. Для решения этой задачи
необходимы эффективные меры по уменьшению не-
чувствительности САР паровых турбин. Междуна-
родными требованиями предусматривается, что
коэффициент нечувствительности не должен превы-
шать 0,06% [2]. Достижение таких значений пред-
ставляет достаточно сложную задачу. Один из пу-
тей ее решения — применение регуляторов мощно-
сти, которые для этой цели могут выполняться
медленно действующими. Воздействие регулятора
мощности через медленно действующий механизм
управления турбины, динамическая постоянная ко-
торого составляет 30—40 с, позволяет сочетать вы-
сокую точность распределения нагрузок с эффек-
тивным участием мощных агрегатов в первичном
регулировании частоты и обеспечить надежность
работы регулирования при полных сбросах на-
грузки [19].
Роль межсистемных связей в регулировании
энергосистем. При увеличении или уменьшении ча-
стоты вращения генераторов той энергосистемы,
где нарушен баланс между генерацией электро-
энергии и ее потреблением, изменяется взаимный
фазовый угол между их роторами и роторами ге-
нераторов других энергосистем (взаимный фазовый
угол 0 электропередачи). При этом в зависимости
от направления перетока изменяется мощность, пе-
редаваемая по линии электропередач к возмущен-
ной энергосистеме от других частей энергообъеди-
нения или наоборот. Благодаря помощи соседних
энергосистем задача регулирования частоты в энер-
гообъединениях упрощается, хотя требования к точ-
ности ее поддержания не уменьшаются. Вместе
с тем небольшие колебания частоты на отдельных
участках энергообъединения могут вызывать боль-
шие отклонения обменной мощности, соизмеримые
с пропускной способностью электропередач.
Один из важнейших вопросов обеспечения на-
дежности объединенных энергосистем — обоснован-
ный выбор запаса по устойчивости электропередачи
при нормальном режиме. Выбор чрезмерно боль-
шого запаса уменьшает экономическую э ффектив-
ность использования межсистемной связи. При ма-
лых же запасах взаимный угол между роторами
двух эквивалентных энергосистем может превысить
критическое значение, при котором нарушается
устойчивость энергообъединения. Поэтому для на-
дежной работы энергосистем, имеющих слабые меж-
системные связи или сильные с малыми запасами по
пропускной способности, актуальной становится за-
дача ограничения обменной мощности в таких свя-
зях. Эта задача определяется как устройствами ав-
томатического регулирования и защиты, так и на-
личием вращающегося резерва в энергосистемах.
Эффективность использования последнего зависит
от динамических характеристик энергетических
установок и в первую очередь от их приемистости.
При этом, естественно, важную роль играют дина-
мические свойства мощных паротурбинных блоков,
которые составляют основную часть.
Особые требования к надежности энергосистем
обусловлены крупными системными авариями по-
следнего времени, происшедшими в 1965 г. в США,
в 1967—1968 гг. в Японии и Австралии, в 1977 г.
в энергосистеме Нью-Йорка (США) и в других
странах. Эти аварии, возникновения которых не
предотвратило даже наличие большого вращающе-
гося резерва в местах дефицита мощности, сопро-
вождались длительным прекращением энергоснаб-
жения потребителей в обширных районах и боль-
шим экономическим ущербом [4].
Следует иметь в виду, что приводящие к аварии
большие изменения взаимного фазового угла между
роторами генераторов связанных частей энерго-
объединения могут не обязательно сопровождаться
значительными отклонениями частоты, особенно
в начальный период после возникновения дефицита.
Допустим, например, что исходное значение фазо-
вого угла было равно 60°. Если после возникнове-
ния дефицита частота вращения роторов генерато-
ров в приемной части энергосистемы уменьшится на
1 об/мин по сравнению с частотой в передающей
части, то столь незначительное изменение частоты
в приемной системе не выйдет за пределы нечув-
ствительности регуляторов скорости и частоты. В то
же время за 1 мин роторы генераторов приемной
системы повернутся на 360° относительно роторов
генераторов передающей системы. Критическое же
значение фазового угла 90° будет достигнуто за
5 с. Приведенный пример показывает, что для пред-
отвращения аварийной ситуации нужно ликвидиро-
вать дефицит мощности за очень короткое время.
Вследствие разнообразия аварийных ситуаций
и предаварийного состояния энергосистем затруд-
нительно однозначно сформулировать требования
к приемистости агрегатов и быстродействию их
САР. Прежде всего, следует иметь в виду, что
20*
155
формулировка этих требований представляет собой
технико-экономическую задачу, при решении кото-
рой должны сопоставляться затраты, связанные
с повышением приемистости блоков и быстродейст-
вием их САР, и экономический эффект от предот-
вращения тех или иных системных аварий. Оценка
последнего на стадии проектирования блоков с уче-
том вероятностного характера аварий в энергоси-
стемах весьма затруднительна.
Кроме того, надо учитывать, что при существую-
щих конструкциях основного оборудования энерго-
блоков и их тепловых схемах в отдельных наиболее
тяжелых аварийных ситуациях никакое реально до-
стижимое увеличение приемистости не предотвра-
тит аварии. В других же ситуациях авария может
быть предотвращена при наборе мощности даже за
десятки секунд. Данные различных организаций
[4, 7, 10] свидетельствуют, что в большинстве прак-
тически встречающихся случаев для ликвидации
аварий требуется набор мощности блоком примерно
на 10% от ее номинального значения за 1—2 с.
В ряде случаев для предотвращения системных
аварий требуется кратковременная экстренная раз-
грузка блоков передающих энергосистем по сигналу
противоаварийной автоматики с последующим час-
тичным или полным восстановлением мощности.
Как показывают исследования, требования энерго-
систем к экстренному снижению мощности блоков
примерно совпадают с требованиями к быстродей-
ствию САР турбин при полных сбросах нагрузки.
Результаты исследований, выполненных в ЛПИ
и других организациях [4, 10, 19, 22] для блоков
различного типа мощностью 150—1200 МВт, пока-
зывают, что при выполнении определенных условий
мощные энергоблоки могут достаточно эффективно
участвовать в аварийном регулировании энергоси-
стем. Для удовлетворения современным требова-
ниям недостаточно ограничиваться в процессе про-
ектирования изолированным рассмотрением САР
турбины. Необходимо учитывать взаимное влияние
процессов регулирования турбины, парогенератора
и энергосистемы.
IX.2. СИСТЕМЫ АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
МОЩНЫХ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Ниже кратко рассмотрены принципиальные ре-
шения и пути дальнейшего совершенствования ос-
новных элементов САР, направленного на выпол-
нение современных требований к САР.
Элементы систем регулирования
Регуляторы мощности. На современном этапе
энергетики все более актуальными становятся за-
дачи, с которыми регуляторы частоты принципи-
ально не могут справиться. Одна из них — опти-
мальное распределение нагрузок между агрега-
тами. В большинстве случаев САР блоков не содер-
жат специальных устройств для автоматического
контроля соответствия между заданной и фактиче-
ской мощностью. В последнее время начинают при-
менять замкнутые САР мощности, в которых при-
менен регулятор мощности, сравнивающий задан-
ное и фактическое значения мощности. В качестве
входной величины регулятора мощности применяют
либо электрическую мощность, отдаваемую генера-
тором в сеть [19, 27], либо паровую (механическую)
мощность турбины [10]. Для медленных процессов,
например для оптимального распределения нагру-
зок, обе величины равноценны; преимущества имеет
156
электрическая мощность, более простая в измере-
нии. При быстро протекающих процессах, напри-
мер при аварийных ситуациях, в энергосистемах
определенное предпочтение следует отдать регули-
рованию непосредственно мощности турбины, по-
скольку значение мощности, отдаваемой генерато-
ром в сеть, зависит не только от мощности турбины,
но также и от процессов в энергосистеме.
По отношению к внешнему управляющему воз-
действию система регулирования мощности пред-
ставляет собой систему автоматики, относящуюся
к классу следящих систем. Качество регулирования
в таких системах определяется статической и ди-
намической точностью выполнения задания, уста-
навливаемого управляющим воздействием. По-
скольку режимы работы энергосистем непрерывно
меняются, то в общем случае возможно непрерыв-
ное изменение задания энергоблоку на поддержа-
ние требуемой мощности. Динамическая точность
выполнения задания определяется приемистостью
блока. Количественной характеристикой последней
служит коэффициент приемистости
6	h
n = J kNdtl^N3dt,
ц	6
где ДА3 и ДА— заданное и фактическое изменения
мощности турбины. Если во время переходного
процесса задание ДА3 не меняется, то коэффициент
приемистости равен
6
П=_[ДА^/[ДА3(/2-Л)].
6
Приемистость блочных установок неодинакова
при сбросах и набросах нагрузки. В последнем
случае она в значительной мере зависит от дина-
мических свойств парогенератора, особенно при
скользящем давлении. Поэтому для оценки прие-
мистости необходимо совместное рассмотрение всех
элементов блока.
Гидравлические связи. Основой гидравлических
связей явились пять базирующихся на использова-
нии сервомоторов с дроссельными золотниками ти-
повых конструктивных элементов [2, 7, 8, 25], на-
шедших широкое применение в системах регулиро-
вания всех заводов: гидравлический вы-
ключатель отсечного золотника, позволяющий
выполнить безрычажными схемы с отсечными золот-
никами; гидравлические сумматоры, по-
зволяющие вводить в САР любое количество управ-
ляющих сигналов посредством установки управ-
ляющих дросселей на параллельных линиях слива
или подвода рабочей жидкости, причем каждый из
дросселей перемещается своим регулятором; гид-
равлические пружины, обеспечивающие
строго центральное приложение усилия к поршням;
системы сопло — заслонка (следящие зо-
лотники) с подвижными и неподвижными соплами,
обеспечивающие бесконтактную передачу управ-
ляющего сигнала от одного элемента к другому
и открывшие благодаря этому возможность приме-
нения современных высокочувствительных регуля-
торов и электрогидравлических преобразователей
с малой перестановочной силой; золотники
двойного дросселирования, обеспечи-
вающие минимальный расход рабочей жидкости
и наилучшие динамические свойства гидравличе-
ской части САР.
Безрычажные гидравлические системы наряду
с несомненными достинствами имеют и определен-
ные недостатки, связанные прежде всего с созда-
нием развитой гидравлической системы и увеличен-
ными расходами рабочей жидкости и затратами
мощности на регулирование. В определенных усло-
виях, например при использовании дорогостоящих
огнестойких жидкостей, этот недостаток становился
весьма ощутимым. В связи с этим ЛМЗ при разра-
ботке САР своих мощных турбин (начиная от
К-300-240) пересмотрел принципы проектирования
и создал малорасходную систему, построенную
в основном на отсечных золотниках и сохранившую
проточные линии лишь для следящих золотников
регулятора скорости и электрогидравлического пре-
образователя и для суммирования импульсов от
них при передаче сигнала к промежуточному зо-
лотнику. Такое решение определило применение ры-
чажных обратных связей для промежуточных зо-
лотников и золотников главных сервомоторов. Од-
нако перемещение рычагов поршнями сервомоторов,
развивающих большое усилие, не внесло дополни-
тельной нечувствительности в системы регулиро-
вания.
Чтобы сравнивать различные САР, необходимо
иметь объективные критерии. Неправомерно ис-
пользование в качестве определяющих критериев
таких факторов, как наличие или отсутствие меха-
нических пружин, расположение управляющих
дросселей на сливе или подводе рабочей жидкости,
линейность связей и т. п. Единственными объектив-
ными критериями для сравнения САР являются
выполнение или невыполнение ими всех требуемых
гарантий на системы регулирования (надежность
действия, статические и динамические качества),
а также экономические показатели (стоимость, га-
баритные размеры и затраты мощности).
Система регулирования
мощных паровых турбин ЛМЗ
Унифицированная электрогидравлическая си-
стема регулирования, применяемая для серии мощ-
ных турбин К-300-240, К-800-240, К-1200-240,
Рис. IX.3. Гидравлическая часть системы регулирования турбины ЛМЗ:
/ — сервомоторы регулировочных клапанов ЦВД; 2 — сервомоторы регулировочных клапанов ЦСД; 3 — сервомотры сбросных клапанов на
паропровода промежуточного перегрева; 4 — сервомоторы стопорных клапанов ЦВД* 5 — сервомоторы стопорных клапанов ЦСД- б — зо-
лотник регулятора скорости; 7 — регулятор скорости; 5 —резервный бачок смазки подшипников регулятора скорости; 9~ масляные выклю-
чатели; 10— центробежный регулятор безопасности; // — электромагнитный выключатель; 12—золотники регулятора безопасности с рыча-
гами и указателями; 13 — ограничитель мощности; 14 — промежуточный золотник; 15 — электромеханический преобразователь; 16 — следящий
золотник электрогидравлического преобразователя; /7—бак САР с охладителем; 18 — насосы САР с двигателями переменного тока;
/9 —насосы САР с двигателями постоянного тока; 20 — пружинные аккумуляторы
Линии рабочей жидкости:
-------давление к золотникам регулятора безопасности;------напорное давление; — ! — | — |-управляющее давление от золотника
регулятора скорости к промежуточному золотнику; — X — X — X — — дополнительная защита; — || — || —— управляющее давление к серво-
моторам регулировочных клапанов;—X Х—Х X —— управляющее давление к сервомоторам стопорных клапанов
157
К-200-180, К-500-166, К-500-130 [19], структурно со-
стоит из электрической и гидравлической частей
(рис. IX.3 и IX.4). Датчики системы — бесшарнир-
ный центробежный регулятор скорости РС-3000,
электрический датчик частоты вращения (индук-
ционный тахогенератор), электрические датчики
мощности, давления свежего пара и пара ПП. Регу-
лировочные клапаны ЦВД приводятся индивиду-
альными пружинными сервомоторами 1 односто-
роннего действия. Сервомоторы 2 регулировочных
клапанов ЦСД перемещают, как правило, по два
клапана.
Перемещение регулировочных клапанов турбины
производится по сумме целого ряда воздействий,
большинство из которых формируется в электриче-
ской части системы регулирования (ЭЧСР). Од-
нако в гидравлической части применен бесшарнир-
ный центробежный регулятор скорости, что позво-
ляет сохранить высокую надежность системы при
сбросах нагрузки даже в условиях временного от-
ключения ЭЧСР, правда, с несколько худшими ди-
намическими характеристиками.
Изменение управляющего сигнала вызывает пе-
ремещение поршня усилителя и жестко связанной
с ним буксы промежуточного золотника, что при-
водит к изменению давления в импульсной линии
В, управляющей золотниками главных сервомоторов
1 и 2. Промежуточный золотник выполнен отсеч-
ным. Его выключение производится перемещением
золотника, расположенного внутри подвижной
буксы. Это перемещение производится через ры-
чажную передачу поршнем вспомогательного пру-
жинного сервомотора 13, находящимся под воздей-
ствием давления в линии В. Промежуточный золот-
ник снабжен медленно действующим ограничителем
мощности, представляющим собой подвижный упор
его буксы с ручным и дистанционным приводом.
Электрическая часть системы регулирования
(рис. IX.4) включает ряд функциональных блоков,
формирующих основные управляющие сигналы.
На схеме приведены характеристики нелинейных
звеньев. Схема построена таким образом, что все
сигналы, остающиеся в равновесных режимах, пере-
Рис. IX.4. Электрическая часть САР турбин ЛМЗ
Pi — реле; ДМ — датчик мощности; ИГ — индукторный генератор; БЧ — блок частоты; РЧ — реле ча-
стоты; ДДПП — датчик давления промежуточного перегрева; ДДСП — датчик давления свежего
пара; БРМ — блок регулирования мощности; БОМ — блок ограничения мощности; НКН — начальный
корректор неравномерности; СКН — статический корректор неравномерности; Д — дифференциатор;
Я — интегратор; БРФ — блок релейной форсировки; БРД — блок разгрузки турбины по давлению све-
жего пара; /7 — пульсатор; ПЛ — система противоаварийной автоматики; ЛТП — реле, сигнализирующее
о повреждении цепей к датчику мощности; ВГ — воздушный выключатель генератора; А ТО — блок
аварийных технологических ограничений; УМС — суммирующий магнитный усилитель; МУТ — механизм
управления турбины; ЭГП — электрогндравляческий преобразователь; PC — регулятор скорости; Э —
электромагнитные выключатели; Б — бойки регулятора безопасности; ЗРБ — золотники регулятора
безопасности; МОМ — медленно действующий ограничитель мощности; БПЗ — букса промежуточного
золотника; ПЗ— промежуточный золотник; СРК— сервомоторы регулировочных клапанов; САЗ —
сервомоторы клапанов автоматического затвора; ДУД — датчик управляющего давления; НК— нели-
нейный корректор по относительному отклонению частоты ф; Пзд и N — заданное и фактическое зна-
чения мощности; р — давление; 3d — задатчик.
158
даются в гидравлическую часть через механизм
управления. Через ЭГП вводятся лишь сигналы,
возникающие в переходных процессах, требующие
высокого быстродействия и, как правило, не тре-
бующие высокой точности исполнения. В результате
такого разделения в равновесных режимах ЭГП
разгружен от управляющих сигналов.
Один из основных элементов ЭЧСР — блок ре-
гулирования мощности (БРМ). Сигнал БРМ воз-
действует на механизм управления без статической
обратной связи. Медленная передача сигнала БРМ
позволяет сохранить обычные функции регулятора
скорости как первичного регулятора частоты в энер-
госистеме. Системой блокировок производится от-
ключение БРМ от Л1У при отключениях генера-
тора от сети, срабатывании защиты турбины, повы-
шении частоты вращения выше 51,5 Гц и др., что
обеспечивает требуемые в подобных ситуациях ве-
дущие функции регулятора скорости.
Для ослабления отрицательного влияния проме-
жуточного перегрева пара на динамические свой-
ства турбины предназначен блок начального кор-
ректора неравномерности (НКН), по существу пред-
ставляющего собой одну из разновидностей допол-
нительных исчезающих импульсов по нагрузке.
Этому блоку передаются с противоположными зна-
ками импульсы по электрической мощности генера-
тора и по давлению пара в промежуточном пере-
гревателе. В установившихся режимах разность
этих сигналов равна нулю. В переходных процессах
на выходе НКН появляется сигнал, определяемый
инерцией промежуточного перегрева. Этот сигнал,
передаваемый через ЭГП, вызывает дополнительное
перемещение регулировочных клапанов турбины,
чем компенсируется отрицательное влияние проме-
жуточного перегрева. Блок статической коррекции
неравномерности, являющийся элементом на-
стройки САР, позволяет введением дополнительной
отрицательной или положительной обратной связи
по давлению в промежуточном перегревателе более
точно выдержать заданное значение коэффициента
неравномерности.
ЭЧСР включает также электрический диффе-
ренциатор, введенный в рассматриваемую САР вза-
мен ранее применявшегося гидравлического; блок
релейной форсировки, ускоряющий закрытие кла-
панов турбины по сигналу от блок-контактов вы-
ключателей генератора, на несколько сотых долей
секунды опережающему сигнал дифференциатора;
блок быстродействующего ограничения мощности
при авариях в энергосистеме и блок разгрузки тур-
бины по давлению свежего пара.
Система регулирования мощных турбин ХТГЗ
Харьковским турбинным заводом для турбин
К-300-240 и К-500-240 применена гидродинамиче-
ская система регулирования (рис. IX.5). Рабочим
телом в системе служит конденсат после конденсат-
ных насосов с давлением 2,3—2,7 МПа. К импульс-
ным линиям подводится конденсат пониженного
давления (1,2—1,3 МПа). Очистка конденсата,
идущего в САР, от механических примесей, произ-
водится сетчатыми или щелевыми фильтрами. На-
порное давление поддерживается неизменным с по-
мощью специальных регуляторов давления.
Регулировочные клапаны ЦВД объединены
в два блока парораспределения по три клапана.
Каждый блок имеет гидравлический сервомотор 5
двойного действия с отсечным золотником 4. Регу-
лировочные клапаны ЦСД снабжены индивидуаль-
ными пружинными сервомоторами 7 односторон-
него действия с отсечными золотниками 6. Для
уменьшения утечек воды в сервомоторах применены
фторопластовые уплотнения.
Гидродинамический регулятор скорости обра-
зуют центробежный импульсный насос 1 и поршне-
вой регулятор давления 2, поршень которого же-
стко связан с дросселем а, управляющим сливом из
импульсной линии А первого усиления. Нормально
закрытый дроссель Ь, резко увеличивающий слив
Рис. IX.5. Система регулирования турбины ХТГЗ (прин-
ципиальная схема);
1— импульсный насос; 2 — регулятор давления; 3 — промежуточ-
ный золотник; 4 — отсечной золотник главного сервомотора ЦВД;
5 — главный сервомотор регулировочных клапанов ЦВД; 6 — от-
сечной золотник сервомотора регулировочных клапанов ЦСД;
7 — сервомотор регулировочных клапанов ЦСД; 8 — электроме-
ханический преобразователь*, 9 — система сопло—заслонка*.
10 — дифференциальный поршень; 11 — отсечной золотник; 12 —
сервомотор ЭГП;
—----------—вода от насоса*,	конденсат пониженного давле-
ния;	импульсная линия первого усиления; —| —|-сле-
дящая линия*. — X —X------------------------------------линии обратных связей*, — |[ — || —
линия ускорения; Сл — слив
из линии А при повышении частоты вращения ро-
тора до 3075 об/мин, играет роль ускорителя.
Промежуточный золотник 3 введен как разде-
лительный элемент для сокращения длины гидрав-
лических линий и уменьшения возможности скоп-
ления в них воздуха. При изменении давления
в импульсной линии А дифференциальный поршень
промежуточного золотника перемещается до тех
пор, пока вследствие изменения открытия дросселя
d в следящей линии В не установится такое же дав-
ление, как в линии А. Сила этого давления, переда-
ваемого отсечным золотникам 4 и 6 главных серво-
моторов 5 и 7 регулировочных клапанов ЦВД и
ЦСД, уравновешивается силой давления воды в ли-
ниях обратной связи С и D, сливом из которых
управляют дроссели самовыключения ей/. Возврат
отсечных золотников в среднее положение произ-
водится конусами обратной связи g. При нагрузках
159
турбины выше 30% от номинальной золотник 6 дав-
лением в линии В удерживается на верхнем упоре,
сохраняя полностью открытыми регулировочные
клапаны ЦСД; он вступает в работу при меньших
нагрузках.
С целью ускорения движения регулировочных
клапанов ЦСД при полных сбросах нагрузки зо-
лотник 4 при большом его отклонении открывает
нормально закрытый дроссель /г, через который по
линии ускорения Е подводится вода от насоса в ли-
нию обратной связи D отсечного золотника 6. По-
вышение давления в линии D способствует более
быстрому перемещению вниз золотника 6, откры-
вающего слив воды из-под поршня сервомотора 7.
Для повышения чувствительности САР золотники
выполнены вращающимися. Вращение произво-
дится потоком воды, вытекающей через тангенци-
альные сопла с.
Система снабжена электрогидравлическим пре-
образователем (ЭГП). Его электромеханическая
часть 8 представляет собой индуктивную катушку,
якорь которой перемещает заслонку. Передача си-
гнала в гидравлическую часть производится заслон-
кой 9, с обеих сторон которой располагаются сопла,
через которые сливается вода из линий F и G,
управляющих положением дифференциального
поршня 10. Последний, воздействуя на отсечной зо-
лотник 11 с силовым выключателем От, вызы-
вает перемещение поршня сервомотора 12 и дрос-
селя k, изменяющего слив из линии А. Таким пу-
тем в гидравлическую часть САР вводятся сигналы
датчиков электрической мощности генератора, ус-
корения ротора, давлений в промежуточном пере-
гревателе и конденсаторе, а также управляющие
сигналы противоаварийной автоматики энергоси-
стемы. На дроссель /, управляющий сливом из ли-
нии А, воздействует мембранно-ленточный регуля-
тор давления «до себя» с нечувствительностью 5%.
IX.3. РЕГУЛИРОВАНИЕ
КОНДЕНСАЦИОННЫХ ЭНЕРГОБЛОКОВ
ПРИ ПОСТОЯННОМ НАЧАЛЬНОМ ДАВЛЕНИИ ПАРА
Энергетический блок
как единый объект регулирования
Регулируемые величины блока могут быть раз-
делены на внешние и внутренние [4]. Внешние ре-
гулируемые величины, определяющие качество от-
даваемой во внешнюю сеть электроэнергии, дол-
жны поддерживаться с точностью, предписанной
потребителем.
Напряжение на шинах генератора поддержи-
вается системой автоматического регулирования
возбуждения (АРВ). Для улучшения качества ре-
гулирования напряжения в современные системы
АРВ вводят дополнительные импульсы по частоте
вращения и ускорению ротора [3]. Обратных им-
пульсов от системы АРВ в САР тепломеханиче-
ского оборудования блока обычно не вводят. Такой
односторонний характер связей, а также более бы-
строе протекание электромагнитных и электроме-
ханических процессов в системе АРВ по сравнению
с тепломеханическими процессами в основном обо-
рудовании блока позволяет во многих случаях рас-
сматривать последние изолированно от регулирова-
ния напряжения. В связи с этим в дальнейшем под
системой регулирования блока, если не сделано осо-
160
бых оговорок, будем подразумевать САР его теп-
ломеханического оборудования. При таком ограни-
чении блок имеет одну внешнюю регулируемую ве-
личину— частоту вращения ротора или мощность
турбины. Регулятор этой величины представляет
собой командный орган всего блока.
Внутренние регулируемые величины (пара-
метры свежего пара, ПП и др.), не регламентиро-
ванные потребителем электрической энергии, могут
в зависимости от режима меняться по различным
законам — программам регулирования.
САР блока объединяет ряд локальных систем
регулирования отдельных технологических процес-
сов в его элементах. В том случае, когда нет пря-
мых связей между этими локальными системами
(несвязанное регулирование блока), динамические
связи между ними устанавливаются вследствие
взаимной связи физических процессов в соответст-
вующих агрегатах. Для улучшения качества вы-
полнения технологической задачи вводят прямые
связи между локальными системами. При этом по-
лучаются различные связанные и полусвязанные
(с односторонними связями) системы регулирова-
ния блоков. Прямые связи могут быть кинематиче-
скими или динамическими.
Внешний управляющий сигнал (задание на из-
менение мощности) может вводиться в различные
точки САР блока. Возможно его введение только
в САР котлоагрегата. В результате такого воздей-
ствия изменяется сначала режим работы котла,
а затем — турбины. Если управляющий сигнал вво-
дится только в САР турбины, то изменяется режим
ее работы, а котлоагрегат следует за турбиной. От-
меченные способы будем называть соответственно
первичным управлением котлоагрегатом и первич-
ным управлением турбиной. В аналогичном смысле
применительно к агрегатам АЭС можно говорить
о первичном управлении турбиной и реактором.
Схемы, в которых управляющий сигнал одновре-
менно передается САР турбины и котла (схемы
типа «совместно»), по своим динамическим свойст-
вам при регулировании мощности не отличаются
от первичного управления турбиной. Это опреде-
ляется различием динамических характеристик
котла и турбины.
САР блока не является изолированной системой.
Она представляет собой нижнюю ступень иерархи-
ческой структуры автоматизированной системы
управления производством и распределением элек-
трической энергии (АСУ «Энергия»), включающей
в себя в порядке иерархии автоматизированные
подсистемы управления объединенными и район-
ными энергосистемами, электростанциями и их аг-
регатами, а также противоаварийную автоматику
энергосистем.
Первичное управление турбиной
При таком способе управления мощность под-
держивается турбиной, а давление свежего пара —
котлоагрегатом. Положение регулировочных клапа-
нов турбины определяется сигналами регулятора
скорости, а также диспетчерским заданием и сигна-
лами управляющих вычислительных машин, систем-
ных регуляторов и противоаварийной автоматики
(рис. IX.6), устанавливающими заданное значение
мощности Na. Эти управляющие сигналы могут пе-
редаваться механизму управления или электрогид-
равлическому преобразователю либо непосредст-
венно, либо через регулятор мощности. Перемеще-
ние регулировочных клапанов турбины изменяет
давление пара ро перед ними, которое контроли-
руется главным регулятором нагрузки котлоагре-
гата, представляющим собой пропорционально-ин-
тегральный регулятор давления свежего пара. Для
ускорения перехода котлоагрегата к новому ре-
жиму работы в главный регулятор нагрузки обычно
вводят дополнительные форсирующие импульсы от
системы регулирования турбины либо по расходу
свежего пара. Эти импульсы могут быть статиче-
скими или исчезающими [4].
Особенности регулирования прямоточных кот-
лов. САР мощных прямоточных котлоагрегатов
включают ряд взаимосвязанных контуров, приво-
дящих в соответствие с нагрузкой подачу в котел
топлива, питательной воды и воздуха. В широко
распространенной системе регулирования ВТИ [16]
главный регулятор нагрузки ГРН (рис. 1X6) уста-
навливает задание регулятору питания РП, кото-
рый, переставляя регулировочные питательные кла-
паны РПК, приводит подачу питательной воды W
в котел в соответствие с заданным значением Й73.
При этом изменяется перепад давлений на РПК.
Регулятор производительности РПр питатель-
ного насоса, поддерживающий заданное значение
этого перепада, перемещает регулировочные кла-
паны приводной турбины, что вследствие увеличе-
ния или уменьшения частоты вращения питатель-
ного насоса приводит к дальнейшему изменению
расхода питательной воды в ту же сторону, что под
воздействием РПК. Вторично вступающий в работу
регулятор питания перемещает РПК в направле-
нии, противоположном движению в первой стадии
процесса. Движение закончится, когда перепад дав-
лений на РПК станет равен первоначальному. Та-
кое построение регулирования питания в виде двух
контуров, управляемых самостоятельными регуля-
торами, связанными между собой лишь динамиче-
скими связями, обеспечивает гибкость системы,
компенсируя динамические отклонения в переход-
ном процессе параметров пара, отбираемого на тур-
бопривод, а также их статические отклонения при
отключении, например, части подогревателей вы-
сокого давления.
Регулятор топлива РТ приводит подачу топлива
в соответствие с расходом питательной воды. Этим
поддерживается температура пара в промежуточ-
ной точке пароперегревателя (например, за верхней
радиационной частью в котлоагрегате ТГМП-114).
Для более точного поддержания температуры све-
жего пара в пароперегревателе установлены паро-
охладители впрыскивающего типа. Впрыском воды
управляет регулятор температуры.
Другая распространенная схема МО ЦКТИ от-
личается от рассмотренной тем, что главный ре-
гулятор нагрузки воздействует на регулятор топ-
лива, а регулятор питания приводит подачу пита-
тельной воды в соответствие с расходом топлива.
Регулятор воздуха (экономичности процесса го-
рения), поддерживая заданный коэффициент из-
бытка воздуха, обеспечивает оптимальный режим
горения. В качестве основного импульса чаще всего
применяется импульс по содержанию кислорода
в уходящих газах. Воздействует регулятор воздуха
на поворотные направляющие аппараты дутьевых
вентиляторов. Разрежение в топке поддерживается
регулятором разрежения, воздействующим На на-
правляющие аппараты дымососов.
Температура промежуточного перегрева пара
регулируется либо путем направления части грею-
щих газов в обвод промежуточного перегревателя,
либо с помощью паропаровых теплообменников,
в которых вторичный пар нагревается первичным.
Увеличивая или уменьшая расход пара теплообмен-
ником, можно изменять температуру вторичного
пара.
Вследствие того, что котлоагрегат представляет
собой объект с распределенными параметрами,
а также ввиду наличия большого числа регулиро-
вочных органов, управляемых самостоятельными
контурами, взаимно влияющими друг на друга, за-
Рис. IX.6. Система регулирования блока с первичным управле-
нием турбиной:
К — котлоагрегат; Т — турбина; Г —генератор; Я — питательный насос;
ПТ — приводная турбина; РПК — регулировочный питательный клапан;
РО — регулировочный орган подачи топлива; PC — регулятор скорости;
РМ — регулятор мощности; ЯЛ —система противоаварийной автоматики
энергосистемы; МУ — механизм управления турбиной; ПЗ — промежу-
точный золотник; С — главный сервомотор; ЭГП — электрогидравличе-
ский преобразователь; ГРН — главный регулятор нагрузки котлоагре-
гата; РТ — регулятор топлива; РП — регулятор питания; РПр — регуля-
тор производительности питательного насоса; Na и N — заданное и фак-
тическое значения мощности; х — внешние управляющие сигналы; х $ —
форсирующие сигналы; pQa и ро — заданное и фактическое давление
свежего пара; Wa и W — заданный и фактический расход питательной
воды; Т — температура пара в промежуточной точке пароперегревателя
пас устойчивости САР котлоагрегата значительно
меньше, чем у турбины. Это создает определенные
трудности в выборе параметров настройки котель-
ных регуляторов. Например, в случае применения
пропорционально - интегрально-дифференциального
(ПИД) регулятора температуры пара при номи-
нальном режиме котлоагрегата устойчивое регули-
рование обеспечивается лишь в ограниченной обла-
сти изменения параметров настройки регулятора —
коэффициента передачи k и времени изодрома 7\,
ограниченной кривой 1 на рис. IX.7. Кривая за-
штрихована со стороны области устойчивого регу-
лирования.
Еще более узкой оказывается область значений
k и Л, в которой обеспечивается заданное значение
степени затухания колебаний а, ограниченная кри-
вой равного затухания 4. Если в качестве одного из
критериев оптимальности САР принято заранее за-
данное значение а, то точка оптимальной настройки
регулятора должна находиться внутри области,
21 Зак. № 50
161
ограниченной кривой 4. Настройка котельных регу-
ляторов осложняется тем, что в процессе эксплуа-
тации динамические характеристики котла сильно
изменяются в зависимости от режима его работы,
а также ввиду загрязнения поверхностей нагрева,
особенно при работе на низкосортных топливах [4].
Вследствие этого каждому режиму соответствуют
свое положение границы устойчивости (кривые
1—3) и линии равного затухания (кривые 4—6).
Как следует из приведенных графиков, параметры
настройки, оптимальные для номинального режима,
не только неоптимальны на малых нагрузках, но
даже могут не обеспечить устойчивого регулирова-
ния. В таких условиях принимают компромиссное
решение, выбирая параметры настройки регуля-
торов (область А на рис. IX.7), обеспечивающие
устойчивость регулирования во всем диапазоне ре-
жимов. При этом на режимах больших и малых
Рис. IX.7. Границы устойчиво-
сти и линии равного затухания
а в плоскости параметров на-
стройки ПИД — регулятора
температуры пара при разных
относительных значениях паро-
производительности.
Границы устойчивости: / — 6 = 1;
2 —6 = 0,3; 3—6 = 0,7. Кривые рав-
ного затухания а: 4—6=1; 5 —
6=0,3; 6 — 6=0,7
нагрузок качество переходных процессов оказы-
вается ухудшенным.
Применение в САР турбин регуляторов мощно-
сти (РМ), особенно быстродействующих, оказывает
отрицательное влияние на динамические характе-
ристики САР котлоагрегатов, особенно как объек-
тов регулирования давления. При этом области ус-
тойчивости и равного затухания оказываются зна-
чительно более узкими, а сами параметры опти-
мальной настройки — иными, чем в схемах без РМ.
Причина указанного состоит в том, что РМ, допол-
нительно открывая клапаны по мере снижения дав-
ления и вызывая дальнейшее понижение послед-
него, препятствует использованию саморегулирова-
ния котла.
Аккумулирующая способность котла. Большую
роль в процессе регулирования турбин играет спо-
собность котла выдать дополнительное количество
пара за счет аккумулированных в котле массы ра-
бочего тела и теплоты без изменения подачи в ко-
тел топлива и питательной воды. Аккумулирующую
способность котла используют при понижении дав-
ления, следующем за быстрым открытием регули-
ровочных клапанов турбины. Основные источники
аккумулирующей способности котлоагрегата — теп-
лота, аккумулированная в кипящей воде; теплота,
аккумулированная в металле поверхностей нагрева
и паропроводов; масса пара, сосредоточенная в па-
роперегревателе и паропроводах.
Количественной характеристикой аккумулирую-
щей способности котла может служить динамиче-
ская постоянная аккумуляции То, определяемая из
уравнения материального баланса котлоагрегата.
Последнее при неизменном расходе питательной
воды имеет вид: AG = —d(AM)]dt, где AG— до-
полнительный расход пара турбиной за счет акку-
мулирующей способности. Это уравнение можно
переписать в относительных величинах gT =
= — (1/Gmax)d (AM)/dt, где gt— AG/Gmax. Приняв,
что для небольших отклонений давления Ар спра-
ведлива зависимость ДЛ4 = йАр/ро, где ро — номи-
нальное давление, получим
(1Х.2)
где ф0 = Ар/р0; То = (AM/Gmax)(po/Ap). Динамиче-
ская постоянная То в этом уравнении имеет смысл
времени, которое мог бы работать котел за счет ак-
кумуляции при полном расходе пара, пока давление
не снизится на величину, равную начальному дав-
лению.
Рис. IX.8. Зависимость динамической постоянной акку-
муляции от давления пара: а — барабанные котлы; б —
прямоточные котлы
Значения То для различных барабанных и пря-
моточных котлов приведены на рис. IX.8. Из этих
графиков следует, что для прямоточных котлов ве-
личина То очень мала в области низких давлений
и существенно повышается с ростом давления.
Уменьшение массы воды, аккумулированной в этих
котлах, вполне компенсируется увеличением коли-
чества теплоты, аккумулированной в металле по-
верхностей нагрева, а также повышением плотности
пара, вследствие чего величина То достаточно ве-
лика. Вместе с тем, для лучшего использования ак-
кумуляции теплоты в металле в таких котлах це-
лесообразно возможно быстрейшее увеличение по-
дачи питательной воды.
Динамические характеристики блоков при пер-
вичном управлении турбиной. Приемистость блоч-
ных установок оказывается значительно понижен-
ной из-за инерции промежуточного пароперегрева-
теля (ПП). Открытие регулировочных клапанов
турбины при необходимости увеличения нагрузки
быстро изменяет мощность ЦВД турбины. Мощ-
ность же ЦСД и ЦНД увеличивается со значи-
тельным запаздыванием. Вследствие этого, а также
ввиду отрицательного влияния паровых объемов
между регулировочными клапанами и соплами пер-
вой ступени, возросших в связи с расположением
вне корпуса клапанов у мощных турбин, и объемов
системы регенерации в начальный период переход-
ного процесса, особенно важный для энергосистем
при аварийных ситуациях, увеличение мощности
турбиной составляет лишь некоторую часть требуе-
162
мой величины. Открытие клапанов турбины вызы-
вает понижение давления перед нею. Это снижает
величину ранее набранной мощности. Дальнейшее
повышение мощности определяется скоростью вос-
становления давления и зависит от инерции котло-
агрегата. Заданное значение мощности достигается
лишь через несколько минут.
Дополнительные форсирующие импульсы в САР
котла, повышая минимальное значение давления,
улучшают заключительную часть процесса набора
мощности. Однако никакого влияния на начальную
часть процесса, когда мощность возрастает исклю-
чительно за счет аккумулирующей способности
котла, эти средства не оказывают.
Наиболее распространенный способ повышения
приемистости блоков в этот период состоит во вре-
менном открытии регулировочных клапанов тур-
бины на величину, большую статического открытия.
Это дополнительное переоткрытие клапанов компен-
сирует как влияние ПП, так и снижение давления
данное и фактическое значения электрической мощ-
ности генератора [27] или механической мощности
турбины [10], изменяет динамическое переоткрытие
регулировочных клапанов ЦВД в зависимости от
необходимости. При соответствующем запасе от-
крытия клапанов турбины может быть достигнута
полная компенсация влияния ПП и котлоагрегата.
Блоки, оснащенные быстродействующими РМ,
могут эффективно регулировать частоту в энерго-
системе, если в цепь задания РМ ввести импульс по
частоте вращения ротора (рис. 1X9) . Блок доста-
точно быстро выполняет команду РМ, изменяя ее
в соответствии с колебаниями частоты. При полных
сбросах нагрузки выключатель генератора разры-
вает цепь задания регулятору мощности. Этим
обеспечиваются ведущие функции регулятора ско-
рости.
Другие средства повышения приемистости —
применение дополнительных аккумуляторов теп-
лоты [17], впрыска воды в основной и промежу-
Рис. 1Х.9. Осциллограмма переходных процессов регулирования блока мощностью 100 МВт с ПП
электростанции Люббенау с регулятором электрической мощности при участии в первичном регу-
лировании частоты f и М— заданное и фактическое значения мощности генератора)
свежего пара. Положительный эффект достигается
при этом за счет временной перегрузки ЦВД тур-
бины сверх заданного значения. Конечно, это мо-
жет быть сделано только при наличии достаточного
запаса по пропуску пара клапанами и по пропуск-
ной способности проточной части турбины. Управ-
ляющий импульс регулятора скорости или другой
импульс, пропорциональный требуемому изменению
мощности, не может переместить клапаны на вели-
чину, большую статического открытия. Для дина-
мического переоткрытия клапанов необходим си-
гнал большой интенсивности, устраняемый в уста-
новившемся режиме. В качестве таких сигналов
применяют исчезающие импульсы по нагрузке, раз-
ные варианты которых предложены ЛМЗ (блок
НК.Н на рис. IX.4) и С. А. Кантором в ЛПИ. Од-
нако эти импульсы с жестким заданием интенсивно-
сти не позволяют полностью компенсировать влия-
ние промежуточного перегрева и снижение началь-
ного давления пара. К тому же в некоторых слу-
чаях они могут играть отрицательную роль при
ликвидации системных аварий агрегатами передаю-
щих энергосистем, поскольку формируют команду
по фактической, а не по требуемой мощности [4].
Задача просто решается путем применения бы-
стродействующих регуляторов мощности, воздей-
ствующих на ЭГП. Регулятор, сравнивающий за-
точный перегреватель — менее эффективны, а уста-
новка аккумуляторов существенно усложняет теп-
ловую схему блока и требует дополнительных ка-
питальных затрат.
Вредное влияние объема ПП при сбросах на-
грузки устраняется путем закрытия регулировочных
клапанов ЦСД.
При авариях в энергосистемах, в частности при
коротких замыканиях в линиях электропередачи,
эффективным способом повышения динамической
устойчивости генератора является кратковременная
его импульсная разгрузка с последующим нагруже-
нием по ступенчатому или экспоненциальному за-
конам. Это выдвигает новую, характерную для сле-
дящих систем, задачу получения требуемых им-
пульсных характеристик турбины. В системах ЛМЗ
формирование задания на импульсную аварийную
разгрузку турбины производится в электрической
части системы . Импульс на разгрузку длительно -
стью 0,1—0,2 с и последующее увеличение мощно-
сти по экспоненциальному закону обеспечивает пе-
ремещение сервомоторов турбины с максимальной
скоростью, повышая устойчивость турбогенератора
в первом и последующих циклах качаний. Измене-
ние длительности импульса позволяет регулировать
величину разгрузки турбины. В процессе аварийной
разгрузки участвуют регулировочные клапаны как
21*
163
ЦВД, так и ЦСД. В некоторых случаях жела-
тельно производить импульсную разгрузку, прикры-
вая только клапаны ЦСД, но это связано с услож-
нением системы регулирования турбины.
Первичное управление котлоагрегатом
Схемы регулирования. В схемах этого класса
(рис. IX.10) внешнее задание на поддержание за-
данной мощности А3 либо непосредственно, либо
через регулятор мощности передается главному ре-
гулятору нагрузки котлоагрегата ГРН, который пе-
редает этот сигнал регулятору питания РП, если
котлоагрегат имеет систему регулирования ВТИ,
или регулятору топлива РТ, если котлоагрегат
имеет систему МО ЦКТИ. Остальные контуры САР
котлоагрегата и процесс его перехода к новому ре-
жиму работы не отличаются от рассмотренных
Рис. IX.10. Схема регулирования
блока с первичным управлением кот-
лоагрегатом (обозначения те же, что
на рис. IX.6)
выше (см. рис. IX.6). Заданное давление свежего
пара роз поддерживается регулятором давления РД
(регулятором «до себя»), воздействующим на регу-
лировочные клапаны турбины через ЭГП или ме-
ханизм управления турбины. В рассматриваемых
схемах сначала изменяется режим работы котлоаг-
регата, лишь после изменения его паропроизводи-
тельности и давления свежего пара воспринимаю-
щий это давление регулятор «до себя» переставляет
регулировочные клапаны турбины, увеличивая или
уменьшая ее мощность.
Динамические свойства. Регулирование давле-
ния свежего пара у блоков с прямоточными кот-
лами в схемах с первичным управлением турбиной
встречает определенные трудности, связанные
с большими отклонениями давления при быстром
перемещении клапанов турбины. Регулирование
еще более усложняется в случае применения регу-
ляторов мощности, препятствующих использова-
нию саморегулирования котла. Системы автома-
тики, поддерживающие давление пара путем воздей -
ствия на регулировочные органы прямоточного
котла, в некоторых случаях не обеспечивают над-
лежащего качества регулирования давления.
Именно это обстоятельство явилось причиной раз-
работки и применения схем с первичным управле-
нием котлоагрегатом. Эти схемы получили широ-
кое распространение как в отечественной, так и
в зарубежной энергетике [16], хотя в дальнейшем
на ряде блоков была успешно освоена схема с пер-
вичным управлением турбиной, в том числе с регу-
ляторами мощности, воздействовавшими на ЭГЦ.
Схемы с первичным управлением котлом вполне
успешно решают задачу поддержания давления све-
жего пара и других технологических параметров
котлоагрегата. Регулятор «до себя», воздействую-
щий на регулировочные клапаны через быстродей-
ствующую систему регулирования турбины, на-
дежно защищает котлоагрегат от воздействия воз-
мущений со стороны турбины, особенно, если сигнал
регулятора «до себя» передается через ЭГП. Регу-
лятор «до себя» в рассматриваемых схемах блоки-
рует сигналы регулятора скорости, практически
исключая участие блока в первичном регулирова-
нии частоты. Аккумулирующая способность котло-
агрегата при этом совершенно не используется.
Приемистость блока, определяемая инерцией кот-
лоагрегата, оказывается весьма малой. Это обстоя-
тельство не имеет существенного значения при ра-
боте блока в базовом режиме и участии его в регу-
лировании плановых отклонений мощности. Однако
такая приемистость совершенно недостаточна для
эффективного участия блоков в регулировании ча-
стоты и мощности в энергосистемах и находится
в противоречии с современными требованиями,
предъявляемыми к динамическим характеристикам
блоков. При системных авариях наличие блоков
с таким регулированием может усугублять аварий-
ную ситуацию.
Оценивая возможные пути совершенствования
схем с первичным управлением котлоагрегатом
и самого способа в целом, следует четко представ-
лять сложность принятия правильного решения
из-за отсутствия научно обоснованного критерия.
Это обусловлено тем, что добиться одновременного
высокого качества процессов регулирования давле-
ния и мощности невозможно: улучшение поддержа-
ния одного параметра возможно лишь за счет ухуд-
шения другого.
Приемистость блоков с регуляторами «до себя»
может быть повышена различными способами.
В основе их лежит общий принцип, при котором до-
пускаются определенные динамические отклонения
давления свежего пара. Величина допустимых от-
клонений должна определяться условиями надеж-
ной работы котла и турбины. Отказ от чрезмерно
строгого поддержания давления свежего пара дает
возможность некоторого открытия регулировочных
клапанов турбины при набросах нагрузки и увели-
чения ее мощности за счет использования аккуму-
лирующей способности котла до его перехода к но-
вому режиму работы.
В основе одного из способов повышения прие-
мистости лежит предложение ВТИ [16] о превраще-
нии регулятора «до себя» в комбинированный ре-
гулятор давления и мощности путем подачи на вход
этого регулятора дополнительного сигнала по раз-
ности между заданной и фактической мощностью.
Этот импульс, равносильный временному измене-
нию задания регулятору «до себя», позволяет при
набросах нагрузки снижать давление перед турби-
ной. При этом регулятор «до себя» быстро откры-
вает клапаны турбины, что повышает приемистость
блока. Подачей на регулятор «до себя» дополни-
тельного импульса по частоте можно обеспечить
определенное участие блока в первичном регулиро-
вании частоты. Другой способ — использование ре-
164
гулятора «до себя» в роли предельного регуля-
тора при первичном управлении турбиной. Это мо-
жет быть достигнуто либо при введении зоны
нечувствительности, либо при применении двухпо-
зиционного астатического регулятора с релейной
характеристикой.
Условия работы САР энергоблоков принципи-
ально изменяются в режиме регулирования перето-
ков мощности [4, 22]. Особенно сильно это прояв-
ляется в системах с первичным управлением кот-
лоагрегатом. Малая скорость изменения мощности
турбины, определяющая недостаточную эффектив-
ность выполнения команды регулятора обменной
мощности, приводит к значительному перерегули-
рованию его выходного сигнала. Непрерывное воз-
действие последнего на котлоагрегат оказывает на
него точно такое же влияние, как воздействие ре-
гулятора мощности в системах с первичным управ-
лением турбиной. При этом не используется само-
регулирование котла и тем самым ликвидируется
преимущество систем с первичным управлением
котлоагрегатом в лучшем качестве регулирования
технологических процессов котлоагрегата.
IX.4. ОСОБЕННОСТИ РЕГУЛИРОВАНИЯ ЭНЕРГОБЛОКОВ
ПРИ СКОЛЬЗЯЩЕМ НАЧАЛЬНОМ ДАВЛЕНИИ ПАРА
Применение скользящего давления и комбини-
рованных программ регулирования (КР), обоснова-
ние преимуществ которых дано в гл. VIII, выдви-
нуло задачу синтеза систем автоматического регу-
лирования энергоблоков для таких условий работы.
Работы в этом направлении ведутся многими оте-
чественными и зарубежными организациями. Ниже
рассмотрено современное состояние этой про-
блемы [3].
Общеблочное регулирование
Все предложенные для СД и КР схемы автома-
тического регулирования энергоблоков построены
на базе типовых схем регулирования, ранее отра-
ботанных для постоянного давления (ПД). При
этом по возможности без принципиальных измене-
ний сохраняются существующие системы регулиро-
вания турбины и котла, а реализация требуемой
программы регулирования производится посредст-
вом введения дополнительных связей между ними.
Такое решение позволяет использовать богатый
опыт эксплуатации блочной автоматики, накоплен-
ный в процессе работы при ПД.
Выше было показано, что при ПД применяются
два различных принципа организации управления
блоком — первичное управление турбиной или кот-
лоагрегатом. При СД отмеченное противопоставле-
ние теряет смысл для равновесных режимов, по-
скольку регулировочные клапаны турбины при лю-
бой мощности находятся в одном и том же положе-
нии. Это наглядно иллюстрируют приведенные на
рис. IX.И, а и IX.12, а схемы регулирования, в ко-
торых регулировочные клапаны турбины не участ-
вуют в процессе регулирования, за исключением мо-
ментов полных сбросов нагрузки; САР турбины по
существу отсутствует в общей структуре управле-
ния блоком. Весь процесс регулирования мощности
определяется исключительно динамическими ха-
рактеристиками котлоагрегата.
Для улучшения динамических свойств энерго-
блока обычно обеспечивают участие регулировоч-
ных клапанов турбины в регулировании. При этом
задатчик (регулятор) мощности может воздейство-
вать либо на САР турбины, либо на САР котлоаг-
регата. В этом смысле будем в дальнейшем гово-
рить применительно к СД о первичном управлении
турбиной и котлоагрегатом.
Рис. IX.И. Схемы автоматического регулирования энер-
гоблока при СД с первичным управлением турбиной:
а — без воздействия на регулировочные клапаны тур-
бины; б — статическая схема с гибкой прямой связью;
в — статическая схема с выключающим импульсом по
давлению свежего пара (схема ЦКТИ—ЛПИ); г — ста-
тическая схема с регулятором мощности по косвенному
параметру — давлению pre в камере регулировочной
ступени (схема Гидроэлектромонтажа — ЛПИ — Кириш-
ской ГРЭС); <3 — с задающим регулятором;
ЗМ — задатчик мощности блока; РМ—регулятор мощности;
ГРН — главный регулятор нагрузки котлоагрегата (регулятор
давления свежего пара); САР — система автоматического регу-
лирования котлоагрегата; РО — регулировочные органы котла;
К — котел; Т — турбина; PC — регулятор скорости; ЗРС — зо-
лотник регулятора скорости; ПЗ—промежуточный золотник;
ГЗ — главный золотник; С —главный сервомотор; ДД — датчик
давления; КР — корректирующий регулятор; ЗР — задающий ре-
гулятор; ГС — гибкая прямая связь; р0 и р0з — фактическое и
заданное значения давления свежего пара; АВ — задающая связь
При переходе к СД более четко, чем при ПД,
выявляется неодинаковая роль внешней и внутрен-
ней регулируемых величин блока — мощности
и давления свежего пара. Соответственно этому
поддерживающие их регуляторы имеют разный
ранг, а общая структура управления блоком стано-
вится иерархической (каскадной). Командным ор-
ганом блока в целом является регулятор электри-
ческой мощности генератора или механической
(паровой) мощности турбины, а в схемах, где та-
кого регулятора нет — задатчик мощности блока
(механизм управления турбины или котлоагрегата).
В некоторых схемах применение регулятора мощ-
ности становится обязательным для нормальной
165
работы. Регулятор давления свежего пара, задание
которому устанавливается регулятором или задат-
чиком мощности (рис. IX. 11 и IX. 12), становится
при СД следящим.
Все предложенные до настоящего времени схемы
регулирования блоков при СД по способу форми-
рования задающего сигнала регулятору давления
могут быть разделены на два принципиально от-
личных класса: с жестким (статическим) заданием
и с «плавающим» заданием (задающим регулято-
ром). Отмеченные классы схем рассмотрим раз-
дельно для случаев первичного управления турби-
ной и котлоагрегатом.
Первичное управление турбиной. В схемах та-
кого типа давление свежего пара поддерживается
Рис. IX.12. Схемы автоматического регулирования энер-
гоблока при СД с первичным управлением котлоагрега-
том: а—без воздействия на регулировочные клапаны
турбины; б — со статическим заданием регулятору «до
себя»; в — с заданием по косвенному параметру — дав-
лению Ррс в камере регулировочной ступени (схема
Гидроэлектромонтажа — ЛПИ — Киришской ГРЭС); г —
с задающим регулятором;
РД — регулятор давления «до себя»; И — инерционное звено;
т3 и т — заданное и фактическое положения регулировочных
клапанов турбины (остальные обозначения те же, что на
рис. IX.11)
главным регулятором нагрузки котлоагрегата, воз-
действующим на регулировочные органы котла.
Имеются предложения вообще отказаться при пере-
ходе к СД от применения главного регулятора дав-
ления и передавать управляющий сигнал САР тур-
бины непосредственно на регулировочные органы
котла. Такая схема в принципе работоспособна,
однако при ней возмущающие воздействия на кот-
лоагрегат (например, изменение теплотворной спо-
собности топлива, изменение режима работы тяго-
дутьевых агрегатов и т. п.) будут влиять на мощ-
ность турбины, вызывая переходный процесс во
всем блоке. Сохранение регулятора давления по-
зволяет локализовать эти возмущения в границах
котлоагрегата. Поэтому в дальнейшем будут рас-
сматриваться только схемы с котельным регулято-
ром давления.
Схемы со статическим заданием. В этих схемах
(рис. IX. 11, б—г) переменный задающий сигнал
к главному регулятору нагрузки котла передается
от САР турбины по задающей связи АВ. Поскольку
мощность турбины нелинейно зависит от давления
свежего пара, характеристика задающей связи
также должна быть нелинейной и с заданной точ-
ностью соответствовать этой зависимости. В про-
тивном случае при изменении режима может не
обеспечиваться требуемое значение мощности,
а главное, равновесное открытие регулировочных
клапанов турбины может отличаться от заданного,
что связано со снижением экономичности работы
блока. В качестве задающего может быть применен
любой сигнал в САР турбины, однозначно опреде-
ляющий заданное значение мощности (например,
положение промежуточного золотника, давление
в импульсной линии и пр.). В схемах без регуля-
тора мощности точка отбора сигнала от САР тур-
бины должна быть расположена после элемента,
суммирующего все внешние управляющие сигналы
(регулятора скорости, механизма управления и
ЭГП) с тем, чтобы все они воздействовали на ко-
тельный регулятор давления. В схемах с регулято-
ром мощности, имеющим обычно электрический вы-
ходной сигнал, удобно выбрать его в качестве за-
дающего. Это позволяет просто ввести его в САР
котла без дополнительного преобразования.
В качестве задающего сигнала может быть вы-
бран [4] также какой-либо косвенный параметр,
характеризующий режим блока, например расход
свежего пара или однозначно связанное с ним дав-
ление в промежуточной точке проточной части ЦВД
(рис. IX. 11, г). Эти параметры привлекают просто-
той организации задающей связи, особенно для теп-
лофикационных турбин, где необходимо выбрать
в качестве задающего параметр, отражающий
и электрическую, и тепловую нагрузки. Недостаток
таких схем — зависимость расхода от давления,
представляющая собой паразитную положительную
обратную связь. Вследствие этого при случайном
повышении давления, вызванном, например, изме-
нением сорта топлива или другими приложенными
к котлу возмущениями, возрастает расход пара, что
вызовет появление задающего сигнала, направлен-
ного на дальнейшее повышение давления.
Схемы с задающим регулятором. Задающий си-
гнал котельному регулятору давления в схемах
этого типа формируется специальным задающим
регулятором (рис. IX11 , д) . В качестве его вход-
ной величины может быть выбран перепад давле-
ний на регулировочных клапанах турбины, их поло-
жение, давление в импульсной линии САР турбины
или любая другая величина, которую необходимо
поддерживать в равновесных режимах постоянной
или меняющейся по заданному закону. При необ-
ходимости, например, уменьшить мощность блока
регулятор мощности прикрывает регулировочные
клапаны турбины. Перепад давлений на них уве-
личивается. Задающий регулятор, измеряющий этот
перепад и сравнивающий его с заданным, при по-
явлении сигнала рассогласования формирует
команду, представляющую собой задание главному
регулятору нагрузки котлоагрегата. В отличие от
рассмотренных выше схем этот сигнал является пе-
ременным во времени и исчезает, когда перепад
давлений или другая регулируемая величина ока-
зывается равной заданному значению. САР котла,
выполняя задание, уменьшает подачу топлива, пи-
тательной воды и воздуха и переводит котел на ре-
жим работы с пониженным давлением. Мощность
166
турбины становится при этом меньшей заданного
значения, и регулятор мощности открывает регули-
ровочные клапаны турбины, уменьшая перепад
давления на них. Применение интегрального или
пропорционально-интегрального задающего регу-
лятора обеспечивает строгое поддержание в равно-
весных режимах регулируемого параметра (поло-
жения клапанов или перепада на них). В этом со-
стоит некоторое преимущество таких схем перед
статическими. Если необходимо изменять этот пара-
метр в зависимости от режима по заданному за-
кону, то можно ввести остаточную неравномерность
задающего регулятора.
Применение схем с задающим регулятором, как
показывают выполненные в ЛПИ исследования [20],
радикально изменяет структурную роль котлоагре-
гата в общеблочном регулировании. Котлоагрегат
и его САР становятся по существу элементами пе-
редаточного механизма, которым поддерживается
заданный перепад давлений на клапанах турбины,
их положение и т. п. Большая инерция котлоагре-
гата определяет сложность стабилизации этого
внутреннего контура. Обеспечение устойчивости
и надлежащих динамических свойств внутреннего
контура является главной проблемой наладки схем
этого класса.
Принятый в схеме способ возврата регулировоч-
ных клапанов турбины регулятором мощности
к равновесному положению предопределяет колеба-
тельный характер процесса регулирования мощно-
сти. Для уменьшения колебаний полезно введение
в схемы этого класса дополнительного выключаю-
щего импульса по давлению свежего пара, предло-
женного ЛПИ совместно с ЛМЗ [20]. Этот импульс,
вводимый в САР турбины через датчик давления
ДД, не влияет на статические характеристики, но,
ускоряя возврат клапанов к равновесному откры-
тию, способствует стабилизации процесса регулиро-
вания мощности.
Первичное управление котлоагрегатом. В схе-
мах этого типа так же, как и в вышерассмотрен-
ных, переменное задание регулятору давления «до
себя» может быть статическим или «плавающим».
При статическом задании (рис. IX.12, б) задат-
чик (регулятор) мощности формирует сигнал, од-
нозначно связанный с заданной мощностью. Однако
его одновременная передача регулятору давления
«до себя» и САР котлоагрегата может привести
к отрицательным последствиям. При необходимо-
сти, например, снизить нагрузку блока регулятор
давления «до себя» получит задание уменьшить
давление свежего пара еще до перехода котлоагре-
гата к новому режиму и в соответствии с этим от-
кроет регулировочные клапаны турбины. Это будет
сопровождаться, во-первых, временным повышением
мощности, а во-вторых — быстрым снижением на
большую величину давления в пароводяном тракте
котла. Регулятор «до себя» вводился с единствен-
ной целью — не допустить быстрых уменьшений
давления. Поэтому в рассматриваемых схемах за-
дающий сигнал должен передаваться регулятору
«до себя» через инерционное звено И с динамиче-
ской постоянной, примерно равной времени инерции
котлоагрегата как объекта регулирования давле-
ния. Однако выбор параметров этого звена пред-
ставляет собой нелегкую задачу, поскольку дина-
мические свойства котла меняются в зависимости
от режима его работы и условий эксплуатации.
В связи с отмеченным целесообразнее в качестве
статического задания регулятору «до себя»
(рис. IX.12, в) выбирать импульс по давлению
в промежуточной точке проточной части ЦВД тур-
бины [14], автоматически учитывающий фактиче-
скую инерцию котла.
Для формирования «плавающего» задания регу-
лятору давления «до себя» может быть применен
задающий регулятор, поддерживающий заданный
перепад давлений на регулировочных клапанах тур-
бины или их положение (рис. IX.12, г). При этом
процесс регулирования турбины разделяется на
два этапа. После изменения паропроизводительно-
сти котлоагрегата в соответствии с сигналом задат-
чика или регулятора мощности регулятор давления
«до себя» переставляет регулировочные клапаны
турбины, временно поддерживая исходное давление.
Сигнал по отклонению клапанов воспринимается
медленно действующим задающим регулятором, из-
меняющим задание регулятору «до себя». Послед-
ний возвращает регулировочные клапаны турбины
к исходному открытию, Как и при первичном
управлении турбиной, применение интегрального
или пропорционально-интегрального задающего ре-
гулятора обеспечивает более точное, чем в схемах
со статическим заданием, поддержание равновес-
ного положения клапанов турбины, но создает
серьезные трудности при выборе динамических па-
раметров настройки для получения требуемого ка-
чества процесса регулирования.
Реализация комбинированной программы регу-
лирования, при которой блок в одном диапазоне
нагрузок работает при ПД, а в другом — при СД,
производится ограничением задающего сигнала,
передаваемого регулятору давления свежего пара.
Управление клапанами турбины
Переход к СД и КР радикально изменяет функ-
ции САР турбины. При КР лишь в ограниченном
диапазоне режимов, где поддерживается ПД, со-
храняется обычная роль регулировочных клапанов
турбины как основного средства поддержания мощ-
ности. В остальной области режимов, а при чисто
скользящем давлении во всем диапазоне эти кла-
паны перестают быть регулировочными в строгом
смысле этого понятия, поскольку регулирование
мощности в равновесных режимах производится из-
менением давления свежего пара. Клапаны же тур-
бины лишь кратковременно вступают в работу для
обеспечения требуемой приемистости, а после пере-
хода котлоагрегата к новому режиму должны быть
возвращены к равновесному открытию, определяе-
мому программой регулирования блока. Сказанное
не относится к режимам полных сбросов нагрузки,
синхронизации генератора и некоторым другим, где
функции регулировочных клапанов турбины ос-
таются ведущими.
Для поддержания равновесного положения регу-
лировочных клапанов в САР турбины должен быть
введен специальный элемент — выключатель клапа-
нов, устраняющий в статике воздействие на них со
стороны регулятора, ЭГП и механизма управления.
К настоящему времени предложены различные спо-
собы выключения клапанов (см. рис. IX.11) —гиб-
кая прямая связь, выключающий импульс по дав-
лению свежего пара [4], импульс по давлению
в промежуточной точке проточной части турбины
167
[14] и др. В некоторых случаях для выключения
клапанов могут быть использованы регуляторы
электрической мощности генератора или паровой
мощности турбины (см. рис. IX.11, (3). При выборе
того или иного типа выключателя следует руковод-
ствоваться желанием как обеспечить наилучшее ка-
чество процесса регулирования мощности, так и
поддержать с заданной точностью равновесное по-
ложение клапанов. Некоторые типы выключателей,
особенно в схемах со статическим заданием давле-
ния свежего пара, не обеспечивают выполнения по-
следнего требования. В таких схемах могут быть
применены корректирующие регуляторы К (см.
рис. IX. 11, в), представляющие собой пропорцио-
нально-интегральные регуляторы положения клапа-
нов или перепада давления на них. В схемах с пер-
вичным управлением котлоагрегатом (рис. IX. 12)
выключающие сигналы передаются регулятору дав-
ления «до себя».
Статические и динамические свойства выключа-
теля в немалой мере зависят от качества процесса
регулирования давления свежего пара, поэтому для
обоснованного выбора типа выключателя недоста-
точно изолированного рассмотрения САР турбины,
а необходим анализ общеблочного регулирования.
Выполненные в ЛПИ анализы показывают, что
в большинстве случаев наилучшими оказываются
выключатели, использующие импульс по давлению
свежего пара.
При переменном начальном давлении пара из-
меняется коэффициент неравномерности САР тур-
бины. Поэтому в схемах регулирования турбин це-
лесообразно применение автоматической коррекции
неравномерности, различные способы которой пред-
ложены КТЗ и ЛПИ [6, 13].
Экспериментальное исследование
универсальной САР блока
при скользящем давлении
Поскольку при СД могут применяться САР
энергоблоков с первичным управлением как турби-
ной, так и котлом, возникает задача разработки
универсальных схем автоматического регулирова-
ния, обеспечивающих оба способа работы. На
рис. IX. 13 приведена одна из таких схем, разрабо-
танная ЛПИ, Гидроэлектромонтажом и Киришской
ГРЭС [14] применительно к блоку мощностью
300 МВт с турбиной К-300-240 ЛМЗ и котлоагрега-
том ТГМП-114, работающему при комбинированной
программе регулирования.
Схема регулирования. Переход от первичного
управления турбиной к первичному управлению
котлом производится переключателем рода работ
ПР. Командными органами турбины Т (рис. IX.13)
являются регулятор скорости PC и механизм упра-
вления МУ, воздействующие через промежуточный
золотник ПЗ на сервомотор С регулировочных кла-
панов РК. Котлоагрегатом К управляет главный
регулятор нагрузки блока ГРН с задатчиком Зд,
передающий сигнал регулятору питания котла РП.
Последний, изменяя положение регулировочных пи-
тательных клапанов РПК, приводит расход пита-
тельной воды в соответствие с заданной нагрузкой.
При этом изменяется задание регулятору произво-
дительности РПр питательного турбонасоса ПТН,
управляющему регулировочными клапанами при-
водной турбины. Регулятор топлива РТ, следуя за
168
регулятором питания, поддерживает температуру
пара за верхней радиационной частью (ВРЧ) котла.
Регулятор воздуха воздействует на НА дутьевых
вентиляторов. Принципиально возможна обрат-
ная схема регулирования котла (по принципу «топ-
ливо—вода»), в которой ГРН действует на регуля-
тор топлива, а регулятор питания следует за ним,
поддерживая температуру за ВРЧ. Однако при этом
для эффективного регулирования температуры не-
обходимо на всех режимах иметь достаточно боль-
шой запас по открытию РПК, что в существенной
мере сокращает выигрыш в затратах мощности на
привод питательного насоса, составляющий одно из
главных преимуществ СД. Вследствие этого, по
мнению авторов, при СД предпочтение следует от-
дать схемам, выполненным по принципу «вода—
топливо».
Рис. IX. 13. Принципиальная схема универ-
сальной САР энергоблока при комбиниро-
ванной программе регулирования
Новыми элементами в схеме являются лишь не-
линейный задатчик скользящего давления НЗ и ре-
гулятор мощности РМ с задатчиком Зд, использую-
щий в качестве управляющего сигнала косвенный
параметр — давление рРС в камере регулировочной
ступени турбины. Эти элементы выполнены на базе
серийно выпускаемых приборов. В качестве задаю-
щего выбран сигнал по расходу пара (по рРс)- Ре-
ализация комбинированной программы регулирова-
ния, при которой блок в одном диапазоне режимов
работает при СД, а в других—при ПД, произво-
дится задатчиком с нелинейной характеристикой.
В положении 7 переключателя рода работ ПР
схема реализует принцип первичного управления
котлом, при котором мощность поддерживается кот-
лом, а давление свежего пара — регулировочными
клапанами турбины. Для этого РМ подключается
к главному регулятору нагрузки котла ГРН, прибор
НЗ — к задатчику регулятора давления РД, а по-
следний— к механизму управления турбиной МУ.
Изменение мощности блока производится воздейст-
вием на задатчик регулятора мощности. При этом
ГРН становится лишь передаточным механизмом
от РМ к регулятору питания котлоагрегата. По мере
изменения паропроизводительности регулятор дав-
ления РД (работающий в режиме «до себя») изме-
няет открытие регулировочных клапанов турбины
и ее мощность. Соответствие заданной и фактиче-
ской мощности контролируется регулятором мощ-
ности. При изменении расхода пара турбиной ме-
няется давление ррс. Измеряющий его задатчик
скользящего давления НЗ изменяет уставку регуля-
тора «до себя». Последний возвращает клапаны
турбины к равновесному открытию.
В положении II переключателя ПР регулятор
мощности соединен с механизмом управления тур-
бины, а регулятор давления РД и нелинейный за-
датчик НЗ— с регулятором нагрузки котла. Этим
реализуется принцип первичного управления турби-
ной, при котором мощность поддерживается турби-
ной, а давление свежего пара — котлоагрегатом.
Регулятор мощности через МУ и САР турбины
в соответствии с заданием переставляет регулиро-
вочные клапаны до тех пор, пока давление в ка-
мере регулировочной ступени не станет равным за-
данному. Импульс по давлению ррс передается
также на задатчик скользящего давления НЗ, ко-
торый формирует команду на изменение давления
свежего пара, подаваемую на вход ГРН. В соот-
ветствии с этой командой последний переводит кот-
лоагрегат на работу в новом режиме. По мере из-
менения давления свежего пара меняется также
давление в камере регулировочной ступени. Вос-
принимающий это давление регулятор мощности
возвращает регулировочные клапаны турбины
к равновесному положению.
Таким образом, в обоих положениях переключа-
теля ПР универсальная схема обеспечивает уча-
стие регулировочных клапанов турбины в переход-
ном процессе, что улучшает динамические характе-
ристики блока. Возврат клапанов к заданному рав-
новесному открытию производится регулятором
мощности или регулятором «до себя», использую-
щими выключающий импульс по давлению в ка-
мере регулировочной ступени.
Рассмотренная схема применена на блоке мощ-
ностью 300 МВт Киришской ГРЭС. В области на-
грузок, меньших 150 МВт, блок работал при ПД
из-за имевшихся ограничений по снижению частоты
вращения питательного турбонасоса и неблагопри-
ятных характеристик РПК при малых открытиях.
Переход к ПД в этом диапазоне нагрузок произво-
дится за счет второй нелинейности характери-
стики НЗ.
С целью повышения эффективности участия
блока в регулировании частоты в энергосистеме,
в схеме предусмотрена частотная коррекция. Си-
гнал по частоте f передается регулятору мощности
через специальный частотный корректор ЧК
(рис. IX. 13), имеющий кусочно-линейную характе-
ристику. Такая характеристика обусловлена стрем-
лением поддержать при номинальной частоте и ма-
лых отклонениях от нее заданное значение мощно-
сти. При отклонениях частоты, превышающих уста-
новленные пределы, корректор изменяет уставку
регулятора мощности и переводит блок к новой
мощности с заданной неравномерностью по частоте.
Статический сигнал по частоте вводится в регуля-
тор мощности при любом способе регулирования.
При первичном управлении котлом регулятору «до
себя» передается дополнительный исчезающий си-
гнал по частоте, не дающий ему подавить команду
регулятора скорости. Если аналогичный сигнал пе-
редается главному регулятору нагрузки котла при
первичном управлении турбиной, то этот регулятор
ускоряет изменение производительности котла.
Предусмотренная при разработке частотного кор-
ректора возможность изменения в широких преде-
лах зоны нечувствительности, а также крутизны
линейных участков характеристики обеспечивает
практически любую степень участия блока в регу-
лировании частоты.
В процессе наладочных испытаний были обна-
ружены отклонения равновесного положения регу-
лировочных клапанов турбины от заданного для
СД значения, причем величины отклонений изменя-
лись в зависимости от режима. Этот факт объяс-
няется, очевидно, нелинейным характером зависи-
мости мощности турбины от давления в камере
регулировочной ступени. Поскольку неточное под-
держание равновесного положения клапанов при СД
связано со снижением экономичности блока, пона-
добилась коррекция задающего сигнала. Она была
реализована введением дополнительного излома
характеристики нелинейного задатчика при мощно-
сти 180 МВт. Если не принять специальных мер, то
после закрытия клапанов турбины по команде про-
тивоаварийной автоматики регулятор мощности
блока, стремясь восстановить исходную мощность,
либо возвратит клапаны в первоначальное положе-
ние (первичное управление турбиной), либо увели-
чит подачу воды и топлива в котел (первичное уп-
равление котлом). Это было устранено примене-
нием устройства разгрузки УР, по команде
противоаварийной автоматики меняющего задание
регулятору мощности.
Настройка котельных регуляторов. Динамиче-
ские характеристики котлоагрегата при СД меня-
ются в зависимости от режима работы котлоагре-
гата в значительно большей мере, чем при ПД.
Это определяет необходимость автоматической под-
стройки динамических параметров регулятора топ-
лива для качественного регулирования температуры
пара за верхней радиационной частью (ВРЧ-П),
в широком диапазоне режимов (120—300 МВт).
Выполненные исследования показали, что заданная
степень затухания колебаний переходных процес-
сов ф = 0,9 может быть достигнута ступенчатым
изменением коэффициента передачи £р и времени
изодрома Т{, корректирующего регулятора, функ-
ции которого выполняет электромеханический блок
импульсного интегрирования БИИ, выполненный на
базе регулятора РПИБ. При этом число ступеней
перестройки должно быть не менее двух — при на-
грузках 210 и 160 МВт.
Необходимо поддерживать также оптимальный
перепад давлений на регулировочном органе подачи
топлива. Эта задача может быть решена двумя
путями — соответствующим профилированием регу-
лировочных органов либо установкой дополнитель-
ных предвключенных регуляторов перепада давле-
ний на основных клапанах. Поскольку первый путь
связан с необходимостью иметь при малых нагруз-
ках очень малые проходные сечения топливных
клапанов, для практической реализации более удо-
бен второй способ. Заданием для предвключенного
регулятора топлива ПРТ (рис. IX. 13), управляю-
щего предвключенным мазутным клапаном ПМК,
22 Зак. № 50
169
служит сигнал по нагрузке блока, характеризуемой
давлением рРС. Обратная связь выполнена по пе-
репаду давлений на основном клапане. Предвклю-
ченный регулятор настраивается на большую не-
равномерность по мощности (8 МВт/процент), так
как характеристика последнего вполне удовлетво-
рительна при перепадах давлений 0,5—1,5 МПа.
В этом случае в диапазоне нагрузок 120—300 МВт
перепад давлений на основном клапане близок
к оптимальному. Качество поддержания темпера-
туры за ВРЧ-П регулятором топлива во многом
зависит от работы регулятора общего воздуха РОВ.
Главная трудность здесь обусловлена слишком кру-
той характеристикой НА дутьевого вентилятора при
нагрузках ниже 180 МВт. Чтобы расширить диапа-
зон работы РОВ, необходимо уменьшить коэффи-
циент передачи НА на малых нагрузках. Один из
удобных для практики способов уменьшения этого
коэффициента состоит в увеличении времени серво-
мотора путем замены исполнительного механизма.
Для обеспечения достаточного быстродействия РОВ
при высоких нагрузках была предусмотрена авто-
подстройка РОВ с помощью реле автоподстройки
второй ступени регулятора топлива.
Результаты динамических испытаний. Как пока-
зал опыт наладки и длительной эксплуатационной
проверки САР, главным фактором, налагающим
отпечаток на качество переходных процессов, яв-
ляется не использование скользящего давления,
а появление дополнительного контура регулирова-
ния мощности. Влияние этого контура на всю САР
сказывается тем сильнее, чем ближе он по быстро-
действию к контуру регулирования давления перед
турбиной. Само же применение СД вызывает только
необходимость автоподстройки регуляторов.
Испытания САР проводились как в нормальных
условиях эксплуатации блока в процессе ежесуточ-
ных разгрузок, так и по специальной программе.
Их результаты [14] подтвердили работоспособность
разработанной схемы, выявили хорошую статиче-
скую и динамическую точность поддержания задан-
ных значений мощности, давления свежего пара,
положения регулировочных клапанов турбины, пра-
вильную реализацию комбинированной программы
регулирования.
Экспериментальная проверка участия блока
в противоаварийной управлении энергосистемой
была проведена в системе Ленэнерго по специаль-
ной программе с отключением линий электропере-
дачи с напряжением 330 и 750 кВ. При срабатыва-
нии противоаварийной автоматики специальное ло-
гическое устройство подавало на электрогидравли-
ческий преобразователь САР турбины ступенчатый
сигнал на экстренную ее разгрузку. По этому си-
гналу ЭГП закрывал регулировочные клапаны на
требуемую величину за 0,2—0,3 с. В зависимости
от аварийной ситуации предусмотрены три ступени
разгрузки — 50, 100 и 150 МВт. Испытания прово-
дились при работе схемы в режиме первичного уп-
равления котлом (положение I переключателя ПР
на рис. IX. 13). При этом регулятор мощности вслед
за закрытием регулировочных клапанов турбины
уменьшал паропроизводительность котла. Переход-
ные процессы протекали устойчиво. Время измене-
ния мощности турбины составляло несколько деся-
тых долей секунды. Блок в целом переходил к но-
вому установившемуся режиму за 4—4,5 мин.
Во всех опытах мгновенное прикрытие регулиро-
170
вочных клапанов турбины вызывало скачкообраз-
ное повышение давления острого пара рй на 4—
4,5 МПа, что приводило к срабатыванию быстро-
действующей редукционно-охладительной установки
(БРОУ). Работа БРОУ и воздействие устройства
разгрузки УР восстанавливали давление до номи-
нального в течение примерно 1 мин. В дальнейшем
по мере разгрузки котла давление снижалось в со-
ответствии с реализуемой САР комбинированной
программой регулирования.
Проведенные испытания подтвердили высокую
эффективность совместной работы противоаварий-
ной автоматики энергосистемы и САР блока, рабо-
тающего на скользящем давлении.
IX.5. ПУТИ СОВЕРШЕНСТВОВАНИЯ
СИСТЕМ АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
ПАРОВЫХ ТУРБИН
Электрические и электрогидравлические системы
регулирования. Как было показано выше, все оте-
чественные заводы [2, 19], а также большинство
зарубежных фирм [4, 27] в настоящее время при-
меняют электрогидравлические САР. Их создание
связано с разработкой электрогидравлических пре-
образователей (ЭГП). Применение ЭГП позволило
создать в системах регулирования мощных турбин
(см. рис. IX.4, IX.5 и Х.13) развитую электриче-
скую часть, с помощью которой решаются задачи
как улучшения статических и динамических харак-
теристик собственно турбины, так и ее участия в ре-
гулировании частоты и активной мощности в энер-
госистеме при нормальных режимах работы послед-
ней, а также в противоаварийном управлении энер-
госистемой. В связи с тем, что перестановочные
силы в применяемых конструкциях ЭГП сравни-
тельно невелики, требуется применение развитых
гидравлических схем регулирования, причем в боль-
шинстве САР основной контур регулирования ча-
стоты вращения сохранен чисто гидравлическим
с центробежным или гидродинамическим регулято-
ром скорости.
В будущем перспективным представляется вы-
полнение всей импульсной части САР электриче-
ской с тем, чтобы гидравлическими остались только
главные сервомоторы и их золотники. Достоинства
такого решения — быстрота передачи сигнала
в электрической системе, простота реализации лю-
бого закона управления, возможность перехода
к кибернетическим системам путем включения логи-
ческих устройств, в том числе на интегральных схе-
мах, что облегчит решение задачи оптимального
управления и комплексной автоматизации блоков.
Компактность таких САР и возможность размеще-
ния импульсной части регулирования на щите уп-
равления значительно упростит конструкцию кор-
пуса переднего подшипника турбины.
Опыт смежных областей техники свидетельст-
вует о высокой надежности чисто электрической ча-
сти таких САР. Главная трудность создания таких
схем состоит в разработке ЭГП с перестановочной
силой, достаточной для перемещения золотника
главного сервомотора, при сохранении высокого
быстродействия схем. Возможные пути решения
этой задачи — совершенствование самих электро-
гидравлических преобразователей, а также поиски
рациональных конструкций золотников с целью
уменьшения силы, необходимой для их перемеще-
ния. Одно из возможных решений — применение
плоских золотников. Такие золотники являются ти-
повыми элементами САР турбин, выпускаемых за-
водом «Бергман—Борзиг» (ГДР) [26]. Успешный
опыт применения таких золотников, приводимых не-
посредственно электрогидравлическим преобразова-
телем (рис. IX. 14), при проведенной Уральским
отделением ОРГРЭС модернизации системы регу-
Рис. IX. 14. Механогидравличе-
ский преобразователь Ураль-
ского отделения ОРГРЭС:
1 — сильфон; 2 — плоские пружины;
3 — букса; 4 — плоский золотник
лирования турбины малой мощности и при разра-
ботке схемы аварийного управления турбиной
Т-50-130, выполненной Среднеазиатским отделением
ОРГРЭС [21], позволяет надеяться на возможность
преодоления этой трудности.
