Author: Иоффе Л.С. Бродов Ю.М. Баринберг Г.Д. Гольдберг А.А.
Tags: тепловые двигатели в целом получение, распределение и использование пара паровые машины паровые котлы теплоэнергетика теплотехника паровые турбины турбины
ISBN: 978-5-94166-078-0
Year: 2010
г- гД. BAPHH6EPr,JO. M.БРОДОВ и* —- - • | Ш> .тА. Г1ЛЬДБЕРГ,Л.|С. ИОФФЕ зв: В. КОРТЕНКО/Й. Б^НОВОСЕЛОВ ТО. А. САХНИН/ ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ ИТУРБОУСТАНОВКИ УРАЛЬСКОГО 1ЙННОГО 'ОДА
Г. Д. БАРИНБЕРГ, Ю.М. БРОДОВ, А. А. ГОЛЬДБЕРГ, Л. С. ИОФФЕ, В. В. КОРТЕНКО, В. Б. НОВОСЕЛОВ, Ю.А. САХНИН 70-летию Уральского турбинного завода посвящается ПАРОВЫЕ ТУРБИНЫ И ТУ РБОУ СТАНОВ КИ УРАЛЬСКОГО ТУРБИННОГО ЗАВОДА 2-е издание, переработанное и дополненное Под общей редакцией проф., д.т.н. Ю.М. БРОДОВА и к.т.н. В. В. КОРТЕНКО Екатеринбург 2010
УДК 621.165.051 ББК 31.363 Г. Д. Баринберг, Ю. М. Бродов, А. А. Гольдберг, Л. С. Иоффе, В. В. Кортенко, В. Б. Новоселов, Ю.А. Сахнин Паровые турбины и турбоустановки Уральского турбинного завода.; под общей редакцией проф., д.т.н. Ю. М. Бродова и к.т.н. В. В. Кортенко; 2-е изд., переработанное и дополненное. Екатеринбург: «Априо», 2010. 488 с. ISBN 978-5-94166-078-0 Рецензенты: В. Ф. Гуторов, кандидат технических наук (Всероссийский теплотехнический институт); Л.А. Хоменок, доктор технических наук (Центральный котлотурбинный институт); Е.1/1. Эфрос, доктор технических наук, профессор (Вятский государственный университет). Представлены обобщенные результаты разработок ПТУ, главным образом, с паровыми теплофикационными турбинами Уральского турбинного завода (ранее — ОАО «Турбомоторный завод») с учетом опыта их эксплуатации, накопленного за последние 20 лет. Особое внимание уделено обоснованию принципиальных решений по повышению эффективности и надежности турбин, традиционно реализуемых с учетом технических и технологических возможностей как завода, так и различных ТЭС, где эти турбины эксплуатируются. Для специалистов, занимающихся проектированием, изготовлением, монтажом, испытаниями и наладкой, а также эксплуатацией паровых турбин, прежде всего-теплофикационных. Может быть использована в системах переподготовки и повышения квалификации специалистов ТЭС, а также студентами вузов, обучающимися по энергомашиностроительным и теплоэнергетическим специальностям. ISBN 978-5-94166-078-0 2 © Авторы, 2010 © ЗАО "УТЗ", 2010
Уважаемые читатели! Вашему вниманию предлагается второе издание книги, вобравшей в себя многолетний опыт создания на Урале уникального энергетического оборудования - турбин и турбоустановок для тепловых электрических станций. Издание посвящается 70-летнему юбилею Уральского турбинного завода. Созданный в 1938 году завод и сегодня остаётся признанным лидером теплофикационного паро- турбостроения, а кафедра «Турбины и двигатели», организованная в Уральском политехническом институте (ныне Уральский государственный технический университет) в 1962 году, — одной из лучших учебных кафедр по этой специальности. Уральская земля всегда славилась талантливыми инженерами, учёными и руководителями. С такими именами, как Бабаков Н.Г., Бауман Н.Я., Бененсон Е. И., Бузин Д. П., Исаев И. С, Ковалевский М. М., Молошный Н. Г., Рабинович А. В., Сахнин А. В., Тхор Н. Е. и многие другие, мы связываем становление и развитие Уральской школы разработчиков и производителей паротурбинного оборудования. Сегодня постоянно увеличивающийся спрос на оборудование марки «УТЗ» позволяет современным продолжателям школы с оптимизмом смотреть в будущее уральского турбостроения. Руководство и специалисты завода при поддержке собственников выстраивают долговременные планы дальнейшего развития инженерно-технического и производственного потенциала завода. Надеемся, что и авторы книги внесут свой посильный вклад в это развитие, предлагая вашему вниманию свой труд. 3
Основные условные обозначения и сокращения Основные условные обозначения и сокращения1 В — количество, экономия топлива, кг у.т., т у.т.; е — относительная экономия топлива, теплоты; N — электрическая мощность отсека ступеней, цилиндра, турбины, кВт, МВт; b — удельный расход топлива потока пара, турбины, кг у.т./ (кВт ■ ч); Q — количество теплоты, тепловая нагрузка, ГДж/ч; Э — удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении, кВт ■ ч/ГДж; G — массовый расход пара через отсек ступеней, цилиндр, турбину, на подогреватель, в конденсатор, кг/ч; т/ч; h — теплосодержание, теплоперепад, кДж/кг; q — удельный расход теплоты, кДж(кВт ■ ч); d — удельный расход пара на выработку электрической энергии, кг/(кВт ■ ч); р — давление пара перед турбиной, в камере отбора, подогревателе, МПа; W — расход воды, кг/ч; т/ч; t — температура пара, конденсата, °С; т — температура сетевой воды, °С; г — скрытая теплота фазового перехода (парообразования), кДж/кг; п — число часов, ч; частота вращения, 1/с; с — теплоемкость воды, кДж/(кг ■ К); К — коэффициент теплопередачи, Вт/(м2 ■ К); х — степень сухости пара; F — площадь, поверхность, м2; Ы — недогрев воды до температуры насыщения пара, СС; а — относительный нагрев, относительная тепловая нагрузка, коэффициент теплофикации; А — разность теплосодержаний, температур, давлений, удельной выработки; v — удельный объем пара, м3/кг; г) — относительный КПД потока, цилиндра, турбины, установки: вод. ст. — водного столба; КПД — коэффициент полезного действия; ТЭС — тепловая электрическая станция; ТЭЦ — теплоэлектроцентраль; КЭС — конденсационная электростанция; ВД, СД, НД — высокое, среднее, низкое давление; ЦВД, ЦСД, ЦНД — цилиндры высокого, среднего, низкого давления; ЧВД, ЧСД, ЧНД — части высокого, среднего, низкого давления; РВД, РСД, РНД — роторы высокого, среднего, низкого давления; СО — ступени среднего отсека; ПО — ступени промежуточного отсека; СП — сальниковый подогреватель; ЭУ — эжектор уплотнений; ЭО — эжектор основной; ПВД, ПНД — регенеративные подогреватели высокого и низкого давления; ПСГ — подогреватель сетевой воды горизонтального типа; РОУ — редукционно-охладительная установка; БРОУ — быстродействующая РОУ; ПСБУ — пуско-сбросное быстродействующее устройство; БОУ — блочная очистительная установка; КСН — коллектор собственных нужд; САР — система автоматического регулирования; ЭГСР — электрогидравлическая система регулирования; ГЧСР — гидравлическая часть системы регулирования; ЭЧСР — электрическая часть системы регулирования; МУТ — механизм управления турбиной (синхронизатор, задатчик регулятора скорости, частоты вращения); ТРМ — турбинный регулятор мощности; Приведенные условные обозначения приняты в практике (и документации) УТЗ; в отдельных случаях отличаются от общепринятых. 4
Инде РТО — регулятор теплофикационного (отопительного) отбора; РТПВ — регулятор температуры подпиточной воды; ГСЗО — гидравлическая система защиты отбора; БПР — блок предохранительных регуляторов; ЗАБ — золотники автомата безопасности; БЗРК — блок защитно-регулирующих клапанов; РОМ — реле обратной мощности; КОС — клапан обратный соленоидный; ГВС — горячее водоснабжение; ПВС — паровоздушная смесь; ПТУ — паротурбинная установка; ГПЗ — главная паровая задвижка; ПТЭ — правила технической эксплуатации; УТЗ — ЗАО «Уральский турбинный завод» ( ранее — ПО «Турбомоторный завод»); ЛМЗ — АО «Ленинградский металлический завод»; ОРГРЭС — АОО «Фирма по наладке, совершенствованию технологии и эксплуатации электростанци и сетей ОРГРЭС». Индексы пр — прямая сетевая вода; об — обратная сетевая вода; т — теплофикационный, тепловой; н — состояние насыщения; от — отопительный; о — парциальный; гм — генератора и механический; и — излучение; п — производственный; Б — бойлер: rain — минимальный; max — максимальный; z — количество; о? — внутренний относительный; одн — одноступенчатый; к — конденсатор, конденсационный; сум — суммарный; г — внутренний, использованный; е — электрический; цн — циркуляционный насос; сн — сетевой насос, собственные нужды; ох. в. — охлаждающая вода; отр — отработавший; нв — наружный воздух; в — внутренний; вх — вход; вых — выход; тп — тепловой поток, турбопривод; пв — питательная вода; 1 — первый, одноступенчатый; 2 — второй, двухступенчатый; 3 — третий, трехступенчатый; / — степенное обозначение параметров при одноступенчатом подогреве сетевой воды; II — степенное обозначение параметров при двухступенчатом подогреве сетевой воды; III — степенное обозначение параметров при трехступенчатом подогреве сетевой воды. * — справочные значения размеров, указанных на чертежах (рисунках)
Предисловие Предисловие Комбинированная выработка электрической и тепловой энергии на ТЭЦ наряду с экономией топлива (до 35% в сравнении с раздельной выработкой) обеспечивает существенные социальные и экологические преимущества такого способа производства энергии. Это тем более важно в настоящее время, когда объемы выработки электроэнергии на ТЭЦ и КЭС стали соизмеримы. Установленные на ТЭЦ теплофикационные паровые турбины имеют ряд особенностей в конструкции и условиях эксплуатации [1... 18]. ЗАО «Уральский турбинный завод» (ранее — ОАО «Турбомоторный завод», ТМЗ) практически 70 лет специализируется на разработке, изготовлении и модернизации именно теплофикационных паровых турбин. За это время создан большой ряд (свыше 40 типоразмеров) турбин мощностью от 25 до 250 МВт. Опыт длительной эксплуатации всего парка созданных и модернизированных заводом турбин подтвердил их высокую эффективность и надежность в самых различных (подчас весьма сложных) условиях эксплуатации. В книге «Теплофикационные паровые турбины», подготовленной и опубликованной работниками завода в 1976 году (М.: Энергия), большое внимание уделялось базовым решениям и конструкциям, реализованным в турбинах мощностью до 100 МВт. В этой же книге, изданной позднее (М.: Энергоатомиздат, 1986), турбины мощностью менее 100 МВт не рассматривались. Это издание было посвящено в основном изложению опыта разработки и эксплуатации турбин мощностью от 100 до 250 МВт. В предлагаемом вниманию читателей втором издании книги «Паровые турбины и турбоустановки Уральского турбинного завода» (первое появилось в 2007 г.) представлены обобщенные результаты комплексных разработок по основным этапам жизненного цикла всего ряда теплофикационных паровых турбин с учетом результатов современных разработок и опыта их эксплуатации за последние 20 лет. Особое внимание уделено обоснованию принципиальных решений по повышению эффективности и надежности турбин, традиционно реализуемых с учетом технических и технологических возможностей как завода, так и различных ТЭЦ, где эти турбины эксплуатируются. В начале двухтысячных годов, учитывая складывающуюся в энергетике страны ситуацию, УТЗ разработал и изготовил несколько конденсационных турбин небольшой мощности. В книге использованы как заводские материалы, так и данные по вопросам эксплуатации всего ряда турбин завода, полученные с различных ТЭЦ. Использованы также результаты разработок, выполненных совместно сотрудниками завода, различных НИИ и кафедр вузов страны. Список литературы содержит перечень основных первоисточников, которые могут понадобиться читателю данной книги для более глубокого изучения отдельных вопросов. Приведен перечень основных патентов и авторских свидетельств на изобретения, полученных сотрудниками и использованных при разработке турбин завода. В тексте книги в зависимости от необходимости указываются типы турбин как в сокращенном виде (например Т-100-130, Т-250-240, ПТ-135-130), когда фактически указывается только тип головной турбины «семейства», так и в полном обозначении (например, Т-110/120-130-5, Т-250/305-240Д, ПТ-140/165-130) с указанием всех конкретных параметров и модификаций, принятых по ГОСТу. Книга рассчитана на специалистов, занимающихся проектированием, изготовлением, монтажом, испытаниями, наладкой и эксплуатацией паровых турбин, прежде всего теплофикационных. Она может быть использована в системах переподготовки и повышения квалификации специалистов ТЭС и ТЭЦ, а также студентами вузов, обучающихся энергомашиностроительным и теплоэнергетическим специальностям, для более глубокого изучения представленных разработок. Главы 1 и 3 написаны Баринбергом Г. Д., главы 2 и 8 — Гольдбергом А. А., главы 4 и 5 — Сахниным Ю.А., глава 6 — Новоселовым В. Б., глава 7 — Бродовым Ю. М., глава 9 — Иоффе Л. С. и Кортенко В. В. Общая редакция книги выполнена Бродовым Ю. М. и Кортенко В. В. Авторы выражают благодарность рецензентам за ценные советы и замечания при подготовке рукописи к изданию, а инженеру УГТУ-УПИ Юдиной И. Г. и сотрудникам УТЗ Блаженко Н.К., Брежневой Г. А., Ивановскому А. А., Никитиной Т. В., Совдагарову В. Г. и Хлыновой Л. А. — за помощь в ее оформлении. Авторы также благодарны Зырянову С. М. — бывшему генеральному директору ЗАО «УТЗ», который первым поддержал и обеспечил финансирование издания книги. Впоследствии такая поддержка была обеспечена Недельским В. О. и Ермолаевым В. В. Все замечания и предложения, которые возникнут у читателей, а также заказы на книгу и материалы по отдельным разработкам, описанным в ней, просим направлять по адресу: 620017, г. Екатеринбург, ул. Фронтовых бригад, 18, ЗАО «Уральский турбинный завод», отдел маркетинга. 6
1.1. Общие положения Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации 1.1. Общие положения В конденсационных турбинах теплота отработавшего пара отдается циркуляционной воде, охлаждающей конденсатор, и поэтому из цикла теряется, что значительно снижает эффективность этого цикла. Кроме того, из-за выброса теплоты в атмосферу ухудшается экология окружающей среды. В теплофикационных турбинах в отопительный период теплота отработавшего пара практически полностью используется для подогрева сетевой воды или для технологических целей. При наличии горячего водоснабжения или промышленных отборов пара теплота отработавшего пара частично используется и в летний период. Таким образом, в теплофикационных турбинах имеет место комбинированная выработка электроэнергии и теплоты, что позволяет повысить эффективность цикла, а также, в связи с уменьшением выброса теплоты в атмосферу, не ухудшать экологию окружающей среды. Выработка электроэнергии на тепловом потреблении определяет значительное место ТЭЦ в современной энергетике, что потребовало для своего осуществления разработки и создания специальных теплофикационных турбин, имеющих ряд особенностей в конструкции, тепловых схемах и условиях эксплуатации. Доля мощности теплофикационных турбин в суммарной мощности тепловых электростанций составляла в 1997 г. более 50% [18]. На большинстве ТЭЦ бывшего СССР, и России в частности, установлены турбины ЗАО «Уральский турбинный завод» мощностью от 25 до 250 МВт; последняя является самой крупной в мире теплофикационной турбиной (по величине теплофикационного отбора) и одной из крупнейших по номинальной мощности [19]. 1.1.1. Отопительная нагрузка ТЭЦ Максимальная эффективность комбинированной выработки электрической и тепловой энергии может быть достигнута в том случае, если оборудование ТЭЦ спроектировано с учетом режимов использования тепловой нагрузки конкретными потребителями. Рассмотрим некоторые основные понятия, относящиеся к отопительной нагрузке ТЭЦ. Подробно эти вопросы рассмотрены в [1]. Тепловая отопительная нагрузка включает расход теплоты на отопление, вентиляцию жилых, промышленных и общественных зданий, а также на горячее водоснабжение. Естественно, что тепловая нагрузка изменяется в зависимости от температуры наружного воздуха. На рис. 1.1 приведены расчетные зависимости тепловой нагрузки. И I I I // ^ ^У"/—\s I 2 // S з .<v / 1,0 0,8 0,6 0,4 0.2 К1 ' ' V !.i \ \у ^N/ 1 1 1 ^$ 1 2 3 N\4 i i i i i i till 1 1 ' 1 10 0 -10 -20 -30 Температура наружного воздуха,°С 2000 4000 6000 8000 Продолжительность, ч Рис. 1.1. Величина и продолжительность тепловой отопительной нагрузки различных климатических районов при средней нагрузке ГВС, равной 15 %: 1 — г. Харьков; 2 — г. Москва; 3 — г. Иркутск Максимальный отпуск теплоты имеет место при так называемой минимальной расчетной температуре наружного воздуха; численное значение последней определяется климатическими условиями (например, для г. Москвы она равна — 26 °С). Расход теплоты на отопление и вентиляцию с повышением температуры наружного воздуха уменьшается, и при температуре +8СС отопление выключается 7
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации Средняя нагрузка ГВС в пределах отопительного периода остается постоянной при относительно больших суточных и недельных колебаниях. В летний период сохраняется только нагрузка ГВС, которая составляет в среднем около 20% от ее величины в зимний период. На рис. 1.1 показано также изменение тепловой нагрузки по продолжительности. Нагрузка, близкая к максимальной, кратковременна, поскольку длительность периода с наиболее низкой температурой наружного воздуха сравнительно невелика. В качестве теплоносителя используется вода, в дальнейшем — сетевая вода. Тепловая нагрузка ТЭЦ и параметры сетевой воды взаимосвязаны уравнением: <2РЦ = И -с(тпр-тоб). (1.1) где <Э?ЭЦ — тепловая нагрузка ТЭЦ; W, с — расход и теплоемкость сетевой воды; тпр, тсб — температуры прямой (в подающей магистрали) и обратной (в обратной магистрали) сетевой воды. Регулирование отпуска теплоты в соответствии с изменением температуры наружного воздуха осуществляется за счет изменения температуры прямой сетевой воды. Такой способ регулирования называется качественным. В отдельных случаях или на отдельных режимах применяется количественное регулирование отпуска теплоты от ТЭЦ — изменением количества сетевой воды, а также смешанное — качественно-количественное [1, 3, 5, 7]. Изменение температур прямой и обратной сетевой воды в зависимости от температуры наружного воздуха называется температурным графиком. Температурному графику соответствует определенная зависимость изменения расхода сетевой воды в прямой и обратной магистралях [1, 7, 8]. Максимальная температура прямой сетевой воды определяется на основании технико-экономических исследований. С увеличением этой температуры уменьшается стоимость тепловых сетей, так как при неизменной тепловой нагрузке уменьшаются расход сетевой воды и, соответственно, диаметры трубопроводов. Одновременно увеличивается расход топлива на ТЭЦ, поскольку возрастает давление отбираемого из турбины пара и, следовательно, уменьшается выработка электроэнергии на тепловом потреблении. В настоящее время для ТЭЦ, работающих на органическом топливе, наиболее распространенным является температурный график с максимальной температурой прямой сетевой воды 150 °С — так называемый график 150/70°С. Температурные графики с более высокими максимальными температурами имеют преимущество при транспортировке теплоты на большие расстояния. Характер изменения температур в пределах рассматриваемого температурного графика прямой и обратной сетевой воды определяется конкретной системой ГВС, схемой абонентского ввода и долей ГВС в общей тепловой нагрузке. Применяются закрытые и открытые системы теплоснабжения. В закрытой системе для ГВС используется водопроводная вода, подогреваемая до нужной температуры водой отопительной системы в местных водо-водяных теплообменниках. Сетевая вода полностью, за исключением сравнительно малых утечек, возвращается на ТЭЦ. В открытой системе вода для ГВС забирается непосредственно из отопительной системы, требуемая температура воды достигается смешением потоков горячей и охлажденной воды из прямой и обратной магистралей. Поскольку часть сетевой воды забирается для ГВС, ее возмещает подпиточная вода, специально приготавливаемая на ТЭЦ. Система очистки, подогрева и деаэрации подпиточной воды, как правило, входит в общую систему подогрева сетевой воды на ТЭЦ. Температурные графики едины для всех климатических зон, что позволяет, в частности, применять теплофикационные турбины одинаковой конструкции для ТЭЦ, расположенных в разных районах страны, при сохранении высокой эффективности использования отопительных отборов турбины, но с разным числом часов работы с полной тепловой нагрузкой. На рис. 1.2 в качестве примера приведен расчетный температурный график тепловой сети 150/70 °С, построенный для климатических условий г. Москвы, закрытой системы теплоснабжения при зимней средненедельной нагрузке ГВС, равной 20 % суммарного максимума тепловой нагрузки. В эксплуатации, однако, имеют место отступления, обусловленные конкретными условиями эксплуатации, от расчетных температурных графиков, относящихся к средним условиям теплопотребления. Характерными отличиями от расчетных графиков являются, например, суточные колебания температуры обратной сетевой воды, вызванные изменением нагрузки ГВС. Так, например, при изменении последней от расчетной 20% до нуля температура обратной сетевой воды при минимальной расчетной температуре наружного воздуха возрастает от 50 до 70 °С Для покрытия тепловой отопительной нагрузки ТЭЦ используется пар отопительных отборов турбины. Как видно из рис. 1.1, график теплового потребления по продолжительности имеет пиковый характер. Большая равномерность загрузки отопительных отборов турбины обеспечивается в том случае, если отборы используются для покрытия только основной части графика, а пиковая его часть 8
1.1. Общие положения 160 О 140 О £ 120 л 4 g 100 £ 80 \- О ™ 60 О. лето ю 5 0-5 -10 -15 -20 -25 Температура окружающего воздуха гнв,° С Рис. 1.2. Температурный график тепловой сети: 1 — тпр; 2 — Ti," 3 — т0б,' — при использовании теплоты пара, поступающего в конденсатор; tn — температура, при которой включается пиковый подогреватель сетевой воды покрывается водогрейными пиковыми котлами или пиковым сетевым подогревателем, питаемым паром производственного отбора или редуцированным паром. Отношение нагрузки отопительных отборов турбин к общей тепловой нагрузке ТЭЦ при минимальной расчетной температуре наружного воздуха называется коэффициентом теплофикации. Оптимальное значение аТЭц устанавливается технико-экономическими расчетами. Расчетный режим турбин типа «Т» и «ПТ» на начальное давление 12,8 и 23,5 МПа выбран исходя из аТэц = 0,5. Температурный график теплосети и принятый коэффициент теплофикации определяют температуру сетевой воды Ti за основными сетевыми подогревателями, питаемыми паром из отопительных отборов турбины. При минимальной температуре наружного воздуха значение температуры сетевой воды Ti определяется непосредственно из зависимости для <хТЭц: Ti = т0б + (тпр — т0б) <хТЭц. Для любой температуры наружного воздуха Ti = т0б + <2т/ (W ' с)- Для той части отопительного периода, когда пиковый котел выключен и вся тепловая нагрузка покрывается за счет пара из отборов турбины, Т] = тпр. На рис. 1.2 приведена зависимость Ti = f{tm) для температурного графика тепловой сети 150/70°С при <хТЭц = 0,5. Для того чтобы получить в основных сетевых подогревателях требуемую температуру воды т\ = = /(^нв), давление в камере регулируемого отбора рт должно быть равно или выше значения, определяемого по формуле: Рт=Ри+&Ртр- (1-2) где АрТр — потери давления в трубопроводе отбора; рт — давление пара на входе в сетевой подогреватель, соответствующее температуре насыщения, равной tH = тн + Ы, где St — недогрев воды в сетевом подогревателе до температуры насыщения. Зависимость рт — f(tHB), рассчитанная по формуле (1.2), в качестве примера приведена на рис. 1.3, а недогрев сетевой воды до температуры насыщения пара и потери давления в трубопроводах отборов приняты по расчетным данным — см. зависимость Ti = /(£Нв). рис. 1.2. Из совместного рассмотрения рис. 1.2 и 1.3 следует, что для средних условий работы тепловых сетей в летний период и в большей части отопительного периода давление в регулируемом отборе может поддерживаться ниже 0,12 МПа, а нагрев воды в сетевых подогревателях происходит при достаточно устойчивой разности температур, равной 40... 50 °С; это позволяет выполнить эффективный ступенчатый подогрев сетевой воды. Снижение давления отбираемого пара до минимального, требуемого по условиям работы тепловых сетей, организация ступенчатого подогрева сетевой воды, уменьшение потерь давления в трубопроводах отборов и недогрева воды до температуры насыщения пара в сетевых подогревателях позволяют снизить температурный уровень отвода теплоты из цикла и тем самым повысить экономичность теплофикационных турбин [1... 3, 5, 7, 9, 15, 20]. В турбинах с регулируемыми отборами пара повышение экономичности может быть достигнуто также при использовании теплоты пара, поступающего в конденсатор [7, 21]. Эффективность такого решения подробно рассматривается в разд. 3.1.3. При работе турбины со ступенчатым подогревом сетевой воды и поддержанием давления в регулируемом отборе в соответствии с зависимостью Ti = f(tHB) ступени турбины, предшествующие верхнему 9 t„ - — ^__ ^- \s 2 3