Заслуживают внимания и другие принципиально
новые идеи, в частности попытка создания для при-
вода клапанов жидкометаллического МГД-серво-
Рис. IX. 15. Принципиальная
схема жидкометаллического
М Г Д-сервомотора:
1 — поршень сервомотора; 2 — пру-
жинный аккумулятор; 3 — магнит;
4 — электроды
мотора (рис. IX. 15) с использованием легкоплав-
ких металлов, например галлия. При подводе уп-
равляющего электрического сигнала фк электродам
через электропроводящую жидкость в камере сер-
вомотора проходит электрический ток I. Взаимо-
действие этого тока с магнитным полем вызывает
по законам электромагнитной индукции перемеще-
ние жидкости вдоль оси т, перпендикулярной пло-
скости, образованной векторами силы тока I
и магнитной индукции В. Движение жидкости, по-
вышая давление в камере МГД-сервомотора (эф-
фект МГД-насоса), приводит к перемещению его
поршня, связанного с регулировочными клапа-
нами.
Повышение быстродействия
систем регулирования
Для эффективного участия турбин в регулирова-
нии современных энергосистем при возникновении
в последних аварийного дефицита мощности необ-
ходимо обеспечить высокое быстродействие системы
регулирования турбины не только в сторону сниже-
ния мощности, но и в сторону ее увеличения. Совре-
менными требованиями обосновывается необходи-
мость повышения мощности на 5—10% за 1—2 с.
До недавнего времени этому вопросу не уделялось
достаточного внимания. На основании имеющихся
весьма ограниченных данных по системам регули-
рования современных мощных турбин [4] можно
сделать вывод, что в ряде случаев они имеют чрез-
мерно большие времена главных сервомоторов
в сторону открытия клапанов (до 2—5 с) и значи-
тельное запаздывание в гидравлической части (до
0,4 с), причем как величина запаздывания, так н
времена главных и промежуточных сервомоторов
существенно различаются даже для турбин одной
серии. Следует также иметь в виду, что времена
промежуточных сервомоторов в развитых гидрав-
лических системах регулирования современных
мощных паровых турбин в отдельных случаях мо-
гут оказываться соизмеримыми с временами глав-
ных сервомоторов и заметно снизить быстродейст-
вие всей системы. Вследствие этого необходимо до-
биваться как можно более значительного снижения
этих постоянных.
При перемещении поршней главных сервомото-
ров освобождаются значительные емкости, для за-
полнения которых требуется большое количество
рабочей жидкости, поэтому при движении сервомо-
торов может значительно понижаться давление во
всей системе регулирования, особенно при крутой
характеристике насоса, подающего в нее рабочую
жидкость. Это может быть причиной значительного
снижения быстродействия как промежуточных, так
и главных сервомоторов. Отмеченное обстоятель-
ство является также дополнительным фактором,
свидетельствующим в пользу интенсификации работ
по полной замене гидравлической импульсной ча-
сти системы регулирования электрической. Такое
радикальное решение позволит создать практически
безынерционную импульсную часть САР. Однако
и в этом случае не снимается задача существен-
ного сокращения времен главных сервомоторов при
открытии клапанов. Этого можно достичь, напри-
мер, применяя паровые или комбинированные па-
ромасляные сервомоторы. Конструкторские прора-
ботки и исследования в этом направлении ведутся
ВТИ [2] и ЛМЗ [19].
Один из возможных путей повышения быстро-
действия — применение сервомоторов с телескопи-
ческими поршнями, предложенных ЛМЗ [19]. Их
действие основано на том, что усилие, требующееся
от сервомотора для перестановки клапана, меняется
в зависимости от степени его открытия, вследствие
чего на большей части хода клапана максимальное
усилие сервомотора больше необходимого. Приме-
нение сервомотора с телескопическим поршнем,
площадь которого дискретно меняется с изменением
22*
171
положения клапана, позволяет существенно повы-
сить быстродействие сервомотора.
Использование этих и других средств повыше-
ния быстродействия систем регулирования турбин
может значительно повысить эффективность их
участия в аварийном регулировании энергосистем.
Временное отключение отборов пара
Регенеративный подогрев питательной воды.
Один из эффективных способов быстрого получения
дополнительной мощности — принудительное закры-
тие обратных клапанов регенеративных отборов [4].
Его практическая проверка проведена ЦКТИ, ЛПИ
и САО ОРГРЭС на турбинах К-300-240, К-200-130,
К-100-90 и ПТ-60-90/13. При закрытии обратных
клапанов мощность этих турбин увеличивалась на
10—11%. Продолжительность процесса набора
Рис. IX.16. Схема управления расхо-
дами пара в отборы:
PC — регулятор скорости; ПЗ — промежу-
точный золотник; С — сервомотор ЦВД;
ДМ — датчик вырабатываемой мощности;
РМ — регулятор мощности; СО — сервомо-
торы клапанов регенеративных отборов;
ПВД — подогреватель высокого давления;
/7Z7 — промежуточный перегрев; ДД — дат-
чик давления в промежуточном перегрева-
теле; £ — корректирующий импульс по по-
ложению клапанов в регенеративных отбо-
рах
мощности составляла соответственно 1 и 5 с для
турбин К-100-90 и ПТ-60-90/13. Мощность турбин
К-200-130 и К-300-240 повышалась на 10—11% за
8—10 с, в том числе на 3—4% за первые 1—2 с.
Временное отключение регенерации, безусловно, не
должно противопоставляться быстрому открытию
регулировочных клапанов турбины. Напротив, наи-
больший эффект дает сочетание обоих способов.
В существующих конструкциях обратных клапа-
нов усилия гидроприводов при больших положи-
тельных перепадах давлений на клапанах недоста-
точны для обеспечения плотного прилегания кла-
пана к седлу. Поэтому клапаны по мере падения
давления в подогревателе приоткрываются на неко-
торую величину. Это явление, обнаруженное впер-
вые в опытах ЦКТИ и ЛПИ, усиливается при боль-
ших нагрузках вследствие повышения давления
в камере отбора после закрытия обратного клапана.
С этим связано снижение прироста мощности при
отключении регенерации по сравнению с приростом
мощности согласно тепловому расчету. Изменение
конструкции гидроприводов для обеспечения пол-
ного закрытия обратных клапанов или применение
специальных отсечных клапанов может увеличить
прирост мощности и скорость ее набора.
Наличие некоторого пропуска пара в подогрева-
тели, а также аккумуляция теплоты в металле тру-
бок и корпусов подогревателей определяет медлен-
ное изменение температуры питательной воды за
172
ПВД и давления в деаэраторе, вследствие чего за
период 3—4 мин работы с отключенными подогре-
вателями, определяемый временем перехода котла
к новой нагрузке, не нарушается нормальный ре-
жим работы экономайзера и питательного насоса.
На рис. IX.16 представлена как возможный ва-
риант практической реализации рассматриваемого
способа отключения регенеративных отборов пред-
ложенная ЦКТИ схема регулирования мощности,
в которой импульс ф противоаварийной автоматики
действует на ЭГП системы управления регулиро-
вочными клапанами ЦВД и на регулятор мощно-
сти, управляющий обратными клапанами реге-
неративных отборов. Система сочетает повышение
приемистости блока с сохранением защитных функ-
ций обратных клапанов.
Рис. IX. 17. Функциональная схема
управления аварийным резервом
мощности теплофикационной тур-
бины:
и — частота вращения ротора; ра — давле-
ние в регулируемом отборе; nt], т2— по-
ложение сервомоторов; PC и РД — регуля-
торы скорости и давления; С — сервомо-
тор; БСЗ — блок суммирующих золотников;
Т — турбоагрегат; ФБ] и ФБ2 — функцио-
нальные блоки; 2 —сумматор; ВГ — вы-
ключатель генератора; У ПА — устройство
противоаварийной автоматики
Отопительные отборы теплофикационных тур-
бин. Как правило, турбины с регулируемыми отбо-
рами пара работают с достаточно большой загруз-
кой ЧВД, вследствие чего запасы по возможному
открытию клапанов ЧВД невелики. В то же время
на режимах больших тепловых нагрузок практиче-
ски не загружена часть низкого давления. Направ-
ление в нее дополнительного количества пара за
счет временного ограничения теплового потребле-
ния открывает возможность быстрого увеличения
мощности при системных авариях. Для большин-
ства эксплуатационных режимов получаемая за счет
этого дополнительная мощность превышает 20%
номинальной мощности агрегата. В неотопительный
период, когда многие теплофикационные турбины
работают на конденсационном режиме или при ма-
лых тепловых нагрузках, быстрое увеличение мощ-
ности может быть достигнуто за счет полного или
частичного отключения регенеративных подогрева-
телей. Кроме того, на таких режимах имеются боль-
шие возможности динамического переоткрытия кла-
панов ЧВД. Отключение отопительных отборов
на короткое время не приведет к заметным наруше-
ниям в системе теплоснабжения, поскольку тепло-
вые сети обладают большой аккумулирующей спо-
собностью, обеспечивающей возможность работы
до 3—4 ч.
Наиболее рациональным способом использова-
ния пара отопительных отборов является быстрое
открытие поворотной диафрагмы ЧНД. Как пока-
зали испытания, проведенные на турбине Т-50-130
[21], мощность турбины за 1—2 с возрастает при
этом на 12,9 МВт. В дальнейшем по мере сниже-
ния давления пара в отборе на нижний бойлер
мощность несколько понизилась, через 50 с ее при-
ращение составило 12 МВт.
На рис. IX.17 представлена принципиальная
схема автоматического управления отопительными
отборами теплофикационной турбины [21]. При
возникновении аварийной ситуации устройство про-
тивоаварийной автоматики УПА выдает сигнал vi,
под влиянием которого функциональный блок Ф51
формирует сигнал уь Выходная величина у2 функ-
ционального блока ФБ2 пропорциональна расходу
пара ЧНД (по положению т2 поворотной диаф-
рагмы и давлению ра перед нею). Сумматор 22
сравнивает оба сигнала. Их разность 02 передается
регулирующему блоку Р. Отрицательное значение
02 означает запрет на дальнейшее открытие пово-
ротной диафрагмы. Блок Р через логический эле-
мент И воздействует на электрогидравлический
преобразователь, управляющий сервомотором по-
воротной диафрагмы.
С понижением давления ра при открытии поворот-
ной диафрагмы регулятор давления стремится при-
крыть ее. Однако при этом блок ФБ2 увеличивает
управляющий сигнал 04, что компенсирует воздей-
ствие регулятора давления. Таким путем рассмат-
риваемое устройство по сигналу противоаварийной
автоматики энергосистемы открывает поворотную
диафрагму до положения, соответствующего задан-
ному расходу пара последними ступенями турбины.
При сбросах электрической нагрузки выключатель
генератора ВГ разрывает цепь управления ЭГП,
выводя аварийный регулятор из работы. Рассмат-
риваемый тип аварийного регулятора используется
в эксплуатации для управления отопительными от-
борами турбины Т-50-130.
Использование скрытых вращающихся резервов
конденсационных и теплофикационных турбин, со-
стоящих во временном отключении отопительных
и регенеративных отборов пара, в качестве аварий-
ного резерва энергосистемы позволяет, уменьшив
общее количество недогруженных агрегатов, повы-
сить экономичность их работы и уменьшить капи-
тальные затраты при сохранении заданной вели-
чины аварийного резерва.
IX.6. АВТОМАТИЗАЦИЯ ПУСКА БЛОКОВ
Во время пуска и останова теплоэнергетического
оборудования возникают наиболее трудные экс-
плуатационные условия, требующие высокой опера-
тивности персонала в обслуживании многих регу-
лировочных и запорных органов при одновремен-
ном контроле за большим числом непрерывно
изменяющихся параметров, отклонение каждого из
которых за допустимые пределы может быть причи-
ной серьезных неполадок. Задача в значительной ме-
ре осложняется тем, что допустимые значения откло-
нений какого-либо параметра не являются постоян-
ными, а зависят от совокупности значений других
режимных параметров. Вследствие этого одной из
важнейших задач комплексной автоматизации элек-
тростанций является автоматическое управление
пуском блоков. Такое управление позволяет повы-
сить надежность работы оборудования в пусковой
период, сократить время пуска и затраты топлива
при пуске, а также облегчить труд обслуживаю-
щего персонала. Следует также иметь в виду,
что крупные блоки практически невозможно
пускать хотя бы без частичной автоматизации опе-
раций.
Основные ограничения при пуске определяются
термическими напряжениями в различных элемен-
тах (прежде всего турбины и паропроводов),
а также изменением зазоров в проточной части тур-
бины. Для пусков турбин при постоянных и сколь-
зящих параметрах пара из холодного, неостывшего
и горячего состояний заводами разработаны соот-
ветствующие пусковые программы. Их применяют
при ручных пусках блоков. Эти же программы, как
правило, используются и в первых схемах автома-
тического пуска, применяемых в настоящее время
[1. И].
Можно выделить два основных направления ра-
бот по решению задачи автоматического управле-
ния пуском блока. При централизованном управ-
лении, применяемом в схемах ЦКТИ, ЦНИИКА
и др., командным органом блока является универ-
сальная вычислительная машина, на которую воз-
лагаются все функции комплексной автоматизации
блока, включая и пусковые операции. Такая схема
с использованием УВМ применена, в частности,
ЦКТИ для автоматизации блока 800 МВт.
При децентрализованных схемах автоматиче-
ского управления блоками главную роль в управле-
нии агрегатами блока играют обычные схемы их
регулирования, дополненные аналоговыми или дис-
кретными логическими устройствами. Эти устрой-
ства в соответствии с принятой программой изме-
няют задание или параметры настройки того или
иного регулятора [1, 11, 23].
В обеих схемах автоматизации пуска в про-
цессе повышения частоты вращения и нагружения
турбины предусматривается измерение температур
и скоростей их изменения в наиболее опасных точ-
ках элементов турбины, паропроводов и котлоагре-
гата. В некоторых случаях производится измере-
ние разностей температур между различными
точками корпуса или между температурой пара и ме-
талла. Полученные значения сравнивают с допусти-
мыми. Тот параметр, значение которого оказывается
ближе всех к допустимому, выбирается в качестве
ведущего. УВМ или логическое устройство в зави-
симости от значений ведущего параметра форми-
рует управляющую команду. Если значение веду-
щего параметра оказывается меньше допустимого,
формируется команда на повышение частоты вра-
щения или нагрузки с заранее заданной скоростью.
Если же значение ведущего параметра выходит за
допустимые пределы, УВМ или логическое устрой-
ство задерживают открытие регулировочных орга-
нов или даже прикрывают их до тех пор, пока
отклонение ведущего параметра не достигнет допу-
стимых значений. Если какой-либо другой пара-
метр достигнет в процессе пуска предельно допу-
стимого значения, то произойдет смена ведущего
параметра. Дальнейшее повышение частоты вра-
щения или мощности производится в соответствии
со значениями нового ведущего параметра.
173
В качестве допустимых температур и скоростей
их изменения в первых схемах автоматизации пус-
ковых процессов были приняты значения, установ-
ленные в заводских программах для ручного пуска.
При этом автоматическое управление пуском не
обеспечивает оптимизации процесса. В этом случае
не производится определение термических напря-
жений и деформаций в опасных точках.
Косвенно эти напряжения учитывают при вы-
боре допустимых значений температур и скоростей
их изменения. Однако в зависимости от началь-
ного теплового состояния турбины и соответственно
от начальных термических напряжений предельно
допустимыми будут разные скорости прогрева де-
талей. На допустимые скорости нагружения могут
оказывать влияние также те или иные изменения
в тепловой схеме, системе обогрева и пр., вследст-
вие чего возможно изменение параметров пара
и обусловленных этим напряжений.
Применение двух-трех характерных программ
пуска не может учесть всего многообразия конкрет-
ных ситуаций, которые могут возникнуть в процессе
пуска. Вследствие этого обычно допустимые значе-
ния параметров приходится выбирать с большим
запасом, что увеличивает продолжительность пуска.
В связи с этим заслуживают внимания работы, на-
правленные на непосредственное определение в про-
цессе пуска напряжений и деформаций и сравнение
их с допустимыми значениями. Для такого опреде-
ления могут быть использованы цифровые или ана-
логовые вычислительные устройства, в частности
аналоговые устройства, разработанные Киевским
институтом автоматики имени XXV съезда КПСС
[12] и ЛМЗ [24].
В основу метода положено допущение, что
к расчету прогрева деталей турбин может быть
применена теория регулярного режима, согласно
которой разность между текущим и установив-
шимся значениями температуры произвольной
точки тела экспоненциально приближается к нулю.
Установившееся значение принимается равным тем-
пературе греющей среды. В вычислительное уст-
ройство вводятся показания датчиков, измеряющих
температуры пара и металла в стопорных клапанах
и различных точках корпуса и ротора. При измене-
нии температуры греющей среды, являющемся воз-
мущением, в более быстром темпе вычисляется
предстоящий переходный процесс изменения темпе-
ратуры. Определив температуры, по обычным фор-
мулам теории упругости, коэффициенты в которых
могут быть уточнены экспериментально, находят
максимальные для переходного процесса термиче-
ские напряжения. При этом могут быть учтены
также термические напряжения, определяемые на-
чальными условиями.
Используя соответствующую теорию прочности,
найденные термические напряжения суммируют
с напряжениями от других сил (давления и пр.).
Полученные суммарные напряжения сравнивают
с допускаемыми. Аналогично находятся темпера-
турные деформации.
В зависимости от результата сравнения рас-
сматриваемый прогнозирующий автомат может
принять решение о возможности ускорения или не-
обходимости замедления процесса пуска. Тем са-
мым прогнозирующий автомат позволяет коррек-
тировать заводские программы. Включение соот-
ветствующей программы в УВМ или сочетание ана-
логового прогнозирующего автомата с пусковым
логическим устройством открывает возможности
для оптимизации процессов пуска и повышения на-
дежности работы блока в пусковых режимах.
ГЛАВА X
ПЕРЕМЕННЫЕ РЕЖИМЫ И РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ ТУРБИН
Необходимость все более широкого привлечения
ТЭЦ к работе в режимах регулирования графиков
нагрузки энергосистем определяет задачу поиска
путей повышения тепловой экономичности тепло-
фикационных агрегатов в широком диапазоне ре-
жимов, в частности, за счет выбора рациональной
программы регулирования. Усложнение тепловых
схем теплофикационных ПТУ, применение для них
ПП, ступенчатого подогрева сетевой воды, перевод
на теплофикационное противодавление (ухудшен-
ный вакуум) с использованием конденсатора в каче-
стве подогревателя сетевой или подпиточной воды
выдвигают новые проблемы их регулирования.
Х.1. ПРИМЕНЕНИЕ
КОМБИНИРОВАННОЙ ПРОГРАММЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ДЛЯ ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ ТУРБОУСТАНОВОК
Термодинамические особенности работы тепло-
фикационных ПТУ при скользящем давлении. Все
находящиеся в эксплуатации и выпускаемые мощ-
ные турбины с регулируемыми отборами пара
имеют сопловое парораспределение. Для них пер-
спективна рассмотренная выше комбинированная
программа регулирования (КР), при которой в об-
174
ласти больших расходов пара ПТУ работает при
ПД, а при малых расходах она переводится на СД
с полностью открытыми клапанами, управляющими
подводом пара к двум группам сопел PC, и пол-
ностью закрытыми остальными клапанами. Так как
СД применяется лишь на режимах, где при ПД
дросселируется весь подводимый к турбине поток
пара, то для оценки целесообразности применения
КР достаточно сопоставления СД с постоянным
давлением, сочетаемым с дроссельным парорас-
пределением.
Анализ выполним на базе системы показателей
МЭС, применяемых для официальной отчетности
ТЭЦ, считая одинаковыми для сравниваемых вари-
антов значения тепловых нагрузок и расходов
свежего пара. В таком случае сравнение термоди-
намической эффективности может быть проведено
по удельному расходу теплоты брутто на выработку
электрической энергии
<76 = (Q-QoW,	(Х.1)
где Q — количество теплоты, подведенное к рабо-
чему телу; Qo — количество теплоты, отпущенное
тепловым потребителям.
Аналогично формулам (VIII.2) и (VIII.10)
можно записать:
<7б = ?бАр, &<7б = а9б —о^р,
где q'6 — удельный расход теплоты установкой без
регенеративного подогрева питательной воды; kp—
коэффициент, учитывающий влияние регенерации,
определяется аналогично соотношению (VIII.3).
В рассматриваемом случае
*Р=(1 - 2	- 2 Ш П—(Q'—Q)/(Q' — Qo) I,
где Pj и Xj — соответственно относительная доля
общего расхода пара, направляемого в /-й сетевой
подогреватель, и недоиспользованного им перепада
энтальпий; Q' — количество теплоты, соответствую-
щее циклу без регенеративного подогрева питатель-
ной воды. Влияние kp принципиально не отличается
от рассмотренного в п. VIII.3 и может быть на ос-
новании полученных соотношений учтено отдельно,
поэтому ограничимся анализом величины q'6. Для
того чтобы более четко выявить принципиальные
факторы, влияющие на тепловую экономичность
ПТУ при КР, термодинамический анализ в настоя-
щем разделе проведем в предположении, что уста-
новка имеет одноступенчатый подогрев сетевой
воды. При этом Qo=Ga{ia — i'^, где Ga — коли-
чество отбираемого пара в единицу времени; ia
и i'— энтальпия отбираемого пара и его конден-
сата.
Условно разделим поток пара в турбине на
конденсационный и теплофикационный потоки.
Этим потокам соответствуют расходы пара GK и Ga
и свои термодинамические циклы. Общая мощность
турбины N складывается из мощностей NK и Na, вы-
рабатываемых этими потоками, причем для турбин
без промежуточного подогрева пара NK —
— GK(io—iK) и Aa=Ga(io—ia), а при его нали-
чии Ак= GK(io — ii + in — 1к) И Na = Ga (io — ii +
+ in — ia) - В этих соотношениях i0 и iK — энтальпии
пара перед турбиной и за нею; it и in — энтальпии
пара при входе в промежуточный перегреватель
и выходе из него. Удельные расходы теплоты для
конденсационного и теплофикационного циклов со-
ответственно равны <7k = Qk/-Vk и <?а= (Qa — Qo)/Na.
Здесь QK и Qa — количество теплоты, затрачиваемое
на выработку конденсационного и теплофикацион-
ного потоков пара, причем для ПТУ без промежу-
точного перегрева QK=GK(io — i') и Qa =
= Ga(io — i'a), а с перегревом QK = GK(io —i'K + ?i)
и Qa = Ga(io — i'a + qi); qi — in — ii- Подставив по-
лученные значения qK и qa в формулу (Х.1), по-
лучим
46^atqK-\-a2qa,	(Х.2)
где at — NK/N; a2 = Na/N; at + a2 = 1.
Так как qa всегда меньше qK, увеличение доли
мощности а2, вырабатываемой теплофикационным
потоком, уменьшает удельный расход теплоты ус-
тановкой в целом.
Из формулы (Х.2) можно легко получить значе-
ние относительного отклонения удельного расхода
теплоты
8<7б=<11сФ1	0-20^2^ а — Й2о(^1 — Ь^&а. (Х.З)
В этой формуле 8q'6 =\q'./q60-, 8qK = kqK/qK0-,
8qa = hqalqao', 8a = &a2/a^, bt — qK0/q6a\ b2 =
= qaolqw, индексом 0 отмечены значения величин
в исходном варианте (при ПД).
Цикл конденсационного потока ничем не отли-
чается от аналогичного цикла конденсационной
ПТУ. Применение КР для этого потока дает те же
термодинамические преимущества, что и для кон-
денсационных блоков (см. п. VIII.3). Относитель-
ное уменьшение удельного расхода теплоты qK этим
потоком, определяемое в соответствии с формулами
(VIII.2) — (VIII.10) начальными и конечными па-
раметрами пара, тем больше, чем выше номиналь-
ное давление свежего пара. Выигрыш в тепловой
экономичности увеличивается для турбин, имею-
щих промежуточный перегрев пара.
К-п.д. брутто теплофикационного потока, об-
ратный удельному расходу теплоты, в соответствии
с формулой (VIII.6) равен ц'а= l/qa = гЦаПваа, где
r]/a — термический к. п. д. теплофикационного цикла
с идеальной турбиной, не имеющей потерь в про-
точной части; r]Ba — внутренний к. п. д. части высо-
кого давления турбины (от паровпуска до отбора);
а — коэффициент возврата теплоты в промежуточ-
ном перегревателе, определяется формулой (VIII.9).
При использовании всей теплоты отбираемого пара
для всех режимов независимо от способа регулиро-
вания турбины тца= 1. Следовательно, для турбин,
не имеющих ПП, при ПД и КР одинаковы значе-
ния r)/a и г|ва, в результате чего совпадают удель-
ные расходы теплоты qa теплофикационным пото-
ком. При этом dqa — 6 и отсутствует второе сла-
гаемое в формуле (Х.З).
Выигрыш в тепловой экономичности от приме-
нения СД для таких турбин достигается исключи-
тельно за счет уменьшения удельного расхода теп-
лоты qK конденсационным потоком, учитываемым
первым слагаемым в формуле (Х.З). Коэффициент
atobt при нем, который можно представить в виде
aiQbt = [1 — (Qa — Qo)/Qk]~ \ всегда меньше еди-
ницы. При этом весь член по абсолютной величине
меньше 6qi;. Третье слагаемое a2o(bt — b2)8a, учи-
тывающее перераспределение мощностей, выраба-
тываемых теплофикационным и конденсационным
потоками, для турбин без промежуточного пере-
грева пара несколько уменьшает общий выигрыш от
перехода к КР- Это связано с тем, что с повыше-
нием к. п. д. конденсационного потока увеличивается
вырабатываемая им мощность, а к. п.д. теплофика-
ционного потока не изменяется. Кроме того, смеще-
ние вправо процесса расширения при КР увеличи-
вает при неизменном давлении энтальпию ia отби-
раемого пара, что при постоянной тепловой на-
грузке Qa уменьшает количество отбираемого пара
Ga и вырабатываемую им мощность. Вследствие
отмеченного общее относительное снижение удель-
ного расхода теплоты bq’. теплофикационной ПТУ
без промежуточного перегрева оказывается меньше
аналогичной величины 8qK.
На основании изложенного можно сделать вы-
вод, что применение КР позволяет получить выиг-
рыш в тепловой экономичности теплофикационных
ПТУ без промежуточного перегрева пара. Этот вы-
игрыш на режимах с отборами пара меньше, чем
на конденсационных, и, как следует из формулы
(Х.З), уменьшается с ростом тепловой нагрузки
ввиду уменьшения коэффициента at0 = AiK/Aii при
175
первом слагаемом. Повышение давления отбирае-
мого пара при неизменной тепловой нагрузке,
уменьшая долю мощности а2 теплофикационного
потока, приводит к увеличению выигрыша от при-
менения КР- Соответственно можно ожидать, что
у турбин с многоступенчатым подогревом сетевой
воды, имеющих большую долю мощности, выраба-
тываемой теплофикационным потоком, выигрыш от
перехода к КР будет несколько меньше, чем при
одноступенчатом подогреве.
Применение КР для теплофикационных турбин
с ПП дает больший выигрыш в тепловой экономич-
ности. Это связано прежде всего с возрастанием
к. п. д. конденсационного потока пара как за счет
более высоких начальных параметров, так и в ре-
зультате увеличения возврата теплоты в ПП. В от-
личие от турбин без ПП в рассматриваемом случае
при КР уменьшается также удельный расход теп-
лоты qa теплофикационным потоком. Хотя, как
Проведенный выше термодинамический анализ
не учитывал возможности уменьшения при КР за-
трат мощности на привод питательных насосов.
Общие закономерности и пути использования этого
выигрыша остаются такими же, как для конденса-
ционных ПТУ.
Сравнение тепловой экономичности теплофика-
ционных ПТУ при различных программах регули-
рования. Выше выполнен в общем виде термодина-
мический анализ, выявляющий общие качественные
закономерности изменения удельного расхода теп-
лоты при переходе к СД. Для количественной
оценки эффективности СД он нуждается в допол-
нении детальными расчетами тепловых балансов
применительно к конкретным агрегатам с тем,
чтобы учесть их особенности (характеристики регу-
лировочных ступеней, питательных насосов и их
приводов, тепловые схемы, многоступенчатый подо-
грев сетевой воды и пр.). Ниже приведены резуль-
Рис. Х.2. Относительное уменьше-
ние удельного расхода теплоты
турбоустановкой Т-250/300-240 при
СД на конденсационных режимах:
1 — СД с открытым перегрузочным кла-
паном; 2— СД с пятью открытыми кла-
панами; 3 — КР; 4—5 — соответственно
характеристики / и 3 при ограничении
минимальной частоты вращения турбо-
привода питательного насоса
Рис. Х.1. Относительное уменьше-
ние удельного расхода теплоты д<?
турбоустановкой Т-100-130 в за-
висимости от расхода пара G и
тепловой нагрузки Q0‘.
1 _ Q0=Q;	2 — Qo=58 МВт; 3 — Qo=
= 81 МВт (двухступенчатый подогрев
сетевой воды; температуры прямой и
обратной сетевой воды 373 и 313 К)
и в предыдущем случае, при ПД и КР сохра-
няются одинаковыми значения т]/а и т]ва за счет по-
вышения энтальпии пара, выходящего из ЦВД тур-
бины, при этом увеличивается коэффициент воз-
врата теплоты в промежуточном перегревателе а =
= [1 — (1 —	— i'a + in— ii)]-1, где Hit и T|i~
изоэнтропийный перепад энтальпий и внутренний
к. п. д. ЦВД. Поскольку удельный подвод теплоты
к теплофикационному потоку меньше, чем к конден-
сационному, величина а для него возрастает в боль-
шей мере. Изменение коэффициента а, входящего
сомножителем в выражение т)' для теплофикацион-
ного потока, увеличивает тепловую экономичность
последнего (б^а <0). Так как энтальпия отбирае-
мого пара при этом не зависит от способа регулиро-
вания, неизменной тепловой нагрузке Qo соответству-
ет один и тот же расход Ga отбираемого пара. Мощ-
ность же теплофикационного потока Na возрастает
с увеличением его к. п. д. В зависимости от конкрет-
ных соотношений приростов мощностей теплофика-
ционного и конденсационного потоков значения ба
могут быть как положительными, так и отрица-
тельными. Одновременное влияние трех составляю-
щих, согласно уравнению (Х.З), предопределяет
увеличение общего выигрыша.
таты таких расчетов, выполненных для турбоуста-
новок Т-100-130 и Т-250/300-240 [11].
При расчетах тепловые схемы ПТУ и конструк-
ции турбин УТМЗ предполагались неизменными.
Сравнение проводилось по удельному расходу теп-
лоты нетто q, причем из затрат на собственные
нужды учитывались лишь затраты мощности на
привод питательных насосо в. В качестве б азы для
отсчета сравнительных результатов принимались
значения q при ПД.
Применение КР уменьшает удельный расход
теплоты турбоустановкой Т-100-130 как на конден-
сационных, так и на теплофикационных режимах
(рис. Х.1). Величина выигрыша сокращается с уве-
личением тепловой нагрузки, что подтверждает вы-
воды термодинамического анализа. Для получения
выигрыша в затратах мощности на привод насосов
для таких агрегатов, устанавливаемых обычно на
неблочных ТЭЦ, целесообразно использовать сту-
пенчатое регулирование насосов их поочередным
отключением. При этом можно рекомендовать ре-
гулировать группу турбоагрегатов как единый по-
либлок снижением давления в общем паропроводе
(см. п. VIII.4).
На рис. Х.2 приведены результаты расчетов теп-
ловой экономичности турбоустановки Т-250/300-240
176
на конденсационных режимах при различных спосо-
бах регулирования. Отсчет проведен от значения
удельного расхода теплоты q нетто установкой, ра-
ботающей при ПД. Как и в предыдущем случае,
наиболее рациональной оказалась работа блока
при КР (кривая 4). При половинной нагрузке блока
выигрыш в тепловой экономичности составляет
1,9%, при нагрузке 30% номинальной — 3,2%. Ра-
бота с чисто скользящим давлением и полностью
открытыми клапанами, через которые подводится
пар к трем, а тем более — к четырем группам со-
пел регулировочной ступени (кривые 2 и 3), дает
меньший выигрыш, а в определенной зоне режимов
приводит к проигрышу в тепловой экономичности
по сравнению с ПД. Если возможность снижения
частоты вращения турбопривода питательного на-
соса, не проектировавшегося для СД, ограничена,
то достигаемый выигрыш уменьшается (кривые
5 и 6).
На теплофикационных режимах, как показы-
вают расчеты, абсолютный выигрыш &q от приме-
Х.2. РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕПЛОВОЙ НАГРУЗКИ
Переход к многоступенчатому подогреву сетевой
воды (рис. Х.4) существенно изменяет структуру
регулируемого объекта по тепловой нагрузке. Этот
объект включает паровые объемы всех камер от-
бора, паропроводов и бойлеров, а также сами бой-
леры как тепловые аккумуляторы. Для получения
удовлетворительного качества регулирования та-
кого сложного объекта нуждается в серьезном обо-
сновании прежде всего выбор регулируемой вели-
чины. При производственном отборе, где потреби-
телем используется непосредственно энергия
отбираемого пара, количество отпущенной теплоты
определяется расходом пара и его параметрами.
Поскольку потребителю требуется пар вполне опре-
деленных параметров, выбор одного из них — дав-
ления — в качестве регулируемой величины вполне
правомерен.
Принципиально иным оказывается положение
при отопительной тепловой нагрузке. В этом слу-
чае количество полученной потребителем теплоты,
Рнс. Х.З. Абсолютное (&q) и относитель-
ное (б?) уменьшение удельного расхода
теплоты турбоустановкой Т-250/300-240
при КР в зависимости от расхода све-
жего пара G и тепловой нагрузки Qo:
1- Qo=.O; 2— Qo=58 МВт; 3 — Q„= 116 МВт;
4 — Q„=232 МВт
Рис. Х.4. Схема регулирования тепло-
фикационной турбины с каскадным
регулированием тепловой нагрузки:
PC, РТ и РД — регуляторы скорости, тем-
пературы и давления; СЗ — суммирующие
золотники; С — сервомоторы
нения КР одинаков и не зависит от величины и ха-
рактера тепловой нагрузки (рис. Х.З). Относитель-
ная же величина выигрыша 6q возрастает с ростом
тепловой нагрузки. Как показано выше, это обус-
ловлено тем, что у агрегатов с промежуточным пе-
регревом пара при СД повышается тепловая эко-
номичность не только конденсационного, но и теп-
лофикационного потока пара. При половинном
расходе пара выигрыш достигает 2—2,5, а при 30%
он превышает 3—3,5%.
Таким образом, применение КР позволяет суще-
ственно повысить тепловую экономичность теплофи-
кационных турбоагрегатов. Исследования ЛПИ по-
казали, что область рационального применения КР
охватывает практически все перспективные, выпус-
каемые в настоящее время и ранее выпущенные
теплофикационные турбины как сверхкритических
параметров, так и докритического давления (12,7
и 8,85 МПа). К их числу относятся, в частности,
турбины Т-250/300-240,	Т-180-130,	ПТ-135-130,
Т-100-130, ПТ-80-130 и др. Комбинированное регу-
лирование целесообразно предусматривать также
при модернизации ранее выпущенных конденсаци-
онных блоков с организацией на них теплофикаци-
онных отборов.
строго говоря, определяется расходом сетевой воды
и разностью температур при входе в бойлеры и вы-
ходе из них. Естественным качественным парамет-
ром, отражающим требования потребителя в отно-
шении качества отпущенной теплоты, является при
этом температура сетевой воды Тс. Давление отби-
раемого пара может лишь косвенно характеризо-
вать качество отпускаемой внешнему потребителю
теплоты. Поэтому вопрос о допустимости выбора
этого по существу косвенного параметра в качестве
регулируемой величины должен определяться тем,
насколько точно и однозначно он определяет тем-
пературу сетевой воды.
При одноступенчатом подогреве давление отби-
раемого пара с достаточной для практических целей
точностью характеризует температуру сетевой воды.
В связи с этим в качестве регулируемых величин
для теплофикационных турбин, начиная с первых
машин, были выбраны частота вращения ротора
и давление отбираемого пара. Эти же регулируемые
величины были сохранены и для турбин со ступен-
чатым подогревом сетевой воды, у которых все от-
боры регулируются одной поворотной диафрагмой,
располагаемой за последним по ходу пара отбором.
При этом в качестве регулируемой величины для
тепловой нагрузки выбирается обычно давление
23 Зак. № 50
177
раъ в последнем (верхнем) отборе по ходу сетевой
воды. Другие отборы не регулируются.
Изменение электрической нагрузки сопровож-
дается значительным не только динамическим, но
и статическим отклонением давления в нерегули-
руемом нижнем отборе, вследствие чего изменяется
температура сетевой воды за нижним бойлером.
При этом изменяются температурный напор и усло-
вия теплообмена в верхнем бойлере, что, в свою
очередь, приводит к изменению температуры сете-
вой воды, направляемой потребителю. Другими
причинами отклонений температуры сетевой воды
могут быть изменения температуры или расхода
обратной сетевой воды. С целью количественной
оценки этого явления на одной из турбин Т-100-130
был поставлен следующий опыт.
При установившемся режиме работы турбины
с нее был произведен сброс 10 МВт электрической
нагрузки. После кратковременного отклонения дав-
ления в верхнем отборе, обусловленного наруше-
ниями автономности САР, оно было возвращено
к исходному значению путем ручного воздействия
на механизм управления регулятора давления. Ста-
тическое отклонение температуры сетевой воды при
таком весьма небольшом изменении электрической
нагрузки составило почти 4 К- При больших же из-
менениях режима, как показывают исследования
ЛПИ и Мосэнерго, такие отклонения могут дости-
гать 10 К и даже более.
Таким образом, поддержание постоянного
давления в верхнем подогревателе при многоступен-
чатом подогреве не обеспечивает постоянства темпе-
ратуры сетевой воды, в том числе на установив-
шихся режимах. Между тем, к точности поддержа-
ния температуры предъявляются весьма жесткие
требования. Поэтому в качестве регулируемой вели-
чины для тепловой нагрузки при многоступенчатом
подогреве более предпочтительна температура сете-
вой воды при выходе из последнего подогревателя.
Применение изодромного регулятора температуры
с малой или нулевой статической неравномерно-
стью обеспечит достаточно точное поддержание
в статике регулируемой температуры. Наилучшими
динамическими свойствами обладает схема каскад-
ного регулирования (рис. Х.4), в которой одновре-
менно применены регуляторы температуры сетевой
воды и давления в верхнем отборе [1].
Быстродействующий регулятор давления, пере-
водя турбину к промежуточному режиму с постоян-
ным давлением в верхнем отборе, обеспечивает ста-
билизацию системы и высокий темп затухания ко-
лебаний. Температура сетевой воды при этом
временно отклоняется. Медленно действующий изо-
дромный регулятор температуры воздействует на
механизм управления регулятора давления, изме-
няя задание для него в ту или иную сторону в за-
висимости от отклонений температуры.
На втором этапе переходного процесса под дей-
ствием регулятора температуры система переходит
от промежуточного к новому установившемуся ре-
жиму. Температура сетевой воды возвращается
к исходному значению. Выполненные в ЛПИ ис-
следования [1] свидетельствуют о хороших возмож-
ностях схемы в обеспечении устойчивости и каче-
ства переходного процесса. Эта схема может быть
применена на турбинах без переделки существую-
щих систем их регулирования. Для этого последние
должны быть дополнены всего одним элементом —
регулятором температуры, воздействующим на
электродвигатель механизма управления регуля-
тора давления.
Х.З. КРИТЕРИИ АВТОНОМНОСТИ
Турбина с регулируемыми отборами пара имеет
равноправных и независимых друг от друга потре-
бителей электрической и тепловой энергии. Каж-
дый из них предъявляет свои требования к точно-
сти поддержания соответствующей регулируемой
величины. Вполне естественным выглядит желание
обеспечить независимость (автономность) качест-
венных и количественных параметров каждого вида
отпускаемой энергии от возмущений со стороны
других потребителей. В соответствии с тем, незави-
симы ли эти параметры только в установившихся
режимах или в течение всего переходного процесса,
различают статическую и динамическую автоном-
ность.
Ниже рассмотрены некоторые аспекты проблемы
автономности применительно к современным тепло-
фикационным энергетическим агрегатам, базирую-
щиеся на выполненных в ЛПИ исследованиях. Рас-
смотрим критерии автономности для общего случая
регулирования блока котел—теплофикационная
турбина с промежуточным перегревом пара.
Уравнения ротора турбины, камеры отбора
и промежуточного пароперегревателя запишем
в виде [4, 6]:
Р\\?1 —'tIlP'l + 'ci2t12 + ':n(f>n — Si2<P2~h £13СР,3— ХЛ1!
= ~~ т22Р-2 -F тп?п — £21?1 — Х2К‘11
Рп<Рп = Ч1н + м>з,
(Х.4)
где ф1 — относительное изменение частоты
вращения ротора; фа,фзифп— относительные откло-
нения соответственно давлений отбираемого и све-
жего пара и давления в промежуточном перегрева-
теле,- Xi и Х2 — относительные изменения электриче-
ской и тепловой нагрузок; Ц1 и ц2— относительные
перемещения сервомоторов ЧВД и ЧНД; Рц =
= Tis + 1; Р22. — T2S + 1; Рп = ТцХ 4-1; Ti, Т2 и Та —
динамические постоянные ротора, камеры отбора
и промежуточного пароперегревателя; s — комп-
лексная переменная; черточками здесь и далее от-
мечены переменные величины в изображениях по
Лапласу; е12, 621, 613, еп — коэффициенты, характери-
зующие свойства косвенного саморегулирования,
обусловленные взаимным влиянием регулируемых
величин.
Исключив в уравнениях (Х.4) нерегулируемую
координату фп, получим:
Рц ?1 4“ е12?2— £13|?3 = 'СПН1 + 'С12Н.—	(Х.5)
£2itPi “ЬРзгТг — £23<Рз = T2i[xi — ЧгНг — 4^2 j (Х.6)
где 'с^=тн-|-'спт11/Рп; ЧЧ1/РП;
е*3= — (£1з + Ч1£п/Рп); £23 = —Wn/Pn-
Уравнение котлоагрегата запишем [IX.4] в виде
Рзз'Рз-Р-з—T3ip,],	(Х.7)
где Рзз и T*t — функции комплексной переменной s;
цз — относительное отклонение регулировочного ор-
гана котлоагрегата.
178
Уравнения движения сервомоторов регулировоч-
ных органов турбины и котла, учитывая возмож-
ность применения регуляторов частоты вращения,
давлений и нагрузок, запишем в виде [4]:
Q11P-1 = ——#12сР2-|-й;1з4>з4_611'Р1_Р
+&12Ф2—Л1
Q22P-2 = —а21<Р1-Ьй:22?24_а23!Рз4-^21'!11—	„
— Ьгч^Ч— ^23'?з4~^2Л1Ч_ ^22^21
ФззР'з = — «31?1 — йзг'Рг— дзз?з+ ^31Ф1 +
~Ь ^згФгЧ- ^ззФзЧ'^зЛ!-!-^^-
Здесь -фз, ф2 и фз— воздействия на механизмы упра-
вления соответствующих регуляторов; Qii = 7'SjS +
+ W'oc, где TSi — динамическая постоянная сервомо-
тора; Woe. — передаточная функция обратной связи.
Коэффициенты aw и азз в этих уравнениях ха-
рактеризуют воздействие регулятора давления «до
себя» на регулировочные органы турбины. Они, как
и другие коэффициенты, могут быть как веществен-
ными числами, так и функциями комплексной пе-
ременной s. В последнем случае они представляют
собой передаточные функции.
Анализ условий, при которых исследуемая си-
стема регулирования автономна, может быть про-
веден различными способами. Для сравнительно
простых систем критерии автономности могут быть
получены непосредственно из дифференциальных
уравнений движения [3]. Весьма эффективен также
способ, основанный на приравнивании h\tikj пере-
крестных передаточных функций У12 = —qn/ta = 0;
У21 = —:<pa/A.i = 0;	Ф12 = —<р1/фг — 0;	Ф21 =
= —<рг/ф1 = 0 [4, 6]. Для очень сложных систем
практически удобны матричные методы, которыми
и воспользуемся в дальнейшем анализе [4]. Пред-
ставим уравнения (Х.5) — (Х.7) в векторной форме
Р?* = ЛГр*-Х*,	(Х.9)
где
р* =
<Р1
<?2
<Р.З
*11
*21
*
—*31
*12
о
о
1
— *22
О
Запишем в векторной форме также уравнения (Х.8)
Qfi* = — А?*4-5ф*-|-£)Х*,	(Х.10)
где Q = А = (aik); В = (bik); D = (dih) — опе-
раторные матрицы связей системы регулирования;
Ф* — вектор-столбец с координатами ф,.
Исключив из уравнений (Х.9) и (Х.10) коорди-
нату ц*, получим
(FH-Z//?) <р* = HRFty* +/7(СД-/?Л) X*, (X.l 1)
где Н — P~lN — передаточная матрица объекта;
С = N~l; F = A~lB; A — A~[D; Е — единичная мат-
рица; показателем —1 отмечены обратные матрицы.
Соотношение (Х.11) представляет собой обоб-
щенное уравнение многосвязной системы автомати-
ческого регулирования, осуществляющей функции
автоматической стабилизации по величине <р* и сле-
дящей системы по величине %*. Из этого уравнения
следует, что в общем случае условия автономности
будут неодинаковы, они зависят от того, чем вы-
звано движение системы. В частности, если отсут-
ствуют изменения нагрузки (X* = 0) и управляю-
щие воздействия (ф* = 0),то уравнение (Х.11) опи-
сывает свободные колебания (собственные движе-
ния) системы.
Из уравнения (£ + //7?)<р* = 0 следует, что не-
обходимым и достаточным условием автономности
по собственным движениям является диагональ-
ность передаточной матрицы замкнутой системы
E + HR. Для реализации этого условия достаточно
обеспечить диагональность передаточной матрицы
системы, разомкнутой по главным обратным связям,
HR = diag.	(X.l 2)
Автономность по управляющим воздействиям
ф* обеспечивается, если при выполнении условия
(Х.12) диагональна также матрица HRF, что воз-
можно при F = А~’В — diag. Из этого соотношения
следует
В = А
О О
^22 (5) о
О £i3(s)
(Х.13)
где ku (s) — произвольные функции комплексной
переменной s.
Для реализации полученного условия необхо-
димо, чтобы bik = aihkn (s). Таким образом, авто-
номность по управляющим воздействиям дости-
гается, если коэффициенты bik передачи сигналов
от механизмов управления будут пропорциональны
коэффициентам передачи сигналов от соответ-
ствующих регуляторов. Коэффициенты пропорцио-
нальности при этом могут быть произвольными
функциями комплексной переменной s. В частном,
но достаточно распространенном случае, когда
= bik и F = Е, условия автономности по управ-
ляющим воздействиям и собственным движениям
также совпадают.
Следует заметить, что условие (Х.13), будучи
достаточным, не является необходимым. Автоном-
ность по управляющим воздействиям в соответствии
с уравнением (Х.11) может быть получена при
(£ + HR)~lHRF = diag, что вовсе не предполагает
обязательного выполнения условия (Х.12).
Необходимое условие автономности системы по
нагрузкам (селективной инвариантности) получим
из уравнения (X.l 1), положив ф* — 0. При этом
(£+ ///?)-> /У(С+/?Л) = diag.	(Х.14)
В частном случае, когда в системе отсутствуют из-
мерители нагрузок (Л = 0), это условие после под-
становки значений Н и С примет вид
Р-|-ТУТ? = diag.	(Х.15)
При отсутствии косвенного саморегулирования
в объекте е;/£ = 0 и Р = diag. В этом случае усло-
вие (Х.15) сводится к АТТ? = diag. К такому же
виду можно привести и условие (Х.12), подставив
в него Н = P~lN и Р— diag. Таким образом, при
отсутствии косвенного саморегулирования условия
23*
179
автономности по собственным движениям и по на-
грузкам тождественны.
Полученные условия (Х.12), (Х.14) и (Х.15) яв-
ляются обобщенными и для статической, и для ди-
намической автономности; условия статической ав-
тономности получаются, если в коэффициентах опе-
раторных матриц положить s = 0. Подобная запись
упрощает синтез многосвязного регулирования,
особенно при частичной автономности.
В частном случае, когда можно пренебречь
влиянием котлоагрегата (<рз~0; при этом Рзз->оо),
а также свойствами косвенного саморегулирования
(ei2 = е21 = 0), для турбины, не имеющей промежу-
точного перегрева пара (Рп= 1), условия (Х.12)
после подстановки в них значений Qu = T,is+1
и Q22 = TS2S + 1 примут вид:
д12т11_____^22^12 _ Q.
7\13 + 1	Т S2s + 1	’	(X 16)
а11~21   я21^22 _ Q
T'slS + 1 Ts2S -р 1
Подставив в полученные уравнения s = 0, получим
критерии статической автономности:
m12 = 0; zn21=O,	(Х.17)
ГДе	^12^11—^22^12»	^21==::«11^21— «21^22*	(Х.18)
Подставив полученные соотношения в исходные
уравнения, найдем дополнительный критерий дина-
мической автономности
7\1 = 7\2.	(Х.19)
Если для регулирования какой-либо величины
(например, давления в отборе) в многосвязной си-
стеме регулирования теплофикационной турбины
применен пропорционально-интегральный (изодром-
ный) регулятор, при котором a2i = «21(1 + l/7\s);
а22 = «22(1 + 1/TiS), где Тг — время изодрома, то
первое из условий автономности (Х.16) выпол-
няется для s = 0 при любых значениях коэффици-
ентов передачи a2i и а22 от регуляторов к сервомо-
торам, в том числе и при несвязанном регулирова-
нии (a2i = 0). На этом основании для достижения
статической автономности регулирования агрегата,
работающего в изолированной тепловой или элек-
трической сети, целесообразно применять изодром-
ные регуляторы [5].
Для обеспечения статической автономности ре-
гулирования агрегатов, работающих параллельно
с другими агрегатами на общую сеть, можно реко-
мендовать пропорционально-интегральные регуля-
торы по нагрузке, в частности регуляторы электри-
ческой мощности [2, 10]. Хотя в рассмотренных слу-
чаях статическая автономность достигается и при
несвязанном регулировании, предпочтительнее все
же применять связанные схемы. Они обеспечивают
большее приближение к условиям (Х.17), что умень-
шает отклонения от критериев динамической” авто-
номности.
Попутно заметим, что критерии автономности
при параллельной работе агрегата в мощную сеть
не отличаются от полученных выше. Это следует из
уравнений (Х.9) и (Х.10), в которых принято <р*~0
и место регулируемых величин занимают нагрузки
X*. Проделав преобразования, аналогичные преды-
дущим, получим и для этого случая условия авто-
номности (Х.12) и (Х.14) по управляющим воздей-
ствиям и нагрузкам.
Влияние котлоагрегата, в особенности при
скользящем начальном давлении пара, существенно
усиливает свойства косвенного саморегулирования,
учитываемые коэффициентами е*3 и е*3 в уравне-
ниях (Х.5) и (Х.6). Как отмечалось выше, при этом
оказываются различными критерии автономности
по нагрузкам и управляющим воздействиям. По-
скольку невозможно обеспечить их одновременное
выполнение, следует признать целесообразным вы-
полнение критериев автономности по управляющим
воздействиям для тех координат, которые соответ-
ствуют параллельной с другими машинами работе
агрегата в мощную сеть и для которых наиболее
типичной причиной изменения режима является
управляющее воздействие. Для тех же координат,
по которым агрегат работает на изолированную
сеть, целесообразно выполнение критериев автоном-
ности по нагрузкам.
Как было показано выше, для теплофикацион-
ных турбин со ступенчатым подогревом сетевой
воды рационально применение каскадной схемы ре-
гулирования тепловой нагрузки (рис. Х.4). Если
при этом выполнены критерии автономности элек-
трической нагрузки по управляющему сигналу, при-
ложенному к механизму управления регулятора
давления в верхнем отборе, то введение регулятора
температуры, выходной сигнал которого представ-
ляет управляющее воздействие на регулятор дав-
ления, не нарушит автономности электрической на-
грузки. Аналогично не оказывает никакого влияния
на автономность сигнал регулятора давления «до
себя», передаваемый механизму управления тур-
биной.
Следует иметь в виду, что современные мощные
теплофикационные турбины предназначены для ра-
боты с одно-, двух- и трехступенчатым подогревом
сетевой воды. На каждом из этих режимов тре-
буются свои передаточные числа от регуляторов
к сервомоторам, необходимые для достижения ста-
тической автономности. Поэтому система регулиро-
вания, спроектированная автономной, например для
двухступенчатого подогрева сетевой воды, без ис-
пользования специальных средств окажется неав-
тономной при отключении одного из теплофика-
ционных отборов. Эти нарушения могут быть устра-
нены либо сведены к минимуму с помощью спе-
циальных приспособлений, позволяющих менять
передаточные отношения в системе регулиро-
вания.
Автономность регулирования турбин с промежу-
точным перегревом пара. Проведем анализ, исполь-
зуя полученные выше условия и пренебрегая в пер-
вом приближении влиянием котлоагрегата (<р* ~0).
В соответствии с уравнением (Х.9) запишем для
рассматриваемого случая передаточную матрицу
объекта
где А = РцР22 — e12e2i — определитель матрицы Р.
Векторно-матричное уравнение движения серво-
моторов (Х.10) в предположении отсутствия регу-
180
ляторов по нагрузке можно записать в виде ц* =
= 7? (4* — <р*), где
«21/Q22 —«22/Q22J
Передаточная матрица разомкнутой системы
/Ин М]2
,А421 2И22
где
44и = #и (хп — s^i^^'yQn-b
-ф-°21 ('с12-|- е12'с22-Р22
М22 = G12'C21/Q11~|_O22'C22/Q22'!
УИ12 = а12 (хи — £12X21^22')/Q11 —
— «22 (tl24-e12':22:£’221)/Q22‘,
Л421 =	Q11 — О21Х22/£?22>
причем при вычислении элементов матрицы пред-
полагалось пренебрежимо малым косвенное само-
регулирование камеры отбора (e2i~0).
Условие полной автономности (Х.12) по собст-
венным движениям и управляющим воздействиям
требует равенства нулю всех недиагональных эле-
ментов матрицы HR, т. е.
A412=O;	(Х.22)
М21=0.	(Х.23)
Подставив в полученные соотношения s = О, по-
лучим, что критерии статической автономности ре-
гулирования теплофикационной турбины с проме-
жуточным перегревом пара не отличаются от при-
веденных выше критериев И. Н. Вознесенского
(Х.17), если вместо величины Гц подставить в них
Тп + т'Дп- Условие динамической автономности теп-
ловой нагрузки от электрической получим, предпо-
лагая аналогично формуле (Х.19) равными вре-
мена главных сервомоторов. При этом из условия
(Х.22) имеем «нт* = 021X22, или, после подстановки
значений	т'п/Рп и Рп= TnS-f-1,
__ л11х11тп
21 - T22(Tns + 1) •
(Х.24)
Физически это условие может быть реализовано
включением в передаточный механизм между регу-
лятором скорости и сервомотором ЧНД инерцион-
ного звена с динамической постоянной Тп [4]. От-
сутствие такого звена может быть причиной значи-
тельных нарушений динамической автономности.
Так, при быстром наборе электрической нагрузки
в этом случае одновременно открываются регулиро-
вочные органы ЧВД и ЧНД. Приток пара в камеру
отбора возрастает при этом с инерцией, определяе-
мой промежуточным пароперегревателем. Количе-
ство же пара, уходящего из камеры в ЧНД, увели-
чивается практически мгновенно вслед за откры-
тием поворотной диафрагмы. Вследствие этого
значительно понижается давление в камере отбора,
что может привести, помимо кратковременного
уменьшения отпускаемой тепловой энергии, к недо-
пустимой временной перегрузке предотборных сту-
пеней, а при однопоточной конструкции части сред-
него давления между промежуточным пароперегре-
вателем и камерой отбора — также к перегрузке
упорного подшипника.
Аналогично может быть найдено условие дина-
мической автономности электрической нагрузки от
тепловой. Пренебрегая косвенным саморегулирова-
нием (eia^O), найдем из условия (Х.23) аналогично
предыдущему	«22X12 или, подставив значе-
ние х* ,
11
«22 = («п/^ы) (хц+хпХц) X,	(Х.25)
где
X = (ns4-l)/(r„s+l); T^r^l+xnxij/tn).
Для реализации этого условия необходимо вклю-
чение в передаточный механизм между регулятором
давления и сервомотором ЧНД комбинированного
звена, представляющего собой сочетание апериоди-
ческого и дифференцирующего звеньев. Введение
дифференцирующей составляющей этого звена
представляет определенные трудности.
Влияние котлоагрегата является причиной нару-
шений динамической автономности [6]. Это обус-
ловлено тем, что перемещение регулировочных кла-
панов ЧВД вызывает отклонение давления свежего
пара, препятствующее изменению в нужную сто-
рону мощности и расхода пара ЧВД. Компенсация
этого воздействием на регулировочные клапаны ЧВД
в принципе невозможна, поскольку для нее необхо-
димо введение опережающего процесс сигнала. Ав-
тономность может быть соблюдена замедлением
движения регулировочных органов ЧНД за счет,
например, включения в передаточный механизм до-
полнительного звена с передаточной функцией, про-
порциональной аналогичной функции котла по дав-
лению свежего пара. Такой способ принципиально
возможен, но он существенно усложняет САР тур-
бины. Кроме того, он недостаточно эффективен, так
как динамические характеристики котла могут зна-
чительно изменяться в зависимости от режима ра-
боты и условий эксплуатации.
Регулирование теплофикационных турбин при
скользящем давлении. Ниже рассмотрена задача
синтеза реализующих КР систем автоматического
регулирования применительно к связанным схемам
регулирования теплофикационных турбин [7].
Схемы регулирования теплофикационных турбо-
установок при СД могут быть построены на базе тех
же принципов, что и для конденсационных энерго-
блоков (см. п. IX.4). Рассмотрение ограничим
двумя классами схем с первичным управлением
турбиной.
В первом из них используется статическое зада-
ние на поддержание СД, передаваемое от САР тур-
бины главному регулятору нагрузки котла
(рис. Х.5, а). Задающий сигнал формируется как
сумма сигналов регуляторов скорости (или мощно-
сти) и давления, а также их механизмов управле-
ния. Может быть применен также задающий сигнал
по давлению в камере регулировочной ступени.
Схемы с плавающим заданием (рис. Х.5, б)
строятся путем введения интегрального или пропор-
ционально-интегрального задающего регулятора по
положению регулировочных клапанов ЧВД, воздей-
ствующего на ГРН. В обеих схемах для поддержа-
ния равновесного открытия клапанов ЧВД турбины
применен выключающий импульс по давлению
181
свежего пара. Оба класса схем могут быть созданы
на базе существующих САР турбин и котлов. Отклю-
чением задающей связи можно легко перейти от СД
к ПД, реализуя принцип КР.
Поскольку турбина работает в одной области
режимов при ПД, а в другой — при СД, требуется,
чтобы разработанная САР обеспечивала автоном-
ность как при постоянном, так и при скользящем
давлении.
Используя соотношения (Х.12) и (Х.14), най-
дем критерии автономности регулирования тепло-
фикационного энергоблока при СД {7]. Критерии
статической автономности имеют вид:
&12т13—^22^12 =^i ^11^23 — ^21т22 =0-	(Х.26
При Т1з~Тц и т2з~т21, что обычно выполняется)
в точке перехода от ПД к СД, они совпадают с ана-
логичными критериями (Х.17) для ПД. Необходи-
мое для выполнения условий (Х.26) изменение рас-
хода пара и мощности ЧВД производится при этом
не за счет перемещения регулировочных клапанов,
Рис. Х.5. Схемы автоматического регулирования теплофика-
ционного энергоблока при СД: а — со статическими задающей
и выключающей связями; б — с задающим регулятором;
PC — регулятор скорости; РД — регулятор давления; РМ — регулятор
мощности; МУ — механизм управления; ПЗ, СЗ, ГЗ — промежуточный,
суммирующий и главный золотники; С — сервомотор; ГРН — главный
регулятор нагрузки котла; ДД — датчик давления; ЗР — задающий
регулятор
а посредством соответствующего изменения давле-
ния перед турбиной.
В схемах рассматриваемого типа переходный
процесс от одного режима к другому при СД вклю-
чает два этапа. На первом этапе после получения
команды, например на снижение нагрузки, соот-
ветствующий регулятор переставляет регулировоч-
ные органы ЧВД и ЧНД так же, как при ПД, и пе-
редает задатчику котельного регулятора давления
управляющий сигнал на уменьшение давления.
В итоге этого этапа турбина переходит к промежу-
точному режиму — новому заданному значению
электрической или тепловой нагрузки при мало из-
менившемся начальном давлении пара. Второй этап
переходного процесса связан с изменением давле-
ния пара за котлом и проходящим по мере этого
иод действием выключателя возвратом регулиро-
вочных клапанов ЧВД к первоначальному от-
крытию.
Если САР спроектирована автономной для ПД,
то уже к началу второго этапа достигнуты новые
заданные значения и электрической, и тепловой на-
грузок, т. е. выполнены главные требования потре-
бителей. Для системы, статически неавтономной
при ПД, значения нагрузок в конце первого этапа
отличаются от заданных и достижение их состав-
ляет задачу не только первого, но и второго этапов.
Следовательно, соблюдение автономности для ПД
в схемах рассматриваемых классов облегчает вы-
полнение критериев динамической автономности
при СД.
Х.4. НАРУШЕНИЯ АВТОНОМНОСТИ
Строгое выполнение критериев автономности
встречает ряд трудностей. Выполнение условий ди-
намической автономности, например, приводит
к повышенному расходу масла на регулирование.
Некоторые весьма простые конструктивные схемы,
хорошо зарекомендовавшие себя в эксплуатации
(например, схема регулирования двухотборной тур-
бины с дифференциальными поршнями), вообще не
могут быть выполнены динамически автономными.
Определенные отклонения от критериев динамиче-
ской автономности обусловлены влиянием котлоаг-
регата, особенно при скользящем начальном давле-
нии пара, промежуточным перегревом пара, косвен-
Рис. Х.6. Преобразование структурной
схемы: а — структурная схема регулирова-
ния турбины с отбором пара; б—преобра-
зованная структурная схема
ным саморегулированием. Нарушения условий
статической автономности могут быть вызваны не-
линейностью характеристик, особенно в гидравличе-
ских системах, а также необходимостью изменения
в широких пределах величины регулируемого дав-
ления. Ниже приведены результаты выполненных
в ЛПИ [6, 8, 9, 10] исследований влияния этих от-
клонений на устойчивость и качество переходных
процессов.
Структурная схема и передаточные функции.
Рассмотрим регулирование турбины с одним отбо-
ром пара, не учитывая влияния котельного агре-
гата, ПП и свойств косвенного саморегулирования.
Как показано в работе [6], основные результаты
этих исследований сохраняют свою силу и для САР
теплофикационных энергоблоков, структурно по-
добных рассматриваемым системам.
Структурная схема (рис. Х.6, а), соответствую-
щая исследуемой системе, описываемой уравне-
ниями (Х.4) и (Х.8) с учетом отмеченных ограни-
чений, включает апериодические звенья 1/Рц, I/P22,
1/Qii и I/Q22, суммирующие звенья 2 11 кинемати-
ческие звенья йитс соответствующими индексами.
На рисунке сплошными линиями отмечены поло-
жительные звенья, штриховыми — отрицательные
[8 (гл. IX)].
182
Передаточные функции разомкнутых структур-
ных схем регулирования частоты вращения и дав-
ления отбираемого пара имеют вид:
U7, = VTn(l +МФ22); ТГ2=1Г22(1+МФп). (Х.27)
Здесь Wn = Мц/Рц и Wz2 = М22/Р22 — передаточ-
ные функции разомкнутых изолированных структур-
ных схем; Фи =Wn/( 1 + W11) и Ф22 = №щ/(1 + W22) —
передаточные функции замкнутых изолирован-
ных систем; Л1ц = Янтц/Qn+ a2iTi2/Q22;	М22=
= ^i2T2i/Qii + a22T22/Q22; М— множитель неавтоном-
ное™ [8], характеризующий взаимное влияние си-
стем регулирования частоты вращения и давления
в отборе
М = -	=-----, (X.28)
^11 ^22	Л4|]Л122
где W\2 =	IV21 = -М21/Р22 J
Afi2 = «i2Tn/Qii — ^22t:12/Q22;
342i =Ciit2i/Qh — ^2it22/Q22.	(X.29)
Рис. Х.7. АФХ разомкнутой CAP частоты
вращения при различных значениях множи-
теля статической неавтономности
Полученные соотношения дают право преобразо-
вать исследуемую структурную схему к виду, изо-
браженному на рис. Х.6, б.
Взаимное влияние систем друг на друга харак-
теризуют передаточные функции замкнутых систем
У12 = — Ф1/Л2 и У21 = —Ф2Д1, соответственно равные:
r12=(^12/uzn)r22oli; 1
K21 = (U721/U722)Kn®22> j
где Ун = —ф1/Х1 и У22==—фг/%2 — передаточные
функции замкнутых изолированных систем по воз-
мущающим воздействиям.
Статически неавтономные системы. При выпол-
нении динамических критериев автономности
И. Н. Вознесенского (Х.19) множитель неавтоном-
ности Л1 становится числовым коэффициентом
где tn\i — ЯнТн + агГИг; m2a — а12т21 +аггЪг', т12
и m2i определяются соотношениями (Х.18). Вели-
чину т будем в дальнейшем называть множителем
статической неавтономности [10].
Устойчивость. Амплитудно-фазовые характери-
стики (АФХ) разомкнутой САР частоты вращения
(рис. Х.7), получаемые подстановкой s = i<n в пер-
вое из уравнений (Х.27), е увеличением положи-
тельных значений множителя статической неавто-
номности пг приближаются к критической точке
— 1, iO на комплексной плоскости, что уменьшает
запас устойчивости. При tn — 2 характеристика про-
ходит через критическую точку. При отрицатель-
ных значениях m АФХ удаляется от критической
точки и запас устойчивости увеличивается.
Характеристическое уравнение рассматривае-
мой системы в случае, если можно пренебречь свой-
ствами саморегулирования, имеет вид [10]
s4-]-CiS3-]-6?2s2-|-c3s-|-c4 =0,	(Х.32)
(l+/n); /пп=^;
Рис. Х.8. Диаграмма переход-
ных процессов
Записав критерии устойчивости Рауса—Гурвица,
получим условия устойчивости:
m > —1;
+ Ф 1	m (1 -Ф)2
2ф Z	4ф
(Х.ЗЗ)
где m'zJm' = ф; Tsm\=Z. Величина Z эквива-
лентна широко используемому в расчетах регулиро-
вания конденсационных турбин безразмерному ком-
плексу Т8/6Та.
Области устойчивости показаны на рис. Х.8. Из
приведенных графиков видно, что под влиянием
нарушений статической автономности система, со-
стоящая из устойчивых изолированных систем, мо-
жет стать неустойчивой. Вместе с тем в широкой
области изменений m система остается устойчивой.
Причем, как отмечалось выше, область отрицатель-
ных значений m вплоть до т = —1 соответствует
устойчивым режимам.
Качество переходного процесса. Подставкой
s = x—(ci/4) уравнение (Х.32) приводится к би-
квадратному
х^Л-рх1 -Н=0,
1
2Т2 ’
где
Р—т
+т22
_____1_
16Г*
mii +«i22 ™цт‘
4гз -т т
122
г2
5
(Н-/П).
183
Решив это уравнение, найдем корни характеристи-
ческого уравнения

Переходный процесс будет апериодическим,
если все корни характеристического уравнения ве-
щественны. Для этого требуется выполнение ус-
ловий
-?>0;

Второе условие, очевидно, выполняется при р<0;
7 > 0.
Подставив вместо р и q их значения, получим
следующие три условия апериодического процесса:
z(l+<p)<4;
7(1+ф)-472ф(1+те)<4-;
4^
(Х.34)
Границы устойчивости и апериодичности, опре-
деляемые условиями (Х.ЗЗ) и (Х.34), разделяют
Рис. Х.9. Диаграмма перерегулиро-
ваний
плоскость tnZ на шесть областей (рис. Х.8), каждая
из которых соответствует определенному типу
корней характеристического уравнения, а следова-
тельно, и типу переходного процесса [10]. Заштри-
хованная зона I соответствует неустойчивому регу-
лированию, область II — апериодическим процес-
сам регулирования обеих величин. Области V и VI
соответствуют случаю, когда характеристическое
уравнение (Х.32) имеет четыре комплексных корня.
Такие системы характеризуются колебательными
переходными процессами. Наконец, для точек,
расположенных в областях III и IV, характеристиче-
ское уравнение имеет два комплексных и два веще-
ственных корня. В общем случае при таком распре-
делении корней также будут наблюдаться колеба-
тельные процессы. При определенных значениях
динамических констант они могут стать монотон-
ными; если постоянные интегрирования при членах
с комплексными корнями в решении исходной си-
стемы равны пулю, то в одной из систем возможен
апериодический процесс. Это имеет место, напри-
мер, на отрезке MN (рис. Х.8) для автономных си-
стем, когда в одной из них возникает колебатель-
ный, а в другой — апериодический процесс.
Таким образом, построенная диаграмма пере-
ходных процессов позволяет, зная значения дина-
мических постоянных и коэффициентов передачи,
определить характер переходного процесса в неав-
184
тономной системе регулирования, не решая харак-
теристического уравнения.
Несложно доказать [10], что величина перерегу-
лирования (рис. Х.9) зависит от тех же трех
безразмерных комплексов т, Z и ф, которыми опреде-
ляются границы областей устойчивости и аперио-
дичности. Эти комплексы представляют собой опре-
деляющие критерии подобия систем регулирования
рассматриваемого типа. Нарушения автономности,
соответствующие положительным значениям т, уве-
личивают перерегулирование по сравнению с авто-
номной системой. При отрицательных значениях т
величина перерегулирования уменьшается.
Физические явления при нарушениях статиче-
ской автономности. Коэффициенты mi2 и т2ь вхо-
дящие в состав множителя статической неавтоном-
ности т, имеют определенный физический смысл.
При линейных характеристиках парораспредели-
тельных органов они равны:
Рис. Х.10. Диаграмма вза-
имных положений регулято-
ров
При соблюдении условий статической автоном-
ности mi2 = m2i = 0, т. е. ДМ = 0; AGa = 0. Если
ацт21>а21Т22, то m2i>0. При этом перемещение ре-
гулятора скорости вызывает большее перемещение
первой группы клапанов, чем это требуется по ус-
ловиям автономности, и недостаточное перемеще-
ние второй группы. Таким же образом можно разъ-
яснить смысл положительного или отрицательного
значения коэффициента т12, который характеризует
воздействие регулятора давления.
Рассмотрим малые колебания системы при
сбросе электрической нагрузки. В случае m2i>0
давление в отборе понизится. Если вторая система
выполнена статически автономной (т12 = 0), воз-
действие регулятора давления приведет к устано-
вившемуся режиму, не вызвав дополнительного из-
менения частоты вращения. Процесс в первой си-
стеме в этом случае будет протекать так же, как он
протекал бы в изолированной системе. Если же
оба коэффициента mi2 и m2i положительны, воздей-
ствие регулятора давления приведет к уменьшению
мощности турбины. Таким образом, вторая система
подает в основную систему импульс, уменьшающий
в ней возмущающее воздействие. Картина не изме-
нится, если оба коэффициента ш21 и mti отрица-
тельны, разница состоит лишь в том, что при сбросе
электрической нагрузки давление в отборе начинает
повышаться.
Принципиально иную картину получим при раз-
личных знаках коэффициентов т\2 и т2ь Здесь
воздействие посторонней системы приведет к увели-
чению возмущающего воздействия.
В результате становится ясным смысл положи-
тельных и отрицательных значений множителя ста-
тической неавтономности: при отрицательных значе-
ниях т, когда коэффициенты mi2 и m2i имеют
одинаковые знаки, нарушения автономности эквива-
лентны уменьшению возмущающего воздействия
в основной системе, что приводит к увеличению за-
паса устойчивости и уменьшению перерегулирова-
ния. При положительных значениях т, когда коэф-
фициенты /П12 и та имеют различные знаки, нару-
шения автономности эквивалентны увеличению
возмущающего воздействия, что приближает си-
стему к границе устойчивости и увеличивает пере-
регулирование.
Множитель статической неавтономности связан
с диаграммой взаимных положений регуляторов
(рис. Х.10). Отношение передаточных функций
/21 (0)/Уц(0) = (<p2/M)(^i/<pi) равно отношению пере-
мещений регуляторов (Дзг/ггтах) : 1, т. е. тангенсу
угла наклона соответствующей характеристики на
рис. Х.10. Аналогичное значение получим и для от-
ношения передаточных функций У12(0)/У22 (0). Во-
спользовавшись соотношениями (Х.ЗО) при s = 0,
получим
кг, кг2 ,	,	тцт2г
---5----— = tg «1 tg <х2 - — т -ту-:-‘ т .
(1 + т,!) (1 + т2з)
В тех распространенных практических случаях,
когда Иц и т22 значительно больше единицы, т =
= —tgattga2.
Давление в отборе. В процессе эксплуатации
давление в отборе приходится часто менять в ши-
роких пределах. Обозначим отношения коэффици-
ентов передачи в уравнениях (Х.4):
т22/-с21=ъ	(Х.35)
При линейных характеристиках парораспредели-
тельных органов величины vi и v2 имеют определен-
ный физический смысл: vi = Nz/Ni — коэффициент
мощности; v2 = G2/Gi — коэффициент массового
расхода пара. Здесь Ni, N2, Gi и G2 — мощности
и расходы пара для отсеков турбины при полностью
открытых регулировочных органах ЧВД и ЧНД.
С учетом соотношений (Х.35) критерии статиче-
ской автономности (Х.17) могут быть записаны
в следующем виде:
^12/^22=,>'i; #iiM2i=v2.	(х.Зб)
В связи с неодинаковым влиянием давления
в отборе на расходы пара ЧВД и ЧНД коэффици-
ент v2 изменяется приблизительно пропорционально
этому давлению. Еще более резко изменяется зна-
чение коэффициента vi. Если передаточные числа
сохраняются неизменными, то при изменении дав-
ления оказываются нарушенными критерии стати-
ческой автономности (Х.36).
Как при повышении давления, так и при его по-
нижении коэффициенты mi2 и т21 имеют одинако-
вые знаки, чему соответствуют отрицательные зна-
чения т. Одновременно изменяются коэффициенты
неравномерности обеих систем, особенно САР дав-
ления. Под влиянием этих изменений АФХ обеих
систем при повышении давления приближаются
к критической точке, а при снижении — удаляются
от нее [10].
Перерегулирование в САР давления возрастает
при повышении давления в отборе и уменьшается
при его понижении. Для САР частоты вращения пе-
ререгулирование изменяется несущественно. Изме-
нение давления в отборе приводит также к измене-
нию посторонней регулируемой величины. Взаимное
влияние систем, в том числе на установившихся ре-
жимах, может быть существенным. Если значитель-
ные отклонения регулируемых величин недопус-
тимы, то необходимо применить устройства, восста-
навливающие с требуемой точностью прежние
значения регулируемых величин. Для этой цели мо-
гут служить приспособления для изменения переда-
точных чисел от регуляторов к сервомотору ЧНД,
обеспечивающие частичную автономность системы
при нерасчетных давлениях, или специальные кор-
ректирующие устройства — изодромные регуляторы
давления отбираемого пара или температуры сете-
вой воды [1, 2, 5] и регуляторы мощности при па-
раллельной работе [10].
Нелинейности характеристик. Нелинейности ста-
тических характеристик могут быть причиной силь-
ных нарушений критериев статической автономно-
сти при режимах, отличных от расчетного. Нередко
существенно нелинейны характеристики поворот-
ных диафрагм ЧСД и ЧНД турбин. При этом в за-
висимости от того, для какого режима система ре-
гулирования спроектирована автономной, возможны
как отрицательные, так и большие положительные
(до /77 — 0,5) значения множителя статической неав-
тономности [10] на других режимах. При отрица-
тельных значениях m ухудшаются динамические
свойства системы.
Гидравлические связи в безрычажных САР
также часто получаются нелинейными. При этом
возможны нарушения того же порядка, что и при
нелинейных характеристиках парораспределитель-
ных органов. К таким же последствиям может при-
вести нелинейность характеристик импульсных
насосов и других элементов САР. Как правило, нару-
шения статической автономности приводят к изме-
нению коэффициентов неравномерности, что, в свою
очередь, может быть связано с существенными из-
менениями качества переходных процессов. Пра-
вильный выбор расчетного режима для САР может
играть даже большую роль, чем соблюдение крите-
риев автономности.
Исследования, выполненные в ЛПИ [8, 10], по-
казывают, что могут быть допущены существенные
отклонения от критериев статической автономно-
сти, причем в отношении устойчивости и качества
переходных процессов автономные САР не всегда
являются оптимальными. В ряде случаев, часто
встречающихся на практике, нарушения статической
автономности даже улучшают качество процесса ре-
гулирования в той системе, в которую вносится
возмущение; при этом увеличивается запас устой-
чивости и уменьшается перерегулирование. Такие
нарушения соответствуют отрицательным значениям
множителя статической неавтономности т. В ана-
логичных схемах, но при положительных значениях
т запас устойчивости уменьшается и качество про-
цесса регулирования ухудшается. Таких отклоне-
ний от критериев автономности следует избегать.
Динамически неавтономные системы. Рассмот-
рим далее влияние на процесс регулирования
24 Зак. № 50
185
отклонении от условии динамической автономности,
считая выполненными условия статической авто-
номности (Х.17). Величину этих отклонений будем
оценивать степенью динамической неавтономности
Q — (Ts2 — TSi)/Tsi. После преобразований уравне-
ния (Х.27) могут быть для динамически неавтоном-
ной САР преобразованы к виду [9р
Ц7] = ГюХ, 1Z,; UZ2 = Ж0Х,2Д2 .
Здесь U710 и 1Р2о — передаточные функции автоном-
ных систем; Z\ = 1 +ЛТФ22; Z2 = 1 4-Л/Фц;
V ___ [1 + (1 — х1) fl] T'siS + 1 .
11 —	(1 + 6) Tsls + 1
у [1 + (1 - *2) в] 7W + 1 .
22 (H-eyr^s + l
где %i = a2iTi2//nu; х2 = 4422X22/^22.
Рис. Х.11. Влияние нарушений динамической автономности
па устойчивость регулирования частоты вращения:
/ — графическое перемножение векторов UZio и // — АФХ век-
тора Zi; /// — графическое перемножение векторов Z\ и АФХ изоли-
рованной системы; IV— результирующая АФХ неавтономной си-
стемы
Как показывают исследования, определяющее
влияние на динамические характеристики САР ока-
зывает изменение структуры изолированных систем
IFn и IK22, характеризуемое последовательным
включением эквивалентных звеньев Хи и Х2г, каж-
дое из которых представляет собой сочетание апе-
риодического и дифференцирующего звеньев (АД-
звено). Выполнив графическим способом перемно-
жение векторов АФХ Ww, Хц и Zi (рис. Х.11),
получим, что даже очень большие нарушения дина-
мической автономности (до 0 = 38) не оказывают от-
рицательного влияния на устойчивость. Выполнен-
ные исследования показывают, что требования к ди-
намической автономности могут быть существенно
ослаблены.
Х.5. СИСТЕМА РЕГУЛИРОВАНИЯ
ТЕПЛОФИКАЦИОННЫХ ТУРБИН
Рассмотрим применительно к турбинам с одним
регулируемым отбором пара унифицированную
электрогидравлическую систему [12], которую
Уральский турбомоторный завод имени К. Е. Воро-
шилова применяет для регулирования мощных теп-
лофикационных турбин.
Рис. Х.12. Принципиальная схема гидравлический части
САР теплофикационных турбин УТМЗ:
/ — мембранно-ленточный регулятор скорости; 2 — мембранно-лен-
точный регулятор давления; 3 — изодром; 4 — дроссели; 5 — золот-
ник переключателя на режим с противодавлением; 6 — выключа-
тель; 7 — дроссели обратной связи; 8 — дроссели самовыключения;
9 — отсечные золотники; 10 — главные сервомоторы
Гидравлическая часть САР. Система регулиро-
вания (рис. Х.12)—гидродинамическая с отдель-
ным импульсным насосом, который выполнен без-
расходным. При отклонении давления, подводимого
к мембране регулятора 1 или 2, изменяется слив
масла из линии А через зазор f2 между лентой
и соплом. При изменении давления в линии А и со-
единенной с нею полости е золотник регулятора
перемещается. Дроссель выполняет функции вы-
ключателя, а также механизма управления.
Регулятор давления 2 снабжен изодромным уст-
ройством 3, представляющим собой гидравлический
сервомотор с отсечным золотником, приводимым
золотником регулятора. Движение последнего вы-
водит из среднего положения золотник изодрома,
вызывая движение его поршня. Поршень изодрома
перемещает дроссель fs, управляющий сливом ма-
сла из линии А. Этим достигается уменьшение ста-
тической неравномерности регулятора давления.
Регуляторы вместе с их золотниками образуют
единый блок регуляторов, этажи которого В и Н
представляют собой проточные системы , через ко-
186
торые производится слив масла соответственно из
камер над золотниками 9 главных сервомоторов 10
высокого и низкого давления. Золотник каждого ре-
гулятора изменяет сливы из обоих этажей. Таким
путем реализуется принцип связанного регулирова-
ния. Масло к камерам поршней золотников 9 под-
водится как через имеющиеся на поршнях танген-
циальные щели 8, что вызывает вращение золот-
ников, так и через дроссели 7 — обратные связи
главных сервомоторов.
Нормально закрытые дроссели 4 включены в ли-
нию управления золотником главного сервомотора
ЧНД. При значительном перемещении золотника
главного сервомотора ЧВД нижний дроссель 4 от-
крывает слив из линии золотника сервомотора
ЧНД, вызывая закрытие поворотной диафрагмы.
Этим уменьшается динамический заброс частоты
вращения при сбросах нагрузки. Верхний дроссель
4, перемещаемый золотником регулятора скорости,
открывается при повышении частоты вращения до
3200 об/мин и препятствует открытию поворотных
диафрагм, которое могло бы произойти ввиду бы-
строго закрытия нижнего дросселя 4 при возвраще-
нии золотника сервомотора ЧВД обратной связью
к отсеченному положению.
Золотник переключателя 5 на режим с противо-
давлением закрывает при переходе к этому режиму
поворотную диафрагму. Это достигается вручную
или дистанционно смещением верхнего дросселя.
При этом открывается слив из этажа ЧНД блока
регуляторов (линии Н). Количество вытекающего
масла столь велико, что его не компенсирует уве-
личенный подвод масла через обратную связь 8
сервомотора ЧНД. Вследствие значительного паде-
ния давления в линии Н и золотник, и сервомотор
ЧНД удерживаются на нижнем упоре независимо
от перемещения золотников регуляторов 1 и 2.
Второй дроссель переключателя 5 соединяет ли-
нию В (этаж ЧВД) с линией Bi (дополнительный
этаж ЧВД в блоке регуляторов), на которую воз-
действует еще один дроссель регулятора давле-
ния 2. Вследствие этого увеличивается передаточ-
ное отношение от регулятора давления к сервомо-
тору ЧВД, что позволяет сохранить на режиме
с противодавлением, когда турбина работает по
тепловому графику и ею управляет регулятор дав-
ления, заданное значение степени неравномерности.
Золотник регулятора скорости при этом устанав-
ливается около положения холостого хода, что по-
зволяет сохранить его эффективное воздействие на
регулировочные клапаны при сбросах нагрузки.
Для того чтобы при отмеченном положении золот-
ника регулятора скорости не произошло случайного
закрытия клапанов в равновесных режимах, ниж-
ний дроссель переключателя 5 открывает постоян-
ную подпитку линии В.
Выключатель 6 на конденсационном режиме
полностью открывает поворотную диафрагму ЧНД.
Поворотом его маховичка отодвигают от ленты
сопло регулятора давления 2, с которым он конст-
руктивно связан, а затем закрывают дроссель 6.
При достижении достаточно большого зазора между
лентой регулятора и соплом изменение прогиба
ленты перестает влиять на давление в линии А,
т. е. регулятор давления оказывается выключен-
ным. Закрытие дросселя 6 отсекает камеру под зо-
лотником 9 от сливов линии Н, в то время как под-
вод масла через дроссели 7 и 8 сохраняется. Давле-
ние в камере при этом возрастает, смещая золот-
ник к верхнему упору. Поршень сервомотора сме-
щается вверх, открывая поворотную диафрагму.
Следует заметить, что и на конденсационном ре-
жиме открытие дросселей 4 при сбросах нагрузки
закрывает поворотную диафрагму ЧНД.
Рассмотренная принципиальная схема регули-
рования применена заводом для всех мощных тур-
бин типа Т и ПТ. В качестве рабочей жидкости си-
стемы регулирования турбины Т-250/300-240 при-
менена вода. Система регулирования турбины
ПТ-135-130, имеющей три регулируемых отбора
пара, выполнена несвязанной с целью упрощения
конструкции блока регуляторов.
Электрическая часть системы регулирования
(ЭЧСР). Ее основное назначение — повышение эф-
фективности участия турбогенератора в регулиро-
вании частоты и мощности энергосистемы, повы-
шение точности регулирования тепловой нагрузки
турбины. На холостом ходу ЭЧСР отключается, что
предотвращает возможность неправильного дейст-
вия электронных регуляторов. Вновь вводится в ра -
боту ЭЧСР лишь после синхронизации генератора
и включения его в сеть.
Электрогидравлическая система регулирования
(рис. Х.13) включает три контура — регулирования
частоты вращения и мощности; регулирования теп-
лофикационных отборов и регулирования темпера-
туры воды на выходе из встроенного пучка конден-
сатора при его переводе на ухудшенный вакуум
и использовании конденсатора в качестве подогре-
вателя сетевой или подпиточной воды.
Контур регулирования частоты вращения и мощ-
ности 1 включает гидродинамический регулятор ча-
стоты вращения 37 и электронный ПИР мощности
9. Использование в качестве командного органа
турбины регулятора мощности с коррекцией по ча-
стоте энергосистемы дает возможность включения
турбогенератора в систему автоматического регули-
рования частоты и мощности (АРЧМ) в энергоси-
стеме, управления им по диспетчерскому графику
или от УВМ. Применение регулятора мощности
так же, как и для конденсационных турбин, позво-
ляет уменьшить нечувствительность регулирования.
Для блочных турбин в контур регулирования мощ-
ности может быть введен сигнал от регулятора дав-
ления «до себя» 8.
При необходимости контур может быть исполь-
зован для участия турбогенератора в первичном ре-
гулировании частоты в энергосистеме. При этом
командным органом становится гидродинамический
регулятор скорости, а импульс датчика мощности 7
вводится с обратным знаком и представляет собой
по существу дополнительный импульс по нагрузке,
уменьшающий остаточную неравномерность регу-
лирования частоты. Быстродействующий электро-
гидравлический преобразователь 33 выполняет те
же функции, что и у конденсационных турбин. Че-
рез него, в частности, могут вводиться управляю-
щие сигналы противоаварийной автоматики энерго-
системы.
Контур регулирования теплофикационных отбо-
ров // содержит быстродействующий регулятор
давления отбираемого пара 20 и медленнодействую-
щий электронный ПИР температуры прямой сете-
вой воды 26, воздействующий на его механизм
управления. Целесообразность такого решения
была обоснована выше. В тех случаях, когда
24*
187
Рис. Х.13. Принципиальная схема электрогидравлической САР УТМЗ:
/ — ЧВД; 2 — ЧСД; 3 — ЧНД; 4 — генератор; 5 — электрическая сеть; 6 —- сигнал АРЧМ или УВМ; 7, 8— датчики давления пара перед
турбиной ра и мощности генератора Л;3; 9 — электронный ПИР мощности; 10— устройство для переключения сервомотора ЧНД; 11— элек-
тронный ПИР температуры воды, выходящей из встроенного пучка конденсатора; 12 — электронный дифференциатор давления; 13, 14 —
датчики давления пара в конденсаторе рк и температуры воды при выходе из встроенного пучка Тв и; 15 — основной пучок конденсатора;
16 — встроенный пучок конденсатора; 17 — датчик положения поворотной диафрагмы ЧНД; 18— конденсатор; 19 — МУ регулятора
давления; 20 — регулятор давления; 21 — сервомотор; 22 — поворотная диафрагма ЧНД; 23— нижний бойлер; 24 — датчик давления пара
р в нижнем отборе; 25 — дифференциатор; 26 — электронный ПИ? теплофикационных отборов; 27, 25 — датчики температуры сетевой
воды при входе Тобр и выходе Тн из нижнего бойлера; 29 — верхний бойлер; 30 — датчик температуры Тс прямой сетевой воды; 31 — сиг-
нал от блок-контактов выключателя генератора; 32 — управляющий сигнал противоаварийной автоматики энергосистемы; 33 — ЭГП; 34 —
обратная связь электронного ПИР мощности; 35 — МУ; 36 — ограничитель мощности; 37 — гидродинамический регулятор частоты вращения;
38 — сервомотор; 39, 40 — датчики положения ni\ регулировочных клапанов ЧВД и давления ррс в камере PC; 4/— регулировочные кла-
паны ЧВД; 42 — импульсный насос; п — частота вращения ротора; f — частота в энергосистеме; Раъ~ давление в верхнем отборе
сетевая вода из бойлеров направляется для допол-
нительного подогрева в пиковый водогрейный ко-
тел, на ПИР подают сигнал по разности температур
прямой и обратной сетевой воды (датчики 30 и 27).
Это позволяет поддерживать неизменной тепловую
нагрузку турбины.
Контур регулирования температуры воды III,
выходящей из встроенного пучка конденсатора,
включает электронный ПИР 11, воздействующий на
устройство 10 для перемещения сервомотора ЧНД,
изменяя тем пропуск пара в конденсатор.
Электрическая часть всех трех контуров выпол-
нена на базе серийно выпускаемых промышленно-
стью приборов (в частности, регуляторов типа
РПИБ или ГСП) и датчиков к ним. Питание си-
стемы производится от посторонних источников пе-
реме:	(220 В, 50 Гц) и постоянного тока
(220 1 )
ГЛАВА XI
АЭРОДИНАМИЧЕСКОЕ ПРОЕКТИРОВАНИЕ СТУПЕНЕЙ
Высокие расходы пара в паровых турбинах
большой мощности привели к тому, что даже пер-
вые ступени ЦВД имеют относительно длинные
лопатки и почти все ступени турбины выполняются
закрученными. Поэтому, рассматривая аэродина-
мику мощных турбин, основное внимание уделим
ступеням средней (d/ = 44-10) и большой (<Д<4)
веерности с полным подводом пара.
Течение в ступенях паровых турбин трехмерное,
периодическое по окружной координате, причем на
188
него влияют вязкие силы, нестационарные явления
и другие факторы. Полное решение газодинамиче-
ской задачи в указанной постановке в настоящее
время невыполнимо, и в расчетах пользуются при-
ближенными методами. Влияние вязкости рабочего
тела и нестационарного характера обтекания лопа-
точных венцов учитывают с помощью эмпирических
коэффициентов потерь, что приводит к газодинами-
ческим уравнениям, совпадающим по форме с урав-
нениями движения невязкой сжимаемой жидкости.
Разработанные до пригодного в инженерной прак-
тике вида методы расчета базируются на гипотезе
осесимметричного вихревого течения. Основопола-
гающие идеи такого подхода к расчету пространст-
венного потока применительно к гидромашинам
были высказаны еще в начале XX в. Г. Лоренцем
[37] и Р. Мизесом [1 гл. I], а применительно к рас-
чету винтов и вентиляторов — Н. Е. Жуков-
ским [10].
Решение задачи расчета стационарного осесим-
метричного потока невязкой сжимаемой жидкости
позволяет поставить другую двухмерную задачу —
расчет обтекания решеток профилей в слое пере-
менной толщины. Сращивание этих двух решений
дает приближенную картину пространственного те-
чения в ступени турбомашины. Однако в такой пол-
ной постановке расчеты оказываются чрезвычайно
громоздкими, требующими применения мощных
ЭВМ и значительных затрат инженерного и машин-
ного времени. Это не всегда целесообразно, и часто
вполне достоверный результат можно получить, су-
щественно упростив задачу.
Решая обратную задачу, т. е. определяя форму
лопаточного аппарата ступени, отвечающую задан-
ным условиям течения, приходится, как правило,
выполнять большое число вариантных расчетов, не-
обходимых для выбора оптимальных конструктив-
ных решений. Вместе с тем, если рассматривать
турбинную ступень умеренной веерности и с неболь-
шим углом меридионального раскрытия проточной
части, то в некоторых случаях вполне допустимо
пренебречь радиальными составляющими скорости
потока и считать поверхности тока цилиндриче-
скими. Тогда математическая и вычислительная ча-
сти газодинамической задачи резко упрощаются,
и решение в важнейших частных случаях оказы-
вается элементарно простым. Первоначально для
расчетов закрученных лопаток и были использо-
ваны такие простые решения в виде методов за-
крутки лопаток cur = const, ai = const, pcz = const
и т. д., которые не потеряли своего значения до на-
стоящего времени [6, 17, 34 и 37 гл. III].
Новые задачи паротурбиностроения требуют
расширения кинематических схем ступеней. Напри-
мер, решение проблемы повышения нагрузки на
турбинную ступень — одной из важнейших проблем
при проектировании сверхмощных, а также полупи-
ковых и особенно пиковых турбин (см. гл. V) —об-
легчается, если управлять градиентом степени ре-
активности. Применение ступеней со сниженным
градиентом степени реактивности может способст-
вовать росту к. п.д. проточной части, весьма ощути-
мому при повышенных радиальных зазорах над РК
(см. гл. XII), и снижению аэродинамических сил,
в частности возбуждающих низкочастотную вибра-
цию роторов мощных паровых турбин (см. гл. XIV).
Эти задачи не всегда решаются методами, основан-
ными на расчете цилиндрических потоков.
Для достижения требуемой в инженерных рас-
четах точности необходимо хотя бы приближенно
учитывать искривление осесимметричных поверхно-
стей тока.
Важную роль учет радиальных составляющих
скоростей и ускорений играет в расчетах последних
ступеней. Если при решении обратной задачи, когда
еще не определена форма профильной части лопа-
ток, к точности расчета нет необходимости предъ-
являть слишком высокие требования, то, выполняя
проверочный расчет уже спроектированной ступени
(решая прямую газодинамическую задачу), следует
стремиться учесть всю совокупность факторов, до-
статочно сильно влияющих на поток. Решение пря-
мой задачи в полной постановке может оказаться
целесообразным и для некоторых типов ступеней
средней веерности, если радиальные течения в них
значительны.
Следует отметить прогрессивную тенденцию по-
всеместного внедрения в практику научно-исследо-
вательских учреждений и заводов методов расчета
пространственного потока, в которых широко ис-
пользуются современные научные достижения [5, 7,
11, 27, 28, 39]. Применение методов расчета про-
странственного потока существенно уточняет гео-
метрические характеристики лопаточного аппарата,
приводит к хорошему согласованию формы проточ-
ной части с реальными условиями обтекания и спо-
собствует выявлению новых эффективных кинема-
тических схем ступеней.
Внедрение современных методов расчета про-
странственного течения в ступени должно произво-
диться в рамках практической необходимости
наряду с широким использованием упрощенных спо-
собов расчета. Степень упрощения основных урав-
нений и методов их решения необходимо тесно
увязывать с типом проектируемой ступени, обеспе-
чивая достаточную точность инженерного расчета
и полезную для анализа простоту и наглядность ре-
шения. С этих позиций рассмотрим основные ме-
тоды расчета пространственного потока в ступенях
паровых турбин.
XI.1. СТЕПЕННЫЕ ЗАКРУТКИ ПОТОКА
Закрученные лопатки и элементарные методы
расчета пространственного потока в ступенях паро-
вых турбин начали применяться лишь в 30-х годах
нынешнего столетия, значительно позже, чем в гид-
ромашиностроении. Уже успешно работали, в част-
ности, свирские гидротурбины с лопатками, закру-
ченными по методу cur = const, а лишь в 1929 г.
появилась первая работа Г. Дарье [35], в которой
обсуждался этот вопрос применительно к тепловым
турбинам. Это связано, с одной стороны, с истори-
чески более поздним развитием механики сжимае-
мой жидкости (газовой динамики), с другой — с от-
носительной простотой реализации термодинамиче-
ского цикла паротурбинной установки, вполне
работоспособной и при невысоком к. п. д. турбины.
Стремление повысить эффективность выпускае-
мых паровых турбин побуждало конструкторов
улучшать аэродинамику пространственного потока
в ступени. Первый шаг в этом направлении был
сделан, когда начали применять так называемую
гидравлическую закрутку, учитывающую только из-
менение окружной скорости по высоте проточной
части при неизменной степени реактивности. Даль-
нейшие успехи аэродинамики и в особенности бур-
ное развитие в 30—40-е годы газотурбостроения
привели к пересмотру методов расчета паровых тур-
бин, и относительно длинные лопатки стали выпол-
нять закрученными.
Простейшие способы закрутки можно предста-
вить как частные случаи более общего решения
уравнений движения сжимаемой жидкости на
цилиндрических поверхностях тока. Газодинами-
ческие уравнения в такой постановке приводят
189
к математической связи между осевой и окружной
составляющими скорости в расчетном сечении. По-
этому достаточно задать одну из функций: си =
= си(г) или cz = cz(r), чтобы получить решение.
Для расчета сечения между НА и РК оказывается
удобным задание функции с1и = с1и(г) в виде сте-
пенной зависимости clurn = const [17, 25, 34].
К. В. Холщевников [31] предлагает в качестве обоб-
щенной зависимости использовать выражение
СисГп = const, где сис — проекция средневекторной
скорости на окружное направление. Это по сути
дела равноценное допущение приводит при разра-
ботке теории в одних случаях к более простым,
в других — к более сложным расчетным формулам.
Отметим, что для осевого выхода потока из сту-
пени обе эти зависимости совпадают. Ниже в рас-
суждениях будет использовано условие ciurn =
= const.
Рассмотрим осесимметричное течение в ступени
осевой турбомашины на цилиндрических поверхно-
стях тока. Поток будем изучать в осевых зазорах
ступени, поэтому уравнения движения запишем
в абсолютной системе координат. На входе в сту-
пень все параметры потока вдоль радиуса будем
считать неизменными. Рабочее тело будем полагать
идеальной сжимаемой жидкостью. Тогда уравнение
Эйлера [22] стационарного движения в проекции
на радиальное направление (уравнение радиаль-
ного равновесия) примет вид
dp[dr=fcllr.	(XI. 1)
В уравнении (XI. 1) отброшены члены стдст/дг
и Czdcjdz, т. е. считается равной нулю не только
радиальная скорость, но и ее производная вдоль г;
последнее равносильно пренебрежению кривизной
линий тока в меридиональной плоскости. Задав-
шись кривизной линий тока, можно уточнить реше-
ние (см. п. XI.4), что имеет существенное значение
в расчетах длинных лопаток с крутыми меридио-
нальными обводами проточной части, а также при
значительных отклонениях закрутки потока от ус-
ловия сиг — const.
В рамках осесимметричной задачи для простран-
ственного потока в турбинной ступени представ-
ляется возможным учесть необратимые потери ки-
нетической энергии только с помощью тех или иных
эмпирических коэффициентов потерь. Для этого
в уравнения движения Эйлера в строгой постановке
вводят силу трения, которая совершает работу, рав-
ную теплоте трения. Согласно второму началу тер-
модинамики, вектор этой силы можно представить
следующим образом: FTp= — (с/с2)?dsldt. Заметим,
что в цилиндрическом потоке проекция силы трения
на ось г всегда равна нулю и уравнение (XI.1) при-
годно как для расчета течений с учетом трения, так
и без него.
Влияние трения отражается в уравнении закона
сохранения энергии, которое для адиабатного (без
обмена тепловой и механической энергией) стацио-
нарного потока вдоль линии тока имеет вид
di-\-cdc=Q.	(XI.2)
Согласно термодинамическому тождеству di =
= dplp + T ds, формулу (XI.2) можно записать так:
dpl?-\-cdc-\-Tds=Q.	(XI.3)
Изменение энтропии в уравнении (XI.3) с рас-
четной точки зрения применительно к совершен-
но
ному газу удобнее всего оценивать коэффициентом
неизоэнтропийности и = exp (—As//?). Здесь У? — га-
зовая постоянная; As = s — so, a so — значение энт-
ропии в начальном сечении струи. С использова-
нием коэффициента х величина ds = —Rd In х,
и последний член в уравнении (XI.3) примет вид
— (i/k)d In nh~l, где показатель адиабаты k принят не
зависящим от температуры. Если в начальном сече-
нии потока величины so и i* постоянны вдоль ра-
диуса и по линии тока не меняется i*, как это сле-
дует из выражения (XI.2), то уравнение (XI.3)
можно трактовать как формулу, связывающую из-
менение параметров вдоль радиуса в расчетном се-
чении. Тогда, заметив, что с2 = с2 + с2, и исключив
из уравнений (XI.1) и (XI.3) величину dpfp, по-
лучим
d (сиг) , Лсг — i d <n fe-i /XI 41
Cu r dr 'Сг dr ~ k dr 111	‘	vA1-4)
Если в последнем уравнении принять к = const
вдоль г, т. е. изменения энтропии в каждой струйке
тока между начальным и расчетным сечениями оди-
наковыми, то получим известное уравнение

Уравнение (XI.5) имеет бесчисленное множество ре-
шений, зависящих от заданного закона изменения
cz или си вдоль радиуса.
Ступени постоянной циркуляции. Если положить
cur = const или cz — const, то из уравнения (XI.5)
соответственно следует, что cz— const или сиг =
= const. В рамках принятых допущений — это слу-
чай потенциального (безвихревого) течения, так
как все составляющие вихря осесимметричного по-
тока при cz = const, cur = const и сг = 0 обра-
щаются в нули. Если ступень спроектирована так,
что условие cur = const выполняется как в сечении
1—1, так и в сечении 2—2, то удельная работа
hu = r<o(ciu— c2u) также постоянна вдоль радиуса.
Такие ступени называют ступенями постоянной цир-
куляции. Действительно, циркуляция скорости во-
круг профиля в рабочей решетке с шагом t, состоя-
щей из z лопаток, Г = t (ciu—c2u) = 2лг (clu — czu)lz
при условии cur = const в сечениях 1—1 и 2—2 со-
храняется неизменной.
Ступени, закрученные по способу cur = const,
подробно исследованы и достаточно широко приме-
нялись и применяются в практике турбостроения.
Они отличаются значительным градиентом степени
реактивности. Например, для 4 = 3 и di — 2,5 при
нулевой кинематической степени реактивности
у корня ступени периферийная степень реактивно-
сти р" принимает соответственно значения 0,715
и 0,816, а при р'(=0,2 величина р" оказывается
равной 0,800 и 0,853. Такая высокая степень реак-
тивности у периферии ступени неблагоприятна для
структуры потока, особенно при больших радиаль-
ных зазорах над РК. Большой градиент степени ре-
активности для высоконагруженных ступеней
в случае закрутки их по условию cur = const при-
водит также к высоким значениям чисел Мс,
у корня и MW2 у периферии ступени, что может слу-
жить источником дополнительных потерь энергии
в ступени. Однако ступени, спроектированные в со-
ответствии с условием cur = const, имеют то нео-
споримое преимущество, что при постоянной удель-
ной работе осевой выход потока из них теоретиче-
ски можно обеспечить по всей высоте проточной
части.
Закрутка cur = const исследуется, строго говоря,
в предположении постоянного вдоль радиуса коэф-
фициента неизоэнтропийности, поскольку при вы-
воде уравнения (XI.5) принято dy.ldr = 6. Так как
коэффициент х связан для адиабатных течений
с коэффициентом скорости ф зависимостью [16]
1 - (Л - 1) x2/(fe + 1) у2 1* 1
1 _(й-1)х2/(А+1)
(XI.6)
то условие х = const при переменной вдоль радиуса
безразмерной скорости означает, что и величина
Ф будет также зависеть от г. Однако при не слиш-
ком высоких значениях %с и умеренных потерях
энергии, задав постоянной величину х, можно при-
близительно считать неизменным и коэффициент <р,
как это обычно делается в расчетах.
Вопрос о выборе постоянными вдоль радиуса
коэффициента <р или величины х представляет ме-
тодологический интерес. В реальном потоке измене-
ние потерь вдоль радиуса при обтекании лопаточ-
ного аппарата обусловлено развитием пограничного
слоя на поверхностях профилей и меридиональных
обводов проточной части ступени, структурой аэро-
динамических следов, а также свободной турбу-
лентностью и нестационарностью набегающего по-
тока. В настоящее время нет достаточно точных
экспериментальных данных для корректного учета
изменения потерь вдоль радиуса. По мере их на-
копления можно будет учесть реальное распределе-
ние потерь при решении пространственных задач.
Покажем в качестве примера, как решается за-
дача о закрутке потока по условию cur = const при
постоянном вдоль радиуса коэффициенте скорости
ф. Заменив х в уравнении (XI .4) его выражением
(XI.6) через ф, при cur — const после перехода
к безразмерной скорости % и преобразований
получим
d\2	Д2? ь _ 1 / Л2 о  d)?,
_L=2	(XI.7)
dr г3 1 k + 1 \ г2 1	) dr ' v ’
где g= 1/ф2—1 и А = Xur = const. В уравнении
(XI.7) можно разделить переменные, если ввести
новую функцию v = A2/r2+№z- Тогда после инте-
грирования найдем
[('t — SJexp (-2т)]-[-const, (XI.8)
где т = 1 — (k — 1 )Х2/ (k 4-1) — безразмерная темпе-
ратура.
Таким образом, в данном случае оказывается
сг =?= const вдоль г. Уточнение расчетных формул за-
крученного по способу cur = const потока может
быть оправдано лишь в случае, если имеются до-
стоверные опытные данные о распределении потерь
по радиусу и эти потери достаточно велики.
Закрутка потока по степенной зависимости от
радиуса. Отступая от условия curr=const, можно
спроектировать ступени для безударного входа по-
тока с мало закрученными и совсем незакручен-
ными РЛ и НЛ даже при относительно малых ве-
личинах di. Во многих случаях за счет выбора опти-
мального способа закрутки появляется возможность
уменьшить потери энергии у корня и периферии
ступени, а также добиться благоприятного распре-
деления чисел М в проточной части.
Рассмотрим более общее решение уравнения
(XI.4) при dx/dr = (}. Изменение окружной состав-
ляющей скорости вдоль радиуса в сечении 1—1 за-
дадим соотношением
C\urn = const,	(XI. 9)
где п — постоянная величина.
Тогда после интегрирования уравнения (XI.4)
получим
[(/-с/г)2"- 1] cL, (XI. 10)
где индексом «с» отмечены величины, относящиеся
к среднему диаметру ступени. Формулы (XI.9)
и (XI.10) позволяют рассчитать поле скоростей
в зазоре между НА и РК.
При п<1 последний член в правой части урав-
нения (XI.10) в верхней половине ступени (г>гс)
становится отрицательным, и осевая скорость убы-
вает к периферии ступени. Поэтому в ступенях с ма-
лыми di при выборе небольших значений п может
оказаться в периферийных сечениях с22	0, что со-
ответствует отрыву потока идеальной жидкости.
В расчетах выбранную величину п необходимо так
согласовать с di, чтобы угол а" в периферийном се-
чении не оказался слишком малым.
Для расчета потока в сечении 2—2 с принятыми
выше допущениями о цилиндрическом характере
течения можно пользоваться уравнением радиаль-
ного равновесия (XI.1). Уравнение же энергии
(XI.2) справедливо лишь при постоянной вдоль ра-
диуса энтальпии торможения. Для выполнения
этого условия в сечении 2—2 необходимо, чтобы
при i* = i* = const удельная работа в ступени hu =
= гы (ciu — C2u) = i* — i* также была постоянной
по высоте проточной части. При постоянной по ра-
диусу удельной работе и с, = 0 получим
г (ciu — С2и) = const и для ступеней, закрученных
по условию сигп = const,
C2U = Clue (Се/г)" — (С1ис ~С2«с) (cjf). (XI. 11)
С учетом формулы (XI.11) можно проинтегриро-
вать уравнение (XI.4), определяющее поле скоро-
стей. Положив dx/dr = 0, найдем распределение
осевой составляющей скорости в сечении 2—2
Л 2	2 Г П — 1 , , .2л ।	1 1 ।
Си = Ole — Clue [---(гс/г) -|- — j +
+2C1UC (С111с - с2ие) [-^ (Ге/Г)"+ '	~
— (^luc-^uc)2.	(XI.12)
Рассмотренный выше класс стационарных тече-
ний характеризуется постоянством энтальпии тор-
можения в расчетном сечении. Такой класс тече-
ний, как это следует из уравнения движения в форме
Громеки—Лэмба, при потенциальном поле массо-
вых сил относится к винтовым [22], так как
cXrotc = grad/*=0
и, следовательно, вращение частиц жидкости при
их поступательном движении может происходить
только вокруг осей, совпадающих с линиями тока.
191
Если удельная работа hu меняется по радиусу,
то уравнение энергии (XI.3) примет вид
dpi? 4- cdc = (ilk) d\n*k~J— dhu.	(XI. 13)
В результате совместного решения уравнений (XI. 1)
и (XI. 13) получим
rf (с2цг) , dc2z _ i _d_,nk-\	dhu
Clu rdr	dr — k dr *nx2	dr .
(XI. 14)
В последнем уравнении скорость c2u связана
с удельной работой hu, поэтому достаточно задать
в функции радиуса характер изменения лишь одной
из трех величин: сги, Ciz или Ли, чтобы получить, ин-
тегрируя уравнение (XI.14), однозначное распреде-
ление параметров потока в сечении 2—2. При пере-
менной величине hu, даже для обычно принимае-
мого в расчетах условия i* = const, в сечении 2—2
окажется t* — varia, и течение станет вихревым. Та-
ким образом, в зависимости от характера распреде-
ления в расчетной области энтальпии торможения
и вида функции cur — f (г) поток идеального газа
может быть потенциальным, винтовым или вих-
ревым.
Ступени, спрофилированные по любому способу
cur#= const при условии hu = const, не могут иметь
осевого направления потока на выходе более чем
в одном сечении по радиусу. Действительно, при
закрутке потока в сечении 1—1 по формуле curn =
= const величина c2u, вычисляемая по уравнению
(XI.11), зависит от радиуса и может обратиться
в нуль лишь при одном значении г. Проектируя же
ступень с переменной удельной работой, теорети-
чески возможно получить осевой выход потока из
ступени по всей высоте проточной части.
Вслучаес2„ = 0 удельная работа /iu = WiCiu,
и уравнение (XI. 14) при dx2/dr = 0 примет вид
(xi. is)
Проинтегрировав это уравнение при условии
c\urn = const, найдем
cl2 = cL + 2 (U.C!й)с [ 1 - (г/Гс)'" n] .	(XI. 16)
В ступени, спроектированной таким образом, удель-
ная работа будет изменяться по высоте, и вопрос
о допустимости такого изменения в условиях ра-
боты многоступенчатой турбины надо решать особо.
Следует отметить также, что при п<1 для верх-
ней половины ступени выражение в квадратных
скобках в уравнении (XI. 16) становится отрица-
тельным и осевая скорость c2z за РК. убывает к пе-
риферии. При заданных п и параметрах на среднем
диаметре поэтому всегда существует предельное
значение радиуса, при котором величина c2z обра-
щается в нуль, а сечение периферийной струйки
тока становится бесконечно большим. Рассмотрен-
ное ограничение, возникающее по скорости с" для
закрутки лопаток РК при с2и = 0, аналогично огра-
ничению по скорости с"2 для закрутки НА при
ciurn = const. Однако, как показывает численный
анализ, ограничение по c"z значительно более же-
сткое, и даже для ступеней с относительно корот-
192
кими лопатками при не очень малых значениях п
не удается спроектировать ступень с условием
c-iu — 0 по всей высоте проточной части.
Более широкие возможности для выбора вари-
антов предоставляет затрутка c2z = const вдоль ра-
диуса ступени. Если положить в сечении 2—2 вели-
чину Caz = const, то при duzldr — 0 из уравнения
(XI.14) получим
^,i-1^- + -4-(«4u-«24u)=0. (XI. 17)
Последнее уравнение при условии Ciurn — const
можно преобразовать к виду
rf(C^rr) {с 2иг —о>г2) -4 (и р i„) с (1 -/г) г "" ’/г"- 2 =0.
(XI. 18)
Уравнение (XI.18) —нелинейное, и его проще всего
решать методами численного интегрирования.
Закрутка РЛ при 6^ = const, как показывают
расчеты, получается обычно близкой к закрутке при
условии hu = const. При этом выходной угол РЛ
Ра приблизительно линейно зависит от радиуса,
а изменение hu от корня к периферии ступени неве-
лико. Можно, конечно, выбрать любой закон изме-
нения удельной работы по радиусу и в соответствии
с ним спроектировать рабочую решетку, так как
математических затруднений при численном инте-
грировании уравнения (XI.14) не встречается. Не-
обходимо только иметь в виду ограничения, связан-
ные с минимально допустимыми углами ои и ₽2
и скоростями Ciz и c2z, а также с закруткой потока
па выходе из ступени, ведущей к повышенным по-
терям с выходной скоростью.
Таким образом, варьируя показатель степени п
при расчете закрутки НЛ и выбирая подходящий
закон изменения удельной работы hu по высоте [36]
при расчете РК, можно рассмотреть широкий класс
турбинных ступеней и выбрать в конкретных усло-
виях проектирования оптимальную ступень. Так,
при проектировании ступеней, рассчитанных для
работы на малых ujCo, представляется целесооб-
разным отказаться от условия cur = const с тем,
чтобы улучшить обтекание корневых сечений сту-
пени за счет повышения корневой степени реактив-
ности, уменьшить числа М' и М'^ и получить воз-
можность выбора более низкой степени реактивно-
сти на среднем диаметре с целью снижения вели-
чины отрицательной закрутки потока за сту-
пенью [14].
Указанные меры могут оказаться также полез-
ными при модернизации проточных частей находя-
щихся в эксплуатации паровых турбин, так как по-
вышение корневой и снижение периферийной сте-
пени реактивности ведет к росту к.п. д. ступени.
При этом неизбежная для ступеней, закрученных
в соответствии с условием curm = const, переменная
вдоль радиуса величина с2и не приводит к сниже-
нию к. п. д. ступени, если она выбирается в допу-
стимых пределах (см. гл. XII). Применение закру-
ток, обеспечивающих сниженный градиент степени
реактивности, целесообразно для последних ступе-
ней мощных паровых турбин, которые проектируют
с высокой корневой степенью реактивности с целью
расширения диапазона безотрывного обтекания РК
на режимах малых расходов.
XI.2. СТУПЕНИ С ТАНГЕНЦИАЛЬНЫМ НАКЛОНОМ
НАПРАВЛЯЮЩИХ ЛОПАТОК (ТННЛ)
Ступени с ТННЛ открывают весьма широкие
возможности для выбора необходимого градиента
степени реактивности и связанной с ним закрутки
РЛ. Покажем, что в первом приближении расчет
таких ступеней может быть сведен к определению
закрутки потока по степенной зависимости от ра-
диуса.
Воздействие установленных с тангенциальным
наклоном НЛ (рис. XI. 1) на поток невязкой жидко-
сти проявляется через составляющую Fr вектора
поверхностной силы F, нормальной поверхности ло-
патки. В осесимметричной постановке эти силы ус-
ловно заменяют массовыми силами, введение кото-
рых равносильно предположению о течении через
решетку, состоящую из бесконечного числа беско-
нечно тонких лопаток [17, 28]. Очевидно (рис. XI. 1),
что
Fr = -F„tg8,	(Х1.19)
где 6 — угол ТННЛ.
Запишем уравнения движения идеальной жид-
кости в форме Эйлера в проекциях на оси г и и без
учета радиальных составляющих скоростей, но
с введением массовой силы F:
<ty/dr = Pc2u/r+pFr;	(XI.20)
czdculdz = Fu.	(Х1.21)
В уравнениях (XI.20) и (XI.21), записанных для
идеальной жидкости, не учтены силы трения. Как
было указано выше, в цилиндрическом потоке
проекция силы трения на ось г всегда равна нулю.
В уравнение же (XI.21) следовало бы ввести силу
FUTp, однако, рассматривая расчет ступени с ТННЛ
в первом приближении, опустим эту, как правило,
малую по сравнению с Fu величину. Тогда, исклю-
чив из уравнений (XI.19) — (XI.21) проекции массо-
вой силы F,. и Fu, найдем
dp/dr=pc2ulr— р tg 8сг dcjdz.	(XI.22)
Чтобы исключить из выражения (XI.22) плот-
ность р, необходимо к системе уравнений (XI. 19) —
(XI.21) добавить еще одно условие, которым может
быть либо уравнение Эйлера в проекции на ось z,
либо уравнение закона сохранения энергии (XI.3).
Введение того или другого уравнения приведет, ес-
тественно, к одному и тому же результату, так как
при течении без теплообмена уравнение энергии
есть интеграл уравнений движения. Для упрощения
выкладок воспользуемся уравнением (XI.3), кото-
рое для сечения 1—1 при обычных предположениях
di*ldr = 0 и du/dr = 0 примет вид
др/дг-[-рсдс1дг = О.	(XI.23)
Исключив из уравнений (XI.22) и (XI.23) величину
(1/р) dpldr, найдем
^cz _ _ cu д(СцГ) I j. dcu	/ут
dr — cz r dr ' g dz 
Частную производную dcufdz в уравнении
(XI.24) приближенно определим конечными разно-
стями, полагая, что закрутка потока на входе в сту-
пень отсутствует (си0~0),
dcu/dzfxkcu/Az = clu/B, (XI.25)
где В — ширина НЛ в меридиональной плоскости.
Расчет потока в сечении 1—1 по уравнению
(XI.23) и выполненная согласно формуле (XI.25)
линеаризация, конечно, условны. Действительно, по
мере приближения потока, текущего сквозь межло-
паточный канал, к выходным кромкам НЛ массо-
вая сила F уменьшается и в сечении 1—1 обра-
щается в нуль. Вследствие же воздействия на по-
ток установленных с тангенциальным наклоном
НЛ возникают не учтенные выше радиальные тече-
ния, которые искривляют линии тока выпуклостью
к корню ступени, в результате чего и снижается
Рис. XI. 1. Схема ступени с ТННЛ
радиальный градиент давления в сечении 1—1. Вме-
сте с тем детальные расчеты с учетом радиальных
составляющих скоростей и опыты [14] подтверж-
дают правомерность изложенного выше подхода
к расчету турбинных ступеней с ТННЛ в первом
приближении при не слишком малых отношениях
среднего диаметра ступени к высоте лопатки
(Д>4).
Подставив выражение (XI.25) в уравнение
(XI.24), после несложных преобразований получим
dCi/Ci = —cos2 cq t/r/г—sin 2а] tg 8 drl(2B). (XI.26)
В общем случае величины oti, В и 6 могут меняться
вдоль радиуса. Рассмотрим частный случай, когда
«1 и В постоянны вдоль радиуса, а выходная кромка
НЛ прямолинейна, вследствие чего угол 6 связан
с радиусом (рис. XI.1) соотношением 6 =
= arcsin (го/г). При небольших углах 6 можно при-
нять tg6~sin б — го/г и проинтегрировать уравне-
ние (XI.26). В результате получим
схгп = const,	(XL27)
n = cos2a1 — rosin 2aj/(2B).	(XI.28)
25 Зак. № 50
193
Так как ai = const, то из формулы (XI.27)
также следует:
clurn = const;	(XI.29)
С\ггп = const.	(XL30)
Таким образом, в первом приближении распре-
деление скоростей в ступени с ТННЛ можно рас-
считывать по степенной зависимости от радиуса.
Если не применять ТННЛ, то закрутка потока по
условию Ciurn = const обеспечивается переменным
по высоте углом аь ТННЛ приводит к такой же за-
висимости окружной составляющей скорости С\и от
радиуса, но при ai = const. Распределение осевой
составляющей скорости Ciz в ступенях, закрученных
по способу C\urn = const с помощью ТННЛ и без
него, оказывается, естественно, различным.
При установке РЛ существенный тангенциаль-
ный наклон обычно не может быть применен из-за
ограничений по прочности, поэтому методы рас-
чета потока в сечении 2—2 ступени с ТННЛ не от-
личаются от изложенных выше. Рабочее колесо
этих ступеней, разумеется, можно проектировать
так, чтобы удельная работа была постоянной вдоль
радиуса или изменялась по любому принятому за-
кону.
В общем случае, при произвольном законе изме-
нения окружных составляющих скоростей вдоль ра-
диуса в сечениях 1—1 и 2—2 распределения плот-
ностей тока piCiz и p2c2z в этих сечениях получаются
различными. Следовательно, поверхности тока не-
цилиндричны, и в пределах лопаточных венцов су-
ществуют радиальные перетекания рабочего тела.
Это не противоречит изложенным выше методам
расчета, согласно которым радиальные скорости
и их производные предполагаются равными нулю
лишь в сечениях 1—1 и 2—2. Вместе с тем в расче-
тах необходимо удовлетворить условию равенства
расхода НА и РК
V	0
Г1	г2
G=2-rc J pKizH dr = 2~ J ^c^r^dr. (X1.31)
'1	r2
Если равенство (XI.31) не выполняется, необходимо
скорректировать либо высоты НЛ и РЛ, либо углы
и степень реактивности на среднем диаметре сту-
пени.
В практике проектирования турбинных ступеней
используют также закрутку потока по способу
рс2 = const [17, 30], при которой толщина цилинд-
рического слоя в сечениях перед РК и за ним со-
храняется неизменной. Этот способ более всего со-
ответствует гипотезе цилиндрических поверхностей
тока. Однако, пользуясь современными методами
расчета, не представляет большого труда прибли-
женно учесть радиальные составляющие скоростей,
причем последние, как показывают опыты, не
влияют отрицательно на эффективность ступени,
если лопаточный аппарат РК спроектирован кор-
ректно.
XI.3. ВЛИЯНИЕ ПОКАЗАТЕЛЯ п И ТННЛ
НА СТРУКТУРУ ПОТОКА
Исследуем ступени средней веерности с целью
выяснить возможности применения степенной за-
крутки потока в ступенях с радиально расположен-
ными выходными кромками НЛ и с ТННЛ. Ана-
194
лиз выполним в предположении цилиндрических по-
верхностей тока, имея в виду в дальнейшем учесть
радиальные течения и оцепить достоверность ре-
зультатов представленных ниже расчетов. Ограни-
чимся рассмотрением ступеней с постоянной по ра-
диусу удельной работой. Положим также, что на
среднем диаметре ступени осевые скорости на вы-
ходе из НА и РК равны между собой (с12С — с2гс)
и отсутствует закрутка потока в абсолютном дви-
жении за РК (с2ис = 0).
Ступени с радиально расположенными выход-
ными кромками НЛ. Осевые и окружные состав-
ляющие скорости Ci вычислим согласно формулам
(XI.9) и (ХЕЮ), которые перепишем в безразмер-
ном виде:
Fi„=r"n;	(Х1.32)
^=1+-Li2L(F“2"-1)ctg2^’ (Х1-33)
где Г — r/rc, Ciu = CiulCiuc И Ciz = CiztCiza.
Найдем далее изменение угла оц в зависимости
от г при выбранных п и aic
ctgai = r-nCtgalc/Flz.	(Х1.34)
Формула (XI.33) позволяет установить мини-
мальное значение показателя степени nmjn, при ко-
тором осевая скорость у периферии (при г — г")
ступени обращается в нуль. Для этого, приравняв
нулю правую часть выражения (XI.33), найдем за-
висимость nmin от г" при заданном aic
.«n-l,p-2».-lUtg2ale.	(ХЕ35)
Лщ1д
Перейдем к расчету потока в абсолютном дви-
жении за РК- Для ступени с постоянной удельной
работой по формуле (XI.11) при с2ис = 0 получим
ё2и = г-л-г-',	(XI.36)
где с2и — C2u/ciuc- Осевую составляющую скорости
найдем согласно выражению (ХЕЮ)
= l —(n—l)ctg2alcX
Х[—г"2"-------?-rF-<n+1)-]-(XI.37)
'In	л + 1	1 и (n + 1) J ’ '	'
где, как и ранее, черта над проекцией скорости обо-
значает безразмерную величину, отнесенную к ее
значению на среднем диаметре. Зная проекции ско-
рости с2, вычислим угол выхода потока из сту-
пени а2.
В выражениях (ХЕ32) — (XI.34), (ХЕ36) и
(ХЕ37) искомые параметры — функции величин г,
а1с и п. Если для общего анализа структуры потока
в ступени оценивать радиальные изменения пара-
метров потока и геометрических характеристик ло-
паточного аппарата по их значениям у корня и пе-
риферии, то достаточно вместо величины г варьи-
ровать коэффициент веерности di.
Для того чтобы судить о геометрической форме
лопаток РК, вычислим углы потока fh и р2 в отно-
сительном движении. Для угла [К имеем
tg Bj = _ C|ztgai-c	(XI.38)
а для угла ₽* = 180° — 02 (отсчет угла 02 от поло-
жительного направления оси и)
tg р* =---.	(XI.39)
(W/Clu)c Г — С%и
Формулы (XI.38) и (XI.39) содержат новый пара-
метр (u/ciu)c, который определим с помощью
обычно задаваемой в расчетах корневой термоди-
намической степени реактивности р'т.
Найдем связь между величиной («/ciu)c и сте-
пенью реактивности рт. Согласно определению ве-
личины рт, имеем
<»•«>
Подставив в последнее выражение ci = ciu/cos си,
W2 = C2U4- (flu — w) 2 И W2= C2 + (C2u — u)z, получим
Рт = 1 — [А (И/с1и)2е+2В НШС]-1, (XI.41)
где
A = <p2cos2a1r2(”+1)(<p~2 — 1);
B=<p2COS2a1r" + I [1 — Г2 (I — r”-I)h
c = 1 - ?2+Ш2 cos2 «i [& tg2 а1сг2л 4-(I - r" - 7].
Если у корня ступени обозначить коэффициенты
А', В' и С', то искомая величина (w/ciu)c выра-
зится через р', согласно уравнению (XI.41), сле-
дующим образом:
(I1/ci>)te^+lZZ4sZBL.
(Х1.42)
В формуле (XI.42) перед радикалом сохранен
лишь знак плюс, так как всегда должно быть
(«/ciu)c>0, а у корня ступени (r'< 1) в интересую-
щей нас области изменения показателя степени
(0<га	1) величина В' >0 при всегда положитель-
ном коэффициенте А'. Вычислив коэффициенты А",
В" и С" у периферии при заданном di и определив
по формуле (XI.42) величину (m/ciu)c, можно
найти, согласно выражению (XI.41), степень реак-
тивности р" и характеризующую радиальный гра-
диент степени реактивности разность Дрт =
= Р"~ Р'.
Выведенные формулы справедливы, как указы-
валось, при постоянных вдоль радиуса коэффици-
ентах неизоэнтропийности Xi = xic = const и х2 =
= Х2с = const. Поэтому коэффициенты скорости,
влияющие через величины А, В и С в формуле
(XI.41) на степень реактивности, при строгом под-
ходе к расчету с принятыми допущениями оказы-
ваются зависящими от радиуса ‘. Коэффициент
скорости <р связан с безразмерной скоростью Хс, со-
гласно формуле (XI.6), а коэффициент ф— анало-
гичной зависимостью, получаемой из (XI.6) заме-
ной <р на ф и Хс, на
1 В приближенных расчетах можно допускать нестрогость
и считать <p=const и ip = const вдоль г, что при обычных
значениях коэффициентов скорости и не слишком высоких
числах М слабо сказывается на результатах.
Покажем, что величины ХС| и kw,2 для данного
типа закрутки потока могут быть выражены через
определяющие параметры г, ссгс, п, (u/ciu)c и А„с,
из которых новой является лишь величина
Согласно определению безразмерной скорости,
]/ ТГТ	= cos a> М Ciu)c]_ 1 Ч»с .
(XI.43)
Несколько более громоздки выкладки для вы-
числения величины
В последнем выражении температура торможения
в относительном движении за РК для цилинд-
рического потока (wi = u2) равна температуре тор-
можения T*Wi в относительном движении перед РК.
Эту температуру с помощью кинематических свя-
зей, следующих из треугольников скоростей, выра-
зим через температуру торможения 7* перед сту-
пенью
К, = То-0,5 (2uciu — u2)/cp.	(XI.44)
Формулу (XI.44) для закрутки потока с1игп =
= const нетрудно преобразовать к виду
KJK = 1	F2- 2г‘"7(и/С1и)с].	(XI.45)
Заметив, что
7o/7W1 Хис®)2/^с,
где 7^=7*, и a>2 = C2zC2zc/sin₽*, а при c2uc = 0
отношение c22C/uc = tg0*c, получим
tg Йс/sin &	(XI.46)
Единственным новым параметром, необходимым
для определения безразмерных скоростей Лс, и %W2,
является величина Ли0, зависящая от применяемых
в ступенях паровых турбин окружных скоростей,
газовой постоянной R, показателя адиабаты k
и температуры 7* рабочего тела перед ступенью.
Кроме того, показатель k, согласно формуле
(Xl.46), самостоятельно влияет на величину XW2.
Однако подробный численный анализ показывает,
что в пределах изменения величин Xuc, k и R, ха-
рактерных для ступеней мощных паровых турбин,
их значения мало влияют на такие важные расчет-
ные характеристики, как углы потока и степень ре-
активности. Величины Xuc, k и R, связанные со сжи-
маемостью потока, заметно влияют на расход-
ные характеристики венцов, которые могут быть
согласованы соответствующим выбором живых се-
чений.
Согласование расходов рабочего тела, проте-
кающего сквозь НА и РК, выполним по формуле
25*
195
(XI.31), в которой плотности и скорости выразим
через газодинамические функции
Г!	»
р	Pi	—
J —q (К,) sin w dr =
7[ V то
(Xw,)sinp2r2dr.
(XI.47)
В левой части последнего выражения величины р*
и Т* постоянны вдоль радиуса, и их можно внести
под интеграл, характеризующий расход РК. Тогда
все подынтегральные величины определятся уже
выведенными формулами. Так, ХС1 вычисляется по
выражению (XI.43); ai— по уравнению (XI.34);
Рассмотрим результаты расчетов1 ступеней со
степенной закруткой потока (рис. XI.2). Расчеты
выполнены по изложенной выше методике при ко-
эффициентах скорости на среднем диаметре фс =
= 0,97 и фс = 0,95, корневой степени реактивности
р' = 0,05, для углов aic, равных 16 и 20°, величины
Хис = 0,45, диапазона di = 44-10 и показателя
1. В исследованном диапазоне di для угла aic =
= 20° (рис. XI.2, а) даже для d;=10 не может
быть применена закрутка потока при п < 0,5, так
как это ведет к недопустимо малым углам а" у пе-
риферии ступени. Меньшему углу сею = 16° соответ-
ствует еще более узкий диапазон возможных изме-
нений показателя п (рис. XI.2, б).
Снижение величины п благоприятно влияет на
повышение конфузорности межлопаточных каналов
РК (возрастает разность углов Лр' = 0'—fyf')-
Рис. XI.2 Распределение параметров потока в ступенях с различными di в зависимости от показателя п без учета радиальных
ускорений: а — aio = 20°; б — di0=16°
Х2 — по формуле, аналогичной (XI.6), где следует
заменить ХС1 на ХШ2 и <р на ф; и Xw, — соответ-
ственно по формуле (XL46) и аналогичной ей, по-
лучаемой заменой Съи и Съ на Ciu и Си; "|/ Г* /Г* —
из выражения (XI.45); р2— по уравнению (XI.39);
PwJP\ —	£+1
— по известным безразмерным скоростям Хс, и A,W1.
С помощью формулы (XI.47) установим необхо-
димое для пропуска одинакового расхода отноше-
ние /2//1 высот лопаток НА и РК- Положив для
определенности г' = г'2 и приняв, что величина di
вычисляется по среднему диаметру и высоте лопа-
ток РК, из уравнения (XI.47) аналитически или
графически [16] определим г" и отношение
/2//1 = [(п- l)-1-!]/^- 1).	(XI.48)
Величина Z2//i дает оценку отклонения осесим-
метричных поверхностей тока от цилиндрических
при С12с = С2гс и существенно зависит от параметра
А.ис. При слишком больших меридиональных рас-
крытиях возрастают потери энергии и погрешности
расчета, в котором поверхности тока приняты ци-
линдрическими. При высоких числах М приходится
выбирать C2zc > Cizc, раскрывать проточную часть и
пользоваться более точными методами расчета.
Возникающие при п < 1 отклонения покидающего
ступень потока от осевого направления, наибольшие
у корня ступени, невелики и вполне допустимы.
Отметим весьма слабую зависимость градиента
степени реактивности от показателя п, что связано
с неучтенным влиянием кривизны поверхностей
тока, особенно заметным при малых di. Для оценки
зоны параметров ступеней, в которой можно поль-
зоваться изложенным расчетным методом, ниже
(см. п. XI.4) будет дано сравнение полученных ре-
зультатов с результатами расчетов, учитывающих
искривление поверхностей тока.
Ступени с ТННЛ. Рассмотрим особенности рас-
чета ступеней с ТННЛ при ai = const. Как указы-
валось, расчет поля скоростей в межвенцовом за-
зоре таких ступеней в первом приближении может
быть выполнен по степенной зависимости, причем
показатель степени п определяется по формуле
(XI.28). Величина п зависит от угла aI и отношения
гй/В, которое, в свою очередь, связано с углом тан-
генциального наклона <5С выходных кромок НЛ на
среднем радиусе ступени, коэффициентом веерности
di и величиной В/1, так как го/В = 0,5 sin 8cdi/ (В/1).
Следовательно, показатель п в расчетах ступеней
с ТННЛ зависит от выбранных величин ос±, 6С
и В/1.
1 Расчеты ступеней со степенной закруткой потока и
с ТННЛ выполнены инж. В. Н. Садовничим.
196
197
Варьируя две последние величины при заданных
dt п cci, найдем п и распределение скоростей ciu
и ciz по формулам (XI.29) и (XI.30). Заметим, что
для ступеней с ТННЛ при конечных г и п не может
быть ciz=0, т. е. для них нет ограничения по вы-
бору величины п, связанного с отрывом потока
у периферии НА, как это имело место в ступенях
с ai = varia при 6=0 [см. формулу (XI.35)]. Ко-
нечно, и в ступенях с ТННЛ не всегда допустимо
выбирать очень малые значения п, так как углы
наклона бс могут оказаться слишком большими.
При условии hu = const расчеты в относительном
и в абсолютном движении за РЛ, не имеющими
тангенциального наклона, и согласование расходов
НА и РК выполняются для ступеней с ТННЛ так
же, как и для ступеней с закруткой потока Ciurn =
= const без ТННЛ.
Тангенциальный наклон НЛ—-мощное средство
воздействия на структуру потока. С уменьшением
Рис. XI.4. Зависимость между геометрическими характеристи-
ками НА ступени с ТННЛ и показателем га: а — sind/(B//) =
= f(n) при ai = 16° (----) и «1 = 20° (-----); б — 6 = f(tt)
при 01 = 20° и В//=0,3
показателя п (увеличением угла бс при заданном
отношении В/1) градиент степени реактивности ин-
тенсивно снижается для всех di (рис. XI.3). При
этом распределение параметров по высоте ступеней
с ТННЛ оказывается достаточно равномерным.
Осевые составляющие скоростей с'х и c'Zz у корня
ступени во всей исследованной области мало отли-
чаются от их значений на среднем радиусе. Откло-
нения безразмерных осевых скоростей от единицы
у периферии ступени еще меньше. Направление по-
кидающего ступень потока в целом близко к осе-
вому, причем наибольшая закрутка, имеющая ме-
сто у корня ступени, не слишком велика.
Чтобы получить значительное снижение гра-
диента степени реактивности в ступенях с ТННЛ,
необходимо выбирать малые положительные или
даже отрицательные значения показателя п. Такие
ступени должны проектироваться с малой шириной
лопаток НА. В ступенях с широкими НЛ угол бс
может оказаться недопустимо большим (рис. XI.4).
Согласно результатам серии опытов (см. п. XII.1),
предельный угол бс max не должен превышать 20—
25°. Поэтому, например, для ступени, имеющей di =
= 4, В/1 = 0,3 и ai = 20° (рис. XI.4, б), нельзя ре-
комендовать проектирование при и<0, поскольку
198
при этом 6С>бстах. Вместе с тем можно спроек-
тировать высокоэффективную ступень с узкими
НЛ и умеренным углом бс и при отрицательном п,
в частности при п = —1, что соответствует закрутке
потока по закону вращения твердого тела (см.
п. XII.1).
XI.4. ПРОЕКТИРОВАНИЕ С УЧЕТОМ КРИВИЗНЫ
ЛИНИЙ ТОКА
Пренебрегая, как и ранее, радиальными состав-
ляющими скоростей, введем в рассмотрение
радиальное ускорение, вызванное искривлением ме-
ридиональных поверхностей тока. Такой подход су-
щественно расширяет расчетные возможности полу-
чения близких к действительности распределений
параметров в ступени, особенно для ступеней со зна-
чительными отклонениями закрутки потока от ус-
ловия cur=const. К числу последних относятся
ступени с сильно увеличивающимся от периферии
к корню углом at, ступени с большим углом ТННЛ,
ступени с длинными лопатками и существенным ме-
ридиональным раскрытием проточной части.
Запишем уравнение движения в проекции на ось
и без учета сил трения, но с членами, отражаю-
щими влияние радиуса кривизны меридиональных
линий тока,
d (ст sin T)/dt —	г = — (\^)dp/dr-\-Fr, (XI.49)
где ст = У с2 + с1—меридиональная скорость; у —
угол наклона меридиональной линии тока (см.
рис. XI.1). Раскрыв субстанциональную производ-
ную в левой части уравнения (XI.49) и отбросив
член sin у dcm/dt ввиду его малости для ступеней,
в которых можно допустить сТ = 0, а также заме-
тив, что для стационарного движения dy/dt = cm/R>
где R— радиус кривизны меридиональных линий
тока, найдем
ст cos у//? — си/г = — (1 /р) др/дг-\-Fr. (XI .50)
Вместо меридиональной скорости ст в уравнение
(XI .50) можно ввести осевую скорость cz = cm cos у,
а радиальную составляющую массовой силы Fr за-
менить, согласно (XI.19) и (XI.21), выражением
— tg б cz dCu/dz. Тогда
А  1 др /VI сих
г R cos т 2 dz	р dr ‘ (•)
При той же трактовке уравнения энергии (XI.3),
как и при выводе формулы (XI.4), из выражения
(XI.51) исключим величину (1/р) др/дг. В резуль-
тате получим
д{саг) .	дсг 4	2£mtEr8_
“ г dr 'г dr	flcosT	z dz т5
=	(Х1.52)
Это уравнение позволяет рассчитывать ступени
с ТННЛ и без него с учетом кривизны меридио-
нальных линий тока. Тангенциальный наклон НЛ
можно приближенно учесть изложенным выше ме-
тодом замены частной производной дси/дг отноше-
нием конечных разностей, а кривизну линий тока —
задав их форму.
Аппроксимируя линию тока косинусоидой [27,
29, 38] с экстремальной точкой в расчетном сечении
1—1, будем иметь
г=г0-(Дг1/2) [1 -cos W5)],	(XI.53)
где Дг1 = го —п — смещение меридиональной ли-
нии тока при переходе от сечения 0—0 к сечению
1—Г, В — расстояние между этими сечениями
(в первом приближении ширина НЛ).
Тогда тангенс угла наклона линий тока tg у =
— dr/dz — —(лДп/2В) sin (лг/В), а их кривизна
XlR-dtr/dz2 — —(л2Дг1/2В2) cos (jiz/B). Этих соот-
ношений достаточно, чтобы решить уравнение
(XI.52). Действительно, в результате сделанных до-
пущений в уравнении (XI.52) остаются неизвест-
ными лишь величины си и cz. Таким образом, вы-
брав, например, зависимость си от радиуса в виде
curn = const, найдем распределение величины с2.
При этом в процессе расчета необходимо вычислять
радиальное смещение линий тока Дп, для чего ис-
пользуют уравнение неразрывности в интегральной
форме.
Рассмотрим расчет ступеней без ТННЛ и поло-
жим, как и ранее, xi = const и х2 = const вдоль г.
Так как в сечении 1—1 косинусоида, аппроксими-
рующая линию тока, проходит через минимум, то
cos у! = 1, Zi — В и Ri = 2В2/л2Агь Тогда из урав-
нения (XI.52) получим
2
+	2^-Дп=0 (XI.54)
и после интегрирования при ciurn = const
С1г = 1+--~л (ri~2n— l)ctgalc+
.2 r'
(XL55>
Результаты предварительного расчета без учета
кривизны линий тока примем в качестве нулевого
приближения. По данным этого приближения
можно найти радиусы осесимметричных поверхно-
стей тока, вычислив расход Gi в сечении 1—1, ха-
рактеризуемый интегралом в левой части уравнения
(XI.47), и разделив его на N частей. Эта операция
выполняется за счет подбора верхнего предела ин-
тегрирования Гц и при использовании ЭВМ затруд-
нений не встречает. Далее по формуле (XI.32) опре-
делим с\и на поверхностях тока и по уравнению
(XI.55), с помощью метода последовательных при-
ближений — величину сц, а значит, и новое значе-
ние угла оц. Таким образом вычисляются пара-
метры в сечении 1—1 в первом приближении. Ите-
рационный процесс осуществляется до достижения
необходимой точности. Полученное распределение
параметров в сечении 1—1 потребуется в конце
расчета уточнить еще раз, так как определяющая
(при заданных р'т, Хис и прис2ис = 0) расход безраз-
мерная скорость ХС| — функция параметра («/ciu)Ci
вычисляемого после расчета сечения 2—2.
Положение поверхностей тока в сечении 2—2
в первом приближении найдем, использовав в ка-
честве нулевого приближения результаты расчетов
при /? = оо, тем же методом, что и в сечении 1—1.
Для этого вычислим интеграл в правой части фор-
мулы (XI.47), характеризующий расход G2 в сече-
нии 2—2. Применив известное термодинамическое
соотношение [16]	= xix2 (7’* /?’* )ft/(ft-1’, пре-
образуем этот интеграл к виду
(р;//?;)_( (?;,/г!)2 »-> х
?2
X Я Q'w,) sin p2f2 dr,	(XI.56)
где
6-У-к[ттт)
а пределы интегрирования г' и г" назначаются
в зависимости от выбранных перекрыш и меридио-
нального раскрытия проточной части.
Найденный таким образом расход G2 в сечении
2—2 должен быть равен расходу Gi в сечении 1—1,
что достигается подбором соответствующей вели-
чины угла 02с. Установив величину 02с, определим
радиусы поверхностей тока в сечении 2—2, а также
необходимый для дальнейшего расчета радиус ricc
той поверхности тока в сечении 1—1, которая в се-
чении 2—2 расположена на среднем диаметре сту-
пени (для нее г2 = 1).
В сечении 2—2 поверхности тока будем считать
цилиндрическими и расчеты выполним без учета
кривизны поверхностей тока. Поэтому для вычис-
ления G2 в первом и последующих приближениях
можно воспользоваться формулами, выведенными
в п. XI.3, но записанными с учетом изменения ра-
диуса поверхности тока вдоль оси г. Тогда формула
для расчета температуры Т* получится из выраже-
ния (XI.45) путем замены Г* на Т* , г2 на г2 и г1-п
на г1”71, а уравнение (XI.36) при с2110 = 0 примет
вид с2,< = (fl-" — Нй")/г2, где rice —найденный
выше радиус поверхности тока, проходящей через
72= 1.
Для расчета с2г нельзя пользоваться формулой
(XI.37), полученной путем интегрирования уравне-
ния (XI.4) с учетом выражения (XI.36) и равенства
с<2с = с2гс- При выбранных меридиональных обво-
дах проточной части отношение C^c/cizc^1; оно бу-
дет однозначно определено в процессе расчета. При
с?.ис = 0 в рассматриваемом случае получим
-2	« ctS2 fee Lof~ dr \
где для вычисления интеграла в правой части, за-
висящего от радиусов Г1 поверхностей тока в сече-
нии /—1, удобнее всего воспользоваться методами
численного интегрирования.
Необходимые для определения расхода значения
углов 0* найдем по известным с22, с2м и 0*с из тре-
угольников скоростей при С2ис = 0. Рассчитанные
величины вместе с безразмерной скоростью
вычисляемой по формуле (XI.46), позволяют найти
расход G2 и, скорректировав угол 02с, определить
радиусы поверхностей тока во втором приближе-
нии, т. е. организовать итерационный процесс. Рас-
считав параметры в сечении 2—2, по уравнению
199
(XI.42) вычислим новое значение (и/щи)с и уточ-
ним результат, повторяя весь расчет. Представлен-
ный ниже анализ на базе изложенного расчета вы-
полнен для цилиндрических границ проточной части
(г' = г' и г" = г"), поэтому формулы (XI.40) —
(XI.42), записанные для цилиндрических поверхно-
стей тока, остаются справедливыми при вычисле-
ниях у корня и периферии ступени.
В расчетах с учетом меридионального искривле-
ния поверхностей тока обнаруживается существен-
ное влияние показателя п на градиент степени ре-
активности и другие параметры ступени (рис. XI.5).
Характеристики ступени, рассчитанные с учетом
кривизны линий тока, удовлетворительно согласу-
ются с вычисленными на цилиндрических поверхно-
стях тока (см. рис. XI.2) лишь при близких к еди-
нице значениях п. Если угол а1с = 16° (рис. XI.5, б),
то уже при п ~ 0,9 для di = 4 и п = 0,7 для di = 10
расхождения по углу а" и величине Др'составляют
соответственно 3—4 и 7—8°. Аналогичная картина
наблюдается и для а1с = 20°. Поэтому методика
расчета на цилиндрических поверхностях тока мо-
жет дать приемлемый по точности результат только
для закруток, близких к cur = const, особенно при
малых di.
Превалирующее влияние радиуса меридиональ-
ной кривизны на структуру потока проявляется
в том, что, как это следует из рис. XI.5, при выборе
малых величин п резко снижается градиент степени
реактивности, который в расчетах на цилиндриче-
ских поверхностях тока изменялся мало. При этом
значительно смягчаются жесткие ограничения, свя-
занные с чрезмерно малыми углами а" и свойствен-
ные методу расчета без учета кривизны поверхно-
стей тока. Необходимость учета меридиональной
кривизны поверхностей тока в расчетах закруток
потока, значительно отличающихся от условия
cur — const, указывалась исследователями, посвя-
тившими свои работы изучению характеристик сту-
пеней со сниженным градиентом степени реактивно-
сти без ТННЛ. Экспериментальные характеристики
таких ступеней [4, 18, 19] удовлетворительно со-
гласуются с расчетными, если последние получены
с помощью методов, учитывающих искривление ли-
ний тока.
На градиент степени реактивности и структуру
потока влияет также форма меридиональных обво-
дов проточной части. Свободный поток за НА, не
имеющий радиального градиента давления, прини-
мает форму однополостного гиперболоида враще-
ния [17, 21]. В литературе подробно освещены ме-
тоды расчета и результаты экспериментальных ис-
следований ступеней с различными геометрическими
формами меридиональных обводов проточной части
[5, 13, 24]. Снижение градиента степени реактивно-
сти за счет меридионального профилирования мо-
жет найти, по-видимому, лишь ограниченное при-
менение в мощных паровых турбинах, так как су-
щественное искривление ограничивающих ступень
поверхностей нарушает плавность обводов проточ-
ной части и усложняет конструкцию цилиндров.
Влияние искривления меридиональных обводов,
если их форму можно аппроксимировать косинусои-
дой, легко учитывается в изложенном выше методе
расчета. При обычно применяемых в конструкциях
цилиндрических или конических границах проточ-
ной части радиус меридиональной кривизны по-
200
верхностей тока с приближением к корню и пери-
ферии ступени резко возрастает и на меридиональ-
ных обводах обращается в бесконечность. Это ска-
зывается на пространственной структуре потока
и при заданном распределении окружных скоростей
в межвенцевом зазоре (curn = const) приводит
к нелинейной зависимости угла оц от г. Отклонения
оц от линейного распределения возрастают с умень-
шением п и di. Однако при Zuc = 0,5, согласно ре-
зультатам расчетов, выполненным при цилиндриче-
ских меридиональных обводах, они в крайних слу-
чаях не превышают ±1,5°. Для того чтобы достиг-
нуть полезного с технологической точки зрения
плавного изменения угла ои, можно строить метод
расчета исходя из заданного распределения уг-
лов at (г).
Сравнение результатов расчетов ступеней с за-
круткой потока Cturn, выполненных с ТННЛ при
со = const и без применения ТННЛ при ai = varia
(рис. XI.3 и XI.5), показывает, что при равных по-
казателях п тангенциальный наклон НЛ сильнее
влияет на структуру потока. Учитывая также высо-
кий к. п.д. ступеней с ТННЛ (см. п. XII. 1) и тех-
нологическую простоту изготовления НА с ТННЛ,
этот метод снижения градиента степени реактивно-
сти с успехом можно применять при проектирова-
нии. Во многих случаях только с помощью ТННЛ
удается получить нулевой или отрицательный гра-
диент степени реактивности в ступени. Если сту-
пени, имеющие Дрт 0, проектировать без ТННЛ,
только с увеличивающимся к корню углом at, то
даже при средних значениях di угол а" становится
недопустимо малым, в то время как ступени
с ТННЛ свободны от этого недостатка.
Ступени с хорошей структурой потока можно
спроектировать, используя одновременно ТННЛ
и закрутку НЛ с увеличивающимся от периферии
к корню углом «1 [14]. Достаточно точный для ин-
женерных целей метод расчета строится путем ком-
бинации изложенных выше методов расчета ступе-
ней с ТННЛ (см. п. XI.2) и без ТННЛ с учетом
кривизны линий тока. Так, полагая ширину лопаток
В неизменной вдоль радиуса, получим для вели-
чины го/В (здесь го — радиус окружности, касатель-
ные к которой образуют выходные кромки НЛ
в плоскости ги) выражение
г"
( (cos2a/r — sin2a/7?) dr + In (c”lc’)
= —--------P----------------------•	(XI.57)
f [(sin a COS a)/r] dr
r'
При заданной ширине В и известной функции
a1 = a1(r) по уравнению (XI.57) определяется г0,
а затем угол тангенциального наклона 6С =
= arcsin (го/В).
XI.5. ПРОЕКТИРОВАНИЕ
С УЧЕТОМ РАДИАЛЬНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ
СКОРОСТЕЙ
Выше обсуждались приближенные методы рас-
чета распределения параметров потока в ступени,
основанные на пренебрежении радиальными состав-
ляющими скоростей. Рассмотрим решения газоди-
намической задачи, учитывающие нецилиндрич-
ность течения в расчетных сечениях.
Обратная задача. Обратимся к полной системе
уравнений, описывающих стационарное осесиммет-
ричное движение невязкого совершенного газа
[15, 27].
Уравнения движения в форме Эйлера
в проекциях на оси г и и:
Сг dcrldr^f-Сг dCrldz — Си/г = —dpi? dr-\-Fr; (XI.58)
сг д (саг)1гдг-{-сг dcjdz = Fu.	(XI.59)
В этих уравнениях Fr и Fu — проекции непрерывно
распределенных массовых сил [17]. Здесь прене-
брегаем вязкостью, поэтому вектор массовых сил
ортогонален поверхности лопатки, за которую в осе-
симметричной задаче примем поверхность, образо-
ванную средними линиями профилей лопатки.
Уравнение энергии в области РК
i*u = i*-cua=f(r, z),	(Х1.60)
где I* — полная энтальпия, постоянная вдоль линии
тока в обратимых и необратимых процессах без теп-
лообмена.
Действительно, если в адиабатном процессе по-
ток совершает механическую работу, то энтальпия
торможения i*=t + c2/2 убывает в соответствии
с уравнением di* = —dhu. Интегрируя это равен-
ство в пределах от начальных до текущих парамет-
ров, получим I* — I* = си0и0 — сии и, следовательно,
I* — cuoUo = i*— сии = i* = const. Если известно
распределение величины i* в начальном сечении
потока, то становится определенной и функция
f (г, г). Для течения в неподвижных элементах сту-
пени турбомашины и = 0 и г* -- i*.t
Уравнение состояния совершенного газа
(p/pft)y?-i=const.	(XI.61)
Задание величины и, связанной с изменением энтро-
пии, превращает уравнение состояния (XI.61)
в уравнение процесса.
Необратимые потери энергии, вызванные тре-
нием, в системе уравнений (XI.58) — (XI.61) учиты-
ваются только термодинамически с помощью коэф-
фициента х. Строго говоря, в уравнения движения
должны быть также введены члены, отражающие
влияние сил трения. Однако имеющиеся количест-
венные оценки сил трения [28] указывают на их ма-
лость по сравнению с другими членами уравнений
(XI.58) и (XI.59) при течении с малыми потерями.
Система (XI.58) —(XI.61) не содержит уравнения
движения в проекции на ось г. Это уравнение ав-
томатически удовлетворяется в рамках принятых
допущений, так как интеграл трех уравнений дви-
жения вдоль линии тока в совокупности с первым
законом термодинамики приводит к уравнению
энергии, входящему в систему уравнений (XI.58) —
(XI.61).
Преобразуем систему (XI.58) — (XI.61) для об-
ласти РК, исключив из нее давление, плотность
и проекции массовых сил Fu и Fr. Вследствие орто-
гональности поверхности лопатки, установленной
с тангенциальным наклоном 5, вектору F его про-
екции связаны соотношением Ег=—Fu tg 6. Следо-
вательно, из уравнений (XI.58) и (XI.59) можно
исключить проекции массовых сил и записать
2
дсг	.	дсг___си _____1	др
Cf дг	'Сг	дг	г	р	дг
_ tg 8 (Л.+ Сг . (XI.62)
26 Зак. № 50
201
Величину др[рдг найдем, пользуясь уравнениями
(XI.60) и (XI.61). Запишем очевидное дифферен-
циальное равенство
(1/р) др1дг = ~ (р1?)+(р1р) д In р/<?г. (XI.63)
Производную д 1п р/дг определим с помощью урав-
нения (XI.61). При расчете течения в НА и меж-
венцовом пространстве константу в этом уравнении
удобно задать по параметрам входного сечения
0—0. Переходя к расчету РК, для упрощения вы-
числений эту константу рационально определять по
параметрам сечения 1—1, поэтому (XI.61) запишем
так:
р^’Нр/рЖ/лН’1,
где х2—коэффициент неизоэнтропийности для об-
ласти РК, причем изменение энтропии As отсчиты-
вается от сечения 1—1.
В результате логарифмического дифференциро-
вания предыдущей формулы получим
д In р _	1 Гр д / р \
dr k — 1 р дг \ р )
д . pi д 1	й-1
-з- In -Ч- — -д- In *2
дг р* дг
Подставив последнее выражение в (XI.63), а также
использовав формулу для энтальпии совершенного
газа i — kp/p (/г — I), получим
1 др di i / д pi д k-\\
Т^Г==^Г~^^1П^~^Г1ПХ2 I-
(XI.64)
Из уравнения (XI.64) исключим производную
di/dr. Для этого продифференцируем выражение
(XI.60) по радиусу
. di , д ( с2\	й(сиг)
дг ~ dr f dr 1 2 J дг	’
(XI.65)
где о = и/г — угловая частота вращения РК.
Учитывая, что с2 = с2и + с2 + с2, из (XI.64)
и (XI.65) получим
_L2£_ —„ дс" п dcz । ... д(сиг)
Р dr dr г дг " дг 2 дг	дг
Таким образом, подставив последнее выражение
в (XI.62), найдем
i / д , pi д . д-i\ ,
5Г1п*2	+
+	+	(Xi.66)
Если последний член правой части уравнения
(XI.66) перенести в левую часть, то там окажется
выражение для окружной составляющей вихря ско-
рости. Поэтому формулу (XI.66) называют иногда
уравнением кольцевого вихря. Для расчета течения
в НА можно пользоваться тем же уравнением
(XI.66), положив (о = 0 и заменив i*, pi/pj и х2
соответственно на i*, ро/р^ и xi. Здесь xi—-коэффи-
циент неизоэнтропийности в области НА, причем от-
счет изменения энтропии ведется от сечения 0—0.
Уравнение неразрывности
<5 (РХ™,)/г дг+<? (pxG)/<?2=0,	(XI.67)
где%=1—yjt — коэффициент стеснения, учиты-
вающий загромождение потока лопатками; у — тол-
щина профиля в окружном направлении.
Уравнение кольцевого вихря совместно с уравне-
нием неразрывности можно решать в рамках пря-
мой задачи при известной геометрии лопаточного
аппарата или в рамках обратной задачи, находя
геометрические характеристики ступени по некото-
рым заданным условиям, определяющим характер
течения.
Система нелинейных дифференциальных урав-
нений в частных производных, аналогичная (XI.66)
и (XI.67), подробно исследована [28]. Показано,
что эта система является эллиптической при вели-
чине ст = 1 с2 4-съ , меньшей скорости звука, и ги-
перболической, когда ст больше скорости звука.
Численное решение уравнений (XI.66) и (XI.67)
можно выполнять, например, в полуфиксированной
сетке методом прямых [27], заменяя частные произ-
водные dculdz и dcrjdz конечными разностями. Та-
кая замена позволяет проинтегрировать уравнение
(XI.66) в плоскости z — const
Величина с2С в уравнении (XI.68) должна подби-
раться для расчетного сечения с помощью последо-
вательных приближений в соответствии с заданным
расходом на ступень, который удобно вычислять,
используя газодинамические функции, в виде
ей f _	у
V T*w /1 + tg2 1 + etg2 8
X(T*wlT*^kKk~X} rdr.	(XI.69)
Уравнение расхода для области НА получим из
формулы (XI.69), заменив р* на р* , х2 на xi, q (л«,)
на q (Xc), Т* на Г*, р на а, а также положив
(7* /Т*	= j
Таким образом, для расчета пространственного
течения необходимо решить интегральное уравнение
кольцевого вихря (XI.68), удовлетворив одновре-
менно уравнению расхода (XI.69). В процессе ре-
шения рассчитывают все газодинамические пара-
метры потока и находят координаты линий тока
с помощью уравнения расхода, аналогичного
(XI.69), где место периферийного радиуса ступени
в верхнем пределе интегрирования занимает теку-
щий радиус линии тока.
202
Для того, чтобы в рамках метода конечных раз-
ностей, пользуясь полуфиксированной сеткой, по-
строить вычислительную схему решения, необхо-
димо выбрать расчетные сечения 2 = const вдоль
оси z. Если выбирать расчетные сечения внутри ло-
паточных венцов, то при решении обратной задачи
возникает вопрос о задании в этих сечениях неко-
торых характеристик потока, например, распреде-
ления скоростей вдоль радиуса. В настоящее время
затруднительно сформулировать оптимальные ус-
ловия, которым должно отвечать такое распределе-
ние. В первом приближении шаг между сечениями
по оси z можно выбрать равным ширине лопаточ-
ных венцов и вести расчет лишь в сечениях 1—1
и 2—2.
Для решения обратной задачи в указанной по-
становке необходимо ввести два дополнительных
условия. Можно задать, например, распределение
ciur вдоль радиуса в сечении 1—1, представив его
в виде степенной зависимости Ciurn = const, или
принять плавный закон изменения угла по вы-
соте проточной части, что приведет к технологиче-
ски простой форме лопаток НА. В качестве второго
дополнительного условия можно выбрать либо рас-
пределение удельной работы hu по высоте ступени,
либо распределение осевых составляющих скорос-
тей в сечении 2—2. Для ступеней многоступенчатых
турбомашин представляется важным выдерживать
условие hu — const вдоль радиуса или близкое
к нему.
В специальной литературе подробно описаны
численные методы решения обратной задачи, осно-
ванные на тех же принципиальных предпосылках,
что и изложенный выше. Во многих из них в основ-
ные уравнения вместо расхода, а иногда и проекций
скоростей вводится функция тока [7, 27, 34], что со-
здает известные удобства при организации вычис-
лительного процесса. Предлагается также решать
обратную задачу и в области лопаточных венцов
с использованием полей коэффициентов стеснения
X, заданных исходя из геометрических характерис-
тик уже спроектированных ступеней аналогичного
типа [7].
На наш взгляд, в инженерных расчетах нет не-
обходимости добиваться чрезмерной точности реше-
ния обратной задачи. В процессе проектирования,
как правило, неизбежна неоднократная корректи-
ровка лопаточного аппарата, связанная с требова-
ниями технологичности, прочности и вибрационной
надежности. Поэтому для предварительных расче-
тов даже относительно длинных лопаток послед-
них ступеней паровых турбин заслуживает внима-
ния простейший частный случай обратной задачи
с учетом радиальных составляющих скоростей —
конический поток [25, 27]. Вместе с тем проектируя
ступени, в которых существены радиальные тече-
ния, на заключительном этапе целесообразно ста-
вить хорошо разработанную в настоящее время
прямую задачу газодинамического расчета для
окончательного выбора геометрических характе-
ристик.
Прямая задача. К точности проверочного рас-
чета спроектированной тем или иным приближен-
ным методом ступени с относительно длинными ло-
патками должны предъявляться высокие требова-
ния. Поэтому основное внимание уделим решению
прямой задачи в полной постановке [7, 11, 27, 28].
Приближенные методы, основанные на задании ме-
ридиональных линий тока в виде прямых [6, 9], си-
нусоид [29, 38] или семейства, соответствующего
форме меридиональных границ проточной части
[6, 25], могут с успехом применяться при сравни-
тельно малых отклонениях потока от цилиндриче-
ского и для расчетов на переменных режимах, когда
к точности не предъявляются повышенные требо-
вания.
По-видимому большей точностью обладают
методы приближенных расчетов другой группы,
в которых задается функция, определяющая распре-
деление в сечении z = const радиальных скоростей,
перемещений или расхода [20, 25, 33] и неизвест-
ный масштабный множитель, который находят
в процессе решения.
Выведем основное расчетное уравнение прямой
задачи, воспользовавшись формулой (XI.66). При
решении прямой задачи известны углы лопаточ-
ного аппарата в любых расчетных сечениях. По-
этому уравнение (XI.66) преобразуем, введя в него
угол р между проекцией вектора скорости w на
Рис. XI.6. К определению угла 0
плоскость zu и направлением и (рис. XI.6). Этот
угол связан с углом рл между касательной к по-
верхности лопатки в плоскости zu и направлением
и формулой [28]
cfgp = ctg Рл+tgitgS,
(XI.70)
где tg у = wrlwz.
Выражение (XI.70) непосредственно следует из
условия ортогональности вектора скорости w и нор-
мали п к поверхности лопатки w - п = 0. При отсут-
ствии тангенциального наклона лопаток (6=0)
или радиальных течений (щг = 0) углы р и рл со-
впадают.
Рассмотрим течение в области РК, где си =
= czctgp + «. С помощью последней формулы вто-
рой член правой части уравнения (XI.66) приведем
к виду
(Ih—J=ctgp[(^.
\ r )	6 r L\ dr
d(car)
dr
1
y-) ctgP +
+^-^rCtgP+2u],	(XI.71)
26*
203
Подставив выражение (XI.71) в (XI.66), после пре-
образований найдем
дс, _ / д ,	. а cos2 8 \ .
-dr = c*hrlnSinP-----Г ) +
4-sin2₽[— [-^+4-№-lnx2-1 --i-ln-nr} +
г (	[ or 1 М dr	dr pf /
(XI.72)
Если в этом уравнении заменим угол (3 на а; г* на
на г*; х2 на pi/p\ на po/pfe0 и положим ю = 0, то
получим уравнение для расчета в области направ-
ляющего аппарата.
При достаточно больших расстояниях между
НА и РК может возникнуть необходимость в вы-
боре одного или нескольких расчетных сечений
в межвенцевом зазоре ступени. Для расчета в этих
сечениях можно использовать уравнение (XI.66)
с учетом условия cur — const вдоль линии тока, так
как в осевом зазоре нет сил, способных изменить
момент количества движения элементарных частиц
невязкой жидкости вокруг оси г.
Так же как и в случае обратной задачи, реше-
ние прямой задачи можно выполнить методом пря-
мых в полуфиксированной сетке. Для этого частные
производные вдоль оси z заменяют конечными раз-
ностями и уравнение (XI.72) интегрируют вдоль
радиуса
^ = £гс+/ (Mr In sin 0-сг4-
(^и i i / d , й-i	d , Pt \ ,
-д—F -p- -j- In x2---3— In -=-j- 4-
dr 1 k I dr z	dr ?i I '
i tg8 („ d (cur) ! „ Д (cur) ।
dr	j -f-
+ sir120(^-2U)ctg₽)jrfr. (XI.73)
Формула (XI.73) и уравнение неразрывности
(XI.69) позволяют с помощью последовательных
приближений найти распределение скоростей в сту-
пени.