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации и нижнему отопительным отборам пара, работают в переменном режиме, который характеризуется изменением объемного расхода пара и давления за ступенями. рх, МПа 1,14 k 3 "~- 2 2, 3 . 1 ^ 1* ^ *-*. •""ч l> A 0,12 0,10 0,08 0,06 0.04 лето ю -10 -15 -20 GV1,6 1,4 1,2 1.0 0,8 0,6 26 (ft* 0.06 0,05 0,04 0,03 МПа < \ 3 -3 1 - ^ 1 1> \ у" '— 0,02 лето ю -10 -15 -2(1 G\fi 1,4 1,2 1,0 0,8 0,6 26 t ,° С Рис. 1.3. Изменение давления в камерах отопительных отборов и относительное изменение объемных расходов пара на выходе из предотборной ступени турбины за годовой период: а — верхний отопительный отбор; б — нижний отопительный отбор; — давление в камере отбора; — относительный объемный расход пара GV; 1 — отопительный период; 2 — летний период с нагрузкой горячего водоснабжения 7Ve = 0,87V"; 3 - конденсационный режим 7VP = 0,87V" На рис. 1.3 приведены также расчетные зависимости изменения объемного расхода пара GV и противодавления для предотборных ступеней при работе турбины с двухступенчатым подогревом сетевой воды и номинальной тепловой нагрузкой в отопительный период, с нагрузкой ГВС и одноступенчатым подогревом сетевой воды в летний период, а также на конденсационном режиме работы турбины. Зависимости, приведенные на рис 1.3, соответствуют расчетным условиям работы тепловых сетей согласно рис. 1.2. Как видно из рис. 1.3, при аТЭц = 0,5 давление пара в верхнем регулируемом отопительном отборе турбины за весь отопительный период изменяется в пределах 0,05 ... 0,13 МПа, а в нижнем нерегулируемом отборе — в пределах 0,02 ... 0,06 МПа. При работе турбины в условиях увеличенного коэффициента теплофикации предел изменения давления возрастает до 0,25 МПа в верхнем и до 0,2 МПа— в нижнем отборах турбины. Одновременно с изменением давления в отборе происходит перераспределение тепловой нагрузки между сетевыми подогревателями и, соответственно, изменяются массовый и объемный расходы пара через предотборные ступени турбины, что приводит к изменению коэффициента (соотношения) и/с0 и КПД ступени, а также к изменению напряжений в лопаточном аппарате. Нарушение оптимального распределения тепловой нагрузки между сетевыми подогревателями снижает эффективность ступенчатого подогрева сетевой воды. Учитывая переменный характер работы большой группы предотборных ступеней, выбор проточной части турбины следует осуществлять так, чтобы обеспечить максимальную тепловую экономичность турбоагрегата за годовой период и близкую к теоретически возможной эффективность ступенчатого подогрева сетевой воды. Переменные режимы работы турбины, в том числе возможные режимы ее работы в условиях, отличающихся от расчетных по (Хтэц, а также по тепловой нагрузке горячего водоснабжения, должны быть учтены при разработке конкретной тепловой схемы и системы регулирования турбины и при расчетах прочности облопачивания. 1.1.2. Ступенчатый подогрев сетевой воды При ступенчатом подогреве общий нагрев сетевой воды осуществляется в нескольких последовательных ступенях (сетевых подогревателях) паром, отбираемым из турбины. Давление отбираемого пара определяется температурой воды на выходе из каждой ступени (каждого сетевого подогревателя). Пар, отбираемый на первые по ходу воды ступени, имеет более низкое давление, что обеспечивает дополнительную выработку электроэнергии по сравнению с одноступенчатым подогревом, когда весь пар отбирается при давлении, определяемом конечной температурой сетевой воды. Целью организации ступенчатого подогрева сетевой воды является дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении, поэтому в дальнейшем в качестве ступени рассматриваются только такие теплообменники, которые обеспечивают дополнительную выработку электроэнергии. В этом смысле не является ступенью сетевой подогреватель, питающийся редуцированным свежим паром, или пиковый водогрейный котел. Использование пиковой ступени подогрева сетевой воды, как известно [7, 20], повышает эффективность ТЭЦ, но это повышение достигается иными путями. 10
.^^SU-frf I, НУЛУ/ПСППЛ Ступенчатый подогрев сетевой воды аналогичен ступенчатому подогреву питательной воды, реализуемому многоступенчатой регенеративной системой. Отличия состоят в том, что нагрев сетевой воды в сетевых подогревателях невелик и составляет в среднем 40...50°С вместо 150...250°С в системе регенерации, а также в том, что для подогрева сетевой воды используется до 70.. .80% расхода свежего пара на турбоустановку, в то время как для целей регенерации — только до 20... 30%. Указанные отличия определяют большие трудности конструктивного выполнения системы подогрева сетевой воды, а также большее влияние оптимизации системы ступенчатого подогрева сетевой воды на тепловую экономичность турбоагрегата в сравнении с регенеративным подогревом питательной воды. Рассмотрим эффективность системы ступенчатого подогрева сетевой воды применительно к типовой схеме современных теплофикационных турбоустановок (рис. 1.4), которая имеет следующие особенности: сетевые подогреватели (бойлеры) питаются паром из отборов одной турбины, регулирующие клапаны на трубопроводах отборов отсутствуют, расход сетевой воды через все ступени подогрева одинаков, конденсат греющего пара сетевых подогревателей из каждой ступени подогрева насосами подается в линию регенеративного подогрева питательной воды турбины. Рис. 1.4. Принципиальная схема ступенчатого подогрева сетевой воды: сетевая вода; конденсат; —#—# отбор пара; 1 — сетевые подогреватели; 2 — пиковый котел; 3 — регенеративные подогреватели; 4 — турбина; 5 — насосы Предполагаем, что при равной температуре подогрева сетевой воды давление в последнем по ходу воды отборе при многоступенчатом подогреве равно давлению в отборе при одноступенчатом подогреве и что конденсационный расход пара равен нулю. Принимаем в соответствии с рис. 1.4, что подогрев конденсата греющего пара сетевого подогревателя нижней ступени в регенеративном подогревателе осуществляется паром из отбора на сетевой подогреватель верхней ступени до температуры конденсата греющего пара. Эффективность системы многоступенчатого подогрева определяется сравнительно с одноступенчатым при условии, что остаются неизменными тепловая нагрузка, расход сетевой воды, температуры прямой и обратной сетевой воды. В качестве показателя, характеризующего эффективность ступенчатого подогрева, принята дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении ЛЭ. Связь между величиной ЛЭ и более общим показателем повышения экономичности теплофикации — относительной экономией теплоты — определяется зависимостью (3.11) в разд. 3.1. 11
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации Дополнительная мощность, развиваемая при двухступенчатом подогреве (сравнительно с одноступенчатым) потоком пара, поступающим в нижний отопительный отбор, . ЛТ Gb2 (/i0t1 — hOT2) AN2 = 3600 Пгм' (1.3) где Gb2 — отбор пара на сетевой подогреватель нижней (первой) ступени (нумерация теплообменников выполняется по ходу воды, нумерация отборов — по ходу пара). При последующем нагреве в ПНД теплосодержание конденсата сетевого подогревателя повышается с hHi до hH2, на что требуется затрата теплоты, равная AQi = GB2 (ZihI - hH2), (1.4) в виде дополнительного, сверх требуемого для подогрева сетевой воды, отбора пара из верхнего отопительного отбора. Паром дополнительного отбора вырабатывается мощность ДДГ] =•=>!■ AQb (1.5) где 3± —удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении при одноступенчатом подогреве. Таким образом, при переходе от одноступенчатого к двухступенчатому подогреву при неизменной тепловой нагрузке обеспечиваются дополнительная мощность AN = ANi + AN2 и дополнительная удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении. На основании совместного рассмотрения зависимостей (1.3)... (1.5) получим АЭ2 = G В2 3600QT (/iOTi - /гОТ2)Пгм + З6ООЭ1 (/i„i - ha2) (1.6) Обозначим г = /iot2 - /i„2; Ah = /iOTi - Л,от2; A/iHi - K2\ a = (т2 - то6) / (ti - тсб) = Ат2/Лт0; учитывая, что QT = \Vc(ti - т0б), Gb2(/i0t2 — h„2) = И'с(т2 — т0б). зависимость (1.6) можно записать в следующем виде: il™ + 36003i4fei ДЭ2 = Л1г ■ Aha. (1.7) ЗбООг В табл. 1.1 в качестве примера приведены значения дополнительной выработки электроэнергии на тепловом потреблении при двухступенчатом подогреве для современных теплофикационных турбин, определенные с учетом изменения КПД предотборных ступеней турбин и фактического распределения тепловой нагрузки по ступеням подогрева за отопительный период для двух характерных значений коэффициентов теплофикации аТэц = 0,5 и аТЭц = 0,6, в предположении, что проточная часть ступеней турбины, предшествующих отопительным отборам пара, выбрана оптимальной и обеспечивает в среднегодовом значении распределение тепловых нагрузок между ступенями подогрева сетевой воды в соответствии с рекомендациями разд. 1.1.3. Относительная экономия топлива отнесена к полному годовому расходу топлива на турбину исходя из того, что в отопительный сезон турбина работает по тепловому графику с номинальной тепловой нагрузкой, а в летний период длительностью 2500 ч 'год работает с конденсационной мощностью, равной 80% номинальной мощности турбины. Таблица 1.1. Экономия топлива при двухступенчатом подогреве сетевой воды Наименование Номинальная тепловая нагрузка, ГДж, ч Коэффициент теплофикации Дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении за отопительный период, млн кВт • ч Экономия топлива, т у.т./год Экономия топлива, % Тип турбины ПТ-140-130 460 0,5 22,5 4200 0,85 0,6 26,0 4450 0,95 Т-110-130 733 0,5 36,1 6200 2,05 0,6 39,0 6700 2,2 Т-185-130 ИЗО 0,5 56,0 9500 2,0 0,6 60,0 10300 2,15 Т-250-240 1465 0,5 88 11800 2,05 0,6 91 15400 2,15 Как следует из приведенных в табл. 1.1 данных, двухступенчатый подогрев позволяет обеспечить в турбинах типа «Т» снижение суммарного годового расхода топлива на 2,0. ..2,2%, а в турбинах типа «ПТ» — на 0,8. ..1,0%. 12
1.1. Общие положения Эффективность ступенчатого подогрева снижается во всех случаях, когда имеет место в той или иной форме дросселирование отбираемого пара, например при наличии на трубопроводах отбора регулирующих клапанов. Снижение эффективности имеет место при распределении отопительной нагрузки по ступеням, отличном от оптимального, или при снижении КПД предотборных ступеней, что характерно при работе турбины с тепловой нагрузкой, отличающейся от номинальной. Так, например, для теплофикационных турбин с двумя отопительными отборами при работе по тепловому графику, но с 50-процентной тепловой нагрузкой дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении за отопительный период составляет 70. .80% от теоретически возможной для данной нагрузки. При увеличении нагрузки до 150% номинальной (такие режимы возможны у турбин типа «ПТ») дополнительная выработка составит 80.. .85% теоретически возможной для данной нагрузки. 1.1.3. Влияние распределения нагрузок между ступенями подогрева сетевой воды на экономичность турбин Ступени подогрева сетевой воды (сетевые подогреватели) в турбинах без промежуточного перегрева пара питаются паром из ЧСД. В турбинах с промежуточным перегревом пара возможно их питание как после промежуточного перегрева пара, так и паром из выхлопа ЦВД и после промежуточного перегрева. Определения оптимальных нагрузок для обеих схем имеют свои особенности и рассматриваются отдельно. В общем случае оптимальное распределение нагрузок должно соответствовать максимальному значению ДЭ2 [7]. 1.1.3.1. Ступени подогрева сетевой воды (сетевые подогреватели) питаются паром из ЧСД. Как показано в [7, 20], для процесса с постоянным КПД при изменении давления в отборе k = AhjAhK (где Ah — разность теплосодержаний пара при изменении давления, Ahu — разность теплосодержаний конденсата при температуре насыщения для этого же изменения давления в отборе) изменяется незначительно и в области давлений, характерных для отопительного отбора, с достаточной для практических целей точностью может рассматриваться как постоянная. Если предположить, что КПД ступеней, предшествующих отбору пара на нижний сетевой подогреватель, не зависит от коэффициента теплофикации (а), а суммарный недогрев 6* (понимая под Ы разность температуры насыщения пара при давлении в камере отбора и температуры воды на выходе из сетевого подогревателя) не зависит от а и одинаков для первой и второй ступеней подогрева (6ii = bt?), то зависимость Ah — /(ос) линейна и выражается уравнением: Ah = кАт0 (1 - а). (1.8) В окончательном виде: ЛЭ2 = AiДт0а (1 - а), (1.9) ГЛРл _ fciw + 3600Э1 rfleAl~ ЖШ • При изменении давления в нижнем отопительном отборе Ах остается практически постоянной. Оптимальное распределение нагрузки по ступеням определяется из условия d(A32)/doc = 0. Решая уравнение (1.9) с учетом постоянства Аь получаем аопт = 0,5. Следовательно, при двухступенчатом подогреве сетевой воды по схеме (см. рис. 1.4) и указанных выше дополнительных условиях оптимальным является равный нагрев воды в обеих ступенях подогрева. Максимальная дополнительная удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении при двухступенчатом подогреве имеет место при а= аопт и определяется из формулы (1.9): ДЭг™* = 0.25А!Лт0. (1.10) Зависимость ДЭг/ДЭгтаа- = /(°0 приведена на рис. 1.5. При малых отличиях а от аопт ЛЭг близко к ДЭгтаж- Уменьшение ДЭг по сравнению с его максимальным значением более чем на 4% имеет место при а, отличающемся от аопт более чем на 20%. При трехступенчатом подогреве сетевой воды по схеме, аналогичной приведенной на рис. 1.4, исходя из тех же допущений, что и при двухступенчатом подогреве, можно получить следующее конечное выражение для трехступенчатого подогрева: ЛЭ3 = „rnnn [Сбз Cwi ~ /1отз)т1гм + 360092GB3 (hH2 - Л„з) + ооииц; (1.11) +GB2 (fro-rl - йот2)Лгм + 36003i (GB2 + GB3) (^н1 ~ Л„2)] - 13
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации ДЭ2/ЛЭ2„ 0,75 0,50 0,25 ^ 0,25 0,50 0,75 Рис. 1.5. Зависимость ЛЭг/АЭгтах от относительной нагрузки на нижнюю ступень подогрева сетевой воды (нижний сетевой подогреватель) Приближенное оптимальное распределение нагрузки по ступеням подогрева в этом случае составит (Лт1/Лто)опт = (Ат2/Лт0)опт = (Дтз/Лт0)опт = 1/3, (1.12) а максимальная ДЭз при оптимальном распределении тепловой нагрузки по ступеням — ДЭзтах = 0,34AiAt0. (1.13) Для общего случая г-ступенчатого подогрева г-1 ДЭгтаа; = 0,5AiAt0- (1.14) Зависимость АЭ2таа;/ДЭ2таэ: = / (г), характеризующая влияние числа ступеней, приведена на рис. 1.6. 2,2 2,0 е е i,8 CD <_ 1,6 ы е I 1,4 т < 1,2 1,0 z —> оо 2 3 4 5 fi 7 8 9 10 11 12 Число ступеней подогрева z Рис. 1.6. Зависимость (АЭ27Тша;/ДЭ2таэ:) от числа ступеней подогрева сетевой воды Как следует из зависимости (1.14) и рис. 1.6, при неограниченном увеличении числа ступеней подогрева сетевой воды в сравнении с двухступенчатым подогревом возможно практически удвоение максимальной дополнительной выработки электроэнергии на тепловом потреблении. Влияние конструктивных и режимных факторов рассмотрим применительно к принятой в большинстве современных турбин системе двухступенчатого подогрева сетевой воды. На эффективность ступенчатого подогрева влияют следующие конструктивные факторы: - конструкция проточной части турбины в той мере, в какой она определяет КПД ступеней, расположенных между отопительными отборами, и распределение нагрузок по ступеням подогрева на расчетном и переменном режимах работы турбины; - конструкция самой установки сетевых подогревателей (сокращенно — бойлерной), включая трубопроводы отборов пара и подогревателей сетевой воды, определяющей суммарный недогрев Ы. На режимах с пониженным КПД ступеней турбины, расположенных между отборами (т)0, < т)^ах), и неоптимальным значением коэффициента теплофикации а будет иметь место уменьшение дополнительной удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении в сравнении с максимально 14
1.1. Общие положения возможным значением, вычисляемым по уравнению (1.10). Уменьшение дополнительной удельной выработки определяется зависимостью: ЛЭ2 = AiATo 0.25-а(1 -а) (1.15) В зависимости от принятой конструкции и размеров трубопроводов отопительных отборов и подогревателей сетевой воды суммарные недогревы сетевой воды в первой и второй ступенях (6*i и 6*г) могут быть различными, а суммарный недогрев в сетевых подогревателях турбины с одноступенчатым подогревом 6*одн может отличаться от недогрева в первой ступени 6*i в сетевых подогревателях турбины с двухступенчатым подогревом, в то время как формулы (1.6) и (1.10) получены при условии, что 6*1 = 6*2 = 6*одн. Изменение дополнительной удельной выработки электроэнергии при 6*! ^ 6*2 составит ДЭ2' = Ах (6*2 " 6*!) -Л (1.16) а при 6*i ф 6*одн изменение дополнительной удельной выработки определяется зависимостью: ЛЭ2' = Ai (6*! - 6*одн). (1.17) При переходе к системе двухступенчатого подогрева сетевой воды экономически обосновано увеличение поверхности нагрева сетевых подогревателей [7, 20]. Такое увеличение уже предусмотрено в современных теплофикационных турбинах, при этом значение 6*i примерно равно значению 6*одн. Таким образом, дополнительная удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении при двухступенчатом подогреве с учетом основных конструктивных факторов, сформулированных выше, приближенно определяется следующим выражением: ЛЭ* АЭ2, ЛЭ'2 - ДЭ2' - АЭ2", (1.18) где ЛЭгтаж. ДЭ2, АЭ2', АЭ2" определяются уравнениями (1.10), (1.15)... (1.17). Влияние конструкции установки сетевых подогревателей сказывается не только на эффективности системы ступенчатого подогрева сетевой воды, но и на оптимальном распределении нагрузки по ступеням. Для системы двухступенчатого подогрева сетевой воды оптимальное распределение нагрузки по ступеням с учетом суммарных недогревов по каждой ступени определяется формулой а„ 0,5- 1 + 26*i/Ati Зависимость ocJL ' 1 + 6*i/Ati + 6*2/Ат2' /(6*i/Ati,6*2/At2) приведена на рис. 1.7. (1.19) 0,7 0.6 0,5 0,4 0,3 0 'J I " | I I ^ —гт^—^-^^ *"^ 1 1 1 1 ^^Г ^—"Г^ 5 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 tl/Tl Рис. 1.7. Зависимость оптимального распределения тепловой нагрузки по ступеням системы подогрева сетевой воды от относительных величин суммарного недогрева в каждой ступени: 1 — 6*2/Ат2 = 0; 2 — 6*2/Ат2 = 0,25; 3 — 6*2/Ат2 = 0,5/ 4 — 6*2/Ат2 = 0,75; 5 — 6*2/Ат2 = 1,0 Влияние режима работы турбоагрегата частично учтено приведенными выше зависимостями, поскольку значения QOT, Дт0 и Э определяются тепловой нагрузкой турбины и режимом работы тепловых 15
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации сетей, а также климатическими условиями района. Дополнительно должно быть рассмотрено влияние имеющегося в турбине конденсационного потока при работе по электрическому графику, так как приведенные ранее зависимости предполагали, что он равен нулю. Считая, что конденсационный расход (поток) через ступени, расположенные между двумя отопительными отборами, равен расходу пара в ЧНД, можно приближенно определить дополнительную мощность конденсационного потока при системе двухступенчатого подогрева сетевой воды в сравнении с одноступенчатым: GHRAhr\rMy ANK 3600 (1.20) Ah — АННП ., . , где у = дт— I An, Ап11Д — изменение использованного теплоперепада соответственно в ступенях, предшествующих нижнему отбору турбины, и в ступенях ЧНД при переходе от одно- к двухступенчатому подогреву сетевой воды. Дополнительная мощность конденсационного потока обеспечивается при неизменном расходе топлива на турбину, поэтому при ее суммировании с дополнительной теплофикационной мощностью, получаемой при ступенчатом подогреве, на которую требуется удельный расход топлива, равный Ьт, должен быть введен коэффициент (3 — Ьк/ (Ьк — Ьт), где Ьк, Ьт — удельные расходы топлива по конденсационному и теплофикационному циклам. Приведенное с учетом суммарного повышения эффективности конденсационного и теплофикационного потоков оптимальное распределение нагрузки по ступеням при работе по электрическому графику при равных суммарных недогревах Ы\ = 6^2 = ^одн: GH аоПТ = 0,5(1-А2(За^ (1.21) где А2 = кт\гы/ (Ащгм + Эх). (1.22) Зависимость ос£пт — /(|3у, GHfl/GOT) приведена на рис. 1.8. Как следует из рис. 1.8, при наличии конденсационного расхода в случае, если у > 0, нагрузку на нижний сетевой подогреватель целесообразно уменьшить. При относительно большом конденсационном расходе оптимальное распределение тепловой нагрузки по ступеням отвечает режиму с полностью открытыми регулирующими клапанами ЧНД. 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 0,4 0,3 0,2 0,1 :=r---i I I I / 2 ' 3 / 4 / 1,2 1,4 PY Рис. 1.8. Оптимальное распределение тепловой нагрузки по ступеням подогрева сетевой воды с учетом наличия конденсационного расхода пара: А2 = 0,7; 1 - Gha/Gqt = 0; 2 - GHM/GOT = 0,25; 3 - GHU/GOT = 0,5; 4 - Gba/Got = 0,75 Условие у > 0 выполняется тогда, когда при снижении давления в нижней камере отбора увеличение использованного теплоперепада в предотборной части турбины численно больше, чем уменьшение использованного теплоперепада в ЧНД. Такое положение возможно на режимах с частично закрытой регулирующей диафрагмой ЧНД, когда снижение давления в нижней камере отбора, происходящее при уменьшении нагрузки на первую ступень, приводит к увеличению степени открытия регулирующей диафрагмы ЧНД. При этом использованный теплоперепад в предотборной части турбины возрастает на Ah пропорционально изменению давления в отборе, в то время как Д/1нд для дроссельной поворотной диафрагмы близка к нулю. 16
i.i. L/utque ihjjiu/ксгчлн На режимах, когда регулирующая диафрагма ЧНД полностью открыта, при снижении давления в нижнем отопительном отборе Ah = А/гнд и следовательно у = 0, поэтому на таких режимах, как видно из рис. 1.8, оптимальным является равное распределение тепловой нагрузки между верхней и нижней ступенями подогрева сетевой воды. Для турбин типа «Т» конденсационный расход пара в пределах отопительного периода ограничен по продолжительности (см. рис. 1.2), поэтому оптимальным является такое распределение нагрузки между сетевыми подогревателями, при котором на основной части режимов, когда <3нд = 0, оно было равным, а на режимах, когда Снд > 0 и регулирующая диафрагма ЧНД частично открыта, нижняя ступень подогрева имела бы большую тепловую нагрузку. Приведенные выше зависимости определяют дополнительную удельную выработку электроэнергии на тепловом потреблении на любом одном режиме. Эффективность системы ступенчатого подогрева сетевой воды в эксплуатационных условиях характеризуется суммарной за годовой период дополнительной выработкой электроэнергии на тепловом потреблении: по дэсум= Г A3Qtdn^ (123) О где по — число часов работы со ступенчатым подогревом воды. Если в отопительный период турбина работает по тепловому графику, т. е. с минимальными пропусками пара в конденсатор, когда влиянием конденсационного потока можно пренебречь, и система сетевых подогревателей выполнена так, что 8t\ = 6^2 = 6г,одн, то максимальная дополнительная выработка электроэнергии при двухступенчатом подогреве сетевой воды определяется зависимостью, следующей из уравнений (1.10) и (1.23): по АЭГах = 0-25 J ^-"збсГ031 • Q^T°dn- ^ о Абсолютные значения QT, Ато, Эь г и их изменение за период работы турбины со ступенчатым подогревом определяются тепловой нагрузкой турбины, режимом работы тепловых сетей, климатическими условиями, типом турбины и ее конструкцией. Величина к определяется параметрами свежего пара и КПД турбины. В табл. 1.2 в качестве примера приведены расчетные значения средней за отопительный период дополнительной выработки электроэнергии. Рассматривались относительная дополнительная выработка п0 ДЭ^ая/Э^3™ и абсолютные значения A3^ax/QcytA, где Э^ум = J A3iQTdn — суммарная выработка о По электроэнергии на тепловом потреблении при одноступенчатом подогреве; Q£yM = J QTdn — суммар- о ная тепловая нагрузка турбины за отопительный период; по — число часов отопительного периода. Таблица 1.2. Дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении при двухступенчатом подогреве сетевой воды Показатель Коэффициент к Коэффициент теплофикации (Хтэц Отношение ЛЭс/тм0,/ЭГ, % Отношение A3^aJQ?", (кВт ■ ч)/ГДж Параметры свежего пара 8,8МПа,535°С 1,15 0,5 9,5 9,6 0,6 11,4 10,9 12,8МПа,565°С 1,1 0,5 8,2 10,5 0,6 9,65 12,0 23,5МПа,560/565°С 1,35 0,5 7,5 12,3 0,6 8,55 13,5 Численные значения 3i и г определены по расчетным данным. Для турбин разных типов, но с одинаковыми начальными параметрами пара эти величины отличаются незначительно, в пределах нескольких процентов, что позволяет рассматривать приведенные в таблице значения практически безотносительно к типу турбин. Как следует из приведенных в табл. 1.2 данных, возможная дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении в зависимости от параметров свежего пара и коэффициента теплофикации составляет 7,5. ..11,4% выработки при одноступенчатом подогреве. Средняя за отопительный период дополнительная удельная выработка составляет 10... 13 (кВт ■ ч)/ГДж. При повышении параметров свежего пара возрастает Эх, при введении промперегрева возрастают 3i и к, что уменьшает относительную величину A3^^ax/3YM, пропорциональную выражению 17