Уравнения движения, на которых основано из-
ложенное решение, как указывалось, не содержат
сил трения, вызывающих изменение энтропии вдоль
линии тока, которое учитывается с помощью коэф-
фициентов неизоэнтропийности. Последние зави-
сят от принятых в расчете коэффициентов скорости
<р и ф.
При высоких значениях потерь энергии, осо-
бенно у корня и периферии ступени, а также в рас-
четах переменных режимов, возникает необходи-
мость учета сил трения. Даже при близких к еди-
нице значениях <р и ф, когда необязательно учиты-
вать силы трения, эти коэффициенты желательно
принимать переменными по высоте ступени, отра-
жающими реальные потери в решетках. В этой
связи весьма актуальны попытки систематизации
большого числа имеющихся экспериментальных
данных о потерях энергии в турбинных решетках
. sin2 3
[1, 2, 3, 23, 32], так как от достоверности принятых
коэффициентов потерь зависит точность расчета
пространственного потока в проточной части тур-
бины.
Вместе с тем рекомендуется снижать коэффици-
енты скорости в расчетах ступеней [2, 8] по срав-
нению с их значениями, заимствованными из опы-
тов с плоскими и кольцевыми решетками, или поль-
зоваться величинами ф и ф, полученными пересче-
том из экспериментальных характеристик ступеней.
Это связано с нестационарным характером обтека-
ния лопаточных венцов, вызванным периодической
шаговой неравномерностью набегающего потока,
а также со степенью его турбулентности, меняю-
щейся вдоль проточной части. Проблема влияния
нестационарности и степени турбулентности набе-
гающего потока на потери в турбинных решетках
рассматривается ниже (см. гл. XIV).
В процессе численного решения как прямой, так
и обратной задач возникает вопрос сходимости при-
ближений. Опыт выполненных расчетов и анализ
сходимости предложенных методов позволили дать
рекомендации [7, 11, 27] по выбору расчетных сеток
и коэффициентов релаксации, введение которых ус-
коряет расчетный процесс, а во многих случаях
оказывается необходимым для достижения сходи-
мости.
Рациональная организация вычислительного
процесса чрезвычайно важна как в решениях, осно-
ванных на уравнениях, записанных в цилиндриче-
ских координатах, так и в решениях, использующих
уравнения в естественной системе координат [7].
Прямую задачу возможно решать также вариаци-
онными методами [19].
Знание формы осесимметричных поверхностей
тока в спроектированной ступени позволяет рассчи-
тать обтекание решеток в слоях переменной тол-
щины [7, 11, 12, 28]. При существенных меридио-
нальных искривлениях линий тока такое уточнение
может оказаться полезным, так как вследствие из-
менения плотности тока в межлопаточном канале
меняется и картина распределения скоростей. Вме-
сте с тем имеются экспериментальные данные [26],
показывающие, что потери в решетках РЛ послед-
них ступеней ЦНД, спрофилированных на цилинд-
рических поверхностях, сохраняются практически
неизменными при меридиональных углах обтекания
у 30°. Поэтому во многих случаях с достаточной
точностью решетки можно профилировать на ци-
линдрических или (при малых di) на конических
поверхностях тока.
В последних ступенях паровых турбин рабочее
тело — влажный пар, кроме того, там имеют место
зоны сверхзвуковых течений. В настоящее время
не опубликовано достаточно полно развитых мето-
дов, учитывающих эти особенности течения в осе-
симметричной постановке задачи расчета простран-
ственного потока. Сверхзвуковой характер истече-
ния приближенно можно учесть, вводя по резуль-
татам первого расчета поправку на отклонение
потока в косом срезе сопла и повторяя расчет
вновь.
Особенности течения влажного пара в послед-
них ступенях хорошо изучены в одномерной поста-
новке. В совокупности с накопленными экспери-
ментальными данными они дают основание для
оценки дополнительных потерь от влажности и вы-
бора формы проточной части (см. гл. XIII).
204
ГЛАВА XII
АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ СТУПЕНЕЙ
Проблеме изучения аэродинамических характе-
ристик ступеней паровых турбин посвящена обшир-
ная литература, систематизирующая богатый рас-
четный и экспериментальный опыт. Успехи в обла-
сти аэродинамики турбомашин позволили получить
весьма высокие к. п.д. некоторых ступеней выпус-
каемых промышленностью паровых турбин. Однако,
несмотря на заметный прогресс аэродинамического
совершенствования проточных частей осевых тур-
бин, еще имеются резервы их улучшения.
Выполненные в последнее время исследования
позволяют значительно расширить применяемые
виды закруток потока в ступени и выбрать из них
наиболее подходящие для заданных условий ра-
боты. Особого внимания заслуживает проблема со-
кращения числа ступеней в паровой турбине и свя-
занная с ней задача создания экономичной ступени
высокой циркуляции.
Расчет потерь энергии в НА и РК ступеней па-
ровых турбин ведется, как правило, на базе экспе-
риментальных данных, полученных в опытах с плос-
кими и кольцевыми решетками. Вместе с тем ре-
альные условия обтекания НА и РК в ступени иные,
и потери в них могут быть существенно большими.
Эти потери приблизительно учитываются, если на-
турная ступень проектируется на основании харак-
теристик модельной ступени. Однако подавляющее
большинство исследований характеристик ступеней
выполнено на одноступенчатых моделях, без учета
взаимного влияния ступеней, работающих в группе.
Одно из центральных мест в аэродинамике па-
ровых турбин занимает изучение характеристик по-
следних ступеней. Исследования проводятся на ре-
жимах как номинальных, так и частичных нагрузок,
вплоть до режимов холостого хода и моторного.
Цель этих исследований — повысить к. п. д. и на-
дежность РЛ предельной длины.
Решить названные задачи аэродинамики паро-
вых турбин только теоретическим путем невоз-
можно, для этого требуется накопить значительное
количество экспериментальных данных. Ряд выпол-
ненных в последнее время в этом направлении опы-
тов позволяет обсудить поставленные проблемы.
X1I.1. СТУПЕНИ СРЕДНЕЙ ВЕЕРНОСТИ
СО СНИЖЕННЫМ ГРАДИЕНТОМ
СТЕПЕНИ РЕАКТИВНОСТИ
Внедрению в практику конструирования ступе-
ней со сниженным градиентом степени реактивно-
сти должны предшествовать широко поставленные
экспериментальные исследования. Такие исследова-
ния призваны продемонстрировать соответствие ре-
зультатов расчетов опытным данным, показать воз-
можность получения высокого к. п. д. этих ступеней,
несмотря на имеющиеся в них часто значительные
радиальные течения, и решить задачу использова-
ния кинетической энергии покидающего ступень
потока, который имеет переменный вдоль радиуса
угол а2. Необходимо также располагать экспери-
ментальными данными о влиянии на характерис-
тики этих ступеней таких важных конструктивных
факторов, как межвенцевое расстояние и радиаль-
ный зазор над РК.
Ниже приведены результаты серии опытов, по-
ставленных в ЛПИ [11] с целью изучения характе-
ристик ступеней с ТННЛ и с увеличивающимся
к корню углом «1. В этих опытах главное внимание
уделено ТННЛ как технологически достаточно про-
стому и аэродинамически эффективному способу
воздействия на пространственную структуру потока.
Модельные ступени с ТННЛ спроектированы изло-
женным в п. XI.2 приближенным методом, ступень
с увеличивающимся к корню углом он рассчитана
с учетом меридиональной кривизны поверхностей
тока (см. п. XI.4).
Все модельные ступени имели цилиндрические
обводы поточной части, одинаковые корневые и пе-
риферийные диаметры (коэффициент веерности
di— 6,34), перекрыши (Д= 1,4 мм), радиальные
зазоры над РК (б = 1,1 мм) и равные на среднем
диаметре углы выхода потока из НА (ai = 18° 10').
Ступени различались только геометрическими ха-
рактеристиками лопаток НА и РК (табл. XII.1).
Опыты проводились на воздушном стенде при чис-
лах А4С1«0,6.
Ступень 1 закручена в соответствии с усло-
вием cur = const при постоянной по высоте удель-
ной работе, выходные кромки ее НЛ расположены
радиально. Расчет этой ступени выполнен без учета
меридиональной кривизны линий тока и радиаль-
ных составляющих скорости. Это ступень обычного
типа, и ее характеристики рассматриваются для
сравнения с характеристиками ступеней, имеющих
ТННЛ.
Ступень 2 выполнена с ТННЛ (на среднем
диаметре бс = 12°), лопатки ее НА и угол их ус-
тановки в решетке те же, что и в ступени 1. Ло-
патки РК ступени 2 спроектированы по приближен-
ной методике при условиях а, = const и hu —
— const и закручены по углу Pi иначе, чем РЛ сту-
пени 1.
Ступень 3 рассчитана так, чтобы обеспечить
в ;азоре между НА и РК закрутку потока по за-
кону вращения твердого тела (cur-1 = const),
и и юет угол бс = 23°. Согласно формулам (XI.27)
и (XI.28), на структуру потока в равной степени
влияют величины sin б и В. Поэтому, чтобы не по-
лучить слишком больших углов ТННЛ, ширина НЛ
ступени 3 уменьшена по сравнению с шириной НЛ
ступени 1 в четыре раза. При этом в четыре раза
уменьшены все линейные размеры профиля, вклю-
чая и радиус его выходной кромки. При ai = const
и закрутке cur~l = const углы 01 получаются посто-
янными вдоль радиуса, и РК ступени 3 выполнено
с незакрученными лопатками.
Ступень 4 спроектирована как ступень с при-
близительно постоянной по высоте степенью реак-
тивности (дс^дг = 0). Для нее угол ТННЛ выбран
20° 32' при ширине НЛ, равной 21,45 мм. Лопатки
РК ступени 4 закручены так, чтобы обеспечить
расчетные углы натекания и c2z = const. При этом
удельная работа hu мало меняется по высоте сту-
пени, а выходная кинетическая энергия не слишком
превышает минимальную величину, соответствую-
щую заданному расходу.
Ступень 5 образована НА ступени 4 и РК
ступени 3.
205
Таблица XII.1
Характеристики ступеней с ТННЛ
Величина	Решетка	Ступень					
		1	2	3	4	5	б
Хорда профиля на сред-	НА	66,0	66,0	16,5	33,0	33,0	33,0
нем диаметре, мм	РК	27,44	27,85	27,85	27,85	27,85	27,85
Шаг лопаток на среднем	НА	47,46	47,46	11,86	23,72	23,72	23,72
диаметре, мм	РК	16,37	17,45	17,45	17,45	17,45	17,45
Угол входа на среднем	НА	90°	90°	90°	90°	90°	90°
диаметре	РК	56° 24'	54° 59'	54° 59'	43° 08'	54° 59'	43° 08'
Угол выхода на среднем	НА	18°	18°	18°	18°	18°	18°
диаметре	РК	23°42'	23° 57'	23° 57'	27° 18'	23° 57'	27° 18'
Радиус выходной кромки	НА	0,30	0,30	0,07	0,15	0,15	0,15
профиля, мм	РК	0,25	0,25	0,25	0,25	0,25	0,25
Угол тангенциального	НА	0	12°	23°	20°	20°	11° 40’
наклона выходной кром- ки лопатки	РК	0	0	0	0	0	0
	НА	25	25	100	50	50	50
Число лопаток, шт.	РК	73	68	68	68	68	68
Ступень 6 спроектирована так же, как и сту-
пень 4, с постоянной вдоль радиуса степенью реак-
Рис. XII.1. К. п. д. и степень реактивности ступеней с ТННЛ:
/ — ступень 1; 2 — ступень 2; 3 — ступень 3; 4 — ступень 4; 5 — ступень 5
тивности. Однако для нее снижение градиента сте-
пени реактивности достигается не только с помощью
ТННЛ (бс = 10°40'), но и за счет увеличения угла
ои к корню ступени согласно уравнению tgai =
= tgaic (гс/т)1’5. При условии = const геометри-
ческий угол 02л профиля РЛ ступени 6 получился
постоянным по высоте, а расчетное изменение угла
выхода потока 02 обеспечено веерностью решетки
РЛ.
К. п.д. и степень реактивности (рис. XII. 1).
Градиент степени реактивности Дрт = р" — р' при
(u/Cq)opt, согласно опытным данным, в ступени 2
с ТННЛ вдвое меньше, чем в ступени 1. Ступень 2
имеет такой же, как и ступень 1 к.п.д. т)*, вычис-
ленный по давлению торможения за ступенью.
К-п.д. г], определенный по давлению в потоке за
ступенью, для ступени 2 получился примерно на 1 %
ниже, чем для ступени 1. Таким образом, при усло-
вии полного использования выходной кинетической
энергии ступени 1 и 2 окажутся равноэффектив-
ными.
Вместе с тем подробное траверсирование потока
в межвенцевом зазоре ступени выявило заметные
отклонения угла выхода потока из НА от расчет-
ных значений, связанные, как показал дальнейший
анализ, с влиянием осевого зазора, а также с не-
которыми погрешностями в проектировании НА
ступени 2 с ТННЛ. Так, НА ступени 2 был состав-
лен из наклоненных в тангенциальном направлении
закрученных сопловых лопаток ступени 1, и только
на среднем диаметре ступени можно было ожидать
расчетного натекания потока на лопатки РК, спро-
ектированные для работы в ступени, имеющей НА
с ТННЛ при at = const. Кроме того, угол выхода
потока at для данной решетки профилей зависит
от угла тангенциального наклона лопаток б, и для
того, чтобы в ступени с ТННЛ сохранить величину
ai, исходный профиль следует располагать на ци-
линдрических поверхностях. Эти соображения были
учтены при проектировании моделей 3—6, что при-
вело к повышению их к. п. д.
206
На ранней стадии исследований ступеней
с ТННЛ в различных организациях были постав-
лены опыты, в которых для этих ступеней исполь-
зовались те же РК, что и для ступеней обычного
типа, выбранных для сравнения характеристик.
В таких ступенях с ТННЛ, естественно, возникали
значительные углы атаки при входе потока на РК,
приводившие к низким к. п. д. ступеней, что послу-
жило причиной несправедливо сложившегося мне-
ния о снижении к. п.д. ступени под влиянием
ТННЛ. Опытные характеристики ступени, состав-
ленной из НА ступени 2 и РК ступени 1 еще раз
указывают на необходимость специального профи-
лирования лопаток РК ступеней с ТННЛ. Для этой
комбинации к.п.д. rj* получился на 1% ниже, чем
для ступени 2.
Градиент степени реактивности ступени 3, за-
крутка потока в межвенцевом зазоре которой со-
ответствует вращению твердого тела (показатель
п = —1), согласно расчетным и экспериментальным
данным,— отрицательный (рис. XII.1). Однако
опытная степень реактивности рт. с на среднем диа-
метре ступени 3 приблизительно на 15% выше рас-
четной, равной рт. с ступени 1. Повышение рт. с сту-
пени 3 вызвано тем, что живые сечения решеток ее
НА и РК не были согласованы по условию равен-
ства интегрального расхода [см. формулу (XI.31)].
Это привело к появлению отрицательных углов
атаки при входе потока на РЛ и повышению харак-
теристического числа (u/Co)0pt (рис. XII.1). Следо-
вательно, при расчете на цилиндрических поверхно-
стях тока ступеней с ТННЛ, имеющих существенно
переменные по высоте плотность рабочего тела
и проекции скоростей ciz и решетки их НА и РК
должны быть обязательно согласованы по расходу.
Несмотря на указанные погрешности проектиро-
вания, к. п.д. г]* ступени 3 более, чем на 1% превы-
шает к.п.д. ступени 1, т. е. в общем балансе влия-
ния различных факторов на эффективность сту-
пени 3 превалирует характерное для ступеней
с ТННЛ улучшение течения в конфузорных корне-
вых межлопаточных каналах РК при высокой кор-
невой степени реактивности и снижение вреднего
влияния радиального зазора над РК при низкой
периферийной степени реактивности [для ступени 3
при (n/Co)oPt имеем р'=59% и р" = 27%]. Для
ступеней с ТННЛ неизбежно некоторое снижение
коэффициента скорости в периферийных сечениях
НА вследствие уменьшения конфузорности потока
из-за отклонения его тангенциально наклоненными
лопатками к корню ступени. Этот недостаток, од-
нако, как показывает опыт, с избытком компенси-
руется перечисленными выше положительными фак-
торами.
Небольшое снижение к. п.д. г] ступени 3 по срав-
нению с к. п. д. ступени 1 связано с повышенными
выходными потерями в ступенях с ТННЛ, имеющих
переменный по высоте угол аг. Проблема использо-
вания выходной кинетической энергии промежуточ-
ной ступени многоступенчатой турбины обсуж-
дается в пп. XII.2 и XII.3 при анализе опытных дан-
ных, полученных при исследовании двухступенча-
тых отсеков.
В ступени 4, НА и РК которой во время проек-
тирования были тщательно согласованы по расходу
с помощью корректировки лопаточных углов, опыт-
ное значение рт. с = 0,25 совпадает с расчетным.
Вместе с тем эта ступень имеет небольшой отрица-
тельный градиент степени реактивности (Арт =
= —0,15), т. е. расчетное условие ApT«O в ней не
соблюдается. Такое несовпадение, как показали
дальнейшие исследования, результаты которых при-
ведены ниже, связано с влиянием на характеристики
ступеней с ТННЛ межвенцевого зазора, относитель-
ная величина которого в ступени 4 в два раза
меньше, чем в ступени 3. Для ступени 3 с узкими
НЛ и большим межвенцевым зазором опытная и
расчетная величины Арт совпадают. Нерасчетное
значение Арт ступени 4 вызывает отрицательные
углы атаки у корня и положительные у периферии
РК и, как следствие этого, небольшое снижение
к. п. д. г] и т|* по сравнению с другими ступенями,
имеющими ТННЛ. Поэтому была испытана сту-
пень 5, составленная из НА ступени 4 и РК сту-
пени 3, так как последнее изготовлено из незакру-
ченпых РК и хорошо согласуется со структурой по-
тока на НА ступени 4. Эта ступень показала самый
высокий к. п. д. т|* средн ступеней 1—5 и более вы-
сокий к. п. д. т), чем ступени 2—4 с ТННЛ
(рис. XII.1).
Рис. XII.2. К- и. д. и степень
реактивности ступени 6
Накопленный опыт расчета ступеней с ТННЛ
и изучение их экспериментальных характеристик
позволили учесть главные особенности течения в та-
ких ступенях и спроектировать высокоэффективную
ступень 6 постоянной степени реактивности. В этой
ступени кроме ТННЛ использована закрутка НЛ
с увеличивающимся к корню углом а;. Как пока-
зали расчеты (см. рис. XII.4), используя такую ком-
бинацию конструктивных приемов, можно умень-
шить искривление меридиональных поверхностей
тока в межлопаточных каналах НА и снизить по-
тери у периферии НА вследствие меньшего танген-
циального наклона НЛ, чем в ступенях, спроекти-
рованных только с ТННЛ.
Согласно опытным данным (рис. XII.2), макси-
мальные величины ц и TI* для ступени 6 составили
0,832 и 0,920 соответственно, что существенно выше,
чем для любой из ступеней 1—5. При этом благо-
даря введению поправки на величину межвенцевого
зазора и хорошему согласованию решеток НА и РК
по расходу как градиент степени реактивности, так
и степень реактивности рт. с близки к расчетным.
Таким образом, экспериментальные характери-
стики семейства ступеней с ТННЛ показали, что
вполне возможно отработать ступень с существенно
сниженным градиентом степени реактивности, уро-
вень необратимых потерь энергии в которой не
выше, а даже ниже, чем в ступени обычного типа.
При этом значительные радиальные перетекания
рабочего тела (особенно большие в ступени 3,
207
у которой р'т2>р") не снижают к. п. д. ступени,
если РК спроектировано с учетом реальной про-
странственной структуры потока. Эти соображения
определили дальнейший интерес к ступеням
с ТННЛ и побудили продолжить детальные иссле-
дования их характеристик.
Влияние радиального зазора. Ступени с ТННЛ
вследствие пониженной периферийной степени ре-
активности должны быть менее чувствительны
к увеличению радиального зазора над РК, чем сту-
пени обычного типа. С целью количественной
оценки влияния радиального зазора 6 на к. п.д.
и степень реактивности ступеней с ТННЛ и необан-
даженными РК модели 1, 3 и 4 были испытаны при
трех значениях 6:1,1; 1,7 и 2,8 мм [11]. Изменение
зазора 6 производились за счет увеличения диа-
метра периферийного обвода ступени при неизмен-
ной высоте РЛ. Все остальные геометрические ха-
Рпс. XII.3. Влияние на к. п.д. и степень реактивности
относительного радиального зазора. (Обозначения те же.,
что на рис. XII. 1)
рактеристики ступеней 1, 3 и 4 сохранялись преж-
ними.
На рис. XII.3 представлены к. п.д. и степень ре-
активности, определенные при (u/Co)opt, в функции
относительного радиального зазора б = 6/Z2- При
увеличении б степень реактивности на среднем диа-
метре всех ступеней снижается приблизительно
в равной мере, а градиент Дрт сохраняется практи-
чески постоянным, и ступени 3 и 4 с ТННЛ
работают при существенно более низком значении
периферийной степени реактивности, чем ступень 1.
Поэтому к. п. д. ц и ц* ступеней с ТННЛ с увели-
чением радиального зазора снижаются менее интен-
сивно, чем к. п. д. ступени 1. При относительном
радиальном зазоре б > 0,032 к. п. д. q ступени 4
превышает к. п. д. ступени 1. Вследствие более вы-
сокого значения р" в ступени 3 ее к. п. д. q стано-
вится равным к. п.д. ступени 1 при большем зазоре
б, чем для ступени 4.
В ступенях, имеющих бандаж над РК, где влия-
ние течения в области радиального зазора распро-
страняется на меньшую глубину в основной поток,
преимущество ступеней с ТННЛ при больших зазо-
рах б может оказаться меньшим, чем в случае от-
сутствия бандажа. Тем не менее и для ступеней
с бандажом снижение степени реактивности у пе-
риферии благотворно скажется на к. п. д., особенно
208
при увеличенных радиальных зазорах, иногда до-
пускаемых в эксплуатации. Снижение величины р"
полезно также с точки зрения уменьшения перемен-
ных аэродинамических сил, действующих на бан-
даж и способствующих возникновению низкоча-
стотной вибрации роторов мощных паровых турбин.
Течение через НА. При выходе из НА ступени
с ТННЛ, имеющей постоянный по высоте угол аь
согласно приближенному методу расчета (см.
п. XI.2), окружная и осевая составляющие абсо-
лютной скорости меняются в соответствии с урав-
нениями CiUrn = const и С1г.гп = const. Этот метод,
позволяющий правильно прогнозировать главные
особенности структуры потока в межвенцевом за-
зоре ступени с ТННЛ, вместе с тем не учитывает
радиальных составляющих скоростей и развит при
допущении о равномерном воздействии на поток ло-
паточной силы F в пределах всей ширины В напра-
вляющего аппарата. В действительности по мере
уменьшения угла поворота потока, текущего сквозь
НА, с приближением его к выходным кромкам НА
сила F исчезает, и снижение градиента давления
в межвенцевом зазоре ступени с ТННЛ можно объ-
яснить только исходя из пространственной струк-
туры потока.
Существенное снижение градиента давления за
НА ступени с ТННЛ связано со значительным ис-
кривлением меридиональных поверхностей тока, та-
ким, что радиальная составляющая возникающей
при этом центробежной силы инерции противодей-
ствует центробежной силе, соответствующей ок-
ружной составляющей скорости с1и. В ступенях
с нулевым или отрицательным градиентом степени
реактивности радиус кривизны меридиональных по-
верхностей тока достаточно мал. Скорости clz за НА
таких ступеней с ТННЛ при «i = const постоянны
или увеличиваются вдоль радиуса. Поэтому ради-
альные смещения поверхностей тока между входом
в НА и выходом из него невелики и могут оказаться
даже положительными. В этих условиях малый ра-
диус меридиональной кривизны поверхности тока
в сечении за НА может возникнуть только в случае,
если поверхность тока в пределах направляющей
решетки будет заметно отклоняться к периферии,
причем тем сильнее, чем больше снижение гради-
ента степени реактивности по сравнению с величи -
ной Дрт, соответствующей условию cur = const.
Анализ условий равновесия пространственного
потока в межлопаточных каналах НА подтверждает
высказанные соображения. Действительно, в месте
максимальной изогнутости профиля, расположен-
ной в решетках НА обычно ближе к входным кром-
кам, окружная составляющая лопаточной силы Fu,
зависящая главным образом от величины czdculdz,
оказывается максимальной. Максимальной стано-
вится и пропорциональная ей радиальная состав-
ляющая лопаточной силы. При этом окружная со-
ставляющая скорости си еще невелика, и, чтобы
обеспечить условия радиального равновесия, при
больших углах ТННЛ может потребоваться отри-
цательный радиальный градиент давления. Тогда
в периферийной части НА скорости будут боль-
шими, чем у корня, что при да/дг ~ 0 приведет
к отклонению меридиональных поверхностей тока
в сторону больших радиусов. Отметим, что стесне-
ние потока лопатками постоянной ширины вызы-
вает дополнительный заброс линий тока к перифе-
рии НА в районе максимальной толщины профиля.
В ступенях, в которых снижение градиента сте-
пени реактивности обусловлено увеличением угла
«1 к корню без применения ТННЛ, расходная со-
ставляющая скорости существенно в большей мере
уменьшается к периферии, чем в ступенях с ТННЛ.
Поэтому радиальные смещения меридиональных
поверхностей тока в них всегда отрицательны
[20, 38] и заброс линий тока к периферии НА ока-
зывается меньшим.
Изложенная выше качественная оценка картины
течения в области НА ступеней со сниженным гра-
диентом степени реактивности подтверждается
(рис. XII.4) расчетами пространственного потока1
на базе решения прямой задачи конечно-разност-
ными методами (см. п. XI.5). Для расчетного ана-
лиза были выбраны четыре решетки (А —Г)
й1Л происходит перераспределение углов он, кото-
рые у периферии уменьшаются, а у корня возрас-
тают. Перераспределение углов заканчивается,
когда исчезает меридиональная кривизна линий
тока. На рис. XII.5 показано полученное в расчетах
радиальное распределение углов потока он на рас-
стоянии 20 мм от выходных кромок НА в кольцевом
цилиндрическом пространстве за ним. Чем больше
меридиональная кривизна линий тока в сечении
выходных кромок лопаток, тем значительнее раз-
личаются углы К1л и ai. У периферии решеток Г
(<5с = 30°, т = 0) и Е (<5с = 0, т = 3,4) на рас-
стоянии 20 мм от их кромок оказывается с2 <0,
и безотрывное течение существовать не может. Ре-
зультаты приведенных расчетов качественно под-
тверждаются опытами ЛКИ с кольцевыми решет-
Рис. XII.4. Линии тока в кольцевых решетках
Параметр	А	Б	в	Г	Д	Е
т	0	0	0	0	1,5	3,4
sc> • • • °	0	10	20	30	12	0
Рис. XII.5. Распределение углов щ за
выходными кромками кольцевых реше-
ток (-------) и на расстоянии 20 мм от
них (-------).(Обозначения ступеней те
же, что на рис. XI 1.4)
с ТННЛ при 0С1л = const с различными углами бс,
одна решетка (Е) с увеличивающимся углом СС1Л
к корню и одна решетка (Д), в которой применен
ТННЛ совместно с переменным углом СХ1Л. Угол
СС1Л изменялся в соответствии с уравнением tgau=
= (rc/r)m tg а1ЛС. Все решетки были составлены из
однотипных профилей и имели одинаковую вели-
чину а1лс = 18° 10'.
В кольцевом цилиндрическом пространстве за
решеткой НЛ по мере удаления от ее выходных
кромок кривизна меридиональных линий тока сни-
жается, радиальные составляющие скорости стре-
мятся к нулю, а сниженный в сечении выходных
кромок радиальный градиент давления увеличи-
вается. При этом, если пренебречь вязкостью рабо-
чего тела, следует считать неизменным вдоль линии
тока момент скорости сиг. Так как относительное
изменение радиуса линии тока невелико, мало бу-
дет меняться и величина си. Изменение же расход-
ной составляющей скорости, вызванное снижением
давления у корня решетки и ростом его у перифе-
рии, оказывается существенным.
Поэтому в кольцевом пространстве за решеткой
с ТННЛ или с увеличивающимся к корню углом
1 Расчеты выполнены канд. техн, наук Н. Н. Афанасьевой.
ками, имеющими ТННЛ [18, 25]. В этих опытах на-
блюдалось существенное снижение углов ои у пери-
ферии и возрастание их у корня решетки вниз по
потоку. При большом удалении от выходных кромок
лопаток у периферии решеток со значительным
ТННЛ был обнаружен отрыв потока.
Результаты траверсирования ступеней. На
рис. XII.6 представлены результаты траверсирова-
ния потока за НА и РК ступеней 1, 3 и 4, выпол-
ненного при осевом зазоре <52 = 20 мм в плоскостях,
отстоящих на 13 мм от выходных кромок НЛ и на
10 мм от выходных кромок РЛ.
В ступени 1 без ТННЛ угол ab измеренный
в плоскости траверсирования, практически по всей
высоте, за исключением периферийной зоны, соот-
ветствует вычисленному по формуле arcsin ajt.
В ступенях 3 и 4 с отрицательным и нулевым гради-
ентом степени реактивности происходит существен-
ная раскрутка потока, причины которой были разъ-
яснены выше. Так, в ступени 3 увеличение си
у корня достигает 15°. Углы входа потока на РЛ
ступеней 3 и 4 также заметно отличаются от рас-
четных, в результате чего у корня возникают отри-
цательные, а у периферии — положительные углы
атаки.
27 Зак. № 50
209
Для ступеней с ТННЛ характерны сниженные
по сравнению со ступенью обычного типа потери
энергии в корневых сечениях НА (рис. XII.6). По-
тери в периферийных сечениях несколько повы-
шаются. Этот результат тесно связан с особенно-
стями пространственного обтекания решетки НА
с ТННЛ (см. рис. XII.4). Уменьшение конфузорно-
сти в выходной части межлопаточного канала у пе-
риферии НА ступеней со сниженным градиентом
степени реактивности вследствие отклонения мери-
диональных линий тока к корню ступени вызывает
дополнительные потери энергии. Увеличение же
конфузорности выходной части межлопаточного ка-
нала у корня НА способствует снижению потерь
энергии.
Рис. XII.6. Результаты траверсирования потока в ступенях
с ТННЛ. (Обозначения те же, что на рис. XII.1)
Зависимость степени реактивности от радиуса
в ступенях с ТННЛ отличается от линейной.
У корня этих ступеней степень реактивности в пло-
скости траверсирования выше, чем вычисленная по
показаниям дренажей на расстоянии 1,5 мм от вы-
ходных кромок НЛ (рис. XII.6). Этот эффект яв-
ляется следствием снижения давления в корневых
струйках тока в пространстве за НА. Изменения ве-
личины р" в межвенцевом зазоре ступеней с ТННЛ
не наблюдалось, так как повышения давления
в струйках тока там не происходит из-за повышен-
ных потерь энергии.
Увеличение, корневой степени реактивности
в ступенях с ТННЛ благоприятно сказывается на
течении в решетках РЛ, в нижней половине кото-
рых коэффициент скорости значительно выше, чем
в ступени 1, несмотря на отрицательные углы атаки.
В верхней половине решеток РЛ ступеней 3 и 4 про-
фили более изогнуты, чем в ступени 1, что в сово-
купности с положительными углами атаки приво-
дит к небольшому снижению коэффициента ф. Угол
выхода потока из ступеней с ТННЛ аг меняется
210
ПО высоте в соответствии с расчетом, причем
у периферии имеется положительная закрутка,
а у корня—-отрицательная.
Влияние осевого зазора. Под влиянием РК
структура потока за НА ступеней с ТННЛ меняется.
Рабочее колесо увеличивает меридиональную кри-
визну линий тока, снижая тем самым радиальный
градиент давления за НА. На рис. XII.7 нанесены
Рис. XII.7. Расчетные линии тока
в ступени 4 (О — экспериментальные
точки)
расчетные линии тока в ступени 4 при зазоре 6Z =
= 20 мм; там же точками отмечены положения ли-
ний тока в плоскостях траверсирования по резуль-
татам опытов. Резкое отклонение меридиональных
поверхностей тока к периферии рабочей решетки
вызвано как стеснением потока лопатками, так и
воздействием поля кориолисовых сил.
В осевой реактивной турбинной ступени вектор
относительной скорости w лишь во входном участке
Рис. XII.8. Влияние на к. п. д. и степень
реактивности осевого зазора б2. (Обозна-
чения те же, что на рис. XII.1)
межлопаточного канала РК может иметь положи-
тельную проекцию на ось и. На большей части ши-
рины решетки РЛ, а при высокой степени реак-
тивности— на всей ширине РК, окружная состав-
ляющая относительной скорости wu<0, поэтому
в целом на поток в РК реактивных ступеней дейст-
вует положительная радиальная составляющая ко-
риолисовой силы Fkr = —2a>wu, способствующая
отклонению меридиональных линий тока к пери-
ферии.
В ступенях обычного типа возникающая при
этом меридиональная кривизна поверхностей тока
уменьшает градиент степени реактивности по срав-
нению с расчетным, что неоднократно отмечалось
многими исследователями. В ступенях со снижен-
ным градиентом степени реактивности, уже имею-
щих отклонение линий тока к корню на выходе из
НА, под влиянием РК они резко поворачивают
к периферии (рис. XII.7) и их меридиональная кри-
визна существенно увеличивается. Поэтому влияние
РК на структуру потока в межвенцевом зазоре сту-
пени со сниженным градиентом степени реактивно-
сти оказывается большим, чем в ступени обычного
типа.
Результаты опытов со ступенями 1, 4 и 5 под-
тверждают представленную картину течения. При
увеличении осевого зазора измеренная по показа-
ниям дренажей, расположенных на расстоянии
1,5 мм за выходными кромками НЛ, степень реак-
тивности у корня ступеней снижается, а у перифе-
рии возрастает. Чем больше осевой зазор, т. е. чем
слабее влияние РК на меридиональную кривизну
линий тока за выходными кромками НЛ, тем
больше градиент степени реактивности. Аналогич-
ное влияние осевого зазора на характеристики сту-
пеней со сниженным градиентом степени реактив-
ности было обнаружено также в опытах БИТМ [17
гл. XI] и ХПИ [6], причем, чем значительнее струк-
тура потока отличается от условия cur = const, тем
больше это влияние.
Пространственная перестройка потока в осевом
зазоре сказывается на условиях обтекания лопаток
РК и на к. п.д. ступеней с ТННЛ. С увеличением
зазора 6Z к. п.д. снижается (рис. XII.8). Вместе
с тем, учитывая весьма существенную раскрутку по-
тока в осевом зазоре ступени со сниженным гради-
ентом степени реактивности (см. рис. XII.5 и XII.6),
можно было бы ожидать более резкого падения
к. п.д. с ростом осевого зазора. Этого, однако, не
происходит вследствие одновременного изменения
в распределении расходной составляющей скорости
C\z, которая увеличивается у корня и уменьшается
у периферии ступени. Даже при относительно боль-
ших осевых зазорах при входе потока на РК воз-
никают умеренные углы атаки, отрицательные
у корня и положительные у периферии.
Сказанное выше относится как к ступеням, в ко-
торых при малых осевых зазорах обеспечивается
безударный вход на РЛ, так и к ступеням с отлич-
ными от нуля углами атаки при 62~0. В послед-
нем случае углы атаки могут быть значительными,
однако их величина с ростом б2 будет меняться не
слишком сильно. Действительно, согласно опытным
данным (рис. XII.8), снижение к. п. д. ступеней 4
и 5 с ТННЛ при возрастании б2 приблизительно
одинаково, хотя в первых двух расчетный градиент
степени реактивности не выдержан даже для ма-
лых зазоров 62 и их РК обтекаются с углами атаки.
В ступени же 5 при малых б2 вход потока на РК
почти безударный.
Как показывают кривые т) = г] (62), в ступенях
со значительно нарушенной цилиндричностью тече-
ния рабочего тела пространственная перестройка
потока в осевом зазоре, не вызывая резкого увели-
чения углов атаки, приводит все же к дополнитель-
ным потерям энергии. Изменение к. п. д. любой сту-
пени при увеличении осевого зазора зависит от ша-
говой неравномерности потока за НА, трения
в зоне осевого зазора и изменения условий обтека-
ния РК- Влияние шаговой неравномерности заметно
проявляется в области малых осевых зазоров и не
играет существенной роли в диапазоне исследован-
ных величин 62. Для оценки потерь трения восполь-
зуемся формулой
Д'Чтр
2 /jsinaj Рт-^’
где %тр^0,03 — коэффициент трения; sin сс± = a/t;
а — горло межлопаточного канала.
Чтобы выделить потери, связанные с простран-
ственной перестройкой потока, построим обобщен-
ную кривую потерь трения (рис. XI 1.9) для ступе-
ней с различными геометрическими параметрами,
отложив по оси абсцисс приведенный осевой зазор
Д = (1—pT)6zq>2/ (/1 sinai), а по оси ординат отно-
сительный к. п.д. г]тр = (1—Дт]тр)/(1—Дт]тро), где
Дт]тр0 вычислено при Д = 0,35. Величина Д = 0,35,
согласно опытным данным БИТМ [17 гл. XI] и МАИ
[29], соответствует предельному осевому зазору,
Рис. XII.9. Зависимость относительного к. п. д. от при-
веденного осевого зазора:
□ -ЛПИ-1; И-ЛПИ-3; ф-ЛПИ-4; £> - ЛПИ-5;
О- ХПИ-52; Д—ХПИ-21;	•— ХПИ-41;	0-ХПИ-1;
X — ХПИ-2; А — ступень ЦКТИ
при котором перестает сказываться влияние шаго-
вой неравномерности за НА. Если в этих же коор-
динатах построить опытные кривые относительного
к. п. д. г] = т]/т]о (здесь т|о также определяется при
Д = 0,35), то отклонение этих кривых от обобщен-
ной кривой трения будет характеризовать влияние
пространственной перестройки потока на потери от
осевого зазора.
На рис. XII.9 нанесены кривые к. п.д. т] = т) (Д)
для ступеней с различной закруткой потока в меж-
венцевом зазоре по экспериментальным данным
ЛПИ [10], ХПИ [6] и ЦКТИ [32]. Опытные точки
для ступеней с приблизительно цилиндрическим те-
чением (ЛПИ-1, ЦКТИ и ХПИ-2) группируются до-
статочно близко около обобщенной кривой трения.
Кривые же для ступеней с нарушенной цилиндрич-
ностью течения при больших величинах Д заметно
отклоняются от обобщенной кривой трения. Напри-
мер, при зазоре Д = 0,8 дополнительные потери, вы-
званные пространственной перестройкой потока,
в ступени ХПИ-41 (направляющий аппарат без
ТННЛ, но закручен при условии tgai/r0’03 =const)
составляют 1,1%, а в ступени ЛПИ-3—1,6%.
Для того, чтобы снизить дополнительные по-
тери энергии, связанные с влиянием РК на мери-
диальную кривизну линий тока при небольших
межвенцевых зазорах, необходимо прежде всего
скорректировать угол ТННЛ бс, вычисленный по при-
ближенной методике. Эта корректировка, согласно
27*
211
нашей оценке, для ступеней исследованного класса
может быть выражена коэффициентом k& =
= бс/бс. расч~0,75 для относительного зазора 62~
~0,3. При больших величинах 6Z влияние РК осла-
бевает, поток за НА интенсивно перестраивается
и появляются углы атаки при входе потока на РК,
снижающие к. п. д. ступени. Эти углы атаки можно
рассчитать, выполнив проверочный расчет про-
странственного потока в ступени. Если углы атаки
окажутся недопустимо большими, следует испра-
вить геометрические характеристики профилей РЛ.
Выполненные экспериментальные исследования
ступеней с существенно сниженным градиентом
степени реактивности показали, что применение
ТННЛ как при ai = const, так и при ai = varia, не
препятствует достижению высокого к. п. д. ступени,
если РК спроектировано по предлагаемой прибли-
женной методике, хорошо согласованы расходы че-
рез НА и РК, а также правильно оценено влиягие
осевого зазора. В таких ступенях выигрыш от улуч-
шения структуры потока в корневой зоне ступени
перекрывает небольшое увеличение потерь у пери-
ферии. Радиальные течения в ступени, если они не
ведут к нерасчетным углам натекания на РЛ, не вы-
зывают ощутимых дополнительных потерь энергии.
Ступени с ТННЛ обладают лучшими, чем ступени
обычного типа, характеристиками при повышенных
радиальных зазорах. Полученный результат позво-
ляет рассмотреть вопрос о применении ступеней
с умеренным ТННЛ в проточных частях паровых
турбин с целью их оптимизации.
XII.2. СТУПЕНИ ПОВЫШЕННОЙ ЭФФЕКТИВНОСТИ
При проектировании турбинных ступеней обычно
выбирают небольшую степень реактивности у корня
р'. Такой выбор связан со стремлением обеспечить
оптимальные условия работы ступени при возможно
меньших значениях и/Со, а также не допустить
чрезмерно высокой степени реактивности у перифе-
рии р". Малая величина р' неблагоприятно влияет
на течение у корня, особенно при больших перепа-
дах энтальпий на ступень, когда число МС| в при-
корневой зоне приближается к единице. Допускать
высокую степень реактивности у переферии ступени
также нежелательно вследствие значительных по-
терь в области радиального зазора и больших зна-
чений числа Мш,.,
Чтобы избежать указанных дополнительных по-
терь энергии, связанных с малой р' и высокой р"
можно снизить градиент степени реактивности
в ступени, сохраняя величину рт.с. Как было пока-
зано в п. XII. 1, весьма действенным средством
снижения градиента степени реактивности является
ТННЛ. Применение ТННЛ не встречает технологи-
ческих трудностей и способствует повышению к.п.д.
ступени при рациональном проектировании РК-
С точки зрения эффективной работы однотипных
ступеней в многоступенчатой турбине целесообразно
выдерживать постоянную удельную работу по ра-
диусу. допуская в случае необходимости небольшие
отклонения покидающего ступень потока от осе-
вого направления в корневых и периферийных се-
чениях.
В соответствии с указанными соображениями
была поставлена задача исследования характери-
стик ступени с небольшим снижением градиента
степени реактивности за счет ТННЛ при выполне-
нии условия hu = const вдоль радиуса. Ступень про-
ектировалась по приближенной методике (см.
и. XI.2) при cti — const. На основании вариантных
расчетов угол ТННЛ на среднем диаметре был
выбран равным 5°.
Спроектированная необандаженная ступень Б-2
с ТННЛ имела следующие расчетные параметры:
а1 = 20°1Г; <ф = 4,22; По = р^р* = 0,725; и/С0 =
= 0,638; р'т= 0,26; р" = 0,46; а2с = 90°. Хорда РЛ
ступени Б-2 была увелична к вершине, так как
уменьшение относительного шага периферийных се-
чений необандаженной решетки рабочего колеса
приводит к росту к. п. д. ступени [13].
Оценка эффективности применения ТННЛ в со-
четании с увеличенной хордой периферийных сече-
Рис. XII.10. Давление торможения на выходе из
ступеней:
/ — ступень Б-2; 2 — ступень А-2
тик ступени Б-2 с характеристиками ступеней А-2
и В-2. Ступень А-2 выполнена без ТННЛ с обычно
применяемым периферийным шагом рабочей ре-
шетки (/" = 0,93). Направляющие лопатки ступе-
ней Б-2 и А-2 имели один и тот же профиль в сече-
ниях, перпендикулярных выходным кромкам. Про-
филь РЛ и угол его установки на среднем диаметре
ступеней Б-2 и А-2 также одинаковы. Вместе с тем
РЛ этих ступеней спрофилированы по-разному. Так,
у корня ступени Б-2 углы р' =40°37', р*' = 23°04';
в ступени А-2 Р\= 35°05' , р*' = 30° 15'; у перифе-
рии этих ступеней соответственно р"=100°01',
р*" = 18°30' и р"= 135°16'; р*" = 19°20'. Ступень
В-2 отличалась от ступени А-2 только большей гу-
стотой рабочей решетки у периферии, приблизи-
тельно такой же, как в ступени Б-2.
Структура потока и характеристики одноступен-
чатых моделей. Опыты проводились на воздушной
экспериментальной турбине. Проточная часть ис-
следованных ступеней и места расположения изме-
рительных сечений показаны на рис. XII. 10. Коли-
чество НЛ и РЛ во всех вариантах ступеней со-
хранялось одинаковым. Числа МС| и Rec, на сред-
нем диаметре ступени составляли 0,60 и 2,6- 105.
212
Осредненный по шагу коэффициент потерь
для решетки НЛ ступени Б-2 в корневой области
меньше, чем в ступени А-2 (рис. XII.И). Местное
увеличение потерь энергии у периферии НЛ ступени
Б-2 связано с пространственной перестройкой по-
тока под влиянием направленной к корню ступени
радиальной составляющей лопаточной силы. Не-
смотря на указанное местное увеличение потерь
у периферии ступени Б-2, осредненный по высоте
коэффициент £Jc оказывается для нее несколько
меньшим, чем для ступени А-2 (соответственно
0,026 и 0,030). Следовательно, применение умерен-
ного ТННЛ в ступенях с относительно длинными
лопатками даже при ощутимом меридиональном
раскрытии проточной части у периферии (см.
рис. XII.10) не снижает эффективности решетки
Рис. XII.11. Потери энергии в НА и выходные по-
тери ступеней:
1 — ступень Б-2; 2 — ступень А-2
На рис. XII. 10 приведены кривые распределения
относительного давления торможения р* = р*/р*с
за РК для ступеней Б-2 и А-2 на расчетном режиме.
По высоте проточной части ступени Б-2 давление
торможения р* практически неизменно, что указы-
вает на близкое к постоянному распределение
удельной работы. У корня ступени Б-2, где влияние
ТННЛ проявляется наиболее сильно, имеет место
существенное улучшение структуры потока при вы-
ходе из РК, позволяющее сделать заключение о сни-
жении потерь энергии в корневой зоне решетки РЛ.
Улучшение течения у корня ступени Б-2 тесно свя-
зано со значительным повышением корневой сте-
пени реактивности по сравнению со ступенью А-2.
Так, на режиме, близком к расчетному, для ступени
Б-2 в опытах получено р'= 0,22; р" —0,46, а для
ступени А-2 р' = 0,04; р" = 0,54.
В периферийной части ступени Б-2, решетка РЛ
которой выполнена с увеличенной густотой перифе-
рийных сечений, наблюдается существенное улуч-
шение течения по сравнению со ступенью А-2. Этот
же результат получился и для ступени В-2 с увели-
ченной периферийной хордой лопаток РК, не имею-
щей ТННЛ. Таким образом, применение умеренного
ТННЛ в условиях меридионального раскрытия про-
точной части у периферии ступени не привело
к снижению положительного влияния увеличенной
густоты периферийных сечений рабочей решетки
необандаженной ступени [8].
Опытные значения интегральной относительной
выходной энергии h^ = hs!ha ступеней А-2 и Б-2 со-
ставляют соответственно 7,6 и 8,3%. Для ступени
Б-2 распределение /iB по высоте проточной части су-
щественно равномернее, чем для ступени А-2
(рис. ХП.П) за счет общего улучшения структуры
потока в ступени. Несколько большее значение /гв
ступени Б-2, что неизбежно для ступеней с ТННЛ
при условии hu = const, не является причиной сни-
жения эффективности многоступенчатой турбины
вследствие хорошего использования выходной энер-
гии в следующей ступени (см. рис. XII.14).
На рис. XII.12 приведены кривые изменения
максимальных значений к. п.д. г] и т]*, определен-
ных при («/Co)0pt в зависимости от По. Эти кривые
Рис. XII.12. Зависимости к. и. д. от отношения дав-
лении:
/ — ступень Б-2; 2— ступень А-2; 3 — ступень В-2
дают возможность сделать выводы об эффективно-
сти предлагаемых мероприятий. Для расчетного
значения По = 0,725 выигрыш от применения РК
с увеличенной хордой лопаток у периферии состав-
ляет Ат] =0,8% и А ц* =1,1%. Влияние наклона
НЛ можно оценить повышением к.п.д. на Ац —
= 1,0% и Ар* = 1,0%. Суммарный выигрыш от со-
вместного применения как увеличенной хорды у пе-
риферии РК, так и умеренного ТННЛ при профи-
лировании решетки РЛ в соответствии с условием
h.u = const составляет Ар = 1,8% и Ар* = 2,1 %.
Структура потока и характеристики двухступен-
чатых отсеков. Неравномерность параметров потока
при входе в ступень существенно влияет на ее ха-
рактеристики [1, 31]. Поэтому исследования оди-
ночных ступеней недостаточны для проектирования
промежуточных ступеней многоступенчатых турбин.
Промежуточная ступень обтекается нестационар-
ным потоком, имеющим, кроме того, радиальную
и окружную неравномерность параметров в осред-
ненном во времени движении. Из-за отсутствия раз-
работанной теории расчета несимметричного не-
стационарного потока эффект такого обтекания мо-
жет быть количественно оценен только с помощью
экспериментальных данных.
В расчетах для учета взаимного влияния ступе-
ней применяют коэффициент использования вы-
ходной кинетической энергии р, который часто вы-
бирают без достаточных эксперимента тьных осно-
ваний на базе сложившихся расчетных традиций
применительно к ступеням определенного типа
213
с осевым выходом потока. Ступени же с ТННЛ
имеют переменный по высоте угол а2, и осевой вы-
ход потока для них возможен лишь на одном из ра-
диусов. В этой связи исследования двухступенчатых
турбинных отсеков становятся особенно актуаль-
ными. Результаты исследований, изложенные ниже,
относятся как к ступеням с тангенциальным накло-
ном лопаток НА, так и к ступеням, имеющим ради-
альные кромки НЛ.
Опыты проводились с двумя двухступенчатыми
отсеками I и II, состоявшими соответственно из сту-
пеней А-1, А-2 и Б-1, А-2 [36]. Направляющие и ра-
бочие лопатки первых в отсеках ступеней А-1 и Б-1
получены подрезкой периферийной части лопаток
ступеней А-2 и Б-2. Проточную часть эксперимен-
тальной двухступенчатой турбины и схему располо-
жения измерительных сечений в ней см. на
рис. XII.15. Двухступенчатый стенд имел устрой-
ство для раздельного измерения мощности каждой
из ступеней. При испытаниях двухступенчатых от-
Рис. XII.13. Влияние отношения давлений на
к. и. д. и характеристические числа первой и
второй ступеней при (KS“2/Co)opt для отсе-
ков I (А) и 11(0)
секов числа МС| и ReC1 приблизительно те же, что
и в одноступенчатых моделях. Расчетное отношение
давлений на двухступенчатый отсек По = рь1р*0 =
= 0,529, оптимальное значение характеристического
числа (]/ У, w2/Co)opt = 0,652. Здесь Со — условная
скорость, вычисленная по изоэнтропийному пере-
паду энтальпий на весь отсек, а ]/2>2=-)/и2+и2,
где окружные скорости U{ и и2 относятся к средним
диаметрам первой и второй ступеней.
На рис. XII.13 представлены кривые максималь-
ных значений к. п. д. и т]*- двухступенчатых от-
секов при (У У u2/Co)opt в зависимости от По. В ис-
следованном диапазоне характер изменения 112 и rj*
двухступенчатых отсеков I и II под влиянием По
мало отличается от соответствующих зависимостей
для одноступенчатых моделей. Известно, что при
нерасчетном режиме работы двухступенчатого от-
сека распределение перепадов между ступенями
отличается от расчетного. Результаты опытов
(рис. XII. 13) показывают, что при расчетном По от-
сека характеристические числа (m/Co)i и (ы/Со)п
каждой из ступеней при (У22w2/Co)0pt близки
к оптимальным значениям, соответствующим харак-
теристикам одноступенчатых моделей. Следова-
тельно, с точки зрения распределения перепадов
между ступенями на расчетном режиме работы от-
214
сека взаимное влияние ступеней невелико. Отме-
тим, что зависимости (u/Co)i и (w/Co)n от По для
обоих отсеков практически линейны.
В исследованных отсеках взаимное влияние сту-
пеней сказывается главным образом на эффектив-
ности второй ступени. Снижение ее к. п. д. под
влиянием обтекания НА неравномерным и неста-
ционарным потоком будем характеризовать коэф-
фициентом ц, который определим по результатам
опытов с помощью формулы
И = 1 — (7]2 —	(XII.1)
где т]2 — к. п. д. второй ступени при испытаниях на
одноступенчатом стенде; r|2s— к. п.д. второй сту-
пени, испытанной в двухступенчатом отсеке; /iBis —
отношение выходной кинетической энергии первой
ступени к изоэнтропийной разности энтальпий на
вторую ступень при испытаниях в двухступенчатом
отсеке. Такой способ определения р соответствует
общепринятой методике использования этого коэф-
фициента в тепловых расчетах и учитывает все из-
менения в рабочем процессе второй ступени под
влиянием первой.
Величина ц достигает максимального значения
0,88 для обоих двухступенчатых отсеков на близком
			
			
5.54	0.62	0.70	0.78 W/Co
Рис. XII.14. Коэффициент ц на режиме
По расч для отсеков I  (А) и II (О)
к расчетному режиме (рис. XII.14). Однако ступень
А-1 имеет по всей высоте близкий к 90° угол а2,
в то время как для ступени Б-1 у периферии а."2 =
= 75° 20', на среднем диаметре аге = 90° и у корня
а2' == 114°30'. Равенство коэффициентов ц. для отсе-
ков I и II свидетельствует о том, что общее улуч-
шение структуры течения за ступенью Б-1, компен-
сирует потери, вызванные углами атаки при входе
потока на НЛ второй ступени. На нерасчетных ре-
жимах работы коэффициенты использования вы-
ходной кинетической энергии для отсеков I и II
также совпадают.
Сравним к. п. д. т] и ц* отсеков I и II, чтобы
оценить целесообразность применения в многосту-
пенчатых турбинах ступеней повышенной эффек-
тивности с ТННЛ. Замена ступени А-1 ступенью
Б-1 обеспечивает выигрыш в к. п. д. двухступенча-
того отсека Дт]2 = Ат]* = 0,7% (рис. XII. 13). Эти
величины хорошо согласуются с величинами Ац
и Ат]*, полученными при сравнении эффективности
ступеней А-2, Б-2 и В-2. Так, при испытании одно-
ступенчатых моделей было установлено, что умень-
шение периферийного относительного шага решетки
РЛ от /" = 0,843 (ступень А-1) до /" = 0,711 (сту-
пень Б-1) приводит к росту т] на 0,4% и т]* на 0,5%.
Выигрыш в к. п.д. ступени Б-1 по сравнению
с к. п. д. ступени А-1 за счет применения только
ТННЛ при испытании одноступенчатых моделей со-
ставил Ат) = 1 % и Дг]* = 1%. Таким образом, сум-
марный выигрыш от совместного применения в сту-
пени Б-1 увеличенной хорды у периферии РЛ
и ТННЛ при условии dhuldr = 0 составляет Ат] =
= 1,4% и Ат]*= 1,5%.
Экспериментальное исследование двухступенча-
тых отсеков I и II показало, что при близком к рас-
четному По и (У У, u2/Co)opt получены примерно оди-
наковые распределения перепадов энтальпий по
ступеням (рис. XII.13) и близкие значения к. п.д.
вторых ступеней. Коэффициент возврата теплоты,
значение которого в двухступенчатом отсеке в ос-
новном зависит от к. п. д. первой ступени, увеличи-
вает располагаемую разность энтальпий на отсек
чатой модели, в отсеке II существенно уменьшаются
потери энергии в корневой зоне ступени с ТННЛ.
За второй ступенью отсека II распределение по ра-
диусу давления торможения и выходной потери
также более равномерно, чем для отсека I, что свя-
зано с более однородной структурой потока при вы-
ходе из ступени Б-1, имеющей ТННЛ. Данные тра-
версирования отсеков подтверждают сделанные
выше при анализе суммарных характеристик вы-
воды о положительном влиянии ступени с ТННЛ
на структуру потока в многоступенчатой турбине.
Рис. XI 1.15. Давления торможения и выходные потери первой и второй ступеней отсеков I (Д)
и II (О)
приблизительно на 0,3% • Так как разница
в к. п. д. первых ступеней А-1 и Б-1 невелика, то при
сравнении эффективности отсеков I и II можно
пренебречь влиянием на эту характеристику коэф-
фициента возврата теплоты. Следовательно, выиг-
рыш в к. п. д. двухступенчатого отсека II по сравне-
нию с к. п.д. отсека I в основном связан с повыше-
нием к. п. д. первой ступени Б-1 отсека II по
сравнению с к. п. д. первой ступени отсека I.
Исходя из анализа полученных эксперименталь-
ных результатов, можно заключить, что применение
ступеней типа Б, имеющих ТННЛ, в многоступен-
чатых турбинах не снижает эффективности после-
дующих ступеней. Выигрыш в к. п. д. ступени Б по
сравнению с к.п. д. ступени А в одноступенчатой
и двухступенчатой турбинах практически одинаков.
На рис. XII.15 представлены результаты травер-
сирования отсеков в сечениях 2—2 и 4—4. Гради-
енты относительного полного давления р* и отно-
сительной выходной энергии /iBi = вдоль ра-
диуса за первой ступенью отсека II значительно
меньше, чем в отсеке I. Так же, как и в одноступен-
XII.3. СТУПЕНИ ПОВЫШЕННОЙ циркуляции
Снижения оптимального значения u/Со можно
достичь, уменьшив угол выхода потока cti из НА,
выбрав малые значения степени реактивности на
среднем диаметре ступени, а также допустив за-
крутку потока за рабочим колесом (сги<0). При-
менение малых углов сс± лимитируется как увеличе-
нием потерь, так и нежелательным в некоторых
случаях по конструктивным соображениям повыше-
нием высот лопаточного аппарата. Выбор низких
значений степени реактивности на среднем диа-
метре приводит для обычно применяемых способов
пространственной организации потока в межвенце-
вом зазоре ступени (cur = const; ai = const; рс2 —
= const) к отрицательным значениям р' и к сниже-
нию к. п. д. ступени. Закрутку потока на выходе из
ступени целесообразно применять лишь при усло-
вии высокой степени использования выходной кине-
тической энергии в последующей ступени.
Поэтому представляет интерес рассмотреть ха-
рактеристики турбинных ступеней со сниженным
градиентом степени реактивности, в которых при
215
малой величине рт у корня можно получить также
невысокую степень реактивности на среднем диа-
метре ступени и, следовательно, снизить характе-
ристическое число и/Со. При этом с целью повыше-
ния срабатываемой ступенью разности энтальпий
целесообразно допустить умеренную закрутку по-
тока в абсолютном движении за РК в сторону, про-
тивоположную его вращению. В качестве способа
снижения градиента степени реактивности можно
применить ТННЛ.
Ниже приводятся результаты эксперименталь-
ных исследований [9] ступеней 1 А, 2А и 1 Б, а также
двухступенчатых отсеков А, Б и В. Ступень 2А спро-
ектирована в соответствии с условием cur = const.
Ее основные геометрические характеристики сле-
дующие: Д = 5,45; а1с=15°25'; Р1ЛС — 27° 30';
Р* =21°20'; проточная часть в области НА имеет
меридиональное раскрытие 18°. Ступень 1А полу-
чена подрезкой ступени 2А у периферии. Для сту-
пени 1А Д = 6,34, обводы ее проточной части —
цилиндрические.
Ступень 1Б спроектирована по изложенной
в п. XI.2 методике с небольшим ТННЛ (6С =
= 4° 20') и умеренной закруткой потока за сту-
пенью («2с = 103°). При проектировании ступени
1Б срабатываемая ею изоэнтропийная разность эн-
тальпий принята при той же окружной скорости на
12,5% больше, чем для ступени 1А, и выдержано
условие dh-Jdr = 0. Расчетное снижение градиента
степени реактивности Арт ступени 1Б по сравнению
со ступенью 1А составляет 9%. Корневые степени
реактивности и высоты НЛ ступеней 1А и 1Б оди-
наковы. Направляющие лопатки ступени 1Б имеют
подобные по высоте профили с постоянным углом
установки, линейные размеры профилей меняются
пропорционально радиусу. Угол он для ступени 1Б
постоянен по высоте НА и равен 13° 43'. Закрутка
лопаток РК ступени 1Б существенно иная, чем за-
крутка РЛ ступени 1А.
Ступень 2Б отличается от ступени 2А только гео-
метрическим углом входа «о, обеспечивающим без-
ударное натекание потока на НЛ при работе сту-
пени 2Б в отсеке в качестве второй, когда перед ней
установлена ступень 1Б. Рабочие колеса всех ступе-
ней имеют бандаж. Отсеки А, Б и В образованы
соответственно из ступеней 1А и 2А, 1Б и 2Б, 1Б
и 2А. Проточная часть двухступенчатого отсека
представлена на рис. XII.19. Опыты проводились
на одноступенчатом и двухступенчатом стендах при
числах Мс, и Rec, соответственно 0,7 и 4 - 105.
Структура потока и характеристики одноступен-
чатых моделей. Опыты в одноступенчатой турбине
показали, что при одинаковых радиальных зазорах
6 и одинаковой конструкции бандажа эффектив-
ность ступени 1Б выше, чем ступени 1А во всем ис-
следованном диапазоне значений а/С0 (рис. XII.16).
Этот результат тесно связан с благоприятным влия-
нием снижения градиента степени реактивности
Арт = р'' — р'т (рис. XII.17) и поджатия потока
к корню ступени вследствие ТННЛ и несколько
большей степени конфузорности корневого межло-
паточного канала в РК. Как будет показано ниже,
уровень потерь в НА ступеней 1А и 1Б примерно
одинаков, поэтому указанное увеличение к. п. д. про-
исходит главным образом за счет снижения суммар-
ных потерь энергии в РК-
Необходимо отметить более пологий характер
зависимостей к. п. д. ц и ц* от и/С0 для ступени 1Б,
что также является следствием ТННЛ, улучшаю-
щего течение у корня ступени. При расчетных зна-
чениях и/Сй, которые для моделей 1А и 1Б соста-
вили соответственно 0,52 и 0,49, к. п.д. ц и ц* сту-
пеней 1А и 1Б совпали, что указывает на возмож-
ность применения ступеней повышенной циркуля-
ции вместо обычных без снижения эффективности.
Согласно результатам траверсирования, в сечении
1—1 углы выхода потока cci из НА достаточно
близки к расчетным для всех ступеней. Этот резуль-
тат особенно важен для ступени 1Б с тангенциаль-
ным наклоном НЛ, вследствие которого поток
в межвенцевом зазоре склонен к раскрутке (см.
п. XII. 1). Однако умеренный наклон (6с = 4°20'),
примененный к ступени 1Б, мало сказывается на
эпюре углов ai. Углы (31 также близки к расчетным,
и при («/Co)oPt обтекание рабочих решеток можно
считать безударным. Радиальные составляющие
скорости в сечении 1—1 невелики, поэтому распре-
деление скоростей хорошо подчиняется условию
ciurn = const при постоянном показателе п.
Распределение по радиусу потерь энергии в ре-
шетке НЛ ступеней 1А и 1Б дано на рис. XII.18.
Даже умеренный тангенциальный наклон НЛ при-
водит к снижению потерь энергии у корня при не-
большом их росте у периферии ступени. Осреднен-
ные вдоль радиуса величины для ступеней 1А
и 1Б оказываются близкими.
Выходные потери ступеней 1А и 1Б не слишком
сильно отличаются друг от друга (рис. XII.19).
В ступени 1Б осредненная по высоте величина
hB = 5,4%, для ступени 1А /iB = 4,7%. Повышенные
216
выходные потери в ступени 1Б вызваны отрица-
тельной закруткой потока за ступенью, поэтому эф-
фективность ступени 1Б, предназначенной для ра-
боты в многоступенчатой турбине, была проверена
в опытах с двухступенчатыми отсеками с точки зре-
ния использования выходной энергии.
Структура потока и характеристики двухступен-
чатых отсеков. Кривые к. п.д. отсеков А, Б и В
представлены на рис. XII.20. Отсек Б со ступенью
повышенной циркуляции 1Б имеет несколько боль-
шую эффективность, чем отсек А при одинаковых
Рис. XII.19. Выходные потери и углы аа в ступенях IA (О)
и 1Б (А)
значениях параметра ф^и2/Со. Для расчетных
значений w2/Co отсеков А и Б (соответственно
0,535 и 0,52) их к. п.д. совпадают, что указывает на
удовлетворительную работу в отсеке ступени повы-
шенной циркуляции с неосевым выходом потока.
К- п. д. двухступенчатого отсека В ниже, чем
к. п. д. отсеков А и Б вследствие обтекания НА вто-
рой ступени на расчетном режиме со значитель-
ными углами атаки. Углы атаки особенно велики
Рис. XII.20. К. п.д. отсеков А (О),
Б (Л) и В (0)
у корня, где поток на выходе из первой ступени
имеет угол а' = 118°,' в то время как входная
кромка направляющей лопатки второй ступени рас-
положена под углом 90°. Отметим, что в данном
случае, как и для отсеков I и II (см. п. XII.2), рас-
пределение перепадов энтальпий между ступенями
на расчетном режиме работы таково, что характе-
ристические числа (m/Co)i и (и/Со)п близки к опти-
мальным величинам для одиночных ступеней, а за-
висимости этих чисел от отношения давлений на от-
сек почти линейны.
На рис. XII.21 представлены полученные экспе-
риментально значения коэффициентов ц при работе
ступени в отсеке. Для отсека Б со ступенью повы-
шенной циркуляции коэффициент цнесколько ниже,
чем для отсека А. Однако выходная кинетическая
энергия ступеней 1А и 1Б невелика, и разница в ве-
личинах it практически не отражается на эффектив-
ности отсеков. Сравнение коэффициентов использо-
вания выходной кинетической энергии, так же как
и к. п. д. отсеков А, Б и В, дано при радиальных
зазорах над бандажом РК первой ступени 6i =
= 0,8 мм. С уменьшением зазора 6j до 0,6 мм коэф-
фициент ц (рис. XII.21) и к.п.д. отсека возрастают.
Влияние радиального зазора на характеристики от-
сека подробно будет обсуждаться в и. XII.5.
За ступенью 1Б (отсек Б) давление торможения
р* по радиусу ступени практически не меняется,
Q — отсек /1 при ^=0,8 мм; Д — отсек Б при
д£==0,8 мм; ф — отсек Л при 6j = 0,6 мм
за исключением прикорневой и периферийной зон
(рис. XII.22). За ступенью же 1А (отсек А) вели-
чина р* имеет отрицательный градиент вдоль ра-
диуса. В сечении 2—2 одноступенчатых моделей
градиент давлений р2 и р* за РК ступени 1А ока-
зался нулевым, а за РК ступени 1Б — положитель-
ным. Сравнивая эти данные, заметим, что односту-
пенчатые модели испытывались в цилиндрических
обводах, а в отсеке имеется меридиональное рас-
крытие у периферии (у" = 18°), что ведет к искрив-
Рис. XII.22. Давление торможения за первой и
второй ступенями отсеков А (О) и Б (А)
лению линий тока и появлению отрицательного
градиента давлений. В закрученном потоке за сту-
пенью 1Б центробежные силы инерции компенси-
руют указанный эффект, и эпюры давления вырав-
ниваются, что благоприятно для работы второй
ступени отсека.
Улучшенной оказалась и эпюра распределения
давлений торможения за второй ступенью отсека Б,
в сечении 4—4. Отметим существенную локализа-
цию зоны повышенных потерь у корня второй сту-
пени (рис. XII.22) отсека Б по сравнению с отсе-
ком А. При этом за второй ступенью 2А отсека Б
эпюра р* лишь незначительно отличается от рас-
пределения р* за одноступенчатой моделью 2А.
Таким образом, результаты траверсирования по-
казали, что применение ступени повышенной
28 Зак. № 50
217
циркуляции не ухудшает структуру потока во вто-
рой ступени отсека. Этот вывод находится в полном
согласии с суммарными характеристиками отсеков
и подтверждает общее заключение о возможности
применения ступеней повышенной циркуляции
в многоступенчатых турбинах без снижения к. п. д.
проточной части. Подчеркнем, что приведенные дан-
ные о характеристиках ступеней повышенной цир-
куляции относятся к ступеням с умеренно увели-
ченным перепадом энтальпий (на 12,5%).
XII.4. ПОТЕРИ ЭНЕРГИИ
При расчете и проектировании проточной части
турбомашин важно располагать достоверными све-
дениями о величине и распределении коэффициен-
тов потерь энергии. Опыты показывают, что если
в решетках НЛ, обтекаемых стационарным пото-
ком, коэффициенты потерь удовлетворительно со-
гласуются с данными, полученными при исследо-
Рис. XI 1.23. Потери энергии в НА:
1 — ступень 1А; 2 — ступень 2А; 3 — ступень А-2; 4 — сту-
пень А; О— <“/Со)opt’• д ~ “/Со=О,66 («/Со)Opt; V - и!Сй=
= 1,1 ^«/Со)0рь» А п/Со=О,8 (н/Со)0р|;	▼ и!С0 =
вании плоских и кольцевых решеток, то в решетках
НЛ, обтекаемых нестационарным потоком (второй
и последующий НА в группе ступеней), и во вра-
щающихся решетках они существенно повышаются.
Это обусловлено особенностями пространственного
течения рабочего тела в проточной части турбома-
шины и нестационарным характером обтекания ре-
шеток. Проблеме влияния нестационарности на по-
тери энергии в турбинных решетках посвящен ряд
работ [2 и 12 гл. XIV; 22], однако сложность фи-
зических явлений и недостаток экспериментальных
данных затрудняют разработку общего метода рас-
чета потерь энергии в условиях нестационарного
обтекания. Поэтому накопление достаточно точных
данных о потерях энергии в турбинных решетках
разного типа при испытании как отдельной ступени,
так и ступени в отсеке весьма актуально.
Обработка результатов опытов должна учиты-
вать пространственный характер течения в сту-
пени, и вычисление потерь энергии в элементах
проточной части следует вести на осесимметричных
поверхностях тока между контрольными сечениями.
Координаты поверхностей тока в контрольных се-
чениях определяются с помощью кривых распреде-
ления расхода по высоте проточной части G (Г). При
218
вычислении G (/) и потерь энергии на поверхности
тока полученные в результате траверсирования по
шагу параметры потока осредняются из условия
постоянства расхода, потоков энтальпии торможе-
ния, энтропии и момента количества движения от-
носительно оси 2.
Точность коэффициентов потерь, вычисленных
по результатам траверсирования, зависит не только
от качества обработки экспериментальных данных,
но и от погрешности измерения параметров потока.
В наших опытах применялся пятиканальный кони-
ческий полуориентируемый пневмонасадок, который
предварительно тарировался на специальном стенде
при различных углах натекания и числах М.
Косвенная проверка точности измерений с по-
мощью пневмонасадка выполнялась путем сопоста-
вления расходов, вычисленного интегрированием
результатов траверсирования в контрольных сече-
ниях и измеренного расходомерным соплом. Откло-
нение интегральных расходов в контрольных сече-
ниях от показаний расходомерного сопла не превы-
шало 1%, причем наименьшая разница (0,2—0,5%)
наблюдалась для сечения О—О, где потоки прак-
тически однородны. В сечениях 1—1, 2—2, 3—3
и 4—4, где поля скоростей и давлений неоднородны,
указанная разница несколько выше (до 1%), но
одинакового порядка, хотя в сечениях 1—1 и 3—3
поток по отношению к зонду стационарен, а в се-
чениях 2—2 и 4—4 — нестационарен. Следовательно,
точность измерения пневмонасадком конструкции
ЛПИ в большей мере зависит от неоднородности,
чем от нестационарности потока при достаточном
удалении контрольных сечений 2—2 и 4—4 от вы-
ходных кромок лопаток (в опытах это расстояние,
отнесенное к хорде РЛ, составляло 2/6 = 0,44-0,5).
Проверку точности результатов траверсирования
можно также выполнить, сравнивая осредненный
вдоль радиуса коэффициент потерь энергии в ра-
бочем колесе $2, полученный из распределения па-
раметров потока по высоте проточной части, с его
средним значением £2с, рассчитанным по опытным
суммарным характеристикам ступени.
Ступень. На рис. XII.23 показано распределе-
ние по высоте коэффициентов потерь энергии в НА
ступеней 1А, 2А, А-2 и А. Ступень А имеет закрутку
потока, близкую к условию c{ur = const при di =
= 3,08; сею = 29° 42'; Aai = а" — а'= 18°. Раскры-
тие проточной части у периферии (у" =15°)
имеется только в НА ступени. Профили сечений РЛ
ступени А меняются от активного у корня (неболь-
шая положительная степень реактивности) до ре-
активного у периферии (р" > 50%), угол £*с = 32°.
Кривые (/) типичны для получаемых в опытах
с кольцевыми решетками, и величины 51 не зависят
от u!Cq. Следует отметить, что траверсирование
в сечении 1—1 проводилось при большом межвен-
цевом зазоре (б- = 20 мм), вследствие чего обрат-
ное влияние РК практически не ощущалось. В об-
ласти течения, не охваченной концевыми явлениями,
потери энергии в НА хорошо совпадают с данными
продувок плоских решеток при близких значениях
чисел М. и Re.
Иная картина наблюдается при исследовании
потерь энергии в РК [12]. Даже в случае прибли-
зительно безударного входа потока на решетку РЛ
профильные потери в РК существенно превышают
потери в плоских решетках (рис. XII 24) . Так, для
решетки профилей среднего сечения ступени А это
превышение 5,8%, а для решеток профилей в сту-
пенях А-2 и 2А оно составило 7,5%.
Рост потерь энергии во вращающейся решетке
вызван целым рядом причин: косым обтеканием
профилей, повышенным уровнем турбулентности
потока за НА и нестационарным характером обте-
кания решетки [17 гл. XI; 17; 21]. Увеличение ко-
Рис. XI 1.24. Профильные потери в решетках РЛ по
результатам траверсирования (кривые 1 и 2) и по
данным продувок плоских решеток (кривые 3 и 4):
1 и 3 — ступень А; 2 и 4 — ступень А-2
потери в РК оказывает изменение отношения и/Со-
Для оценки правильности определения потерь
в РЛ проводилось сравнение осредненных по высоте
значений £2, полученных в результате траверсиро-
вания, с вычисленными по суммарным характери-
стикам ступени.
Как показывают многочисленные опыты, потери
в НА одноступенчатой турбины практически не за-
висят от ujCo. Это позволяет определить £2с при
различных значениях и]Сй по результатам суммар-
ных характеристик. Отнесем потери Д/ii и Дй2 соот-
ветственно в НА и РК к располагаемому перепаду
энтальпий на ступень ho:
Д/г1/А0 = (1-р1.с)С1с;
ДЛ2/йо=С2С [Рт. е + ?2(1 - Рт. с)+(«/Со)2-
— 2 (и/Со) <Р — Рт. с COS aj.
Воспользовавшись известным соотношением
ti + Ab= 1—A/ii//io — ДйзМо, где /гв = 1—л/Л*. по-
лучим искомую формулу
г __	’l/’l* — I — (1 — Рт. cXic	/YII
2с~ Рт. С + (1 - С1с) (1 - Рт. с) + (и/Со)2 - •	1 11 ’
-2(и/Са) /(I-CicXI-Pt.c) COS
эффициентов потерь энергии вследствие косого об-
текания для рассматриваемых ступеней невелико,
так как радиальные составляющие скорости малы.
8	16	24 J2 40	48 £г,7а(8)
Рис. XII.25. Потери энергии в РК. (Обозначения те же, что на рис. XII.23)
Исследование уровня турбулентности потока в сту-
пени [21] показало, что он возрастает с 2% перед
ступенью до 12% в зоне следа за НА. Такое уве-
личение турбулентности влечет за собой повышение
уровня потерь энергии в РК- Однако наиболее зна-
чительную долю приращения потерь энергии в РК
вызывает нестационарное обтекание вращающейся
решетки вследствие окружной неравномерности
поля скоростей за НА.
Распределение потерь энергии в РК по высоте
ступени представлено на рис. XII.25. Обращает на
себя внимание слабо выраженное ядро потока на
выходе из рабочей решетки в ступенях 1А и 2А,
имеющих сильно изогнутые профили РЛ (0 =
= ₽г — 31—120°). Резкое увеличение потерь энер-
гии в периферийных сечениях, связанное с вторич-
ными явлениями, наблюдается как в обандажен-
ных ступенях (1А и 2А), так и в ступенях без бан-
дажа (А-2 и А). Заметное влияние на профильные
Следует отметить хорошее совпадение
(рис. XII.26) осредненного по результатам травер-
Рис. XII.26. Коэффициенты £2 (Д и А) и
(О):
/ — ступень А; 2 — ступень А-2
сирования коэффициента потерь £2 и коэффициента
потерь £зс, вычисленного по формуле (XII.2). Ве-
личина £2 несколько меньше, чем £2с, так как при
определении потерь по результатам траверсирования
28*
219
не могут быть учтены потери на ограничиваю-
щих поверхностях, потери от утечек и т. п. Указан-
ная разница, однако, не превышает 0,8%, что сви-
детельствует о достоверности полученных при тра-
версировании данных.
Двухступенчатый отсек. Условия работы первой
ступени двухступенчатого отсека при достаточной
величине осевого зазора между ступенями практи-
чески не отличается от условия работы одиночной
ступени. Согласно выполненным в ЛПИ исследова-
ниям характера возмущения, вносимого решеткой
в поток [19], при б2/7	0,5 обратное влияние ре-
шетки практически отсутствует. При уменьшении
зазора между ступенями и увеличении радиуса
входной кромки НЛ второй ступени влияние вто-
рого НА на потери в РК первой ступени вследствие
возмущающего воздействия решетки на поток мо-
жет быть существенным [5].
Рис. XII.27. Коэффициенты потерь энергии в НА второй сту-
пени отсека: а — ступень 2А в отсеке (——) и одноступен-
чатая модель (------); б — ступень А-2 в отсеке (А —
V^IC0 = 0,436; О - KS^/Co = 0,650; V -/^/^ = 0,732)
и одноступенчатая модель
В наших опытах по результатам траверсирова-
ния потока в контрольных сечениях 2—2 и 3—3
двухступенчатого отсека вычислялись коэффици-
енты потерь энергии £3 во втором НА. По сравне-
нию с коэффициентами в НА одноступенчатых
моделей 2А и А-2 коэффициенты потерь £3 при ис-
пытании этих же ступеней в отсеках существенно
возросли (рис. XII.27).
В отличие от коэффициента потерь в НА одно-
ступенчатой модели коэффициент £3 меняется при
изменении величины	и2/Со, так как при этом
меняются углы атаки и структура потока на входе
во вторую ступень. Повышенный уровень потерь
в НА второй ступени отсека по сравнению с поте-
рями в НА одноступенчатой турбины в значитель-
ной мере обусловлен взаимодействием следов от
РЛ предшествующей ступени с неподвижными НЛ.
Природа возникающих при этом явлений такая же,
как и в случае пересечения лопатками РК следов
от НЛ.
На рис. XII.28 представлены кривые распределе-
ния коэффициента использования выходной кине-
тической энергии первой ступени, подсчитанные
вдоль линий тока по формуле (XII.1) на основании
результатов траверсирования потока в контроль-
ных сечениях ступени А-2. В равномерной части по-
тока значения ц достаточно высоки. Существенное
уменьшение ц наблюдается на всех режимах в пе-
риферийной и корневой областях течения, т. е. там,
где на входе в ступень наиболее значительны ра-
диальные градиенты полных параметров. Кривые ц
в некоторой степени отражают распределение по-
терь в НА.
При равных углах атаки коэффициенты потерь
U в РК вторых ступеней отсеков почти точно со-
впадают с коэффициентами потерь А в РК односту-
пенчатых моделей. Структура потока за РК первой
и второй однотипных ступеней двухступенчатого
отсека также практически одинакова. Это позво-
ляет заключить, что неравномерность параметров
потока на входе в ступень сказывается главным
образом на структуре потока в НА и не вызывает
существенных изменений шаговой неравномерности
Рис. XII.28. Распределение ко-
эффициента ц по радиусу сту-
пени А-2:
/ — при (u/C0)opt; 2 — при и!Са=
=0,66 (u/C0)opt; 3 — при LiiCa-
=1.1 <«/A)0Pt
скоростей и углов в межвенцевом зазоре ступени.
Поэтому характеристики вторых ступеней двухсту-
пенчатых отсеков можно считать представитель-
ными для любой промежуточной ступени многосту-
пенчатой турбины.
XII.5. ВЛИЯНИЕ
НЕКОТОРЫХ КОНСТРУКТИВНЫХ ФАКТОРОВ
НА ЭФФЕКТИВНОСТЬ ДВУХСТУПЕНЧАТЫХ ОТСЕКОВ
Исследования двухступенчатых отсеков показы-
вают, что кроме отмеченной выше радиальной не-
равномерности, повышенной турбулентности и не-
стационарности набегающего потока существует
целый ряд дополнительных факторов, влияющих на
эффективность второй ступени. В частности, за пер-
вой ступенью имеется ощутимая окружная нерав-
номерность параметров потока с периодом, соответ-
ствующим шагу НА первой ступени. Эта шаговая
неравномерность в зависимости от углового поло-
жения НА второй ступени сказывается на к.п.д.
второй ступени по-разному. Опыты с двухступенча-
тыми отсеками меняют количественные представ-
ления о влиянии радиального зазора б над РК не-
обандаженной ступени на к. п. д. многоступенчатой
турбины. Изменение величины б только в первой
ступени влечет за собой дополнительное снижение
к.и.д. второй ступени из-за резкого изменения
структуры потока в периферийной части ступени.
220
Кромочные следы и взаимное положение НА
и РК ступеней. Зарегистрированная неподвижным
пневмометрическим зондом неравномерность пара-
метров потока за ступенью, имеющая шаг НА
(рис. XII.29), дает основание предположить, что
кромочные следы от НЛ в сильно деформирован-
ном виде проходят сквозь вращающуюся ра-бочую
решетку. Результаты этих опытов подтверждаются
расчетами обтекания плоских турбинных решеток
[7], согласно которым заданная на входе в решетку
неравномерность потока сохраняет свое положение
относительно линий тока основного потока. Эти ис-
следования позволяют предложить способ расчета
распространения кромочных следов в ступени [27].