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации {кг\гм + Э1) /3ir, но увеличивает абсолютную дополнительную выработку АЭ2^аа./Э1ум, пропорциональную выражению (/сг|гм + 3i) /3ir. При увеличении коэффициента теплофикации средняя дополнительная удельная выработка, пропорциональная Лто, возрастает. В турбинах, спроектированных с системой ступенчатого подогрева сетевой воды, в пределах отопительного сезона обеспечиваются устойчивые значения КПД предотборных ступеней и распределение тепловых нагрузок, близкое к оптимальному. При расчетных условиях работы турбины и тепловых сетей снижение эффективности из-за ухудшения КПД предотборных ступеней и неоптимального распределения тепловой нагрузки за отопительный период составляет около 5% ^Щтах- При этом приняты меньшие удельные тепловые нагрузки сетевых подогревателей, чем в ранее выпускавшихся установках с одноступенчатым подогревом, а также достигнуто уменьшение потерь в трубопроводах отбора пара, что позволило обеспечить при двухступенчатом подогреве примерно те же суммарные недогревы, что и при одноступенчатом подогреве, и, по "о следовательно, близость к нулю значений J /SS'^Qidn и J A3'2"QTdn. о о Таким образом, теплофикационные турбины, спроектированные с системой ступенчатого подогрева сетевой воды, при работе по тепловому графику с номинальной тепловой нагрузкой обеспечивают дополнительную выработку электроэнергии за отопительный период, близкую к теоретически возможной (максимальной). 1.1.3.2. Ступени подогрева сетевой воды (сетевые подогреватели) питаются паром из отборов до и после промежуточного перегрева пара. Представленные в п. 1.1.3.1 результаты исследования по влиянию распределения тепловой нагрузки между последовательно выполненными ступенями подогрева сетевой воды (сетевыми подогревателями) на экономичность турбины справедливы при подогреве сетевой воды до 110... 125°С и отборе пара на эти ступени из ЧСД. Для турбин, устанавливаемых на ТЭЦ и расположенных на больших расстояниях от района теплопотребления, предусматривается подогрев сетевой воды до более высоких температур (150... 170°С). В этом случае схема подогрева сетевой воды по сравнению с рассмотренной имеет ряд особенностей. Отбор пара из турбины на верхнюю ступень подогрева выполняется из отбора турбины до промежуточного перегрева пара, а отборы пара на первые по ходу воды ступени (одну или две) — после промежуточного перегрева. Температура сетевой воды за последней ступенью подогрева поддерживается за счет дросселирования греющего пара на клапане, расположенном на трубопроводе отбора пара, или за счет частичного обвода сетевой воды помимо верхнего сетевого подогревателя. В схеме с равным распределением тепловой нагрузки все отопительные отборы пара турбины расположены после промежуточного перегрева (в частном случае турбины не имеют промежуточного перегрева пара), а дросселирование отборного пара или обвод сетевой воды исключены из большей части режимов. Исследование влияния распределения тепловой нагрузки на тепловую экономичность турбины для обеспечения повышенной температуры подогрева сетевой воды до 150... L70°C выполнено применительно к турбине с начальными параметрами пара 5,9 МПа, 274,3 °С и параметрами промежуточного перегрева 0,93МПа, 260°С [22]. Рассмотрены две схемы подогрева сетевой воды: трех- и двухступенчатая. Верхняя ступень подогрева в обеих схемах подключена к выхлопу из цилиндра высокого давления до промежуточного перегрева. Давление за ЦВД при перераспределении тепловой нагрузки или изменении температуры сетевой воды остается постоянным. Отборы пара из турбины на первые ступени подогрева сетевой воды расположены после промежуточного перегрева пара, давление в этих отборах принято в соответствии с распределением тепловой нагрузки. На рис. 1.9 показано изменение экономичности теплофикационного потока турбины при трехступенчатом подогреве сетевой воды в зависимости от распределения тепловой нагрузки по ступеням на режиме с нагревом сетевой воды от 60 до 170 °С. На этом режиме потери на дросселирование в отборе пара на верхнюю ступень минимальны. Для 1-й и 2-й ступеней (рис. 1.9, а) оптимальная величина тепловой нагрузки практически одинакова и составляет около 0,28 от общей нагрузки. Для 3-й ступени оптимальная нагрузка равна около 0,44 от общей нагрузки, т.е. в 1,5 раза больше, чем на предыдущие ступени. Данные, полученные по оптимальному распределению тепловой нагрузки по ступеням подогрева сетевой воды при отсутствии дросселирования пара в верхнем отборе, аналогичны известным данным по оптимальному распределению нагрузки по ступеням регенеративного подогрева питательной воды, согласно которым ступень, питающаяся паром из холодной нитки промперегрева, имеет оптимальную нагрузку в 1,5 раза большую, чем предыдущие ступени. Схема с двухступенчатым подогревом сетевой воды рассматривалась при трех температурах наружного воздуха, которым соответствуют температуры прямой и обратной сетевой воды: 170/60°С, 160/50 °С, 152/42 °С. Результаты исследования представлены на рис. 1.9, б, где на режиме температур 18
1.1. Общие положения Де. % Де, % 3 2 - 1 * /7* nljK 1 'л х У |/ / 5* ' б\\ - - - - - — - — 1 > / /'/ / / ' 1 \\1 ^7 8 /' 9 / \ -\ ^Ч ОД 0,2 0,3 0,4 0,5 Qncl 0,3 0,4 0,5 0,6 п 6 Рис. i.9. Влияние распределения тепловых нагрузок между подогревателями сетевой воды на экономичность турбины при трехступенчатом (а) и двухступенчатом (6) подогревах: 1 " Qnc2 = 0,21; 2 - Qnc2 = 0.24; 3 - Qnc2 = 0.27; 4 - Qnc2 = 0.29; 5 - Qnc2 = 0,32; 6 - Qnc2 = 0,35; 7 - W*o6 = 152/42 °C; 8 - tnc/to6 = 160/50 °C; 9 - t^/t^ = 170/60 °C прямой и обратной сетевой воды 170/60 °С при ее двухступенчатом подогреве оптимальная относительная тепловая нагрузка первой ступени Qncl составляет около 0,48 от общей нагрузки. При более низких температурах подогрева сетевой воды оптимальная нагрузка 1-й ступени возрастает и составляет около 0,515 при температурах подогрева сетевой воды от 50 до 160 °С и около 0,575 при температурах подогрева сетевой воды от 42 до 152 °С. Данные по оптимальному распределению тепловой нагрузки при двухступенчатом подогреве на первый взгляд не согласуются с результатами исследования схемы трехступенчатого подогрева. С целью объединения результатов исследований двух- и трехступенчатого подогрева сетевой воды на рис. 1.10 показаны зависимости оптимальной нагрузки 1-й ступени от нагрузки 2-й ступени — Qnci = J {Qnctj и аналогично Qnc2 = / (Qnci) Для схемы с трехступенчатым подогревом. При Qnc2 = 0 или Qncl = 0 трехступенчатый подогрев «вырождается» в двухступенчатый, при этом 1-й ступенью становится по- —он т —о пт догреватель № 1 (при <5Пс2 = 0) или подогреватель № 2 (при Qncl = 0), а 2-й ступенью — верхняя ступень, подключенная до отбора на промежуточный перегрев. Как следует из рис. 1.10, при «вырождении» трехступенчатого подогрева в двухступенчатый оп- тимальная нагрузка на 1-ю ступень (ц!пс] при Qnc2 — 0 или УПС2 ПРИ Qm-.i = 0) Равна ~ 0,48, что согласуется с приведенными на рис. 1.9 данными по двухступенчатому подогреву при температурах прямой и обратной сетевой воды 170/60 °С. Результаты по оптимальному распределению нагрузки между ступенями подогрева сетевой воды (рис. 1.9 и 1.10) могут быть объяснены следующим образом. Тепловая экономичность промежуточного перегрева пара для теплофикационного потока зависит от противодавления отбираемого пара. С повышением противодавления экономичность промежуточного перегрева падает и, начиная с некоторого значения противодавления, становится отрицательной. Для рассматриваемых начальных параметров и параметров промежуточного перегрева пара тепловая экономичность промежуточного перегрева равна нулю при давлении отбираемого пара, равном <~ 0,2 МГТа. Для двухступенчатого подогрева и температуры прямой и обратной сетевой воды 170/60ГС при оптимальном распределении тепловой нагрузки давление в отборе на подогреватель № 1 составляет около 0,2 МПа. Следовательно, для рассматриваемого режима экономичность промежуточного перегрева равна нулю, что эквивалентно отсутствию промперегрева. А при отсутствии промежуточного перегрева оптимальным является примерно равное распределение тепловой нагрузки между ступенями, что и подтверждается данными (рис. 1.9, б, кривая 1). 19
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации Qncl1 Quel 0,5 0,4 0,3 0,2 од 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 оопт о "■*пс2' "«ИС2 Рис. 1.10. Зависимость оптимальных тепловых нагрузок подогревателей сетевой воды первой ступени от нагрузки второй (1) и второй ступени от нагрузки первой (2) при трехступенчатом подогреве сетевой воды Для режимов с температурами прямой и обратной сетевой воды 160/50°С и 152/42°С возникают одновременно два обстоятельства, приводящие к уменьшению тепловой нагрузки на верхнюю ступень и, соответственно, к увеличению оптимальной нагрузки на 1-ю ступень: наличие дросселирования пара, поступающего на верхнюю ступень, более низкая температура обратной сетевой воды, а следовательно снижение давления отбираемого на 1-ю ступень пара, что повышает эффективность промежуточного перегрева. Соответственно оптимальные значения Qnc] возрастают (рис. 1.9, б, кривые 2 и 3). Для трехступенчатого подогрева сетевой воды при равном распределении тепловой нагрузки между ступенями среднее давление отбираемого пара на первые две ступени было бы выше 0,2МПа. В этом случае промежуточный перегрев приводит к снижению экономичности теплофикационного потока. Поэтому более высокая экономичность обеспечивается при увеличении нагрузки 3-й ступени, так как при этом уменьшается расход пара, поступающего на промежуточный перегрев. Целесообразность равного распределения нагрузки между первыми двумя ступенями подогрева определяется тем, что в обе ступени поступает пар после промежуточного перегрева и поэтому для них сохраняется положение о равенстве оптимальных нагрузок. Результаты исследования показывают, что в том случае, когда часть ступеней находится до промежуточного перегрева, а часть ступеней — после него и в отборе на последнюю ступень имеет место дополнительное дросселиование пара (или частичный обвод по сетевой воде), оптимизация распределения тепловой нагрузки не отвечает относительно простым закономерностям (равное распределение тепловой нагрузки) и зависит от ряда факторов, в том числе температуры сетевой воды и давления промежуточного перегрева. 1.1.4. Эффективность двухступенчатого подогрева сетевой воды в теплофикационных паровых турбинах типа «Т» с пониженными начальными параметрами пара В связи с переходом на рыночные отношения, значительным удорожанием топлива и энергетического оборудования появилась необходимость в создании эффективных паровых турбин малой мощности с давлением свежего пара 1,45... 12,8МПа и температурой 320...555°С, способных удовлетворить различные требования заказчика [23]. Появилась также потребность в турбинах «утилизационного типа», призванных использовать отработавший пар турбин типа «Р» (Р-50-12,8/1,3, Р-100-12,8/1,5 и Р-40-12,8/3,1), которые в условиях спада производства или остановлены, или работают с ограниченным расходом свежего пара [36]. Возникла проблема целесообразности использования в указанных турбинах двухступенчатого подогрева сетевой воды, так как исследования его эффективности для паровых турбин с пониженными начальными параметрами пара отсутствуют, а имеются только данные для турбин с начальными параметрами пара 12,8 МПа, 565 °С и 23,5 МПа, 560/565 °С (разд. 1.1.2). При исследовании рассмотрены турбины с давлением свежего пара в диапазоне 1,45... 12,8МПа [186]. Зависимости температур свежего пара и питательной воды, принятые при исследовании, приве- 20 N - -1 - "1% 1 1 ч'\ i 1 2 / - -К-| 1 1 1 / 1^ 1 \ 1 1 \ 1
1.1. Общие положения дены на рис. 1.11 и являются отражением запросов заказчика и реальных конструкций турбин ЗАО «УТЗ». При сопоставлении эффективности одно- и двухступенчатого подогрева принято: давление в регулируемом отопительном отборе и,12МПа, являющееся оптимальным для турбин с одноступенчатым подогревом сетевой воды; температура обратной сетевой воды — 50 °С, что соответствует значению ее на среднезимнем режиме при температурном графике теплосети 150.. .70°С; минимальный расход пара в ЧНД для охлаждения ее ступеней — Ют/ч; потери давления в органах паровпуска — 5% от давления свежего пара и в трубопроводах подвода пара к сетевым подогревателям — 10% от давления в регулируемом отопительном отборе; недогрев сетевой воды в каждом подогревателе — 5°С [187]. to, °С 550 500 450 400 350 300 250 1 1 у 1Ч/ / 1 / Л/1 1 у Л 1 0 2 4 6 8 10 12 14 Давление свежего пара, МПа . Ор 231) 210 19(1 170 150 130 110 Рис. 1.11. Зависимости температур свежего пара и питательной воды от давления свежего пара теплофикационных турбин, принятые при исследовании -^Г • А Т (<?к - q-l) : (1.25) При двухступенчатом подогреве тепловые нагрузки подогревателей приняты равными, что обеспечивает максимальную его эффективность (см. разд. 1.1.2). При выполненных исследованиях конструкции турбин и их тепловые схемы принимались на основании реальных решений, что отразилось на КПД проточной части ступеней, величине утечек пара через концевые уплотнения и штоки регулирующих клапанов, учитывался также нагрев воды в питательном насосе, КПД механический и в генераторе. В качестве показателя сравнительной тепловой экономичности принято значение относительной экономии теплоты £т при равной выработке тепловой и электрической энергии, которая для теплофикационного потока рассчитывается по формуле [47]: ДЭ ЛГТ1 где ДЭ = Э] — Эг — изменение удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении; 1, 2 — номера исходного и сопоставляемого вариантов; 7VTl. QTyp\ — соответственно мощность теплофикационного потока и расход тепла на турбину; qK, qT — удельные расходы теплоты замещающей КЭС и теплофикационного потока. Результаты расчетов эффективности двухступенчатого подогрева сетевой воды по формуле (1-25) представлены на рис. 1.12. При этом рассмотрены два варианта экономичности замещающей КЭС: 1) принята турбина с теми же начальными параметрами пара, что и теплофикационная; 2) принята наиболее экономичная конденсационная паровая турбина типа К-800-23,5-3 с начальными параметрами пара 23,5МПа, 540/540"С с удельным расходом теплоты 7702кДж кВт- ч [188]. Результаты расчета зависимости величины qK от давления свежего пара для определения £т по первому варианту приведены на рис. 1.13. При определении qK давление в конденсаторе принято равным бкПа. На рис. 1.13 также показана зависимость qT от давления свежего пара, которая принята при расчете ет по формуле (1.25) для обоих вариантов замещающей КЭС. Значения </т больше теоретической величины 3600кДж, кВт • ч, так как они включают затраты на холостой ход турбины и потери механические и в генераторе. Механические потери принимались, как отмечено ранее, на основании данных по каждой рассматриваемой турбине, а потери в генераторе определялись исходя из величины его КПД [189]. Результаты расчета зависимостей величин ДЭ/Э: и N.ri/QTypi от давления свежего пара, принятых для определения ет по формуле (1.25), представлены на рис. 1.14. Как видно из формулы (125) и рис. 1.12, экономичность замещающей КЭС оказывает значительное влияние на эффективность двухступенчатого подогрева сетевой воды. 21
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации £т, % 6 5 4 3 2 1 О 2 4 6 8 10 12 14 Давление свежего пара, МПа Рис. 1.12. Зависимость эффективности двухступенчатого подогрева сетевой воды теплофикационных паровых турбин от давления свежего пара: 1 — начальные параметры пара замещающей конденсационной и теплофикационной турбин одинаковые; 2 — в качестве замещающей принята конденсационная турбина К-800-23,5-3 с начальными параметрами пара 23.5 МПа, 540/540°С; давление пара в регулируемом отопительном отборе при одно- и двухступенчатом подогреве сетевой воды — 0,12МПа, то6р = 50°С \ 1 / 2 q, кДж/ (кВт ■ ч) 13000 11000 9000 7000 5000 3000 — 2 |^~~^— ~^2 ^_ 1 1 2 4 6 8 10 12 14 Давление свежего пара, МПа Рис. 1.13. Расчетная зависимость удельного расхода теплоты теплофикационных паровых турбин от давления свежего пара: 1 — конденсационные режимы; 2 — теплофикационные режимы с одноступенчатым подогревом сетевой воды AWQTyp, (МВтч)/ГДж 0,10 о,ов 0,06 0,04 0,02 О ~1 /Э! "т1/чгт 1 . урб ДЭ/Э1 0,16 0.14 0,12 0,10 0,08 О 2 4 6 8 10 12 14 Давление свежего пара, МПа 0,06 Рис. 1.14. Расчетные зависимости для определения эффективности двухступенчатого подогрева сетевой воды по формуле (1.25) 22
1.2. Классификация теплофикационных турбин В сложившихся экономических условиях стоимость электроэнергии, вырабатываемой на промышленных ТЭЦ, значительно ниже стоимости электроэнергии, предлагаемой энергосистемами. В связи с этим на ряде ТЭЦ наметилось стремление получать дополнительную выработку электроэнергии путем установки турбин, питаемых паром котельных. Для таких ТЭЦ, как следует из рис. 1.12, эффективность двухступенчатого подогрева сетевой воды в диапазоне давлений свежего пара 1,45 ... 12,8МПа изменяется от 6,55 до 3,8%. В то же время, если ТЭЦ имеет потребность в электроэнергии от энергосистем, где экономичность замещающей КЭС высока, эффективность двухступенчатого подогрева (согласно рис. 1.12) значительно ниже и составляет 2,1... 2,4%. Необходимо отметить, что установка турбин с двухступенчатым подогревом сетевой воды связана с удорожанием энергетического оборудования, усложнением компоновки турбоустановки и увеличением ее габаритов. Поэтому решение об установке турбин с двухступенчатым подогревом для каждой конкретной ТЭЦ должно приниматься на основании технико-экономических расчетов, учитывающих экономию топлива, удорожание энергетического оборудования и увеличение габаритов турбоустановки. Как следует из рис. 1.12, при давлении свежего пара 12,8МПа и высокой экономичности замещающей КЭС относительная экономия теплоты от применения двухступенчатого подогрева составляет ~ 2,4%, что несколько выше имеющихся данных, которые в зависимости от типа турбин составляют 2... 2,3% (см. разд. 1.1.2). В этом расхождении нет противоречий. Приведенные результаты, как отмечено ранее, получены в предположении, что нагрузки между подогревателями равны. Данные разд. 1.1.2 относятся к годовому периоду и учитывают тот фактор, что распределение нагрузки между сетевыми подогревателями в течение отопительного периода не может быть одинаковым. 1.2. Классификация теплофикационных турбин Для обеспечения потребителя паром соответствующих параметров теплофикационные турбины выполняются с регулируемыми отборами пара или с регулируемым противодавлением. Различают два вида регулируемых отборов пара: производственный и отопительный, используемые соответственно для производственных целей и для отопления, вентиляции и ГВС. В настоящее время выпускаются или находятся в эксплуатации теплофикационные турбины следующих типов, которым присвоены определенные обозначения: - с одним или двумя производственными отборами пара — «П»; - с одним или двумя отопительными отборами пара — «Т»; - с производственным и одним или двумя отопительными отборами пара — «ПТ»; - с противодавлением — «Р»; - с производственным отбором пара и использованием пара противодавления как на технологические нужды, так и на отопление — «ПР». Разрабатываются теплофикационные турбины новых типов: - с производственным отбором пара и использованием пара противодавления на отопление — «ПТР»; - с противодавлением и отопительным отбором пара — «ТР»; - с частичной тепловой нагрузкой — «ТК», а также производственной и тепловой — «ПТК»; эти турбины отличаются тем, что на режиме с номинальной тепловой нагрузкой имеют значительный пропуск пара в конденсатор. Проектирование теплофикационных турбин имеет свои особенности, обусловленные прежде всего наличием регулируемых отборов пара: реализация конструкции турбин, усложненной дополнительными выводами из цилиндра больших объемных расходов пара и размещением регулирующих органов отбора; создание комплектующего оборудования — сетевых подогревателей, обратных и предохранительных клапанов большой пропускной способности и т. п.; размещение многочисленного дополнительного оборудования и трубопроводов отборов пара в машинном зале ограниченных размеров; обеспечение надежности и устойчивой экономичности лопаточного аппарата и турбоагрегата в целом в характерном для теплофикационных турбин широком диапазоне возможных режимов работы и т.д. Переменный режим работы отдельных ступеней турбины приводит к дополнительным нагрузкам предотборных ступеней и упорного (опорно-упорного) подшипника. Это необходимо учитывать при определении прочности лопаточного аппарата, в том числе ступеней ЧНД, и при расчете упорного подшипника. С увеличением единичной мощности и совершенствованием эффективности использования отборов возрастает влияние специфических особенностей теплофикационных турбин на конструкцию турбоагрегата. Паровые теплофикационные турбины по конструктивным особенностям и возможным режимам работы могут быть разделены на две группы: 23
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации 1) турбины с конденсационной установкой и регулируемыми отборами пара1 — типов «Т», «П», «ПТ», «ТК», «ПТК»; 2) турбины с противодавлением, в том числе с регулируемыми отборами пара — «Р», «ПР», «ТР», «ПТР». Для турбин с конденсационной установкой и регулируемыми отборами пара характерны независимое задание тепловой и электрической нагрузок, а также наличие потерь теплоты с паром, поступающим в конденсатор. Для турбин с противодавлением характерны зависимость электрической мощности от тепловой нагрузки и практически полное (за исключением потерь механических, в генераторе и на излучение) использование теплоты пара, подведенного к турбине. Полное обозначение теплофикационной турбины в соответствии с ГОСТ 3618-82 включает: - буквенный символ, указывающий на наличие и вид регулируемого отбора или/и на противодавление, — «Т», «П», «ПТ», «Р», «ПР», «ПТР», «ТР», «ТК», «ПТК»; — числовые значения номинальной и максимальной мощностей в соответствии с ГОСТ 3618—82 для рассматриваемого типоразмера, МВт; фактические номинальная и максимальная мощности могут быть большими, чем приведенные в обозначении, и указываются в технической документации; - числовые значения номинальных давлений свежего пара, регулируемого производственного отбора и противодавления, кгс/см или МПа; — порядковый номер модификации, если это второй или последующий номера и модификация отличается от предыдущей существенным изменением технических характеристик (номинальной мощностью, тепловой нагрузкой, качеством регулирования и т.п.). Следует отметить, что обозначения некоторых типов турбин с регулируемыми отборами пара более ранних выпусков не включают максимальную мощность и номер модификации. Применяются также сокращенные обозначения теплофикационных турбин, содержащие только буквенный символ и численные значения номинальной мощности и давления свежего пара. Для некоторых турбин прежних лет выпуска применяются ранее действовавшие обозначения. В табл. 1.3 приведены обозначения турбин УТЗ по ГОСТ 3618-82, сокращенные и ранее действовавшие обозначения. 1.3. Особенности в определении основных параметров и возможных режимов работы турбины Электрическая мощность Для теплофикационных турбин определяют три значения мощности: номинальная, на конденсационном режиме, максимальная. Под номинальной мощностью понимается наибольшая мощность, которую турбина длительно развивает при номинальной нагрузке и номинальных значениях основных параметров. При изменении давления в регулируемом отборе пара или противодавлении и неизменных всех остальных параметрах, в том числе неизменном расходе свежего пара, мощность турбины изменяется на сравнительно большую величину, определяемую диапазоном изменения давления (в регулируемом отборе или противодавлении). Так, при изменении давления в отопительном отборе в пределах 0,06.. .0,25 МПа, неизменном расходе свежего пара и минимальном пропуске пара в конденсатор мощность турбин типа «Т» на начальные параметры пара 12,8МПа, 555°С изменяется примерно на 15%. В современных турбинах номинальные электрическая мощность и тепловая нагрузка обеспечиваются при давлении в регулируемом отборе (противодавлении), равном номинальному и ниже. При увеличении давления в отборе пара номинальная электрическая мощность может быть получена за счет уменьшения тепловой нагрузки. В некоторых турбинах типа «ПТ» номинальная мощность и номинальные производственный и отопительный отборы пара обеспечиваются и при повышении давления в производственном отборе до верхнего предела. Под максимальной мощностью понимается наибольшая мощность, которую турбина может длительно развивать при определенных соотношениях расходов пара и давлений в отборах пара (противодавления) или на конденсационном режиме, при номинальных значениях других основных параметров. ^■В литературе кроме указанного применяются также следующие наименования: «конденсационные с регулируемыми отборами пара», «с регулируемыми отборами пара и конденсацией», «с конденсационным устройством и регулируемыми отборами пара». 24
1.3. Особенности в определении основных параметров и возможных режимов работы турбины Таблица 1.3. Обозначения теплофикационных турбин УТЗ Обозначение турбин в соответствии с ГОСТ 3617-82 Т-12-29*" Т-25-90*** Т-25-90*" Т-50-130*** Т-50/60-130*** Т-60/65-130 Т-50-130-6**** Т-100-130*** Т-100/120-130-2*" Т-110/120-130-3*** Т-110/120-130-4*" Т-110/120-130-5 Т-116/125-130-7 Т-118/125-130-8 Т-175/210-130*** Т-185/220-130-2 Тп-115/125-130-1 Тп-100/110-90 Т-120/130-130-8 Т-50/60-8,8 К-63-90 К-110-1,6 Т-250/300-240*" Т-250/300-240-2*** Т-250/300-240-3*** Т-255/305-240-5 ПР-25-90/10/0,9*** ПТ-25-90/10*** ПТ-25-90/10*** ПТ-50/60-130/7*" ПТ-135/165-130/15*** ПТ-140/165-130/15-2 ПТ-140/165-130/15-3 Р-6-90/31*** Р-6-90/31*** Р-40-130/31*** Р-100/105-130/15*" Р-102/107-130/15-2 ПТ-90/120-130/10-1 ПТ-90/125-130/10-2 ПТ-30/35-90/10-5 Т-35/55-1,6 Т-53/67-8,0 Т-285/335-23,5 Сокращенное обозначение Т-12-29 — Т-25-90 Т-50-130 Т-50-130 Т-60-130 Т-50-130-6 Т-100-130 Т-100-130-2 Т-100-130-3 Т-100-130-4 Т-100-130-5 Т-116-130 Т-118-130 Т-175-130 Т-185-130 Тп-115-130-1 Тп-100-90 Т-120-130 Т-50-8,8 К-63 К-110 Т-250-240 Т-250-240-2 Т-250-240-3 Т-250-240-5 ПР-25-90 ПТ-25-90 ПТ-25-90 ПТ-50-130 ПТ-135-130 ПТ-140-130-2 ПТ-140-130-3 Р-6-90 Р-6-90 Р-40-130 Р-100-130 Р-100-130 ПТ-90-130-1 ПТ-90-130-2 ПТ-30-90 Т-35-1,6 Т-53 Т-285 Прежнее обозначение АТ-12-1 ВТ-25-4* ВТ-25-5" ВТ-50-1 — — — ВТ-100-1 — — — — — — — — — — — — — — — ВПТ-25-3* ВПТ-25-4* ВПТ-50-4* — — — ВР-6-2* ВР-6-3" — — — — — — — * to = 500°C. " to = 535 °С. Ь настоящее время не выпускается. п = 3600 об мин.