Рассмотрим движение элементарной массы
вдоль линии тока. Из кинематических соотношений
следует, что угловое смещение элементарной массы
в окружном направлении А<р определяется следую-
щей формулой:
2
Д<р = J dz[(r tg а),	(XII.3)
Zo
где z — осевая координата; г — радиус струйки тока;
а — угол между проекцией вектора абсолютной ско-
рости с на плоскость z — и и положительным на-
правлением окружной скорости и.
Для основного потока положение линий тока
и изменение поточного угла «1 в абсолютном дви-
жении вдоль линии тока можно определить путем
решения прямой осесимметричной задачи расчета
пространственного потока. Таким образом, уже на
стадии проектирования конструктор может по зави-
симости (XII.3) оценить положение следа от НЛ
в любом сечении проточной части.
Положение кромочного следа во многих случаях
можно оценить, пользуясь приближенными соотно-
шениями. Рассмотрим возможности упрощения
уравнения (XII.3) для определения окружного сме-
щения кромочных следов при их движении в меж-
венцевых зазорах. Для осевых турбинных ступеней
с закруткой потока, близкой к cur = const,
и с близкими к цилиндрическим меридиональными
обводами угол оц вдоль межвенцевого зазора почти
не меняется и остается приблизительно равным
arcsin(a/7). В этих условиях уравнение (XII.3) для
определения углового смещения кромочных следов
в межвенцевым зазорах примет вид
A? = M(Hga),	(XII.4)
где б2 — значение межвенцевого зазора на данном
радиусе.
На рис. XII.30 представлены положения кро-
мочного следа в плоскости траверсирования за НА
ступеней 1А, А-2, полученные путем обработки
опытных данных и с помощью расчета по формуле
(XII.4). Экспериментальное положение аэродина-
мического следа в сечении траверсирования (кри-
вые /) определялось по шаговым траверсам из ус-
ловия, что давление торможения р* в следе должно
быть минимальным. Расчетное значение окружного
смещения кромочных следов вычислялось с помо-
щью формулы (XII.4) по углу оц = arcsin (a/t)
(кривые 2) и по углу at, полученному в экспери-
менте (кривые 3). С точки зрения обтекания вра-
Рис. XII.30. Положение кромочного следа в сечении 1—Г.
а — ступень IA; б — ступень А-2;----положение
выходных кромок НЛ
вдающейся рабочей решетки, непрерывно пересе-
кающей следы от НЛ, важно знать только радиаль-
ное распределение углов сноса А<р. Поэтому на
рис. XII.30 положение следа на среднем диаметре
принято совпадающим для опытных и расчетных
данных.
Для ступени 1А (рис. XII.30, а), имеющей ци
линдрические обводы и спроектированной по усло-
вию cur = const, совпадение результатов опыта
и расчета хорошее. Небольшие расхождения вы-
званы влиянием вторичных течений у концов лопа-
ток. Использование в расчете экспериментальных
значений угла оц позволяет учесть деформацию кро-
мочного следа у корня и периферии ступени, однако
эта поправка невелика. Достаточно хорошее совпа-
дение результатов расчетов и опытов получено
также для ступени А-2 (рис. XII.30, б), закручен-
ной по условию ai = const и имеющей небольшое
меридиональное раскрытие у периферии (у" =
= 15°). Расчеты показывают, что даже при ради-
альном расположении выходных кромок НА, как
это имело место для ступеней 1А п А-2, кромочные
следы нерадиальны в плоскости входных кромок
РЛ. Поэтому для достаточно длинных лопаток при
переменных по высоте ступени зазорах 62 и углах
ci и в особенности для ступеней с ТННЛ о поло-
жении кромочных следов НЛ при входе в РК кор-
ректно можно судить, лишь выполнив расчеты, ана-
логичные приведенным выше.
221
Рассмотрим методику приближенного определе-
ния углового сноса следа при прохождении через
рабочую решетку. Угловой снос следа определим
по сносу частицы в ядре потока. Будем также счи-
тать, что расходная составляющая скорости в меж-
лопаточном канале РК равна (ciz+c2z)/2 и частицы
ядра потока движутся по конической поверхности
тока. При этих допущениях окружное смещение
частицы ядра потока, движущейся по конической
поверхности тока, за время ее пребывания в меж-
лопаточном канале РК составляет птк =
= В2 (U1 + U2)/(C12+C22), где u = (ui4- ц2)/2 — сред-
няя окружная скорость на конической поверхности
тока; В2— средняя ширина РЛ; тк — время пребы-
вания частицы в межлопаточном канале.
Последнюю формулу с помощью соотношений,
вытекающих из треугольников скоростей, можно
Рис. XII.31. Положение кромочного следа в сечении 2—2:
а — ступень 1А; б — ступень А-2
преобразовать к следующему выражению для уг-
лового смещения частицы ядра потока за время ее
пребывания в РК:
*	2В* /	. r»tga2 V
?lt И tg^ctga,- 1 Т Г2 (tg ajfctg - 1) J ‘
(XI1.5)
В этой формуле углы с индексом 1 относятся к ра-
диусу ri при входе в РК, а углы с индексом 2 —
к радиусу г2 при выходе из РК. По формуле (XII.5)
с использованием (XII.4) можно найти положение
кромочных следов НЛ за турбинной ступенью.
На рис. XII.31 представлены результаты опытов
и расчета по формулам (XII.4) и (XII.5) положе-
ния кромочного следа НЛ в плоскости траверсиро-
вания за РК ступеней 1А и А-2. Кривые 1 на
рис. XII.31, а и б — опытные; кривая 2 на
рис. XII.31, а соответствует расчету с использова-
нием проектных углов ступени 1А; при построении
кривых 3 на рис. XII.31, а и б использованы значе-
ния углов, полученные в опытах. Хорошее совпаде-
ние расчетных и экспериментальных кривых указы-
вает на возможность успешного применения пред-
ложенного метода расчета положения кромочных
следов в ступенях с радиальным расположением
НЛ. Для ступени А-2 получилось некоторое рас-
согласование расчета с экспериментом в перифе-
рийной области проточной части. Это связано
с влиянием открытого радиального зазора над не-
обандаженными РЛ ступени А-2, приводящим
к развитию концевых явлений и деформации ос-
новного потока у периферии примерно на ‘Д вы-
соты лопатки.
За РК ступени А-2 пространственное располо-
жение следа таково (рис. XII.31, б), что весь след
не выходит за пределы одного шага НА. Поэтому
в двухступенчатом отсеке I при равном числе на-
правляющих лопаток обеих ступеней имеется воз-
можность таким образом расположить НА второй
ступени, чтобы кромочные следы первого НА цели-
ком попадали в межлопаточные каналы второго
НА. Известно [27, 37], что взаимное окружное сме-
щение неподвижных последовательно расположен-
ных решеток влияет на потери энергии, причем
оптимальным оказывается такое расположение,
когда след от первой решетки попадает в межлопа-
точный канал второй. С целью проверки этого эф-
фекта были поставлены специальные опыты в от-
секе, которые показали изменение к. п.д. отсека I

Рис. XII.32. К- п. д. отсека в функции
взаимного углового смещения лопа-
ток НА первой и второй ступеней
в зависимости от углового положения НА второй
ступени (рис. XII.32).
Согласно полученным данным, в зависимости
от взаимного положения НА первой и второй сту-
пеней изменение к.п.д. отсека I достигает 0,8%.
Указанный эффект, естественно, может быть полу-
чен только в ступенях с одинаковым или кратным
числом лопаток НА последовательно расположен-
ных ступеней. Отметим, что в случае одинакового
или кратного числа лопаток РК аналогичный ре-
зультат должен иметь место при вариации взаим-
ного расположения РК рядом стоящих ступеней.
Сказанное выше позволяет рекомендовать при про-
ектировании многоступенчатых турбин учитывать
возможность повышения их к. п. д. за счет неслож-
ного конструктивного мероприятия, связанного
с продуманным угловым расположением диафрагм
и РК [24].
Естественно, такая возможность существует не
всегда. Как показали расчеты, в двухступенчатом
отсеке А, составленном из ступеней 1А и 2А, аэро-
динамический след при любом взаимном располо-
жении НА будет пересекать входные кромки НЛ
последующей ступени (рис. XII.31, б). Поэтому
в отсеке, составленном из одинаковых ступеней 1А
и 2А, маловероятно существенное изменение к.п.д.
второй ступени в зависимости от расположения на-
правляющих аппаратов. В опытах для отсека А не
было обнаружено положительного влияния угло-
вого смещения второй диафрагмы.
Влияние радиального зазора над РК необанда-
женной ступени на характеристики отсека. В газо-
динамических расчетах турбин потери энергии, вы-
222
зываемые радиальным зазором над РК, обычно учи-
тываются по результатам испытаний одноступенча-
тых моделей. В то же время сильная деформация
потока у периферии приводит к изменению условий
обтекания последующей ступени. Вопрос о степени
влияния радиального периферийного зазора преды-
дущей ступени на характеристики последующей
и турбинного отсека до настоящего времени ос-
тается открытым.
Для определения влияния радиального зазора
на характеристики отсека I [3] испытывались че-
тыре варианта отсеков, которые отличались только
радиальным зазором первой ступени варьиро-
вавшемся в диапазоне 0,31—2,78 мм за счет изме-
нения диаметра периферийного обвода проточной
части над РК- Результаты этих испытаний при
(У^ u2/Co)opt представлены на рис. XII.33. Увели-
чение 6i от 0,31 до 2,78 мм приводит к снижению
Рис. XII.33. К. п.д. отсека, ко-
эффициент р. и приведенный
расход G — G]^Tq/PqB зависи-
мости от радиального зазора
первой ступени
к. п. д. т] на 3,2%. Такое снижение эффективности
отсека не может быть следствием уменьшения к. п. д.
только первой ступени из-за увеличенного радиаль-
ного зазора. Для сравнения на этом же рисунке
приведена кривая зависимости к. п. д. отсека г] от
величины 6j, рассчитанная по результатам опытов
[13] с одноступенчатой моделью А-1 (штриховая
кривая). Следовательно, изменение радиального
зазора <5j первой ступени оказывает существенное
влияние на работу второй ступени, причем неучет
этого эффекта в соответствии с результатами опы-
тов при больших зазорах (<5i=s3 мм) приводит
к завышению к. п. д. отсека до 2%.
Увеличение радиального зазора первой ступени
вызывает значительный рост неравномерности па-
раметров потока по высоте поточной части перед
второй ступенью. В качестве примера на рис. XII.34
представлены эпюры осредненных по шагу давле-
ния в потоке р2 и давления торможения р* за пер-
вой ступенью. При зазоре 6i = 2,78 мм кинетиче-
ская энергия периферийного потока существенно
больше, чем для зазора <5j = 0,31 мм. Возрастание
кинетической энергии периферийного потока сопро-
вождается появлением значительной (до 30°) за-
крутки потока в сторону вращения РК. Поэтому
эффективность работы периферийной области
второй ступени снижается, что является одной
из причин дополнительного уменьшения к. п. д.
отсека.
Влияние величины распространяется не
только на периферийную область течения. Увеличе-
ние радиального зазора 6i вызывает снижение дав-
ления в межвенцевом зазоре у периферии первой
ступени, вследствие чего ее периферийная степень
реактивности р"т уменьшается (рис. XII.35). Паде-
Рис. XI 1.34. Давления в сечении 2—2 двухступенчатого отсека
при радиальных зазорах 0,31 мм (О); 0,9 мм (Д) и
2,78 мм (О)
ние давления у периферии закрученного потока
влияет на условия его радиального равновесия, что
приводит к снижению корневой степени реактивно-
сти с ростом зазора. Заметим, что в соответствии
с принятой методикой исследований вместе с зазо-
ром изменялась площадь сечения 2—2, т. е. увели-
чению сопутствовало возрастание отношения
Рис. XII.35. Степень реактивности
и отклонение характеристического
числа Л (u/Со) ступеней в зависи-
мости от радиального зазора
над РК первой ступени при
i(/2^/C0)opt:
/ — первая ступень; 2 — вторая сту-
пень
площадей fzlfi- Такой способ изменения радиаль-
ного зазора позволил исключить влияние пере-
крыши у периферии ступени и длины РЛ на ре-
зультаты опытов. Вместе с тем, если увеличивать
радиальный зазор, не меняя отношения fz/fi, то
можно ожидать несколько меньшего снижения сте-
пени реактивности под влиянием радиального за-
зора, чем в опытах.
Изменение структуры потока в первой ступени
сказывается, естественно, на условиях работы вто-
рой ступени. Увеличение вызывает некоторое
223
возрастание («/Co)i первой ступени. При этом
У 22 и2/С0 отсека сохраняется практически неизмен-
ным, а изоэнтропийная разность энтальпий на вто-
рую ступень повышается (рис. XII.35). Вследствие
этого растут числа М во второй ступени, что при-
водит к увеличению степеней реактивности р'т
и р" Перераспределение перепадов энтальпий
между первой и второй ступенями с возрастанием
радиального зазора сопровождается повышением
приведенного расхода G^T*/p* (см. рис. XII.33).
Изменение 6i влияет почти на все характеристики
двухступенчатого отсека и в частности приводит
к небольшому увеличению выходной кинетической
энергии за второй ступенью отсека.
На рис. XII.33 приведена зависимость от зазора
6j коэффициента использования выходной кинети-
ческой энергии первой ступени ц, вычисленного по
формуле (XII.1). Снижение этого коэффициента
при больших величинах <5i согласуется с отмечен-
ным выше существенным влиянием радиального за-
зора первой ступени на характеристики второй.
XII.6. ПОСЛЕДНИЕ СТУПЕНИ
Последние ступени мощных паровых турбин
имеют весьма малое отношение di (до 2,5 и ниже)
и большие углы меридионального раскрытия про-
точной части (до 60°). В этих условиях радиальные
течения играют значительную роль и поток имеет
ярко выраженную пространственную структуру.
При резких переходах от одной ступени к другой
возникают сильные диффузорные эффекты в потоке
между ступенями и на начальном участке НА. Эти
явления вызывают дополнительные потери энергии
в НА и РК ступени, особенно значительные на ре-
жимах частичных нагрузок.
Правильная оценка потерь энергии в последних
ступенях необходима для разработки мероприятий
по усовершенствованию проточных частей ЦНД.
Возникающий при малых расходах пара отрыв по-
тока у корня ступени может привести к поломкам
РЛ вследствие резко нестационарного характера те-
чения в области отрыва и в связи с перераспреде-
лением расходов по высоте ступени. Некоторую
оценку пространственного течения в проточных час-
тях с крутыми меридиональными обводами можно
получить с помощью расчета. Однако в условиях
обтекания профилей с местными срывами только
экспериментальные исследования дают надежные
количественные результаты.
Меридиональные обводы. Форма меридиональ-
ного обвода безлопаточного диффузора перед сту-
пенью существенно влияет на характеристики сту-
пени. В опытах БИТМ [17 гл. XI] для ступени
постоянной циркуляции с цилиндрическими грани-
цами проточной части установка конических диф-
фузоров на входе уже при углах у периферии у" =
= 20° приводила к отрыву потока и снижению
к. п. д. ступени на 4%. При большйх углах у", до-
стигавших 60°, срыв усиливался и вызывал значи-
тельные потери энергии, которые зарождались
в диффузоре и развивались затем в НА и РК под
влиянием сильных радиальных течений и больших
углов атаки.
Раскрытие проточной части в области НА также
оказывает большое влияние на потери энергии. Со-
гласно опытным данным БИТМ, увеличение перифе-
224
рийного угла раскрытия у" с 10 до 60° снижает
к. п. д. ступени на 6%. Дополнительное снижение
к. п. д. на 4,5% было получено при установке перед
ступенью, имеющей у" = 60°, направляющей ре-
шетки тонких пластин с периферийным диаметром,
равным диаметру РК предшествующей ступени. Эта
решетка в известной мере имитировала предыду-
щую ступень и создавала небольшую закрутку по-
тока под углом а2=110°. Опытами ХПИ [34] ус-
тановлено, что при одинаковых перекрышах на
входе в ступень безлопаточный диффузор, выпол-
ненный с твердыми границами или образовавшийся
за счет внезапного расширения потока, оказывает
одинаковое влияние на к. п.д. ступени.
Исследования, проведенные на ЛМЗ, в БИТМ
и ЛКИ [25 гл. XI], показали, что для ступени как
с перекрышей на входе, так и без нее, оптимальная
форма меридионального профиля у периферии НА
близка к конической. Угол раскрытия у" желательно
выбирать меньшим чем 30°, так как при больших
углах потери резко нарастают. Удачной характери-
стикой для обобщения опытных данных по влиянию
угла у" на эффективность ступеней с относительно
длинными лопатками оказывается угол эквивалент-
ного конического диффузора 0Э. В зависимости от
этой характеристики [26] относительное снижение
к. п.д. различных ступеней большой веерности
(dz = 3,3-4-4,!), имеющих у" = 30-4-50°, не превышает
2%, если 03<5О-4-7О°. При этом большим углам 0Э
соответствуют меньшие углы меридионального рас-
крытия у".
Рассмотренные выше опытные данные получены
на модельных ступенях при невысоких числах М.
Эксперименты, проведенные при близких к натур-
ным разностях энтальпий на ступень, подтверждают
высокие потери энергии в диффузорных участках
перед ступенью и от резких изменений меридио-
нального профиля проточной части. В качестве при-
мера на рис. XI 1.36 даны результаты выполненных
в ЛПИ опытов [4].
Исследования проводились на паре с моделью
последней ступени мощной паровой турбины при
di = 2,6, = 320 мм и угле раскрытия у периферии
НА, равном 55°. На входе в ступень устанавлива-
лись цилиндрические направляющие кольца (мо-
дель 1), подготовительная решетка (модели 1' и 2)
или ступень (модель 3). Модели Г и 2 различались
периферийным диаметром подготовительной ре-
шетки; угол раскрытия безлопаточного диффузора
перед ступенью для этих моделей составлял соот-
ветственно 30 и 55°. Испытания моделей 1, Г и 2
проводились на перегретом паре, а модели 3 — при
степени влажности перед последней ступенью
около 2%.
При углах раскрытия диффузора перед ступенью
30 и 55° к. п. д. моделей 1' и 2 снизился по сравне-
нию с к. п. д. модели 1 на 3 и на 6%. Улучшение
работы модели 3, имеющей угол у" = 55°, по сравне-
нию с моделью 2 связано с благоприятным влия-
нием плавной конусности проточной части и повы-
шенной турбулентностью потока за подготовитель-
ной ступенью. Высокий уровень турбулентности
натекающего на последнюю ступень потока снижает
интенсивность срывных явлений у периферии НА
и способствует повышению к. п. д. ступени. Поэтому,
учитывая реальную степень турбулентности перед
последней ступенью ЦНД, угол конусности перифе-
рийного обвода ступени можно повышать прибли-
зительно до 40—45° без заметного ущерба для
к. п.д. [14].
В ступени с резким меридиональным раскры-
тием проточной части потери энергии у периферии
НА оказываются весьма высокими. При углах у" =
= 55° коэффициент потерь достигает 50%. По-
тери сосредоточены у меридионального обвода, где
наблюдаются сильные диффузорные эффекты
и срывные явления, сопровождающиеся интенсив-
ными вторичными течениями. Большие углы у" вы-
зывают также повышенные потери у корня НА, свя-
занные с развитием радиальных течений.
Рис. XII.36. К. п. д. ступеней большой веерности.
(Цифры 1—3 на кривых соответствуют номерам мо-
делей; кривая 4 получена пересчетом характеристики
модели 3 на перегретый пар)
Начавшиеся в области НА радиальные течения
и срывные явления развиваются в РК ступени.
На рис. XII.37 показаны результаты траверсирова-
ния моделей 1' и 2 на расстоянии 70 мм за РК при
и/Со, равных 0,7 и 0,6 соответственно. В обоих
случаях за РК обнаружены значительные углы у,
которые для модели 2 достигали 50° на высоте
100 мм. При у" = 55° в корневых сечениях ступени
Рис. XII.37. Распределение газодинамических па-
раметров пара за РК моделей с направляющей
решеткой при у" = 30° (кривые /) и у"=55° (кри-
вые 2)
зонд не ориентировался по потоку и скоростной на-
пор был равен нулю. Срыв охватывал почти чет-
верть высоты проточной части, и радиальные состав-
ляющие скорости в модели 2 были больше осевых.
Для снижения значительных потерь у корня
и периферии ступеней с малым di и крутыми мери-
диональными обводами предложены различные
конструктивные приемы. Один из них — отсос по-
граничного слоя с периферийной ограничивающей
стенки НА. Другой прием — установка дополнитель-
ных лопаток у периферии НА [30]. Повышение эф-
фективности ступени, имеющей дополнительные
лопатки, связано с разделением крупных вихрей на
более мелкие и снижением вследствие этого конце-
вых потерь энергии. Согласно исследованиям ЛКИ
на одноступенчатых моделях, при больших углах
раскрытия проточной части к. п. д. ступени за счет
установки дополнительных лопаток существенно
повышался.
В ЛПИ была испытана ступень большой веерно-
сти (d; = 3) с перегородками в средних частях НА
и РК, разделяющими ступень на два яруса. К-п. д.
ступени под влиянием разделительных перегородок
повысился, особенно в области режимов малых рас-
Рис. XII.38. Распределение газодинамических пара-
метров пара за РК ступени на режиме холостого
хода:
/ — давление торможения; 2 — давление в потоке;----
холостой ход;------номинальный режим
ходов. Положительный эффект получен также
в опытах ЛПИ [26] со ступенью, имеющей неболь-
шое меридиональное раскрытие у корня. Так, в сту-
пени с углом раскрытия у корня 10° не было обна-
ружено существенные изменений в структуре при-
корневого потока по сравнению со ступенью, корне-
вой обвод которой цилиндрический. Вместе с тем
применение корневого раскрытия меридионального
обвода снижает угол у" у периферии и течение в пе-
риферийной зоне НА улучшается.
Рис. XI 1.39. Структура потока
в ступени при малом объемном
расходе пара (Go2 = 0,14)
Переменные режимы. При малых объемных рас-
ходах пара в последних ступенях мощных паровых
турбин, даже если они имеют близкую к оптималь-
ной форму меридиональных обводов, начинают ин-
тенсивно развиваться срывные явления. В опытах
ЛПИ [16] со ступенью большой веерности (di —
= 2,6) на режимах холостого хода (Gz?2 = 0,3)
практически весь расход пара ступенью проходил
через верхнюю половину РК (рис. XII.38). В пери-
ферийной области ступени давление торможения
и динамический напор на холостом ходу резко
29 Зак. № 50
225
повысились, углы у возросли, а угол выхода пото-
ка а2 уменьшился. У корня ступени до высоты /2 =
= 140 мм вследствие срыва потока аэродинамиче-
ский зонд терял чувствительность.
Согласно опытным данным ВТИ [28], зона при-
корневого отрыва потока за ступенью (di = 2,8) за-
нимает 40% от высоты проточной части при Gvz =
= 0,35 и 60% при Gw2 = 0,2. Другая ступень (di~
= 2,5) работала с нулевым к. п.д. уже на режиме
0^2 = 0,53, причем при Gv2 = 0,4 отрыв у корня
проточной части захватывал предшествовавшую
ступень. На малых нагрузках в периферийной ча-
сти НА возникал отрыв потока в виде торового
вихря (рис. XII.39). Скорость вращения вихревого
потока достигала 250 м/с. Аналогичные явления
были отмечены в исследованиях ХПИ. Такое мощ-
ное вихревое движение у периферии РК может слу-
жить источником значительных динамических на-
пряжений в рабочих лопатках на режимах малых
расходов, как это наблюдалось в опытах фирмы
«Шкода» [35 гл. III].
Следует отметить, что в экспериментах ЦКТИ
и ЛПИ торовый вихрь в межвенцевом зазоре у пе-
риферии ступени обнаружен не был [26]. Согласно
исследованиям ЛПИ, выполненным на двухступен-
чатом стенде, распределение давлений по профилю
в периферийных сечениях НА последней ступени
указывает на отрыв потока с вогнутой поверхности
профиля в районе его входного участка. Однако
даже на режимах G02 = 0,24-0,25 этот отрыв, рас-
пространяясь до средних сечений НА, не проникал
в межвенцевой зазор. В опытах ЛПИ [15] со сту-
пенью большой веерности (d/ = 3), но имеющей ма-
лый угол раскрытия проточной части (у" =15°), воз-
никновение отрыва было зарегистрировано только
у корня ступени и лишь при Gu2=0,15.
Резкое меридиональное раскрытие ступеней
большой веерности — одна из главных причин воз-
никновения срывных явлений в корневой области
РК и в периферийных сечениях НА на режимах ма-
лых расходов. Высокие значения чисел и/Са, харак-
теризующие эти режимы, приводят к появлению
весьма значительных отрицательных углов атаки
при входе потока на РК по всей высоте ступени.
Большие углы атаки вызывают резкую интенсифи-
кацию срывных явлений. Поэтому оптимизация
формы меридиональных обводов последних ступе-
ней и применение мер по снижению потерь у корня
и периферии будут способствовать расширению диа-
пазона режимов безотрывного течения в ступени.
Уменьшить склонность ступени к появлению
прикорневого отрыва можно за счет выбора высо-
ких значений корневой степени реактивности, что
нашло отражение в конструкциях последних ступе-
ней новейших паровых турбин большой мощности.
Заслуживает внимания применение в качестве по-
следних ступеней со сниженным градиентом сте-
пени реактивности. Эти ступени в широком диапа-
зоне изменения режимов сохраняют положительную
степень реактивности у корня и имеют пологие ха-
рактеристики к. п. д. в зависимости от и[Са. Возник-
новению срывных явлений у корня ступеней со сни-
женным радиальным градиентом давления препят-
ствуют радиальные ускорения, вызванные меридио-
нальным искривлением поверхностей тока.
Теоретические [35] и экспериментальные [33] ис-
следования показали, что ступени большой веерно-
сти со сниженным за счет увеличения к корню угла
at градиентом степени реактивности обладают хо-
рошими характеристиками на расчетном режиме.
В последних ступенях паровых турбин полезно
также применение ТННЛ. Однако, так как ТННЛ
вызывает повышение потерь у периферии НА, в ус-
ловиях значительного меридионального раскрытия
проточной части оптимальным может оказаться НА
с переменным углом ТННЛ — положительным
у корня ступени и нулевым или отрицательным у ее
периферии.
ГЛАВА XIII
ДВУХФАЗНЫЕ ПОТОКИ
Прошло три четверти века с тех пор, как
Г. Лаваль стал строить турбины, работающие на
влажном паре, и более полувека после опубликова-
ния фундаментальных исследований А. Стодолы
о процессах конденсации, а проблему расчетов те-
чения двухфазных сред и процессов эрозии в тур-
бинных ступенях все еще нельзя считать полно-
стью решенной.
В Советском Союзе, особенно в связи со строи-
тельством АЭС, в течение последних двадцати лет
были развернуты исследования влажнопаровых
турбин в БИТМ, ЛПИ, МЭИ, ЦКТИ, а также на
ЛМЗ, ХТГЗ и КТЗ. В этих и других организациях
продолжается и в настоящее время изучение раз-
личных аспектов этой проблемы. Крупные исследо-
вания выполняются также за рубежом. Можно от-
метить два главных направления этих исследова-
ний: 1) изучение кинетики фазовых превращений
в турбинных ступенях; 2) изучение движения пле-
нок и капель в проточных частях турбин, процес-
сов сепарации влаги и эрозии лопаток.
226
И ЭРОЗИЯ ЛОПАТОК
XIII.1. КИНЕТИКА ФАЗОВЫХ ПРЕВРАЩЕНИЙ
Влажный пар несет капельки различных разме-
ров. Форму капелек с достаточной для практиче-
ских расчетов точностью можно принять сфериче-
ской. Уравнение механического равновесия такой
капли радиуса £ записывается согласно формуле
Лапласа
p'=p"+Pa=P"+Wi,	(ХШ.1)
где о — коэффициент поверхностного натяжения;
ра — определяемое им избыточное давление в капле;
один и два штриха относятся к жидкой и паровой
фазам, как и всюду в этой главе.
Влажный пар находится в состоянии равнове-
сия и обе фазы устойчивы, если их химические по-
тенциалы одинаковы,
<?'(/>. Т)^’(р, Г).
Из этого условия выводится формула Кельвина, ко-
торую после упрощений запишем в двух формах
[13, 25]:
In	(XIII.2)
ДГ=Г5-Г'=2Г'б/(/-рЧ),	(XIIL3)
где р''1рв — степень перенасыщения; А7— степень
переохлаждения:
При заданных параметрах пара получается оп-
ределенный радиус капли |кр называемый крити-
ческим. При £<£Кр жидкая фаза переходит
в паровую, а при £ > скр происходит конденсация.
На величину §нр главное влияние оказывает пере-
охлаждение.
В соплах пар расширяется за время порядка
10~4 с. При столь быстром расширении состояние
двухфазной среды метастабильно и пар переохлаж-
ден. При таком состоянии пара постоянно возни-
кают и исчезают зародыши капель, распределение
которых можно принять [25] по формуле Больц-
мана
^ = Сехр[(-ДФ(5)/(^Г)], (XIII.4)
где k = 1,3805 • 10~23 Дж/К — константа Больцмана;
С — коэффициент пропорциональности, который
при сравнительно небольшом числе зародышей мо-
жет быть принят равным числу молекул в данной
системе.
Число зародышей быстро убывает с увеличением
их радиуса до критической величины. А так как
уравновешены только капли критического размера,
то они и образуют ядра конденсации. Число их
в 1 м3 можно определить по формуле [25]
^Kp = AAoexp [-4™даГ)&],
где Nq — число молекул в 1 м3 среды.
Так как в одном киломоле газа число молекул
Na = 6,0228  1026, где Na—число Авогадро, то
в 1 м3 (т. е. в р кг/м3) число молекул No =
= NAp/p, где ц— относительная молекулярная
масса газа.
Среднюю скорость движения молекул можно
определить по формуле
cu = ]/kT"l(2KmM),	(XIII.5)
где тм— масса молекулы.
Исходя из скорости движения молекул, можно
найти число молекул, попадающих на поверхность
капли в единицу времени, и установить скорость
конденсации. Но в то же время с поверхности
капли часть молекул испаряется. В процессе кон-
денсации на каплях оседает больше молекул, чем
испаряется. Скорость ядрообразования в единицу
объема определяется по формуле Френкеля [25]
/=хз (1 /?') (p”lkT"Y /(2/к) ^/ЛЦ X
Xexp[-4^p/(3fe7’’)], (XIII.6)
где поправочный коэффициент Лэ, по данным ЦКТИ
[26], берется при р > 1 МПа равным единице, при
0,1 </э<1 МПа равным 10 и при р<0,1 МПа
равным 100. В расчетах величины I в одном кило-
грамме правую часть формулы следует поделить на
Р"	=PVK^T") =p'Vi(T"kNA).
Здесь универсальная газовая постоянная =
= kNA [ее численное значение 8314. Дж/
(кмоль • К)].
Так как из формулы (XIII.3) следует, что
|кР^1/АТ, то с ростом переохлаждения АТ абсо-
лютная величина показателя степени в формуле
(XIII.6) изменяется обратно пропорционально
(АТ1)2 и скорость ядрообразования быстро возра-
стает. В части высокого давления скорость ядро-
образования значительно больше, чем в ЧНД.
В расчетах эта величина может достигать порядка
10м и даже более. В связи с этим процессы конден-
сации в части высокого и низкого давления суще-
ственно различаются, что подтверждают опыты
D. J. Ryley [32].
Я. И. Френкель считал предложенную им фор-
мулу как грубое приближение к действительности.
К этой формуле предлагались многочисленные по-
правки, некоторые — очень значительные. Вместе
с тем процесс конденсации в турбине сильно зави-
сит от нестационарных явлений, оценить которые
можно лишь весьма приближенно. Поэтому и фор-
мулы для определения скорости ядрообразования
представляют практический интерес лишь для вы-
яснения качественной картины влагообразования.
Для этой цели вполне достаточны поправки ЦКТИ,
приближающие формулу Френкеля к действитель-
ному процессу в турбине.
X1I1.2. РОСТ КАПЕЛЬ
Рост капель, находящихся в метастабильном со-
стоянии в той области, где явления можно рассмат-
ривать микроскопическими (£<Х), определяется
числом молекул 0, падающих в единицу времени
на единицу поверхности капли, и коэффициентом
конденсации акн, равным отношению числа моле-
кул, остающихся на поверхности капли, к числу
молекул, ударяющихся о ее поверхность за тот же
промежуток времени. Из уравнения материального
баланса получим равенство
dtydt =ак$ты1?'.	(XIII.7)
Коэффициент конденсации определяется из
уравнения баланса теплоты в капле. Теплота, за-
траченная на нагрев массы отраженных молекул,
равна (1—ахн)ср(Т' — T")dm, а теплота, выде-
ляемая оставшимися в капле молекулами, равна
«кн [г' — сР(Т' — Т") ]dm, где dm — масса падающих
на каплю молекул за время dt; r' = i" — i' — теп-
лота фазового перехода с учетом капиллярной
энергии. Поэтому акн = ср(Т' — Т")/г'.
Число молекул, попадающих на единицу поверх-
ности капли в единицу времени 0 = пАсм, где пА =
= 1/цд = p"l(kT”}—концентрация молекул в га-
зовой среде; см — средняя скорость молекул, опре-
деляемая по формуле (XIII.5). Поэтому
М = ты \p"l(kT")]YkT"l(2mnll) — p" VRT"l(2it),
dt/di = (p"/p') ср (Т' - Т") VRT"l(2^lr'. (ХШ.8)
После того как капля увеличится до радиуса
£ > %, дальнейший ее рост находится из рассмотре-
ния макроскопической системы. При этом поток
теплоты Qotb от капли в окружающую среду может
быть приближенно определен по формуле Q0TBd^~
~r'dM = 4nVg(7v— T")dt, где dM = pz4ng2dg —
приращение массы капли; V— коэффициент теп-
лоотдачи. Рост капли определится по формуле
d^dt=V(T'-T”)l^'?'). (XIII.9)
29*
227
Для расчета роста капли необходимо знать ее
температуру Т'. На основании исследований Сто-
долы применительно к условиям течения в паровых
турбинах доказывается [1 гл. I], что температуру
капли с достаточной точностью можно принимать
равной ее равновесной температуре при заданном
давлении пара р, т. е. считать Т' = Ts^, где —
температура насыщения внутри капли. Последняя
определяется из формулы (XIII.2) для заданного
размера капли | и состояния пара Т" и р". Для
этих параметров находим ps и соответствующее
этому давлению Ts = Ts% = Т'.
Расход пара G', сконденсировавшегося в про-
точной части, определяется по формуле
Q'=\jMK(x', х) i (х') f (х') dx', (XIII. 10)
о
где х — координата, определяющая положение рас-
сматриваемого сечения f(x); х'—координата лю-
бого сечения f(x'), которое предшествует сечению
f(x) и в котором выпадают ядра со скоростью
/(%') в 1 м3; тИк — масса капли в сечении х, зави-
сящая от места ее образования х'.
Кроме формулы (XIII.2) или (XIII.3), (XIII.6),
(XIII.8) или (XIII.9) и (XIII.10), для получения
замкнутой системы уравнений необходимо исполь-
зовать уравнение состояния
р"=a.RT" ,	(ХШ.П)
где а — коэффициент сжимаемости паровой фазы,
вводимый как и вообще для реальных газов, на ос-
новании эмпирических формул в виде функций па-
раметров пара.
Уравнение неразрывности, количества движения
и энергии записываются в обычном виде [13]:
dclc+d?''lp''-Н///+</у/(1-У)==0; (XIII. 12)
Cd/c+(l-y)^/p" = O; (XIII.13)
*
cdc-}-cpdT'' — S (r'idyi-sryidr‘i)=O, (Х111.14)
i = i
где г'= i"— —разность энтальпий пара и жид-
кости с учетом различия температур фаз и работы
капиллярных сил;	с ввиду малости ка-
пель.
Все величины, характеризующие физические
свойства фаз, в диапазоне р<1 МПа могут быть
аппроксимированы полиномами от давления и тем-
пературы [26].
Согласно этой схеме выполняются расчеты про-
цессов конденсации на ЭЦВМ для всех проекти-
руемых турбин. Этими расчетами определяются ме-
сто выпадения влаги, изменение параметров пара
вдоль проточной части и потери энергии, вызванные
переохлаждением. Таким образом существенно
уточняются расчеты параметров и расходов пара
при заданных сечениях или размеры сечений при
заданных параметрах. Результаты расчетов неплохо
согласуются с данными испытаний.
Расчеты установившихся процессов конденса-
ции— наиболее существенное практическое дости-
жение современной теории влажнопаровых турбин.
XIII.3. НЕСТАЦИОНАРНЫЕ ПРОЦЕССЫ КОНДЕНСАЦИИ
Нестационарность от теплоты фазового пере-
хода. Выше рассматривался установившийся про-
цесс конденсации. Главная часть этого процесса
228
протекает чрезвычайно быстро (во многих случаях
за время порядка 10-8 с), что дало основание на-
зывать такие процессы «скачками конденсации»,
хотя в принципе в процессе конденсации не появля-
ется поверхность разрыва параметров состояния
пара, как в скачке уплотнения. В скачке конденса-
ции теплота подводится на некотором протяжении,
гораздо большем, чем длина участка скачка уплот-
нения (его протяженность—порядка пути свобод-
ного пробега молекулы). Тем не менее в первом
приближении скачки конденсации рассчитываются
как тепловые скачки уплотнения, т. е. в предполо-
жении мгновенного подвода теплоты, выделенной
при конденсации [2, 13]. Скачок конденсации отли-
чается от обычного скачка уплотнения тем, что при
сверхзвуковой скорости перед скачком за ним мо-
жет установиться как дозвуковая, так и сверхзву-
ковая скорость. В последнем случае скачок конден-
сации протекает с меньшей интенсивностью, чем
скачок уплотнения.
За узким сечением, где темп изменения живого
сечения невелик, от подвода теплоты в скачке при
дозвуковой скорости поток должен разгоняться,
а при сверхзвуковой скорости — тормозиться. Та-
ким образом, в зоне интенсивной конденсации на
очень коротком участке, где скорость еще сверхзву-
ковая, под влиянием подведенной теплоты поток
тормозится, пока р < рк, и ускоряется, как только
становится р > рк. Если недалеко за горлом сопла
темп роста живого сечения [(1If) df/dl\ невелик, то
следующие друг за другом замедление и ускорение
потока из-за подвода теплоты могут оказаться на-
столько значительными, что в зоне конденсации,
в том месте, где давление становится выше крити-
ческой величины (меняется знак ускорения), в по-
токе происходит резкое понижение давления и
столь же резкое повышение интенсивности конден-
сации, вызывающее эффект, аналогичный скачку
уплотнения. Этот скачок на какое-то мгновение
уравновешивает силы инерции. При этом за скач-
ком прекращаются процесс конденсации и подвод
теплоты, разгоняющей дозвуковой поток. В резуль-
тате в расширяющейся части сопла дозвуковой по-
ток замедляется, зона же процесса конденсации
отодвигается в расширяющуюся часть сопла.
В сверхзвуковой же зоне в момент провала давле-
ния появляется ударная волна разрежения, кото-
рая смещает начало процесса конденсации в сто-
рону горла сопла. После появления скачка в месте
бурного роста капель, процесс конденсации на этом
участке резко тормозится и зона интенсивной кон-
денсации смещается вниз по потоку.
Как только весь этот процесс завершается, ис-
чезает причина, порождавшая скачок уплотнения,
и он затухает, перемещаясь к горлу сопла вместе
с волной разрежения. Затем весь процесс повторя-
ется вновь. Таким образом, скачок становится не-
устойчивым, и он совершает быстрые колебания
вдоль оси сопла.
Частота возмущающих ударных волн тем боль-
ше, чем выше интенсивность конденсации (количе-
ство подводимой теплоты) и чем уже участок бур-
ного роста капель. Поэтому на частоту колебаний
оказывают большое влияние начальное состояние
пара и темп падения давления. В опытах МЭИ
[18, 24] при расширении влажного воздуха частота
изменялась от 500 до 1000 Гц. Максимальные амп-
литуды наблюдались в области небольших чисел М
в месте образования ударных волн. Колебания ко-
эффициента тяги сопла наблюдались в пределах
2% от ро. В опытах Л. М. Зысиной в ЦКТИ
частота пульсаций находилась в диапазоне 100—
200 Гц, а в опытах ЛПИ [9] — около 250 Гц. Ча-
стота пульсаций может изменяться в очень широких
пределах в зависимости от параметров потока, гра-
диента энтальпии и теплообмена. Предлагаемые
формулы для определения этой частоты дают лишь
грубую оценку.
Хотя амплитуды этих пульсаций обычно значи-
тельно меньше, чем могут быть от ПАС под влия-
нием потенциальной и вязкой неравномерности по-
тока, все же может создаться ситуация, когда не-
устойчивый скачок конденсации может быть опас-
ным для вибрационной прочности лопаток. Поэтому
необходимо достаточно точно определять зону воз-
можной интенсивной конденсации пара при сверх-
звуковом течении и выбирать геометрию профилей
лопаток, исключающую появление интенсивных не-
стационарных скачков конденсации. Обычно за гор-
лом сопел паровых турбин темп роста живых се-
чений настолько велик, что нет опасности появле-
ния нестационарного скачка конденсации.
Конденсация в следах за лопатками. Чрезвы-
чайно быстрое протекание процессов конденсации
вызывает особые явления в неравномерных и неста-
ционарных потоках и турбинах. Пример таких яв-
лений— конденсация в аэродинамических следах
за лопатками. В вихрях следа образуются зоны по-
ниженного давления. Если при этом и температура
оказывается достаточно низкой, то в вихрях воз-
можны локальные процессы конденсации.
Исследования Г. А. Филипповым в МЭИ [24]
аэродинамического следа за кромкой пластины по-
казали, что на начальном участке пар перегрет (на
5—7 К), а на расстоянии х, равном 10 калибрам
(по толщине пластины),— слегка переохлажден,
(на 2 К), тогда как вне следа АГ = 134-15 К. Не-
смотря на перегрев в начале следа, вблизи его оси
наблюдалась наибольшая концентрация капель
с радиусами порядка 10~8 м, причем конденсация
начиналась в сечении х = 2. Концентрация капель
вне следа по оценке авторов была приблизительно
в два раза меньше, чем в следе.
Результаты опытов авторы объясняют понижен-
ной температурой внутри вихрей, рассчитанной по
методу К- И. Страховича, но при адиабатном про-
цессе. При этом циркуляция вихрей определялась
в предположении, что вся завихренность потока
жидкости, обтекающего пластину, локализуется
в пограничном слое и переносится на дискретные
вихри в следе. При этом циркуляция скорости
в вихрях достаточно высока, чтобы образовалась
зона пониженных давлений. При сделанных допу-
щениях температура в вихрях настолько снижа-
ется, что наступает переохлаждение и затем ин-
тенсивная конденсация пара. Таким образом ав-
торы объясняют повышенную концентрацию влаги
в следе, несмотря на перегрев пара. Заметим, что
эта оригинальная гипотеза требует подтверждения
адиабатного вихревого движения пара и возможно-
сти достаточно длительного существования вихре-
вой дорожки Кармана в сильно турбулизирован-
ном потоке в турбине.
Конденсация при нестационарном обтекании
профилей. При взаимодействии неподвижных и под-
вижных решеток порождаются импульсы давлений
как под влиянием потенциальных возмущений, так
и от вязкой неравномерности потока. Как пока-
зали многочисленные опыты, амплитуды колебаний
в турбинных решетках могут достигать значитель-
ной величины. Наибольшие колебания давления
наблюдаются около входной кромки рабочей ло-
патки, где возникает ударный эффект, вызванный
недостатком скорости в следе (см. гл. XIV). Зна-
чительные колебания давления могут происходить
также в косом срезе сопел.
Наибольшее значение для процесса конденса-
ции имеют пульсации давления в межлопаточном
канале, так как они охватывают весь объем пара,
причем давление в канале при обычных скоростях
в турбине изменяется с небольшим рассогласова-
нием фаз. Сопоставляя скорости изменений пара-
метров пара в каналах и скорости ядрообразова-
ний можно установить, что интенсивная часть про-
цесса конденсации протекает за время, на порядок
меньше, чем период колебания параметров пара.
На этом основании И. И. Кирилловым была выдви-
нута гипотеза о смещении против потока места ин-
тенсивного ядрообразования и колебания скачка
конденсации в нестационарном потоке [9].
Быстрота процесса конденсации послужила
основанием для разработки в ЛПИ метода расчета
процесса конденсации в квазистационарных усло-
виях и выполнения теоретического анализа явле-
ний. Полученные результаты проверялись экспери-
ментально. Это исследование выявило сильное
влияние пульсаций давления и температуры на ме-
стоположение начала конденсации и особенно на
интенсивность ядрообразования.
В условиях пульсаций потока скачки конденса-
ции резко смещаются против течения, причем ос-
редняемый зондом пик давления значительно сгла-
живается .
Расчеты и опыты в ЛПИ на многоступенчатой
влажнопаровой турбине показали, что при неста-
ционарном обтекании профилей скачок конденса-
ции может сдвигаться против потока на целую сту-
пень и даже более того, а это имеет существенное
значение как для расчета живых сечений проточ-
ной части и выбора материалов, так и для проекти-
рования сепарационных устройств и определения
потерь энергии.
XIH.4. ТЕЧЕНИЕ ВЛАГИ
В НАПРАВЛЯЮЩЕМ АППАРАТЕ И ЗА НИМ
Жизнь современных турбин планируется на
30 лет, но нередко она продолжается и дольше. На-
пример, все еще находятся в эксплуатации турбины
К-50-29/1500 и К-100-29/1500 выпуска ЛМЗ и
ХТГЗ тридцатых и сороковых годов [11] при числе
рабочих часов 250 тысяч и более. Интересно отме-
тить, что лопаточный аппарат ряда этих турбин
в ЧНД не менялся, хотя рабочие лопатки были из-
готовлены из никелевой стали и не имели специаль-
ной защиты входных кромок. Эрозия была уме-
ренной и охватывала лишь периферийную часть
лопаток. С другой стороны, можно привести много
примеров, когда эрозия рабочих лопаток в совре-
менных турбинах развивалась стремительно и уже
через несколько тысяч часов принимала угрожаю-
щие размеры.
В последнее время вопросы эрозии рабочих ло-
паток и других деталей турбины стали особенно
229
острыми в связи с широким строительством влаж-
иоиаровых турбин для АЭС. С проблемой эрозии
был связан и выбор основных направлений в кон-
струировании атомных турбин. Все это выдвинуло
проблему эрозии в число важнейших в турбино-
строении.
Для решения проблемы в целом имеют громад-
ное значение современные знания об образовании
и движении влаги в проточных частях турбин и об
эрозионной стойкости материалов, а также науч-
ный анализ всего накопленного опыта эксплуатации
влажнопаровых турбин. С этих точек зрения и рас-
смотрим данную проблему.
Методики расчета течения влажного пара в тур-
бинных ступенях достаточно освещены в литера-
туре [2, 13, 24]. Здесь рассмотрим лишь наиболее
важные вопросы, имеющие прямое отношение
к эрозии лопаток.
Однородная часть потока. В процессе конденса-
ции образуются очень мелкие капли, которые поток
несет почти без скольжения между фазами. Такой
достаточно однородный поток можно рассматри-
вать как сплошную среду и пользоваться обычными
уравнениями газодинамики. Но каили быстро ра-
стут, оседают на пленку, покрывающую поверх-
ность проточной части, с которой поток срывает
крупные капли и дробит их. Капли движутся с су-
щественным скольжением ио отношению к паровой
фазе. Если скольжение невелико, то можно ввести
осредненную плотность р и средний вектор скорости
k
c=(l-yra)ce’+ s y,nicz
i = l
и таким образом пользоваться уравнениями газо-
динамики как для сплошной среды.
При рассмотрении же процессов сепарации
влаги и эрозии лопаток наибольшую роль играют
крупные капли, занимающие лишь незначительную
долю объема движущейся среды. Эти капли сильно
отклоняются по направлению и величине их скоро-
сти от однородного потока. Такие капли следует
рассматривать как индивидуальные аэрозоли.
Аэродинамическая сила. Как было показано
в [13], в большинстве практических задач, относя-
щихся к движению аэрозолей непосредственно
в проточной части турбины, аэродинамическая
сила настолько преобладает, что всеми остальными
силами в уравнении движения можно пренебрегать.
При решении таких задач уравнение движения мо-
жно записать в виде
dc'ldt =0,375 (CJS) (р"/р') ^v,
где v — c" — с' — скорость пара относительно капли.
Коэффициент сопротивления Сх достаточно то-
чно можно представить в виде функции Сх = CRc~“,
причем Сип зависят от числа Рейнольдса Re =
= 2%v/v". Если Re = 10-=-1 000, то С ~ 12 и п~0,5;
при Re > 1000 показатель степени п — 0 и С — 0,48
[в этой области коэффициент сопротивления не за-
висит от числа Re (область автомодельности)].
Введем относительные параметры v = v/vo; с' =
= с’/vo’, £ = У го и t = tvo/ го, где в качестве харак-
терных величин выбраны ио— начальная относи-
тельная скорость каили и г0 — начальная радиаль-
ная координата капли. В выражении коэффициента
сопротивления Сх будем считать Сип постоян-
ными и обозначим Схо коэффициент сопротивления,
соответствующий vo. Рассматривая движение каили
при g — const, р" = const и v" = const, можно при-
нять Сх — Cxov~n и записать уравнение движения
в таком виде:
dc'ldt=vl~nvlK, (XIII.15)
где К = 2,667$(р7р")/^0.
Число К — важнейший критерий подобия аэро-
динамических сил, действующих на кайлю. Он ха-
рактеризует влияние на ускорение каили ее радиуса
и плотности пара.
Зная скорости пара в НА, с помощью уравнения
(Х1П.15) можно рассчитать траектории движения
капель определенных размеров и найти зоны их ве-
роятного осаждения на поверхности НЛ. Образую-
щаяся при этом пленка очень тонка, обычно ее
толщина 6 не более 15—20 мкм.
Состояние пленки характеризуется числом Re =
= Спл/н', где бил = с' бр' — массовый расход жид-
кости, протекающей через единицу ширины пленки;
с' — ее средняя скорость; ц/— динамическая вяз-
кость жидкости. При Re < 304-50 происходит ла-
минарное движение со спокойной поверхностью
раздела фаз; при 304-50 < Re < 1004-400 — лами-
нарное движение с волнистой поверхностью раз-
дела фаз; при Re > 1004-400—турбулентное тече-
ние. Волнистая поверхность пленки рассматрива-
ется как шероховатая с высотой бугорков k, равной
расстоянию по высоте между гребнем и впадиной
волны. Поверхность можно считать гладкой при ус-
ловии Re < 1006/fe, где b — хорда лопатки и Re =
= bc"!v".
При указанных толщинах пленки величина k~
~ 10 мкм. Обычно число Re < 10е. При этих усло-
виях поверхность лопатки, покрытую пленкой, мо-
жно считать гладкой. Пограничный слой, подвер-
гающийся воздействию множества капель, стано-
вится турбулентным. Известными методами [15, 24]
можно определить касательные напряжения
в пленке иод влиянием сил со стороны потока над
пленкой (составляющая тп). Кроме того, касатель-
ные напряжения тк порождаются попадающими
в пленку каплями. Эта составляющая определя-
ется по количеству движения, равному массе ка-
пель, проникающих в единицу времени через еди-
ницу поверхности пленки, умноженной на вектор их
скорости.
Как показали опыты ЛПИ и др., тонкая пленка
сбегает с выпуклой и вогнутой поверхностей лопа-
ток локально, в виде струек.
Движение капель за НА. При свободном дви-
жении в пустоте и заданной начальной скорости
траектории капель были бы прямолинейными. Если
допустить, что капли равномерно распределены ио
всему пространству и что все они выходят из НА
с одной и той же скоростью, то при свободном дви-
жении их прямолинейные траектории лежат на по-
верхностях линейчатого гиперболоида вращения.
Каждая из этих поверхностей, имеющая при выходе
из НА радиус г0, пересекается с меридиональной
плоскостью по гиперболе, выражаемой уравнением
г2-? ctg2 а[ = 1,	(XIII. 16)
где г = г!го, z — zlzo, а\—угол выхода аэрозолей
из НД.
230
Из этого уравнения следует, что, свободно дви-
гаясь в межвенцовом зазоре за НА, капли переме-
щаются к периферии и что их радиальный снос,
сначала небольшой, затем возрастает по мере уве-
личения осевого зазора 2.
Уравнение (XIII.16) можно заменить прибли-
женным выражением для предельного смещения
капель (Дгпр = ДгПр/го) в радиальном направлении
при сравнительно небольших осевых зазорах 2, при
которых пренебрежимо мало (ДгПр)2,
Дгпр = 0,5? ctg2 «J. (XIII. 17)
Такое радиальное смещение капель получилось бы
при движении в пустоте и при отсутствии сил тя-
жести. Это дает только представление о предель-
ных, практически недостижимых смещениях капель
к периферии. Действительные траектории капель
могут значительно отклоняться от прямолинейных
под влиянием газодинамических сил и сил тяже-
сти. Поэтому радиальное перемещение капель Дг
становится меньше предельного Дгпр; его величину
можно характеризовать коэффициентом радиаль-
ного смещения [13] 0 = Дг/ДгПр- Величина 0 опре-
деляется с помощью уравнения (XIII.15). Прибли-
женное решение с учетом только аэродинамических
сил можно представить в виде
0 = 0,67 [ 1 — 0,16 X (Ж sin а',) °'5].
Если капли срываются с кромок НЛ, то их раз-
гон протекает в аэродинамическом следе за НЛ, где
среднюю скорость пара ориентировочно можно при-
нимать равной
^ = «ло+<ло,5)/2-
где с"л0 и с"л05 — скорости пара в ядре следа и
в той точке по его ширине, в которой отклонение
от скорости в ядре потока вдвое меньше, чем в ядре
следа. Скорости пара интенсивно выравниваются
по мере удаления от кромок лопаток. В расчетах
можно принимать среднее значение скорости или,
разбив путь капли на несколько участков, на каж-
дом из них считать с" = const.
Относительная скорость капель характеризу-
ется коэффициентом разгона Д = с'/с". Его вели-
чина зависит от размеров капель, начальной ско-
рости и пути их пробега. Она меняется в широком
диапазоне. При неблагоприятных условиях для
крупных капель, вступающих в РК, О < 0,2.
XIII.5. ДВИЖЕНИЕ ВЛАГИ В РК И ЗА НИМ
Крупные капли входят в РК (рис. XIII.1) под
большими отрицательными углами атаки i’ =
= Pm — р' где Pin — угол, образуемый передней
касательной к скелету профиля с осью u; р' —
угол входа капли в РК- Угол входа Р' — функция
коэффициента разгона &, характеристического
числа ulc't и угла выхода а' капли из НА. Дейст-
вительно, из треугольника ОАВ следует, что для
однородной части потока tg Pi = sin «i/(cos —
— и/Ci), а для капли при а(~<%1 имеем tgр' =
= -ft sin ai/ (& cos ai — и/Ct).
Нормальная составляющая скорости w'n = w'
к касательной к поверхности лопатки в месте со-
ударения с каплей — один из главных факторов, оп-
ределяющих эрозию. Так как капли попадают на
различные участки выпуклой поверхности вблизи
передной кромки РЛ, то очень большое значение
имеет форма профиля в этой зоне. Только для кон-
кретного профиля и определенной величины О мо-
жно определить ударную составляющую ско-
рости капли в различных точках профиля. В месте
соударения угол касательной к профилю обозначим
Рло- Тогда w' — w' sin (Р( — рл0). При небольшом
отклонении рло от угла натекания потока Pi в пер-
вом приближении можно принять рло = Рп а тогда
на рис. XIII.1 отрезок DE = (1 — О) и и w' = (1 —
— fl'JusinPb Чем меньше разгон капель, тем боль-
ше w'n. В пределе Д—>-0 скорость w'n max —и sin pb
Действительный угол рло < Рь благодаря чему w'n
существенно уменьшается.
Рис. XIII.1. Диаграмма скоростей пара и капель при входе
в РК и при выходе из него
У периферии последних ступеней современных
мощных турбин окружные скорости достигают
560—660 м/с, коэффициент разгона может быть
0,2—0,3, а при этом в зависимости от степени ре-
активности и профиля РЛ может быть а>'7д= 200-1-
-Ч—350 м/с. Ударная составляющая меняется в очень
широких пределах в зависимости от кинематиче-
ской схемы, конструктивных особенностей ступени
и формы профиля.
После того как капля коснулась лопатки, она
может быть в какой-то мере раздроблена и отра-
жена обратно в поток. Некоторая ее масса оста-
ется на поверхности лопатки. Рассмотрим схему
движения такой массы на вращающейся пластине.
Траектория капли на вращающейся пластине.
Рассмотрим картину движения небольшой массы
М, помещенной на вращающуюся пластину (рис.
XIII.2). Выберем подвижную ортогональную си-
стему координат с началом О на оси вращения.
Пластина установлена под некоторым углом р к оси
и, причем перпендикуляр к оси вращения 2 лежит
в плоскости пластины и он принят за ось г. Ось х
находится в той же плоскости и направлена по по-
току. Ось у перпендикулярна к пластине.
Радиус-вектор г*, определяющий положение
точки М, лежит в плоскости пластины. Расстояние
от точки М до оси г равно проекции этого вектора
на плоскость, проходящую через данную точку пер-
пендикулярно оси 2.
Уравнение движения массы на равномерно вра-
щающейся пластине запишем в относительном дви-
жении
dw'ldt = F — w X (w X г*) — 2w X w', (ХШ. 18)
231
где F— сумма интенсивности аэродинамической
силы, действующей на массу со стороны потока,
силы тяжести и силы трения со стороны пластины
(силы отнесены к единице массы).
Двойное векторное произведение в последнем
уравнении представим в виде разности векторно-
скалярных произведений
w X (и X г*) = w (w • г*) —г* (и  to) =
= Г*<0 COS (to, Г*) to— to2r*.
Модуль вектора г* = r/cos у = x/sin у и, со-
гласно рис. XIII.2,
cos [<о, r*j=cos(to, x)(cosr*, xj =sin 0 • sin-f.
Используя эти соотношения, найдем проекции на
оси х и г:
[ы X (и X г*)] х = —хм2 cos2 Р; [to X (to X г*)]г =
ния элементарной массы на вращаю-
щейся пластине: а — вид на плоскость
гх‘, б — проекция пластины на плоскость
ху, в — профиль лопатки
Для движения влаги на пластине <г>у=0. При
этом условии
(to X w')x = “Щ. cos P; (ю X w')r = —ww'x cos p.
Использовав полученные выражения, уравнение
(XIII.18) в проекциях на оси х и г запишем та-
ким образом:
dissxldt = АЛ-'гхи>2 cos2 р — 2®r u>cos Р; (ХШ.19)
d<wrldt =	cos р. (XIII.20)
Силы тяжести обычно малы по сравнению с си-
лами инерции. Аэродинамическая сила имеет боль-
шее значение. Ею можно пренебрегать, если дав-
ление в потоке невелико. В ЧНД окружные скоро-
сти РК высоки и силы инерции доминируют.
Аэродинамическая сила зависит от скорости и
плотности пара и от состояния пленки. Под влия-
нием сил инерции тончайшая пленка разрывается
на куски, движущиеся к периферии РЛ. В ЧВД
из-за большой плотности пара аэродинамическая
сила значительно больше, а окружные скорости
меньше, чем в ЧНД. Поэтому аэродинамическая
сила в ЧВД может существенно влиять на траек-
232
тории влаги при ее движении по РК- Опыты в ЛПИ
на многоступенчатой экспериментальной турбине
при повышенном давлении (~0,3—0,5 МПа) пока-
зали, что траектории влаги на РЛ значительно от-
клоняются к оси турбины от полученных расчетом
без учета аэродинамических сил. Поэтому концен-
трация влаги в периферийной зоне ЧВД значи-
тельно меньше, чем в ЧНД.
Таким образом, на основании опытных данных
можно оценить силы аэродинамическую и трения,
действующие на пленку, после чего можно решить,
чем можно пренебречь. Так как движение влаги
на вращающейся РЛ рассчитывается путем разбие-
ния поверхности лопатки на большое число граней,
то для траектории на каждой узкой грани вектор
силы F можно принять постоянным, оценив его по
средним параметрам фаз. Тогда для любой грани
(0 = const) уравнения (ХШ.19) и (ХШ.20) после
подстановки х' = x + F/((n2 cos2 0) и r'=r + F/(i>2
можно рассматривать как систему однородных ли-
нейных дифференциальных уравнений 4-го порядка:
d2x,/dt2 — х'а>’2 cos2 ₽-|-2ю cos 0 dr'/dt =0;	(XIII.21)
Фг'/Й2-г72-2«) cos 0dx'ldt=0, (XIII.22)
где x'—x'IR\ r' = r^lR\ t = tlRa-, R — характер-
ный радиус (например, средний радиус РК). По-
стоянные интегрирования находят обычным путем
по начальным условиям входа рассматриваемой
массы на грань. Начальные условия могут оказы-
вать очень большое влияние на траектории влаги.
Анализируя уравнения (XIII.21) и (XIII.22), мо-
жно сделать ряд важных выводов.
Влага, попадая на входной участок выпуклой
поверхности РЛ с углом касательной 0 < 90°,
сразу же оказывается в поле кориолисовых сил, со-
ставляющие от которых по оси х направлены про-
тив потока. Начальная же скорость может быть
как положительной, так и отрицательной в зависи-
мости от угла атаки, связанного с размерами
капли, ее разгоном и степенью реактивности. По-
этому часть влаги продолжает двигаться по по-
току, частично же она может сбрасываться с РК
в обратном направлении. Некоторые из сбрасывае-
мых капель могут достигнуть предшествующих НЛ,
обладая еще большой абсолютной скоростью при
значительной ее ударной составляющей, способ -
ной вызвать эрозию этих лопаток. Кроме того,
повторные отражения капель от подвижных и
неподвижных лопаток повышают механические
потери.
На участках лопаток, где касательные имеют
угол 0 > 90°, кориолисовы силы отклоняют траек-
тории влаги к выходным кромкам. Влияние этих
сил возрастает вместе с увеличением угла 0 по ме-
ре приближения к выходной кромке РЛ. Отклоняю-
щее действие кориолисовых сил особенно сильно
проявляется в периферийных сечениях закрученных
РЛ, где уже при входе потока в РК 01 >90°. По-
этому в ступенях с большими углами 02 влага, со-
прикасающаяся с РЛ, может сбрасываться с вы-
ходных кромок, прежде чем достигнет периферии
РК, что ослабляет сепарирующий эффект такого
РК- Расчетные примеры движения влаги на плас-
тине и на РЛ даны на рис. XIII.3 и XIII.4 (^ — на-
чальный радиус капли).
Влагу на вогнутой поверхности РЛ кориоли-
совы силы стремятся сорвать, но тонкая пленка ча-
стично удерживается на поверхности за счет сил
сцепления. На ее движение силы инерции оказы-
вают такое же отклоняющее действие в зависимо-
сти от угла 0, как и при ее движении по выпуклой
поверхности РЛ.
Рис. XIII.3. Траектории элементарной массы на пла-
стинах при различных углах 0 и при разной началь-
ной скорости
---------w =0 и w =0,1;-----------w =0
-Vp	'о	Ха ra
Рис. XIII.4. Траектория
элементарной массы на
выпуклой поверхности
(составлена из граней
относительно длинной
лоиатки)
XIII.6. ПОТОКИ КРУПНОДИСПЕРСНОЙ ВЛАГИ
Влага движется в проточной части турбины
в виде пленок на ее поверхностях и многочислен-
ных групп капель, образовавшихся как в процессе
конденсации, так и при вторичных явлениях. В ре-
зультате этих вторичных явлений формируются по-
токи крупнодисперсной влаги, наиболее опасной
для эрозии лопаток. В процессе образования ка-
пель особую роль играет пленка на поверхностях
проточной части. Изучению характера ее движения
и дробления посвящено много исследований [2, 3,
13, 21, 30].
Толщина пленки зависит от многих факторов,
в том числе от количества капель, соударяющихся
с поверхностью лопатки. Количество этих капель
можно оценить, зная их размеры и траектории.
В момент попадания капель в пленку или при
ударе о твердую поверхность значительная часть
влаги отражается, а также, возмущая пленку, спо-
собствует срывам капель с ее поверхности. Количе-
ственно оценить этот вторичный капельный поток
чрезвычайно трудно. Кроме того, в процессе обра-
зования пленки существенную роль играют мель-
чайшие частицы влаги, оседанию которых в пленку
содействуют электродинамические силы. Сложней-
шие процессы формирования пленки затрудняют
теоретический расчет ее толщины. Поэтому для
оценки количества влаги в пленке на лопатках и
в потоках крупных капель, движущихся в проточ-
ной части турбины, используются результаты опы-
тов на экспериментальных стендах и в натурных
турбинах. Ниже даны наиболее важные характе-
ристики капельных потоков, играющих важную
роль в эрозионных процессах.
Кромочный поток капель за НЛ. С выходных
кромок пленка стекает локально струйками и раз-
бивается на капли. При небольшой начальной
влажности и дозвуковых скоростях пара сбегание
струек в кромочный след сопровождают пульсации.
С набухающей на кромке пленки отделяются
язычки влаги, меняющие свое местоположение. Эти
язычки вытягиваются на 2—3 мм, после чего отде-
ляются капли радиусом 0,1—0,2 мм [21]. Этот ха-
рактер стекания пленки сохраняется также при
околозвуковых и небольших сверхзвуковых скоро-
стях пара. При небольших дозвуковых скоростях
возможны срывы кусков пленки, которые затем дро-
бятся на некотором расстоянии от кромки. В зоне
вторичных концевых течений пленка срывается
вблизи концов лопаток при стабильном положении
язычков. Непосредственно после срыва с НЛ куски
пленки и капли двигаются с очень небольшой ско-
ростью и сразу же начинают дробиться и разго-
няться потоком пара.
Распад стекающей пленки на капли происходит
при нарушении формы ее свободной поверхности
под влиянием нестационарных колебаний. При ма-
лых скоростях пара относительно стекающей
пленки основное ее течение неустойчиво по отно-
шению к длинноволновым колебаниям, которые со-
провождаются образованием крупных капель,
а при больших скоростях пара — к коротковолно-
вым колебаниям, в результате которых образуются
мелкие капли. Таким образом, скорость пара ока-
зывает решающее влияние на характер дробления
пленки. Для потоков в паровых турбинах харак-
терна неустойчивость пленки к коротковолновым
колебаниям.
На основании теории распыления жидкости фор-
сунками известно, что характерный размер капель
связан с критерием Вебера
We^p'W^.
Этой формулой пользуются для оценки макси-
мального радиуса капель в результате дробления.
Опыты показали, что если время достижения кри-
тической фазы деформаций капли меньше времени
ее разгона, при котором We«H4, то капля дро-
бится. Если это условие не выполняется, деформа-
ция капли после достижения максимума начинает
30 Зак. № 50
233
уменьшаться. Время ткр достижения критической
фазы можно оценить по формуле
ткр« 1,65(^ЖР7р^
Таким образом можно найти максимальный раз-
мер капель за НА и по нормальному их распреде-
лению дать общую картину дисперсности влаги пе-
ред РК. Минимальный радиус капель при дробле-
нии может быть очень малым (5 мкм и менее).
Модальный размер капли в грубом приближении
равен 0,5gmax.
Коэффициент разгона крупных капель в следе
сравнительно невелик — обычно Ф < 0,2. При таком
его значении капли ударяются о поверхность РЛ
Рис. XIII.5. Распределение влаги за последней сту-
пенью мощной паровой турбины по данным:
С, X —ЦКТИ; •, и— ХТГЗ; О. G-ХТГЗ; ®, □ — МЭИ;
уу, — Пометрада;--------------осредненные значения
в узкой зоне выпуклой поверхности вблизи вход-
ной кромки, которая и подвергается наибольшему
износу. Более мелкие капли соударяются с выпук-
лой поверхностью РЛ в глубине канала при срав-
нительно небольшом угле атаки.
Для групп капель определенного размера ука-
занным выше методом выполняется расчет их раз-
гона в аэродинамическом следе до момента вступ-
ления в РК- Найденный вектор скорости капли
в момент соударения с поверхностью РЛ служит
базой для прогнозирования процесса эрозии. Од-
нако для решения этой задачи необходимо знать
не только структуру кромочного потока капель, но
также изменение его интенсивности вдоль радиуса
под влиянием предшествующих ступеней с различ-
ными концентраторами влаги и вторичных потоков
капель, образовавшихся после соударения с на-
правляющими и рабочими лопатками. Предшест-
вующее формирование капельных потоков влияет
нередко решающим образом на их локальные ин-
тенсивности и на процесс эрозии.
Распределение пленочной влаги. Давно известно,
что рабочие колеса — хорошие сепараторы влаги,
особенно при умеренных скоростях. Поэтому после
расширения влажного пара в нескольких ступенях
жидкая фаза оказывается сконцентрированной
у периферии. Эту концентрацию необходимо знать
при проектировании ВПТ.
Наибольшая концентрация наблюдается в ЧНД,
наименьшая — в области высокого давления, что
объясняется ростом аэродинамических сил, дейст-
вующих на пленку в РК по мере увеличения плот-
ности пара. Концентрацию влаги за последними
ступенями ЦНД современных паровых турбин ха-
рактеризует диаграмма на рис. XIII.5 [1]. Большой
разброс точек на этой диаграмме объясняется кон-
структивным различием турбин, их размерами (на-
турные и модельные ступени) и, возможно, неточ-
ностью замеров степени влажности; общую же кар-
тину этой концентрации влаги в конце проточной
части ЦНД можно считать достаточно достовер-
ной.
Рис. XIII.6. Распределение пленочной влаги за
последним НА по опытам па моделах ЛПИ:
а—проточная часть; б—распределение влаги;
/ — опыты ЛПИ при £/ = 250-н320 м/с; 2 — расчет
Вторая важная задача — оценить концентрацию
влаги в пленке на НЛ, в главном источнике круп-
ных капель. Эта задача удачно была решена с по-
мощью отсекателей, впервые примененных в ЛПИ
[7]. Суть этого метода в том, что на выходных
кромках НЛ устанавливались тупиковые ловушки
пленки с входной щелью шириной около 1 мм на
модельных лопатках (масштаб 1:3). Такая щель
обеспечивала улавливание не только пленки, но и
сопутствующих крупных капель, срываемых пото-
ком с гребней волн.
На рис. XIII.6 представлены результаты опытов
в двухступенчатой экспериментальной турбине
ЛПИ, моделирующей две последние ступени тур-
бин ЛМЗ мощностью до 800 МВт. Первая ступень
служила для подготовки влаги путем дробления ее
в РК после искусственного увлажнения. Эти опыты
выяснили, что на НЛ последней ступени пленочная
влага сосредоточена в периферийной области. Ее
количество зависело от сепарирующей способности
первой модельной ступени, а следовательно, и от
окружной скорости, с которой связан эффект дроб-
ления капель рабочим колесом.
В многоступенчатой турбине концентрация
влаги существенно больше, чем в опытах с двух-
ступенчатым отсеком. Другое отклонение по крите-
234
риям моделирования — более крупные капли и
меньший разгон их в модельной турбине по срав-
нению с натурной. В связи с этими неизбежными
и существенными отступлениями в моделях от на-
турных условий целесообразна постановка опытов
на многоступенчатых натурных стендах и непосред-
ственно на ЭС. Такие опыты несравненно сложнее
и неизмеримо дороже, чем на модельных установ-
ках, и они должны тесно сочетаться с предвари-
тельными модельными испытаниями, назначение
которых — отрабатывать методику испытаний и вы-
яснить сущность сложных физических явлений.
Потоки крупнодисперсной влаги в мощных дей-
ствующих турбинах неоднократно исследовались.
Опыты Д. Христа и Ж. Хэйуорда [33] были выпол-
нены с помощью оптической системы и кинокамеры
в турбине мощностью 120 МВт при влажности уг =
= 6,8% за последним НА. Значительная концен-
трация пленочной влаги была обнаружена у обо-
да диафрагмы в области вторичных течений пара.
Под влиянием этих течений наблюдалось частичное
перемещение пленки вдоль лопаток по направлению
к центру. С вогнутой стороны НЛ влага стекала
непрерывно в основном локально в виде струек.
В некоторых местах влага срывалась также с вы-
пуклой стороны НЛ, но в очень небольших коли-
чествах. Наибольший диаметр капель 1,4 мм был
отмечен за НА; перед РК он составлял 450 мкм.
Наибольшее число капель имело радиус от 25 до
125 мкм. По мнению исследователей, при номи-
нальном режиме только 0,13% от теоретического
количества влаги опасны для РЛ.
В последнее время ЛМЗ выполнил обширные
опыты на натурном стенде [25 гл. III], а также со-
вместно с ВТИ — на ЭС [9 гл. V]. В этих опытах,
в частности, был смело использован метод локаль-
ных отсекателей для измерения количества пленоч-
ной влаги в функции от радиуса, что дало уникаль-
ные результаты. В итоге этих и других опытов
были установлены нижеследующие закономерно-
сти, имеющие большое практическое значение.
В многоступенчатом ЦНД современных быстро-
ходных турбин пленочная влага концентрируется
в довольно узкой зоне у периферии последней сту-
пени. Общее количество пленочной влаги в сравни-
мых по параметрам пара условиях в опытах ЛМЗ
оказалось в 1,5—2 раза меньше, чем в модельных
испытаниях ЛПИ с искусственным увлажнением
пара и при меньшем осевом зазоре между предпо-
следним РК и последним НА. Сравнительно не-
большое количество пленочной влаги, сосредоточен-
ной у самой периферии последнего НА, облегчает
практически решить задачу удаления наиболее
опасной для эрозии пленки.
Приблизительно такой же уровень крупнодис-
персной влаги, как в опытах ЛМЗ, был получен
в экспериментальной четырехступенчатой турбине
ЦКТИ, моделирующей в масштабе 1 : 3 последние
ступени турбин ЛМЗ мощностью до 800 МВт.
Большее количество пленочной влаги было выяв-
лено ХТГЗ [6] для своих крупных турбин в резуль-
тате испытаний в многоступенчатой модельной тур-
бине и в натурных условиях, а также в опытах
КТЗ.
Кромочный поток капель за РК. Влага, попав-
шая на РЛ, частично удерживается на ее поверх-
ности до того, как сбегает с выходной кромки со
значительной абсолютной скоростью. Радиальные
и тангенциальные составляющие этого вектора за-
висят от профиля лопатки, его ориентации по отно-
шению к плоскости вращения и начальной скорости
поступающей на лопатку влаги, а также от скоро-
сти и плотности пара. Срываясь с РЛ, пленка дро-
бится в потоке пара, а образовавшиеся капли им
разгоняются. Кромочные капельные следы непо-
средственно за РК ориентированы в плоскостях,
параллельных векторам скоростей w2 (см. рис.
XIII.1). При этом капли могут значительно сме-
щаться вдоль радиуса главным образом за счет
своей начальной скорости w'.,
Таким образом, в аэродинамических следах РК
движутся с различной скоростью капельные потоки,
образовавшиеся в результате дробления пленок и
разгоняемые аэродинамическими силами, направ-
ленными приблизительно параллельно относитель-
ным скоростям потока при выходе из РК. Капель-
ные потоки движутся по различным траекториям
Рис. XIII.7. Траектории капель различных
размеров за РК
в зависимости от их размеров, приближаясь по
мере разгона к траекториям частиц пара (рис.
XIII.7). Поскольку все капли разгоняются под
влиянием аэродинамической силы, вектор которой
параллелен вектору относительной скорости пара
w2, то при одинаковых начальных скоростях дви-
жения сбрасываемой с РЛ пленочной влаги, обра-
зуются сносимые потоком капельные дорожки, вы-
тянутые приблизительно параллельно вектору w2.
Эти капельные дорожки состоят из капель, дви-
жущихся с различной абсолютной скоростью, и они
входят в следующий НА с тем большим по вели-
чине отрицательным углом атаки, чем меньше их
коэффициент разгона.
Сравнительно мелкие капли могут пересекать
РК не касаясь поверхности лопаток. Траектории та-
ких капель существенно отличаются от траекторий
кромочного капельного потока.
В последнее время весьма интересные резуль-
таты были получены в Англии при испытаниях
двух натурных турбин мощностью по 500 МВт
[33]. Опыты производились в области широкого
изменения нагрузки на турбину. Количество влаги
измерялось за предпоследним и последним рабо-
чими колесами на различном расстоянии от них.
Авторы считают, что диаметр улавливаемых ка-
пель находился в пределах 5 < d < 25 мкм. Общее
количество крупнодисперсной влаги за предпослед-
ним РК в пяти опытах при нагрузках от 300 до
30*
235
500 МВт находилось в пределах 5,1—6,6%, а за
последним РК при нормальном вакууме — до 7,6%
от количества диаграммной влаги в месте измере-
ния. Около 80% влаги было сосредоточено в пери-
ферийной половине.
Общее количество крупнодисперсной влаги, раз-
меры капель и их распределение по радиусу зави-
сят от большого числа факторов: от параметров
пара, от места начала конденсации, скоростей
пара и рабочих лопаток, геометрии проточной ча-
сти, включая размеры межвенцовых зазоров, от
степени влажности, режима работы, отборов пара
и влаги из проточной части и от многих других
особенностей проточной части турбины. Заметим,
что местоположение начала интенсивной конденса-
ции неустойчиво, а его влияние на размеры капель
в месте измерения при небольшой степени влажно-
сти может быть заметным. Все это приводит к неста-
бильности относительного количества крупнодис-
персной влаги перед последним РК в различных аг-
регатах и даже в одной и той же турбине.
Но все же можно сделать общий вывод: количе-
ство крупнодисперсной влаги в ЧНД современных
мощных турбин настолько велико, что проблема
защиты лопаток от ее разрушительного действия
должна быть в центре внимания конструкторов.
В тех случаях, когда при проектировании нет на-
дежных опытных данных о количестве влаги, сосре-
доточенной в пленке, можно в грубом приближении
принимать, что в последнем НА ЧНД пленочная
влага в основном сосредоточена у периферии на
расстоянии 7з от концов лопаток и что коэффи-
циент ее концентрации ДПл~5% от диаграммного
количества влаги в этой зоне.
Плотность пара оказывает большое влияние на
траектории капель в РК- Плотный пар увлекает
пленку и капли и сообщает им значительные осевые
скорости, из-за чего их радиальные смещения ста-
новятся небольшими. Поэтому в ЧВД концентра-
ция влаги у периферии существенно ниже и траек-
тории обеих фаз меньше различаются, чем в ЧНД.
Уменьшается и число капель, соударяющихся
с пленкой, а с ее поверхности при прочих равных
условиях плотный пар срывает большее количество
вторичных капель и сильнее разгоняет пленку, чем
в ЧНД, что в еще большей мере уменьшает ее
толщину. Эти факторы приводят к снижению кон-
центрации влаги у периферии за РД. Вместе с тем
в потоке плотного пара за РК сближаются тра-
ектории обеих фаз. Все это коренным образом
ухудшает условия сепарации и влагоулавливания
в ЦВД, но способствует уменьшению углов атаки
при соударении капель с лопатками.
Вторичные потоки капель. С гребней волн на
пленке, как уже указывалось, срываются капли,
увлекаемые потоком и описывающие траектории,
зависящие от места срыва и локальных особенно-
стей потока. Они могут вновь попасть в пленку на
той же или другой стороне канала или выноситься
из него потоком. В некоторых опытах вблизи пле-
нок наблюдался интенсивный спутный поток ка-
пель [13, 21].
При соударении капель с поверхностью лопатки
или с пленкой часть влаги вновь отражается в по-
ток. На срывы влаги с пленки в НА большое
влияние оказывают капли, поступающие с большой
скоростью из предшествующего РК. Возмущая
пленку, они создают условия для срыва с нее ка-
236
пель. Пленка в РК значительно тоньше, чем в НА,
что сказывается на характере отскока капель, по-
ступающих с большой относительной скоростью из
НА. Капли могут отражаться на значительное рас-
стояние и даже достигать противоположных стенок
канала. Отраженные капли образуют мощные по-
токи, играющие большую роль в процессах эрозии.
Этим объясняется эрозия некоторых поверхностей
рабочих лопаток, недоступных прямым ударам ка-
пель, а также выходных кромок с выпуклой сто-
роны НЛ (под влиянием капель, отражаемых от
РК в обратном направлении).
Движение отраженных потоков капель в меж-
венцовых зазорах и вторичное их попадание на РЛ
уже при пониженных скоростях соударения — ос-
новная причина крутого радиального подъема этой
части влаги по лопатке и отбрасывания ее в пе-
риферийную зону. В радиальном зазоре над РК
создается мощный капельный поток, из которого
образуется пленка на торцевых поверхностях и
концах лопаток следующего НА. Эта концентриро-
ванная влага представляет собой наибольшую опас-
ность для эрозии лопаток следующего РК.
Капельный поток за последним РК в ЧНД.
Это колесо необходимо рассматривать совместно
с выходным патрубком, на поверхностях которого,
естественно, образуется стекающая пленка. При
ударе капель о пленку порождается поток вторич-
ных капель в зоне РК-Кроме того, для охлаждения
выходного патрубка на режимах малых объемных
расходов пара подводится значительное количество
охлаждающей воды. При ее подводе принимаются
все меры к тому, чтобы уменьшить разбрызгива-
ние, однако в полной мере устранить брызги не
удается, и влага частично увлекается потоком пара,
который при выходе из РК сильно закручен в сто-
рону его вращения.
Впага,увлекаемая закрученным потоком из про-
странства над конденсатором, встречает на своем
пути ребра диффузорной части выходного па-
трубка. При столкновении влаги с ребрами обра-
зуются отраженные капельные потоки, которые мо-
гут проникать в зону рабочего колеса. Если из РК
поступает достаточно мощный поток пара, то он
мешает каплям достигнуть выходных кромок рабо-
чих лопаток.
В то же время в РК очень большой веерности
при малых объемных расходах в корневой области
развиваются сильные срывные явления и возможны
даже попятные движения потока (см. п. XII.6). На
холостом ходу или нагрузках 10—20 % от номи-
нальной эти срывные зоны могут занимать 80% и
более от высоты проточной части. Обратные потоки
содействуют вовлечению отраженных капель в РК,
что вызывает эрозию выходных кромок лопаток.