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации Для турбин с двумя регулируемыми отборами пара максимальная мощность определяется из условия одновременно возможного полного пропуска пара через ЧВД, ЧСД и ЧНД при соответствующем уменьшении отборов пара. Для турбин с противодавлением максимальная мощность определяется исходя из полного расхода пара и минимального противодавления. Максимальная мощность некоторых типов турбин может быть ограничена допустимой нагрузкой генератора. Мощность на конденсационном режиме для турбин типа «Т» равна или больше номинальной, в том числе может быть равна максимальной. Для турбин типа «ПТ» — равна или меньше номинальной. Отопительные отборы пара Современные теплофикационные турбины имеют предназначенные для ступенчатого подогрева сетевой воды, как правило2, два отопительных отбора пара: верхний и нижний. Разрешается работа как с включенными обоими отборами пара, так и с одним нижним отбором. Пар из отопительных отборов поступает в сетевые подогреватели, присоединенные соответственно к нижнему и верхнему отопительным отборам. Использование пара отборов для иных целей типовой схемой турбоустановки не предусматривается и при необходимости в каждом отдельном случае подлежит согласованию с заводом-изготовителем. Турбины снабжены одним регулятором давления отопительных отборов пара и имеют один регулирующий орган, расположенный перед ЧНД в нижней камере отбора. Исключение составляет турбина ПТ-140-130, которая имеет два регулируемых отбора пара для обеспечения отборов пара на вакуумный и атмосферный деаэраторы. Поскольку имеется только один регулирующий орган ЧНД, регулируемое давление (или температуру подогрева сетевой воды) одновременно можно поддерживать только в одном из двух отопительных отборов, а именно: в верхнем — при обоих включенных отборах пара, в нижнем — при включенном нижнем отборе. При поддержании системой регулирования разности температур до и после сетевых подогревателей эта разность может поддерживаться или суммарно по обоим сетевым подогревателям, или в одном нижнем сетевом подогревателе. Распределение тепловой нагрузки между верхним и нижним отборами определяется размерами проточной части ступеней, расположенных между отборами, а также недогревами воды до температуры насыщения в сетевых подогревателях и сопротивлением трубопроводов отопительных отборов пара. Поэтому в условиях эксплуатации распределение тепловой нагрузки устанавливается в зависимости от режима работы турбины, а именно: температуры сетевой воды до и после подогревателей, расхода сетевой воды, электрической мощности, — и не может быть произвольно изменено без соответствующего изменения режима работы турбины. Использование теплоты пара, поступающего в конденсатор В некоторых теплофикационных турбинах возможно использование теплоты потока пара в ЧНД (так называемый вентиляционный пропуск пара) для подогрева обратной сетевой или подпиточной воды тепловых сетей. В этом случае турбина работает в режиме, идентичном режиму работы турбины с противодавлением: вся теплота, подведенная к турбоагрегату, за исключением потерь механических, в генераторе и на излучение, используется на выработку электрической и тепловой энергии. Одновременно исключается возможность независимого задания тепловой и электрической нагрузок, так как электрическая мощность турбины на таком режиме работы определяется параметрами тепловой нагрузки. Характерным для режимов работы турбин с использованием теплоты вентиляционного потока пара является ограниченный пропуск пара в конденсатор, а при охлаждении конденсатора обратной сетевой водой — также и ухудшенный вакуум, что приводит к повышению температуры отработавшего пара и, следовательно, лопаток ЧНД и выхлопного патрубка турбин. Возможность работы с использованием теплоты вентиляционного потока пара обеспечивается конструкцией конденсатора, имеющего выделенную часть поверхности охлаждения, так называемый встроенный пучок, в который может поступать обратная сетевая или подпиточная вода [7, 39]; системой регулирования, позволяющей осуществить в турбине с конденсационной установкой режим работы, идентичный режиму работы турбины с противодавлением; конструкцией цилиндра низкого давления, снабженного системой охлаждения и работоспособного в условиях малых расходов пара, ухудшенного вакуума и повышенной температуры. Экономическая эффективность использования теплоты пара, поступающего в конденсатор, рассматривается в разд. 3.1.3. 2Турбины ПТ-30-90, Т-35-1,6 имеют один отопительный отбор. 26
1.3. Особенности в определении основных параметров и возможных режимов работы турбины Тепловая нагрузка Согласно принятой в настоящее время терминологии для турбин типа «Т» различают номинальную тепловую нагрузку, равную суммарной величине отопительных отборов пара, и максимальную тепловую нагрузку, равную суммарной величине отопительных отборов пара и использованной теплоты в конденсаторе. Номинальная и максимальная тепловые нагрузки турбин типа «Т» определяются на номинальном режиме работы турбины, т.е. при номинальных параметрах свежего пара и давлении в регулируемом отборе, а также полностью включенной системе регенерации. Номинальная нагрузка определяется при минимальном пропуске пара в конденсатор. Возможные наибольшая номинальная и максимальная тепловые нагрузки зависят от давления в регулируемом отборе пара. Рассмотрим характер этой зависимости. Согласно общему уравнению энергии, QTyp = 36ooive + qt + ддм.г.и. + ддКОн, (i.26) где <Зтур — расход теплоты на турбину; QT — суммарная тепловая нагрузка отопительных отборов; Лфм.г.и. ~~ потери механические, в генераторе и на излучение; AQkoh — теплота, поступившая с паром в конденсатор. Из уравнения (1.26) следует, что тепловая нагрузка отборов и использованной теплоты пара в конденсаторе (максимальная нагрузка) составит: QT + AQKOH = g.ryp - (3600iVe + AQM.r.„.). (1.27) а тепловая нагрузка отопительных отборов (номинальная нагрузка) — Qt = <2тур " (36(ХЩ. + ЛУМ.Г.И. + ДУкон) ■ (1-28) Очевидно, что наибольшая номинальная тепловая нагрузка может быть получена при максимальном расходе свежего пара (максимальной величине QTyp) и закрытых регулирующих органах ЧНД, когда пропуск пара в конденсатор минимален. Этот пропуск определяется зазорами в полностью закрытых регулирующих органах ЧНД и пропорционален давлению перед ЧНД. При неизменном максимальном расходе свежего пара (QT = const) и неизменном закрытом положении регулирующих органов ЧНД с повышением давления в регулируемом отборе пара мощность турбины уменьшается, а минимальный пропуск пара в ЧНД, пропорциональный давлению перед закрытыми регулирующими органами ЧНД, возрастает. При снижении давления в отборе пара мощность возрастает, а пропуск пара в ЧНД уменьшается. Величина Д<3м.г.и. при изменении давления в отборе пара остается практически постоянной. Следовательно, возможная наибольшая тепловая нагрузка отборов пара (номинальная нагрузка), определяемая зависимостью (1.28), зависит как от изменения мощности, так и от пропуска пара в конденсатор. Поэтому при повышении давления в отборе пара в зависимости от зазоров (так называемой плотности) регулирующих органов ЧНД нагрузка отборов пара может как возрасти, так и уменьшиться. С одной стороны, повышение давления в отопительных отборах связано с увеличением температуры конденсата греющего пара сетевых подогревателей, что ведет к уменьшению отборов пара на регенерацию и увеличению тепловой нагрузки. С другой стороны, повышение давления в отопительных отборах приводит к увеличению пропуска пара в конденсатор через неплотности регулирующих органов ЧНД и уменьшению тепловой нагрузки. Максимальная тепловая нагрузка при постоянной величине <3тур. как следует из зависимости (127), зависит только от электрической мощности турбины. Поэтому с повышением давления в отборе максимальная тепловая нагрузка возрастает, поскольку мощность снижается, а при уменьшении давления в отборе снижается, поскольку мощность возрастает. Для турбины Т-100-130, например, при двухступенчатом подогреве сетевой воды при повышении давления в отборе от 0,06 до 0,25МПа максимальная тепловая нагрузка возрастает на ~ 8%. В турбинах типа «ПТ» номинальные производственная и тепловая нагрузки соответствуют режиму с номинальными значениями электрической мощности, давлений в регулируемых отборах и параметров свежего пара при полностью включенной регенерации и минимальном пропуске пара в конденсатор. При этом номинальная тепловая нагрузка равна суммарной нагрузке отопительных отборов. Максимальный производственный отбор определяется при выключенных отопительных отборах пара и расходе свежего пара, равном номинальному. Возможны два понимания максимального производственного отбора: - при номинальной электрической мощности турбины; при этом пропуск пара в ЧНД на рассматриваемом режиме может быть больше минимального; - при минимальном пропуске пара в конденсатор; при этом электрическая мощность может быть меньше номинальной. 27
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации Максимальная тепловая нагрузка турбин типа «ПТ» определяется исходя из максимальной пропускной способности ЧСД и включает использованную теплоту пара, поступающего в конденсатор, если такое использование предусмотрено конструкцией конденсатора. Номинальная электрическая мощность на режиме с тепловой нагрузкой в зависимости от пропускной способности ЧСД обеспечивается при производственном отборе пара, равном нулю или больше. Режимы работы Для теплофикационных турбин характерно многообразие возможных режимов работы. В зависимости от наличия тепловой нагрузки они могут быть разделены на две группы: конденсационные и теплофикационные режимы. Конденсационные режимы работы, возможные в теплофикационных турбинах с конденсационной установкой, характеризуются тем, что тепловая нагрузка отсутствует, а регулирующие органы отборов полностью открыты. Конденсационный режим теплофикационной турбины идентичен режиму работы конденсационной турбины. Теплофикационные режимы работы характеризуются наличием тепловой нагрузки. Система регулирования, воздействующая на регулирующие органы турбины, обеспечивает поддержание требуемых параметров теплопотребления. Теплофикационные режимы могут быть разделены на две подгруппы. А. Режимы работы по тепловому графику, имеющие место, когда теплота отработавшего в турбине пара может быть отдана только тепловому потребителю. При работе по тепловому графику электрическая мощность определяется тепловой нагрузкой и не может быть изменена без соответствующего изменения теплового потребления. Режим работы по тепловому графику (называемый также режимом с противодавлением) характерен для турбин типов «Р», «ПР», «ТР» и возможен в турбинах типов «Т», «ПТ» при работе последних с закрытыми регулирующими органами ЧНД и охлаждении конденсатора подпиточной или обратной сетевой водой. Изменение нагрузки турбины при работе по тепловому графику осуществляется за счет изменения расхода свежего пара воздействием системы регулирования на органы парораспределения чвд. Режим работы турбины по тепловому графику характеризуется высокой экономичностью, поскольку вся электрическая мощность энергоустановки вырабатывается на тепловом потреблении. Частным случаем работы турбин типов «Т» и «ПТ» по тепловому графику является режим работы с охлаждением конденсатора циркуляционной водой, но при закрытых регулирующих органах ЧНД. В этом случае имеются ограниченные потери теплоты в конденсаторе, определяемые расходом пара через зазоры закрытых регулирующих органов ЧНД. Б. Режимы работы по электрическому графику с независимым заданием электрической и тепловой нагрузок, возможные в том случае, когда теплота отработавшего пара может быть отдана не только тепловому потребителю, но и циркуляционной воде. Наличие конденсатора у турбин типов «Т» и «ПТ», охлаждаемого циркуляционной водой, позволяет увеличить электрическую нагрузку сверх вырабатываемой на тепловом потреблении за счет увеличения пропуска пара в конденсатор. Регулирующие органы ЧНД при работе по электрическому графику частично или полностью открыты. Независимые изменения электрической и тепловой нагрузок осуществляются воздействием системы регулирования на органы парораспределения ЧВД и ЧНД, а в турбинах типа «ПТ» — также и на органы парораспределения ЧСД. На теплофикационных режимах как в случае теплового, так и электрического графика имеет место одновременная выработка электрической и тепловой энергии, поэтому при анализе работы турбины (например, определении сравнительной экономичности, построении диаграммы режимов и т.п.) целесообразно общий расход свежего пара разделить на два потока: определяемый тепловым потреблением и независимый от него. Условное деление на два потока может быть выполнено разными, несколько отличными друг от друга способами. В качестве основного принято деление, отвечающее рассмотренной классификации теплофикационных режимов, а именно: на теплофикационный расход свежего пара, равный расходу пара на турбину при работе по тепловому графику с той же тепловой нагрузкой, что и на рассматриваемом режиме; на конденсационный расход свежего пара, равный разности между расходом свежего пара и теплофикационным расходом. Величины, относящиеся к теплофикационному и конденсационному расходам пара, обозначаются надстрочными индексами «т» и «к» (jVer, N*, Q7ryp, Q"yp. ql. q" и т. д.). Кроме рассмотренного деления расхода пара, широко применяется, например, при определении показателей экономичности также и условное деление на следующие две части: 28
1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турбин УТЗ - расход пара, поступающий на тепловое потребление, равный сумме расходов пара на тепловое потребление и соответствующей части регенеративных отборов; - расход пара, поступающий в конденсатор, равный сумме расходов пара в конденсатор и соответствующей части регенеративных отборов. Условные обозначения такого деления — подстрочные индексы «т» и «к» (например, N.r, NK, Q.r, <?т. Як И Т. Д.). Теплофикационный расход свежего пара G'.ppyp больше расхода пара, поступающего на тепловое потребление G.r на величину расхода пара в конденсатор на режиме теплового графика, соответственно Щ > 7VT. 1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турбин УТЗ УТЗ разрабатывает и выпускает теплофикационные турбины всех указанных выше типов, кроме турбин типа «П». Характерным для работ завода является выполнение теплофикационных турбин разного типа в виде единой серии или группы с общими конструктивными решениями и широкой унификацией отдельных узлов и деталей. В послевоенный период разработаны турбины мощностью 12 МВт, в 50-х годах — турбины мощностью 25 МВт, основные технические характеристики этих турбин представлены в табл. 1.4. В этой же таблице приведены данные по турбине ПТ-30/35-90/10 номинальной мощностью 30 МВт, конструкция которой разработана в настоящее время на базе выпускавшейся ранее турбины меньшей мощности типа ПТ-25-90/10 [24]. К началу 60-х годов разработаны теплофикационные турбины мощностью 40... 100МВт на начальные параметры пара 12,8МПа, 565°С. Группа включает пять типов турбин: ПТ-50-130/7 с производственным и двумя отопительными отборами пара, Т-50-130, Т-100-130, Т-50-130-6 (п = 3600об, мин) с двумя отопительными отборами пара, Р-40-130/31 с противодавлением. В новой группе турбин предусмотрено комплексное повышение эффективности в сравнении с ранее выпускавшимися турбинами за счет следующих основных технических решений: - снижения температурного уровня отвода теплоты из цикла путем организации ступенчатого подогрева сетевой воды, исключения дросселирования отбираемого пара, уменьшения потерь давления в трубопроводах отбора и недогревов в сетевых подогревателях; - рационального выбора конструкции турбины исходя из условия совместной работы теплофикационной турбины и тепловых сетей, аэродинамической отработки лопаточного аппарата и элементов парового тракта; - исключения потерь теплоты с паром, поступающим в конденсатор, работы турбин с регулируемыми отборами пара в режиме теплового графика (режим с противодавлением); - обеспечения высокой эксплуатационной надежности и коротких сроков освоения нового оборудования; - повышения степени автоматизации турбины и всей турбоустановки. Реализация этих решений в турбинах мощностью 10... 100 MB г позволила обеспечить повышение технико-экономических показателей ТЭЦ. Опыт эксплуатации подтвердил их высокую надежность и эффективность принятых новых решений. Проводимые работы по дальнейшему совершенствованию конструкции с учетом опыта эксплуатации турбин в разных климатических районах РФ и за рубежом позволили повысить мощность и гарантируемую экономичность турбин этой группы. Основные технические характеристики турбин мощностью 10... 100 МВт и их последующих модернизаций приведены в табл. 1.5. Турбины, входящие в рассматриваемую группу, имеют сравнительно небольшой расход свежего пара на номинальном режиме (250... 480т ч), поэтому оптимальными явились применение двухвенечного регулирующего колеса с ограниченным изоэнтропийным перепадом и выполнение ступеней ЧВД с малым диаметром. Последующие ступени, расположенные в цилиндрах среднего или низкого давления, имеют больший объемный расход и выполнены с большими диаметрами. Проточные части спроектированы с учетом совместной работы турбины и тепловых сетей. Целесообразность этого определяется тем, что в условиях работы со ступенчатым подогревом сетевой воды, расширенным диапазоном регулируемого давления и использованием теплоты пара, поступающего в конденсатор, в значительной мере расширилась взаимосвязь турбин и тепловых сетей, которая приводит к существенно переменному режиму работы ступеней, примыкающих к отборам. Ниже приводится краткое описание базовых турбин завода и основных технических решений, заложенных в их разработку. Турбина Т-100-130 (рис. 1.15) выполняется трехцилиндровой. В цилиндре высокого давления пар расширяется до давления верхнего регенеративного отбора (около 3,4МПа), в цилиндре среднего давления — до давления нижнего отопительного отбора. ЦНД двухпоточный; в каждом потоке размещены 29
Таблица 1.4. Основные технические характеристики турбин УТЗ мощностью 6, 12, 25 и 30 МВт о 0J Характеристика Мощность, кВт: номинальная на конденсационном режиме максимальная Частота вращения ротора, об/мин Параметры свежего пара: давление, МПа температура, °С Расход свежего пара, т/ч: номинальный максимальный Пределы регулирования давления в отборах, МПа: производственном отопительном Пределы регулирования противодавления, МПа Нагрузка отборов, тч: производственного (номинальная) производственного (максимальная) отопительного (номинальная) отопительного (максимальная) Номинальный расход пара в противодавление, т/ч Температура подогрева питательной воды, °С Количество отборов для регенерации Тип турбины Т-12-29 12000 12000 3000 2,8 400 83 0,12... 0,25 60 156 3 ПТ-12- 35/10 12000 12000 14400 3000 3.4 435 109,2 115 0,3... 1,3 0,12... 0,252 50 80 40 65 152 3 Т-12-35 12000 12000 14400 3000 3.4 435 79,7 90 0,12... 0,252 65 65 166 3 Р-б- 90/31 6000 6000 3000 8,8 500 102,6 — 2,8... 3,2 — — Р-б- 90/31 6000 6000 3000 8,8 535 97,8 — 2,8... 3,23 — — ПТ-25-90/10 25000(30000)* 25000(27000)* 30000(35000)* 3000 8,8 535 160 190 0.8... 1,3 0,07... 0,25 70(83)* 125 53(63)* 92 218 6 Т-25-90 25000(30000)* 25000(30000)* зоооо(згооо)1 3000 8,8 535 129 160 0,07... 0,25 92 92 218 6 ПР-25- 90/10/0,9 25000 30000 3000 8,8 535 161 190 0,8... 1,3 0,05... 0,25 65 100 63 217 4 ПТ-30/35- 90/10-5 30000 30000 35000 3000 8,8 535 190 240 0,8... 1,3 0,07... 0,25 83 160 63 92 207 6 1 В скобках указано увеличение мощности и отборов турбин последующих модификаций. 2 Допускается снижение давления в регулируемом отопительном отборе до 0,07 МПа. Допускается повышение противодавления до 3,6 МПа при соответствующем уменьшении мощности. О
Таблица 1.5. Основные технические характеристики турбин УТЗ мощностью 40... 100 МВт Характеристика Мощность, кВт: номинальная на конденсационном режиме максимальная Частота вращения ротора, об, мин Параметры свежего пара: давление, МПа температура, °С Расход свежего пара, т ч: номинальный максимальный Пределы регулирования давления в отборах, МПа: производственном верхнем отопительном нижнем отопительном 11ределы регулирования противодавления, МПа Нагрузка: производственная (номинальная), т ч тепловая (номинальная), ГДж, ч (Гкал/ч) производственная (максимальная), т;ч тепловая (максимальная) ГДж, ч (Гкал/ч) Номинальный расход пара в противодавление, т, ч Номинальная температура подогрева питательной воды, "С Количество отборов для регенерации Тип турбины Р-40- 130/31 40000 — 43000 3000 12,8 5653 456 470 - — 2,8. . . 3,5 — — — 446 - — I6 Т-50/ 60-130 55000 55000 65000 3000 12,8 5653 256 265 0,06. .0,25 0,05 . . .0,2* — — 398(95) — 418(100) — 232 7 Т-60/ 65-130 60000 65000 65000 3000 12,8 5653 280 300 0.06. . .0.25 0,05. . .0,2* - — 419(100) — 440(105) — 232 7 Т-50- 130-6 50П00 50000 60000 3000 12,8 5653 240 250 0.U6. .0,25 0,05 . . .0,2* — — 377(90) — 377(90) - 225 7 ПТ-50/ 60-130/7 50000 50000 60000 3000 12,8 5653 274 300 0,5. . . 1,0 0.06. . .0,25 0,05. . .0,2* — 118 167(40) 160 251(60) - 230 7 т-юо/ 120-130 100000 100000 120000 3000 12,8 5653 441 460 U,06. .0,25 0,05. . .0,2* — 118 670(160) — 670(177) - 229 7 Т-100/ 120-130-2 10500U 105000 120000 3000 12,8 5653 460 465 0.06. . .0,25 U,05 . . . 0,2* — — 703(168) — 741(177) — 232 7 Т-110/ 120-130-3 110UUU 110000 120000 3000 12,8 555 480 485 0,06. .0,25 0,05. . .0,2* - — 733(175) - 770(184) - 232 7 т-ио/ 120-130-41 1100U0 120000 120000 3000 12,8 555 48U 485 0,06. . .0,25 0,05. . .0,2* — — 733(175) — 770(184) — 232 7 Т-116/ 125-130-7 116000 125000 125000 3000 12,8 555 495 510 0,06. . .0,25 0,05. . .0,2* — — 770(184) — 808(193) - 234 7 Т-118/ 125-130-82 118000 125000 125000 3000 12,8 555 505 520 0,06. .0,25 0,05. . .0,2* — — 787(188) — 825(197) - 235 7 СО Пятая модификация имеет те же основные параметры, указанные в таблице, что и модификация четвертая, 2 Выпускается также под маркой Т-120/130-130-8, имеет ту же геометрию, максимальный расход свежего пара. Повышение номинальной мощности до 120 МВт, максимальной и конденсационной, до 130 МВт обеспечивается за счет соответствующего увеличения расхода свежего пара на этих режимах. 3 Разрешается работа турбины при номинальной температуре свежего пара 555 °С; соответствующие изменения номинального расхода свежего пара, номинальной и максимальной мощности и тепловой нагрузки указываются в технических условиях на эти турбины. При работе с одним нижним отопительным отбором и при мощности не выше номинальной допускается снижение давления в этом отборе до 0,03 МПа. 5 Отбор из линии противодавления,
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации две ступени, высота лопатки последней ступени — 550мм. ЦВД выполнен противоточным относительно ЦСД, что позволило применить жесткую муфту между роторами высокого и среднего давления и один упорный подшипник с сохранением относительно небольших осевых зазоров в проточной части как ЦВД, так и ЦСД. Выполнению теплофикационных турбин с разворотом ЦВД и одним упорным подшипником способствовало достигнутое в турбинах уравновешивание основной части осевого давления в пределах каждого отдельного ротора и передачи оставшегося ограниченного усилия на подшипник. Отопительные отборы пара выполнены из нижней половины ЦСД, регулирование тепловой нагрузки осуществляется регулирующими диафрагмами ЦНД. Более подробно описание турбины Т-100-130 и ряда ее модификаций представлено в [5, 7]. В группу теплофикационных турбин большой мощности УТЗ в настоящее время включены турбины следующих типов: - Р-100/105-130/15 — с противодавлением; - ПТ-135/165-130/15 — с регулируемым производственным и двумя отопительными отборами пара; - Т-175/210-130 — с двумя отопительными отборами пара; - Т-250/300-240 — с двумя отопительными отборами пара. Разработаны и изготавливаются также модификации рассматриваемых турбин: Р-102/107-130/15-2; ПТ-140/165-130/15-2; ПТ-140/165-130/15-3; Т-185/220-130-2; Т-250/300-240-2; Т-250/300-240-3; Т-255/305-240-5, которые имеют увеличенные электрические мощности и тепловые нагрузки. Основные параметры турбин рассматриваемой группы приведены в табл. 1.6. Для группы турбин большой мощности характерны следующие основные технические решения, использованные при их разработке. 1. Основные параметры новых турбоагрегатов выбраны с учетом использования существующего котельного, электротехнического и комплектующего оборудования. Такое решение позволяет ускорить освоение нового оборудования ТЭЦ, ограничивая его освоение только собственно турбиной. Так, например, турбина Т-250-240 спроектирована для работы совместно с котлом, генератором и регенеративными подогревателями, применяемыми в конденсационных блоках мощностью 300МВт. Для турбин Р-100-130, ПТ-135-130 и Т-175-130 и их модификаций принятые расход и параметры свежего пара позволяют использовать выпускаемые серийно котлы, генераторы и ПВД. Следует, однако, отметить, что при этом несколько нарушилась нормальная шкала номинальных мощностей турбоагрегатов. 2. В турбинах большой мощности, несмотря на значительные конструктивные трудности, сохранены те же принципиальные решения по использованию отопительной нагрузки, которые хорошо зарекомендовали себя в турбинах мощностью 50... 100МВт, в том числе: ступенчатый подогрев сетевой воды паром, отбираемым из двух отопительных отборов; исключение дросселирования отбираемого пара за счет соответствующего расширения диапазона регулируемого давления в отопительных отборах; возможность использования теплоты пара, поступающего в конденсатор; работа конденсационных турбин как по электрическому, так и по тепловому графикам; проектирование проточной части с учетом особенностей совместной работы турбины и тепловых сетей и т.д. 3. Для повышения экономичности ТЭЦ предусмотрено расширение эксплуатационных возможностей турбин большой мощности за счет следующих решений: - организации дополнительных нерегулируемых отборов пара для внешнего теплопотребления, что позволило исключить использование на ТЭЦ редуцированного свежего пара или дросселируемого пара более высоких параметров; - расширения пределов регулирования производственного отбора пара в турбинах типа Р-100-130 и ПТ-135-130 до 1,2...2.1МПа и увеличения верхнего предела регулирования отопительного отбора пара до 0,3МПа в турбине Т-175-130, что увеличило область возможного эффективного использования регулируемых отборов; - использования отборов пара турбины ПТ-135-130 для подогрева и деаэрации добавочной воды, восполняющей потери конденсата производственного отбора пара как самой турбины, так и находящихся на ТЭЦ турбин типа «Р»; - обеспечения возможности получения дополнительной электрической мощности и тепловой нагрузки в турбине Т-175-130 за счет отключения ПВД. 4. Максимальная мощность на конденсационном режиме выбрана исходя из максимального расхода пара: 300МВт для турбины Т-250/300-240 и 210МВт для турбины Т-175/210-130. Турбины большой мощности, несмотря на отличия в начальных параметрах, типе и нагрузках, объединены общими конструктивными решениями и унифицированы по ряду узлов, в том числе по наиболее ответственным. Турбины выполнены одновальными, с частотой вращения 50с-1. По сравнению с 32
1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турЬин У13 33 Рис. 1.15. Паровая турбина J-110/120-130-5
Таблица 1.6. Основные технические характеристики турбин УТЗ большой мощности Характеристика Мощность, кВт: номинальная на конденсационном режиме максимальная Частота вращения ротора, об мин Номинальные параметры пара: давление свежего пара, МПа температура свежего пара, °С температура промперегрева, °С Расход свежего пара, т 'ч: номинальный максимальный Пределы регулирования давления в отборах, МПа: производственном верхнем отопительном нижнем отопительном Пределы регулирования противодавления, МПа Нагрузка: производственная (номинальная), т. ч тепловая (номинальная), ГДж/ч (Гкал ч) производственная (максимальная), т ч тепловая (максимальная), ГДж/ч (Гкал, ч) Номинальный расход пара в противодавление, т, ч Номинальная температура подогрева питательной воды, °С Количество отборов для регенерации Тип турбины Р-100/105- 130/15 100000 105000 3000 12.К 565* — 76(1 760 - 1,2. . .2,06 — — - — 650 234 3 Р-102/107- 130/15-2 102000 107000 3000 12.К 555* — 785 810 - 1,2. . . 2,U6 — — — — 670 234 3 ПТ-135/ 165-130/15 135000 120000 162 3000 12.К 565 — 734 760 1,2. .2,06 0,06. . . 0.25 0,04. . .0,12 - 320 460(110) 390 460(110) — 232 7 ПТ-140/ 165-130-15-2 142000 120000 167000 3000 12.К 555 — 788 810 1,2. .2,06 0,06. . .0.25 0,04. . .0,12 - 335 480(115) 500 586(140) - 232 7 ПТ-140/ 165-130/ 15-3 143000 120000 167000 3000 12.8 555 — 788 810 1,2. .2,06 0,06. . .0,25 0,04 . . .0,12 — 335 502(120) 500 586(140) - 232 7 T-175/ 210-130 175000 210000 210000 3000 12.8 555 — 745 760 0,иВ . . . 0,29 0,05. . .0,2 — — 1130(270) — 1170(280) — 232 7 Т-185/ 220-130-2 185000 220000 220000 3000 12.8 555 — 786 810 U,06. .0,29 0,05 . . .0,2 — - 1170(280) - 1215(290) - 232 7 Т-250/ 300-240-2 250000 300000 300000 3000 23.5 540 540 955 980 0,06. . .0,20 0,05 . . .0,15 — — 1380(330) - 1380(330) - 263 9 Т-250/ 300-240-3 250000 300000 300000 3000 23.5 540 540 955 980 0.U6. . .0,20 0,05. . .0,15 — — 1465(350) — 1465(350) - 263 9 Т-255/ 305-240-5 255000 305000 305000 3000 23.5 540 540 980 1000 0,06. . .0,20 0,05 . . .0,15 — — 1465(350) - 1549(370) - 265 9 Разрешается эксплуатация с температурой свежего пара 555 °С.