Эти потоки легко увлекают также влагу, срываю-
щуюся с полотна диска и проносящуюся в непо-
средственной близости от выходных кромок РЛ.
Подсасывание этих капель в РК приводит
к соударению их с выходными кромками. Срыв
с диска капель имеет локальный характер, и в со-
ответствии с этим образуется неравномерный в от-
носительном движении поток капель, затрагиваю-
щий отдельные группы рабочих лопаток.
Общая картина капельных потоков в зоне РК.
На основании всего сказанного можно представить
схему прямых и обратных потоков в зоне РК- В ка-
честве примера на рис. ХП1.8 представлена такая
схема абсолютного движения капель в зоне НА и
относительного перед РК и в нем [21, 23].
Поток / сбрасываемых с НЛ капель поступает
в РК при различных углах атаки в зависимости от
размеров капель (см. рис. XIII.7). Эта влага лишь
частично удерживается на НЛ, а значительная ее
часть отражается при ударе или срывается паром
как с выпуклой, так и с вогнутой поверхности ка-
нала. Кромочный поток II несет наиболее крупные
капли, образовавшиеся в результате срывов и дроб-
ления пленок. Поток III отраженных капель дви-
жется в сторону НА с абсолютной скоростью, ко-
торая может превосходить окружную скорость РЛ.
Если эти капли достигают НЛ, то после удара они
частично вновь отражаются, образуя поток IV, и
Рис. ХШ.8. Схема капельных потоков: а — за
РК при входе в НА; б — при выходе из НА и
при входе в РК
снова соударяются с РЛ при больших углах атаки
и высокой относительной скорости. В РК помимо
поступающего относительного потока V форми-
руется поток VI отраженных капель. Поток III мо-
жет вызвать эрозию выходных кромок НЛ, а по-
токи II и IV наиболее опасны для РЛ.
Методы построения траекторий первичных ка-
пельных потоков обеспечивают точность, которая
требуется для конструирования ВПТ, но ощу-
щается недостаток знаний для оценки дисперсности
влаги при проектировании новых типов турбин.
В этом направлении и следует вести дальнейшие
исследования, особенно экспериментальные, в ус-
ловиях, близких к натурным. Недостаточно изу-
чены вторичные потоки, образующиеся при соуда-
рении капель с сухой или покрытой пленкой поверх -
ностью лопаток и играющие большую роль
в процессах эрозии. Достоверные знания схемы ка-
пельных потоков в зоне РК необходимы для про-
ектирования влагоулавливающих устройств, для
расчетов по прогнозированию эрозии лопаток и для
конструктивных разработок проточной части (вы-
бор осевых зазоров, профилирование РЛ и др.).
XIII.7. ПРИНЦИПЫ УДАЛЕНИЯ ВЛАГИ
Удаление влаги из проточной части турбины—
наиболее активный способ борьбы с эрозией.
Кроме того, в потоке, содержащем крупнодисперс-
ную влагу, затрачивается механическая работа на
разгон капель, а при прохождении этой влаги
сквозь РК совершается работа торможения. По-
этому удаление влаги из проточной части турбины
также снижает потери энергии.
Отвод влаги из парового потока может быть ор-
ганизован внутри турбины (внутреннее вла-
гоулавливание) и вне ее (внешнее в л а -
гоулавливание). Последнее применяется
только во влажнопаровых турбинах АЭС.
Удаление влаги из проточной части основы-
вается на нижеследующих принципах.
Отбрасывание влаги РК. Влага, соприкасаю-
щаяся с лопатками, перемещается к периферии под
действием сил инерции. Траектории пленок на РЛ
в значительной мере зависят от скорости вступле-
ния капель в РК и от плотности пара. Большую
роль играет скорость соударения влаги с РЛ, от
которой зависит степень отражения и дробления
капель. При благоприятных условиях влага сбра-
сывается с РЛ вблизи периферии, где и должны
быть расположены влагоулавливающие устройства.
Рабочие лопатки активного типа (Р<С90°) могут
сбрасывать влагу обратно в межвенцовый зазор
а при сходе с входной кромки РЛ капли могут
иметь значительные радиальные составляющие ско-
рости и круто подниматься вверх. Влага, двигаю-
щаяся к выходной кромке, также устремляется
к периферии. Ее подъем зависит от начальной ско-
рости и от плотности пара. При последовательном
пересечении РК влага все в большей мере кон-
центрируется у периферии. Наибольшая концентра-
ция влаги наблюдается в ЦНД у периферии
последней ступени. В ЧВД влажнопаровых турбин
концентрация влаги у периферии существенно
меньше.
Влагоулавливающие устройства способны вы-
вести из потока лишь сосредоточенную у самой пе-
риферии крупнодисперсную влагу. Их конструкции
разрабатываются на основе эксперимента. Сравни-
тельные показатели эффективности отдельных эле-
ментов влагоулавливающих устройств удобно отра-
батывать на тихоходных моделях в потоке, несущем
крупнодисперсную влагу, так как только для ее
улавливания и предназначены эти устройства. Эф-
фективность сепараторов в значительной мере за-
висит от их конструкции [2, 13, 20]. Она повы-
шается с увеличением активной ширины влаго-
улавливающего канала и уменьшением перекрыши
сепаратора Агп (рис. XIII.9,а).
Опыты при малых окружных скоростях пока-
зали, что обычное турбинное РК—хороший сепа-
ратор, способный удалять 70% и более крупнодис-
персной влаги. Опыты ЛПИ при больших окруж-
ных скоростях выявили, что сепарирующа я
способность РК резко падает из-за дробления влаги
и увлечения ее потоком. Поэтому в реальных усло-
виях при больших окружных скоростях и мелкодис-
персной влаге за РК удается улавливать всего 1 —
2% от диаграммного количества влаги перед РК-
Хотя окружные скорости в ЧВД гораздо меньше,
чем в ЧНД, из-за повышенной плотности эффект
сепарации получается еще слабее, чем вЧНД.
237
Для повышения сепарирующей способности РК
применялась подрезка бандажа у входных и выход-
ных кромок РЛ [13; 26 гл. XII). Подрезка бандажа
у выходных кромок приблизительно на 10% от об-
щей ширины лопаток (ДВ2 = 0,1) давала неболь-
шое возрастание коэффициента Т в широком
диапазоне степеней влажности за счет отвода в ос-
новном пленочной влаги из-под бандажа. Напри-
мер, в опытах ЛПИ [26 гл. XII] при повышенном
давлении пара и и= 1404-150 м/с коэффициент Y
поднимался на 0,5% при </~2ч-4% и на ~2%
в области у = 64-8%. Снижение к. п. д. РК от под-
резки бандажа на величину ДВ2<0,1 было неве-
лико. В ЧВД эффект от подрезки бандажа умень-
шается из-за малого отклонения к периферии тра-
екторий влаги на РЛ. В опытах ЦКТИ [20] при
подрезки бандажа усиливается из-за увеличения
осевого зазора и, следовательно, утечки, особенно
при значительной степени реактивности. В таких
условиях подрезка бандажа неэффективна.
Из всего сказанного следует, что эффект сепа-
рации влаги обычным РК значителен при малых и
невелик при больших окружных скоростях. Этот
несложный способ удаления небольшой доли круп-
нодисперсной влаги широко применяется, так как
полезен любой вывод крупнодисперсной влаги из
периферийной зоны.
Специальные РК для сепараторов. Сепарирую-
щая способность РК используется для создания
ступеней, специально предназначенных для удале-
ния влаги. Они выполнялись двух типов: в виде
промежуточной ступени в проточной части много-
ступенчатой турбины, изготовлявшейся по проектам
Рис. XIII.9. Устройства для сепарации влаги: а — периферийный сепаратор; б — сопловой се-
паратор; в — НЛ с прямолинейным участком и сепаратором ХТГЗ; г — отсос влаги через
щель в выходной кромке; д—сепарационно-испарительное влагоудаление ЛПИ;
/ — НА; 2 — РК; 3 — желобчатая поверхность; -/ — отсасывающая щель
подрезке бандажа со стороны выхода на 20% от
ширины лопатки к. п. д. ступени снижался на 4%.
Такое же открытие торца лопаток необандаженной
ступени привело к снижению к. п. д. на 1,5—2%.
Этими опытами была доказана экономическая не-
целесообразность значительного открытия с торца
каналов РК-
Подрезка бандажа со стороны входной кромки
может дать заметный эффект в случае, если влага
по РЛ круто поднимается в зоне входной кромки.
Такой подъем возможен по РЛ активного типа при
сравнительно небольшой начальной скорости влаги
на РЛ и невысоком давлении. При значительной
степени реактивности у периферии (обычной для
современных ВПТ) и большой плотности пара та-
кая подрезка бандажа неэффективна. Несколько
улучшается сепарация влаги в РК с желобчатой
входной кромкой. Выполнение как подрезки бан-
дажа, так и желобков на входной кромке снижает
к. п. д. РК-
Опыты ЦКТИ [20] показали, что подрезка бан-
дажа со стороны входной кромки меньше влияет
на к. п. д. ступени, чем подрезка бандажа со сто-
роны выходной кромки РЛ. Отрицательное влияние
238
МЭИ и КТЗ [2, 5, 24]; в виде тихоходной ступени
во вращающемся сепараторе ЛПИ [10 гл. VII],
размещаемом в трубопроводах или во СПП.
В ступени-сепараторе МЭИ рабочее колесо вы-
полнено с крышеобразным бандажом и с влаго-
улавливающим устройством эжектирующего типа.
На выпуклой поверхности рабочих лопаток со сто-
роны входной кромки имеются канавки глубиной и
шириной по 0,5—0,8 мм. Влага сбрасывается через
щель в бандаже во влагоулавливающую камеру,
расположенную над РК- По данным [5], сепари-
руется 50—70% от количества влаги перед сту-
пенью. Наблюдалось увеличение коэффициента сепа-
рации с ростом и!Со. Коэффициент сепарации по-
вышался при отсосе пара из влагоулавливающей
камеры. С ростом числа Re коэффициент сепара-
ции существенно снижался из-за уноса потоком
мелких капель.
В турбосепараторе ЛПИ со свободновращаю-
щимся РК используется принцип сбрасывания
влаги с РЛ при малых окружных скоростях и не-
больших скоростях потока. В таких условиях даже
обычное турбинное колесо хорошо сепарирует
влагу (70% и более при и«50 м/с) [13]. Рабочая
решетка турбоеепаратора выполнена е очень малым
относительным шагом. Для увеличения коэффици-
ента сепарации применяются горфированные ло-
патки, ставятся отсекатели на выходных кромках,
выполняются большие перекрыши и используются
другие устройства, повышающие количество пленоч-
ной влаги на РЛ. При испытаниях в ЛПИ турбосе-
паратора с РЛ в виде пластин, имевших окружные
скорости у периферии до 7 м/с, коэффициент сепа-
рации достигал 95% при горизонтальном РК и
99% при вертикальном. Того же уровня коэффи-
циент сепарации достигал в другой серии опытов
при окружных скоростях 2—30 м/с. При таких ок-
ружных скоростях конструкция турбоеепаратора со
свободно вращающимся РК получается весьма про-
стой и его сопротивление незначительно.
Периферийное влагоулавливание за НА. В меж-
венцовых зазорах и межлопаточных каналах ок-
ружная составляющая скорости потока пара может
быть значительной, благодаря же градиенту дав-
ления радиальная ее составляющая, как правило,
мала. Но этого поля давлений вовсе недостаточно,
чтобы сообщать крупным каплям существенное
центростремительное ускорение, тем более — в об-
ласти низкого давления. В таких условиях крупные
капли, медленно движущиеся в межвенцовом за-
зоре в осевом направлении, смещаются к перифе-
рии в соответствии с уравнением (XIII.17) и коэф-
фициентом 6. Это смещение может быть использо-
вано для сепарации влаги. Обычно поток за НА
сильно закручен. Поэтому влагоулавливание за НА,
основанное на этом принципе, может быть при оп-
ределенных условиях достаточно эффективно для
практического использования. Заметное количество
влаги может быть отведено из потока лишь при
больших межвенцовых зазорах.
Для периферийного влагоудаления требуется
широкий влагоотводящий канал а, влагоулавли-
вающая камера b и влагозадерживающие выступы
с (рис. XIII.9). Из межвенцового зазора посту-
пает небольшое количество влаги, даже с учетом
сброса пленок с передней кромки РЛ. Этот прин-
цип влагоудаления следует сочетать е отводом
пленки е торца НА.
Отвод и удаление пленок. Часть влаги движется
в виде пленки по периферийной ограничивающей
поток поверхности НА и за ним. Эта пленка дол-
жна удаляться вместе с прилегающим к ней
капельным слоем (рис. XIII.9, б). Чтобы плен-
ка не отрывалась от поверхности, необходимы
плавные переходы и небольшой радиальный подъем
влаги.
Пленки следует удалять из проточной части по
возможности всюду, где они образуются. Большое
практическое значение имеет отвод пленок непо-
средственно с НЛ и особенно в сочетании с сепа-
рационно испарительным способом удаления влаги.
Отсос влаги. Периферийные и внутриканальные
сепараторы влаги эффективно работают при отсосе
пароводяной смеси.
Естественный отсос пара с повышенным содер-
жанием влаги производится в местах регенератив-
ных отборов. Такой отсос — весьма эффективное
средство удаления влаги из периферийной зоны
проточной части. К тому же он может быть эффек-
тивно использован и для совершенствования аэро-
динамики проточной части в тех местах, где без от-
соса происходят срывы потока.
Специальный отсос влаги связан с расходом
пара, обладающего значительной работоспособно-
стью. Количество отсасываемого пара и его влия-
ние на расход теплоты турбиной определяются
расчетом. В периферийных сепараторах важно соз-
давать в зонах отсоса достаточно большие скорости
пара, необходимые для увлечения крупных капель
в радиальном направлении. Для этого в местах от-
соса выполняется сужающийся отводящий канал.
Если теплота отсасываемого пара используется не-
достаточно эффективно, к. п. д. ступени может
существенно снижаться. Экономическая целесо-
образность основанных на этом принципе сепа-
рирующих устройств должна тщательно обосновы-
ваться.
Применяется также отсос сбегающей пленки че-
рез щель выходной кромки НЛ (рис. XIII.9, г).
Опыты е сепараторами этого типа в ЛПИ [7] и
МЭИ [24] подтвердили, что таким образом можно
отводить существенное количество влаги. Кроме
того, в опытах МЭИ было показано, что при таком
отсосе влаги модальный размер капель в следе за
кромкой может быть уменьшен в 2—3 раза. Недо-
статок этого способа влагоудаления — толстая вы-
ходная кромка и значительный перепад энтальпий
в щели, необходимый для эффективного отсоса
влаги.
Организация удаления влаги перед РК имеет
особое значение для предохранения его от эрозии.
Удовлетворительное решение этой задачи требует
отсоса большого количества пара. В исключитель-
ных случаях в последних ступенях турбин даже
приходилось сбрасывать через увеличенный зазор
над РК небольшую часть периферийного потока
е большой концентрацией влаги. При высоких ок-
ружных скоростях работоспособность этого потока
с большим содержанием влаги снижена, а его эро-
зионное воздействие на РЛ весьма опасно. Такое
решение, однако, приводит к заметному снижению
к. п. д. ступени.
Внутриканальная сепарация влаги. Непосред-
ственный отвод пленки с поверхности НЛ через
щели или отверствия эффективен в последних сту-
пенях мощных турбин. Влагоотводящие каналы
размещаются в пустотелых НЛ.
В турбинах ХТГЗ эти лопатки имеют прямые
входные участки (рис. (XIII.9, в). При сравнительно
небольшом осевом зазоре между предшествующим
РК и входной кромкой НЛ капли на нее попадают
со стороны выпуклой поверхности лопаток (см. рис.
XIII. 7), где и находятся влагоулавливающие
щели. При большом осевом зазоре щели целесооб-
разно размещать также и на переднем участке
кромки, а иногда даже со стороны вогнутой по-
верхности НЛ. Оптимальное расположение щелей
определяется по траекториям нескольких капель-
ных потоков с наиболее представительными разме-
рами капель.
Для уменьшения отраженного от входной
кромки потока капель в месте расположения ще-
лей, согласно опытам ЛПИ, целесообразно поверх-
ность выполнять желобчатой (рис. XIII.9, д)
[8; 26 гл. XII]. Отсос пленки можно также доста-
точно эффективно организовать через щели, распо-
ложенные на вогнутой поверхности НЛ, в тупи-
ковую камеру в полой лопатке. Эти щели
следует размещать как можно ближе к выходной
кромке.
239
XIII.8. СЕПАРАЦИОННО-ИСПАРИТЕЛЬНОЕ
ВЛАГОУДАЛЕНИЕ
При высоких окружных скоростях, достигаю-
щих 700 м/с у периферии РК современных мощных
турбин, даже очень небольшое количество крупных
капель может вызвать интенсивную эрозию. По-
этому становятся весьма актуальными специальные
методы почти полного удаления или преобразова-
ния в мелкодисперсную влагу сбегающей с лопа-
ток пленки — этого главного генератора крупных
капель.
Испарение пленки на НЛ. Для этой цели в ка-
меру d. полой НЛ (рис. XIII.9, д) подводится пар
с более высокой температурой, чем в потоке. Тепло-
передача от греющего пара происходит в основном
в условиях дисперсно-кольцевого режима, т. е. при
наличии пленки на стенке и взвешенных капель
в потоке. Пленка, однако, не всегда полностью по-
крывает поверхность НЛ. В поле больших скоро-
стей потока толщина пленки неравномерна, и с по-
верхности НЛ влага сбегает в виде сравнительно
толстых жгутов. Испарить толстые по сравнению
с пленкой жгуты невозможно из-за их малой по-
верхности нагрева (в опытах ЛПИ—10—15% от
поверхности НЛ). Значительный же перегрев по-
верхности на участках, покрытых тонкой пленкой,
порождает области разрывов пленки.
При непрерывном течении сравнительно толстой
пленки с увеличением подводимой к ней теплоты
число центров парообразования на поверхности
растет и наступает момент, когда пузыри смы-
каются, образуя сплошную паровую пелену, резко
снижающую теплоотдачу,— наступает кризис 1-го
рода. В условиях этого кризиса происходит «пле-
ночное» кипение, теплоотдача падает в десятки раз,
а температура стенки соответственно возрастает.
Переход к докризисному состоянию возможен лишь
при большом снижении интенсивности теплового
потока. Переходы в области кризисных явлений со-
вершаются скачкообразно. При малой степени
влажности кризис теплоотдачи (второго рода) воз-
никает уже при низких тепловых нагрузках. Сплош-
ная пленка при этом разрывается. При разрывах
пленки испарительное влагоудаление мало эффек-
тивно.
При высоких скоростях потока пленка стано-
вится очень тонкой. В том случае, когда она сохра-
няется, не наблюдается пузырчатого кипения, а ис-
парение происходит за счет теплопроводности с по-
верхности пленки. Такое «подавленное» кипение
характерно для пленок на НЛ влажнопаровых тур-
бин при высокой скорости пара. Коэффициент теп-
лоотдачи при этом выше, чем при пузырчатом ки-
пении.
Для испарения пленки может быть применен
насыщенный или перегретый пар, отбираемый из
камеры предшествующей ступени, от приводной
турбины питательного насоса, из коллекторов пара
системы внешних уплотнений и от других источни-
ков в зависимости от особенностей ПТУ. Насыщен-
ного пара требуется в значительно меньшем коли-
честве, чем перегретого, так как при этом исполь-
зуется скрытая теплота испарения. Большое
преимущество насыщенного пара — очень высокий
коэффициент теплоотдачи к стенке лопатки, благо-
даря чему пленка испаряется при низкой темпера-
туре греющего пара, что упрощает и конструктив-
240
ное решение задачи подвода пара. При использо-
вании насыщенного пара в полой НЛ выполняется
тупиковая камера, и слабо нагретый выходной уча-
сток лопатки покрывается пленкой, что снижает
достоинства этого способа влагоудаления.
Теплота конденсата от греющего пара исполь-
зуется в системе подогрева питательной воды, бла-
годаря чему повышается экономичность рассматри-
ваемого способа испарения влаги (расход пара
0,1—0,15% от его расхода в конденсатор). Этот
способ может быть эффективен в тех случаях,
когда имеется уверенность в устойчивости пленки,
покрывающей всю поверхность лопатки.
Теплоотдача от перегретого пара к стенке в ус-
ловиях охлаждения НЛ может оказаться на два
порядка ниже, чем для насыщенного пара, поэтому
для испарения всей пленки требуется высокая тем-
пература перегретого пара (350 К и выше) и боль-
шой его расход. При значительном количестве (бо-
лее 5%) крупнодисперсной влаги перед НА энер-
гия, затрачиваемая на полное испарение пленки,
может составлять несколько процентов от мощно-
сти последней ступени. Соответствующее количе-
ство теплоты практически невозможно передать че-
рез нагреваемую поверхность лопатки. Поэтому не-
обходимы решения задачи с частичным испарением
пленки и с переносом процесса испарения на дви-
жущиеся капли в аэродинамическом следе от НЛ.
Для достижения последней цели пригоден только
перегретый пар. Он выдувается в выходную кромку
НЛ и дробит стекаемые куски пленки на мелкие
капли. Это весьма эффективный способ использо-
вания перегретого пара для устранения вредного
влияния пленочной влаги на прочность РК и на
его к. п. д., причем с этой точки зрения дробле-
ние капель может играть большую роль, чем испа-
рение.
Температура греющего пара должна быть доста-
точно высокой, чтобы создать необходимый для ис-
парения влаги тепловой поток. Например, при тем-
пературе в основном потоке 330 К может потребо-
ваться греющий пар с температурой более 500 К,
чтобы он имел достаточно высокую температуру
при выдуве из выходной кромки (около 450 К),
обеспечивающую интенсивное испарение капель.
Для высокой эффективности выдува через выход-
ную кромку греющий пар должен иметь скорость
не меньшую, чем в ядре основного потока. Только
в этом случае пленки и жгуты дробятся на мелкие
капли, которые быстро разгоняются.
При больших осевых зазорах на пути к РК раз-
меры капель в греющем паре существенно умень-
шаются из-за испарения. В результате дробления
и испарения при оптимальных параметрах грею-
щего пара радиусы капель перед входом в РК мо-
гут достигнуть величины менее 10 мкм, а коэффи-
циент их разгона по отношению к основному по-
току приблизиться к единице. Такие капли не
опасны для правильно сконструированных лопаток;
кроме того, пересекая РЛ, они совершают работу.
Измерения, выполненные в опытах ЛПИ, показали,
что использование перегретого греющего пара не
приводило к укрупнению капель в основном потоке
из-за срыва их с нагретой пленки. Положительный
эффект от выдува пара сказывается также в сгла-
живании неравномерности поля скоростей за НА,
что уменьшает ПАС и повышает к. п. д. ступени.
Этот эффект, а также уменьшение потерь на раз-
гон капель и торможение ими РК почти полностью
компенсирует снижение к. п. д. установки из-за
расхода греющего пара.
Х1П.9. СОУДАРЕНИЕ КАПЕЛЬ
С ПОВЕРХНОСТЬЮ ЛОПАТОК
При капельном воздействии на поверхность про-
исходят контактные усталостные повреждения.
Этот характер повреждений подтверждается опыт-
ными данными о протекании эрозионного процесса
[4, 17, 21, 30, 31].
Физические явления при соударении капель
с лопаткой. В момент удара жидкости с большой
относительной скоростью о поверхность на ней воз-
никает очень высокое локальное давление. Одно-
мерное уравнение движения столба жидкости по
оси 2 при соударении с жесткой поверхностью
имеет вид
р' (d/wldt) = — (dp/dz).
Здесь dz = a^t — длина столба воды, на которую
распространяется импульс от удара со скоростью
ударной волны ав за время dt. После интегрирова-
ния получим уравнение Жуковского для макси-
мального давления
/?уд = р'ав®.	(XIH.23)
Если столб движется со скоростью, значительно
меньшей, чем ав, то в жидкости распространяется
лишь слабая ударная волна со скоростью звука.
При больших скоростях соударения в жидкости по-
являются сильные ударные волны.
Аналогичный эффект гидравлического удара со-
провождает и соударение капли с поверхностью ло-
паток. Упругость, форма и размер капли отража-
ются на силе удара и на продолжительности его
действия (1—3 мкс), но все же формула (ХШ.23)
в основном отражает физическую сущность явле-
ний и дает некоторую оценку максимально возмож-
ной величины давления. Для уточнения этой фор-
мулы можно в нее ввести опытный коэффициент х,
руд=хр/ав‘Щ.	(XIII.24)
В экспериментальных исследованиях были полу-
чены весьма различные значения х (от 0,5 до 2,5).
Было также аналитически доказано влияние формы
капли на величину х. Налачие пленки в месте
удара не показало значительного изменения дав-
ления. В грубом приближении можно принимать
Х= 1,5 —2.
Предельную деформацию капли во время удара
можно оценить из нижеследующих соображений.
Пусть волна сжатия, отраженная от жесткой пло-
щади соударения, начинается в точке А (рис.
XIII. 10). Она дойдет до точки В на поверхности
капли раньше, чем эта точка достигнет плоскости,
если о/уд/ав < sin у. В предельном случае при знаке
равенства площадь контакта /уд, на которую рас-
пространяется давление от ударной волны, можно
выразить через скорости
/уд == ifi? sin2 Р	(тауд/ан)2,
где g — радиус капли.
За этим пределом происходит интенсивное рас-
текание жидкости по плоскости. Скорости радиаль-
ного растекания жидкости после удара могут в не-
сколько раз превосходить скорость соударения.
Разрушающая энергия этих потоков очень велика.
Повреждение поверхности. В момент ударов
в небольшой области под каплей материал испы-
тывает сжатие, а в примыкающей к ней кольцевой
полосе — растяжение. Пятно контакта соизмеримо
с площадями отдельных структурных составляю-
щих металла, что создает условия для повышения
разрушающего действия капель на наиболее сла-
бые участки поверхности. Под влиянием повторяю-
щихся с огромной частотой ударов, удельное дав-
ление которых может значительно превосходить
пределы текучести и усталости металла, накаплива-
Рис. ХШ.10. Распределение
волны сжатия при ударе капли
о лопатку
ются малые повреждения и затем возникают тре-
щины усталостного происхождения в области, под-
вергающейся напряжениям от растяжения. Жид-
кость, с большой скоростью растекающаяся по по-
верхности, вымывает материал в зоне образования
трещин. Она может разрушать материал, воздейст-
вуя на образовавшиеся на поверхности выступы,
при обтекании которых возникают большие силы.
Разрушения возрастают в местах резкого повыше-
ния давления при столкновении растекающихся
струй от смежных ударов капель.
Рис. XIII.ll. Зависимость
интенсивности эрозионных
разрушений от времени:
/ — темп относительного износа
неупрочненной лопатки; 2 —
суммарный относительный износ
неупрочненной лопатки; 3 — то
же для упрочненной лопатки
Эрозия как явление усталостного характера на-
чинается при определенной величине давления в ме-
сте соударения. После перехода этого порога воз-
никают контактные усталостные повреждения. Ско-
рость процесса эрозии зависит не только от меха-
нических свойств материала, но и от особенностей
его отдельных структурных составляющих, которые
могут приводить к неоднородной деформации и раз-
рушению поверхностного слоя в наиболее слабых
местах. Для характеристики эрозиостойкости ма-
териала служат кинетические кривые, построенные
в координатах: скорость относительной потери
массы испытываемого образца AAf/Ат или глубина
износа — время т (рис. XIII.11). Под скоростью
эрозии подразумевается масса материала Ат, уно-
симая с единицы площади поверхности в единицу
времени.
Первый период износа (/ на рис. XIII. 11), ин-
кубационный, протекает без заметного выноса
материала. Энергия удара в основном вызывает
пластическую деформацию в виде случайных очень
31 Зак. № 50
241
мелких углублений в наиболее слабых зонах по-
верхности; происходит накопление малых повреж-
дений. Затем начинаются с небольшой начальной
скоростью разрушения поверхностного слоя с по-
следующим нарастанием темпа, который зависит от
давления при ударе и от структуры материала.
В это время в материале появляются пересекаю-
щиеся усталостные трещины и происходит вынос
продуктов разрушения. Наступает второй период
(II на рис. XIII.11) интенсивного равномерного
разрушения с образованием каверн по всему по-
верхностному слою. Участку кривой II соответст-
вует высокий темп потери массы. После этого темп
процесса эрозии снижается и стабилизируется
(участок кривой III), так как к этому времени зна-
чительно меняется состояние поверхности, а также
условия соударения с нею капель и растекания
жидкости.
Период высокой скорости эрозии — наиболее
характерная часть кривой. На этом участке ско-
рость потери массы пропорциональна скорости со-
ударения в степени 3—6. Отдельные эксперимента-
торы называют еще большие показатели степени.
Средняя глубина эрозионного износа Лэ матери-
ала может быть рассчитана по формуле ЦКТИ
[27]
h3 = km,wn—h30,
где т — масса влаги, атакующая единицу поверх-
ности материала; йао—фиктивная глубина износа
за первый период; п—эрозионные характеристики
материала (для стали 1X13 при т, кг/см2; w, м/с;
Л3, мм получено k — 2,17• 10-13; п~4,7; Лэо 0,5 мм).
Аналогично контактной усталости показатель
степени п в эрозионном процессе может сохранять
постоянное значение только в определенном диапа-
зоне скоростей соударения.
Большинство исследований выявило сильное
влияние на процесс эрозии нормальной составляю-
щей скорости. Она играет несомненно главную роль
в начальный период разрушения, когда еще сохра-
няется достаточно гладкая поверхность. После по-
явления разрушений помимо нормальной состав-
ляющей на эрозию существенно влияет угол атаки
потока в месте соударения. Опыты М. Б. Явель-
ского на ХТГЗ и ЦКТИ [27] установили, что ин-
тенсивность эрозионного разрушения при косых со-
ударениях больше, чем при нормальных с такой
же скоростью wn. В опытах ЦКТИ максимальный
темп износа наблюдался при углах между направ-
лениями скорости и нормали к поверхности 10—20°,
а при углах около 60° он получался таким же, как
от фиктивной нормальной скорости, превышающей
на 20—25% ее действительную величину. В этих
опытах с образцами пороговая скорость не была
выявлена.
Обширные материалы, собранные и проанализи-
рованные в ЛПИ по эрозии РЛ из стали 1X13 по-
сле длительной эксплуатации турбин, показали, что
при нормальной составляющей скорости не пре-
вышающей 140—150 м/с, эрозии практически не
было [21].
XIII.10. КОНСТРУКТИВНЫЕ ФАКТОРЫ,
ВЛИЯЮЩИЕ НА ЭРОЗИЮ ЛОПАТОК
Влияние концентраторов влаги. Процесс эрозии
РЛ зависит от окружной скорости, степени влажно-
сти, формы проточной части и профиля лопатки.
242
У периферии — наибольшая окружная скорость и
максимальная концентрация влаги, поэтому здесь
обычно наблюдается и наиболее сильная эрозия
лопаток.
Места интенсивной эрозии РЛ могут быть и на
участках, удаленных от периферии, если им про-
тиволежат концентраторы влаги в НА и РК в пред-
шествующих ступенях. Такими концентраторами
могут быть уступы или резкие переходы меридио-
нального обвода проточной части, а также бан-
дажи и бандажные проволоки. Срывающаяся с них
и поступающая из радиального зазора влага про-
никает в каналы НА и, оседая на их стенках, обра-
зует местное утолщение сбегающей с выходных
кромок НЛ пленки, способной вызывать интенсив-
ную местную эрозию входных кромок РЛ. Такой
сброс скапливающейся на концентраторах пленоч-
ной влаги может быть опасен даже после прохож-
дения предшествующего РК, дробящего и подни-
мающего влагу к периферии.
На рис. XIII.12 показана эродированная вход-
ная кромка РЛ в ЧНД турбины устаревшего типа
с очень резким профилем меридионального сече-
ния; срывавшиеся с поверхности проточной части
капли усиливали разрушения (зоны а и б на
рис. XIII.12), несмотря на упрочнение лопатки
сплавом Т15К6.
С этой точки зрения во влажнопаровых турби-
нах следует отказываться от резких увеличений уг-
лов раскрытия меридионального сечения в начале
НА с последующим переходом к цилиндрическому
сечению над РК, так как при этом сразу форми-
руются два концентратора влаги по отношению
к РК следующей ступени, к которому эта влага
подходит в области повышенных окружных скоро-
стей. К тому же опыты в БИТМ, выполненные по
заданию ХТГЗ, еще в пятидесятых годах показали,
что и в аэродинамическом отношении конический
меридиональный обвод имеет преимущества (за
исключением, быть может, последней ступени очень
большой веерности).
Из всего сказанного следует, что в отдельности
ни степень влажности, ни даже окружная скорость,
влияние которой несомненно очень велико, не ха-
рактеризуют полностью эрозионную надежность ло-
паток. Эти факторы необходимо рассматривать в со-
вокупности и в тесной связи с конструкцией всей
проточной части, включая профили лопаток и меж-
венцовые зазоры.
При конструировании РК необходимо учитывать
особенности двухфазного потока. Ниже приведены
примеры специфических требований к рабочим ко-
лесам ВПТ.
Лопатки, выступающие за входную плоскость
РК, подвергаются сильному износу, так как их
входные кромки встречают под большими углами
атаки повышенное количество наиболее крупных
капель. Лопатка, следующая за такой выступаю-
щей кромкой, экранируется ею и эродирует слабее.
Точная установка лопаток в осевом направлении —
важное требование к РК влажнопаровых турбин.
Замыкающие лопатки с увеличенным шагом
подвергаются повышенной эрозии на входном уча-
стке выпуклой стороны, так как они подвергаются
большему числу ударов капель и хуже экраниру-
ются, чем прочие лопатки. Во ВПТ следует предпо-
читать конструкции лопаток с одинаковым шагом
(например, с вильчатым креплением).
Бандажные проволочные связи, используемые
для повышения вибрационной надежности, концен-
трируют влагу, разбрызгивают ее в момент соуда-
рения и в то же время в некоторой зоне экрани-
руют лопатку. Отражаемые от проволоки капли мо-
гут вызывать местную эрозию лопаток, что можно
предвидеть, оценив траектории отраженных ка-
пель. Некоторый вред наносит подзакалка лопатки
во время пайки бандажной проволоки. С точки
зрения эрозионной стойкости лопаток преимуще-
ства на стороне обандаженных РК без проволоч-
ных связей. Такое решение проблемы прогрессивно
и в отношении тепловой экономичности ступеней.
Осевой зазор. Чем больше межвенцовый осевой
зазор, тем выше коэффициент разгона капель и
тем меньше скорость соударения капель с РЛ.
Вместе с тем от увеличения осевого зазора значи-
тельно снижаются ПАС, действующие на лопатки,
тогда как к. п. д. ступени с длинными лопатками
изменяется мало. Поэтому применение больших
осевых зазоров в последних ступенях ВПТ — одно
из наиболее эффективных средств снижения эрозии
лопаток, особенно при очень высоких окружных
скоростях последних РК быстроходных турбин.
Эрозиоустойчивые профили. Медленно движу-
щиеся крупные капли бомбардируют узкую полосу
входной кромки РЛ, остальная же ее поверхность
экранируется соседней лопаткой. Формой входной
кромки и вектором скорости капли определяются
условия соударения влаги с РЛ. При этом, как ука-
зывалось, важная роль принадлежит нормальной
составляющей вектора скорости и местным углом
атаки. Эти факторы зависят от конструкции вход-
ного участка профиля.
В принципе профиль лопатки следует выполнять
так, чтобы по всей ее поверхности соударения с ка-
пельными потоками не была превзойдена пороговая
скорость. Пример конструкции такой лопатки [16]
со специально спрофилированной входной кромкой
1 и канавками 2 в эрозиоопасной зоне представлен
на рис. XIII.13. Профили входной кромки и кана-
вок обеспечивают пониженные величины ударной
составляющей скорости капель. Имеется положи-
тельный опыт эксплуатации лопаток с такими про-
филями в судовых турбинах [16].
Эрозия выходных кромок РЛ. Во многих тур-
бинах наблюдалась эрозия выходных кромок в по-
следних ступенях ЦНД большой веерности. Эрозия
охватывала область протяженностью до 0,7/. В не-
которых рабочих колесах выходные кромки под-
вергались глубокому бороздчатому разрушению.
Были случаи, когда эрозия такого типа была при-
чиной поломок лопаток [10].
Эрозия выходных кромок РЛ в значительной
мере зависит от конструкции выходного патрубка,
а также от места и способа подвода воды для ох-
лаждения ЧНД. Опасность исходит от ребер и сте-
нок, отражающих при больших скоростях соуда-
рения капли, которые несет поток, сопровожда-
ющий РК-
Окружные составляющие скоростей этого потока
возрастают с уменьшением объемного расхода пара
Gv. В области режимов торможения они прибли-
жаются по величине к окружной скорости РК. На
таких режимах образуются наиболее опасные вы-
сокоскоростные рекошетирующие потоки капель,
проникающие в РК. Из опыта эксплуатации изве-
стно, что выходные кромки последних РЛ ряда
турбин мощностью от 12 до 200 МВт заметно эро-
дировали при длительной работе с малой нагруз-
кой, (0,34-0,5)NH. В последних РК большой веер-
ности наблюдалась существенная эрозия выходных
кромок по высоте (0,654-0,7)/2 [10; 42 гл. III]. Су-
щественную роль сбрасываемого с диска капель-
ного потока подтверждает наблюдающаяся повы-
шенная эрозия выходных кромок в определенных
группах лопаток [10], тогда как по отношению к ос-
тальным потокам капель все РЛ находятся прибли-
зительно в равных условиях, если нет существен-
ных технологических отклонений от норм.
I
I
Рис. XIII.12. Эродированная
лопатка после 8500 ч рабо-
ты. Линия /—/ граница
эрозионного износа (ши'=
= 240 м/с)
Рис. XIII.13. Эро-
зиоустойчивый
профиль РЛ
Эрозия выходных кромок в основном устраня-
ется выбором места установки и совершенствова-
нием устройств для подвода охлаждающей воды.
Эта задача решается на базе визуальных наблюде-
ний капельных потоков в натурных условиях. Не-
обходимо также принимать меры к ослаблению
рекошетирующих от ребер и стенок капельных по-
токов. Влагу, поступающую с диска и стекающую
с прилегающих к корневой области стенок корпуса,
следует удалять с помощью сбрасывающих и улав-
ливающих устройств [21]. Имеет также значение
профилирование в корневой зоне выходных участ-
ков РЛ.
В итоге крупных исследований двухфазных по-
токов и процессов эрозии лопаток конструктор при
проектировании турбин имеет возможность прибли-
женно рассчитывать траектории и скорости харак-
терных капельных потоков, применять наиболее
31*
243
совершенные методы удаления влаги и профилиро-
вать стойкие против эрозии лопатки. Для конкрет-
ных условий работы ступени на базе имеющихся
теоретических и экспериментальных материалов
возможно приближенное прогнозирование процесса
эрозии.
Дальнейшие научные исследования должны
уточнить структуру капельных потоков во ВПТ и
установить связь их с местом и характером про-
цесса конденсации с учетом нестационарных явле-
ний. Углубление знаний в этой области послужит
основой для управления процессом конденсации и
организации капельных потоков путем распределе-
ния перепадов энтальпии, сепарации и испарения
влаги, а также отсоса концентрированных потоков
капель. Необходимо продолжать изучение процес-
сов эрозии РЛ в области очень высоких скоростей
и изыскание оптимальных профилей лопаток. Этот
комплекс исследовательских и конструкторских ра-
бот и эксплуатационный опыт послужат основанием
отодвинуть традиционно принимаемые границы эро-
зионной надежности РЛ как по степени влажности,
так и по уровню окружной скорости.
Так как ВПТ будут применяться длительное
время, то вполне оправдано выполнение крупных
научных исследований для их совершенствования.
ГЛАВА XIV
ВИБРАЦИИ ПАРОВЫХ ТУРБИН
Проблема борьбы с вибрацией лопаток, роторов,
подшипников, трубок конденсаторов, фундаментов
и других элементов паротурбинной установки была
одной из главных на всех этапах развития паровых
турбин. Из опасения вибрационных поломок или
недопустимых колебаний нередко принимались кон-
структивные решения даже в ущерб тепловой эко-
номичности турбины. Эта проблема в целом и сей-
час еще полностью не решена. Наименее изученным
остается вопрос о силах, возбуждающих вибрацию
лопаток и роторов и имеющих особое значение для
турбин большой мощности.
В проточной части турбины поток всегда нерав-
номерен. Его неравномерность в абсолютном дви-
жении порождает нестационарность в относитель-
ном движении. В результате взаимодействия не-
стационарного потока с лопаточным аппаратом по-
являются переменные аэродинамические силы
(ПАС).
Неравномерный поток образуется при обтекании
решеток профилей не только вязкой, но и идеаль-
ной жидкостью. В потенциальном потоке сильные
возмущения (назовем их потенциальными) могут
исходить со стороны входных кромок лопаток, осо-
бенно при большой толщине кромок. В некоторых
случаях достаточно одних этих возмущений, чтобы
вызвать опасные колебания лопаток.
В потоке вязкой жидкости неравномерность по-
тока (назовем ее вязкой) носит особый характер,
определяемый аэродинамическим следом. Пульса-
ционные составляющие скоростей в турбулентном
следе также могут быть источниками ПАС в лопа-
точном аппарате, но из-за хаотичности этих пульса-
ций происходят лишь местные нерегулярные коле-
бания давления. Главную же роль в формировании
ПАС под влиянием следа играет неравномерность
осредненных скоростей на основном участке следа.
Причиной больших ПАС может быть также не-
равномерность потока во входных и выходных пат-
рубках, особенно при наличии ребер, в местах не-
симметричного отбора пара, в зонах стыков ди-
афрагм и вследствие отклонений при изготовлении
лопаточного аппарата.
При определенных условиях обтекания профилей
и упругих свойствах материала возникают самовоз-
буждающиеся колебания лопаток. К этому виду ко-
лебаний относится также вращающийся срыв [12].
244
Особый вид ПАС индуктируется из-за окружной
неравномерности потока у концов лопаток. При-
чина этой неравномерности кроется в смещении оси
ротора относительно оси статора. Этот вид ПАС
был причиной многих неполадок новых мощных
турбин во время пускового периода. Действующие
на ротор ПАС росли по мере увеличения расхода
пара ЦВД, и сопутствующие им низкочастотные
вибрации даже ограничивали максимальную на-
грузку на турбину («пороговая мощность»). Эти
новые нестационарные явления находятся в центре
внимания конструкторов, и решению этой проблемы
подчинены даже некоторые принципиальные сто-
роны проектирования современных паровых турбин.
К проблеме нестационарных явлений примыкает
и вопрос о ПАС, действующих на ротор в местах
лабиринтовых уплотнений, в которых неравномер-
ное давление по окружности также способствует
развитию опасных колебаний турбины.
XIV.L ПЕРЕМЕННЫЕ АЭРОДИНАМИЧЕСКИЕ СИЛЫ
В ЛОПАТОЧНОМ АППАРАТЕ
При быстром перемещении одной решетки от-
носительно другой условия течения в межлопаточ-
ных каналах коренным образом изменяются под
влиянием нестационарных процессов. Взаимодейст-
вие вращающихся полей порождает импульсы как
под влиянием потенциальных возмущений, так и
от вязкой неравномерности потока , обусловленной
аэродинамическими следами. При теоретическом
изучении нестационарных процессов, вызванных
вязкой неравномерностью, принимаемые условные
схемы не отражают всей сложности физических яв-
лений, поэтому экспериментальные исследования
имеют особое значение. Последние необходимы
также для создания гипотезы формирования ПАС,
которая могла бы способствовать разработке ме-
тодов инжернерных расчетов.
Ниже рассмотрим гипотезу формирования им-
пульсов давления во вращающейся решетке лишь
под влиянием вихревой дорожки, имеющей недо-
статок скорости по сравнению с основным потоком.
Эта гипотеза базируется главным образом на ре-
зультатах исследований физических явлений в тур-
бинных ступенях, проведенных в лаборатории ЛПИ
[2, 3].
Вихревая дорожка. Предварительно рассмотрим
струйку, у которой средняя скорость существенно
отличается от скорости основного потока и ширина
которой мала по сравнению с шагом решетки.
В относительном движении выделенной струйки
вектор скорости wiCT отличается от средней скоро-
сти основного потока w4 на величину недостатка
скорости 0,5Awi = О,5ДС1 (рис. XIV.1). Вектор Awi
разложим на две составляющие: Дощ, параллель-
ную вектору Wi, и Дшщ, перпендикулярную этому
вектору. Эти составляющие скорости характери-
зуют недостаток скорости струйки в соответствую-
щих направлениях. Скорость w±j перпендикулярная
к скорости струйки CiCT, представляет собой фрон-
тальную скорость струйки в относительном движе-
нии. В рассматриваемой схеме движения на под-
Рис. XIV.1. Кинематика потока и следа при входе в РК
вижную решетку непрерывно набегают волны с ча-
стотой f — w ± (Zi sin cti) и поток становится перио-
дическим по модулю и направлению скорости.
Степень отклонения рассматриваемой струйки
от основного потока будем характеризовать танген-
циальной Дацт и нормальной Дацп составляющими
вектора Awb Для них можно записать
Ди>1т =2xClCi cos (Pi — <Xi);
Д= 2-zc, sin (Pi — aj),
где = (<?inlax Cict)/(2ci).
В соответствии с этими составляющими скоро-
сти будем различать два эффекта, появляющиеся
во вращающейся решетке при ее обтекании нерав-
номерным потоком, которые условно назовем «объ-
емный эффект» от недостатка скорости Дгещ и
«ударный эффект» от недостатка скорости Лш1я.
Объемный эффект возникает от ускорения ос-
новным потоком массы струйки в момент ее вступ-
ления во вращающийся канал. При большой ча-
стоте вращения густой решетки недостаток скоро-
сти струйки Дгищ восполняется за очень короткий
промежуток времени. Основной поток, чтобы про-
должать свой путь в рабочем колесе, вынужден
резко ускорить или замедлить массу струйки, по-
павшую в канал, что связано со столь же резким
изменением давления по обе стороны струйки. При
ускорении вихревой дорожки давление перед ней
повышается из-за торможения потока, а за ней по-
нижается под влиянием массы, продвигающейся
в канале. Волна возмущения распространяется по
всему каналу и на некоторое расстояние вне его,
в частности вверх по течению от входных кромок
рабочих лопаток.
Распространение волн сжатия и разрежения в бы-
стро движущихся каналах под влиянием ускоре-
ний вихревой дорожки — характерная особенность
течения в действующей ступени турбомашины.
В этом основное отличие нестационарного потока
в реальной ступени от квазистационарного потока
в смещаемых относительно друг друга решетках.
В принципе такова же природа волн сжатия и
разрежения в нестационарном потоке от ускорения
его элементов, имеющих недостаток скорости из-за
потенциальных возмущений. Эти возмущения рас-
пространяются в потоке как вверх, так и вниз. Они
сказываются с особой силой при обтекании толстых
входных кромок [8].
Ударный эффект струйки при входе в рабочее
колесо определяется нормальной составляющей не-
достатка скорости \win- Это воздействие отлича-
ется от обычного эффекта при обтекании профиля
под соответствующим углом атаки тем, что при
большой частоте ударов набегающих струек поток
не успевает перестраиваться перед входной кром-
кой и условия образования пограничного слоя по
обе стороны этой кромки становятся иными, чем
при стационарном течении. В этом второе принци-
пиальное отличие нестационарного обтекания ре-
шеток от квазистационарного.
В обычных условиях работы турбинной ступени
вихревая дорожка набегает на выпуклую поверх-
ность входной кромки, где образуется волна сжа-
тия. Аналогичные явления, но с образованием волн
разрежения при сдвиге фаз и возможными сры-
вами, происходят с другой стороны кромки во время
перерезания ею струйки. По всей же поверхности
входной кромки давление колеблется при резком
изменении амплитуды и со сдвигом фаз, особенно
при большой кривизне кромки. Рассматриваемый
эффект в отличие от объемного охватывает лишь
узкую зону вблизи поверхности входной кромки.
Пульсация давления. ПАС возникают в рабо-
чем канале при каждом пересечении им следа от
направляющих лопаток. При этом в смежные ка-
налы следы проникают со сдвигом фаз.
Рассмотрим сначала пульсации давления
в смежных каналах только от прямого объемного
импульса, причем предположим синусоидальное из-
менение полей давления и скоростей, что допустимо
при достаточно большом осевом зазоре.
Поскольку объемная составляющая переменного
давления передается почти одновременно по всему
каналу, то при полной идентичности каналов сила,
действующая на лопатку от объемного эффекта, за-
висит в основном от сдвига фаз в смежных кана-
лах. Импульс давления, распространяющийся
в рабочий канал, равен Др' =AsinQr, где А —
амплитуда; т — время; Q = 2n/7’ — угловая частота
возмущений; Т-Ц/и — период возмущения, т. е.
время прохождения пути ti между соседними сле-
дами направляющих лопаток.
Выражение для периода можно записать и в та-
ком виде:
7<i> = [/1/(2"Г)] 2-ге=2tc/Zi,
245
где г — средний радиус рассматриваемого кольце-
вого участка рабочего колеса; со — угловая частота
вращения; 21 — число НЛ.
В смежный канал след вступает с запаздыванием
в долях от периода тзап = 0Т, где 6 = /2/Л, а Л и
t2 — шаги соответственно направляющей и рабочей
решеток. В двух рядом стоящих каналах возни-
кают импульсы со сдвигом фаз 2л0, поэтому дав-
ление в соседнем канале будет изменяться по дру-
гой синусоиде, определяемой выражением
Др'= A sin (2т4~2и:0).
Согласно изложенной гипотезе, предполагается,
что в объеме одного канала густой решетки в лю-
бой момент давление одинаково. Поэтому, обозна-
Рис. XIV.2. Детальные ха-
рактерестики недостатка
скорости в относительном
движении при ai==15° и
“0,1
чив ширину рабочего канала В2, можно определить
окружную составляющую силы Pvu, действующей
на лопатку, по величине давления на обе ее сто-
роны
Pvu = Pvu — Pin =	[sin 2т — sin (2т4-2тг0)[,
(XIV. 1)
где P'vu и Р"и — окружные составляющие сил, дей-
ствующих соответственно на вогнутую и выпук-
лую стороны лопатки под влиянием объемного эф-
фекта.
Из формулы (XIV.1), в частности, следует, что
объемная составляющая ПАС исчезает (кроме три-
виального решения А = 0), при 0=1 или тзап = Т.
Таким образом, эффект от объемной составляющей
ПАС в значительной степени зависит от отношения
шагов направляющих и рабочих лопаток.
Ударная составляющая ПАС достигает макси-
мума в момент перерезания кромкой следа, и она
суммируется с объемной составляющей ПАС.
Пульсации в каналах РК происходят также от
пересечения неравномерного потенциального поля
скоростей и давлений, образующегося при обте-
кании входных кромок НА, расположенного за
РК. При малых осевых зазорах толстые вход-
ные кромки НА могут возбуждать опасные ПАС
в РК [8].
Неравномерность потока в относительном дви-
жении. Согласно выдвинутой выше гипотезе, фор-
мирование импульсов давления в подвижных ка-
налах густой решетки находится в зависимости от
тангенциальной и нормальной составляющих не-
достатка скорости Аи>1. Поэтому величины AwlT и
Ают более всего подходят для характеристики не-
стационарного потока в рабочем колесе. Эти пара-
метры зависят как от недостатка скорости Дод =
= Aci, так и от направления вектора wi по отно-
шению к вектору ci.
Взаимное положение векторов Ci и Wi при фик-
сированном угле tzi определяется характеристиче-
ским числом ulci — важнейшей характеристикой
кинематики потока в относительном движении. Ве-
личина же недостатка скорости характеризуется
неравномерностью потока в абсолютном движении.
Из этих соображений вместо того, чтобы более
строго характеризовать нестационарный поток ве-
личинами Аш>1г и Atwin, для ориентировочных расче-
тов можно ввести аналогично ud степень неравно-
мерности потока в относительном движении xwi =
= 1<У1тах —®imin/(2®ie), где — величина сред-
него вектора относительной скорости.
Степени неравномерности в относительном и аб-
солютном движениях связаны между собой [2]
уравнением
% =4*,,	(XIV. 2)
где 7 = [ 1 — (и/с1е) cos a, ]/l(u/cic)2—2 (а/с)с) cos at-[-1 ].
Таким образом, степень неравномерности хШ1
представляет собой функцию xci, ai и которая
отражает важные геометрические и кинематические
характеристики ступени. Этот критерий широко
применялся в трудах ЛПИ при исследовании ПАС
и потерь энергии от нестационарности в рабочем
колесе.
При заданных xci и ai в зависимости от u/cic
могут быть определены не только степень неравно-
мерности kwi, но также детальные характеристики
недостатка скорости Awi, Адак и Дшы (отнесен-
ные к 2ыУ1С). При этом выявляются области, в кото-
рых преобладает объемный эффект (AwiT>Am>in)
или ударный эффект (Awin > Am?it) (рис. XIV.2).
Могут быть также области, где AwiT и Awm имеют
разные знаки. Вид характеристик существенно ме-
няется в зависимости от угла at.
Величины и соотношения объемной и ударной
составляющих недостатка скорости в следе и даже
их знаки получаются различными в зависимости от
класса ступеней турбомашин (активных, реактив-
ных, компрессорных и др.). Детальные характерис-
тики недостатка скорости в следе позволяют уста-
новить опасные зоны переменных импульсов давле-
ния и дать качественную оценку характера этих
импульсов, важную для решения проблемы вибра-
ционной прочности лопаток. В зонах больших ка-
сательных составляющих недостатков скорости Акит
необходимо уделять особое внимание выбору шаго-
вого отношения 0, оказывающего решающее влия-
ние на величину ПАС от объемного эффекта.
Рассматривая степень неравномерности в отно-
сительном движении, можно оценить также углы
атаки при входе следа в рабочую решетку. Если
считать, что поток входит в рабочее колесо без-
ударно со средней скоростью под углом Pi, а выде-
ленная струйка неравномерного потока — со ско-
ростью w'j под углом р', то эта струйка движется
246
к поверхности лопатки под углом атаки опре-
деляемым по формуле
Zj = arctg[(tg₽!—tg₽!)/(!-|-tgfr • tg₽l)]. (XIV.3)
Влияние осевого зазора. Увеличение осевого
межвенцового зазора уменьшает неравномерность
потока перед решеткой. Это снижает уровень коле-
баний давления. Уменьшаются главным образом
высокочастотные возмущающие силы, кратные про-
изведению числа лопаток z\ на частоту вращения п.
В ЛПИ были получены [2] некоторые количествен-
ные данные о влиянии осевого зазора на величину
ПАС.
Опыты проводились при числах М~0,3 и Re^
-2,5- 105, отнесенных к выходной скорости за пер-
вой решеткой. Относительная шероховатость
k/bi = 2- 10-4. Величина ПАС определялась по ос-
циллограммам пульсаций давления на лопатках.
Опыты относились к безотрывному обтеканию про-
филей и охватывали значительный диапазон углов
атаки.
Составляющая ПАС Ру, перпендикулярная
хорде профиля, представлена на рис. XIV.3 в зави-
симости от безразмерного времени х/Т. По мере
увеличения зазора колебания давления приближа-
ются к гармоническим и роль гармоник высшего
порядка становится незначительной.
Как показали опыты, средняя по времени сила
Ру меняется сравнительно мало от величины осе-
вого зазора. Это можно объяснить в известной
мере постоянством количества движения за направ-
ляющим аппаратом независимо от пробега потока,
если не принимать во внимание трение о стенки,
ограничивающие зазор. В таких условиях осреднен-
ная аэродинамическая сила может изменяться
только вследствие отклонения среднего вектора
скорости за рабочим колесом от его направления
при номинальном зазоре. Применительно к густым
решеткам это отклонение вектора сравнительно не-
велико. Переменная же составляющая силы АРУ,
согласно опытам, сильно изменяется в зависимости
от осевого зазора.
Увеличение осевого зазора между НА и РК —
один из наиболее эффективных методов снижения
ПАС. В ступенях большой веерности осевой зазор
без заметного ущерба для к. п. д. ступени может
быть выполнен настолько большим, что ПАС, дей-
ствующие на РЛ под влиянием неравномерности
потока, станут мало ощутимыми. Этого практиче-
ски удавалось достигнуть в последних ступенях
мощных турбин.
ПАС в ступенях с относительно длинными ло-
патками. Условия работы лопаток в неравномер-
ном потоке могут существенно изменяться вдоль
радиуса. Это объясняется различием профилей ло-
паток, их шага и углов, изменением степени реак-
тивности и осевых зазоров, меридиональным рас-
крытием проточной части и наклоном РЛ. Эти фак-
торы влияют на формирование импульсов давления
в межлопаточных каналах и, следовательно, на ве-
личину ПАС. Существенное влияние на процесс
имеет постепенный вход РЛ под углом в вихревую
пелену, образованную кромочными следами,
а также сильная деформация вихревой пелены
у концов лопаток из-за концевых течений.
Влияние фазового сдвига на ПАС АРу(т) по
длине лопатки можно количественно оценить, счи-
тая действующую силу гармонической и рассмат-
ривая изолированные цилиндрические слои потока,
обтекающие лопатку, длиною А/. В этом случае
Z-f-AZ
ДРу(с)= f	(Z) cos ш [-с —Д-с (2)1
z
За начало отсчета времени примем момент пе-
ресечения оси следа с кромкой РЛ в корневом се-
чении. Тогда при переходе от одного изолирован-
ного сечения к другому (без учета концевых тече-
ний) получим относительный сдвиг по времени
Ат = Дтл+Дтг, где первое слагаемое определяет фа-
зовый сдвиг при пересечении вихревой пеленой ра-
диально расположенной входной кромки РЛ, а вто-
рое— дополнительный фазовый сдвиг из-за нера-
диальной ориентации РЛ.
В ЛПИ А. С. Ласкиным и Н. Д. Саливоном
было выполнено исследование фазового сдвига
Рис. XIV.3. Изменение ПАС во вре-
мени при различных осевых зазорах
ПАС в изолированных слоях потока и на лопатке
в целом, причем ПАС в изолированных слоях опре-
делялась по результатам опытов на плоских мо-
делях для ступеней со степенью веерности РК
d\ = 6-4-10,7, с постоянным осевым зазором 62 и
с закруткой потока rcu = const. Из-за фазового
сдвига расчетные величины ПАС существенно
уменьшаются. Вместе с тем опыты в ЛПИ, выпол-
ненные А. С. Ласкиным и И. Н. Афанасьевой на
радиальной обращенной турбине, показали, что
даже при сильном наклоне лопатки (до 17°) фа-
зовый сдвиг практически отсутствует для большей
части поверхности лопатки (за исключением лишь
небольшой зоны вблизи входной кромки). В то же
время относительный сдвиг по фазе между пульса-
циями в смежных рабочих каналах был приблизи-
тельно равен отношению шагов. С введением
угла наклона входной кромки амплитуды пульса-
ций на профиле изменялись мало.
Для проверки роли взаимодействия сечений на
формирование импульсов в межлопаточном канале
был поставлен следующий опыт. Исследуемая ло-
патка разделялась по высоте на три участка спе-
циальными перегородками, ограничивающими взаи-
модействие между сечениями. Опыт подтвердил,что
существует сдвиг по фазе между пульсациями в раз-
личных «отсеках» и практически отсутствует запаз-
дывание пульсаций для лопатки без перегородок.
Интегральный фазовый сдвиг соответствует фазо-
вому сдвигу в периферийном отсеке, что может
быть объяснено большими амплитудами пульсаций
именно в этих сечениях. Как показывают специ-
альные измерения, фаза импульса может резко
247
изменяться в зоне входной кромки профиля, осо-
бенно на выпуклой стороне.
Сделанные из этих опытов выводы имеют важ-
ное значение при использовании результатов иссле-
дований взаимодействия плоских решеток для
оценки переменных аэродинамических сил в на-
турных ступенях большой веерности.
XIV.2. ВЛИЯНИЕ ПАС
НА ХАРАКТЕРИСТИКИ СТУПЕНИ
Уже давно было известно, что потери энергии
в ступени значительно превышают потери в испы-
танных неподвижных решетках [1, 2, 15]. Замечено
было также существенное для практики отклонение
от расчетных оптимальных характеристических чи-
сел (и/Со)opt- Этим расхождениям не находили
удовлетворительных объяснений до выполнения ис-
следований нестационарных явлений при обтекании
вращающихся рабочих решеток.
Пример влияния нестационарности на характе-
ристики турбинных ступеней дает анализ [4] ре-
— по опытам БИТМ; —------по опытам МЭИ
зультатов обычных опытов по определению сум-
марных аэродинамических характеристик для ряда
вращающихся моделей с различной высотой лопа-
ток, выполненных в МЭИ и в БИТМ. Эти опыты
проводились для ступеней с одинаковыми профи-
лями лопаток и приблизительно в одинаковом диа-
пазоне их высот. Условия же опытов резко между
собой различались по числам М и Re.
Опыты БИТМ выполнялись на воздушной экспе-
риментальной турбине при малых числах М и Re
(Mci~0,3 и Reci~2-105). Углы выхода потока из
направляющего аппарата и рабочего колеса были
соответственно ai=13° и 0 = 22°,5. Сопловые и
рабочие лопатки имели хорды bt = 69 мм и Ьг =
= 30 мм, а относительные их длины h = 0,254-0,45
и /2= 0,654-1,6 при среднем диаметре ступени
535 мм. Для уменьшения влияния утечки через пе-
риферийный радиальный зазор применялось уплот-
нение по бандажу с радиальными зазорами 6 =
= 0,74-0,8 мм. Исследования проводились на четы-
рех моделях ступеней с малыми высотами направ-
ляющих лопаток (/1 = 45; 37; 25 и 17 мм). Поверх-
ности лопаток можно было считать аэродинамиче-
ски гладкими.
Опыты МЭИ были выполнены с аналогичными
моделями, но на паровом стенде и при больших
значениях чисел М и Re(M0, ~0,6 и ReC|~4,5- 105).
Углы выхода потока на среднем диаметре были
ai = 134-15° и 02 = 204-21°.
Сравнение результатов этих испытаний выявило
(рис. XIV.4), что при указанном уменьшении числа
Re к. п. д. ступеней с короткими лопатками значи-
тельно снижался. Кроме того, в опытах при малых
числах характеристическое число (a/Co)opt сущест-
венно отклонялось в сторону увеличения. В области
(и/Со) < (w/Co)0pt кривые T] = f(u/C0), по опытам
БИТМ, имели более крутую ветвь, чем по опытам
МЭИ, вследствие чего наиболее существенно изме-
нялся к. п. д. в этой зоне. Особенно значительным
было снижение к. п. д. и сдвиг кривой ц = f(u/Co)
при наименьшей высоте лопаток U = 17 мм.
По данным статических продувок, эти явления
нельзя было объяснить возрастанием потерь энер-
гии при низких числах Re. Противоречивым пред-
ставляется рост (u/Co) opt при малых числах Re,
так как под влиянием повышенных потерь стацио-
нарного характера вершина кривой должна была
бы смещаться в противоположном направлении.
Причину этой аномалии можно было видеть в не-
стационарных явлениях. Сейчас накопилось уже до-
Рис. XIV.5. Влияние степени неравномерности потока на по-
тери: а — влияние zCi; б — влияние ujci при =const (по
опытам ЛПИ)
статочно опытных материалов и исследований фи-
зических явлений во вращающихся моделях, чтобы
более детально разъяснить возникавшие противо-
речия, характерные также для других опытов и
имеющие принциципиальное значение. Для этой
цели в экспериментальной турбине ЛПИ были ис-
следованы профильные потери энергии в трех ра-
бочих решетках. Испытания проводились при числе
и!С\, обеспечивающем безударный вход в каждую
из решеток. Опыты показали, что профильные по-
тери в решетках ^„ест, обтекаемых нестационарным
потоком, сильно возрастали по сравнению с поте-
рями в тех же решетках при обтекании стационар-
ным потоком £ст. По мере возрастания коэффици-
ента неравномерности хС| с уменьшением межвен-
цового зазора, профильные потери энергии резко
увеличивались (рис. XIV.5). Это наблюдалось для
всех испытанных решеток как активного, так и ре-
активного типов.
Таким образом, при большой неравномерности
потока потери энергии в решетке могут в два и бо-
лее раза превзойти потери при стационарном об-
текании профилей. Это объясняется главным обра-
зом потерями от ударного эффекта (углы атаки
в следе), от непрерывных пульсаций, а также от
высоких турбулентных напряжений в потоке и от
местных срывов потока при пересечении лопатками
следа. Все эти потери растут с повышением нерав-
номерности потока.
248
Коэффициент неравномерности потока увеличи-
вается в зависимости от относительной степени ше-
роховатости (приблизительно в степени 0,2) и
с уменьшением числа Re. В опытах ЛПИ с решет-
ками направляющих лопаток при степени турбу-
лентности перед решеткой е = 54-8% с повыше-
нием числа Re коэффициент неравномерности су-
щественно понижался. Например, при изменении
числа Re от 2-10е до 4,5 • 105 коэффициент хс,
снижался в 1,4—1,6 раза.
Характеристикой потока при входе в рабочее ко-
лесо, как указывалось, может служить коэффици-
ент неравномерности в относительном движении
xWb Значения хЮ1 были получены расчетом для сту-
пеней МЭИ и БИТМ. Для ступеней БИТМ крутое
падение степени неравномерности потока в относи-
тельном движении происходило в области чисел
и/Са, превышающих это характеристическое число
при осевом выходе потока (и/Со = 0,48). Для ступе-
ней же, работающих при больших числах Re
(опыты МЭИ), в этой области оказался некоторый
подъем кривых %wi. Поэтому уменьшение потерь от
ПАС в ступенях БИТМ за счет увеличения и/Со
могло превосходить рост потерь от повышения вы-
ходной кинетической энергии (неосевой выход по-
тока) и от обтекания профилей под отрицатель-
ными углами атаки.
Все сказанное относилось к профильным поте-
рям. Для ступеней с относительно длинными лопат-
ками влиянием потерь от ПАС объясняются как
снижение к. п. д., так и сравнительно небольшие
сдвиги вершин к. п. д. в область повышенных зна-
чений и!Со. В ступенях же с короткими лопатками
нестационарные явления в значительной мере уси-
ливаются в связи с большой неравномерностью по-
тока у периферии и у корня ступени, а также
склонностью потока к местным отрывам в прикор-
невой зоне.
Сильное влияние неравномерности потока на
характеристики ступени наблюдалось также при их
испытаниях в БИТМ с различной шириной направ-
ляющих лопаток. Результаты траверсирования и
выполненные расчеты показали, что в этих опытах
концевые потери были существенно больше рас-
четных. Наибольшее расхождение было у концов
узких лопаток, уровень концевых потерь у которых
был значительно выше, чем у широких лопаток.
У корня узких лопаток при малых числах Re на-
блюдались срывные явления и неравномерность
потока была наибольшей. В направляющем же ап-
парате с широкими лопатками небольшой высоты
наблюдались повышенные потери в средней по вы-
соте части из-за смыкания вторичных концевых те-
чений. С уменьшением длины лопаток осредненпая
по высоте неравномерность потока, естественно,
возрастала.
Из всего сказанного следует, что при большой
степени неравномерности потока нестационарные
явления могут значительно повышать потери энер-
гии и оказывать существенное влияние на форму
характеристик ступеней. Во многих случаях в этом
кроется причина значительного различия между
к. п. д. неподвижных решеток и вращающихся РК.
Этим объясняются также многие противоречия в ре-
зультатах опытов, выполненных на ступенях, близ-
ких по своим геометрическим характеристикам, но
испытанных при различной структуре потока.
XIV.3. САМОВОЗБУЖДАЮЩИЕСЯ КОЛЕБАНИЯ РОТОРА
По мере увеличения мощности турбины дейст-
вующие на РВД силы растут несравненно быст-
рее, чем его масса. Так, масса РВД турбины
К-1200-240 приблизительно в два раза больше, чем
турбины К-300-240, тогда как вращающий момент
их различается в 4 раза. Вместе с тем некоторые
ПАС, односторонне действующие на ротор, растут
почти в прямой пропорции с расходом пара (на-
пример, при парциальном впуске) пли мало ме-
няются (например, концевые эффекты). Большое
же относительное увеличение действующих на ро-
тор сил в определенных условиях может возбуждать
опасные колебания всей динамической системы, со-
стоящей из ротора и статора всего агрегата и фун-
дамента.
Первоисточник колебаний — неуравновешенные
силы в роторе, возникающие от неточностей балан-
сировки и сборки, а также от различных деформа-
ций всей системы и осевой несимметричности раз-
меров и физических свойств металла. Возникаю-
щие при этом вынужденные колебания индуцируют
гидродинамические силы в масляном слое подшип-
ников и ПАС в рабочих колесах и уплотнениях.
Последние появляются под влиянием неравномер-
ного по окружности и нестационарного поля скоро-
стей и давлений. В современных крупных турбинах,
работающих при СКД, такие ПАС вызывали недо-
пустимые вибрации. Этим объясняется большое
число теоретических и экспериментальных исследо-
ваний, выполненных в МЭИ, ЦКТИ, на заводах и
за рубежом [5, 6, 10, 11, 16].
Ротор колеблется на тонком слое смазки. Эти
колебания можно рассматривать как «малые», что
открывает возможность линеаризировать уравнения
движения ротора. Шейка вала при стационарном
движении занимает эксцентричное положение в под-
шипнике под влиянием гидродинамической силы.
Вектор этой силы при отклонении вала от положе-
ния равновесия меняется как по величине, так и по
направлению. Изменение силы зависит от вели-
чины нагрузки и частоты вращения, от форм и
внутреннего диаметра вкладыша и его конструкции,
от физических свойств смазки и ее температуры.
Устойчивость ротора. Согласно закону количе-
ства движения, векторная производная по времени
от количества движения равна главному вектору
действующих сил, включающих и силы демпфиро-
вания:
/и (rfc/eZ/) = AQ4-AF, (X1V.4)
где т — масса ротора; с — вектор скорости его цен-
тра; AQ — отклонение от среднего значения силы,
зависящее от положения ротора; AF—сила демп-
фирования.
Если бы направление силы Q оставалось таким
же, как при стационарном движении ротора, то
в линейной постановке задачи к динамической си-
стеме были бы приложены лишь консервативные
силы, характеризуемые жесткостью масляного
слоя. Такая система при наличии демпфирующей
силы всегда была бы устойчива. Но сложные гид-
родинамические явления в слое переменной тол-
щины приводят к тому, что даже в линейной поста-
новке задачи нельзя пренебрегать изменением на -
правления вектора Q. При этом в его состав
войдет составляющая, перпендикулярная первона-
чальному направлению вектора Qo.
32 Зак. № 50
249
Чтобы учесть это явление, выберем оси декар-
товых координат: xi — по направлению вектора Qo
и х2 — перпендикулярно ему. Величину Q = f(xi,
х2) представим как функцию координат, а две ее
составляющие по направлению осей координат раз-
ложим в ряды:
AQi	Ax^f-^Qi/^) Ах2;
AQ2 =(<?Q2/<?x2) Ax2-f-(^Q2/^i) Д*1 •
В соответствии с этими выражениями запишем
уравнение движения (XIV.4) в проекциях, причем
влияние демпфирования весьма приближенно учтем
силами, пропорциональными скоростям. Выбрав
в качестве характерного размера радиус шейки
вала гш, введем относительные величины: gi =
= Х1/гш; ^2 = х2/гш; т =/со. Все члены уравнений
поделим на произведение гштсо2. После этого полу-
чим следующие уравнения движения в относитель-
ных величинах:
d2£i/d,t24_flii (d^i/dt)4“fli2 (с/?2/^т)4-^1Д1_|_^12?2 = О5
(X1V.5)
0$l/C?T)-J~a22 (^2/^х)“Н ^21^14* 622£2=О,
(XIV.6)
где через а обозначены безразмерные коэффици-
енты демпфирования, а через b — жесткости масля-
ного слоя; например,
6ц = — [1/(/игш<о2)] (dQildxfr
612 = — [1/(мгш<о2)| (dQildx2).
Полученная система является системой совокуп-
ных линейных дифференциальных уравнений чет-
вертого порядка. Составив характеристическое
уравнение, легко определить критерии устойчиво-
сти, а также найти решение этой системы. В раз-
вернутом виде характеристическое уравнение имеет
вид
(du Ц- <z22) s3 4- (b л 4* ^22 4- «11^22 — ai2a2i)s2 -f-
4-(^11^22 4-а22^11 —^12^21 —^21^12)^4“
4-6ц622-612621=0.	(XIV.7)
Первое условие устойчивости: все коэффициенты
характеристического уравнения должны иметь оди-
наковые знаки, при данной записи — положитель-
ные. Кроме того, требуется, чтобы определитель
Гурвица третьего порядка Аз >0 (условие Гурвица
для определителя второго порядка выполняется как
следствие указанных критериев).
Наиболее сильное влияние на устойчивость ока-
зывают коэффициенты жесткости масляного слоя.
Только они определяют величину свободного члена
характеристического уравнения, причем для устой-
чивого движения необходимо (но недостаточно),
чтобы 611622— 612621 > 0.
Если бы в этой динамической системе отсутст-
вовала сила Q2, то все коэффициенты с индексами
2 стали бы нулями и движение системы описыва-
лось бы линейным дифференциальным уравнением
второго порядка с постоянными коэффициентами.
При наличии консервативной силы и демпфирова-
ния такая система была бы всегда устойчива.
250
В данном же случае появляется неконсервативная
сила, так как гидравлическое давление на шейку
создает не только вертикальную составляющую
силы Qi, противостоящую силе веса, но и перпен-
дикулярную ей силу Q2.
Если бы при смещении шейки силы Qi и Q2 из-
менялись в одинаковой пропорции, то вектор силы
реакции со стороны вкладыша сохранял бы свое
направление, совпадая с линейной (при малых ко-
лебаниях) траекторией центра вала и уравновеши-
вая как силу веса, так и равнодействующую сил
трения на поверхности шейки. В действительности
при смещении шейки вала силы Qi и Q2 меняются
непропорционально, вследствие чего появляется со-
ставляющая силы реакции, перпендикулярная пе-
ремещению вала и вызывающая циркуляционное
движение ротора. Таким образом, колебания совер-
шаются по криволинейным траекториям.
При определенной величине циркуляционной со-
ставляющей силы криволинейная траектория замы-
кается и возникает прямая прецессия вала. Так
появляются автоколебания, сопровождаемые мало-
частотной вибрацией вала, причем влияние циркуля-
ционной силы AQ2, перпендикулярной первоначаль-
ному направлению вектора Qo, является главным
фактором возможной неустойчивости движения ро-
тора в подшипнике.
Циркуляционная сила на РК. Циркуляционная
сила возникает не только в подшипнике. Ее порож-
дают также отклонения от осевой симметрии по-
тока в проточной части турбины под влиянием сме-
щения ротора. При отклонении центра вала от оси
статора радиальные зазоры во всех уплотнениях
становятся несимметричными по отношению к этой
оси. Это влечет за собой изменение протечек и пе-
рекос полей скоростей и давлений, а следовательно,
и к. п. д. ступени.
Рассмотрим сначала один из наиболее сильных
факторов — изменение радиального зазора по бан-
дажам рабочих колес.
Смещение ротора относительно продольной оси
корпуса с одной стороны увеличивает, а с другой —
уменьшает радиальные зазоры в уплотнениях по
бандажу РК. Это изменяет как протечки пара, так
и его массовый расход рабочим колесом. Если счи-
тать удельную силу на лопатках ротора, отнесен-
ную к единице расхода, равной hu/и, то сила
АОгрк, перпендикулярная перемещению центра ро-
тора, определится из уравнения
2х
Дфгрк = f (Go6aO/«o) [(Vuhuo) (1 — AG) — 1 ] cos 9 d9,
d
где Go, huo, Uo, T]uo — местные расход, отнесенный
к радиану, удельный изоэнтропийный перепад
в ступени, окружная скорость и к. п. д. при исход-
ном положении ротора; тщ— местный к. п. д. сту-
пени при смещении ротора; AG = AG/Go— местное
удельное изменение утечки, отнесенное к радиану,
под влиянием смещения вала; 0 — угловая коорди-
ната, отсчитываемая от направления вектора Qo.
Все величины осреднены по радиусу.
В принципе к. п. д. ступени под влиянием сме-
щения ротора меняется по всему сечению, причем
могут быть случаи заметного изменения к. п. д. Но
в большинстве случаев запас устойчивости должен
быть большим, поэтому требуется расчет лишь
в грубом приближении. Обычно принимают т)и~Лио
и учитывают лишь главный фактор — изменение
расхода AG. Знак силы Дфгрк, соответствующий
положительному перемещению ротора, может из-
меняться в зависимости от конструкции уплотне-
ния. В той половине, где зазор уменьшается, сила
фгрк, направленная перпендикулярно перемещению
в сторону вращения, возрастает, а в диаметрально
противоположной зоне, где зазор увеличивается,
эта сила снижается.
Таким образом, из-за неравномерности потока
в абсолютном движении во время колебаний возни-
кает переменная аэродинамическая сила, поверну-
тая на 90° по отношению к вектору реакции опоры
в сторону вращения. Это и есть та сила, которая
прибавляется к поперечной силе в подшипниках и
которая способствует возбуждению прямой прецес-
сии вала.
Надбандажное уплотнение обычно выполняют
с одной осевой щелью и несколькими радиальными.
Осевые зазоры делаются значительно больше ра-
диальных из-за смещений ротора относительно кор-
пуса в течение переходных процессов, особенно при
пуске из холодного состояния. Поэтому наиболь-
ший эффект на расходные характеристики РК ока-
зывают изменения радиальных зазоров в этих уп-
лотнениях; они служат главным источником воз-
буждения циркуляционных сил в РК-
В ступенях с необандаженными рабочими коле-
сами изменение радиальных зазоров по причинам,
вполне аналогичным только что рассмотренным,
порождает асимметрию потока и существенные от-
клонения от средней величины местных удельных
утечек пара. При этом, как и в обандаженных ра-
бочих колесах, возникает циркуляционная сила и
возможны автоколебания ротора.
Аналогично действует изменение радиальных за-
зоров и в других уплотнениях ротора. Так, при ко-
лебаниях ротора изменение радиальных зазоров
в концевых или диафрагменных уплотнениях, вызы-
вая неравномерность потока перед примыкающим
к ним РК из-за различия протечек по окружности
в зависимости от угла 0, приводят качественно
к такому же эффекту, как только что рассмот-
ренный.
В уплотнениях при несимметричном изменении
радиальных зазоров порождаются также принци-
пиально иные силы под влиянием неравномерного
поля давлений на бандаж РК или на поверхности
уплотнений вала. Причина этой неравномерности —
в смещении оси ротора относительно оси статора,
из-за чего в камеру между двумя уплотняющими
кольцами пар поступает неравномерно по окруж-
ности и при этом меняются живые сечения канала
и уплотнительные щели. В уплотнительную камеру
над бандажом РК поток входит сильно закручен-
ным, и на бандаж действуют значительные силы
трения. Кроме того, из-за винтового движения
в камере элементарных струек меняются их вход-
ные и выходные сечения. Под влиянием этих явле-
ний при местных изменениях зазоров в кольцевом
потоке возникает поле неравномерных по окружно-
сти ускорений, скоростей и давления. Неравномер-
ные по окружности сила давления и сила трения
вызывают действующую на РК внешнюю ПАС,
которая может поддерживать прямую прецессию
ротора.
Таким образом, во время колебания ротора на
него действуют ПАС, связанные сложной диффе-
ренциальной зависимостью с величинами, характе-
ризующими движение оси ротора относительно ста-
тора, а также с параметрами потока перед входной
щелью и за выходной. Эти ПАС возрастают с уве-
личением закрутки потока перед бандажным уплот-
нением. Они пропорциональны ширине канала и
давлению пара, поэтому роль этих сил резко
возрастает в мощных турбинах, работающих при
СКД.
Аналогичные поперечные силы, вызванные не-
равномерным давлением и трением, могут быть су-
щественными и в лабиринтовых уплотнениях, если
поток в них сильно закручен [11].
В результате исследований ЦКТИ [10] было до-
казано, что в турбинах мощностью 300 МВт и ниже
для обычных конструкций бандажных радиальных
уплотнений (/ и 2 на рис. XIV.6) преобладает
влияние окружной неравномерности сил, действую-
щих на лопатки, а для турбин мощностью более
500 МВт — неравномерности сил, действующих на
бандаж. Влияние этих ПАС на низкочастотную ви-
брацию ротора в основном зависит от принципиаль-
ной схемы надбандажных уплотнений.
Рис. XIV.6. Схемы уплотнений ио бандажу
Если с подъемом ротора щелевой зазор уплот-
нений 3 и 4 мало меняется, то и ПАС в камере ста-
новятся незначительными. При осевых зазорах
в значительной мере устраняются также возбуж-
дающие силы, действующие на РЛ. Для снижения
вибрации ротора применение осевых зазоров очень
эффективно, но они не могут быть выполнены до-
статочно малыми из-за продольных перемещений
РК. Из этих соображений уплотнение 4 лучше,
чем 3.
Если же изменить знак между перемещением
ротора и приращением зазора (уплотнения 5 и 8),
то поток в кольцевой уплотнительной камере корен-
ным образом меняется и силы в ней могут даже
оказывать стабилизирующее влияние. Согласно ис-
следованиям ЦКТИ, в уплотнительных камерах /
и 2 — наибольшие возбуждающие силы; в камерах
6 и 8 возникают центрирующие силы, а в каналах
5 и 7 — децентрирующие силы.
В настоящее время физические явления, вызы-
вающие ПАС, действующие на РЛ и на ротор в це-
лом, достаточно изучены для гарантии надежности
серийно выпускаемых турбин. Но для обеспечения
надежности принципиально новых конструкций тур-
бин возрастающей мощности необходимо продол-
жать теоретическое и экспериментальное изучение
природы ПАС и разработку методов их расчета.
Благодаря таким исследованиям можно будет из-
бежать при выпуске уникальных агрегатов трудно-
стей, подобных тем, которые во всем мире неожи-
данно возникли при резком повышении мощности
и параметров пара паровых турбин.