1A. исновные технические характеристики теплофикационных туроин У13 турбинами мощностью 10... 100 МВт рассматриваемые турбины имеют в 1,5... 2,0 раза больший объемный расход свежего пара. В этих условиях оптимальным является применение в ЧВД одновенечной регулирующей ступени с малым теплоперепадом, что позволило повысить экономичность турбин. Турбина Т-250/300-240 (рис. 1.16) рассчитана для работы на сверхкритических параметрах пара, с промежуточным перегревом пара и выполнена одновальной, четырехцилиндровой (ЦВД + ЦСД-1 + + ЦСД-2 + ЦНД). ЦВД двухстенный, противоточный, проточная часть ЦВД состоит из 12 ступеней, в том числе одновенечной регулирующей ступени, пяти ступеней давления в левом потоке и шести ступеней давления в правом потоке. Пар к ЦВД подводится от двух блоков клапанов, в каждом блоке имеются один стопорный и три регулирующих клапана. После ЦВД пар отводится для промежуточного перегрева в котлоагрегат, из которого направляется в ЦСД-1 через два блока, в каждом из которых расположены отсечной и регулирующий клапаны. ЦСД-1 однопоточный, одностенный, имеет 10 ступеней. Из ЦСД-1 пар давлением около 0,55 МПа на номинальном режиме поступает в ЦСД-2, выполненный двухпоточным с шестью ступенями в каждом потоке, из которых четыре ступени размещены до верхнего отопительного отбора и две ступени — между верхним и нижним отопительными отборами. После ЦСД-2 часть пара может направляться в нижний отопительный отбор, а оставшийся пар поступает в ЦНД. Давление пара за ЦСД-2 на номинальном конденсационном режиме составляет около 0,08 МПа. ЦНД — двухстенный, двухпоточный, в каждом потоке по три ступени, в том числе регулирующая ступень. Пропуск пара в ЦНД регулируется поворотными регулирующими диафрагмами. Рабочие лопатки последней ступени ЦНД имеют длину 940мм при среднем диаметре 2390мм, что соответствует торцевой площади обоих выхлопов 14.1м2. Из ЦНД пар направляется в конденсатор. Турбина допускает нерегулируемые отборы пара из выхлопа турбопривода в количестве до (Ют ч и из холодного промперегрева — до 30т ч; при наличии указанных отборов мощность турбины и тепловая нагрузка соответственно снижаются. Турбины Р-100/105-130/15, ПТ-135/165-130/15, Т-175/210-130 с начальным давлением пара 12,8МПа выполнены на одинаковый максимальный расход свежего пара (табл. 1.6), что позволяет применить единую конструкцию паровпуска и ЦВД с противодавлением 1,5 МПа, равным номинальному противодавлению для турбины Р-100-130. В сравнении с турбинами мощностью 40... 100 МВт для ЦВД рассматриваемых турбин характерны более высокое давление пара в камере регулирующей ступени из-за применения одновенечного колеса, а также необходимость организации отборов на регенерацию из-за более низкого противодавления. В этих условиях оптимальным явилось выполнение противоточной (петлевой) схемы проточной части с двухстенным корпусом в зоне паровпуска и первой группы ступеней. Пар к турбинам поступает от двух отдельно стоящих стопорных клапанов. Парораспределение сопловое, четырехклапанное. Регулирующие клапаны размещены на корпусе турбины. К внутреннему корпусу пар подводится в средней части цилиндра. Проточная часть ЦВД имеет 13 ступеней, в левом потоке — регулирующая ступень и шесть ступеней давления, в правом потоке — шесть ступеней давления с большим корневым диаметром. Турбина Р-100-130 выполнена одноцилиндровой (рис. 1.17). Турбина ПТ-135-130 (и ее модификации) выполнена в двух цилиндрах: ЦВД и ЦНД (рис. 1.18). Пар из ЦВД частично отводится в производственный отбор и частично — к регулирующим клапанам ЧСД, расположенным на ЦНД. В ЦНД расположены шесть ступеней в части среднего давления, две ступени промежуточного отсека и три ступени части низкого давления. Отборы пара в верхний и нижний отопительные отборы производятся из камер после ЧСД и промежуточного отсека. Регулируемые давления в каждом отопительном отборе поддерживаются с помощью дроссельных поворотных диафрагм. При ступенчатом подогреве сетевой воды регулирующая диафрагма верхнего отопительного отбора, как правило, полностью открыта. Ступени ЧНД турбины ПТ-135-130 унифицированы со ступенями ЧНД турбины Т-250-240; 23-я и 24-я ступени выполнены одинаковыми с соответствующими 29-й и 30-й ступенями турбины Т-250-240, а 25-я ступень с высотой рабочих лопаток 830мм и средним диаметром 2280 мм получена из 31-й ступени турбины Т-250-240 подрезкой сверху. Торцевая площадь последней ступени составляет 5,95 м2. Отработавший пар поступает в конденсатор. Турбина Т-175-130 (и ее модификации) выполнена трехцилиндровой (рис. 1.19). Пар из ЦВД поступает в ЦСД, проточная часть которого имеет девять ступеней, в том числе две ступени промежуточного отсека, расположенные между верхним и нижним отопительными отборами пара. После ЦСД пар отводится в нижний отопительный отбор или в ЦНД. ЦНД выполнен двухпоточным, с тремя ступенями в каждом потоке; ступени правого потока унифицированы с соответствующими ступенями турбины ПТ-135-130. Пар, отработавший в турбине 35
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации ш 36 Рис. 1.16. Паровая турбина Т-250/300-240-3
1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турбин УТЗ Рис. 1.17. Паровая турбина Р-100-130/15 Т-175-130, поступает в два конденсатора, включенных последовательно по охлаждающей воде. Система регенерации рассматриваемых турбин выполнена аналогично турбинам мощностью 10 ... 100 МВт. Подогрев сетевой воды осуществляется последовательно по типовой схеме в двух сетевых подогревателях, питаемых паром из нижнего и верхнего отопительного отборов. В турбинах ПТ-135-130 возможно одновременное независимое поддержание давлений в каждом из двух отопительных отборов. В турбинах Р-100-130, ПТ-135-130 и Т-175-130 возможно использование нерегулируемых отборов пара для внешнего потребления: после 7-й ступени — в турбинах Р-100-130, ПТ-135-130, после 16-й ступени — в турбинах ПТ-135-130 и Т-175-130 и после 13-й ступени — в турбине Т-175-130. Условия использования нерегулируемых отборов пара согласовываются с заводом-изготовителем. Модификации турбин Р-102/107-130-2, ПТ-140/165-130-2. ПТ-140/165-130-3, а также Т-185/220-130-2 выполнены на больший расход свежего пара, при этом увеличена пропускная способность облопачивания ЦВД, включая регулирующую ступень. Проточные части ЦСД и ЦНД турбин остаются неизменными. Модификация турбин ПТ-140/165-130/15-3 выполнена на расчетную температуру охлаждающей воды 27jr! и имеет измененную проточную часть ЧНД, состоящую из двух ступеней (вместо трех в предыдущих модификациях), причем в последней ступени лопатка высотой 660мы получена из рабочей лопатки 830 мм обрезкой сверху [24]. В табл. 1.7 представлены основные технические характеристики мощных теплофикационных турбин УТЗ последних разработок, которые предназначены для технического перевооружения существующих или создания новых ТЭЦ [25, 26, 28. 29, 38, 90]. Турбины Тп-115 и ПТ-90 созданы на базе широкой унификации с турбиной Т-110/125-130-5. Конструктивно обеспечена возможность работы турбин как с начальными параметрами пара 12,8 МПа, 555 °С, так и с параметрами 8,8 МПа и 500...535°С (с понижением номинальной мощности до 90 и 65МВт соответственно) [26, 27]. Это дает возможность начинать эксплуатацию турбин при сохранении на ТЭЦ котельного оборудования с пониженными параметрами. Учитывая, что эти турбины должны устанавливаться в существующих машзалах действующих ТЭЦ, они выполнены в двух цилиндрах, имеют упрощенную регенерацию, один конденсатор вместо двух и в связи с этим уменьшенный расход охлаждающей воды. Турбины Тп-115 имеют практически полную унификацию по геометрии ступеней 37
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации 38 Рис. 1.18. Паровая турбина ПТ-140/165-130/15-2
1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турбин УТЗ Уровень пола машинного зала 39 Рис. 1.19. Паровая турбина 7'-185/220-130-2
Таблица 1.7. Основные технические характеристики турбин большой мощности последних разработок УТЗ Си а Характеристика Мощность, кВт: номинальная на конденсационном режиме максимальная Частота вращения ротора, об/мин Параметры свежего пара: давление, МПа температура, °С Расход свежего пара, т ч: номинальный максимальный Пределы регулирования давления в отборах, МПа: производственном верхнем отопительном нижнем отопительном Пределы регулирования противодавления, МПа Нагрузка: производственная (номинальная), т ч тепловая (номинальная), ГДж, ч (Гкал, ч) производственная (максимальная), т/ч тепловая (максимальная) ГДж, ч (Гкал, ч) Номинальная температура подогрева питательной воды, °С Количество отборов для регенерации Тип турбины ПТ-90/ 120-130/ 10-1 90000 80000 120000 3000 12,8 555 490 500 0,8. . . 1,5 0,06. . .0,25 0,05 . . .0,20 — 200 335(80) 365 502(120) 228 5 ПТ-90/ 125-130/ 10-1 90000 125000 125000 3000 12,8 555 490 500 0,8. . . 1,5 0,06. . .0,25 0,05. . .0,20 — 200 335(80) 365 502(120) 228 5 Тп-115/ 125-130-1 115000 80000 125000 3000 12,8 555 490 500 0,8 .. . 1,5 0,06. . .0,25 0,05. . .0,20 — 7U 753(180) 70 774(185) 228 5 Тп-115/ 125-130-2 115000 125000 125000 3OU0 12,8 555 490 500 0.8. .1,5 0,06. . . 0,25 0,05. . .0,20 — 70 753(180) 70 774(185) 228 5 ТР-110-130 112000 — 114000 3000 12,8 555 480 485 — 0.06. . .0,25 - 0,03. . .0,20 — 780(186) — 837(200) 232 6 ПТ-150/ 165-130/ 9-4 150000 120000 165000 3000 12,8 555 788 810 0,9. . . 1,5 0,00. . .0,25 0,04 . . .0,12 — 385 335(80) 500 481(115) 232 7 Т-185/ 215-130-4 18500U 215000 215000 3000 12,8 555 785 810 _2 0,06 . . .0,25 0,05. . .0,20 — 90/100/100* 1172(280) 90/100/100* 1214(290) 232 7 Т-265/ 305-240-С 265000 305000 305000 3000 23,5 5401 980 1000 — 0,05. .0,15 0,05. . .0,10 — - 1465(350) — 1549(370) 265 8 Т-250/ 305-240-Д 250000 305000 305000 3000 23.5 5401 980 1000 — 0,06. . . 0,403 0,05. . .0,35 — — 1465(350) — 1737(415) 265 7 Тп-100/ 110-90 100000 110000 110000 3000 8,8 535 440 460 1,2.. . 1,8 0,06. . .0,25 0,05. . . 0,20 — 70 690(165) — 733(175) 224 5 T-285/ 335-23,5 285000 335000 335000 3000 23,5 560 1050 1050 — 0,06. . .0,25 0,05 . . .0,20 — 1012(385) 1675(400) 268 8 К-110- 1,6 110000 110000 110000 3000 1,6 285 645 645 — — — — — — 160 4 1 Имеется промежуточный перегрев пара до 540 "'С. 2 При отборе пара за 7-й ступенью ЦВД регулируемое давление составляет 2.5 . . . 3,5 МПа, за 11-й ступенью ЦВД - 3 Имеется возможность подогрева сетевой воды в пиковой (3-й) ступени с диапазоном регулируемого давления 0,3 . Отбор пара за 7-й, 11-й ступенями ЦВД и за ЦВД соответственно. 1,2.. . 1.8МПа и за ЦВД — 0,8 . . . 1,2 МПа. .0.85 МПа.
1.4. Основные технические характеристики теплофикационных турбин УТЗ 1.. .23 с турбиной Т-110/120-130-5; в связи с этим их проточная часть, как и турбины Т-110, выбрана на основе рассмотрения совместной работы турбины и тепловых сетей для среднеевропейских климатических условий и сХтэц = 0,5 и поэтому является оптимальной и экономичной в среднегодовом разрезе. У турбин Тп-115 и Т-90 нет ПНД, который в турбине Т-110 питался паром из камеры отбора на ПСГ-1. При работе по тепловому графику этот ПНД не имеет нагрузки, так как практически весь пар ЧСД отбирается на ПСГ, поэтому его отсутствие не сказывается на экономичности турбоустановки. Отсутствие одного подогревателя высокого давления ведет к снижению экономичности примерно на 0,2% по сравнению с базовой турбиной Т-110/120-130-5. При работе по тепловому графику одним из важных факторов, определяющих экономичность работы турбины, являются потери на трение и вентиляцию ступеней ЧНД. Турбина Тп-115 первой модификации имеет один поток по сравнению с двумя потоками ступеней ЧНД турбины Т-110 при одинаковой высоте лопатки последней ступени 550 мы и одинаковом диаметре; в связи с этим потери на трение и вентиляцию ступеней ЧНД в 2 раза меньше, поэтому при работе по тепловому графику она экономичней турбины Т-110. Турбина Тп-115 второй модификации также имеет один поток ЧНД, который состоит из двух ступеней при высоте лопатки последней ступени 660 мм. При работе по тепловому графику потери на трение и вентиляцию в ступенях ЧНД указанной турбины примерно на 5% ниже, нежели в турбине Т-110. Из-за отсутствия одного цилиндра механические потери в ней меньше, чем в турбине Т-110. Наличие одного потока ЧНД и одного конденсатора при упрощенной схеме (системе) регенерации снижает экономичность турбины Тп-115 на конденсационных режимах по сравнению с турбиной Т-110, однако такое решение позволяет при этом не строить новых градирен. Так, например, при замене трех турбин типа Т-30-90 освобождается расход охлаждающей воды 15 0()0м3/ч. Турбины Тп-115 требуют расхода воды 80Шм3/ч и 13 500м3/ч соответственно для 1-й и 2-й модификаций. Известно, что на отопительных ТЭЦ для собственных нужд используется свежий пар, поступающий через РОУ, что снижает экономичность станции Наличие в турбинах Тп-115 отбора пара объемом до 70 т/ч на собственные нужды из ресивера ЦВД — ЦНД значительно повышает их экономичность. Для обеспечения параллельной работы указанного отбора пара с другими источниками пароснабжения, например РОУ, на трубопроводе установлен защитно-регулирующий клапан конструкции УТЗ, воздействие на который выполнено от системы регулирования турбины. Турбины ПТ-90 практически полностью унифицированы по геометрии в части ступеней 1... 15 с аналогичными ступенями турбины Т-110, а ступени 16... 23 имеют унификацию по профилям облопа- чивания. Первая модификация турбины ПТ-90 имеет один поток ЧНД с высотой лопатки последней ступени 550мм, а вторая — один поток ЧНД с высотой лопатки 660мм. Предусмотрена также возможность работы турбин ПТ-90 с начальными параметрами пара 8,8 МПа, 500...535ПС при соответствующем снижении мощности. Заводом уже изготовлено несколько турбин Тп-115 первой модификации. Турбины ПТ-90 обеих модификаций поставляются на экспорт в Китай. При наличии на ТЭЦ достаточной нагрузки горячего водоснабжения в летний период для замены отработавших свой ресурс турбин может быть использована разработанная заводом (до 2006 года не изготавливалась) турбина ТР-110-130 [28], выполненная на базе ЦВД и ЦСД турбин Т-110-130-5 (рис. 1.20). Для замены устаревших турбин типа «ПТ» может быть использована также разработанная заводом более мощная турбина ПТ-150/165-130/9 на начальные параметры пара 12,8 МПа, 555 "С [28] (до 2006 года не изготавливалась). Предусмотрена возможность эксплуатации турбины с параметрами пара 8,8 МПа, 500... 535 °С при соответствующем ограничении номинальной мощности до 100 МВт. Турбина ПТ-150 впоследствии может быть использована для замены турбины ПТ-135/165-130/15, так как габариты фундамента у них одинаковы. В связи с пониженными давлениями в производственном отборе в рассматриваемой турбине по сравнению с ПТ-140-130-3 для оптимальной реализации увеличенного теплоперепада в наружном корпусе ЦВД полностью изменена проточная часть с расположением в нем семи ступеней давления вместо шести при одновременном увеличении диаметра корня рабочих лопаток до 1030 вместо 1000 мм. Турбина Т-185-130-4 по сравнению со второй модификацией имеет ЦНД с двумя ступенями в каждом потоке с укороченной до 660 мм рабочей лопаткой последней ступени, что повышает ее маневренность и экономичность и не требует выполнения специального охлаждающего устройства [24]. Для покрытия собственных нужд ТЭЦ конструктивно предусмотрена возможность отбора пара после 7-й, 11-й и 13-й ступеней ЦВД (см. табл. 1.7) с установкой на трубопроводах отбора пара защитно- регулирующих клапанов поставки УТЗ. Турбина Т-265/305-240-С предназначена для работы в условиях с пониженным атэц; она разработана на базе серийно выпускаемой турбины 5-й модификации путем реконструкции ЦСД-2 (рис. 1.21) 41
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации Рис. 1.20. Паровая турбина ТР-110-130 за счет уменьшения на одну количества ступеней в промежуточном отсеке и увеличения на одну количества ступеней в отсеке, предшествующем отбору пара на ПСГ-2. Экономическая эффективность этого технического решения изложена в разд. 3.1.4. Рис. 1.21. ЦСД-2 турбины Т-265/305-240-С Турбина Т-250/305-240-Д разработана на базе 5-й модификации за счет реконструкции ЦСД-2 и предназначена для дальнего теплоснабжения, в ней предусмотрена возможность трехступенчатого подогрева сетевой воды с обеспечением ее подогрева до 150 °С. Отбор пара на 3-ю пиковую ступень организован из ресивера ЦСД-1 — ЦСД-2. 42
Таблица 1.8. Основные технические характеристики теплофикационных турбин ЛМЗ мощностью 50МВт и выше Характеристика Мощность, кВт: номинальная на конденсационном режиме максимальная Частота вращения ротора, с-1 Номинальные параметры пара: давление свежего пара, МПа температура свежего пара, °С температура промперегрева, °С Расход свежего пара, т ч: номинальный максимальный Пределы регулирования давления в отборах, МПа: производственном верхнем отопительном нижнем отопительном Максимальная тепловая нагрузка, ГДж, ч Отбор пара на производство, т/ч: номинальный максимальный Р-50/60 -130/13 50 60 50 12,8 555 370 480 0,7... 2,1 — ПТ-60/75 -90/13 60 60 75 50 8,8 535 390 402 0,1... 1,6 0,07... 0,25 335(80) 165 250 ПТ-60/75 -130/13 60 60 75 50 12.8 555 351 390 0,1... 1,6 0,07... 0,25 335(80) 165 250 ПТ-80/100 -130/13 80 80 100 50 12.8 555 448 . 470 0,1... 1,6 0.05... 0.25 0,03... 0,10 335(80) 185 300 Тип т Т-180/210 -130-1 180 210 210 50 12,8 540 540 656 570 0,06... 0,2 0,05... 0,15 1089(260) — урбины Т-180/215 -130-2 180 215 215 50 12,8 540 540 656 670 0,06... 0,2 0,05...0,15 1089(260) — Т-50-8,8 50 50 62 50 8,8 500(535) 250(243) 0,08... 0,25 445(106) — Т-115-8,8 115 80 117 50 8,8 500(535) 450(440) 0,12... 0,25 0,05... 0,12 653(156) — Т-120- 12,8 120 80 127 50 12,8 555 470 0,2... 0,25 0,05... 0,12 670(160) — КТ-115- 8,8-2 115 120 50 8,8 535 435 1,2...L,7 0,2... 0,4 610(146) — СО
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации Теплофикационные турбины в России кроме УТЗ выпускаются и другими заводами. Первые теплофикационные турбины были изготовлены на Ленинградском металлическом заводе (ЛМЗ). В дальнейшем на ЛМЗ также разработан ряд типоразмеров теплофикационных турбин, имеющих как общие, так и различные с турбинами УТЗ технические решения. Основные технические характеристики теплофикационных турбин ЛМЗ мощностью 50 МВт и выше представлены в табл. 1.8. Конструктивные особенности ряда турбин ЛМЗ рассмотрены в [30.. .32]. 1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин УТЗ Одним из основных направлений в развитии теплоэнергетики является увеличение единичной мощности оборудования. Однако возможности повышения единичной мощности ТЭЦ и, следовательно, теплофикационных турбин ограничены по сравнению с конденсационными турбинами, поскольку передача тепловой энергии требует больших затрат по сравнению с передачей электрической энергии. Единичная мощность ТЭЦ определяется концентрацией теплопотребления и оптимальными для данной концентрации размерами района, присоединяемого к ТЭЦ, а также имеющимися в конкретном районе ограничениями по защите окружающей среды, выбору площадки и т. п. Переход на рыночные отношения, существенное удорожание топлива и энергетического оборудования вызвал повышенный интерес заказчиков к турбинам малой и средней мощности. Из запросов просматривается желание заказчика превратить существующие котельные в ТЭЦ или КЭС, получить самостоятельность в тепло- и энергоснабжении, снизить их себестоимость. На основании полученных запросов УТЗ рассмотрена возможность создания таких турбин на базе различных типоразмеров уже разработанных или выпускаемых турбин, что позволяет удовлетворить различные требования заказчика [23]. Ниже представлено описание основных разработок турбин УТЗ, отвечающих современным запросам промышленности, в том числе энергетики, а также самых разноплановых заказчиков. Одним из способов повышения экономичности ТЭЦ является установка турбин мятого пара, эксплуатируемых на отработавшем паре турбин типов «Р» и «ПР», которые в условиях спада производства или работают с ограниченными расходами свежего пара, или остановлены. В качестве турбин мятого пара могут быть использованы турбины типов «ТР», «Т» и «К» [36]. Характеристики турбин мятого пара, предназначенных для эксплуатации на отработавшем паре турбины Р-40-130/31, приведены в табл. 1.9. Таблица 1.9. Основные технические характеристики турбин мятого пара (после турбины Р-40-130/31) Параметр Начальные: давление, МПа температура, °С Расход свежего пара, т/ч Номинальная мощность, МВт Номинальная тепловая нагрузка, ГДж ч Мощность на конденсационном режиме, МВт Поверхность теплообмена конденсатора, м2 Расход охлаждающей воды, м3/ч Длина лопатки последней ступени, мм Число ступеней в турбине Тип турбины ТР-65-2,9 2,9 370 425 65 765 375 14 Т-65/70-2,9 2,9 370 125 05 765 70 3100 8000 550 10 Турбина ТР-65-2,9 разработана на базе ЦСД турбины ТР-110-130 с изменением конструкции блока переднего подшипника и установкой перед ней стопорно-регулирующего клапана (СРК), изготовленного УТЗ Она позволяет осуществлять как одноступенчатый, так и двухступенчатый подогрев сетевой воды при диапазонах регулируемого давления в отопительных отборах пара 0.049... 0,196 и 0,059 ... 0,246 МПа — соответственно нижнем и верхнем. Для турбины ТР-65-2,9 могут быть использованы сальниковый подогреватель и эжектор уплотнения от турбины ТР-110-130, охлаждаемые сетевой водой. Турбина Т-65/70-2,9 разработана на базе ЦНД турбины Тп-115/125-130-1, выпускаемой УТЗ (рис. 1.22). Она состоит из трех частей: паровпускной, средней и выхлопной, соединенных между собой вертикальными фланцами. Паровпускная часть — литая, средняя и выхлопная части — сварные. 44
1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин УТЗ Рис. 1.22. Турбина ТР-65/70-2,9 В корпусе турбины находятся 16 ступеней, облопачивание которых полностью унифицировано со ступенями 10... 25 турбины Т-110/120-130. Из нижней половины корпуса турбины осуществляется отбор пара на два ПВД и четыре ПНД, а также горизонтальный подогреватель сетевой воды (ПСГ). Предусмотрена возможность работы с одно- и двухступенчатым подогревом сетевой воды. Характеристики турбин мятого пара, которые могут работать на отработавшем паре турбины Р-100-130/15, приведены в табл. 1.10. Таблица 1.10. Основные технические характеристики турбин мятого пара (после турбин Р-100-130/15 и Р-50-130/13) Параметр Начальные: давление, МПа температура, °С Расход свежего пара, т ч Номинальная мощность, МВт Номинальная тепловая нагрузка, ГДж'ч Мощность на конденсационном режиме, МВт Поверхность теплообмена конденсатора, м2 Расход охлаждающей воды, м3/ч Высота лопатки последней ступени, мм Число ступеней в турбине Число цилиндров Тип турбины ТР-70-1,6 1,6 285 650 70 1250 — — — 375 7 1 Т-70/110-1,6 1,6 285 650 70 1170 110 12000 27000 660 11 + 2 2 Т-35/55-1,6 1,6 285 325 35 585 55 6000 13500 660 11 1 К-110-1,6 1,6 285 645 ПО — ПО 12000 27000 660 11 + 2 2 Турбина ТР-70-1,6 (рис. 1.23) имеет семь ступеней давления, облопачивание которых полностью унифицировано со ступенями 14. . 20 турбины Т-185/220-130-2. Цилиндр выполнен сварно-литым: с литой паровпускной частью, унифицированной с литой частью ЦСД турбины Т-185/220-130-2, и сварной выхлопной частью, которые соединены между собой вертикальными фланцами. 45
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации Рис. 1.23. Турбина ТР-70-1,6 В турбине предусмотрен одноступенчатый подогрев сетевой воды с диапазоном регулирования противодавления пара 0.059... 0.294 МПа. По желанию заказчика турбина комплектуется сетевыми подогревателями ПСГ-5000 с давлением по сетевой воде 0,8 МПа или ПСГ-4900 с давлением 1.12 МПа. Максимальный расход сетевой воды — до 8000м3/ч. Одним из основных достоинств турбины ТР-70-1,6 является то, что она по своим габаритам может устанавливаться на фундаменте турбины Р-100-130/15. Поэтому при наличии на ТЭЦ двух турбин Р-100-130/15 одна из них может быть демонтирована, а вместо нее установлена турбина ТР-70-1,6. Для турбины ТР-70-1,6 могут быть использованы электрогенератор, маслобак с маслоохладителями, эжекторы сальникового подогревателя и уплотнений турбины Р-100-130/15 при удовлетворительном их состоянии. Возможность применения в качестве подогревателей низкого давления установленных с турбиной Р-100 ПВД № 1 и 2 требует дополнительного рассмотрения. Турбина ТР-70-1,6 может питаться как от станционного коллектора, так и непосредственно от выхлопа турбины Р-100-130/15. Ее надежная эксплуатация обеспечивается при температуре поступающего пара до 4.00 "С Турбина Т-70/110-1,6 — двухцилиндровая и может быть реализована на базе ЦСД и ЦНД турбины Т-185/220-130-2 УТЗ. Для повышения экономичности и маневренности ЦНД осуществляется переход с трех ступеней давления в одном потоке на две ступени с уменьшением высоты лопатки последней ступени с 830 до 660 мм [24]. В турбине обеспечиваются как одноступенчатый подогрев сетевой воды с диапазоном регулируемого давления пара 0.059 ... 0.196 МПа, так и двухступенчатый с диапазоном 0,059 ... 0,245 МПа. Для этой турбины так же, как и для турбины ТР-70-1,6, могут быть использованы сетевые подогреватели ПСГ-4900 или ПСГ-5000. Имеется возможность перевода турбины Т-70-1,6 в чисто конденсационную типа К-110-1,6 за счет частичной модернизации ЦНД, что и осуществлено для Тобольской ТЭЦ. Турбины Т-35/55-1,6 целесообразно устанавливать на ТЭЦ, где потребность в технологическом паре от турбины Р-100-130/15 ограничена до 50% его номинального расхода или для питания от выхлопа турбины Р-50. Такая турбина реализуется на базе ЦНД турбины ПТ-140/165-130/15-3 с двухступенчатой ЧНД с высотой лопатки последней ступени 660 мм [24]. При ограниченном расходе охлаждающей воды на ТЭЦ или невозможности установки конденсатора типа К-6000 с поверхностью теплообмена 6000 м2 могут быть использованы двухступенчатая ЧНД с высотой лопатки последней ступени 550 мм и конденсатор типа К-3100 с поверхностью теплообмена 3100 м2 и расходом охлаждающей воды 8000 м3/ч. Такая турбина заводом уже освоена. Более подробное описание конструкции турбины приведено в гл. 4. На некоторых ТЭЦ установлены турбины типа ПР-25-90/10 с производственным и отопительным отборами пара и без конденсатора. При отсутствии потребителей технологического пара и горячего водоснабжения эти турбины в отопительный период останавливают, что создает дефицит электроэнергии. В этом случае для решения проблем с выработкой электроэнергии целесообразно установить дополнительные конденсационные турбины мятого пара, характеристики которых приведены в табл. 1.11. 46
1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин УТЗ Таблица 1.11. Основные технические характеристики турбин мятого пара (после турбин ПР-25-90/10 и Р-50-130/13) Параметр Начальные: давление, МПа температура, °С Расход свежего пара, т ч Номинальная мощность, МВт Поверхность теплообмена конденсатора, м2 Расход охлаждающей воды, м3/ч Высота лопатки последней ступени, мм Число ступеней в турбине Тип турбины К-17-0,16 0,16 112,7 222 17 3100 8000 550 3 К-8,5-0,16 0,16 112,7 111 8,5 2000 5000 432 3 Турбина К-17-0,16 (рис. 1.24) имеет одну регулирующую и две ступени давления. Регулирующая ступень унифицирована с регулирующей ступенью верхнего отопительного отбора (21-я ступень) турбины ПТ-140/165-130/15-3, первая ступень давления — с 28-й ступенью турбины Т-250/300-240 и последняя ступень — с 25-й ступенью турбины Т-110-130 [90]. Рис. 1.24. Турбина К-17-0,16 Регулирующая ступень снабжена стопорной [155] и регулирующей диафрагмами, управляемыми собственными сервомоторами, расположенными по обе стороны турбины. При эксплуатации стопорная диафрагма полностью открыта. Она закрывается только при сбросе электрической нагрузки. Регулирующая диафрагма контролирует расход пара и, соответственно, мощность турбины; при сбросе электрической нагрузки она также полностью закрывается. Пар в турбину подводится от станционного отопительного коллектора по двум трубопроводам диаметром 1000 мм в нижнюю половину корпуса турбины. На трубопроводах установлены задвижки, предотвращающие доступ пара в турбину при ее останове. Корпус турбины выполнен сварным, выхлопная часть полностью унифицирована с выхлопом турбины Тп-115/125-130-1 ТП. Выпуск турбины К-17-0,16 заводом уже освоен. Установка такой турбины на ТЭЦ позволяет получить дополнительную мощность 17МВт на отработавшем паре турбин типа «ПР» и еще большую мощность за счет нагрузки самой турбины «ПР». Более подробное описание конструкци турбины приведено в гл. 4. 47
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации Турбина К-8,5-0,16 может быть реализована на базе ЧНД турбины ПТ-30/35-90/10-5 и пригодна для ТЭЦ, на которой установлено по одной турбине ПР-25-90/10. Возможным направлением совершенствования теплофикационных турбин УТЗ является повышение начальных параметров пара. Тепловая экономичность повышения начальных параметров пара в теплофикационных и конденсационных турбинах без промежуточного перегрева различна. Как следует из результатов выполненных УТЗ и рядом организаций исследований (разд. 3.1.1), в теплофикационных турбинах повышение начального давления пара более эффективно, а повышение начальной температуры пара менее эффективно, чем в конденсационных турбинах, при этом указанные отличия возрастают с увеличением давления отбираемого в отборы пара. Необходимо учитывать также, что при равенстве начальных параметров обеспечивается унификация значительной части оборудования электростанций, включая парогенераторы, питательные насосы, подогреватели высокого давления. Поэтому теплофикационные турбины выполняются на те же начальные параметры, что и конденсационные турбины. Другим возможным направлением повышения зкономичности ПТУ с теплофикационными турбинами является введение промежуточного перегрева пара. Для всех конденсационных турбин с начальным давлением 12,8 и 23,5 МПа принят промежуточный перегрев пара. Наличие промежуточного перегрева позволяет повысить тепловую экономичность и снизить влажность пара в последних ступенях турбины, но при некотором увеличении удельной стоимости и известном ухудшении маневренности электростанции [2... 13]. Для теплофикационных турбин эффективность промежуточного перегрева меньше, чем для конденсационных [3, 5... 9, 11, 47]. Прежде всего следует отметить уменьшение тепловой экономичности промежуточного перегрева с увеличением давления отбираемого пара; при этом, начиная с некоторого давления, применение промежуточного перегрева приводит к снижению экономичности турбоустановки. Это объясняется тем, что увеличение теплоперепада, которое имеет место в результате промежуточного перегрева, с ростом давления отбираемого пара уменьшается, в то время как расход теплоты на промежуточный перегрев и потери в тракте перегрева остаются примерно постоянными (разд. 3.1.2). На характерном для теплофикационных турбин режиме с малым пропуском пара в ЧНД температура пара на выходе из последней ступени турбины при промежуточном перегреве пара возрастает, что требует или увеличения минимального пропуска пара в ЧНД, или применения специальной системы охлаждения, как это, например, выполнено в турбине Т-250/300-240; в обоих случаях экономичность турбоустановки несколько снижается. Из недостатков применения промежуточного перегрева пара на ТЭЦ следует отметить также, что поскольку промежуточный перегрев пара возможен только в блочных установках, то на ТЭЦ с поперечными связями (например на промышленных ТЭЦ) нарушается единая связь по котлам. В связи с указанными недостатками применение промежуточного перегрева в теплофикационных турбинах более ограничено, чем в конденсационных, и требует индивидуального обоснования для каждого типа турбин, например: - для турбин с противодавлением (типа «Р») применение промежуточного перегрева пара приводит к снижению экономичности, поэтому турбины этого типа выполняются без промперегрева [47]; - для турбин с регулируемыми отборами пара на закритические параметры пара промежуточный перегрев необходим для обеспечения допустимой влажности пара в ступенях ЧНД. При давлении свежего пара 12,8МПа и выше по условиям конечной влажности промежуточный перегрев не является обязательным, и его применение определяется на основе технико-экономического анализа. Промежуточный перегрев для турбин типов «ПТ» и «П» с параметрами свежего пара 12,8МПа и ниже обычно экономически не оправдан, ибо для производственного потока пара его применение приводит только к снижению экономичности. Эффективность промежуточного перегрева в турбинах типов «ПТ» и «П» повышается при применении на ТЭЦ схемы с перегревом только той части пара, которая поступает в конденсатор или отопительные отборы, однако такая схема в отечественном турбостроении не применяется. Выпускаемые в России турбины типов «ПТ» и «П» выполняются без промежуточного перегрева пара. Эффективность применения промежуточного перегрева для турбин типа «Т» с давлением свежего пара 12,8 МПа спорна. Как показали результаты выполненных УТЗ исследований, при равной начальной температуре пара 565 °С промежуточный перегрев пара до 565 °С в турбинах типа «Т» с давлением свежего пара 12,8МПа повышает тепловую экономичность за годовой период на 2,5.. .2,7% [47]; при этом предполагается, что в неотопительный период турбины типа «Т» несут только конденсационную нагрузку. Согласно ГОСТ 3618-82, для турбин с начальным давлением пара 12,8МПа без промперегрева температура свежего пара должна быть 555 °С, а с промперегревом — 540 °С; при этом температура промперегрева должна быть 540 °С. С учетом отличия в начальной температуре пара в турбинах с 48
1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин УТЗ промперегревом и без него экономичность промперегрева за годовой период снижается до 1,9... 2,1 %. Если учитывать, что у турбин с промперегревом имеется дополнительное снижение экономичности на режимах с минимальным пропуском пара в конденсатор, фактическая эффективность промперегрева будет меньше указанной величины и определяется в условиях эксплуатации фактическими потерями теплоты в конденсаторе в отопительный период, а в неотопительный период — числом часов использования конденсационной мощности. Увеличение доли конденсационной выработки в общей выработке электроэнергии, а также стоимости топлива обеспечивает повышение эффективности промперегрева. В настоящее время на давление свежего пара 12,8 МПа выпускаются оба типа турбин: без промперегрева (турбина Т-185/220-130) — УТЗ и с промперегревом (турбина Т-180/210-130) — ЛМЗ. Турбины типа «Т» с промперегревом применяются в основном на отопительных ТЭЦ в районах с дорогим топливом, а турбины типа «Т» без промперегрева — на отопительных ТЭЦ в районах с дешевым топливом и на промышленно-отопительных ТЭЦ с поперечными связями между котлами. МЭИ обоснована экономическая целесообразность и возможность создания конденсационного энергоблока на суперсверхкритические параметры (ССКП) на базе применения сталей, освоенных металлургической промышленностью России [41]. На основе этих подходов УТЗ проведено исследование влияния дальнейшего повышения параметров пара на экономичность мощных теплофикационных турбин [37]. Исследование выполнено применительно к конструктивным решениям и принципиальной тепловой схеме турбоустановки с турбиной Т-250/300-240. Принято, что при повышении параметров пара имеется только однократный его перегрев после ЦВД, так как введение вторичного промперегрева пара экономически нецелесообразно из-за сближения значений его давления, принятого в конденсационных блоках, и давления в отопительных отборах. Расход свежего пара принят равным 980т/ч, что соответствует его номинальному значению в турбине Т-250/300-240; давление в регулируемом отопительном отборе — 0,1 МПа, что соответствует сред- незимнему режиму, а давление в конденсаторе — бкПа, что соответствует условиям эксплуатации турбины Т-250/300-240 при номинальной температуре охлаждающей воды 20 °С. Для максимальной унификации теплофикационных турбин, создаваемых при повышении параметров пара, с турбиной Т-250/300-240 при исследовании принята зависимость сопряженных начальных параметров пара и параметров пара после промежуточного перегрева (рис. 1.25). Сопряжение параметров пара после промперегрева обеспечивает перед ЦСД-2 температуру пара, равную ее значению при уже освоенных параметрах 23,5 МПа, 560/560 °С. Вследствие этого на конденсационных режимах работы турбины влажность за последней ступенью ЦНД одинакова и составляет 5,5%. Кроме того, такой подход к изменению параметров пара после промперегрева позволяет в новых вариантах теплофикационных турбин полностью унифицировать ее с аналогом ЦСД-2 и ЦНД. Сопряжение начальных параметров, согласно рис. 1.25, дает возможность сохранить на ступенях ЦВД с давлением менее 23,5 МПа тот же уровень температур пара, что и при освоенных параметрах 23,5 МПа, 560/565 °С. Исследование выполнено для дискретных значений сопряженных параметров пара: 23,5 МПа, 56U/560°C; 26,5 МПа, 580/580 °С; 29,4 МПа, 600/600 °С. Расход пара в ЦНД на теплофикационных режимах при включенном охлаждающем устройстве принят равным 20 т/ч. Для каждого из вариантов турбин определялись геометрия ступеней ЦВД и ЦСД-1, истинные КПД отсеков ступеней этих цилиндров, а также утечки пара через концевые уплотнения и штоки регулирующих клапанов. Адиабатический теплоперепад на регулирующую ступень ЦВД в рассматриваемых вариантах турбин принят одинаковым и равным 56,5кДж/кг. Рассматривалась экономичность каждого из вариантов турбин на конденсационном и теплофикационном режимах с одно- и двухступенчатым подогревом сетевой воды. При расчете тепловых балансов турбин относительные потери в органах паровпуска ЦВД и ЦСД-1, а также в тракте промперегрева приняты одинаковыми. Результаты расчетов представлены на рис. 1.26. Из анализа этих данных следует, что при повышении начального давления от 23,5 до 29,4 МПа и температур пара от 560/565 до 600/600 °С электрическая мощность турбины на конденсационном режиме увеличивается от 317 до 334 МВт, на среднезимнем режиме — от 258 до 274 МВт при одноступенчатом и от 269 до 285 МВт при двухступенчатом подогреве сетевой воды. Тепловая нагрузка турбины при повышении параметров пара, как это видно из рис. 1.26, б, снижается с 1613 до 1559ГДж,'ч и с 1571 до 1517ГДж/ч соответственно при одно- и двухступенчатом подогреве сетевой воды, а температура питательной воды (рис. 1.26, в) увеличивается от 269 до 284 °С. На рис. 1.27 приводятся зависимости изменения экономических показателей теплофикационных турбин от повышения параметров пара: удельного расхода теплоты на конденсационном режиме 49
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации *о. *™,°С 590 580 570 560 550 / 1 \ , у 2 f 24 26 28 р„„, МПа 5.4 4.6 - 4.2 3.8 Ус МПа Рис. 1.25. Зависимость сопряженных параметров пара теплофикационных паровых турбин принятая при исследовании, от давления свежего пара р0: 1 — температура свежего пара и промежуточного перегрева пара; 2 — давление после промежуточного перегрева пара JVe, МВт 330 310 290 270 250 — 2г 1 \ 3 , 1 QT, ГДж/ч 1580 - 24 26 28 Ро, МПа 1540 - 1500 *„„, Ч: 280 270 260 \ 1 1 2 / ^~~~~~~- 24 26 б 28 pa. МПа 24 26 28 Ро, МПа Рис. 1.26. Зависимость изменения электрической мощности (а), тепловой нагрузки (б) и температуры питательной воды (в) теплофикационных турбоустановок от р0 (рис. 1.27, а), удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении (рис. 1.27, б) и относительной экономии тепла (рис. 1.27, в). Как видно из анализа рис. 1.27, в, увеличение параметров пара от 23,5 МПа, 560/565 СС до 29,4 МПа, 600/600 °С позволяет получить повышение экономичности турбины до 4,25% на конденсационном и до 3,8% на теплофикационном режимах. Выбор оптимальных значений повышения параметров пара должен быть осуществлен только на основании технико-экономического анализа, учитывающего экономию топлива, повышение стоимости применяемых материалов, создание нового оборудования и т. п. Вследствие этого повышение параметров пара в теплофикационных турбинах должно начинаться с перехода на эксплуатацию теплофикационных турбин с параметрами пара 23,5 МПа, 560/565 "С, что прежде всего требует обеспечения надежности работы котельного оборудования и трубопроводов промперегрева пара. Материалы, применяемые при изготовлении турбины Т-250/300-240 и ее модификаций, допускают такую возможность. Теплофикационная турбина на суперсверхкритические параметры пара должна устанавливаться на существующий фундамент турбины Т-250/300-240 для замены в будущем турбоагрегатов, отработавших свой ресурс. Об унификации ЦСД-2 и ЦНД новой турбины с соответствующими цилиндрами аналога сказано ранее. 50
1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин УТЗ кДж 9<" кВт ч 8000 7800 7600 3 / Э, ГДж/ч 180 160 26 28 Ро, МПа е, % 4 3 \ / \ 2 24 26 28 ри, МПа 28 Ро, МПа Рис. i.27. Зависимость изменения экономических показателей теплофикационных паровых турбин отр0: а —удельный расход теплоты на конденсационном режиме; б— удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении; в — относительная экономия теплоты (обозначения см. на рис. 1.26) На основании проведенных расчетов по определению геометрии ступеней ЦВД установлено, что при повышении параметров пара число ступеней во внутреннем и наружном корпусах не изменяется, а также не меняются и их корневые диаметры, поэтому с учетом применения новых материалов [41] для всех вариантов турбин может быть сохранена поковка ротора турбины Т-250/300-240. При повышении параметров пара до 29,4 МПа, 600/600 °С происходит увеличение перепада давления на внутренний корпус до 22% и на наружный корпус ЦВД — до 27%, что не требует изменения толщины стенок корпуса. Таким образом, для всех вариантов турбин могут быть использованы модель и отливка базовой турбины Т-250/300-240. Для обеспечения надежности и маневренности ЦСД-1 должен быть выполнен двухстенным по паро- впуску. Для сохранения его габаритов в соответствии с аналогом при повышении температуры и давления промперегрева пара на уровне сопряженных параметров необходимо увеличить диаметр корня рабочих лопаток, при этом должны быть использованы новая поковка ротора и отливка ЦСД-1 Для новой турбины могут быть использованы конденсатор и подогреватели сетевой воды на давление по воде как на 0,8 МПа, так и на 1,12 МПа производства УТЗ, а также комплектуемые с турбиной Т-250/300-240 генераторы. Одним из путей повышения эффективности теплофикационных турбин и улучшения экологии окружающей среды является использование их в составе ТЭЦ с ПГУ, разрабатываемых по сбросной схеме с низконапорным парогенератором. В этом случае возможно частично или полностью отключить регенерацию низкого и высокого давления с утилизацией теплоты отработавших газов турбин питательной водой в газоводяных подогревателях низкого (ГВП НД) и высокого (ГВП ВД) давлений. В теплофикационных турбинах при частичном или полном отключении регенерации по пару с увеличением электрической мощности может быть получена и дополнительная тепловая нагрузка. Выполненные исследования по ПГУ-170 с турбинами Тп-115 показали, что при номинальном расходе свежего пара 490 т ч и стопроцентном отключении регенерации, при работе по тепловому графику возможно получение дополнительной мощности до 10 МВт и тепловой нагрузки до 280 ГДж, ч. На конденсационном режиме возможно повышение экономичности на ~ 10% [33]. Аналогичные результаты получены и по турбине Т-110/120-130, которая в составе ПГУ-170 получила маркировку Т-120/120-130-11. Показано, что наиболее целесообразной является схема с полностью отключенными по питательной воде ПВД (или их отсутствием) и частичным или полностью отключенными по конденсату ПНД 3 и ПНД 4, при которой для ее реализации не требуется изменения проточной части турбины. На конденсационном режиме турбина Т-120/120-130-11 имеет более высокую экономичность из-за более развитой низкопотенциальной части. Еще большая эффективность может быть достигнута как на строящихся, так и реконструируемых ТЭЦ при установке на них теплофикационных паровых турбин, работающих в составе ПГУ, выполненных по классической схеме: газовые турбины — котлы-утилизаторы — паровая турбина. УТЗ разработаны конструкции турбин мощностью 40 и 150МВт, работающие по схеме двух давлений пара [34]. 51
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации Турбина Т-53/67-8,0 (рис. 1.28) предназначена для работы в составе двухконтурной ПГУ-230. Головной образец турбины будет установлен на Минской ТЭЦ-3. В состав ПГУ входят газовая турбина фирмы «Альстом» номинальной мощностью 160МВт и котел-утилизатор (КУ) производства Словакии. Турбина укомплектована конденсатором типа К-3100 с поверхностью теплообмена 3100 м2 и расходом охлаждающей воды 8000 м3/ч и двумя ПСГ-1300 с поверхностью теплообмена 1300 м2 и расходом сетевой воды до 3000 м3/ч. Основные характеристики турбины приведены в табл. 1.12. Конструкция турбины подробно рассмотрена в гл. 4, разд. 4.1. Таблица 1.12. Характеристики турбин для ПГУ-230 Характеристика Режим работы Параметры пара ВД: давление, МПа температура, °С расход, т, ч Параметры пара НД: давление, МПа температура, СС расход, т ч Давление в верхнем отопительном отборе, МПа: номинальное диапазон Диапазон давления в нижнем отопительном отборе при одноступенчатом подогреве сетевой воды, МПа Тепловая нагрузка, ГДж/ч Температура охлаждающей воды, °С Электрическая мощность, МВт Тип турбины Т-53/67-8,0 среднезимний 7,7 480,4 212,5 0,7 208,7 61 0,098 0,059... 0,245 570 20 53,0 летний 7,7 489,5 212,5 0,7 207,7 57,2 — 0,049... 0,196 — 20 66,32 Т-56/70-6,8 среднезимний 6,77 506 224,9 0,618 206 56,9 0,098 0,059 ... 0,245 0,049... 0,196 607 20 56,7 летний 6,77 506 224,9 0,618 206 56,9 — — 20 70,3 Турбина Т-56/70-6,8 предназначена для работы в составе двухконтурной ПГУ-230. В состав ПГУ входят две ГТ и два КУ типа П-88 производства ОАО ИК «ЗИОМАР» (г. Подольск). Турбина (рис. 1.29) одноцилиндровая, с двухступенчатым подогревом сетевой воды, разработана на базе ЧВД турбины ПТ- 30/35-90/10-5 и ЦНД серийной турбины Тп-115/125-130-1 [90]. Цилиндр сварно-литой. Литая часть унифицирована с турбиной ПТ-30, выхлопная часть — с турбиной Тп-115. Проточная часть состоит из 23 ступеней. Ступени 1... 11 имеют диаметр корня рабочих лопаток 905 мм, ступени 12... 14 — диаметр корня ШООмм. По профилю рабочие лопатки ступеней 1... 14 унифицированы с рабочими лопатками ЧВД турбины ПТ-30. В ступенях 1... 14 использованы осерадиальные надбандажные уплотнения. Ступени 15... 23 практически полностью унифицированы со ступенями 17... 25 турбины Тп-115. Диски ступеней 1... 11 откованы заодно с валом, остальные диски насадные. Парораспределение ЧВД дроссельного типа, регулирующей ступени нет. Отбор пара на ПСГ-2 производится из камеры после 19-й ступени и на ПСГ-1 — из камеры после 21-й. Регулирующая диафрагма ЧНД выполнена плотной. Высота рабочих лопаток последней ступени — 550мм. Пар ВД от КУ подводится к БК, состоящему из двух регулирующих клапанов со своими сервомоторами и стопорного клапана с автозатвором, а от него — к турбине. Пар НД от КУ подводится к СРК и далее в камеру турбины после 14-й ступени. С турбиной комплектуются конденсатор К-3100 и два ПСГ-1300. Основные характеристики турбины приведены в табл. 1.12. Турбина К-107-6,8 предназначена для работы в составе двухконтурной ПГУ-325. В состав ПГУ входят две газовые турбины ГТЭ-110 (производства НПО «Сатурн») и два КУ ОАО ИК «ЗИОМАР». Турбина (рис. 1.30) двухцилиндровая. ЦВД разработан на базе ЧВД турбины ПТ-30/35-90/10-5 и ЧСД турбины Тп-115/125-130-1 [90]. ЦНД разработан на базе турбины Т-185/215-130-2, в нем регулирующие диафрагмы заменены обыкновенными, а в качестве последней ступени установлена последняя ступень ЦНД турбины Т-250/300-240 с высотой рабочих лопаток 940 мм (вместо 830 мм в турбине Т-185). ЦВД сварно-литой. Проточная часть состоит из 19 ступеней. Ступени 1... 11 имеют диаметр корня рабочих лопаток 905 мм, диски этих ступеней откованы заодно с валом. Остальные диски насадные. Ступени 12... 13 имеют диаметр корня рабочих лопаток 1000 мм. В ступенях 1... 13 использованы осера- 52
1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин VT3 53 Рис. 1.28. Паровая турбина Т-53/67-8,0 для ПГУ-230 Минской ТЭЦ-3
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации 10500 Рис. 1.29. Паровая турбина Т-56/70-6,8 для ПГУ-230 15275 Рис. 1.30. Паровая турбина К-107-6,8 для ПГУ-325 54
1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин УТЗ диальные надбандажные уплотнения. Ступени 14... 19 унифицированы с соответствующими ступенями турбины Тп-115/125-130-1. Парораспределение ЧВД дроссельного типа, регулирующей ступени нет. Выхлоп ЦВД унифицирован с выхлопом ЦСД турбины Т-110/120-130-5. ЦНД двухпоточный с тремя ступенями в каждом потоке С турбиной комплектуется конденсатор К-12000 с поверхностью теплообмена 12 000 м2 и расходом охлаждающей воды 27000м3/ч. Разрешена эксплуатация турбины с расходом охлаждающей воды до 22 000м3/ч. Основные показатели турбины приведены в табл. 1.13. Таблица 1.13. Характеристики турбин для ПГУ Характеристика Мощность ПГУ, МВт Режим работы Параметры пара ВД: давление, МПа температура, °С расход, т/ч Параметры пара СД: давление, МПа температура, °С расход после ППП (ВД+СД), т/ч Параметры пара НД: давление, МПа температура, °С расход, т/ч Давление в верхнем отопительном отборе, МПа: номинальное диапазон Диапазон давлений в нижнем отопительном отборе при одноступенчатом подогреве сетевой воды, МПа Тепловая нагрузка, ГДж/'ч Температура охлаждающей воды, °С Электрическая мощность, МВт Тип турбины К-107-6,8 325 конденс. 6,79 199,9 309,8 — 0,655 230,7 70,3 — — 20 107,0 Т-113/145-12,4 410 среднезимний теплоф. 12,4 557,5 308,7 2,84 553.3 308,7+57,7 0,475 248,1 49,8 0,09» 0,059... 0,245 0,059... 0.196 920 12 113,2 конденс. 12.4 562,6 299,3 2.85 559.4 299,3 + 59,3 0,475 248.6 46,4 — — 15 145,7 Турбина Т-113/145-12,4 предназначена для работы в составе трехконтурной ПГУ-410 с промежуточным перегревом пара (ППП). В состав ПГУ входят газовая турбина PG9351FA мощностью 2С0...280МВт и КУ. Предполагается установка данной ПГУ на Краснодарской ТЭЦ. Турбина может быть использована и для ПГУ-410 с газовой турбиной Mitsubishi Heavy Ind. M701 F4. Турбина (рис. 1.31) трехцилиндровая. ЦВД литой, по конструкции аналогичен ЦВД турбины Т-53/67-8,0 для ПГУ-230 Минской ТЭЦ-3. В нем размещены 11 ступеней давления с диаметром корня рабочих лопаток 800 мм. Рабочие лопатки снабжены осерадиальными надбандажными уплотнениями. Ротор цельнокованый. Парораспределение дроссельного типа, регулирующей ступени нет. Пар к ЦВД подводится от БК, который унифицирован с БК турбины Т-53/67-8,0 для Минской ТЭЦ-3. ЦСД сварно-литой. Пар подводится к двум СРК, установленным на корпусе ЦСД. СРК полностью унифицированы с аналогичными клапанами ЦСД-1 турбины Т-250/300-240. В ЦСД размещены 13 ступеней. Ступени 12... 19 выполнены с диаметром корня рабочих лопаток 1100 мм. Диски этих ступеней откованы заодно с валом. После 19-й ступени осуществлен подвод пара НД (3-й контур). На трубопроводах подвода пара установлены два СРК, которые полностью унифицированы с аналогичными клапанами турбины Т-53 Минской ТЭЦ-3. Ступени 20... 24 насадные, ступени 21. . 24 полностью унифицированы с соответствующими ступенями турбины Т-185/220-130-2: ступени 21... 22 — со ступенями 18... 19, и ступени 23... 24 — со ступенями 21... 22. После 22-й ступени осуществляется отбор пара на ПСГ-2 и после 24-й ступени (выхлопа ЦСД) — отбор пара на ПСГ-1. ЦНД двухпоточный и полностью унифицирован с ЦНД турбины Т-250/300-240. В нем размещены по три ступени в каждом потоке. Первые ступени каждого потока регулирующие и управляются одним сервомотором, который также унифицирован с аналогичным сервомотором от турбины Т-250. Высота рабочих лопаток последней ступени — 940 мм. Турбина снабжена охлаждающим устройством (ОУ). Пар к ОУ подается из линии подвода его к ПСГ-1 и после специальной подготовки — в камеру после регулирующей ступени ЦНД. Благодаря на- 55
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации 20269 56 Рис. 1.31. Паровая турбина Т-113/145-12,4 для ПГУ-410
1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин VT3 личию ОУ вентиляционный расход пара удается снизить с 70.. .80 до 18т ч. Для уменьшения подвода перегретого пара в ЦНД регулирующие диафрагмы ЦНД выполняются плотными. Турбина комплектуется двумя ПСГ-2300 с поверхностью теплообмена 2300 м2 каждый и расходом сетевой воды до 4500 м3/ч и конденсатором К-12000 с расходом охлаждающей воды 27000м3/ч. Основные характеристики турбины приведены в табл. 1.13. Турбины мощностью 150 МВт (рис. 1.32) входят в состав ПГУ-450. Предполагается, что в состав одной ПГУ, кроме паровой турбины, входят две газовые турбины номинальной мощностью 150 МВт и два котла-утилизатора. Рис. 1.32. Цилиндр высокого давления паровых турбин мощностью 150 МВт На основании выполненных исследований разработана концепция проектирования указанных турбин, как конденсационных, так и теплофикационных, с минимальным пропуском пара в ЦНД для охлаждения его ступеней. Турбины двухцилиндровые, состоят из ЦВД и ЦНД. Турбины конденсационные, теплофикационные или теплофикационные с ограниченной тепловой нагрузкой отличаются друг от друга только конструкцией ЦНД. При этом габариты ЦНД у них одинаковые, в связи с чем и общие габариты турбин также одинаковые, что позволяет использовать для всех вариантов турбин один и тот же фундамент. ЦВД выполнен двухстенным и максимально унифицирован с ЦВД турбины Т-185/220-130: имеется полная унификация по отливке внутреннего цилиндра, литой части наружного цилиндра и регулирующим клапанам. Два стопорных клапана, от которых пар подводится к четырем регулирующим клапанам, установлены на наружном цилиндре и также полностью унифицированы с клапанами турбины Т-185/220-130. Имеется полная унификация профилей рабочих лопаток 1... 14-й ступеней с таковыми турбины Т-185/220-130. Облопачивание 15... 20-й ступеней частично или полностью унифицировано с облопачиванием ступеней ЦСД турбин Т-110/120-130 и Т-185/220-130. Рабочие лопатки 1... 14-й ступеней снабжены осерадиальными бандажными уплотнениями, а 15... 19-я ступени — бандажными уплотнениями радиального типа. Парораспределение ЧВД дроссельное и выполнено таким образом, чтобы пуск турбины и работа ее на холостом ходу осуществлялись одним регулирующим клапаном. 57