32*
251
ГЛАВА XV
ПАРОВАЯ ТУРБИНА В ЭНЕРГЕТИКЕ БУДУЩЕГО
Основные вопросы прогресса паротурбинострое-
ния для ТЭС и АЭС были уже освещены в первой
части книги. Здесь коснемся проблем, решение ко-
торых может обеспечить существенный качествен-
ный скачок в экономических показателях стацио-
нарных энергетических установок.
Первым возникает вопрос о возможностях и эко-
номической целесообразности дальнейшего резкого
повышения начальных параметров пара. Этот во-
прос должен рассматриваться с учетом ожидаемого
прогресса в атомной энергетике, в газотурбострое-
нин, а также в создании других, принципиально но-
вых энергетических установок. Именно с этой точки
зрения в настоящее время широко ведется дискус-
сия о новых ступенях параметров пара.
Газотурбостроение длительное время развива-
лось по пути достижения высокой тепловой эконо-
мичности, которую можно было бы противопоста-
вить экономичности паротурбинных энергобло ков.
Однако до сих пор этой проблемы решить не уда-
лось, и развитие газовых турбин применительно
к большой энергетике в основном направлено на
создание пиковых ГТУ. С целью совершенствования
этих установок уже в недалеком будущем будут
применяться высокотемпературные газовые тур-
бины с начальной температурой 1500 К и выше. Но
даже при таких температурах ГТУ, выполненные
по простым схемам, по экономичности не могут
конкурировать с паротурбинными блоками. Вопрос
же о целесообразности создания ГТУ с высоким
к. п. д., выполненных по сложным схемам, нахо-
дится, как и вопрос выбора параметров пара, в тес-
ной связи с перспективами развития других энерге-
тических установок, в частности комбинированных.
С этих позиций ниже рассматриваются дискус-
сионные вопросы о выборе начальных параметров
пара, об установках с высокотемпературными газо-
выми турбинами и МГД-генераторами, а также
о термоядерных установках как основных первич-
ных двигателях электростанций будущего.
XV.1. ПЕРСПЕКТИВЫ ПОВЫШЕНИЯ
НАЧАЛЬНЫХ ПАРАМЕТРОВ ПАРА
Выбор начальных параметров пара неразрывно
связан с оценкой предполагаемых режимов работы
турбины, а также стоимости топлива. Исследова-
ниями ЦКТИ [6] и зарубежных ученых [2] выяв-
лено, что для каждого фиксированного значения
начальной температуры пара существует оптималь-
ное значение давления р0, которому соответствует
наивысшее значение к. п. д. установки (рис. XV. 1 и
XV.2). Повышение давления сверх оптимального
значения приводит к снижению экономичности ус-
тановки. Для применяемых в настоящее время тем-
ператур 808—838 К термодинамически оптимальное
давление не превышает 30—34 МПа. С повышением
начальной температуры пара термодинамически
оптимальное давление возрастает. Технико-эконо-
мический оптимум соответствует меньшим значе-
ниям начальных параметров, чем термодинами-
ческий.
В Европейской части СССР тепловые электро-
станции на органическом топливе будут использо-
ваться в основном в полупиковой области графиков
нагрузок. Для таких электростанций начальные па-
раметры пара длительно сохранятся на достигну-
том уровне (23,5 МПа). По мере повышения на-
дежности агрегатов можно ожидать возврата от
применяемых сейчас начальных температур для
блоков сверхкритического давления (813 К) к рас-
четным значениям — 833 и даже 853 К. В то же
время можно ожидать увеличения использования
в Европейской части страны доли маневренных бло-
ков докритического давления, предназначенных для
ежесуточной остановки.
В восточных районах страны базовая часть на-
грузки длительный период времени будет выраба-
Рис. XV.2. Влияние началь-
ных параметров пара на
изменение к. п. д. нетто ПТУ
с трубоприводом питатель-
ного насоса. (Обозначения
те же, что на рис. XV. 1)
Рис. XV.1. Влияние началь-
ных параметров пара на из-
менение к. п. д. нетто турбо-
установки с электроприво-
дом питательного насоса:
1 — 808/808 К; 2 — 838/838 К; 3 —
853/838 К; 4 — 838/838/838 К; 5 —
923/838/838 К', 6 — 973/873 К’, 7 —
973/838/838 К. Точки на кривых
соответствуют данным фирм GE
и «Вестингауз»
тываться преимущественно конденсационными теп-
ловыми электростанциями, работающими на деше-
вых углях Экибастузского и Канско-Ачинского ме-
сторождений. Значительная часть выработанной
электроэнергии будет передаваться в Европейскую
часть СССР по протяженным линиям электропере-
дачи. В связи с невысокой стоимостью топлива для
этих электростанций также нет оснований ожидать
повышения начальных параметров пара по срав-
нению с уже достигнутыми. В отдаленном будущем
по мере выработки открытых месторождений
топлива и необходимости использования более глу-
боких его залежей, стоимость топлива может сущест-
венно возрасти. При этом могут оказаться рента-
бельными более высокие параметры пара (давле-
ние до 30—40 МПа и температура до 873—923 К).
Переход к этой более высокой ступени началь-
ных параметров пара по-видимому будет произво-
диться скачком. В целях подготовки этого этапа
турбостроения представляется целесообразным уже
на современном этапе вести исследования в неболь-
шом масштабе на опытно-промышленных установ-
ках для сверхвысоких параметров пара. Первым
таким опытно-промышленным агрегатом может
служить турбина Р-100-300/650 ХТГЗ с парамет-
рами пара 29,4 МПа и 923 К [17].
252
Турбина Р-100-300/650 с промежуточным пере-
гревом пара до 838 К и противодавлением 3,1 МПа
предназначена для надстройки турбин среднего
давления. Турбина выполнена двухцилиндровой.
Кроме паровпускных органов и лопаточного аппа-
рата цилиндра сверхвысокого давления (ЦСВД),
все остальные узлы выполнены из перлитных ста-
лей. Отличительная особенность турбины — интен-
сивное охлаждение наиболее нагретых элементов
ЦСВД, причем количество охлаждающего пара ре-
гулируется по температуре в заданных точках про-
точной части. Применение реактивной проточной
части ЦСВД позволило разделить потоки рабочего
и охлаждающего пара, что способствовало повыше-
нию тепловой экономичности установки.
Изменение мощности от 100 до 75 МВт произ-
водится понижением давления свежего пара,
а ниже 75 МВт—прикрытием регулировочных кла-
панов турбины.
На следующем этапе атомной энергетики, сна-
чала 90-х годов, базовыми станут АЭС с реакто-
рами на быстрых нейтронах, которые вытеснят АЭС
с реакторами на тепловых нейтронах в полупико-
вую область графиков нагрузки [16 гл. VII]. В на-
чальный период строительства АЭС с реакторами
на быстрых нейтронах будет целесообразно приме-
нять параметры пара, обычные для электростанций
органического топлива. В дальнейшем могут найти
применение высокотемпературные реакторы.
В принципе они открывают возможность примене-
ния паротурбинного цикла сверхвысоких парамет-
ров. Однако рациональность такого решения не
очевидна, поскольку в качестве теплоносителя пер-
вого контура не может быть применена вода. Обя-
зательное наличие на АЭС с реакторами на быст-
рых нейтронах первого жидкометаллического или
газового контура приводит к мысли о целесообраз-
ности применения для АЭС с высокотемператур-
ными быстрыми реакторами комбинированных
энергетических установок с газовыми турбинами
или МГД-генераторами [9]. Такие же комбиниро-
ванные схемы представляются перспективными и
для будущих термоядерных установок (см. рис.
XV.8).
Повышение термической эффективности комби-
нированных установок будет идти прежде всего по
пути повышения начальных параметров высокотем-
пературной части цикла, используемой в газовой
турбине или МГД-генераторе. Повышение парамет-
ров низкопотенциальной паровой части цикла при-
водит к уменьшению работы его высокопотенциаль-
ной части. Поэтому для каждой конкретной
установки существуют оптимальные параметры па-
рового цикла, превышение которых снижает ее эко-
номичность. Можно ожидать, что для комбинирован-
ных установок найдут применение паровые турбины
с начальными параметрами, не превышающими их
освоенных значений на обычных тепловых электро-
станциях.
XV.2. КОМБИНИРОВАННЫЕ ПАРОГАЗОВЫЕ
И ГАЗОПАРОВЫЕ УСТАНОВКИ
Чисто газотурбинная установка в обозримом бу-
дущем не может в качестве базовой конкурировать
с ПТУ по своей экономичности. В то же время ком-
бинирование парового и газового циклов в едином
энергетическом комплексе даже при освоенных па-
раметрах рабочих тел приводит к существенному
повышению технико-экономических показателей по
сравнению с ПТУ [1]. На этом направлении разви-
тия энергетических установок и следует прежде
всего сосредоточить внимание.
Парогазовые установки. В Советском Союзе уже
давно были предложены две основные принципи-
альные схемы комбинированных установок с раз-
дельными контурами рабочих тел: со сбросом газа
в топку котла (схема, впервые разработанная
в ЛПИ) и с высоконапорным парогенератором
(схема ЦКТИ). В основе работы этих схем в прин-
ципе лежит один и тот же идеальный цикл.
Реальные установки с ВПГ имеют к. п. д. на
1—2% больше, чем установки со сбросом газа в ко-
тел, что в основном объясняется пониженным из-
бытком воздуха в продуктах сгорания. Они обес-
печивают меньшие капиталовложения, чем ПТУ, за
счет сокращения габаритов парогенератора. Это —
существенные преимущества установок с ВПГ. По
проектам ЦКТИ—ХТГЗ выполнен ряд установок
мощностью до 200 МВт. Установка ПГУ-200 с тур-
бинами К-160-130 и ГТ-35-770 дает экономию топ-
лива 6—8% и экономию капиталовложений при-
мерно 20% по сравнению с ПТУ [10]. Установки
с ВПГ могут работать только на газообразном и
жидком топливе.
Решающее преимущество ПГУ сбросного типа —
возможность использования до 60—75% твердого
топлива. В этих условиях и остальная сравнительно
небольшая часть горючего может быть получена
из твердого топлива или сернистого мазута за счет
их газификации. В этом направлении ведутся
крупные исследования по совместной программе
в СССР и США и намечается в будущем успешное
решение проблемы. В установках сбросного типа
для повышения маневренности установки большое
значение имеет возможность автономной работы
паровой и газовой частей ПГУ. Сброс газа в ко-
тел также дает преимущество при модернизации
паросиловых установок, так как при этом может
быть использован существующий котел после его
реконструкции.
В мировой практике наибольшее применение
нашли установки со сбросом газа в котел. Особое
внимание этим установкам уделяется в США. На-
чальные параметры пара, как правило, не превос-
ходят 13 МПа, исключение — австрийская уста-
новка «Хохе Ванд» (ро = 18 МПа). Во всех уста-
новках применялись отдельные электрические
генераторы для паровых и газовых турбин (автоном-
ные контуры). Особенность ряда американских
ПГУ — применение наддувного вентилятора, уста-
новленного перед компрессором. Он позволяет фор-
сировать агрегат, обеспечивает самостоятельную
работу топки парогенератора и используется для
запуска установки. Большое распространение
в США получили ПГУ на промышленных ТЭЦ.
При переходе от ПТУ к ПГУ с равноценным
турбинным оборудованием экономический выигрыш
по мере усовершенствования ПТУ неуклонно сни-
жается. В 1946 г. применение простейшей сбросной
ГТУ при параметрах пара 9 МПа и 773 К могло
дать экономию топлива около 7%, а в настоящее
время при сверхкритических параметрах — лишь
2%.
Применение ПГУ в большой энергетике связано
с созданием мощных высокотемпературных ГТУ
253
[8]. С ростом начальной температуры перед газо-
вой турбиной происходит перераспределение теп-
лоты, подводимой в паровом и газовом циклах. При
температурах 1473 К и выше установки с низкона-
порным парогенератором становятся более перс-
пективными, чем установки с ВПГ. Низконапорные
парогенераторы таких установок в основном рабо-
тают за счет использования теплоты отходящих га-
зов, принципиальная схема установки прибли-
жается к бинарной. Установка сбросного типа с вы-
сокотемпературной газовой турбиной (ВГТУ) по
своим характеристикам отвечает требованиям для
осуществления качественного скачка в развитии
энергетического машиностроения.
Высокотемпературная газопаровая установка.
Решение проблемы высокотемпературной газовой
турбины находится в зависимости от изыскания
специальных схем, предусматривающих интенсив-
С применением высокотемпературных турбин
становится г)б > т]п- В этих условиях целесообразна
работа по бинарному циклу. Особенность такой
установки — последовательное использование теп-
лоты сначала в газовом цикле, а затем в паровом.
При этом на газовый цикл приходится большая
доля выработки энергии. Этим определилось и на-
звание «газопаровые установки» (ГПУ).
Бинарный газопаровой цикл при современных
параметрах пара может быть реализован при до-
статочно высокой начальной температуре газа. Ми-
нимальное значение этой граничной температуры
(Ггр) сравнительно высоко (более 1300 К). При
7’1 < Ггр не обеспечивается требуемая температура
пара.
В этом направлении в течение ряда лет
в ЛПИ и ЦКТИ велись совместные теоретические,
проектные и экспериментальные работы. В резуль-
Рис. XV.3. Газопаровая
установка по схеме ЦКТИ—
ЛПИ:
1 — парогенератор; 2 — камера
сгорания; 3 — высокотемпера-
турная охлаждаемая газовая
турбина; 4 — компрессор НД;
5 — компрессор ВД; б — ЧВД
паровой турбины; 7 — ЧНД па-
ровой турбины; 8 — генератор;
9 — конденсаторы


ное охлаждение лопаточного аппарата с эффектив-
ным использованием в цикле отводимой теплоты
[5]. Оптимальную схему такого типа естественно
искать среди комбинированных установок, в кото-
рых в качестве агента, охлаждающего лопаточный
аппарат газовой турбины, может служить пароводя-
ное рабочее тело.
К. п. д. комбинированного цикла может быть
определен по формуле
41	I
71 =—г—-4бЧ
41 +41
41
<	" 4п >
41 +41
где q\—количество теплоты, подводимой в газовом
цикле; </"— количество теплоты, сообщаемое в па-
ровом цикле; т]б — к. п. д. бинарной части газопаро-
вого цикла; г,п — к. п. д. парового цикла.
При низкой температуре перед газовой турбиной
Лб < Лп- В этих условиях целесообразно развивать
паровую часть. В ПГУ на нее приходится 80—90%
общей выработки механической энергии при отно-
сительном расходе пара d = 0,5-?0,7 от расхода
воздуха.
тате этих исследований была выявлена возмож-
ность реализации газопаровой высокотемператур-
ной установки с к. п. д. равным 50% и выше, при
более низкой ее стоимости, чем стоимость ПТУ та-
кой же мощности. Принципиальная схема такой
установки дана на рис. XV.3 [5].
В этой схеме центральное место занимает высо-
котемпературная газовая турбина с начальной тем-
пературой газа 1473 К и выше. Для ГПУ харак-
терна сравнительно небольшая степень повышения
давления в компрессоре (14—18), что облегчает
задачу конструирования газовой турбины и ком-
прессора. После турбины газ направляется в паро-
генератор. Пар при температуре 810—830 К посту-
пает в турбину высокого давления, а затем направ-
ляется для охлаждения высокотемпературной газо-
вой турбины. Большое количество охлаждающего
пара открывает возможность организовать очень
интенсивное паровое охлаждение газовой турбины.
Вместе с тем отводимая в этом процессе теплота
эффективно используется при дальнейшем расши-
рении пара. В турбину низкого давления посту-
пает перегретый пар. Этот пар расширяется до
254
глубокого вакуума, как в обычной конденсационной
турбине.
За последнее время значительный успех достиг-
нут в создании высокотемпературных газовых тур-
бин. В недалеком будущем температура перед га-
зовой турбиной превысит 1500 К, что позволит до-
стигнуть очень высокого к. п. д. ГПУ даже при
сравнительно низком начальном давлении пара
(/?о~1О МПа). Последнее отвечает требованиям
маневренности энергетических установок будущего.
В этих условиях целесообразно дополнительное
сжигание топлива перед парогенератором в отхо-
дящих газах после турбины.
Сравнительно невысокая степень повышения
давления в компрессоре ГПУ, при современных
технических средствах позволит создать газовую
турбину всего с несколькими ступенями, что упро-
стит задачи конструирования и охлаждения проточ-
ной части. Для охлаждения потребуется сравни-
тельно небольшая часть от общего количества пара,
отработавшего в ЦВД.
В рассматриваемых высокотемпературных ГПУ
электрическая мощность парового цикла приблизи-
тельно такая же, как газового. Сохраняется воз-
можность частичного производства электроэнергии
при автономной работе паротурбинного блока и
ГТУ. Для улучшения маневренных характеристик
можно форсировать газовую турбину за счет
впрыска воды в тракт высокого давления [15],
а также применять уже освоенные методы получе-
ния дополнительной мощности в паровой турбине
(см. гл. V).
Качественные характеристики ГПУ наилучшим
образом отвечают основным требованиям к энерге-
тическим установкам будущего: высокой экономич-
ности, надежности и маневренности.
XV.3. МАГНИТОГИДРОДИНАМИЧЕСКИЕ ГЕНЕРАТОРЫ
Основа магнитогидродинамического (МГД) ме-
тода генерирования электрической энергии — ис-
пользование взаимодействия электропроводной
жидкости с магнитным полем для преобразования
части энергии жидкости непосредственно в электри-
ческую энергию. У несжимаемой жидкости преобра-
зуется ее кинетическая энергия, у сжимаемой —
как кинетическая, так и тепловая энергия.
Принцип работы МГД-генератора. В простей-
шем случае МГД-генератор имеет канал прямо-
угольного сечения. Одна пара его стенок образует
электроды, находящиеся в контакте с протекающей
по каналу средой, другая представляет собой элек-
трические изоляторы. Магнитное поле направлено
перпендикулярно изоляторным стенкам. К элек-
тродам подключена нагрузка.
Энергия подводится к жидкости перед входом
ее в канал от теплового или ядерного источника.
Затем жидкость ускоряется в сопле и подводится
к каналу МГД-генератора. Течение электропровод-
ной жидкости в магнитном поле сопровождается
индуцированием электрического поля, вектор на-
пряженности которого перпендикулярен век-
тору индукции магнитного поля. При подключении
к электродам канала внешней нагрузки по замкну-
тому контуру, включающему жидкость и нагрузку,
протекает электрический ток. В результате взаимо-
действия этого тока с магнитным полем на жид-
кость действует тормозящая сила. Работа, совер-
шаемая жидкостью против этой силы, преобра-
зуется в энергию, передаваемую внешней нагрузке.
В качестве рабочих жидкостей могут быть ис-
пользованы жидкие металлы либо ионизированные
газы. Проводимость жидких металлов достаточно
велика, но их применение затрудняется сложно-
стью преобразования тепловой энергии, подводи-
мой к жидкости, в ее кинетическую энергию. Не-
достатком ионизированных газов как теплоносите-
лей МГД-установок является малая проводимость
при реально достижимых в камерах сгорания или
ядерных реакторах температурах. Поэтому для до-
стижения приемлемой величины проводимости при-
ходится вводить в газ легко ионизирующиеся при-
садки— щелочные металлы (цезий или калий).
Электрическая проводимость ионизированного
газа (низкотемпературной плазмы) быстро убывает
по мере снижения температуры газа вдоль канала
МГД-генератора. В связи с этим применение МГД
метода экономически оправдано при температурах,
не меньших 2100—2300 К. Этим определяется вы-
сокая температура газов, уходящих из МГД-гене-
ратора. Для эффективного использования энергии
уходящих из МГД-генератора газов целесообразно
его применение в составе комбинированных уста-
новок, включающих помимо МГД-генератора также
паротурбинные или парогазовые установки. По эко-
номическим и санитарным соображениям должно
быть предусмотрено извлечение ионизирующейся
присадки из потока газов.
МГД-циклы. В большой энергетике могут найти
применение три типа МГД-циклов: жидкометалли-
ческий, закрытый и открытый.
Жидкометаллические циклы весьма
заманчивы для использования на АЭС с реакто-
рами на быстрых нейтронах, охлаждаемыми жид-
ким металлом. Электропроводность жидких метал-
лов во всем реальном диапазоне температур при-
мерно в 10е раз больше, чем ионизированных
газов. Основная трудность создания таких систем —
получение высокоскоростного потока жидкости за
счет тепловой энергии источника. Возможные пути
решения этой проблемы основаны на использова-
нии частичного испарения части жидкости. Проще
всего это может быть решено путем применения
двухконтурной схемы, в одном из контуров кото-
рой использована легкоиспаряющаяся жидкость
(например, калий) . Подмешива ясь в смесителе к ос-
новному потоку, получившему теплоту в теплоис-
точнике (реакторе), жидкость вторичного контура
испаряется. Полученный пар используется в сопле
для разгона жидкости первого контура (лития).
Паровая фаза отделяется в сепараторе от движу-
щейся с большой скоростью жидкости и после кон-
денсации возвращается в контур. Высокоскоростной
поток лития направляется в МГД-генератор. За ним
для уменьшения потерь с выходной скоростью ус-
тановлен диффузор.
Значительная часть теплоты, воспринятой рабо-
чим телом в реакторе, отдается паровой фазой
в холодном источнике при ее конденсации. Это су-
щественно снижает тепловую экономичность рас-
сматриваемого цикла.
В закрытых циклах, где теплоноситель не-
прерывно циркулирует по замкнутому контуру и
его потери практически отсутствуют, рационально
применение гелия или неона, а также паров ме-
таллов. Такие циклы могут найти применение
255
в тепловых схемах АЭС с высокотемпературными
газоохлаждаемыми реакторами на быстрых нейтро-
нах [9], а также в термоядерных энергетических
установках. Энергия газов или паров металла по-
сле МГД-геператора может быть использована в
паротурбинном или парогазовом циклах.
В открытом цикле рабочий газ после про-
хождения через систему выбрасывают в атмосферу.
Это обстоятельство накладывает определенные тре-
бования на выбор рабочего тела как по его стоимо-
сти, так и по токсичности. Поток высокотемпера-
турных газов в таких схемах создается обычно за
счет сжигания органического топлива в воздухе,
используется оборудование, впервые созданное оте-
чественной промышленностью, наряду с современ-
ным оборудованием, широко применяемым в раз-
личных отраслях народного хозяйства (энергетике,
химии, металлургии и др.).
Атмосферный воздух, обогащенный до 40% кис-
лородом, для производства которого служит спе-
циальная кислородная станция, сжимается ком-
прессорами 4 и 37 и после подогрева до 1473 К
в регенеративном воздухонагревателе 35 подается
в камеру сгорания 32. В ту же камеру подается
топливо и ионизирующая присадка. Параметры
плазмы при выходе из камеры сгорания состав-
Рис. XV. 4. Принципиальная схема установки У-25:
/ — газгольдер; 2 — воздухоразделительный агрегат; <3—система азотно-водяного охлаждения; 4— турбокомпрес-
сор; 5 — станция выпаривания; 6 — станция дозирования; 7 — станция распределения; 8 — блок трансформаторов;
9 — инвертор; 10 — блок трансформаторов; // — реактор; 12— парогенератор; 13 — дымососы; 14 — дымовая труба;
/5, 16 — двухступенчатый турбулентный газопромыватель; /7 — циклон-каплеуловитель; 18 — пенный аппарат; 19 —
конденсатный насос; 20 — охладители конденсата; 21— технологические конденсаторы; 22 — пускосбросный сепа-
ратор; 23 — редукционно-охладительные установки; 24 — питательные электронасосы; 25 — деаэратор; 26 — полюсы
магнита; 27 — МГД-канал; 28 — конденсатные насосы; 29, 30 — теплообменники; 3/— конденсатные насосы-, 32 —
камера сгорания; 33 — автоматический регулятор; 34— смесительный воздуховод; 35 — воздухонагреватель; 36 —
автоматический регулятор; 37 — воздухоиагнетатель; 38 — камера рулонных фильтров; 39 — градирня; 40 — напор-
ные водоводы; 41 — сливной трубопровод; 42 — насосы технической воды
предварительно подогретом и обогащенном кисло-
родом.
МГД-установки открытого цикла представ-
ляются наиболее перспективными в ближайшее
время. Институтом высоких температур АН СССР
и другими организациями с 1960 г. ведется широ-
кий комплекс исследований в этом направлении [7].
В итоге этих исследований создана опытно-про-
мышленная МГД-установка У-25, введенная в экс-
плуатацию в 1971 г. в Институте высоких темпера-
тур АН СССР [7].
Установка У-25. Она является комплексной
энергетической установкой, содержащей все основ-
ные элементы будущих промышленных МГД-элек-
тростанций (МГДЭС). Проектная мощность МГД-
генератора составляет 20,4 МВт. В установке
(рис. XV.4) в едином технологическом процессе
преобразования тепловой энергии в электрическую
256
ляют: температура 2850 К и давление 0,32 МПа.
Плазма после камеры сгорания поступает в МГД-
канал 27. В качестве электрической нагрузки при-
менен многоэлементный инвертор 9. Магнитное
поле МГД-генератора с индукцией 2Т образуется
магнитной системой 26. Энергия продуктов сгора-
ния преобразуется в канале МГД-генератора. Теп-
лота уходящих из него газов используется в паро-
генераторе 12 для получения пара с параметрами,
характерными для современных конденсационных
электростанций. Пройдя гидромеханическую си-
стему очистки с эффективностью улавливания при-
садки 99%, продукты сгорания дымососами 13 вы-
брасываются в дымовую трубу 14.
Истекший период опытной эксплуатации уста-
новки подтвердил работоспособность всех ее функ-
циональных элементов. После доводки оборудова-
ния характеристики основных агрегатов и систем
доведены до проектного уровня [7]. В 1975 г. до-
стигнуто проектное значение мощности МГД-гене-
ратора.
Перспективы МГД-электростанций. Накопление
опыта эксплуатации опытно-промышленных МГД-
установок позволит приступить к реализации
третьего этапа программы промышленного освое-
ния их — созданию головного образца промышлен-
ной МГД-электростанции. Эта станция должна
стать прототипом МГДЭС открытого цикла первого
поколения [7].
В настоящее время еще трудно окончательно
оценить эффективность применения МГДЭС в энер-
госистемах. Однако, учитывая возможность быст-
рого запуска и останова МГД-генератора, перспек-
тивным представляется использование МГДЭС
в первую очередь для покрытия остропиковых и
аварийных нагрузок, особенно в районах дорогого
топлива.
Для использования большого количества теп-
лоты, содержащейся в газах высокой температуры,
уходящих из МГД-генератора, могут быть ис-
пользованы либо паротурбинные блоки, либо ком-
бинированные газбпаровые установки с высокотем-
пературными газовыми турбинами. Последние
имеют преимущества, как обеспечивающие наи-
высший к. п. д. установки и ее хорошие маневрен-
ные качества. Паровая турбина в этих установках
будет играть большую роль, вырабатывая значи-
тельную часть общей мощности.
XV.4. ТЕРМОЯДЕРНЫЕ ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ УСТАНОВКИ
Освоение энергии управляемого термоядерного
синтеза открывает практически неограниченные за-
пасы энергетического топлива. Если 1 кг урана эк-
вивалентен 1700 т угля, то для 1 кг термоядерного
топлива этот эквивалент равен 16 000 т [14]. Основ-
ным энергетическим топливом для термоядерных
реакций служат тяжелый водород (дейтерий D),
содержащийся в обычной воде, а также сверхтяже-
лый водород (тритий Т), получаемый искусственно.
В воде мирового океана содержится тяжелая вода
D2O в пропорции 1 -.6000. Эти запасы дейтерия мо-
гут удовлетворить нужды энергетики в течение
многих миллионов лет.
Термоядерные реакции. Для возникновения
реакции синтеза необходимо сближение ядер лег-
ких элементов на расстояние порядка 10-13 см.
Чтобы это сближение произошло, положительно за-
ряженные ядра должны обладать энергией, доста-
точной для преодоления сил электростатического
отталкивания. Это можно обеспечить только при
весьма высокой температуре (в десятки и даже со-
тни миллионов градусов), характеризующей кине-
тическую энергию частиц. При таких температурах
вещество находится в состоянии плазмы. Условие
возникновения термоядерной реакции определяется
критерием Лоусона
р-с > (Р'Ок,
где р — концентрация плазмы; т — время удержа-
ния плазмы, необходимое для возникновения термо-
ядерной реакции; (рт)к — критическое значение
числа Лоусона, минимально необходимое для на-
чала реакции; оно зависит от типа термоядерной
реакции.
Известны различные типы термоядерных реак-
ций [14]. Наиболее перспективными для использо-
вания в термоядерной энергетике являются сле-
дующие:
D + D — 3He4-/z4-3,3 МэВ;	(XV.1)
D4-D-* Т-Н? + 4МэВ;	(XV.2)
D+T->4Не+/г + 17,6 МэВ,	(XV.3)
где р — протон; п — нейтрон; последний член в пра-
вой части характеризует количество выделяющейся
энергии.
Наименьшая температура зажигания реакции
40-10е К соответствует реакции, описываемой
уравнением (XV 3). П оэтому дейтерий-тритиевая
реакция,по всей вероятности, будет первой из осво-
енных человечеством для управляемого термоядер-
ного синтеза, и по меньшей мере первый этап
термоядерной энергетики будет связан преимущест-
венно с использованием этого типа реакций. В даль-
нейшем будут освоены также дейтерий-дейтериевые
реакции (XV. 1) и (XV.2), для зажигания которых
необходимы температуры в сотни миллионов граду-
сов. Освоение этих реакций позволит практически
на три порядка увеличить используемые запасы
термоядерного топлива.
Необходимый для реакции (XV.3) тритий может
быть получен в результате облучения нейтронами
изотопа лития
йЫ4-/г — 4Не4-Т4-4,8 МэВ. (XV.4)
Устройство для производства трития — блан-
кет — является составной частью термоядерного ре-
актора. Для облучения лития используются ней-
троны, образующиеся в процессе термоядерной ре-
акции (XV.3). Одновременно бланкет используется
для отвода теплоты от оболочки камеры реактора.
Образующийся тритий должен быть отделен от дру-
гих компонентов протекающего через бланкет теп-
лоносителя и направлен в специальную камеру
приготовления форплазмы, где он смешивается
в нужной пропорции с дейтерием. Полученная
плазма специальным инжектором вводится в рабо-
чую камеру реактора, где производится разогрев
плазмы до температуры зажигания реакции. Кри-
тическое значение критерия Лоусона для поддер-
жания реакции (XV.3) составляет (рт)к= Ю14 (ча-
стиц/см3)  с. Отсюда следует, что для возникнове-
ния реакции требуется достаточно большое время
т удержания плазмы в реакторе. Эта задача явля-
ется наиболее трудной во всей проблеме управляе-
мого термоядерного синтеза.
Советскими учеными еще в 50-х годах была
предложена идея удержания плазмы сильным маг-
нитным полем, силовые линии которого направлены
так, чтобы предотвратить контакт плазмы со стен-
ками камеры реактора [4], разделив их вакуумным
пространством. Дальнейшее развитие термоядер-
ных исследований ведется во всем мире на базе
этой кардинальной идеи.
Квазистационарные системы. Одним из наи-
более перспективных типов термоядерных реакто-
ров в настоящее время признана предложенная
в СССР система токамак (тороидальная камера
в магнитном поле), принципиальная схема которой
представлена на рис. XV.5. В тороидальной рабо-
чей камере 8 реактора, охватывающей сердечник 1
33 Зак. № 50
257
трансформатора, индукционным путем создается
кольцевой ток с силовыми линиями 6, который,
ионизируя находящийся в камере газообразный тя-
желый водород (форплазму), образует кольцевой
плазменный шнур 5. Получаемая плазма удержи-
вается от соприкосновения со стенками камеры соб-
ственным магнитным полем, силовые линии кото-
рого перпендикулярны току. Проходя по плазме,
ток нагревает ее до температуры зажигания
реакции.
Для обеспечения устойчивости плазменного
шнура на наружной поверхности камеры разме-
щаются магнитные катушки 2, создающие сильное
магнитное поле, силовые линии которого парал-
лельны току в плазме. В результате взаимодейст-
вия двух магнитных полей образуется коаксиаль-
ное магнитное поле со спиральными силовыми
линиями 7. Оболочка-проводник 4 удерживает плаз-
менный шнур от расширения вдоль большого ра-
диуса тора. Окно 3 предназначено для измерения
параметров плазмы.
Рис. XV.5. Принципиальная схема токамака
Около 80% энергии реакции термоядерного син-
теза выделяется в виде кинетической энергии ней-
тронов. Эта энергия может быть воспринята
в бланкете, окружающем рабочую камеру, тепло-
носителем (литий или гелий) и преобразована
в электроэнергию в турбинном цикле.
Около 20% общего энерговыделения термоядер-
ной энергии реакции составляет энергия заряжен-
ных частиц. Эта часть энергии может быть прев-
ращена в электрическую методами прямого преоб-
разования.
Мощности термоядерных энергетических устано-
вок квазистационарного типа оцениваются в 2—
10 млн. кВт [4]. К началу будущего столетия та-
кие единичные мощности агрегатов представляются
приемлемыми для энергосистем.
Крупным шагом на пути практического освоения
управляемого термоядерного синтеза явилось соз-
дание в нашей стране установки «Токамак-10»—
последней чисто экспериментальной термоядерной
установки, завершающей долговременную про-
грамму разработок и исследований. Результаты, по-
лученные на ней, так же, как и на зарубежных ус-
тановках квазистационарного типа, должны стать
базой для создания в начале 80-х годов первого де-
монстрационного реактора-токамака [4], которым
будет начат переход от этапа физических исследо-
ваний к технологическому. На этом этапе предстоит
решение сложных инженерных задач в области ма-
териалов, теплообмена, выбора схемы энергетиче-
ской установки, создания сверхпроводящих магнит-
258
ных систем и др. Итогом этого этапа должно стать
создание первой термоядерной электростанции.
Импульсные системы. Наряду с рассмотренными
выше квазистационарными системами ведутся ра-
боты по созданию импульсных систем, основанных
на серии периодически повторяемых взрывов малой
мощности с удержанием энергии и продуктов
взрыва в специальных камерах. Основные достоин-
ства таких систем в сравнении с квазистационар-
ными—меньшая опасность накопления примесей
в плазме, уменьшающих время ее удержания,
а также нечувствительность к неустойчивостям
плазмы, время развития которых больше периода
импульса. Основные проблемы создания таких си-
стем— импульсный характер энерговыделения,
а также необходимость разработки мощных им-
пульсных источников питания.
Реакция возникает в результате быстрого сжа-
тия посторонним источником энергии фиксирован-
ного количества плазмы, находящейся в рабочей
камере реактора. Происходящее в процессе сжатия
повышение плотности плазмы и ее температуры
при достижении критических параметров, опреде-
ляемых критерием Лоусона, приводит к термоядер-
ному взрыву малой мощности, в результате кото-
рого выделяется энергия, используемая в энергети-
ческой установке. После удаления из камеры
продуктов реакции и заполнения ее новым зарядом
плазмы цикл повторяется. Для сжатия плазмы мо-
гут использоваться магнитные поля, оптические ге-
нераторы (лазеры), релятивистские пучки элек-
тронных лучей, движущихся с околосветовыми ско-
ростями.
Первые предложения использования лазеров
для зажигания термоядерной реакции были сде-
ланы советскими учеными Н. Г. Басовым и
О. Н. Крохиным [3]. Световой импульс лазера фик-
сируется на маленькой мишени — таблетке твердой
смеси дейтерия и трития. Длительность импульса
выбирается достаточной для испарения таблетки, но
недостаточной для ее нагрева. После перехода таб-
летки в плазменное состояние на нее поступает ос-
новной нагревающий импульс. Энергия лазерного
луча поглощается плазмой, что приводит к ее разо-
греву до температур, при которых возникает термо-
ядерная реакция в форме взрыва. После заверше-
ния одного цикла в камеру подается следующая
топливная таблетка, испаряемая новым лазерным
импульсом.
Один из возможных вариантов энергетического
использования термоядерной реакции, возбужден-
ной лазерным лучом, представлен на рис. XV.6.
Выделяющаяся при термоядерной реакции энергия
поглощается расплавленным литием, подаваемым
в рабочую камеру 1 насосами 5. Литий в рабочей
камере вращается, в результате чего по ее оси об-
разуется глубокая воронка <3, в которую направ-
ляется топливная таблетка 4, облучаемая лазером <3
в момент, когда она проходит центр системы. Энер-
гия нейтронов п, образуемых в процессе реакции,
воспринимается литием, выходящим из камеры че-
рез патрубок //и используемым в теплообменнике
6 для генерации пара. Литий в рабочей камере 1
вращается за счет тангенциального его подвода 2.
В момент термоядерного взрыва в камере обра-
зуется ударная волна. Ее затухание, весьма жела-
тельное для уменьшения динамических усилий, мо-
жет быть организовано путем подачи в камеру га-
зовых пузырьков 12. Питательная вода поступает
в теплообменник 6 по трубопроводу 7.
Пар, полученный в теплообменнике 6 и отводи-
мый от него по паропроводу 9, может быть исполь-
зован в обычном паротурбинном цикле. Линиями 8
и 10 изображены «холодный» и «горячий» паропро-
воды промежуточного перегрева.
Основная трудность этого направления термо-
ядерной энергетики состоит в весьма малой эф-
фективности преобразования электрической энер-
гии, используемой для зарядки лазеров, в лазерный
импульс. Достигнутый к. п. д. этого преобразова-
ния не превышает десятых долей процента. Отме-
ченная трудность, над преодолением которой рабо-
тают ученые как в СССР, так и за рубежом [3], не
меняет общей оценки этого направления, как од-
ного из самых перспективных.
Другой вариант импульсных термоядерных ре-
акторов базируется на быстром сжатии плазмы
При облучении потоком нейтронов, образуемых
в процессе термоядерной реакции, жидкого лития,
протекающего через бланкет, получается тритий, ко-
торый отделяется от теплоносителя и направляется
в систему приготовления форплазмы. Полученная
форплазма с помощью инжектора 4 подается в ка-
меру реактора. Энергия, воспринятая теплоносите-
лем в бланкете, также используется для преобра-
зования в электрическую.
После конденсации паров лайнера в системе
преобразования энергии жидкий металл подается
в систему воспроизводства лайнера. Один из воз-
можных путей формирования лайнера — использо-
вание вращающейся изложницы 6. После заверше-
ния формирования лайнера производится новый
взрыв.
Вследствие импульсного характера работы реак-
тора перспективным представляется применение
многотактных схем, в которых поочередно работает
Рис. XV.6. Принципиальная схема лазер-
ного термоядерного реактора
Рис. XV.7. Принципиальная схема 0-пинча с лайне-
ром
сильными магнитными полями. Устройства такого
типа называются пинчами [14]. Устройства, в ко-
торых направление движения плазмы (электриче-
ского тока) совпадает с осью z камеры реактора,
а силовые линии магнитного поля имеют танген-
циальное (0) направление, называют г-пинчами.
Устройства, в которых тангенциальное направление
имеет электрический ток, а осевое — силовые линии
магнитного поля, называют 0-пинчами.
В реакторах рассматриваемого типа перспектив-
ным представляется [11] не прямое воздействие
магнитного поля на плазму, а сжатие последней
жидкометаллической оболочкой (лайнером). Прин-
ципиальная схема 0-пинча с лайнером представлена
на рис. XV.7. При быстром нарастании магнитного
поля соленоида 5 в результате разрядки конденса-
торов 1 лайнер 3 перемещается, сжимая плазму.
Вследствие этого происходит малый термоядерный
взрыв. Значительная часть выделившейся энергии
затрачивается на испарение лайнера, в результате
чего образуется низкотемпературная плазма. Дру-
гая часть энергии вместе с потоком нейтронов пере-
дается теплоносителю, протекающему через блан-
кет 7. Пары лайнера из камеры реактора 2 направ-
ляются в систему преобразования энергии. После
истечения паров лайнера из камеры реактора про-
изводится его новая зарядка и подготовка к оче-
редному взрыву.
ряд реакторов (подобно многоцилиндровым двига-
телям внутреннего сгорания).
Часть выработанной электрической энергии ис-
пользуется для зарядки накопителей энергии — кон-
денсаторов 1. Для создания мощных магнитных
полей необходима разработка конденсаторных ба-
тарей большой емкости, а также переключателей,
способных пропустить большие потоки энергии за
промежуток времени, измеряемый наносекундами.
В установках рассматриваемого типа могут
быть применены различные схемы преобразования
энергии. Совместными исследованиями НИИЭФА,
ЦКТИ и ЛПИ [И] выявлена перспективность ис-
пользования комбинированных схем. Один из воз-
можных вариантов такой схемы представлен на
рис. XV.8. Пары лайнера из камеры реактора 1
направляются в МГД-генератор 4. Перевод высо-
котемпературной плазмы с температурой в сотни
миллионов градусов, образующейся в процессе тер-
моядерной реакции, в низкотемпературную плазму
паров лайнера (с температурой в несколько тысяч
градусов), высокий потенциал которой принципи-
ально может быть использован в энергетическом
цикле, что обеспечивает высокую термодинамиче-
скую эффективность установки, представляет со-
бой существенное достоинство 0-пинчей с лайне-
ром по сравнению с другими системами. С целью
33*
259
использования этой высокопотенциальной энергии
весьма заманчиво применение МГД-генераторов
в энергетических схемах таких установок. МГД-ге-
нератор при такой схеме работает в импульсном
режиме. Такие режимы исследованы совершенно
недостаточно. Возможно, для их реализации потре-
буется изыскание специальных решений.
После МГД-генератора пары лайнера направ-
ляются в теплообменник 6, где используются для по-
догрева гелия, выходящего из бланкета 2. Далее
они направляются в конденсатор 7 высокого дав-
ления. Сконденсированный металл возвращается
в систему подготовки лайнера 3. С целью исполь-
зования теплоты паров металла, покидающих теп-
лообменник 6, рациональным может оказаться
включение между ним и конденсатором 7 турбины,
работающей на парах металла [12]. В конце про-
цесса истечения камера реактора соединяется
с конденсатором 5 низкого давления, в котором
поддерживается вакуум, необходимый для очистки
Рис. XV.8. Принципиальная тепловая схема комбинирован-
ной термоядерной установки
ее от продуктов реакции. Остаточная теплота про-
дуктов реакции используется в конденсаторе 5 для
подогрева гелия.
Гелий, подогретый в бланкете 2 и конденсаторах
низкого и высокого давления, через сглаживающий
теплообменник 8 подводится к газовой турбине 14.
Перспективным представляется использование в та-
ких установках высокотемпературных газовых тур-
бин с паровым охлаждением лопаток. Теплота от-
ходящих газов используется в парогенераторе 13
для производства пара, подводимого к паровой
турбине 10, откуда он поступает в конденсатор 11.
Для подогрева поступающей в парогенератор пи-
тательной воды служит система регенерации 12.
Гелий направляется к бланкету реактора компрес-
сором 15 через теплообменник 16. На одном валу
с турбинами и компрессором расположен электри-
ческий генератор 9. В качестве материала для при-
готовления лайнера наибольшего внимания заслу-
живают жидкий кадмий или цинк [11].
Согласно результатам исследований, выполнен-
ных НИИЭФА, ЦКТИ и ЛПИ [12], к. п. д. брутто
рассматриваемой схемы при температуре паров
лайнера 5000 К и температуре газов перед газовой
турбиной 1500 К может достигать 65%, а к. п. д.
нетто 50%. Следует иметь в виду, что термоядер-
ные энергетические установки требуют больших за-
трат энергии на собственные нужды — на создание
магнитных полей, разогрев плазмы до температуры
зажигания реакции, прокачку теплоносителя через
бланкет и др. Так, в рассмотренной схеме импульс-
260
ной установки при ее общей электрической мощно-
сти 610 МВт затраты мощности на собственные
нужды составляют до 240 МВт, в том числе
200 МВт на накачку накопителя [11].
Исследования в области термоядерной энерге-
тики ведутся широким фронтом применительно
к различным типам реакторов. Вопрос о том, какой
из них будет использован для первых термоядер-
ных энергетических установок, во многом будет за-
висеть от прогресса в решении сложнейших инже-
нерных задач, возникающих при создании того или
иного типа реакторов. В настоящее время можно
лишь сугубо ориентировочно говорить о предпола-
гаемых единичных мощностях термоядерных энер-
гетических установок и параметрах теплоносителя,
выходящего из реактора, поскольку эти величины
будут определяться применяемыми материалами и
конструктивными решениями. Можно предполагать,
что ввиду больших капитальных затрат на соору-
жение таких установок и больших затрат энергии
на собственные их нужды термоядерные установки
окажутся рентабельными лишь при очень больших
единичных мощностях, измеряемых уже для первых
установок миллионами киловатт.
Вопрос о выборе тепловой схемы и оборудова-
ния будет решаться в каждом конкретном случае
в зависимости от единичной мощности установки и
параметров теплоносителя. Приведенные выше
примеры показывают, что в распоряжении конструк-
торов имеются широкие возможности выбора прин-
ципиальных тепловых схем — от чисто паротурбин-
ных установок до весьма сложных комбинирован-
ных установок, включающих МГД-генераторы,
турбины на парах металлов и высокотемпературные
газопаровые установки с замкнутыми гелиевыми
ГТУ. Достоинство комбинированных установок —
их высокая термодинамическая эффективность. Од-
нако их применение связано с весьма сложными за-
дачами создания газовых турбин большой мощно-
сти и компрессоров к ним.
Какой бы ни была выбрана тепловая схема ус-
тановки, большая часть ее мощности будет выраба-
тываться паровой турбиной. Для термоядерных ус-
тановок понадобятся паровые турбины единичной
мощностью до нескольких миллионов киловатт.
Ведущиеся в настоящее время на заводах, в на-
учно-исследовательских институтах и вузах науч-
ные исследования и конструкторские разработки
турбин мощностью 2—3 ГВт для тепловых и атом-
ных электростанций будущего одновременно станут
основой для создания турбин термоядерных элек-
тростанций.
По вопросу выбора параметров пара для таких
турбин в настоящее время высказываются различ-
ные мнения. Некоторые специалисты считают, что
для термоядерных установок потребуются турбины,
рассчитанные на начальное давление до 40—
50 МПа с температурой пара до 1300 К. Такие тур-
бины могут оказаться эффективными при исполь-
зовании чисто паротурбинного цикла. При их соз-
дании будет полезен опыт проектирования, изго-
товления и эксплуатации высокотемпературных
паровых турбин (в частности, Р-100-300/650),
а также успехи в разработке высокотемпературных
газовых турбин с охлаждаемыми лопатками. Другой
путь, с нашей точки зрения более эффективный,—
использование комбинированных установок с МГД-
генераторами и высокотемпературными газовыми
турбинами. В этих случаях параметры пара для их
паровой части не превысят значений, достигнутых
в настоящее время.
Какими бы путями ни пошло развитие термо-
ядерных энергетических установок, можно с уве-
ренностью утверждать, что паровая турбина сохра-
нит свои ведущие позиции даже в энергетике отда-
ленного будущего.
XV.5. БУДУЩИЕ ПРОБЛЕМЫ КОНСТРУИРОВАНИЯ
ПАРОВЫХ ТУРБИН
В будущем конструктор будет располагать бо-
лее совершенными материалами и технологией из-
готовления деталей, широким эксплуатационным
опытом, а также более развитой научной базой.
Это откроет путь к дальнейшему укрупнению обо-
рудования ПТУ, сокращению числа ступеней и
улучшению общих удельных показателей всей ус-
тановки. По мере развития атомной и термоядерной
энергетики проблема стоимости топлива будет ото-
двигаться на второй план, а вопросы капиталовло-
жений станут центральными, особенно в связи со
сложностью и длительностью сооружения энергети-
ческих установок будущего. Поэтому надо гото-
виться к всемерному сокращению стоимости обо-
рудования.
В соответствии с этим направлением развития
энергетики позиции быстроходных турбин будут не-
уклонно укрепляться. А так как высокотемператур-
ная часть преобразования энергии будет в основном
реализоваться в ВГТУ и МГД-генераторах, то для
ПТУ сохранится область сравнительно низкопотен-
циальной энергии, для которой параметры пара не
будут далеко выходить за рамки применяемых в на-
стоящее время.
ЦНД. В паротурбинных установках будущего
будет доминировать ЦНД. Стремление сократить
число цилиндров приведет к повышению раздели-
тельного давления и росту перепада энтальпии
в ЦНД. Успехи металлургии дадут возможность
повысить окружные скорости и увеличить длину
РНД, а достижения аэродинамики проточной части
позволят выполнять принципиально новые сверх-
звуковые ступени.
Прогрессивные решения извлекут конструкторы
даже из опыта далекого прошлого. Так, ЦНД тур-
бины мощностью 22 МВт со ступенью Баумана и
с параллельным потоком в последних ступенях, ко-
торые строил ЛМЗ полвека тому назад (см. рис. 1.3)
и которые тогда были столь неоправданно слож-
ными, в новой ситуации окажутся прогрессивными
и экономически весьма эффективными. Действи-
тельно, таким путем можно в два раза и более уве-
личить выходную ометаемую площадь последних
РК, а также повысить объемный расход пара через
первые ступени ЦНД, что поднимет их к. п. д. Со-
кращение длины труб, подводящих пар к ЦНД,
уменьшит объем аккумулированного пара. Увели-
чение осевой длины корпуса будет полезно для от-
вода больших объемов пара в систему РППВ. Со-
кращение числа подшипников упростит турбину.
Аналогичное решение применяла фирма «Alsthom».
Для такого четырехпоточного цилиндра опти-
мальной будет центральная часть ЦНД со сверх-
звуковой центростремительной двухпоточной
ступенью с РК радиально-осевого типа (ДРОС), до-
пускающего высокие окружные скорости при закры-
той конструкции РК (рис. XV.9) [18]. В рабочем
колесе этого типа достижима такая же окружная
скорость, как у периферии последних осевых РК,
а эта величина уже сейчас достигает 700 м/с. При
высокой же окружной скорости не только возрас-
тает перепад энтальпий на ДРОС, но и к. п. д.
поднимается до значения, недосягаемого для осе-
вых ЦНД. Так как при этом в ДРОС большая
часть энтальпии преобразуется за счет кориолисо-
вых сил в механическую работу с минимальными
потерями, то их к. п. д. в будущем может достиг-
нуть величины 93—95%.
Альтернативным решением может быть и ради-
альная ступень активного типа или с умеренной
степенью реактивности, подобная той, которую ши-
роко применял Кировский завод (см. рис. VII.4).
Активная радиальная ступень имеет более низкий
к. п. д., чем центростремительная, но при одинако-
вой периферийной окружной скорости способна
преобразовывать перепад энтальпий приблизи-
тельно на 40% больше. Однако при высоких ок-
ружных скоростях проблема прочности такой сту-
пени чрезвычайно сложна.
В том или ином виде радиальная ступень в ка-
честве центральной в ЦНД значительно сократит
в нем общее число ступеней и тем самым будет спо-
собствовать организации дополнительных парал-
лельных потоков через последние ступени и приме-
нению двухъярусных лопаток.
Радиальная высоконагруженная ступень будет
полезна и для повышения маневренных свойств
ЦНД, так как в его центре будет размещена про-
сто экранируемая вся горячая часть, а ротор под
радиальным РК будет иметь существенно понижен-
ную температуру. Поддержание в центральной ча-
сти заданной температуры во время кратковремен-
ных стоянок будет несложной задачей.
ЦНД с большим числом выходов потребует осо-
бых конструктивных решений. В частности, при его
общей большой длине наиболее целесообразным ре-
шением будет установка внутреннего цилиндра и
корпусов подшипников непосредственно на фунда-
мент. В связи с этим, а также с учетом большого
числа выходов пара из одного ЦНД фундамент
для подвального расположения конденсаторов бу-
дет чрезвычайно сложным, а проблема применения
боковых конденсаторов станет особенно актуальной.
Последняя ступень. Проблема создания послед-
них ступеней мощных паровых турбин была и ос-
тается одной из наиболее трудных (п. III.4). Ло-
патки и диски этих ступеней в действующих турби-
261
нах или в законченных проектах уже достигли раз-
меров, близких к предельным (/2 = 12004-1300 мм
для быстроходных и /2 = 18004-1900 мм для тихо-
ходных турбин), не только из-за механических
свойств материалов, но также в связи с газодина-
мическими характеристиками ступени и примыкаю-
щей к ней диффузорной части выходного патрубка.
В будущем можно ожидать значительного усо-
вершенствования материалов, особенно титановых
сплавов, а также конструкции и технологии изго-
товления роторов, благодаря чему прочность не
будет лимитировать размеры последних рабочих
колес. Можно также предположить, что применение
уже намеченных и новых эффективных методов
противоэрозионной защиты (см. п. XIII.7—XIII.10)
в будущем позволит существенно повысить пре-
дельную окружную скорость РК-
Проблема же газодинамики проточной части по
мере увеличения окружных скоростей и степени
веерности будет усложняться, так как при этом воз-
растут и скорости потока. Исследования отечест-
венных и зарубежных организаций (ЦКТИ, ЛМЗ,
ХТГЗ, GE, ВВС и др.) вскрыли трудности, связан-
ные с проектированием последних ступеней для
сверхзвуковых потоков, особенно в случае сверх-
критических скоростей при входе в РК- Ограни-
чивается в последней ступени также осевая состав-
ляющая скорости Сгг при выходе из РК по условиям
работы расположенного за ним диффузора. При до-
стижении числа Мс2г ~ 0,8 в диффузоре обычно уже
развивается волновой кризис, резко повышающий
потери энергии. В таких условиях повышение
окружной периферийной скорости РК за пределы
уже достигнутой влечет за собой существенное сни-
жение к. п. д. ступени.
С повышением окружной скорости связано так-
же увеличение перепада энтальпии в последней
ступени, что сказывается на давлении отбираемого
пара в систему РППВ.
Повышение окружной скорости последнего ра-
бочего колеса вызовет ухудшение работы ЦНД на
режимах с малым объемным расходом пара, что
нежелательно в ожидаемых условиях будущей экс-
плуатации турбин. С этой же точки зрения небла-
гоприятно и увеличение степени веерности в по-
следнем РК, так как в ступенях большой веерно-
сти срыв потока происходит при меньшем относи-
тельном объемном расходе Gv. Однако имеется эф-
фективное средство борьбы с этим недостатком —
деление последних рабочих лопаток на ярусы (см.
п. XII.6); при этом значительно повышаются на-
пряжения в лопатках и усложняется их изготовле-
ние. В будущем в случае применения новых мате-
риалов и более совершенных технологических про-
цессов такое решение вполне осуществимо.
Из сказанного следует, что в будущем вряд ли
можно ожидать значительного увеличения торцевой
площади последнего рабочего осевого колеса и что
для повышения предельной мощности турбин необ-
ходимо изыскивать другие пути, экономически бо-
лее оправданные.
Отмеченные аспекты проблемы последних ступе-
ней относятся в основном к рабочим колесам осе-
вого типа. Если иметь в виду очень дальнюю пер-
спективу и допустить, что появятся доступные по
цене материалы с новыми чрезвычайно благоприят-
ными прочностными характеристиками, то конст-
262
руктор немедленно найдет и принципиально иные
конструктивные решения. В этом аспекте не исклю-
чена возможность применения радиальных центро-
бежных ступеней с узкими лопатками по типу кон-
струкции Юнгстрема или совершенно нового типа.
В этой гипотетической ступени ометаемая послед-
ними лопатками площадь не будет иметь ограниче-
ний, свойственных осевой ступени, и сверхзвуковую
проточную часть радиальной ступени можно будет
выполнить аэродинамически более совершенной,
чем осевой. Диффузор же за радиальной ступенью
может быть сконструирован так, что его к. п. д. не
будет ниже, чем в современных центробежных ком-
прессорах. Однако сейчас невозможно предска-
зать, когда можно ожидать появление матери-
алов, требуемых для осуществления такой сту-
пени.
Двухъярусные лопатки типа Баумана или с по-
воротом потока перед верхним ярусом на 180° (про-
екты ЦКТИ) дают возможность значительно увели-
чить предельный объемный расход пара при выходе
из ЦНД как в быстроходных, так и в тихоходных
турбинах, сохранив в то же время хорошо отрабо-
танные надежные последние рабочие колеса Вве-
дение двухъярусных ступеней позволит существенно
снизить периферийные диаметры последних ступе-
ней при заданном расходе пара. Преимущества от
этого будут возрастать по мере увеличения мощно-
сти турбины и размеров ЦНД.
Проектирование современных ЦНД мощных
турбин уже невозможно в отрыве от конструкции
конденсатора и фундамента. Взаимосвязь между
этими важнейшими элементами турбинной уста-
новки будет усиливаться. Проблемы конструирова-
ния конденсаторов и фундаментов с повышением
мощности турбин будут усложняться и возникнет
необходимость в принципиально новых решениях
этой проблемы, что уже было отмечено в п. VII.2 и
VII.4.
Двухвальные установки. Кардинальное решение
проблемы увеличения мощности турбины — разме-
щение ступеней ЧНД на двух параллельных валах.
Двухвальные турбины уже применялись, в частно-
сти, на ЛМЗ и фирмой ВВС (п. IV.2 и IV.4). При
таком выполнении агрегата лимитировать расход
пара будет ЦВД, особенно во влажнопаровых тур-
бинах, но возможности увеличения пропускной спо-
собности ЦВД еще далеко не исчерпаны.
Отечественный опыт эксплуатации двухваль-
ной турбины был положительным. Но турбины та-
кого типа были существенно дороже одновальных,
чем и был вызван переход к одновальным уста-
новкам.
В новой ситуации, когда потребуется резкое
увеличение мощности турбин, двухвальный агрегат
следует рассматривать как вполне подходящее аль-
тернативное решение при сравнении с одновальной
турбиной, имеющей повышенные размеры послед-
него рабочего колеса. Возможность в двухвальном
варианте удвоенного и даже большего числа ЦНД
практически решает задачу создания б ыыроходных
агрегатов мощностью 2500 МВт уже имеющимися
техническими средствами и значительно большей
мощностью при использовании новых идей, о ко-
торых было сказано выше. Размещение ступеней
ЧНД на двух валах дает возможность внести не-
которые улучшения и в маневренные качества эт ой
части турбины.
ЦВД. В результате процесса укрупнения турбин
ЦВД будет двухпоточным со всеми преимущест-
вами симметричной проточной части и отсутст-
вия уплотнений высокого давления. Увеличение
размеров цельнокованого ротора позволит значи-
тельно поднять окружные скорости.
Альтернативным решением для турбин, рабо-
тающих при СКД, будет петлевая конструкция
ЦВД. Решение проблемы аэродинамически эффек-
тивных высоконагруженных ступеней позволит раз-
местить в ЦВД также часть ступеней после проме-
жуточного перегрева пара. При достаточно высоком
давлении перед ЦНД и развитой проточной части
ЦВД можно отказаться от ЦСД (см. п. IV.3).
Маневренные свойства ЦВД будут совершен-
ствоваться в том направлении, которое отмечалось
в гл. III; несмотря на укрупнение оборудования,
пуск ПТУ из горячего состояния будет существенно
сокращаться благодаря сохранению теплого со-
стояния цилиндра во время стоянок.
Турбины с отборами пара. Теплофикация го-
родов будет непрерывно развиваться, и в энергоси-
стемах роль турбин с отборами пара будет возра-
стать. Мощность агрегатов будет расти, особенно
на АТЭЦ, приближаясь к мощности конденсацион-
ных турбин. Как было указано в гл. VI, по харак-
теру прогнозируемых графиков нагрузки потре-
буются турбины с сильно развитой ЧНД (типа ТК.).
Для этих турбин ЦВД и ЦНД будут конструиро-
ваться в основном так же, как для конденсацион-
ных турбин. Усложнится задача вывода из цилинд-
ров больших объемов пара.
Унификация. При решении одной из главных
проблем теплоэнергетики — снижения стоимости
ПТУ —задача увеличения числа однотипных узлов
будет еще более острой, чем сейчас. В то же время
громадный опыт строительства мощных турбин,
стабильность параметров пара и высокий уровень
научных исследований будут благоприятствовать
самой широкой унификации основных элементов
оборудования.
Новые проблемы унификации появляются при
возрастании мощности тудбин из-за принципиаль-
ных изменений в их проточной части. Важнейшие
объекты унификации — лопатки в сверхмощных па-
ровых турбинах приходится применять закручен-
ными для всех ступеней. Кроме того, в современных
турбинах все рабочие лопатки выполняются инте-
грально с бандажными полками, поэтому ставится
задача унификации ступеней в целом.
Еще более высокого уровня достигнет производ-
ство турбин при полной или частичной унификации
цилиндров. Последний метод унификации особенно
ценен применительно к ЦНД — наиболее дорогой и
повторяющейся части турбины. Практически могут
быть применены унифицированные ЦНД для боль-
шого числа турбин одинаковой быстроходности
с модификациями проточных частей в зависимости
от давления пара перед ЦНД и за ним. Этот прин-
цип унификации весьма эффективен, поскольку
унифицированные ЦНД могут применяться, а ча-
стично уже применяются в турбинах для ТЭС и
АЭС. При этом в будущем в качестве центрального
в унифицированном ряду должен стоять ЦНД тур-
бин для АЭС ввиду быстрых темпов роста этой от-
расли турбиностроения.
ЦНД для конденсационных и теплофикацион-
ных турбин могут иметь высокую степень унифи-
кации, но с учетом особенностей их конструкций.
ЦВД и ЦСД также могут быть широко унифициро-
ваны, что практикуется в значительной мере и
в настоящее время. Унификация вспомогательного
оборудования всегда проводилась широко. В этой
области можно ожидать в будущем почти полную
межзаводскую унификацию и организацию произ-
водства на специализированных заводах.
Проблема унификации САР уже была рассмот-
рена в п. П.2, II.4 и III.9, где было показано, что
для решения этой важной задачи уже сейчас нет
принципиальных препятствий. То же относится
к защитным устройствам. Условия для успешной
унификации САР будут быстрыми темпами улуч-
шаться по мере развития электрической части си-
стемы регулирования (см. гл. XII) . В настоящее
время уже создается вполне благоприятная ситуа-
ция для специализированного производства элек-
трической части САР и для глубокой унификации
узлов главных сервомоторов.
Унификация оборудования блоков уже сейчас
рассматривается как важнейшая предпосылка при
проектировании нового мощностного ряда турбин
с высокими экономическими показателями. В буду-
щем это направление унификации окажется един-
ственно целесообразным для снижения общих за-
трат на создание принципиально новых паротур-
бинных блоков, так как каждый новый шаг на пути
укрупнения оборудования будет требовать все
больших средств на научные исследования, на под-
готовку производства и обновление оборудования
в цехах, а также на доводку теплоэнергетического
оборудования. Громадные затраты на выпуск
принципиально новых турбин побуждают отечест-
венную промышленность изыскивать организацион-
ные формы для решения крупных задач межзавод-
ской унификации. Это дает возможность выпускать
унифицированное оборудование в количестве, до-
статочном для рентабельности производства. По
пути межзаводской унификации идут и зарубежные
турбиностроительные фирмы, объединяющиеся
в крупнейшие корпорации.
Научные проблемы. Создание сверхмощных па-
ровых турбин связано с новыми направлениями на-
учно-исследовательских работ, вытекающих из
проблем прочности, маневренности и экономично-
сти перспективного теплоэнергетического оборудо-
вания. Среди важнейших из них остаются проблемы
новых материалов, надежности турбин, тепловых
процессов, аэродинамики проточных частей, дви-
жения двухфазной среды, эрозии лопаток, автома-
тизации и вспомогательного оборудования.
Уникальные натурные стенды, находящиеся
в эксплуатации на турбиностроительных заводах,
дают возможность заблаговременно доводить прин-
ципиально новые узлы турбин до состояния безу-
словной надежности и получать достоверные харак-
теристики экономичности проточных частей ЦНД.
Турбины для принципиально новых энергетиче-
ских установок: высокоманевренных блоков, АТЭЦ,
МГД-генераторов, газопаровых, геотермальных и
термоядерных установок — должны планомерно
разрабатываться в соответствии с научно обосно-
ванным прогнозом на длительный период.
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
К гл. I
1.	Stodola A. Die Dampf- und Gasturbinen. Berlin, Sprin-
gier—Verlag. 1924. 1109 S.
2.	Радциг А. А. История теплотехники. Изд. АН СССР,
1936. 430 с.
3.	Кириллов И. И. О методах проектирования паровых
турбин.— «Котлотурбостроение», 1951, № 3, с. 1—3.
4.	Кириллов И. И., Кантор С. А. Теория и конструкция
паровых турбин М.—Л. ГНТИМЛ, 1947. 307 с.
К гл. II
1.	Кириллов И. И., Иванов В. А. Итоги и основные проб-
лемы отечественного паротурбостроения.— «Изв. вузов. Энер-
гетика», 1967, № 10, с. 67—87.
2.	Паротурбостроение и газотурбостроение. Под ред.
М. И. Гринберга. М.—Л., Машгиз, 1957. 351 с. (Труды ЛМЗ,
вып. 5).
3.	Развитие техники на ЛМЗ. Под ред. М. Н. Бушуева.
М.—Л., Машгиз, 1957. 315 с.
4.	Тубянский Л. И., Френкель Л. Д. Паровые турбины вы-
сокого давления ЛМЗ. М.—Л., Госэнергоиздат, 1953. 326 с.
К гл. III
1.	Беспалый И. Т. Причины разности температур между
верхом и низом цилиндров турбины К-200-130 и мероприятия
для их ограничения.— «Энергомашиностроение», 1970, № 1.
2.	Беспалый И. Т., Хахин В. И. Критерии оптимального
режима пуска паровой турбины.— «Энергомашиностроение»,
1966, № 8, с. 5—7.
3.	Вайсман М. Д. Режимы и способы пуска блоков
сверхкритического давления. Л., ЛПИ, 1973. 104 с.
4.	Гиршфельд В. Я., Скловская Е. Г. Опыт проектиро-
вания и эксплуатации блочных установок со скользящим на-
чальным давлением пара в США и ФРГ. «Теплоэнергетика»,
1968, № 3, с. 86—89.
5.	Головач Е. А. Анализ систем регулирования турбин
большой мощности.— «Энергомашиностроение», 1976, № 6,
с. 14—17.
6.	Дейч М. Е., Трояновский Б. М. Пути повышения
экономичности мощных паровых турбин.— «Теплоэнергетика»,
1972, № 11, с. 11—13.
7.	Драгий И. Развитие отрасли паровых турбин «Шко-
да».— «Шкода ревью», 1976, № 1, с. 19—30.
8.	Ермашов Н. Н., Терентьев И. К., Сандовский В. Б.
Газодинамические исследования потока в последней ступени
мощной паровой турбины.— «Энергомашиностроение», 1971,
№ 4, с. 11—14.
9.	Зарянкин А. Е., Жилинский В. П. Анализ конструк-
ций отечественных выхлопных патрубков паровых турбин и
возможности снижения их сопротивления.— «Теплоэнергетика»,
1975, № 3, с. 49—52.
10.	Израилев Ю. Л., Плоткин Е. Р., Степанов Ю. В. Дол-
говечность роторов турбин, работающих в условиях глубокого
регулирования нагрузки.— «Теплоэнергетика», 1976, № 5,
с. 26—29.
11.	Израилев Ю. Л. Повышение эффективности обогрева
фланцевых соединений паровых турбин.— «Теплоэнергетика»,
1977, № 7, с. 14—18.
12.	Исследование влагоулавливающих устройств турбин-
ных ступеней низкого давления.— «Энергомашиностроение»,
1965, № 9, с. 10—12. Авт.: Ю. Ф. Косяк, Ю. В. Нахман,
Т. М. Зильбер, А. Н. Юдин.
13.	Исследование теплового состояния и удлинений ро-
тора и корпуса ЦНД турбин типа К-300-240 и К-800-240
ЛМЗ.— «Энергетическое машиностроение», вып. 17, 1973,
264
205 с. Авт.: Сафонов Л. П., Шаргородский В. С., Селез-
нев К. П., Аверкина Н. В.
14.	Исследование ЦНД мощных паровых турбин на на-
турном экспериментальном стенде.— «Теплоэнергетика», 1973,
№ 3, с. 6—8. Авт.: В. К- Рыжков, В. И. Волчков, Ю. В. Ко-
тов, А. П. Огурцов и др.
15.	Исследование экономичности цилиндра низкого давле-
ния турбины К-200-130 ЛМЗ до и после модернизации.—
«Теплоэнергетика», 1977, № 3, с. 46—54. Авт.: Ю. А. Марченко,
П. В. Храбров, С. Ш. Розенберг и др.
16.	Кириллов И. И. Влияние на к. п. д. формы проточ-
ной части низкого давления паровых турбин.— «Энергомаши-
ностроение», 1961, № 12, с. 1—5.
17.	Костюк А. Г., Дейч М. Е., Самойлович Г. С. Некото-
рые проблемы повышения экономичности и надежности мощ-
ных паровых турбин.— «Теплоэнергетика», 1975, № 12,
с. 5—11.
18.	Костюк А. Г., Трухний А. Д. Оценка долговечности
энергетического оборудования при чередовании переходных и
стационарных режимов его работы.— «Теплоэнергетика», 1973,
№ 12, с. 11—13.
19.	Косяк Ю. Ф, Вишнивецкий М Г. Сегментные ради-
альные подшипники для турбин большой мощности.— «Тепло-
энергетика», 1977, № 4, с. 72—75.
20.	Лаврененко К. Д., Трояновский Б. М. Турбинные
установки электростанций — одно из важнейших звеньев энер-
гетики.— «Теплоэнергетика», 1972, № 11, с. 2—6.
21.	Марков Н. М. Современные тенденции развития энер-
гетического оборудования.— «Энергомашиностроение», 1975,
№ 3, с. 1—4.
22.	Огнестойкие турбинные масла. Под ред. К- И. Ива-
нова. М., «Химия», 1974. 166 с.
23.	Олимпиев В. И., Позняк Э. Л., Юрченко И. С. Экспе-
риментальное и расчетное определение статических и динами-
ческих характеристик подшипников скольжения мощных тур-
боагрегатов.— «Энергомашиностроение», 1976, № 6, с. 9—11.
24.	О проектировании последних ступеней паровых тур-
бин.— «Теплоэнергетика», 1970, №. 2, с. 16—19. Авт:.
Б. М. Трояновский, В. П. Лагун, Е. В. Майорский, Е. Ной-
ман, Л. Л. Симою.
25.	50 лет турбостроения на ЛМЗ. Под ред. И. С. Боч-
кова. Л., 1976. 383 с.
26.	Сафонов Л. П., Кузнецов В. Ф., Фейгин В. Л. ЦВД
паровой турбины с внутренним корпусом без горизонтального
разъема.— «Энергомашиностроение», 1973, № 3, с. 11—13.
27.	Селезнев К. П., Сафонов Л. П. Электромоделирование
температурных полей и проблемы повышения надежности и
маневренности мощных турбоустановок.— «Энергомашино-
строение», 1973, № 9, с. 4—7.
28.	Селезнев К. П., Сафонов Л. П., Третьяков П. Г. Тем-
пературные поля и удлинения роторов и корпуса ЦВД одно-
вальной турбины К-800-240-2 ЛМЗ при различных режимах
эксплуатации.— «Труды ЦКТИ», 1969, вып. 97, с. 53—63.
29.	Сережкина Л. П. Совершенствование упорных под-
шипников современных паровых турбин.— «Энергомашино-
строение», 1971, № 5, с. 40—42.
30.	Сичиков М. Ф. Металлы в турбиностроенни, М., «Ма-
шиностроение», 1974. 286 с.
31.	Сокращение продолжительности пуска моноблока
200 МВт с барабанным котлом.— «Теплоэнергетика», 1971,
№ 6, с. 9—12. Авт.: Г. И. Мосеев, М. А. Трубилов, Г. Д. Ав-
руцкий и др.
32.	Храбров П. В., Френкель Л. Д., Герцберг X. Я. Кон-
струкции роторов ЧНД паровых турбин большой мощности —
«Энергомашиностроение», 1977, № 7 с. 3—6.
33.	Шаргородский В. С., Левченко Б. Л. Тепловое состоя-
ние ЦНД при работе турбины К-300-240 на холостом ходу.—
«Энергомашиностроение», 1969, №.9, с. 14—16.
34.	Шмуклер Б. И. Пусковые схемы мощных монобло-
ков — «Теплоэнергетика» , 1971 ,№.7 ,с .24—27 .
35.	Штясны М. Исследование работы последней ступени
паровой турбины при переменной нагрузке.— «Теплоэнерге-
тика», 1976, № 5, с. 83—86.
36.	Шубенко-Шубин Л. А., Галацан В. Н. Основные осо-
бенности конструкции паротурбинного агрегата ХТГЗ
им. С. М. Кирова для блоков 500 МВт.— «Энергомашинострое-
ние», 1966, № 12, с. 6—11.
37.	Щегляев А. В. Паровые турбины. М., «Энергия», 1976.
357 с.
38.	Экспериментальное исследование последней ступени
турбин К-300-240 и К-800-240 ЛМЗ им. XXII съезда КПСС.—
«Энергомашиностроение», 1966, № 12, с. 18—20. Авт.:
Н. М. Марков, И. К. Терентьев, В. С. Елизаров и др.
39.	Юрченко И. С., Герасимов Б. Я., Захаров Л. А. Экс-
периментальные исследования высокоскоростных упорных
подшипников скольжения.— «Энергомашиностроение», 1976,
№ 5, с. 36—38.
40.	Birke W. Zwischen iiberhizte Dampfturbine hoher Bet-
riebselastizitat. Mitteilungen aus dem Kraftwerksanlagenbau der
Deutschen Demokratfschen Republik, 1968, N 2, S. 6—12.
41.	Konstruktionssystematik und Prozefidiagnostik fiir
Kraftwerksanlagen. Altmann W, Shilg G., Thor G, Vetter O.—
„Energietechnik", 1975, N 4, S. 154—159.
42.	Prace institutu Maszyn Przeplywowych, Polska Akade-
mia Nauk. Warszawa—Poznan, 1976. 788 p.
43.	Roeder A. Die Endschaufel der grossten volltourigen
Norm—Niederdruck turbine.— „Brown — Boveri Mitteilungen",
1976, N 2.
44.	Somm E. Brown—Boveri Dampftnrbinenentwicklung
zur Realisierung von Grossmaschinen — „Brown — Boveri Mit-’
teilungen", 1976, N 2.
К гл. IV
1.	Асланян Г. М. Проектирование крупных конденсато-
ров паровых турбин большой мощности ХТГЗ.— «Теплоэнерге-
тика», 1972, № 7, с. 2—4.
2.	Асланян Г. М„ Черненко В. М. Некоторые особен-
ности конструкции конденсаторов паровых турбин ХТГЗ.—
«Теплоэнергетика», 1971, № 11, с. 27—29.
3.	Берман Л. Д. Развитие конструкций конденсаторов
мощных паровых турбин.— «Теплоэнергетика», 1971, № 2,
с. 2—5.
4.	Горин В. И., Денисов В. Е., Комаров Н. Ф. Технико-
экономические показатели турбинных установок электростан-
ций Франции.— «Теплоэнергетика», 1977, № 7, с. 86—89.
5.	Жимерин Д. Г., Доброхотов В. И. Теплоэнергетика —
итоги развития и научно-технические проблемы.— «Тепло-
энергетика», 1977, № 11, с. 9—16.
6.	Исследование экономичности цилиндра низкого давле-
ния турбины К-200-130 ЛМЗ до и после модернизации.—
«Теплоэнергетика», 1977, № 3, с. 6—10. Авт.: Ю. А. Мар-
ченко, П. В. Храбров, С. Ш. Розенберг, В. Б. Сандовский,
А. И. Ефимов, Н. А. Сорокин.
7.	Исследование экономичности одновальной турбинной
установки К-800-240-2 ЛМЗ после частичной реконструкции.—
«Теплоэнергетика», 1977, № 7, с. 6—9. Авт.: Н. Ф. Комаров,
Е. С. Кунтин, А. Г. Ажакин, Н. Н. Борисова.
8.	Исследование экономичности модернизированной тур-
бины К-300-240-2 ХТГЗ.— «Теплоэнергетика», 1974, № 9,
с. 58—61. Авт.: М. Г. Теплицкий, А. Г. Прокопенко, П. С. Ар-
хипов и др.
9.	Исследование экономичности ЦНД турбины К-160-130
ХТГЗ.— «Теплоэнергетика», 1976, № 5, с. 13—17. Авт.:
В. П. Лагун, Л. Л. Симою, Ю. 3. Фрумин и др.
10.	Итоги комплексного усовершенствования энергоблоков
мощностью 300 МВт Кармановской ГРЭС.— «Теплоэнерге-
тика», 1976, № 4. с. 5—8. Авт.: Ш. Р. Абдуршитов, И. А. Фи-
латов. А. Ф. Гаврилов и др.
11.	Косяк Ю. Ф., Соболев С. П., Аркадьев Б. А. Турбо-
агрегат К-500-240-2.— «Теплоэнергетика», 1974, № 8, с. 8—11.
12.	Лаврененко К. Д. Советская электроэнергетика за
60 лет.— «Теплоэнергетика», 1977, № 11. с. 2—9.
13.	Лаврененко К. Д. Седьмой мировой конгресс энерге-
тиков.— «Теплоэнергетика» , 1968, №. 8 . с . 3—7.
14.	Левин А. В., Рыжков В. К. Паровая турбина типа
К-800-240-1 ЛМЗ им. XXII съезда КПСС.— «Энергомашино-
строение», 1966, № 12, с. 2—7.
15.	Модернизация паровой турбины К-200-130 ЛМЗ.—
«Теплоэнергетика», 1973. № 3, с. 2—6. Авт.: А. В. Левин,
Б. М. Трояновский, Н. А. Сорокин, П. В. Храбров и др.
16.	Модернизация ступени низкого давления паровой Tvp-
бины.— «Теплоэнергетика», 1975, № 9, с. 56—58. Авт.: И. !< Те-
рентьев, Г. В. Жуковский, Н. А. Сорокин и др.
17.	Модернизированная турбина К-300-240-2 Харьковского
турбинного завода,—«Теплоэнергетика», 1972, № 11, с. 5—8.
Авт.: В. Н. Саввин, Ю. Ф. Косяк, С. П. Соболев и др.
18.	Непорожний П. С. Развитие теплоэнергетики в деся-
той пятилетке и задачи научных исследований.— «Теплоэнер-
гетика», 1976, № 4, с. 2—5.
19.	Одновальная паровая турбина мощностью 800 МВт
ЛМЗ им. XXII съезда КПСС.— «Энергомашиностроение», 1970,
№ 5, с. 1—5. Авт.: К. А. Спиридонов, В. К- Рыжков,
А. В. Левин, Ю. Н. Неженцев.
20.	Результаты тепловых испытаний одновальной турбины
К-800-240-2 ЛМЗ.— «Теплоэнергетика», 1976, № 5, с. 7—12.
21.	Родатис К. Ф-, Сирый П. О. Об укрупнении блоков
тепловых электростанций на органическом топливе.— «Энер-
гомашиностроение», 1974, № 11, с. 12—15.
22.	Рыжков В. К., Неженцев Ю. Н. Одновальная паро-
вая турбина К-800-240-3 ЛМЗ им. XXII съезда КПСС—
«Теплоэнергетика», 1974, № 8, с. 2—6
23.	Рыжков В. К., Сорокин Н. А., Михайлов М. Ф. Па-
ровая турбина К-1200-240-3 ЛМЗ.— «Теплоэнергетика», 1976,
№ 5, с. 2—7.
24.	Системы регулирования конденсационных турбин боль-
шой мощности ЛМЗ.— «Теплоэнергетика», 1972, № И, с. 19—
29. Авт.: М. С. Фрагин, А. В. Щетинин, М. Л. Волчегор-
ский и др.
25.	Сорокин Н. А., Иванов В. А., Заславский С. А. Тепло-
вая экономичность энергетических блоков при скользящем на-
чальном давлении пара.— «Теплоэнергетика», 1967, № 12,
с. 88—91.
26.	Терентьев И. К., Гродский Г. О., Нишневич В. И.
Разработка одновального паротурбинного агрегата мощностью
2000 МВт при 3000 об/мин.— «Энергомашиностроение», 1974,
№ 7, с. 1—4.
27.	Чернышев П. С., Левин А. В. Новые паровые турбины
крупной мощности ЛМЗ им. XXII съезда КПСС.— «Тепло-
энергетика», 1970, № 2, с. 6—10.
28.	Шубенко-Шубин Л. А. Особенности конструкций но-
вейших паровых турбин большой мощности. М.—Л., Госэнер-
гоиздат, 1962, с. 134.
29.	Шубенко-Шубин Л. А., Косяк Ю. Ф., Палагин А. А.
Исследование некоторых маневренных характеристик турбо-
установок К-300-240 ХТГЗ с помощью математической мо-
дели.— «Энергомашиностроение», 1971, № 5, с. 3—7.
30.	Укрупнение свыше 800 МВт блоков на минеральном
топливе в условиях Европейской части СССР.— «Энергома-
шиностроение», 1976, № 7, с. 1—3. Авт.: В. В. Митор,
А. Э. Гельтман, Л. Н. Моисеева, С. И. Мочан.
31.	Chevance A. Le development futur des grosses turbi-
nes a vapeur.— „Revue fran^ais mechanique", 1975, N 53,
p. 23—30.
32.	Grossdampfturbinen.— „Brown — Bovery Mitteilungen",
1976, N 2. Aut.: W. Hossli, F. Hard, E. Somm., u. andere.
33.	„Electrical World", v. 175, 1971, N 1, p. 49.
34.	11 steam design servey.— „Electrical World", 1970,
nov. 15, p. 36—50.
35.	Leonard M. Olsted. 13th Steam Station Design Sur-
vey.— „Electrical World", 1974, nov. 15, p. 41—64.
К гл. V
1.	Андрющенко A. K„ Аминов Р. 3. Экономически наи-
выгоднейшая величина перегрузки паротурбинных блоков.—
«Энергомашиностроение», 1974, № 6, с. 32—34.
2.	Бардмесер В. А., Сидоров М. Н. Повышение приеми-
стости блочных паротурбинных установок воздействием на си-
стему регенерации.— «Энергомашиностроение», 1970, № 3,
с. 29—31.
3.	Израилев Ю. Л, Плоткин Е. Р., Степанов Ю. В. Дол-
говечность роторов турбины, работающей в условиях глубо-
кого регулирования нагрузки.— «Теплоэнергетика», 1976, №. 5,
с. 26—28.
4.	Исследование некоторых маневренных характеристик
турбоустановки К-300-240 ХТГЗ с помощью математиче.ской
модели.— «Энергомашиностроение», 1971, № 5, с. 3—6. Авт.:
Л. А. Шубенко-Шубин, 10. Ф. Косяк, А. А. Палагин и др.
5.	Каплун С. М., Попырин Л. С., Чернецкий Н. С.
Выбор профиля полупикового паротурбинного энергоблока
мощностью 500 МВт.— «Теплоэнергетика», 1975,	№ 5,
с. 11 — 16.
6.	Кацнельсон В. Б., Похорилер В. Л., Маркова А. Н.
Автоматизация пуска турбины К-500-240-2.— «Теплоэнерге-
тика», 1977, № 8, с. 28—31.
7.	Кириллов И. И., Арсеньев Л. В., Ходак Е. А. Повы-
шение. маневренных характеристик современных паросиловых
установок.— Prace instytuttli maszyn przeplywowych, Wars-
zawa, 1976.
34 Зак. № 50
265
8.	Кульков В. И., Рубин В. Б. Исследование надеж-
ности некоторых паровых турбин при работе на резко
переменных режимах.— «Теплоэнергетика», 1973,	№ 7,
с. 31-35.
9.	Лагун В. П., Симою Л. Л., Нахман Ю. В. Эрозия
выходных кромок рабочих лопаток последних ступеней паро-
вых турбин. — «Теплоэнергетика», 1977, № 10, с. 12—17.
10.	Левченко А. И., Сафонов Л. П. Температурное состоя-
ние роторов паровых турбин при пусковых режимах.— «Энер-
гетическое машиностроение», Харьков, 1972, вып. 14.
11.	Лейзерович А. Ш, Паротурбинные энергоблоки для
покрытия переменной части графика нагрузки энергосистем.—
«Теплоэнергетика», 1976, № 6, с. 72—76.
12.	Повышение маневренности паровых турбин типа
К-ЮО-90.— «Энергетическое оборудование» (НИИинформтяж-
маш), 1973, № 16, 76 с. Авт.: Б. Д. Левченко, В. С. Шарго-
родский, А. А. Михайлов и др.
13.	Пути повышения маневренности паровых турбин и
конструктивные схемы полупикового агрегата.— «Теплоэнерге-
тика», 1974, № 8, с. 15—17. Авт.: И. К. Терентьев, Л. П. Са-
фонов, Л. Д. Френкель, В. Ф. Кузнецов.
14.	Работа турбины К-200-130 в условиях моторного ре-
жима.— «Теплоэнергетика», 1977, № 1, с. 45—48. Авт.:
Г. П. Киселев, А. Е. Зарянкин, В. А. Веденеев, Э. К- Араке-
лян, А. А. Мадоян.
15.	Разработка перспективных конструкций и анализ ма-
невренных характеристик полупиковых паровых турбин мощ-
ностью 500 МВт и выше.— «Теплоэнергетика», 1977, № 10,
с. 2—7. Авт.: В. К. Рыжков, Н. А. Сорокин, С. Г. Вольфов-
ский, В. Н. Митин, И. К. Терентьев, В. Ф. Кузнецов, Л. П. Са-
фонов, П. В. Храбров.
16.	Семеновкер И. Е. Маневренные энергетические уста-
новки за рубежом.— «Энергетическое оборудование» (НИИ-
информтяжмаш), 1973, № 21, с. 85.
17.	Способы покрытия переменной части графика на-
грузки современных энергосистем.— «Энергомашиностроение»,
1973, № 8, с. 1—4. Авт.: И. И. Кириллов, В. А. Иванов,
Л. В. Арсеньев, Ю. В. Котов.
18.	Эффективность последних ступеней паровых турбин
на переменных режимах.— «Теплоэнергетика», 1973, № 4,
с. 63—66. Авт.: И. И. Кириллов, А. И. Носовицкий,
Г. Г. Шпензер, Н. А. Сорокин, В. Д. Рахманина.
19.	Garleff Jiirgen. Thermische Spitzenlastanlagen.— „Elek-
trizitatswirtschaft", 1973, N 24.
20.	Ipsen P. G., Timo D. P. The design of turbines for
frequent starting.— „Proceedings of American Power Confc-
rence“, Chicago, 1969, vol. 31.
21.	Krivine G. Projekt ftir einen kostensparenden 750-MW-
Mittellastblock.— „Energie", 1974, N 4.
К гл. VI
1.	Бененсон E, И., Иоффе Л. С. Теплофикационные па-
ровые турбины. М., «Энергия», 1976. 263 с.
2.	Бузин Д. П., Бененсон Е. И. Теплофикационные тур-
бины с частичной тепловой нагрузкой.— «Энергомашинострое-
ние», 1972, № 1, с. 1—4.
3.	Волков Н. П., Леонков А. М., Качан А. Д. Опреде-
ление экономической эффективности перевода конденсацион-
ных паровых турбин на теплофикационное противодавле-
ние.— «Изв. вузов. Энергетика», 1968, № 1.
4.	Грейль А. Д., Сахаров А. М. Результаты тепловых
испытаний головного образца турбогенератора УТМЗ типа
Т-250/300-240.— «Теплоэнергетика», 1977, № 2, с. 2—6.
5.	Исследование температурных полей последних ступеней
турбин при малом объемном расходе пара.— «Теплоэнерге-
тика». 1970, № 2, с. 20—24. Авт.: Д. П. Бузин, А. И. Алексо,
С. А. Локалов и др.
6.	Комбинированная теплофикационная установка для
покрытия пиковых и полупиковых нагрузок.— «Энергомашино-
строение», 1974, № 11, с. 10—12. Авт.: И. И. Кириллов,
С. А. Зыков, Л. В. Арсеньев, Е. А. Ходак, А. В. Зарецкая,
Э. Г. Колосова, Ю. Г. Корсов.
7.	Основные направления повышения технического
уровня и экономической эффективности турбоагрегатов для
перспективных ТЭЦ.— «Энергомашиностроение». 1974, № 11,
с. 1—4. Авт.: С. А. Зыков, В. П. Корытников, Д. М. Будняц-
кий и др.
8.	Пути повышения экономической эффективности мощ-
ных теплофикационных турбин и теплоэлектроцентралей.—
«Теплоэнергетика», 1977, № 7, с. 2—6. Авт.: И. К. Терентьев,
Д. М. Будняцкий, В. Н. Осипенко, В. И. Водичев, Е. И. Бе-
ненсон, В. !< Рыжков, Ю. Н. Нежепцев, Ф. А. Лисянский.
266
9.	Рыжков В. К., Сорокин Н. А., Лисянский Ф. А. Па-
ровая турбина типа ПТ-80/100-300/13 ЛМЗ им. XXII съезда
КПСС.— «Энергомашиностроение», 1974, Ns 11, с. 6—10.
10.	В. К. Рыжков, Ю. Н. Неженцев, Ф. А. Лисянский.
Теплофикационная паровая турбина типа Т-180/210-130
ЛМЗ.— «Энергомашиностроение», 1978, Ns 4, с. 1—4.
11.	Czwiertnia К., Frajkopf М. Zamech Power Station
Steam Turbines.— Prace Institutu Maszyn Przeplywowych.
Transactions of the Institute of Fluid — Flow Machinery, 70—
72, 1976, Warszawa, p. 15—31.
12.	Lorenz H. Kompakt- und Blockbauweise bei Dampftur-
binenanlagen.— „Maschinenbautechnik", 1973, N 10, S. 446—
448.
13.	Paris L. A Thermodynamic — Constractional Analysis of
the Zamech Heating — Plant Turbines. Prace Institutu Maszyn
Przeplywowych. Transactions of the Institute Fluid — Flow
Machinery, 70—72, 1976, Warszawa, p. 33—53.
14.	„Skoda Revue", 1973, N 2.
К гл. VII
1.	Александров A. H.— «Известия», 1976, 27 февр.
2.	Бесчинский А. А., Лаврененко К. Д. Тенденции раз-
вития энергетического хозяйства по материалам IX конгресса
Мировой энергетической конференции.— «Теплоэнергетика»,
1975, № 2, с. 2—7.
3.	Бунин В. С, Васильев М. К. Теплофикационная тур-
бина для атомных ТЭЦ.— «Теплоэнергетика», 1973, № 2,
с. 18—21.
4.	Ермаков Г. В. Ядерное горючее в топливно-энергети-
ческом комплекса.— «Теплоэнергетика», 1977, № 5, с. 2—6.
5.	Ермаков Г. В., Лаврененко К. Д- Тенденции разви-
тия ядерной энергетики.— «Теплоэнергетика», 1974, №. 6,
с. 2—6.
6.	Жимерин Д. Г. Научно-технические проблемы совре-
менной энергетики.— «Теплоэнергетика», 1976, № 7, с. 2—8.
7.	Из опыта эксплуатации турбин насыщенного пара
АЭС.— «Теплоэнергетика», 1977, № 2, с. 14—21. Авт.:
Б. М. Трояновский, Ю. Ф. Косяк, М. А. Вирченко, И. И. Пан-
ков, Ф. М. Сухарев, Г. Е. Келин.
8.	Исследование оптимальной единичной мощности и со-
става основного оборудования атомных ТЭЦ.— «Теплоэнерге-
тика», 1974, Ns 2, с. 3—7. Авт.: 3. А. Илькевич, Г. Б. Левен-
таль, И. А. Смирнов и др.
9.	Карелин Е. П., Сухов А. Б. Развитие атомной энер-
гетики СССР.— «Теплоэнергетика», 1977, № 11, с. 54—59.
10.	Кириллов И. И., Фаддеев И. П., Розин В. С. Иссле-
дование турбосепаратора со свободно вращающимся рабочим
колесом.— «Энергомашиностроение», 1977, № 1, с. 29—30.
И.	Кулик Н. В., Саввина М. П. Некоторые новые техни-
ческие решения по оборудованию на зарубежных ТЭС.—
«Энергетическое строительство за рубежом», 1977, № 2,
с. 9—14.
12.	Мелентьев Л. А, Принципы атомной теплофикации.—
«Теплоэнергетика», 1976, № 11, с. 6—9.
13.	Мельник Н. В., Вольфберг Д. В. Энергетические ре-
сурсы мира.— «Теплоэнергетика», 1975, № 3, с. 2—6.
14.	О перспективных типах основного оборудования элек-
тростанций.—«Теплоэнергетика», 1977, № 9, с. 2—5. Авт.-.
К. Д. Лаврененко, Л. А. Мелентьев, Л. С. Попырин, В. В. Га-
пеев.
15.	Основные направления повышения технического уровня
и экономической эффективности турбоагрегатов для перспек-
тивных ТЭЦ.— «Энергомашиностроение», 1974, № 11, с. 1—4.
Авт.: С. А. Зыков, В. Н. Корытников, Д. М. Будняцкий и др.
16.	Петросянц А. М. Атомная энергетика. М. «Наука»,
1976. 318 с.
17.	Развитие паротурбостроения для атомных электро-
станций на Харьковском турбинном заводе им. С. М. Ки-
рова.— «Электрические станции», 1971, № 6, с. 1—7.
Авт.: В. Н. Саввин, Ю. Ф. Косяк, В. М. Паншин, III. М. Ли-
пецкий .
18.	Рыжков В. К., Огурцов А. П., Нежепцев Ю. Н. Одно-
вальная паровая турбина типа К-1000-60/3000 ПО турбострое-
ния «Ленинградский металлический завод» — «Энергомашино-
строение», 1978, № 4.
19.	Смирнов В. И., Круг В. В. Современное состояние и
тенденция развития зарубежного турбостроения для АЭС.—
«Энергомашиностроение», 1976, № 11, с. 21—23.
20.	Тихоходные турбины для АЭС.— «Теплоэнергетика»,
1975, № 8, с. 2—9. Авт.: В. В. Угольников, Ю. Ф. Косяк,
М. А. Вирченко, В. Н. Сухинин, В. А. Аркадьев и др.
21.	Трояновский Б. М. Турбины для атомных электро-
станций. М., «Энергия», 1973. 84 с.
22.	Турбины ХТГЗ на насыщенном паре для АЭС.— «Те-
плоэнергетика», 1971, № 4, с. 15—23. Авт.: В. Н. Саввин,
Ю. Ф. Косяк, Б. М. Паншин, С. П. Соболев, Б. А. Аркадьев,
III. М. Линецкий и др.
23.	Экономичность серийных блоков АЭС мощностью
440 МВт с реакторами ВВЭР-440.— «Теплоэнергетика», 1975,
№ 9, с. 52—56. Авт.: Г. М. Коновалов, А. К. Кирш, В. Д. Ка-
наев и др.
24.	Buchwald К., Merz К. Grenzleistung von Dampfturbo-
gruppen.— ,,VGB Kraftwerkstechnik", 1975, Heft 11.
25.	Buchwald K. Gibtes grenzen in Dampf — turbinenbau? —
„Elektrizitatswirtschaft", 1974, N 24.
26.	Miller E. Modern nuclear turbine design.— APC,
v. XXVI.
27.	Olmsted, Leonard M. 13 Steam station designs survey.—
„Electrical World", 1974, 15 nov., p. 41—64.
28.	Nuclear Engineering International, 1976, vol. 21, N 249,
p. 51—53.
29.	Stanley M. The impact of changing economics on elec-
tric utilities.—APC, v. XXXI.
30.	Widmer Evolution des caracteristiques constructives des
turbines a vapeur conventionelles et nucleaires.— „Journee int.
etude centrales electric modern". Liege. 1974. v. 1, s. a. 49/1—
49/10.
К гл. VIII
1.	Воронин Л. М. Опыт эксплуатации АЭС в СССР.—
«Теплоэнергетика», 1974, № 6, с. 5—11.
2.	Выбор программы регулирования мощных энергобло-
ков атомных электростанций.— «Изв. АН СССР. Энергетика
и транспорт», 1977, № 3, с. 3—11. Авт.: В. А. Иванов,
В. М. Боровков, В. В. Слесаренко, Г. Г. Куликова.
3.	Гиршфельд В. Я. и Скловская Е. Г. К вопросу о ре-
гулировании мощности блоков скользящим начальным давле-
нием пара.— «Теплоэнергетика», 1966, № 3, с. 24—29.
4.	Гиршфельд В. Я. и Скловская Е. Г. Удлинение срока
службы металла поверхностей нагрева и паропроводов при
работе со скользящим давлением пара.— «Теплоэнергетика»,
1967, № 2, с. 54—58.
5.	Дементьев Б. А. Кинетика и регулирование ядерных
реакторов. М., Атомиздат, 1973. 292 с.
6.	Заславский С. А. Исследование тепловой экономич-
ности и способов улучшения динамических свойств блоков,
регулируемых методом скользящего давления. Автореф. канд.
дис. Л., 1972. ЛПИ. 27 с.
7.	Иванов В. А. Режимы мощных паротурбинных уста-
новок. Л., «Энергия», 1971. 280 с.
8.	Иванов В. А. и Заславский С. А. К выбору рацио-
нального типа турбопривода питательного насоса при скользя-
щем давлении свежего пара.— «Изв. вузов. Энергетика», 1972,
№ 4, с. 63—69.
9.	Кириллов И. И. и Иванов В. А. Внедрение скользя-
щего давления — важнейшая задача современной энерге-
тики.— «Энергомашиностроение», 1973, № 10, с. 1—5.
10.	Кунтин Е. С., Рывкин П. А. и Шапиро Э. И. Исследо-
вание турбины К-160-130 при работе на скользящем давле-
нии свежего пара.— «Котлотурбостроение», Л., 1964, с. 45—59.
(Труды ЦКТИ, вып. 52).
11.	Левин А. В., Лиснянский Ф. А. и Сорокин Н. А. Тур-
бина типа ВК-ЮО-6 ЛМЗ имени XXII съезда КПСС.— «Элек-
трические станции», 1964, № 2, с. 15—20.
12.	Лейтман И. И. Некоторые возможности повышения
к. п. д. регулирующих колес на переменных режимах.—
«Энергомашиностроение», 1960, № 12, с. 9—12.
13.	Леонков А. М., Качан А. Д. и Рубахин В. Б. Иссле-
дование оптимальных характеристик турбоприводов ПТН.—
«Изв. вузов. Энергетика», 1974, № 2, с. 64—69.
14.	Леонков А. М., Рубахин В. Б. и Кусков И. А. Иссле-
дование температурного режима пароперегревателей блоков
в широком диапазоне нагрузок.— «Изв. вузов. Энергетика»,
1974, № 4, с. 61—67.
15.	О выборе типа парораспределения для мощных тур-
бин на сверхкритические параметры пара.— «Теплоэнергетика»,
1971, № 11, с. 16—20. Авт.: Ю. Ф. Косяк, В. Ю. Иоффе,
В. А. Палей, Б. А. Аркадьев, А. Г. Прокопенко и др.
16.	О применении скользящего давления свежего пара для
регулирования мощности энергоблоков АЭС.— «Теплоэнерге-
тика», 1977. № 1, с. 39—42. Авт.: Б. А. Аркадьев, В. А. Па-
лей, В. Ю. Иоффе, В. Л. Шор, Г. Е. Келин.
17.	Перевод блока ВВЭР-440 на работу со скользящим
начальным давлением пара.— «Энергомашиностроение», 1978,
№ 4, с. 23—24. Авт.: В. А. Иванов, Е. И. Игнатенко, В. М. Бо-
ровков, Г. Г. Куликова и др.
18.	Рудыка Я. В., Сафронов А. Г. и Казаринов С. И.
Обеспечение надежности котельных агрегатов блоков с. к. д.
34*
при работе на скользящем давлении.— «Теплоэнергетика»,
1971, № 10, с. 45—49
19.	Самойлович Г. С. и Трояновский Б. М. Переменный
режим работы паровых турбин. М.—Л., Госэнергоиздат, 1955.
280 с.
20.	Скользящее давление как метод регулирования мощ-
ности агрегатов тепловых и атомных электростанций.— «Теп-
лоэнергетика», Л., 1977, с. 3—13. (Труды ЛПИ, № 358.) Авт.:
В. А. Иванов, В. М. Боровков, Я- Д. Беркович и др.
21.	Сорокин Н. А. Усовершенствование мощных паротур-
биинных установок с целью повышения их экономичности
в широком диапазоне нагрузок. Автореф. канд. дис. Л., 1974,
ЛПИ. 25 с.
22.	Туркин А. Н. Гидромуфты питательных насосов тепло-
вых электростанций. М., «Энергия», 1974. 232 с.
23	Чабан О. И., Дмитриев В. Е. и Футорский Б. М.
Исследование блока 150 МВт при скользящем и постоянном
давлении.— «Теплоэнергетика», 1964, № 10, с. 24—30.
24.	Щеколдин А. В. и Кирюхин В. И. Регулирующие сту-
пени турбин малой и средней мощности.— «Теплоэнергетика»,
1961, № 3, с. 36—40.
25.	Экономичность работы энергоблоков 300 МВт на
скользящем давлении.— «Электрические станции», 1972, № 3,
с. 22—26. Авт.: И. А. Жилин, А. С. Крылов, М. И. Луж-
ков и др.
26.	Эксплуатация оборудования блоков 300 МВт (надеж-
ность работы блока 300 МВт с котлами ТГМП-114 на сколь-
зящем давлении). М., Информэнерго, 1973. 28 с. Авт.: Е. Е. Го-
вердовский, Б. Я- Директор, В. М. Калиничев, А. Я- Кроль,
И. Д. Лисанский и др.
27.	Lovejou S. W., Brandon R. Е., Blakeslee С. Е. For
Power Plans: variable Pressure Operation? — “Mechanical En-
gineering", 1963, N 8, p. 38—41.
28.	Melan H. Dampfturbinen fiir veriinderlichen Anfangs-
druck.—,,VDI — Zeitschrift", 1934, H. 6, S. 402—404.
29.	Trassl W. Drosselregelung fiir Dampturbinen grosser
Leistung? — BWK, 1964, H. 1, S. 23—26.
К гл. IX
1.	Блиндеров А. В. Вопросы технологии автоматического
пуска конденсационных неблочных турбин. Автореф. канд. дис.
Новочеркасск, 1974. 29 с. (Новочеркасский политехнический
институт.)
2.	Веллер В. Н. Автоматическое регулирование паровых
турбин. М., «Энергия», 1977.406 с.
3.	Веников В. А. Переходные электромеханические про-
цессы в электрических системах . М —Л ., «Энергия» , 1965 .
380 с.
4.	Иванов В. А. Режимы мощных паротурбинных устано-
вок. Л., «Энергия», 1971. 280 с.
5.	Исследование автоматического регулирования котель-
ных агрегатов энергоблоков 300 МВт в режиме скользящего
давления.— «Электрические станции», 1973, № 2, с. 29—33.
Авт.: Г. В. Немерский, А. С. Корецкий, Н. Л. Чертов и др.
6.	Кантор С. А. и Орлов К. В. Усовершенствование схем
регулирования энергетических установок при помощи вторич-
ного импульса по нагрузке.— «Энергомашиностроение», 1958,
№ 2, с. 14—16.
7.	Кириллов И. И. Автоматическое регулирование паро-
вых и газовых турбин. М., Машгиз. 1961. 600 с.
8.	Кириллов И. И. и Иванов В . А . Регулирование паро-
вых и газовых турбин. М.—Л., «Машиностроение», 1966. 272 с.
9	Кириллов И. И., Иванов В. А. и Мышкин Н. С. Ав-
томатическое регулирование энергоблоков при скользящем на-
чальном давлении пара.— «Энергомашиностроение», 1976, № 1,
с. 4—7.
10.	Кузьмин Г. И., Панфилов В. А. и Рубин В. Б. Регу-
лирование мощности крупных турбогенераторов — «Электри-
ческие станции», 1965, № 2, с. 35—39.
11.	Кутень Э. М. Исследование, разработка и внедрение
системы программного автоматического управления разворо-
том турбины энергоблока. Автореф. канд. дис. Минск,
1975. 22 с.
12.	Марчевский В. Н., Антонов О. Г. и Забродский Б. В.
Логико-аналоговые устройства для автоматического управле-
ния пуском паротурбинных установок.— «Автоматизация энер-
гетики», 1968, вып. 4. Киев, с. 14—21.
13.	Огурцова Е. П., Тараненко Н. М. и Харицкий Г. Ф.
Автоматическая компенсация изменения степени неравномер-
ности и уровня настройки системы регулирования скорости
вращения турбины при работе на скользящих параметрах све-
жего пара.— «Энергомашиностроение», 1972, № 5, с. 14—17.
14.	Опыт нападки системы автоматического регулирова-
ния энергоблока 300 МВт при скользящем начальном давлении
267
пара.— «Энергомашиностроение», 1977, № 12, с. 31—33. Авт.:
В. А. Иванов, В. Г. Штепа, С. Я- Михайлов, В. Е. Попов.
15.	Освоение энергоблоков. Под ред. В. Е. Дорощука. М.,
«Энергия», 1971. 348 с.
16.	Промышленное освоение новой системы регулирова-
ния мощности на блоке 300 МВт с прямоточным парогенерато-
ром.— «Теплоэнергетика», 1975, № 1, с. 19—25. Авт.: Н. И. Да-
выдов, А. Д. Меламед, А. А. Жидков и др.
17.	Профос П. Регулирование паросиловых установок. М.,
«Энергия», 1967. 368 с.
18.	Регулирование мощности блока 300 МВт.— «Тепло-
энергетика», 1971, № 6, с. 14—17. Авт.: А. А. Свечников,
Б. В. Немерский, В. Б. Рубин, А. С. Корецкий.
19.	Системы регулирования конденсационных турбин
большой мощности ЛМЗ.— «Теплоэнергетика», 1972, № 11,
с. 19—26. Авт.: М. С. Фрагин, А. А. Щетинин, М. Л. Волче-
горский и др.
20.	Структурный анализ одного класса схем регулирова-
ния блоков котел—турбина при скользящем начальном давле-
нии пара.— «Изв. вузов. «Энергетика», 1978,	1, с. 47—53.
Авт.: В. А. Иванов, Е. О. Кучумова, М. С. Фрагин и др.
21.	Управление резервом мощности теплофикационных
турбин.— «Электрические станции», 1974, № 10, с. 21—24.
Авт.: В. А. Иванов, Э. А. Ляпин, А. И. Капустин и др.
22.	Фотин Л. П. Системы автоматического управления
мощностью энергоблоков 200 и 300 МВт.— «Электрические
станции», 1975, № 8, с. 64—68.
23.	Хутский Г. И. Приспосабливающиеся системы автома-
тического управления для тепловых электрических станций.
Минск, «Наука и техника», 1968. 184 с.
24.	Швец В. М. Оптимизация процессов автоматического
управления высокоманевренных турбоагрегатов. Автореф.
канд. дис. Л., 1976. ЛПИ. 20 с.
25.	Щегляев А. В. и Смельницкий С. Г. Регулирование
паровых турбин. М.—Л., Госэнергоиздат, 1962. 256 с.
26.	Speicher К. Einheitsregelung fiir mittlere und grosse
Dampfturbinen.— „Energietechnik", 1964, H. 8, S. 350—357.
27.	Teichmann W. Leistungsregelung bei Dampfkraftanla-
gen.— „Messen, Steuern, Regeln", 1964, H. 8, S. 280—285.
К гл. X
1.	Богомольный Д. С., Иванов В. А. и Мельников Б. Н.
Исследование влияния бойлеров на динамику регулирования
тепловой нагрузки современных теплофикационных турбин.—
«Динамика тепловых процессов», 1975, вып. 5. Киев, «Пау-
кова думка», с. 89—95.
2.	Будников И. К., Кузьмин Г. И. и Рубин В. Б. Усо-
вершенствование систем регулирования теплофикационных
турбин.— «Теплоэнергетика», 1971, № 11, с. 32—34.
3.	Вознесенский И. Н. К вопросу о выборе схем регули-
рования теплофикационных турбин.— «За советское энергообо-
рудование», М.—Л., ОНТИ, 1934, с. 300—310.
4.	Волынский М. М. и Иванов В. А. Синтез автономного
регулятора теплофикационного энергетического блока.— «Изв.
вузов. Энергетика», 1975, № 3, с. 66—72.
5.	Гальперин И. И. О способах регулирования объектов
с несколькими регулируемыми координатами.— «Усовершен-
ствование конструкций и эксплуатации турбинных установок».
М.—Л., Госэнергоиздат, 1959, с. 99—112.
6.	Иванов В. А. Блок котел — теплофикационная тур-
бина как единый объект регулирования.— «Энергомашино-
строение», 1972, № 4, с. 1—4.
7.	Иванов В. А. и Мельников Б. И. Условия автоном-
ности регулирования теплофикационной турбины при пере-
менном начальном давлении пара.— «Теплоэнергетика», 1976,
№ 5, с. 32—35.
8.	Кириллов И. И. Нарушение, критериев статистической
автономности в системах регулирования нескольких величин.—
«Теплоэнергетика», 1960, № 6, с. 18—22.
9.	Кириллов И. И. и Иванов В. А. Проблемы регулиро-
вания турбин с отборами пара.— «Энергомашиностроение»,
1963, № 7, с. 1—5.
10.	Кириллов И. И. и Иванов В. А. Статически неавто-
номные системы связанного регулирования турбин с отборами
пара.— «Изв. вузов. Энергетика», 1963, № 9, с. 65—74; № И,
с. 57—64.
И. Леонков А. М., Иванов В. А. п Мельников Б. Н.
К выбору программы регулирования турбоустановки
Т-100-130.— «Изв. вузов. Энергетика», 1974, № 9, с. 78—83.
12.	Электрогидравлическая система регулирования тепло-
фикационной турбины.— «Электрические станции», 1975, № 11,
с. 33—36. Авт.: А. В. Рабинович, В. Д. Ивашов, С. Н. Ива-
нов, В. В. Ипатов.
К гл. XI
1.	Абианц В. X. Теория газовых турбин реактивных дви-
гателей. М., «Машиностроение», 1965. 310 с.
2.	Аронов Б. М., Жуковский М. И., Журавлев В. А.
Профилирование лопаток авиационных газовых турбин. М.,
«Машиностроение», 1975. 192 с.
3.	Балье О. Е, Анализ характеристик плоских решеток
и их применение к расчету проточных частей турбомашин.
Ч. I и И.— «Труды Американского общества инженеров-ме-
хаников». 1968, Т. 90. Сер. А, № 4, с. 101—123.
4.	Барский И. А. Расчет ступени турбины, спрофилиро-
ванной по закону tgai-r=const с учетом искривления линий
тока.— «Энергомашиностроение», 1968, № 2, с. 11—13.
5.	Дейч М. Е., Трояновский Б. М. Исследования и рас-
четы ступеней осевых турбин. М., «Машиностроение», 1964.
628 с.
6	Дейч М Е, Самойлович Г. С Основы аэродинамики
осевых турбин. М., «Машиностроение», 1959. 428 с.
7.	Дорфман Л. А. Численные методы в газодинамике
турбомашин. Л., «Энергия», 1974. 270 с.
8.	Жирицкий Г. С., Локай В. И., Максутова М. К. Газо-
вые турбины двигателей летательных аппаратов. М., «Маши-
ностроение», 1971. 620 с.
9.	Жуковский Г. В. Расчет турбинной ступени с конус-
ной проточной частью.— В сб. трудов ЦКТИ «Котлотурбо-
строение», 1964, вып. 47, с. 11—26.
10.	Жуковский Н. Е. Полное собр. соч. Т. 3. М., ОНТИ,
1936. 486 с.
11.	Жуковский М. И. Аэродинамический расчет потока
в осевых турбомашинах. Л., «Машиностроение», 1967. 287 с.
12.	Жуковский М. И. Расчет обтекания решеток профи-
лей турбомашин. М.—Л., Машгиз, 1960. 260 с.
13.	Зальф Г. А., Звягинцев В. В. Тепловой расчет турбин.
М.—Л., Машгиз, 1961. 291 с.
14.	Исследование агрегатов газотурбинного наддува су-
довых дизелей. Под. ред. О. Н. Алексеева, А. И. Кириллова.
Брянск, Приокское книжное изд-во, 1974. 144 с.
15.	Кириллов А. И., Лапшин К. Л. К аэродинамическому
расчету ступеней осевых турбин.— «Энергомашиностроение»,
1969, № 7, с. 21—23.
16.	Кириллов И. И., Кириллов А. И. Теория турбомашин.
Примеры и задачи. Л., «Машиностроение», 1974. 320 с.
17.	Кириллов И. И. Теория турбомашин. Л., «Машино-
строение», 1972. 536 с.
18.	Ключников Г. М. Об одном методе проектирования
турбинной ступени.— В кн.: «Материалы 2-й конференции мо-
лодых научн. работн.» Казань, КАИ, 1965, с. 174—181.
19.	Левина М. Е., Романенко П. А., Гречаниченко Ю. В.
Расчет распределения параметров потока в турбинной ступени
с учетом радиального ускорения.—’«Энергомашиностроение»,
1964, № 7, с. 42—45.
20.	Левина М, Е., Романенко П. А. Искажение цилиндрич-
ности потока в турбинной ступени с цилиндрическими грани-
цами.— «Изв. вузов. Энергетика», 1959, № 8, с. 52—61.
21.	Левина М. Е., Слободянюк П. И. Ступень турбины
с постоянной реакцией.— «Теплоэнергетика», 1956, № 9,
с. 28—35.
22.	Лойцянский Л. Г. Механика жидкости и газа. М., «На-
ука», 1970. 904 с.
23.	Мамаев Б. И., Клебанов А. Г. Оценка профильных
потерь в дозвуковых решетках турбин.— В сб. трудов КуАИ,
1970, вып. 45, с. 209—219.
24.	Митюшкин Ю. И., Филатов В. И., Шитков В. Н.
К расчету турбинной ступени с постоянной реакцией.— «Изв.
вузов. Авиационная техника», 1967, № 2, с. 99—105.
25.	Моисеев А. А., Топунов А. М., Шницер Г. Я. Длин-
ные лопатки судовых турбин. Л., «Судостроение», 1969. 467 с.
26.	Пономарев В. Н., Бондаренко Г. А. Экспериментальная
оценка гипотезы конусного потока в турбинной ступени.—
«Энергомашиностроение», 1975, № 3, с. 44—45.
27.	Сироткин Я. А. Аэродинамический расчет лопаток
осевых турбомашин. М., «Машиностроение», 1972. 448 с.
28.	Степанов Г. Ю. Гидродинамика решеток турбомашин.
М., Физматгиз, 1962. 512 с.
29.	Траупель В. Тепловые турбомашины. Т. I. М.—Л.,
ГЭИ, 1961. 344 с.
30.	Тырышкин В. Г. к вопросу о выборе метода проек-
тирования длинных лопаток последних ступеней.— «Изв.
АН СССР. ОТН», 1954, № 6, с. 37—46.
31.	Холщевников К. В. Теория и расчет авиационных ло-
паточных машин. М., «Машиностроение», 1970. 610 с.
32.	Хорлок Д. X, Осевые турбины. М., «Машиностроение»,
1972. 212 с.
268
33.	Шерстюк А. Н., Новодержкин В. П. К определению
скоростей в осевой турбомашине с учетом искривления линий
тока в меридиональной плоскости.— «Теплоэнергетика», 1962,
№ 7, с. 50—53.
34.	Шнеэ Я. И., Хайновский Я. С. Газовые турбины. Ч. II.
Киев, «Вища школа», 1977. 279 с.
35.	Darrieus G. Contribution au trace des aubes radiales
des turbines.— Stodola-Festschrift. Zurich, 1929, S. 92—95.
36.	Dorman T. E., Welna H., Lindlauf R. W. The Applica-
tion of Controlled—Vortex Aerodynamics to Advanced Axial
Flow Turbines.— „Transactions of the ASME“, 1968, N 3,
p. 35—42.
37.	Lorenz H. Neue Theorie und Berechnung der Kreisel-
rader. Munchen—Berlin, 1906. 115 S.
38.	Vavra M. H. Aero — Thermodynamics and Flow in Tur-
bomachines. New York—London, John Wiley and Sons, 1960.
609 p.
39.	Wu Chung-Hua. A general theorie of three dimentional
flow in Subsonic and Supersonic Turbomachines of axial, radial
and mixed flow types.— „Transactions of the ASME“, 1952,
N 8, p. 1363—1380.
К гл. XII
1.	Аэродинамика проточной части паровых и газовых
турбин. М., Машгиз, 1958. 247 с. Авт.: И. И. Кириллов,
Р. М. Яблоник, Л. В. Карцев и др.
2.	Аэродинамическое совершенствование лопаточных ап-
паратов турбин. М.—Л., ГЭИ, 1960. 320 с. Авт.: Е. А. Гука-
сова, М. И. Жуковский, А. М. Завадовский и др.
3.	Влияние радиального зазора над рабочим колесом
необандаженной турбинной ступени на характеристики двух-
ступенчатого отсека.— «Изв. вузов. Энергетика», 1972, № 10,
с. 135—136. Авт.: А. И. Кириллов, В. И. Бусурин, В. А. Чер-
ников и др.
4.	Влияние угла раскрытия проточной части на эффек-
тивность ступеней с малым отношением d/l.— «Теплоэнерге-
тика», 1972, № 2, с. 41—43. Авт.: И. И. Кириллов, А. И. Но-
совицкий, Г. Г. Шпензер, В. Д. Рахманина.
5.	Гребнев В. К., Левина М. Е., Чан Ши Фьет. Взаимное
влияние двух смежных ступеней.— «Энергетическое машино-
строение», Харьков, изд-во ХГУ, 1973, вып. 16, с. 22—28.
6.	Гребнев В. К„ Левина М. Е., Шнеэ Я- И. Исследова-
ние ступеней djl=^> с различным радиальным градиентом ре-
активности.— «Энергетическое машиностроение», Харьков, изд-
во ХГУ, 1966, вып. 1, с. 45—53.
7.	Дорфман Л. А., Серазетдинов А. 3., Ясенковская М. Л.
Расчет вихревого течения идеальной жидкости в криволиней-
ном канале переменной высоты.— В сб. трудов ЦКТИ, 1963,
вып. 89, с. 8—13.
8.	К вопросу о повышении эффективности турбинной
ступени.— «Энергомашиностроение», 1970, № 10, с. 21—22.
Авт.: А. П. Татьянкин, Е. В. Бизяев, В. И. Попков и др.
9.	Кириллов А. И. Возможности снижения числа ступе-
ней мощных паровых турбин.— „Prace instituttu maszyn
przeplywowych1'. Gdansk, 1976, с. 615—622.
10.	Кириллов А. И., Афанасьева Н. Н. Влияние осевого
зазора на характеристики турбинных ступеней с малым гра-
диентом степени реактивности.— «Изв. вузов. Энергетика»,
1970, № 7, с. 51—57.
И. Кириллов А. И., Лапшин К. Л., Афанасьева Н. Н.
Характеристики турбинных ступеней с тангенциальным накло-
ном направляющих лопаток.— «Энергомашиностроение», 1970
№ 9, с. 26—27.
12.	Кириллов А. И., Алексеев Л. П., Резник А. Г. О рас-
пределении потерь энергии в турбинной ступени.— «Авиацион-
ная техника», 1974, № 3, с. 23—25.
13.	Кириллов И. И., Черников В. А. К выбору относи-
тельного шага периферийного сечения безбандажной рабочей
решетки осевой турбинной ступени.—В сб. трудов ЛПИ, 1969,
№310, с. 40—44.
14.	Кириллов И. И., Шпензер Г. Г. К оптимизации в вы-
сокотурбулентных потоках формы обводов ступеней с резким
раскрытием проточной части.— «Энергомашиностроение», 1977,
№ 4, с. 10—12.
15.	Кириллов И. И., Кириллов А. И., Алексеев Л. П. Ра-
бота турбинной ступени на режимах малых расходов.— «Энер-
гомашиностроение», 1973, № 7, с. 39—40.
16.	Кириллов И. И., Носовицкий А. И., Рахманина В. Д.
Особенности течения пара в турбинной ступени на режиме хо-
лостого хода.— «Энергомашиностроение», 1968, № 8, с. 37—38.
17.	Кромов А. Г. Влияние периодической нестационар-
ностп потока в турбинной ступени на потери активных лопа-
ток.— «Изв. ВТИ», 1950, № 1, с. 1—8.
18.	Курзон А. Г., Митюшкин Ю. И., Шитков В. Н. Ис-
следование кольцевых решеток при малых дозвуковых скоро-
стях.— «Изв. вузов. Авиационная техника», 1968, № 1,
с. 77—86.
19.	Ласкин А. С., Афанасьева И. Н. Неравномерность по-
тока на входе в решетку профилей.— «Изв. вузов. Энерге-
тика», 1970, № 11, с. 55—60.
20.	Левина М. Е., Зайцев М. В., Слабченко О. Н. Иссле-
дование кинематики потока и коэффициентов расхода сопло-
вых решеток в ступенях с различным градиентом реактив-
ности при dll—\9.— «Энергетическое машиностроение», Харь-
ков, изд-во ХГУ, 1966, вып. 3, с. 7—15.
21.	Леонков А. М. Исследование структуры турбулентно-
сти потока в турбинной ступени.— «Изв. вузов. Энергетика»,
1965, № 9, с. 32—37.
22.	Лопатицкий А. О., Озернов Л. А. Дополнительные
профильные потери энергии в сопловой решетке из-за перио-
дической нестационарности потока на входе.— «Теплоэнерге-
тика», 1975, № 12, с. 44—47.
23.	Марков Н. М. Теория и расчет лопаточного аппарата
осевых турбомашин. М.—Л., «Машиностроение», 1966. 240 с.
24.	Многоступенчатая осевая турбина.— «Открытия, изо-
бретения, промышленные образцы, товарные знаки», 1976,
№ 20, с. 94—95. Авт.: И. И. Кириллов, В. С. Давыдов,
К. Л. Лапшин, А. С. Ласкин, А. И. Кириллов и др.
25.	Моисеев А. А., Топунов А. М. Экспериментальное ис-
следование сопловых венцов для ступени с постоянной сте-
пенью реакции.— «Изв. вузов. Машиностроение», 1959, № 1,
с. 162—170.
26.	Носовицкий А. И., Шпензер Г. Г. Газодинамика влаж-
нопаровых турбинных ступеней. Л., «Машиностроение», 1977.
182 с.
27.	О распространении кромочных следов сопловых лопа-
ток в турбинной ступени,—«Энергомашиностроение», 1977,
№ 7, с. 16—19. Авт.: В. Н. Садовничий, В. Н. Бусурин,
В. И. Попков и др.
28.	Особенности работы последних ступеней ЦНД на ма-
лых нагрузках и холостом ходу.— «Теплоэнергетика», 1971,
№ 2, с. 21—24. Авт.: Л. Л. Симою, В. П. Лагун, Ю. 3. Фру-
мин и др.
29.	Солохина Е. В. О влиянии осевого зазора на харак-
теристики газовой турбины.— В сб. трудов МАИ, 1957, вып. 82,
с. 59—72.
30	Топунов А. М. Обобщение результатов эксперимен-
тальных исследований по определению эффективности при-
менения дополнительных лопаток в ступенях паровых тур-
бин с малым dll.— «Энергомашиностроение», 1976, № 4,
с. 6—8.
31.	Топунов А. М., Кулеш Ю. Н., Тихомиров Б. А. О про-
ектировании промежуточной турбинной ступени.— В сб. трудов
лки, 1966, вып. 50, с. 27—35.
32.	Тырышкин В. Г. Зависимость к. п. д. турбинной сту-
пени с длинными лопатками от межвенцевого зазора.— «Те-
плоэнергетика», 1969, № 8, с. 26—29.
33.	Шнеэ Я. И., Гаркуша А. В., Шведова Т. И. Исследо-
вание ступени с малым отношением d]l и уменьшенным ра-
радиальным градиентом степени реактивности.— «Теплоэнер-
гетика», 1976, № 10, с. 34—40.
34.	Шнеэ Я. И., Пономарев В. Н., Бондаренко Г. А. Ис-
следование влияния конструктивных параметров на работу
конической турбинной ступени.— «Энергетическое машино-
строение», Харьков, изд -во ХГУ, 1970, вып . 9, с. 62 —68.
35.	Шубенко-Шубин Л. А., Антипцев Ю. П. Оптимизация
кинематических характеристик пространственного потока
в последних ступенях мощных паровых турбин.— «Энергома-
шиностроение», 1977, № 5, с. 11—13.
36.	Экспериментальное исследование двухступенчатых от-
секов.— «Энергомашиностроение», 1972, № 10, с. 3—5. Авт.:
А. П. Татьянкин, Е. В. Бизяев, В. И. Попков и др.
37.	Яблоник Р. М. Некоторые результаты совместных ис-
пытаний двух турбинных решеток.— В сб. трудов ЛПИ, 1951,
№ 1, с. 55—62.
38.	Schmidt G. Untersuchungen fiber Axialturbinenstufen
mit strossfrei angestromter unferwundener Laufschaufel.— MTZ,
1962, N 5, S. 27—33.
К гл. XIII
1.	Влияние влажности на коэффициент полезного дейст-
вия ступеней низкого давления мощных турбин.— «Теплоэнер-
гетика», 1970, № 6, с. 35—38. Авт.: И. И. Кириллов, Ю. Ф. Ко-
сяк, А. И. Носовицкий и др.
2.	Дейч М. Е., Филиппов Г. А. Газодинамика двухфаз-
ных сред. М., «Энергия», 1968. 424 с.
269
3.	Дейч М. Е., Абрамов Ю. И., Хизанашвили М. Д. Во-
просы проектирования и расчета систем внутриканальной се-
парации.— «Теплоэнергетика», 1972, Ns 8 с. 78—81.
4.	Дорогов Б. С. Эрозия лопаток в паровых турбинах.
М., «Энергия», 1965. 96 с.
5.	Исследование специальных турбинных ступеней — се-
параторов.— «Теплоэнергетика», 1974, № 8, с. 20—23. Авт.:
М. Е. Дейч, В. И. Кирюхин, Г. А. Филиппов, О. А. Поваров,
Д. И. Демичева, В. П. Васильев, Г. И. Шувалов.
6.	Исследование эффективности внутриканальной сепара-
ции влаги в диафрагмах последних ступеней ЦНД мощных
паровых турбин.— «Теплоэнергетика», 1973, № 7, с. 38—41.
Авт.: Ю. Ф. Косяк, Т. М. Зильбер, Ю. В. Котов, Ю. Э. Юш-
кевич, Н. П. Борсук.
7.	Кириллов И. И., Носовицкий А. И., Наумчик Б. В. Усо-
вершенствование способов влагоудаления.— «Труды ЦКТИ»,
1974, вып. 122, с. 40—45.
8.	Кириллов И. И., Носовицкий А. И., Шпензер Г. Г.
Конструктивные особенности диафрагм с внутриканальным
влагоулавливанием.— «Энергомашиностроение», 1973, Ns 2,
с. 5—7.
9.	Кириллов И. И., Ташпулатов А. Ш. Процессы конден-
сации в турбинных ступенях при нестационарном течении
лара.— «Энергомашиностроение», 1975, № 11, с. 18—19.
10.	Кириллов И. И., Фаддеев И. П., Радик С. В. Эрозия
выходных кромок рабочих лопаток осевых турбин, работаю-
щих на влажном паре.— «Теплоэнергетика», 1972, № 4, с. 38—40.
11.	Кириллов И. И., Фаддеев И. П. Эрозионный износ
тихоходных влажнопаровых турбин.— «Энергомашинострое-
ние», 1973, Ns 1, с. 41—44.
12.	Кириллов И. И., Фаддеев И. П., Шубенко А. Л. Сепа-
рирующая способность решеток турбинных профилей, рабо-
тающих на влажном паре.— «Энергомашиностроение», 1970,
№ 10, с. 40—42.
13.	Кириллов И. И., Яблоник Р. М. Основы теории влаж-
нопаровых турбин. Л., «Машиностроение», 1968. 264 с.
14.	Кирюхин В. И., Филиппов Г. А., Поваров О. А. Ис-
следование внутриканальной сепарации влаги в многоступен-
чатой турбине.— «Теплоэнергетика», 1975, № 8, с. 18—21.
15.	Кутателадзе С. С., Стырикович М. А. Гидравлика
газожидкостных систем. М.—Л., Госэнергоиздат, 1958. 232 с.
16.	Новый способ противоэрозионной защиты рабочих ло-
паток турбинных ступеней.— «Энергомашиностроение», 1977,
Ns 3, с. 32—34. Авт.: И. И. Кириллов, М. А. Козак, И. П. Фад-
деев, С. В. Радик.
17.	Перельман Р. Г. Метод расчета эрозионной прочности
влажнопаровых турбин.— «Проблемы прочности», 1977, № 5,
с. 48—85.
18.	Салтанов Г. А. Сверхзвуковые двухфазные течения.
Минск, «Высшая школа», 1972. 480 с.
19.	Спектр размеров капель крупнодисперсной влаги за
турбинной ступенью с большими окружными скоростями ра-
бочих лопаток.— «Энергомашиностроение», 1970, Ns 12, с. 16—
19. Авт.: С. М. Базаров, Т. М. Зильбер, Ю. Ф. Косяк,
Ю. В. Нахман.
20.	Терентьев И. К-, Мороз О. И., Марченко Ю. А. Влия-
ние конструкции влагоулавливающих устройств на характе-
ристики турбинной ступени высокого давления.— «Энергома-
шиностроение», 1973, № 5, с. 32—34.
21.	Фаддеев И. П. Эрозия влажнопаровых турбин. Л.,
«Машиностроение», 1974 . 206 с.
22.	Фаддеев И. П., Боровков В. М. Особенности движения
влаги в проточной части НД натурных ступеней турбин
К-50-90-2 и К-50-29-1 ЛМЗ им. XXII съезда КПСС.— «Энер-
гомашиностроение», 1974, № 5, с. 30—32.
23.	Фаддеев И. П., Радик С. В. Движение крупподисперс-
пой влаги в осевом зазоре и рабочих каналах ступени ЧНД
турбины.— «Теплоэнергетика», 1973, № 12, с. 31—34.
24.	Филиппов Г. А., Поваров О. А., Пряхин В . В . И ссле-
дования и расчеты турбин влажного пара. М., «Энергия»,
1973. 232 с.
25.	Френкель Я. И. Собрание избранных трудов. Т. 3.
Кинетическая теория жидкостей. М.—Л., нзд-во АН СССР,
1959. 460 с.
26.	Яблоник Р. М., Качуринер Ю. Я- Расчеты неравновес-
ного расширения высокоскоростных потоков конденсирующе-
гося пара.— В сб. докладов IV всесоюзного совещания по
тепло- и массообмену, Минск, изд-во АН БССР, 1972,
с. 241—248.
27.	Яблоник Р. М., Поддубенко В. В. Структура харак-
теристики эрозионной стойкости материалов при каплеудар-
ном воздействии.— «Энергомашиностроение», 1974, № 8,
с. 23—25.
28.	Bowden F., Christie G., Hayword G. A Discussion on
deformation to solid by the empact of liquid and its relation,
270
to rain demage in aircraft and missile, to blade erosion in
steam turbines, and to cavitation erosion.— „Philosophical Trans-
actions of the Royal society of London". Ser. A, 1966, v. 260,
N 1100, p. 73—315.
29.	Valha J. Rozpad kapilinovych filmti na odtokove hrane
profilu pfi vysokych rychlostech.— In.: Sbornik refaratu celo-
statni konference Parni turbiny velkych vykonti, 1970.
30.	Krzyzanowski J. Erosions probleme von Hochleistungs-
dampfturbinen.— „Brennstoff—Warme—Kraft", 29, 1977, N 7,
S. 286—290.
31.	Reyley D. J. The present status of erosion studies wet
steam turbine.— „Prace institute maszyn przeplywowych",
vol. 42—44, 1969, p. 241—253.
32.	Reyley D. J., Tubman K. A Spontaneous condensation
in high-pressure expanding steam.— „Prace institute maszyn
przeplywowych", v. 70—72, 1976, p. 273—285.
33.	Williams G. J., Lord M. J. Mesurement of coarse water
distribution in the L. P. cylinders of operating steam turbines.—
„Proceedings Institution Mechanical Engineers", v. 190, 1974,
N 4, p. 59—69.
К гл. XIV
1.	Дополнительные потери энергии из-за периодической
нестационарное™ потока в рабочих лопатках турбинной сту-
пени.— «Теплоэнергетика», 1973, № 10, с. 55—58. Авт.’.
А. С. Зильберман, А. О. Лопатицкий, Ю. В. Нахман и др.
2.	Кириллов И. И., Ласкин А. С. Нестационарные про-
цессы в межлопаточных каналах турбомашин.— «Энергома-
шиностроение», 1972, № 5, с. 12—14.
3.	Кириллов И. И., Ласкин А. С., Саливон Н. Д. Пере-
менные аэродинамические силы в осевых турбинных ступе-
нях.— «Теплоэнергетика», 1973, № 3, с. 8—10.
4.	Кириллов И. И., Ласкин А. С., Шпензер Г. Г. Влия-
ние нестационарности потока на к. п. д. турбинных ступе-
ней.— «Теплоэнергетика», 1970, № 10, с. 21—24.
5.	Костюк А. Г. Надбандажные циркуляционные силы и
их влияние на пороговую мощность крупных турбоагрега-
тов.— «Теплоэнергетика», 1975, № 3, с. 41—44.
6.	Костюк А. Г. Теоретический анализ аэродинамических
сил в лабиринтных уплотнениях турбомашин.— «Теплоэнерге-
тика», 1972, № 11, с. 29—32.
7.	Костюк А. Г., Шатохин В. Ф. Колебания турбоагре-
гата на фундаменте, вызываемые неуравновешенностью вало-
провода.— «Теплоэнергетика», 1971, № 12, с. 79—82.
8.	Ласкин А. С., Афанасьева И. Н. Переменные аэроди-
намические силы в турбинной решетке, возбуждаемые после-
дующим лопаточным аппаратом.— «Энергомашиностроение»,
1970, № 7, с. 45—46.
9.	Ласкин А. С., Саливон Н. Д. Нестационарные силы,
действующие на бандаж.— «Энергомашиностроение», 1974,
№ 7, с. 42—43.
10.	Олимпиев В. И, Гидродинамические силы в бандаж-
ных уплотнениях паровых турбин.— «Энергомашиностроение»,
1976, № 7, с. 3—6.
11.	Розенберг С. Ш., Орлик В. Г., Марченко Ю. А. Иссле-
дование аэродинамических поперечных сил в лабиринтных
уплотнениях при наличии эксцентриситета ротора.— «Энерго-
машиностроение», 1974, № 8, с. 15—17.
12.	Самойлович Г. С. Возбуждение колебаний лопаток
турбомашин. М., «Машиностроение», 1975. 288 с
13.	Самойлович Г. С., Юрков Э. В. Возбуждение колеба-
ний лопаток турбин окружной неравномерностью за сту-
пенью.— «Теплоэнергетика», 1970, № 10, с. 81—84.
14.	Самойлович Г. С., Яблоков Л. Д. Профильные потери
при нестационарном обтекании решеток турбомашин.— «Тепло-
энергетика», 1971, № 4, с. 73—75.
15	Шу бенко-Шубин Л. А, Стоянов Ф. А, Шубенко А Л
Об оценке профильных потерь в турбинной решетке, обтекае-
мой нестационарным потоком.— «Энергомашиностроение»,
1972, № 1, с. 7—9.
16.	Kramer Е. Selbsterregte Schwingungen von Wellen
infolge von Querkraften.— „Brennstoff—Warme—Kraft", 1968,
N 7.
17.	Mahmoud N. Theoretical estimation of dynamic forces
an d v ibratory stresses for turbine blade— Federal Institution
of Technology .For degree of doctor of technicalscience. 1965,
N 1325.
К гл. XV
1.	Андрющенко А, И., Змачинский А. В., Понятое В. А.
Оптимизация тепловых циклов и процессов ТЭС. М., «Высшая
школа», 1974. 279 с.
2.	Бартлетт Р. Л. Тепловая экономичность и экономика
паровых турбин. М.—Л., Госэнергоиздат, 1963. 264 с.
3.	Басов Н. Г. Ядерный энергетический блок с лазерным
импульсным реактором.— В сб. докладов Всемирного электро-
технического конгресса. М., 1977, доклад № 1.72. 24 с.
4.	Велихов Е. П. Пути термоядерных исследований.—
«Коммунист», 1976, № 1, с. 36—40.
5.	Высокотемпературная газопаровая установка по схеме
ЦКТИ—ЛПИ.— «Теплоэнергетика», 1966, № 5, с. 25—29. Авт.:
И. И. Кириллов, В. А. Зыспн, С. Я. Ошеров, Л. В. Арсеньев.
6.	Гельтман А. Э., Будняцкий Д. М., Апатовский Л. Е.
Блочные конденсационные электростанции большой мощности.
М.—Л., «Энергия», 1964. 320 с.
7.	Кириллин В. А., Шейндлин А. Е. Некоторые резуль-
таты исследований на опытно-промышленной установке У-25
по доводке ее до проектных параметров.— «Теплоэнергетика»,
1976, № 12, с. 3—8.
8.	Кириллов И. И., Полищук В. Л., Арсеньев Л. В. Па-
росиловой блок с пиковой ГТУ.— «Теплоэнергетика», 1974,
№ 3, с. 12—15.
9.	О возможностях использования газотурбинных устано-
вок и МГД-генераторов на АЭС с высокотемпературными га-
зоохлаждаемыми реакторами.— «Техника высоких темпера-
тур», 1970, т. 8. № 2, с. 9—17. Авт.: М. Д. Миллионщиков,
А. М. Люлька, А. В. Недоспасов, А. Е. Шейндлин.
10.	Освоение парогазового энергоблока мощностью
200 МВт и перспективы применения в энергетике парогазовых
установок большей мощности.— «Теплоэнергетика», 1975, №.6,
с. 27—30. Авт.: Н. М. Марков, Е. Н. Прутковский, X. Г. Де-
мирчан и др.
11.	Преобразование энергии импульсного термоядерного
реактора на принципе 0-пинча с лайнером.— В кн.: Импульс-
ные термоядерные реакторы. Доклады совместного советско-
американского семинара. Л., НИИЭФА, 1975, вып. 7, с. 1—16.
Авт.: Г. А. Баранов, А. В. Комин, В. А. Иванов, М. В. Кри-
вошеев и др.
12.	Пути преобразования энергии термоядерных реакто-
ров в электрическую.— В сб. докладов Всемирного электро-
технического конгресса, М., 1977, доклад № 1.74. 16 с. Авт.:
Г. А. Баранов, Н. Н. Васильев, В. А. Иванов и др.
13.	Трояновский Б. М., Ольховский Г. Г. Паровые и га-
зовые турбины заводов СССР вчера, сегодня, завтра.— «Те-
плоэнергетика», 1977, № II, с. 23—37.
14.	Физика атомного ядра и плазмы. Вып. 10, М., «На-
ука», 1974. 180 с.
15.	Форсирование энергетических ГТУ путем впрыска
воды в тракт ВД.— «Энергомашиностроение», 1976, № 12,
с. 1—4. Авт.: И. И. Кириллов, Л. В. Арсеньев, Ю. В. Ко-
тов и др.
16.	Характеристики двухпоточных радиально-осевых сту-
пеней.— «Энергомашиностроение», 1978, № 4, с. 1—3. Авт.:
И. И. Кириллов, М. Б. Биржаков, В. В. Литииецкий,
Л. И. Подборский.
17.	Шубенко-Шубин Л. А., Островский С. И. Паровая
турбина типа СКР-100 с охлаждением для сверхкритических
параметров пара — «Энергомашиностроение», 1962,	№ 6,
с. 4—10.
18.	Экспериментальные исследования двухпоточной ради-
ально-осевой ступени.— «ТеплоэКРргетика», 1971, № 5, с. 22—
25. Авт.: М. Е. Дейч, Г. А. Филиппов, К. К. Александров,
А. Г. Поповьян.
ПРЕДМЕТНЫЙ УКАЗАТЕЛЬ
А автономность 178
— , влияние давления в отборе 185
— , влияние нелинейностей характе-
ристик 185
— динамическая 10, 178
----.нарушения 185
—, критерии И. Н. Вознесенского
180, 181
— , — при скользящем давлении 182
— , — для турбин с промежуточным
перегревом пара 181
— по возмущающему воздействию
179
— по собственным движениям 179
— по управляющему воздействию
179
— статическая 10, 178
----.нарушения 183
аккумулирующая способность котла
162
атомный ледокол «Арктика» 122, 123,
124
АТЭЦ 111
аэродинамика проточной части 14,
21, 188
Б бандаж 74, 217
блок котел—турбина 26, 141
---- маневренный 94
------с высокотемпературной ГТУ
95
----, пуск 50, 173
----, пусковая схема 54
----,регулирование 160
----, экономичность при частичных
нагрузках 83
— подшипников 19
БРОУ 26, 54
В Вебера критерий 233
взаимное влияние ступеней 220, 222
вибрация турбин 241
— роторов самовозбуждающаяся 249,
250
влага пленочная 234
----, распределение в РК 234
— , течение в НА 229
—, —в РК 231, 232, 233
— , — за НА 230
— , —за РК 231
влагоудаление 237
— пленок 239
— сепарационно-испарительное 240
временное отключение подогревате-
лей 172
------регенеративных 58, 75, 88,
95, 172
------сетевой воды 172, 173
выбор вакуума 16
выключатель клапанов турбины 167
— поворотной диафрагмы 188
выходная кинетическая энергия 45,
67, 69, 81, 205
------, коэффициент использова-
ния 214, 217
Г гибкий вал 10, 77
гидравлические выключатели 156
— пружины 156
— связи 156
— сумматоры 156
графики нагрузки 25
Д давление в отборах 96
—начальное 15
— разделительное 28
----для турбин АЭС 113
— скользящее 27, 74, 87, 141, 174
движение потока безвихревое 190
— винтовое 191, 192
----вихревое 192
диаграмма взаимных положений ре-
гуляторов 184
— перерегулирований 184
— переходных процессов 183
дубль-блок 79
Е Единая энергосистема СССР 80
елочное уплотнение 7
Ж жесткий вал 10
жесткая муфта 63
3 задающая связь 165
--------со статическим заданием 166,
167
----с «плавающим заданием» 166,
167
зазор осевой, влияние на характери-
стики ступеней 210, 211
— радиальный, влияние на характе-
ристики ступеней с ТННЛ 208
----,-------двухступенчатого отсе-
ка 222, 223
закрутка потока за РК 192, 217
----по условию <?ur = const 190, 191
----степенная cur” = const 191, 192
----, предельное значение пока-
зателя п 194
----в ступенях с ТННЛ 193
защита автоматическая 60, 61, 157
—биологическая 112
— лопаток от эрозии 32
золотник двойного дросселирования
156
— дроссельный 156
— отсечной 156, 158
—плоский 171
И импульсная разгрузка турбин 156,
163, 164
исполнительный механизм 170
итоги второго этапа 20
—первого этапа 12
К конденсаторы 9, 82
— боковые 117, 128
— секционированные 116
— турбин для АЭС 116, 117
----с отборами пара 98
конденсация в следах 229
корректор неравномерности 158, 168
----начальной 159
----статической 159
коэффициент возврата теплоты
в промежуточном пароперегревателе
134
—неизоэнтропийности 191
— приемистости 57, 156
— регенерации 134, 144
— скорости 218, 219
к. п. д. выработки дополнительной
мощности при отключении ПВД 93,
94
— турбины 6, 12, 135, 143
— ЦВД 20, 30
- ЦНД 20
— ЦСД 30
кривизна меридиональных линий то-
ка 198
---------, аппроксимация косинусо-
идой 199
--------- .учет в расчетах ступеней
199, 200, 201
кромочные следы НЛ 221, 244
-------.влияние на к. п. д. после-
дующей ступени 222
Л лопатки двухъярусные 11
— направляющие узкие 76
— , профиль эрозиоустойчивый 243
—рабочие последних ступеней 31
Лоусона критерий 257
М магнитогидродинамический генератор
255
----, принцип работы 255
----, цикл жидкометаллический 255
----, — закрытый 255
----, — открытый 256
маневренность турбин 33, 78
— ЦВД 33
— ЦНД 33
масляная система 63
матрица передаточная 180,181
МГД-насос 171
МГД-установки 256, 260
МГД-электростанции 257
— , перспективы их создания 257
межсистемная связь 58, 154, 155
----,запас по пропускной способ-
ности 154
----,роль в регулировании энерго-
систем 155
----, фазовый угол 58, 154
меридиональные обводы проточной
части 46, 224
---------, влияние на к. п. д. сту-
пени 225
механизм управления 60, 157, 160,
164, 168, 182, 188
множитель неавтономности 183
----статической 183
модернизация турбины К-100-90
ЛМЗ 21
----К-300-240 ХТГЗ 77
----К-500-240 ХТГЗ 77
моноблок 79
мощность дополнительная при от-
ключении ПВД 88
— , принцип удвоения 23
муфты 62
Н надежность оборудования 132
насосы масляные 64
— питательные 69, 72
----.турбопривод 73, 117
О огнестойкая жидкость 64, 72
опоры корпуса 37
отборы пара для нужд ЭС 69, 74,
116
----, отключение 26, 88
отсек двухступенчатый 213, 217, 220
----.характеристики 213, 217, 222
----.структура потока 213, 217
отрыв потока прикорневой 225, 226
охлаждение дисков и диафрагм 38
— паровпускной части 38
— хвостовиков лопаток 38
272
П параметры пара начальные 6, 12, 15,
18, 81, 105, 112, 252
----------влажнопаровых турбин 112,
131
----маневренных турбин 85
пар влажный 114, 150, 226
-----, течение в НА 229
парогенератор 26, 161, 164, 167, 169
парораспределение 19,67,97, 132, 133
— , выбор типа 140
—дроссельное 133
— обводное 139
-----двойное 139
-----с внешним обводом 139
-----с внутренним обводом 139
— сопловое 133
-----идеальное 133
-----раздельное 138
----- реальное 136
переменные режимы турбин 25, 47,
83, 133, 174
-----конденсационных 133
-----теплофикационных 97, 98, 174
подшипники опорные 61, 82
-----сегментные 62
-----скребковые 62
-----,устойчивость 62
— упорные 63
полиблок 150, 176
полки бандажные 32
потери энергии в НА 210, 213, 218
-----промежуточной ступени
220
-----в РК 219
----выходные 11, 19
-----от углов атаки 219
поток влаги капельный 237
-----кромочный 233, 235
-----крупнодисперсный 2 33
— осесимметричный, прямая задача
расчета 203
----, обратная задача расчета 201
приемистость 156
— , способы повышения 159, 170, 172
проволока демпферная 32
программа регулирования 133
-----комбинированная 149
-----для конденсационных энерго-
блоков 149
------для неблочных электростан-
ций 150, 176
------для теплофикационных тур-
бин 174
---- при постоянном давлении 133
-----при скользящем давлении 86,
141
-----------, влияние промежуточ-
ного перегрева пара
143
-----------для влажнопаровых
турбин 150
------------------,преодоление
ксенонового от-
равления реак-
тора 153
------------------, продление ра-
бочей кампа-
нии реактора
153
------------------,тепловая эко-
номичность 150
----------- для конденсационных
энергоблоков 141
—-----------, повышение температу-
ры перегрева пара
сверх номинальной 149
------------,тепловая экономич-
ность 144
-----------, термодинамические
особенности 141
-----------,уменьшение затрат
мощности на привод
питательного насоса
144
проектирование ряда турбин 14
промперегрев 26, 97, 112
— в ВПТ 112, 129
— .влияние на процесс регулирова-
ния 57, 171, 180
— двойной 73
противодавление в маневренных тур-
бинах 85
проточная часть турбины 18
процессы конденсации 227
---нестационарные 228, 229
---,скорость ядрообразования 227
пуск блока 50, 173
---, ведущий параметр 173
---, время разворота и нагружения
20, 55
---, программа 54, 174
— полупиковых и пиковых турбин 85
— турбины К-500-240-2 ХТГЗ 54
Р рабочее колесо, влияние на кривиз-
ну линий тока 210
реакторы атомные НО
---на быстрых нейтронах 111
---с водяным теплоносителем ПО,
152	С
-----------канального типа 111
---корпусного типа НО
---с газовым теплоносителем 111
---с жидкометаллическим тепло-
носителем 253, 255
— термоядерные 257
---квазистационарные 257
---импульсные 258
------лазерные 258
------,0-пинчи 259
------, — с лайнером 259
------, z-пинчи 259
реактивность реактора 152
---, температурный коэффициент
152
регулирование автоматическое 14,20,
22, 79, 88, 154, 174
— быстродействие 58, 171
— .динамика 57, 162, 168, 170
— дроссельное 7, 27, 133
— комбинированное 28, 149
—	, коэффициент неравномерности 56,
168
—	мощности 25, 56, 156
—	несвязанное 160, 180, 187
—	обводное 6, 8, 10
—	обменной мощности в энергоси-
стемах 154
—	связанное 160, 181, 186
—	сопловое 6, 27, 135
—	, статика 55, 168, 177
— частоты 25, 155
---вторичное 57, 155
--- первичное 155
регулятор 59, 156
—. воздуха 161
— давления 161, 177
--- в отборе 177, 187
---свежего пара 161
---------«до себя» 164, 167, 168
—	задающий 166, 167
—	изодромнын 57
— корректирующий 168
— мощности 56, 156, 166
---паровой 156
---электрической 156, 159
—	нагрузки котла главный 161, 164,
168, 182
—	.параметры настройки 161 ,169
—	питания 161
— производительности питательного
насоса 161
— пропорционально-интегральный
161
— скорости 14, 56, 157, 159, 186
---, требования к нечувствительно-
сти 155
— температуры 161, 177, 188
---промперегрева пара 161
---свежего пара 161
---сетевой воды 177, 188
— топлива 161
режимы работы 25, 133, 174
----моторные 90
------, тепловое состояние 92
----расчетные 9, 12, 21
----с отключенными ПВД 26, 93,
172
----турбин с отборами пара 95,
174
— холостого хода 91, 92, 236
ресурсы нефти НО
—	природного газа НО
—	твердого топлива НО
—	энергии возобновляемые 110
РППВ 69, 72, 78, 82, 100, 122, 124,
130
ротор высокого давления 39
— низкого давления 48
------сболченный 48
------сварнокованый 48
------с насадными дисками 48
— среднего давления 42
— цельнокованый 66
саморегулирование косвенное 178,
179
—прямое 178
сепарация влаги 46, 112
----внешняя 129
------двойная 126
----внутриканальная 239
----периферийная 239
сервомотор 60, 170
— гидравлический 170
—	магнитногидродинамический 171
—	паровой 171
—	паромасляный 171
—	с телескопическим поршнем 171
—	электрический 59
сетевая вода, ступенчатый подогрев
96,174
сетевой регулятор частоты 155
силы массовые 193, 201
— переменные аэродинамические 244
------, влияние на характеристики
ступени 248
------,— осевого зазора 247
------в ступенях с длинными ло-
патками 247
-----------регулировочных 10
— трения, их учет 190
— циркуляционные в подшипниках
61
----на РК 250
система регулирования каскадная
165, 177
------тепловой нагрузки теплофи-
кационных турбин 177
---- котла 161
----турбин ЛМЗ 88, 157
------ХТГЗ 159
------УТМЗ 186
------.гидравлическая часть 157,
186
------, электрическая часть 158, 188
----энергоблока 160
------при постоянном давлении 160
------при скользящем давлении 165
--------------ЦКТИ—ЛПИ 165
-------------универсальная 168
----теплофикационных энергобло-
ков при скользящем давлении
181
системы автоматизации пуска 173
------децентрализованные 173
------с прогнозирующим автома-
том 174
------ централизованные 173
СКД 22
скорость меридиональная 198
СПП 112, 132
степень динамической неавтономно-
сти 186
— реактивности 31
---- отрицательная 30
ступени большой веерности 48,224
35 Зак. № 50
273
— двухъярусные 32, 33
—	— ,уплотнения 32
—	концевые 97
— повышенной эффективности 212
-------.структура потока 212, 213
-------.характеристики 212, 213
— последние 19, 30, 31, 32, 224, 261
— постоянной степени реактивности
206, 207
---------, структура потока 209
---------, характеристики 207
— — удельной работы 190, 192, 193
----циркуляции 190
— радиально-осевые 261
— радиальные 122, 124
— регулировочные 6, 8, 11, 18, 70,
132, 137
----, выбор расчетного режима 138
----, — числа групп сопел 137
----двухвенечные 8, 10, 137
----одповенечные 35, 137
----.характеристики 141
— средней веерности 205
— с тангенциальным наклоном НЛ
206
------------,структура потока 209
------------,характеристики 206,
207
—,тип 29
—,число 29
ступень-сепаратор МЭИ 238
схема пусковая 54
— тепловая турбин 115
-------для АЭС 115, 130
------------быстроходных 118
------------тихоходных 127
-------конденсационных 29
-------К-1000-60/1500 ХТГЗ 129
-------К-1200-240 ЛМЗ 75
------- маневренных 94
-------с отборами пара 99
— уплотнений по бандажу 251
тепловое состояние ЦВД 38
типы турбин 132
торовый вихрь 225, 226
траверсирование потока 209, 212, 213,
216, 217
турбины быстроходные 8, 11, 13, 80,
81
— влажнопаровые 114
----быстроходные 113, 118, 131
-------К-75-30 ХТГЗ 118
-------К-220-44 ХТГЗ 118
-------К-500-65 ХТГЗ 119
-------К-750-65 ХТГЗ 119, 120, 121
-------К-1000-60 ЛМЗ 120, 121, 122
----тихоходные 124, 131
-------К-500-60 ХТГЗ 125, 126
-------К-500-65 ХТГЗ 126
-------К-1000-60 ХТГЗ 126
— для АЭС 106, 130, 131, 132, 262
-------па перегретом паре 111, 112,
129
--------------К-100-90 ЛМЗ 111
--------------К-200-130 ЛМЗ 111
--------------К-1000-65/450/3000
ЛМЗ 130
— зарубежные 81, 82
— конденсационные 65
----К-2-11 ЛМЗ 6
----К-24-26 ЛМЗ 8
----K-50-29/I500 ЛМЗ 6
----К-50-29/1500 ХТГЗ 6
----К-50-29/3000 ЛМЗ 11
----К-100-29/1500 ХТГЗ 7
----К-100-29/3000 ЛМЗ 11
----К-50-90 ЛМЗ 18, 19
----К-100-90 ЛМЗ 18, 19
----К-100/115-90 ХТГЗ 20
----К-160-130 ХТГЗ 67
----К-200-130 ЛМЗ 67
----К-150-170 ЛМЗ 65
----К-500-166 ЛМЗ 29
----К-300-240 ЛМЗ 68
----К-300-240 ХТГЗ 76
----К-500-240 ХТГЗ 77
----К-800-240-1 ЛМЗ 69
----К-800-240-3 ЛМЗ 69
----К-1200-240 ЛМЗ 73
----К-2000-240 (проект ЦКТИ) 80
—	маневренные 87
		.зарубежные 90
		, принципы конструирования 86
—	па п араметры пара докритические
65
	--— повышенные 18
		сверхкритические 22
—	пиковые 83
—	полупиковые 83
-с отборами пара 9, 10, 95, 99
--------зарубежные 106, 262
--------, работа с ухудшенным ва-
куумом 96, 174
--------типа ТК 106, 112, 262
--------Т-25-90 УТМЗ 99
--------ПТ-25-90/10 УТМЗ 99
--------ПР-25-90/10/09 УТМЗ 99
--------Т-50/60-130 УТМЗ 99
--------ПТ-50/60-130/7 УТМЗ 99
--------Р-40-130/31 УТМЗ 99
--------Т-100/120-130 УТМЗ 99
--------ТР-110-130 УТМЗ 100
--------ПТ-80/100-130 ЛМЗ 101
--------Р-100-130/15 УТМЗ 103
--------ПТ-135/165-130 УТМЗ 103
--------Т-180/210-130 ЛМЗ 107
--------Т-250/300-240 УТМЗ 103
--------ТК-275/300-240 УТМЗ (про-
ект) 106
--------Р-100-300/650 ХТГЗ 253
— судовые 124
турбопривод питательного насоса 147
--------.работа при постоянном дав-
лении 147
--------,---скользящем давлении
148
У удельный расход теплоты 12, 23, 66,
69, 72, 118
удлинение относительное 52
укрупнение оборудования 72, 81, 106
унификация внутризаводская 16
— , границы 17
— межзаводская 17, 22
— ряда турбин 17, 98, 99, 132
— узлов и деталей 18, 28, 262
— ЦНД 28
управление первичное 160
----котлом 164, 167
--------при постоянном давлении 164
--------при скользящем давлении
167, 168
----реактором 160
----турбиной 160
—•----при постоянном давлении 160
--------при скользящем давлении
165, 168, 181
уравнение кольцевого вихря 202
—	неразрывности 202
----в интегральной форме 202
—	радиального равновесия 190
—	энергии 201
установки двухвальные 33
— комбинированные 253
---- сбросного типа 253
----с высоконапорным парогенера-
тором 253
------высокотемпературной ГТУ
254
---------—по схеме ЛПИ—ЦКТИ
254
-----------, форсировка впрыском
воды в камеру сгора-
ния 255
----с экономайзером-утилизатором
94
— термоядерные 257
----комбинированные с МГД-гене-
ратором 259
---- паротурбинные 260
----, типы реакций 257
устойчивость регулирования 183
— ротора динамическая 34, 249
Ф фланцы, обогрев 37
— ЦВД 37
фреттннг-коррозия 9
фундамент 118
функция передаточная 183
X характеристики аэродинамические
205
— регулирования динамические 57,
162, 164, 170
----статические 56 167
Ц цилиндры высокого давления 66 ,67
-----------, к, п. д. 20, 71, 78
-----------, конструкции 36
— низкого давления 28
-----------, к. п. д. 20, 77, 78
-----------.конструкции 44, 45
-----------, маневренные характеристи-
ки 48
------.особенности ступеней 45
------, работа при частичных на-
грузках 46
----с радиально-осевым РК 261
----, форма проточной части 45
— совмещенные ЧВД и ЧСД 43
----ЧСД и ЧНД 50, 68
— среднего давления 28, 40
----,к. п. д, 71,77, 78
----, конструкции 41
------, маневренные характеристи-
ки 41
Ч частота вращения ротора 13, 21, 29
----------критическая 78
частотные характеристики 183
Ш шаг НЛ и РЛ промежуточной сту-
пени 222
—	решетки РЛ периферийный 213
шаговая неравномерность скоростно-
го поля 246
Э Эйлера уравнения 190, 201
экранирование стенок цилиндра 38
электрогидравличсскпй преобразова-
тель 157
энергосистема, аварийные режимы
57, 155
—	.нормальные режимы 155
—	объединенная 57, 154
— передающая 154
— приемная 154
—,противоавариГшое управление
156, 163, 170
эрозия лопаток 46
----, глубина износа 242
----, износ выходных кромок 243
----, интенсивность разрушений 243
ОГЛАВЛ ЕН И Е
Предисловие........................................... 3
Основные обозначения и сокращения..................... 4
ЧАСТЬ ПЕРВАЯ
ЭТАПЫ И ПЕРСПЕКТИВЫ РАЗВИТИЯ ПАРОТУРБИНОСТРОЕНИЯ
Глава I. Первый этап развития паровых турбин. .	6
1.1.	Тихоходные турбины.......................... —
1.2.	Быстроходные турбины........................ 8
1.3.	Итоги первого этапа........................ 12
Глава II. Второй этап развития паровых турбин. .	15
II.I.	Выбор параметров пара...................... —
II.2.	Унификация в турбипостроении.............. 16
П.З. Турбины на повышенные	параметры пара	18
II.4. Итоги второго этапа...................... 20
Глава III. Паротурбинные блоки . . . . .............. 22
III.I.	Путь к сверхкритическим параметрам пара	—
Ш.2. Новые условия эксплуатации................. 25
III.3.	Общее направление развития ПТУ ....	26
III.4.	Направления в конструировании турбин . .	28
II	1.5. Особенности ЦВД....................... 35
II	1.6. Особенности ЦСД....................... 40
III.7.	Особенности ЦНД.......................... 43
III.8.	Проблема пуска блока..................... 50
Ш.9. Системы регулирования паровых турбин . .	55
III.10. Подшипники. Муфты....................... 61
111.11. Масляная система........................ 63
Глава IV. Конденсационные турбины.................... 65
IV. 1. Турбины для докритических параметров
пара............................................. —
IV.2. Турбины для сверхкритических параметров
пара............................................ 68
IV.3. Возможности увеличения мощности паро-
вой турбины..................................... 79
IV.4. Направления развития зарубежных турбин
для ТЭС......................................... 81
Глава V. Турбины для покрытия полупиковой и пи-
ковой нагрузок...................................... 83
V.1, Требования к маневренным турбинам	...	—
V.2. Принципы конструирования высокоманев-
ренных турбин................................... 86
V.3. Маневренные турбины........................ 87
V.4. Моторный режим............................. 90
V.5. Возмозкности улучшения маневренных ха-
рактеристик ПТУ................................. 93
Глава VI. Турбины с отбором пара..................... 95
VI.1. Проблемы турбин с отборами пара и проти-
водавлением ..................................... —
VI.2. Турбины мощностью до 100 МВт..........	99
VI.3. Турбины с отборами пара большой мощ-
ности ......................................... 102
Глава VII. Турбины для АЭС.......................... 109
VII. 1. Ресурсы органического топлива и атомная
энергетика...................................... ПО
VII.2. Особенности турбинных установок	АЭС	. .	112
VII.3. Быстроходные влажнопаровые турбины	118
VII.4. Тихоходные влажнопаровые турбины	.	. .	124
VII.5. Атомные турбины на перегретом	паре	. .	129
VII.6. Направления развития зарубежных тур-
бин для АЭС.................................... 130
ЧАСТЬ ВТОРАЯ
НАУЧНЫЕ ПРОБЛЕМЫ ПАРОТУРБИНОСТРОЕНИЯ
Глава VIII. Переменные режимы и программа ре-
гулирования ........................................ 133
VIII.1. Переменные режимы работы турбин с раз-
личным парораспределением ....................... —
VIII.2. Выбор типа парораспределения.........	140
VIП.З. Работа конденсационных энергоблоков
при скользящем давлении........................ 141
VIII.4. Комбинированное регулирование........	149
VIII.5. Применение скользящего давления для
влажнопаровых турбин........................... 159
Глава IX. Регулирование, управление и автоматиза-
ция мощных паровых турбин........................... 154
IX.1. Условия работы энергетических агрегатов
в современных энергосистемах и требования к их
регулированию ..............................
IX.2. Системы автоматического регулирования
мощных паровых турбин.......................... 156
IX.3. Регулирование конденсационных энергобло-
ков при постоянном начальном давлении пара 160
IX.4. Особенности регулирования энергоблоков
при скользящем начальном давлении пара . . .	165
IX.5. Пути совершенствования систем автомати-
ческого регулирования паровых турбин.........	17')
IX.6. Автоматизация пуска блоков............... 173
Глава X. Переменные режимы и регулирование те-
плофикационных турбин.............................. 174
Х.1. Применение комбинированной программы
регулирования для теплофикационных турбоуста-
новок ......................................
Х.2. Регулирование тепловой нагрузки........	177
Х.З. Критерии автономности.................... 178
Х.4. Нарушения автономности................... 182
Х.5. Система регулирования теплофикационных
турбин ........................................ 186
Глава XI. Аэродинамическое проектирование ступе-
ней ............................................... 188
XI. 1. Степенные закрутки потока............... 189
XI2. Ступени с тангенциальным наклоном на-
правляющих лопаток (ТННЛ)...................... 193
XI.3. Влияние показателя п и ТННЛ на струк-
туру потока.................................... 194
XI.4. Проектирование с учетом кривизны линий
тока........................................... 198
XI.5. Проектирование с учетом радиальных со-
ставляющих скоростей........................... 201
Глава XII. Аэродинамические характеристики ступе-
ней ................................................ 205
XI 1.1. Ступени средней веерности со сниженным
градиентом степени реактивности.................. —
XII.2. Ступени повышенной эффективности . . .	212
XII.3. Ступени повышенной циркуляции.........	215
XII.4. Потери энергии.......................... 218
XII.5. Влияние некоторых конструктивных фак-
торов на эффективность двухступенчатых отсе-
ков ........................................... 220
XI 1.6. Последние ступени...................... 224
Глава XIII. Двухфазные потоки и эрозия лопаток . .	226
XIII.1. Кинетика фазовых превращений.........	—
XI1I.2. Рост капель............................. 227
35*
275