Глава 1. Теплофикационные турбины и их место в системах теплофикации ЦНД турбин конденсационных или с ограниченной тепловой нагрузкой типа «КТ» (рис. 1.33) выполнен одностенным без регулирующей ступени, егооблопачивание практически полностью унифицировано с аналогичным облопачиванием ЦНД турбины Т-250/300-240. В каждом потоке ЦНД размещены три ступени, высота лопатки последней ступени — 940 мм. Рис. 1.33. Цилиндр низкого давления конденсационных и с ограниченной тепловой нагрузкой теплофикационных турбин ЦНД турбин теплофикационных типа «Т» (рис. 1.34) также выполнен одностенным, его облопачи- вание полностью унифицировано с облопачиванием ЦНД турбины Т-185/215-130-4. В каждом потоке ЦНД размещены две ступени, одна из которых является регулирующей. Высота лопатки последней ступени — 660 мм. В турбинах КТ-150 предусматривается двухступенчатый подогрев сетевой воды. Для обеспечения более высокой экономичности на переменных режимах и предотвращения перегрузки ПСГ-2, питающегося из трубопроводов подвода вторичного пара котлов-утилизаторов в камеру после 14-й ступени ЦВД, отбор пара на ПСГ-1 осуществлен не из выхлопа ЦВД, а после 18-й ступени. При двухступенчатом подогреве сетевой воды регулирование температуры ее подогрева осуществляется клапанами, установленными на трубопроводах подвода пара к ПСГ-2. При одноступенчатом подогреве сетевой воды регулирование ее температуры осуществляется обводом части сетевой воды помимо ПСГ-1 клапаном, установленным на трубопроводе ее обвода В турбине Т-150 конструктивно обеспечена возможность трехступенчатого подогрева сетевой воды: пар к ПСГ-1 подводится из выхлопа ЦВД (после 20-й ступени), к ПСГ-2 — после 18-й ступени ЦВД, а пиковая ступень — из трубопроводов подвода вторичного пара ЦВД от котлов-утилизаторов. Следует отметить, что для перечисленных выше турбин предполагается применить отработанные в серийных турбинах маслобаки с маслоохладителями, эжекторы основные, уплотнений, пусковые и расхолаживания, подогреватели сетевой воды, электрогидравлическую систему регулирования, а также защитные клапаны на трубопроводах подвода вторичного пара от котлов-утилизаторов. Важнейшим направлением дальнейшего развития теплофикационного турбостроения является создание атомных ТЭЦ (АТЭЦ). Выполненные научно-исследовательскими институтами МЭИ, ВТИ, ЦКТИ, проектными институтами ТЭП и ВНИПИэнергопром и другими организациями работы показали высокую эффективность АТЭЦ и позволили выделить наиболее перспективные типы реакторов для АТЭЦ. В период до Чернобыльской аварии интенсивно велись работы по проектированию электростанций и основного оборудования для них, в том числе разрабатывались проекты теплофикационных турбин для АТЭЦ. УТЗ была закончена разработка конструкции и подготовка производства турбины 58
1.5. Современные представления о тенденциях развития и совершенствования турбин VT3 •Y щ1ш Рис. 1.34. Цилиндр низкого давления теплофикационных турбин с привязанной конденсационной мощностью типа ТК-450/500-60 номинальной мощностью 450 МВт и тепловой нагрузкой около 1880 ГДж ч на начальные параметры пара 5,88 МПа, 273 °С. В турбине после ЦВД предусмотрена сепарация пара с перегревом свежим паром до температуры 2(50 "С, а также трехступенчатый подогрев сетевой воды до 150°С [29]. Выполненные на УТЗ комплексные исследования по влиянию на тепловую экономичность турбин АТЭЦ внешней сепарации, промежуточного перегрева пара, укрупнения единичной мощности, разделительного давления и температуры питательной воды позволяют разработать оптимальные конструкции теплофикационных турбин для АТЭЦ единичной мощностью от 100 до 1000МВт [35]. В главе 4 (разд. 4.1) представлено описание основных технических решений, заложенных в проект турбины ТК-450/500-60. 59
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ 2.1. Общие положения Тепловая схема ПТУ (или схема трубопроводов ПТУ) является частью тепловой схемы ТЭС. В тепловую схему ПТУ входит тепломеханическое оборудование, работа которого определенным образом взаимосвязана с работой собственно турбины и между собой. В тепловую схему также входят коммуникации (трубопроводы пара, воды, воздуха, ПВС), связывающие между собой оборудование турбоустановки. По связи с котельным оборудованием (главным образом, по свежему пару и питательной воде) различают турбоустановки с поперечными связями и работающие в блоке с котлом (котлами). Имеются ТЭС (с двумя и более турбоустановками), работающие только с поперечными связями или только в блочном варианте. Есть ТЭС, где часть ПТУ работает по одному и часть — по другому варианту [2... 7]. На рис. 2.1 показаны принципиальные схемы этих вариантов. коллектор питательной боды линия сфоси пара из к В конденсолюр\ Рис. 2.1. Схемы ТЭС в зависимости от связи турбоустановок с котлами: а — ТЭС с поперечными связями; 6 — блочная ТЭС; в — ТЭС смешанного типа На ТЭС с поперечными связями имеется общий коллектор свежего пара, куда поступает пар от всех котлов станции. Из этого коллектора пар распределяется на несколько турбин. Питательная вода, подогретая в системе регенерации каждой из турбин, также поступает в общий (станционный) коллектор питательной воды, после чего распределяется по котлам. На таких станциях при наличии резервного котельного оборудования в случае необходимости вывода, например во время ремонта одного из работающих котлов, можно включить резервный, при этом все турбины продолжают находиться в работе без снижения на них нагрузки. При отсутствии котельного резерва и при необходимости вывода из работы одного из котлов можно ограничить расход пара на турбины, снизив на них нагрузку, не производя отключение. На ТЭС с поперечными связями работают в основном турбины сравнительно небольшой единичной мощности. Так, турбины УТЗ мощностью до 50 МВт работают на ТЭЦ только с поперечными связями. С переходом на производство теплофикационных турбин с параметрами свежего пара 12,8 МПа и выше, с ростом единичной мощности турбин, с появлением промежуточного перегрева пара стали строиться ТЭС по блочному варианту, что позволило сократить протяженность дорогостоящих высокотемпературных и высокого давления трубопроводов пара и горячей воды. Уменьшилось количество арматуры на высокие параметры. Упростилось обслуживание и снизились затраты на ремонт. Турбины УТЗ мощностью 90 МВт и выше работают как с поперечными связями, так и в блочном варианте. Турбины Т-250-240, имеющие промежуточный перегрев пара, работают только в блоках с котельным оборудованием. Наряду с указанными выше преимуществами блочной схемы имеются и отдельные недостатки такого решения: каждая ПТУ, как правило, должна иметь свои, а не общестанционные дополнительные устройства (расширитель высокого давления блока, устройство для приема пара, сбрасываемого из котла в конденсатор, и др.). 60
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» В настоящее время имеются станции, где нет традиционно четкого разделения по связи между котельным и турбинным оборудованием на блочный вариант или на варианте поперечными связями. Есть станции, где при наличии поперечных связей на время пуска производится выделение соответствующего котла и турбины в блок, что позволяет пускать турбину на скользящих параметрах (подробнее об этом см. гл. 9). При этом в тепловой схеме турбоустановки отсутствуют специальные пусковые байпасные линии. При необходимости промывки проточной части турбины могут быть использованы режимы пуска на скользящих параметрах, что позволяет также отказаться от специальных промывочных устройств, которые, как правило, используются при варианте с поперечными связями. Тепловая схема турбоустановки может быть представлена в полном или принципиальном видах, причем в последнем случае показываются лишь основное оборудование и основные коммуникации. Такая схема отражает лишь основополагающие решения. Полные тепловые схемы ПТУ (иногда их. как и тепловые схемы ТЭС, называют развернутыми тепловыми схемами) включают в себя весь состав выбранного тепломеханического оборудования, наименование каждой единицы основного оборудования, все трубопроводы с запорной, регулирующей и предохранительной арматурой. На трубопроводах наносятся их условные диаметры (в представленных ниже схемах, чтобы не затемнять их, условные диаметры не проставлены). Обычно указывается также направление движения среды в трубопроводах. Полная тепловая схема ПТУ, как правило, состоит из основной (главной) тепловой схемы, отображающей подвод и прохождение пара через турбину, конденсационную установку, систему регенеративного подогрева питательной воды, отборы пара, систему подачи и отсоса пара из концевых уплотнений турбины, систему дренажей. В виде отдельных схем, также относящихся к полной тепловой схеме ПТУ, выпускаются тепловые схемы установки системы подогрева сетевой воды, системы охлаждающей воды, системы водяных уплотнений вакуумной арматуры и др. И принципиальные, и полные тепловые схемы ПТУ разрабатываются турбинным заводом, хотя далеко не все оборудование тепловой схемы им изготавливается. Так, значительная часть тепло- обменных аппаратов системы регенерации (ПНД, ПВД), насосное оборудование, трубопроводы и т.д. чаще всего изготавливаются специализированными предприятиями. Решения по выбору всего оборудования тепловой схемы ПТУ, в том числе и того, которое не изготавливается турбинным заводом, принимает завод, и ответственность за надежную и экономичную работу всего оборудования ПТУ также лежит на турбинном заводе. Ниже приводятся описания полных и принципиальных тепловых схем ПТУ УТЗ. Схемы описываются в границах разработки и ответственности завода. Выбор и встраивание в тепловую схему турбоустановки такого оборудования, как деаэраторы, питательные насосы, а также другого вспомогательного оборудования выполняет, как правило, специализированная проектная организация. Кроме тепловой схемы имеются схемы отдельных систем: регулирования, КИПиА, маслоснабжения и ряд других схем, также отражающих состав и работу оборудования турбоустановки. Описания этих схем приводятся в соответствующих главах. 2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» Наибольшее количество турбин УТЗ выпускается типов «Т» и «ПТ». В настоящем разделе подробно остановимся прежде всего на описании полной тепловой схемы турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15. Эта турбина занимает среднее место в мощностном ряду теплофикационных турбин и наиболее полно отображает специфику принципиальных решений тепловых схем всех типов турбин, выпускаемых УТЗ. Турбин этой модели по состоянию на начало 2006 г. изготовлено 45 штук, что ставит ПТ-140/165-130/15 на второе место после турбины Т-110-130 по количеству изготовленных УТЗ турбин одной модели. Описания тепловых схем других ПТУ с теплофикационными турбинами УТЗ представлены ниже и только в той части схем, которые имеют существенные отличия от тепловой схемы турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15. 2.2.1. Полная тепловая схема турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15 Полная тепловая схема турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15 включает набор ряда схем, представленных на рис. 2.2... 2.7, приведенных ниже. Перечни наиболее важного оборудования турбоустановки к соответствующим схемам представлены в табл. 2.1, 2.3, 2.4. Рассмотрим основную тепловую схему и перечень оборудования к ней, представленные на рис. 2.2 (см. вкладку) и в табл. 2.1. 61
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ Таблица 2.1. Перечень оборудования основной тепловой схемы с турбиной ПТ-140/165-130/15 (рис. 2.2) Обозначение ГР1 КС1, КС2 КТ1 ПУ1 ТУ1 Ф1...ФЗ ФР1, ФР2 Оборудование Генератор ТВВ-160-2ЕУЗ Клапан стопорный Конденсатор K-6000-VII Промывочное устройство Турбина паровая ПТ-140/165-130/15-2 Фильтр сетчатый ФС-80-40-1 Форсунка Кол-во 1 2 1 1 1 3 2 Примечание Подогреватели ATI АТ2, АТЗ АТ4, АТ5 АТ6 АТ7 АТ8 Подогреватель сальниковый ПН-250-16-7-Исв Подогреватель низкого давления № 1, 2 ПН-400-26-7-И Подогреватель низкого давления № 3, 4 ПН-400-26-8-М Подогреватель высокого давления № 5 ПВ-760-230-14 Подогреватель высокого давления № 6 ПВ-800-230-21 Подогреватель высокого давления № 7 ПВ-800-230-32 1 2 2 1 1 1 Клапаны обратные типа КОС К01 К02, КОЗ К04... К07 К08 К09 КОЮ, КОИ Клапан КОС-800-16-1 Клапан KOC-400-25-III лев. Клапан KOC-350-40-III прав. Клапан KOC-250-40-II Клапан KOC-250-100-III Клапан KOC-150-100-II 1 2 4 1 1 2 Клапаны предохранительные КП1, КП2 КПЗ. ..КП8 КИ1...КИ6 КЗР1 Клапан КПРГ-800-4/2-М Клапан Du 250/400 694-250/400-06 Клапан импульсный Dy 25 342-25xl-OM Клапан защитно-регулирующий 2 6 6 1 Клапаны регулирующие КР1 КР2 КРЗ КР4 КР5 КР6 КР7 КР8 КР9. . КР11 КР12 КР13 Клапан на обводе ПВД Dy 300 992-300-Э6-02 Клапан ПВД № 5 Ц„ 200 Клапан ПВД № 6 Dy 150 Клапан ПВД № 7 Dy 100 Клапан ПНД № 3 Dy 80 Т-346 (на напоре насоса) Клапан основного конденсата Dy 200 6с-8-3 Клапан рециркуляции Dy 150 Т-36 Клапан солевых отсеков конденсатора Dv 80 6с-9-1 Клапан ПНД № 2, 3, 4 Dy 150 Клапан эжекторов Клапан уплотнений 1 1 1 1 1 1 1 1 3 1 1 Поставка с ПВД То же То же Поставка с ПНД Насосы HI Н2 НЗ... Н5 Насос сливной ПНД №3 КС-80-155-2 Насос сливной солевых отсеков конденсатора КС-50-55 Насос конденсатный КСВ-320-160-2 1 1 3 Эжекторы Э01, Э02 ЭП1 ЭР1 ЭУ1 Эжектор основной ЭПО-3-200А-4 Эжектор пусковой ЭПП-1-0,9-790-1 Эжектор расхолаживания ЭПР-0,9-4800-11 Эжектор уплотнений ЭУ-120-1 2 1 1 1 «2
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «fl I » Подвод свежего пара Подвод свежего пара к турбине выполняется от двух стопорных клапанов. На подводящем к каждому стопорному клапану паропроводе установлено по одной главной паровой задвижке (ГПЗ) 1. Каждая ГПЗ снабжена продувочно-обводной линией диаметром Dy 20 с запорными органами 2 и 3. Эта линия необходима для предотвращения недопустимого давления в замкнутой полости под затвором ГПЗ. Такое повышение давления возможно при прогреве паропровода до ГПЗ, т. е. когда задвижка закрыта, а в замкнутой полости скопился конденсат. В результате в этой полости может подняться давление до недопустимой величины, что приведет к разуплотнению или даже разрушению ГПЗ. Поэтому на период прогрева паропровода до ГПЗ необходимо открыть запорный орган 2. При этом открыть запорные органы 2 и 3 можно непосредственно перед открытием ГПЗ для ее частичной разгрузки. Кроме того, обводной линией с одновременным открытием запорных органов 2 и 3 также пользуются при проверке некоторых характеристик элементов системы регулирования, когда необходимо, не задействовав регулирующие клапаны 4 ЦВД, незначительно изменять расход пара в турбину. Турбина ПТ-140/165-130/15, как и большинство турбин УТЗ, может работать как с поперечными связями, так и в блоке с котлом. В обоих случаях обе нитки паропроводов перед стопорными клапанами соединены уравнительной линией 5 с запорным органом 6. При нормальной подаче пара в турбину, когда задействованы обе нитки паропроводов от станционного коллектора свежего пара (при схеме с поперечными связями) или от котла (при блочной схеме), запорный орган 6 на линии 5 должен быть открыт. В случае, когда на одной из ниток паропровода до стопорного клапана, например, производится ремонт, т. е. на этой нитке закрыта ГПЗ, а используется оставшаяся в работе другая нитка паропровода от ГПЗ до турбины, то линия 5 позволяет осуществлять раздачу пара на оба стопорных клапана. Закрывается запорный орган 6 в том случае, когда поочередно проверяется плотность каждого из стопорных клапанов. При этом на линии к неконтролируемому стопорному клапану закрывается и ГПЗ. В схеме подвода свежего пара ГПЗ выполняет функции запорного органа, с помощью которого обеспечивается отключение турбины по пару, например, на период ремонтов или других простоев турбины. Это особенно важно, когда турбина с котлом имеет поперечные связи. В этом случае в станционном коллекторе, от которого запитана турбина, может находиться пар номинальных параметров. И хотя кроме ГПЗ на трубопроводе свежего пара вблизи станционного коллектора, как правило, установлен еще один запорный орган, тем не менее плотность ГПЗ должна быть высокой. Кроме того, ГПЗ выполняет функцию дополнительной защиты в аварийных ситуациях, например при опасности возникновения разгона турбины в случае недостаточной плотности стопорных и регулирующих клапанов. Несмотря на то что время закрытия ГПЗ во много раз больше времени закрытия стопорных и регулирующих клапанов, этого времени (50... СО г) бывает достаточно, чтобы перекрыть доступ пара в турбину, предотвратив недопустимое повышение частоты ее вращения. Как уже отмечалось ранее, для варианта ПТУ с поперечными связями схема подвода свежего пара имеет дополнительное оборудование и коммуникации, которых нет в блочном варианте. Для пуска турбины в варианте ПТУ с поперечными связями предусмотрена пусковая байпас- ная линия 7 с установленными на ней регулирующим клапаном 8 и запорным органом 9. Для промывки проточной части турбины от солевых отложений имеется линия 10 с промывочным устройством 11, в которое по линии 12 подводится питательная вода. Количество подаваемой воды регулируется регулирующим клапаном 13 и байпасным вентилем 14. Так как промывка должна проводиться при снижении нагрузки на турбину до 20. ..25% от номинальной, а стопорный и регулирующие клапаны 4 должны быть полностью открыты, то при промывке задействована пусковая линия 7 с установленной на ней арматурой 8 и 9; ГПЗ при этом должна находиться в закрытом состоянии. Питательная вода для промывки подается для постепенного снижения ее температуры до значения ее на 1... 2 °С выше температуры насыщения, соответствующей давлению, которое установится на входе в турбину при нагрузке 20... 25 % от номинальной. Для возможности прогрева трубопровода свежего пара до ГПЗ имеются линии продувки. В турбо- установке ПТ-140/165-130/15 как для варианта с поперечными связями, так и для блочного варианта продувка осуществляется в станционный расширитель дренажей высокого давления, хотя для всех остальных ПТУ, предназначенных для работы поблочному варианту, имеется собственный расширитель дренажей высокого давления каждого блока. Отсутствие такового в турбоустановке ПТ-140/165-130/15 вызвано лишь трудностью с размещением этого расширителя в границах ячейки турбоустановки. Паропровод подвода свежего пара обеспечен необходимыми линиями обеспаривания и ревизии участка паропровода между ГПЗ и стопорным клапаном, которые могут использоваться и для впуска воздуха из машинного зала при расхолаживании турбины. 63
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ На одной из ниток трубопровода свежего пара выполнена линия 15 с запорными органами 16 для подачи горячего пара в коллектор уплотнений штоков регулирующих клапанов. От стопорного клапана свежий пар по четырем перепускным трубам (по две от каждого клапана) направляется к четырем регулирующим клапанам 4 ЦВД. Пройдя ЦВД, пар также по четырем перепускным трубам направляется к регулирующим клапанам 17 ЦНД, после чего поступает в конденсатор. Система регенерации Система регенерации (подогрева питательной воды) ПТУ условно делится на системы регенерации низкого и высокого давления. Первая включает в себя два основных эжектора, эжектор уплотнений, сальниковый подогреватель, группу ПНД, деаэратор. Нагреваемая в этих аппаратах вода прокачивается через них основными конденсатными насосами НЗ, Н4, Н5. Трубопроводы воды от этих конденсатных насосов, прокачивающие воду до деаэратора, обычно также называют линией основного конденсата. Система регенерации высокого давления включает в себя группу из трех ПВД. Нагреваемая в ПВД вода прокачивается через них питательными насосами в котел при блочном варианте или в станционный трубопровод питательной воды при варианте с поперечными связями. Трубопровод воды от питательных насосов до котла называют линией питательной воды. Вначале конденсат после конденсатных насосов НЗ, Н4, Н5 поступает параллельно в холодильники двух основных эжекторов. В нормальных условиях, когда присосы воздуха в вакуумную систему не превышают нормы ПТЭ [40], в работе находится один основной эжектор. Второй отключен по рабочему пару и паровоздушной смеси (ПВС). Пропуск основного конденсата, как уже говорилось, осуществляется через оба эжектора, так как номинальный расход основного конденсата из конденсатора превышает максимально допустимый расход через один эжектор. В этом случае запорный орган 18 на перемычке 19 закрыт. При необходимости во время работы ПТУ, чтобы отключить один из основных эжекторов, в том числе и по основному конденсату, запорный орган 18 на перемычке 19 должен быть открыт, а запорные органы 20 у отключаемого эжектора должны быть закрыты. Дроссельная шайба 21 на перемычке 19 обеспечивает гидравлическое сопротивление, равное гидравлическому сопротивлению холодильника отключенного основного эжектора. Таким образом, распределение потоков основного конденсата между оставшимся в работе основным эжектором и перемычкой 19 сохранятся, как если бы основной конденсат пропускался через оба эжектора. В качестве рабочего пара для всех эжекторов в схеме ПТУ используется пар из деаэратора давлением 0,59 МПа. Номинальное давление рабочего пара непосредственно перед каждым эжектором должно быть 0,49 МПа, поэтому на линии подвода рабочего пара к основным эжекторам и к эжектору уплотнений установлен регулирующий клапан КР12. Этот же клапан должен поддерживать требуемое давление пара перед основными эжекторами и эжектором уплотнений, если используется резервный пар давлением 0,78... 1,28 МПа из станционного коллектора. Слив конденсата рабочего пара и пара отсасываемой ПВС из основных эжекторов осуществляется раздельно от каждой из трех ступеней эжектора. Из первой и второй ступеней через гидрозатворы глубиной 11м — в конденсатор, из третьей ступени через гидрозатвор глубиной 1,5 м — в атмосферный сборник дренажей. Глубина гидрозатвора 14 м определяется исходя из допущения, что один из основных эжекторов находится в резерве, а через его выхлопной патрубок 22 атмосферный воздух из машинного зала обратным ходом будет поступать в конденсатор. Таким образом, если принять, что перепад между атмосферой и разрежением в конденсаторе составляет около 0,1 МПа (10 м вод. ст.) и необходимо выполнить запас по глубине гидрозатвора 40... 50%, то полная глубина последнего составит 14 м. Введение гидрозатворов позволило отказаться от запорной арматуры на сливах конденсата ряда аппаратов, в том числе основных эжекторов и сальникового подогревателя, в конденсатор, что, в свою очередь, исключило возможность подсоса в вакуумную систему атмосферного воздуха через сальники арматуры. Отпала необходимость в управлении, обслуживании и ремонте этой арматуры. После основных эжекторов основной конденсат поступает в холодильники эжектора уплотнений. Отсасываемая ПВС к эжектору уплотнений поступает из коллектора ПВС концевых уплотнений. На линии основного конденсата и на линии ПВС к эжектору уплотнений нет запорной арматуры, что упрощает схему и компоновку оборудования. При таком решении в случае выхода эжектора уплотнений из строя и его ремонта, что случается крайне редко, требуется останов всей ПТУ; это исключает вероятность эксплуатации турбоустановки без эжектора уплотнений, когда имеется опасность не только пропарива- ния из концевых уплотнений турбины в машинный зал, но и обводнения масла через маслозащитные уплотнения корпусов подшипников, расположенных близко к паровым концевым уплотнениям Конденсат пара ПВС уплотнений и рабочего пара из эжектора уплотнений через гидрозатворы высотой 2м сливается от каждой из двух ступеней эжектора в атмосферный сборник дренажей. 64
z.z. ^хемы и i у с туроинами типов « i », «и 1 » После эжектора уплотнений основной конденсат поступает в сальниковый подогреватель. По линии основного конденсата сальниковый подогреватель имеет обвод с запорным органом 23, который закрыт при нормальной эксплуатации ПТУ. Паровая линия к сальниковому подогревателю подходит из трубопроводов уплотнений; на ней запорной арматуры нет. Слив конденсата пара уплотнений из сальникового подогревателя осуществляется через гидрозатвор глубиной 14 м в сборник конденсата конденсатора. В турбинах, имеющих на выхлопе конденсатор или подогреватель сетевой воды, на этапах подготовки к работе и на ряде отдельных режимов работы турбоустановки в указанные аппараты пар из турбины, а также пар и вода из других источников могут не поступать совсем или поступать в ограниченном количестве. В результате конденсата, образующегося из этих потоков пара и воды, может быть недостаточно для обеспечения нормальной работы основных эжекторов, эжектора уплотнений и сальникового подогревателя, а также основных конденсатных насосов, включенных в систему регенерации турбоустановки в самом начале тракта основного конденсата. Длительная надежная работа конденсатных насосов, откачивающих конденсат из конденсатора или подогревателя, как правило, может быть обеспечена, если насосы работают в диапазоне ~ 30... 100% своего номинального расхода. Одновременно с этим обязательным требованием для нормальной работы конденсатных насосов является поддержание уровня в конденсатосборнике конденсатора или подогревателя в определенных пределах. Для обеспечения необходимого расхода основного конденсата через указанные аппараты регенеративной системы и для нормальной работы конденсатных насосов во всех турбинах, кроме турбин типа «Р», имеется линия рециркуляции основного конденсата со своим регулирующим клапаном КР7, а на линии основного конденсата за сальниковым подогревателем установлен свой регулирующий клапан КР6 (см. рис. 2.2). Работа этих клапанов (их открытие — закрытие) строго взаимосвязана. Максимальный расход основного конденсата, который прокачивается по линии рециркуляции, определяется следующим образом. Рассматриваются технические характеристики конденсатных насосов, основных эжекторов, эжектора уплотнений и сальникового подогревателя. Сравниваются величины минимально допустимых расходов через это оборудование. Наибольшее значение из сравниваемых величин и определяет максимальную величину расхода рециркуляции. Следует отметить, что максимальный расход рециркуляции будет иметь место только на этапах подготовки турбины к работе и только в тех случаях, когда в конденсатор и подогреватель сетевой воды не поступают ни пар из турбины, ни пар и вода из других источников. На ряде режимов работы турбины (ПТУ) расход откачиваемого из конденсатора или подогревателя сетевой воды конденсата, наоборот, может достигать величин, больших, чем допускает техническая характеристика одного конденсатного насоса или каждого из аппаратов. В этом случае включают в работу дополнительно необходимое количество насосов, а у аппарата с ограниченной пропускной способностью открывают обводную линию с запорным органом. Пример. Турбина ПТ-140/165-130/15-2 может работать с минимальным расходом пара в конденсатор около 301 'ч, максимальным — 3201 ч. Учитывая возможную добавку в конденсатор химически очищенной воды и поступление конденсата из ПНД при останове откачивающих насосов, максимальный расход конденсата из конденсатора составит ~ 420т /ч. Сопоставим эти величины с данными по расходам конденсата через конденсатный насос, основной эжектор, эжектор уплотнений и сальниковый подогреватель (табл. 2.2). Таблица 2.2. Расходы конденсата через оборудование Расход, т ч min max Конденсатный насос 100 320 Основной эжектор через один/через два 70/140 250/500 Эжектор уплотнений 180 450 Сальниковый подогреватель 200 400 Сопоставление показывает, что ни конденсатный насос, ни один из указанных аппаратов не могут нормально работать при пропуске через них 30т ч конденсата. Менее всего «чувствительны» к малым расходам конденсата конденсатный насос и основной эжектор, которые уже с величин расходов соответственно 100 и 70т/ч могут надежно работать длительное время. Очевидно, что в данном случае (примере) сальниковый подогреватель является определяющим при выборе максимального расхода рециркуляции основного конденсата, так как для его нормальной работы требуется пропуск не менее 200т -ч конденсата. Для эжектора уплотнений эта величина несколько меньше. Сальниковый подогреватель является ограничивающим и по максимальному пропуску конденсата. Требуется открывать запорный орган 23 на его обводной линии при расходах основного конденсата 65
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ выше 400т/ч. Еще ранее, при превышении расхода основного конденсата свыше 300 т ч, приходится вводить в работу второй конденсатный насос конденсатора. Другие аппараты не являются ограничивающими по максимальному (420т ч) расходу основного конденсата. Рассмотрим, как работает система рециркуляции основного конденсата на примере турбины ПТ-140/165-130/15-2, когда расход пара и воды в конденсатор и, следовательно, расход основного конденсата из конденсатора равен примерно ЗОт'ч. При таком малом расходе конденсата, откачиваемого конденсатным насосом, уровень конденсата в конденсатосборнике конденсатора будет снижаться, и при достижении определенного минимального значения будет подана команда на закрытие регулирующего клапана КР6 на линии основного конденсата. В результате этот регулирующий клапан прикроется до такой степени, когда через него будет проходить расход конденсата, который равен сумме расходов пара из турбины и других потоков пара и воды, поступающих в конденсатор (этот расход измеряется мерным устройством 24). Одновременно происходит открытие регулирующего клапана КР7 на линии рециркуляции, обеспечивающее требуемый для надежной работы, в первую очередь, сальникового подогревателя расход конденсата, который по линии основного конденсата до регулирующего клапана КР6 составит 200т ч. Этот расход измеряется мерным устройством 25. Расход по линии рециркуляции при этом составит 170т'ч (200т ч минус 30т ч). Контроль за этим расходом осуществляется путем замеров по мерным устройствам 25 и 24 с последующим вычитанием из первого значения второго. Этот расход циркулирует по замкнутому контуру: конденсатные насосы, основные эжекторы, эжектор уплотнений, сальниковый подогреватель, регулирующий клапан КР7 на линии рециркуляции конденсата и снова конденсатные насосы. При этом конденсат нагревается в холодильниках эжекторов и сальниковом подогревателе, а охлаждается в конденсаторе. При работе ПТУ на режимах с расходами пара и воды в конденсатор <~ 200т/ч и выше и соответственно с расходами основного конденсата из конденсатора выше 200т ч регулирующий клапан КР7 на линии рециркуляции закрывается полностью. Измеряемые расходы по мерным устройствам 24 и 25 должны быть при этом одинаковы. При расходах основного конденсата более 200т ч в условиях эксплуатации переходят на измерение этих расходов с помощью мерного устройства 26, так как оно установлено на трубе большего диаметра, чем мерное устройство 24, которое более точно позволяет измерять расходы конденсата от 0 до 200 т ч. В турбинах, изготовленных в последние годы, два регулирующих клапана, задействованных в схеме рециркуляции основного конденсата, взаимодействуют между собой с помощью электрической связи. В турбинах более ранних выпусков взаимосвязь этих клапанов осуществлялась механическим путем с помощью специальных рычагов и тяг. Еще раньше оба клапана были смонтированы в одном корпусе и представляли собой специальный сложный двухседельный регулятор. Вышеописанные схемы рециркуляции конденсата имеют, как уже отмечалось, все типы турбоуста- новок, кроме типа «Р». Для турбоустановок с турбинами типов «Т» и «ПТ» в тех случаях, когда на режимах с работающей рециркуляцией через конденсатор прокачивается циркуляционная вода, теплота, передаваемая конденсату в эжекторах и сальниковом подогревателе, теряется. Для турбин типов «ТР», «ПТР», а также «Т» и «ПТ» в тех случаях, когда в конденсаторах двух последних типов турбин в качестве охлаждающей используется сетевая или подпиточная вода, теплота рециркуляции не теряется. После сальникового подогревателя основной конденсат последовательно подогревается в четырех теплообменных аппаратах, образующих группу ПНД. В качестве ПНД используются аппараты типа ПН-400-26, серийно выпускаемые промышленностью. Подробно эти аппараты описаны в [68]. Каждый из четырех ПНД имеет обводную линию с запорным органом по основному конденсату и запорную арматуру перед каждым аппаратом и после него, что позволяет при необходимости отключить любой из этих аппаратов. Такое решение по сравнению с так называемым групповым отключением ПНД несколько усложняет схему регенерации и повышает капитальные затраты на ее реализацию. Однако при необходимости отключения, например, одного ПНД при групповом отключении приходится выводить из работы всю группу из четырех аппаратов, что сводит к нулю эффект от использования ПНД на период их отключения. При существующей же схеме эффект снижается только на величину, соответствующую отключению одного ПНД. Групповое отключение ПНД для теплофикационных турбоустановок малоприемлемо еще и потому, что в «рассечку» между ПНД должны поступать потоки конденсата пара производственных и отопительных отборов. Каждый ПНД имеет защиту от недопустимого повышения давления в его водяном пространстве, как и все другие аппараты системы регенерации, имеющие на подводе и отводе основного конденсата запорные органы 20, с помощью которых каждый аппарат может быть отключен от магистрали основного конденсата. Недопустимое повышение давления или даже авария могут произойти в том случае, если водяное пространство аппарата заполнено основным конденсатом, аппарат надежно отключен на входе и выходе основного конденсата от магистрали основного конденсата, но при этом запорный ор- 66
2.2. Схемы ПТУ с турЬинами типов « l », «111 » ган 28 на трубопроводе отбора пара открыт или закрыт неплотно. В таком случае появляется опасность разогрева замкнутого объема основного конденсата в водяном пространстве аппарата и, как следствие, повышения в нем давления до недопустимой величины. Для предотвращения этого запорный орган 20 на выходе основного конденсата из каждого аппарата снабжен байпасом, состоящим из двух последовательно установленных обратных клапанов 29, которые в случае недопустимого расширения объема при вышеуказанных условиях перепустят избыток конденсата в магистраль основного конденсата. Для реализации возможности, например, при ремонте трубной системы аппарата слива конденсата из его водяной камеры служит запорный орган 30. В линию основного конденсата осуществлены врезки трубопроводов возврата конденсата пара производственных отборов, отборов собственных нужд и теплофикационных отборов. В зависимости от используемого деаэратора (вакуумного или атмосферного) для подготовки возвращаемого конденсата пара производственных отборов и отборов на собственные нужды точка возврата на линии основного конденсата принимается соответственно либо перед ПНД-1, либо перед ПНД-3 (линии 27). Возврат конденсата пара нижнего и верхнего теплофикационных отборов осуществляется соответственно перед ПНД-2 и перед ПНД-3 (линии 27а). На линии основного конденсата, а также на участках трубопроводов, примыкающих к аппаратам, врезаются линии для опорожнения и промывки системы регенерации турбоустановки. Подвод пара к четырем ПНД осуществляется из соответствующих отборов турбин по четырем трубопроводам, на двух из которых, кроме запорной арматуры, установлены обратные клапаны типа КОС. На трубопроводах пара к ПНД-1 и ПНД-2 обратные клапаны не установлены. Основанием такого решения для ПНД-1 явилась организация на всех режимах работы турбоустановки безуровневого слива конденсата греющего пара из ПНД-1. Слив осуществляется в конденсатосборник ПСГ-1, куда пар поступает из одной камеры с ПНД-1, поэтому давление пара в ПНД-1 и в ПСГ-1 практически одинаково, что исключает перетечки греющего пара из одного аппарата в другой. С другой стороны, отсутствие в корпусе ПНД-1 объема конденсата, а также соответствующим образом выполненный трубопровод слива конденсата из ПНД-1 исключают поступление в турбину на определенных режимах ее работы с обратным потоком опасных (с точки зрения ее разгона) объемов пара и воды, что подтверждено соответствующими расчетами. Отвод конденсата греющего пара из ПНД-2 может осуществляться несколькими путями. При включенном в работу сетевом подогревателе ПСГ-2 конденсат из ПНД-2 сливается в конденсатосборник ПСГ-2. При неработающем ПСГ-2 и при достаточном перепаде между ПНД-2 и ПНД-1 слив конденсата из ПНД-2 осуществляется в ПНД-1, при этом необходимый уровень в ПНД-2 поддерживается регулирующим клапаном КР9, установленным на трубопроводе слива конденсата из ПНД-2 в ПНД-1. При недостаточном перепаде давлений между ПНД-2 и ПНД-1 или при отключенном ПНД-1 слив конденсата из ПНД-2 осуществляется в расширитель 31 конденсатора, при этом необходимый уровень конденсата в ПНД-2 поддерживается тем же регулирующим клапаном КР9, что и в случае слива конденсата из ПНД-2 в ПНД-1. Несмотря на наличие в ПНД-2 на ряде режимов работы турбоустановки определенного уровня конденсата на трубопроводе отбора к ПНД-2 отсутствует обратный клапан. Расчеты показали, что повышение частоты вращения турбины от возможного обратного потока теплоносителей из этого ПНД для данного отбора крайне незначительно. Следует также отметить, что дополнительной защитой в этом случае от разгона турбины является регулирующая диафрагма, установленная в этой турбине сразу за отбором на ПНД-2. Схема слива конденсата греющего пара из ПНД-3 и ПНД-4 также предусматривает несколько вариантов слива в зависимости от находящегося в работе оборудования. В основном конденсат из ПНД-4 через регулирующий клапан КР11 сливается в ПНД-3. Оттуда конденсат обоих подогревателей откачивается насосом HI в линию основного конденсата за ПНД-3. В качестве насоса используется конденсатный насос типа КС производительностью 8()м3/ч, напором 155 м вод. ст. На напорном трубопроводе насоса HI установлен регулирующий клапан КР5, поддерживающий требуемый уровень конденсата в ПНД-3. При неработающем насосе (ремонт, ревизия и т.д.) конденсат ПНД-4 также через регулирующий клапан КР11 сливается в ПНД-3, откуда суммарный расход конденсата ПДН-4 и ПНД-3 через регулирующий клапан КР10 на сливе из ПНД-3 поступает в расширитель 31 конденсатора. При неработающем ПНД-3 имеется возможность, минуя его, сливать конденсат из ПНД-4 через регулирующий клапан КР11 сразу в расширитель конденсатора. Особо следует отметить, что при отключении любого из ПНД паровую нагрузку отключенного ПНД на себя берет ПНД, подключенный по пару из отбора с более высоким давлением. Поэтому при работе турбоустановки с номинальными расходами пара в регенеративные отборы отключение более одного из смежных ПНД не рекомендуется. В противном случае, как показывают расчеты, возни- 67
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3 кает опасность перегрузки предотборной ступени ПНД, предыдущего отключенному, и, как следствие, возможный выход этой ступени из строя. С целью повышения эффективности работы теплообменных аппаратов регенеративной системы (в первую очередь ПНД), часть которых работает на режимах с вакуумом, из парового пространства ПНД и сальникового подогревателя организован отсос ПВС. На линиях отсоса ПВС установлены специальные дроссельные шайбы 32. Внутренний диаметр шайб, как правило, уточняется на месте эксплуатации турбины. Этот диаметр должен быть, с одной стороны, достаточным, чтобы из аппарата было удалено максимальное количество неконденсирующихся газов (воздуха), а с другой стороны, диаметр не должен быть таким большим, чтобы через него уходило значительное количество пара. Критерием выбора необходимого диаметра шайбы должен служить минимальный недогрев основного конденсата до температуры насыщения пара в аппарате. Отсос ПВС из соответствующего ПНД направляется туда же, куда сливается из этого ПНД конденсат. В конечном счете ПВС поступает в расширитель 31 конденсатора, за исключением ПВС из ПНД-1 и сальникового подогревателя, которая отводится в выпарную трубу 33 расширителя конденсатора. После ПНД основной конденсат направляется в деаэратор с давлением 0,59МПа, где осуществляется дегазация конденсата. В качестве деаэратора для турбоустановки ПТ-140/165-130/15 используется аппарат типа ДП-500М2, серийно выпускаемый промышленностью. Более подробно о деаэраторах см. [68]. Деаэратор запитывается паром из трубопровода отбора на ПВД-5. На участке паропровода к деаэратору установлен дополнительно обратный клапан 34, предотвращающий обратный поток пара из деаэратора в ПВД-5 в случае резкого снижения давления в последнем. После деаэратора питательным насосом (насосами) питательная вода направляется в группу ПВД, состоящих из трех аппаратов типа ПВ-800-230. В отличие от ПНД отключение и обвод каждого ПВД по питательной воде невозможен. Аварийное отключение и обвод производятся только всей группы ПВД, для чего используется специальное устройство, поставляемое комплектно с ПВД заводом-изготовителем аппаратов. Это устройство, состоящее из защитного 35 и обратного 36 клапанов, позволяет в аварийных случаях автоматически отключать ПВД и обводить их по питательной воде по линиям 37. Аварийно это устройство срабатывает, например, при повреждении охлаждающих труб ПВД и недопустимом повышении уровня конденсата в корпусах ПВД. Более подробно об этом см. [68.]. При достижении аварийно недопустимого уровня это устройство подает сигнал на отключение питательного насоса и останов турбины. Кроме указанного защитного обвода ПВД по питательной воде имеется дополнительный частичный обвод 38 с установленным на этом обводе регулирующим клапаном КР1 [46]. Этот обвод позволяет в случае резерва котельной мощности, частично (до 75%) обводя питательную воду помимо ПВД, открыв для этого на этом обводе два запорных 39 и один регулирующий клапан КР1, снижать расход пара на ПВД из отборов и направлять этот пар в проточную часть турбины на выработку дополнительной теплофикационной или конденсационной мощности. Для планового отключения ПВД и обвода питательной воды служит линия (на схеме не показана), которая не входит в объем проектирования турбинного завода. Пар к трем ПВД поступает из трех камер отборов ЦВД турбины. На трубопроводах отборов пара из турбины кроме запорной арматуры установлены обратные клапаны. Так как корпуса всех трех ПВД выполнены равнопрочными, предохранительные клапаны на них отсутствуют. Расчетное давление в паровом пространстве ПВД составляет примерно 4 МПа. Слив конденсата греющего пара из ПВД-7 выполнен в ПВД-6, из ПВД-6 — в ПВД-5, из ПВД-5 — либо в деаэратор с давлением 0,59МПа, либо в расширитель 31 конденсатора. На трубопроводе слива конденсата из ПВД-5 в деаэратор кроме запорной арматуры установлен обратный клапан 40, предотвращающий обратный поток теплоносителей из деаэратора в ПВД-5 в случае резкого снижения давления в последнем. Система отсоса ПВС из ПВД выполнена аналогично системе отсоса из ПНД. Отличие лишь в том, что поскольку отключение ПВД возможно только всей группой, то резервного отсоса из ПВД-7 и ПВД-6 нет. Из ПВД-5 отсос ПВС направляется в расширитель 31 конденсатора. После ПВД-7 питательная вода направляется в котел или в станционный коллектор питательной воды. Отборы пара (кроме регенеративных) из турбины В турбине ПТ-140/165-130/15 по сравнению с другими турбинами УТЗ — наибольшее количество отборов пара, не связанных с системой регенерации. Не считая отбора пара на деаэратор с давлением пара 0,59 МПа, который можно отнести к регенеративным отборам, в турбине ПТ-140/165-130/15 68
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» имеются два регулируемых производственных отбора, два отбора на общестанционные теплообменники (станционные нужды) и два регулируемых теплофикационных отбора пара, причем в единственной из всех турбин УТЗ ПТ-140/165-130/15 имеется возможность поддерживать необходимые параметры в каждом из теплофикационных отборов. В основном производственном отборе давление пара составляет от 1,18 до 2,06 МПа. Номинальное давление пара в отборе — 1,47 МПа. Четыре нитки трубопровода 41 основного производственного отбора рассчитаны на максимальный пропуск пара с расходом 500т/ч при номинальном давлении в отборе. Все четыре нитки трубопровода соединены между собой перемычками 42. Перемычки не имеют запорной арматуры, врезаны в основные нитки до места установки на этих нитках обратных клапанов и запорной арматуры, что позволяет держать в прогретом состоянии участки трубопровода в пределах турбоустановки, даже если какая-либо из ниток трубопровода отключена от станционного участка. Кроме того, перемычки 42 позволяют уравнивать давление в нитках, так как конфигурация каждой из четырех ниток, а значит, и гидравлическое сопротивление неодинаковы. На трубопроводе 41 основного производственного отбора пара установлены шесть предохранительных клапанов, суммарная пропускная способность которых обеспечивает пропуск максимального расхода пара (500 т/ч). Установленные на трубопроводе обратные клапаны с принудительным закрытием типа КОС обеспечивают работу производственного отбора на станционный коллектор, в который может параллельно поступать пар от других источников (турбин, РОУ). Рабочие параметры пара в этом отборе (р = 1,18. - - 2,06 МПа и t = 400 °С) в принципе позволяют выполнить этот трубопровод из углеродистой стали. Однако наличие возможности даже кратковременного повышения температуры пара в этом отборе до 500 °С из-за резкого прекращения приема пара потребителем и удержания турбины системой регулирования на холостом ходу привело к необходимости в пределах турбоустановки этот трубопровод выполнить из легированной теплоустойчивой стали. В дополнительном производственном отборе 43 (за 7-й ступенью) может поддерживаться давление пара от 2,45 до 3,92 МПа. В отличие от основного производственного отбора, где давление пара поддерживается с помощью регулирующей диафрагмы, встроенной в ЦНД турбины, в дополнительном отборе давление пара поддерживается защитно-регулирующим клапаном, установленным на трубопроводе отбора. Кроме регулирования давления в отборе этот клапан выполняет функцию защиты турбины от обратного потока пара, который может иметь место, если коллектор (потребитель) пара запитан также от других источников. На трубопроводе до и после клапана установлена запорная арматура, а на станционном участке устанавливается расходомерное устройство. Трубопровод теплофикационного отбора пара к сетевому подогревателю ПСГ-1 (нижнего отопительного отбора) выполнен в виде двух ниток диаметром Dy 1000 каждая. Компактное и максимально приближенное расположение ПСГ-1 к камере отбора и отсутствие на трубопроводе арматуры позволили существенно снизить потери давления в этом трубопроводе. Трубопровод верхнего отопительного отбора пара (к ПСГ-2) имеет большую протяженность, и на нем установлена запорная арматура 44, необходимая для отключения по пару ПСГ-2 при работе турбоустановки с одноступенчатым подогревом сетевой воды в ПСГ-1. Работа с подогревом сетевой воды только в ПСГ-2 недопустима по условиям возможности снижения надежности работы турбины, и поэтому тепловой схемой такая работа исключается (на трубопроводе отбора пара к ПСГ-1 отсутствует отключающая арматура; исключена возможность пропуска сетевой воды только через ПСГ-2, минуя ПСГ-1). Из трубопровода отбора пара к ПСГ-2 до запорного органа 44 выполнена линия 45 к двум предохранительным клапанам, рассчитанным на полный расход сбрасываемого пара из отопительных отборов в атмосферу. В настоящее время рассматривается решение по установке вместо двух предохранительных клапанов диаметром Dj,800 одного предохранительного клапана меньшего диаметра, рассчитанного только на расход пара, необходимого для режима холостого хода турбины. Вместе с таким клапаном будут установлены специальные защитные устройства, воздействующие на закрытие стопорных и регулирующих клапанов в случае повышения давления в камере отопительного отбора сверх допустимого значения. Из трубопровода отбора пара к ПСГ-2 также выполнена линия 46 к общестанционным теплообменникам. В частности, она служит для подачи пара в атмосферный или вакуумный деаэраторы, используемые для дегазации подпитки сетевой воды. При использовании этой линии должен быть обеспечен возврат в линию основного конденсата потока воды (конденсата) соответствующего количества и качества. На этой линии кроме запорного органа 47 устанавливается обратный клапан с принудительным закрытием типа КОС. Из камеры верхнего отопительного отбора пара также отбирается пар к ПНД-2 (см. выше). Отсутствие на трубопроводах отборов пара к ПСГ обратных клапанов не снижает надежного предотвращения от разгона турбины обратным потоком пара из ПСГ в случае сброса турбиной 69
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3 нагрузки. Роль обратных клапанов выполняют специальные воронки, установленные в патрубках между корпусом и конденсатосборником каждого ПСГ [156]. Из камеры отбора пара на ПНД-4 выполнен отбор пара на собственные нужды (общестанционные теплообменники) станции. Этот отбор пара используется, в частности, для подогрева воздуха в калориферах котла. На трубопроводе 48 этого отбора кроме запорного органа 49 установлен обратный клапан типа КОС. Конденсационная установка Конденсат из конденсатора откачивается тремя конденсатными насосами НЗ, Н4, Н5 (см. рис. 2.2), один из которых в условиях эксплуатации, как правило, находится в резерве. Используемые для этой цели вертикальные конденсатные насосы КСВ-320-160 производительностью 320т ч с напором 160м вод. ст. каждый соединены линиями 50 отсоса ПВС из своих корпусов с конденсатосборником конденсатора. На время запуска этих насосов на линиях 50 отсоса ПВС запорная арматура должна быть открыта, после запуска — закрыта. На напорной линии обратные клапаны 51 после каждого насоса снабжены обводными линиями малого диаметра с запорными органами 52 для возможности проверки плотности корпусов конденсатных насосов путем гидроиспытаний их со стороны напорной части до закрытой запорной арматуры на всасывающих линиях. Обратные клапаны 51 позволяют держать насос, находящийся в резерве, в полной готовности к пуску с открытой арматурой на всасывающей и напорной линиях. Следует отметить, что в ряде случаев при использовании в блоках с турбинами ПТ-140/165-130/15 прямоточных котлов, когда предъявляются повышенные требования к качеству питательной воды, в тепловых схемах таких турбоустановок предусматривают установку основных конденсатных насосов I и II ступеней (подробнее см. описание схемы турбины Т-255/300-240). В случае нарушения плотности вальцовочных соединений или повреждения охлаждающих трубок вблизи трубных досок конденсатора тепловой схемой турбоустановки предусмотрен отвод засоленного конденсата из так называемых солевых отсеков конденсатора, расположенных вблизи трубных досок. Производится этот отвод в том случае, если химический анализ конденсата за насосами НЗ, Н4, Н5 показывает рост солесодержания по сравнению с нормативным. В этом случае открывается (при нормальных условиях закрыт) запорный орган 53 и конденсат из солевых отсеков перестает переливаться через специальные пороги и смешиваться с основным потоком конденсата в конденсаторе, а поступает в бак 54 солевых отсеков. При этом запорный орган 55 на линии отсоса ПВС из бака 54 в конденсатор должен быть открыт. Насос 56 запускается (вводится в работу) на закрытый запорный орган 57. После запуска насоса запорный орган 57 должен быть открыт. Регулирующий клапан КР8 работает, поддерживая необходимый уровень конденсата в баке 54. Засоленный конденсат откачивается в бак «грязного» конденсата насосом 56 и затем на обессоливающую установку. В качестве насоса используется конденсатный насос типа КС-50-55 производительностью 50т'ч, напором 55 м вод. ст. Если после такого разделения потоков конденсата солесодержание проб конденсата из напорной линии насосов НЗ, Н4, Н5 будет снижаться и достигнет нормы, можно считать, что причиной повышенного солесодержания конденсата являлось поступление охлаждающей воды через повреждения охлаждающих трубок вблизи трубных досок или/и повреждения вальцовочных соединений в этих досках. Работа турбины в таком режиме возможна до планового останова турбины, обнаружения и устранения повреждений. При этом в схему ПТУ должен быть обеспечен возврат уже обессоленного конденсата или его восполнение конденсатом необходимого качества. Если же солесодержание конденсата, замеренное после насосов НЗ, Н4, Н5, либо не изменилось, либо продолжает повышаться, тогда можно считать, что причина не в вышеуказанных повреждениях или не только в них одних. В таком случае следует принимать решение об останове турбины, определении причин повышенного солесодержания конденсата и их устранении. В последнее время качество выполнения вальцовочных соединений трубок с трубными досками конденсаторов улучшилось, вследствие чего возможность попадания охлаждающей воды в паровое пространство конденсатора через неплотности вальцовочных соединений снизилась. Поэтому на ряде ТЭС система раздельного отвода конденсата либо не используется, либо не монтируется. Значительная часть потоков пара, воды и ПВС поступает как в конденсатор, так и в расширитель 31 конденсатора. В отличие от других типов турбин, где для блочного варианта турбоустановки имеется второй расширитель конденсатора, так называемый расширитель дренажей высокого давления блока, для турбины ПТ-140/165-130/15 в блочном варианте, как уже упоминалось, этот расширитель отсутствует. Такое решение вызвано компактным размещением оборудования данной турбоустановки и большими трудностями при размещении второго расширителя в пределах ячейки турбоустановки. 70
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» В связи с этим ряд потоков, например продувка паропровода к турбине, выводится в станционный расширитель дренажей как для турбоустановок с поперечными связями, так и для блоков. Расширитель 31 конденсатора соединен с паровым пространством конденсатора трубой 33, гидравлическое сопротивление которой весьма мало, поэтому с достаточной достоверностью можно считать, что давление в конденсаторе такое же, как и в расширителе 31. Нижняя часть расширителя 31, заполненная конденсатом, соединена через небольшой (2 м) гидрозатвор с конденсатосборником конденсатора. Гидрозатвор исключает «проскакивание» пара из расширителя в конденсатосборник, если, например, в период сброса в расширитель потоков из ЦВД давление в расширителе установится незначительно выше, чем в конденсатосборнике. Конденсат в расширителе и конденсатосборнике находится практически на одном уровне. Наиболее горячие потоки направляются в расширитель конденсатора, над уровнем находящегося в нем конденсата, откуда образовавшийся выпар поступает в паровое пространство конденсатора, а конденсат — в конденсатосборник. Так, в расширитель 31, как уже отмечалось ранее, на ряде режимов работы турбины может поступать конденсат из подогревателей ПНД-1, ПНД-2, ПНД-3, ПНД-4, ПВД, конденсат протечек пара ПСГ-1 и ПСГ-2, ПВС из ПНД и ПВД. Значительная часть дренажей турбоуста- новки также направляется в этот расширитель. Часть из них заводится непосредственно в расширитель, часть — через коллекторы высокого 58, среднего 59 и низкого давления 60. Для снижения температуры выпара из расширителя, поступающего в конденсатор, в расширителе установлены форсунки, на которые подается конденсат после конденсатных насосов НЗ, Н4, Н5 конденсатора. Конструкция расширителя 31 представляет собой вертикально установленный отрезок трубы диаметром Dy 1200. Значительная часть расширителя выполнена путем вальцовки из толстого стального листа. Именно в эту часть расширителя осуществлены врезки всех линий, подходящих к расширителю. Из верхнего торца расширителя отходит выпарная труба 33 диаметром Dy 600, куда присоединен патрубок диаметром Dy 250 с запорным органом 61 для срыва вакуума при необходимости экстренного останова турбины. В конденсатор кроме основного потока пара из турбины поступает пар, сбрасываемый из котла при работе турбины в блоке с ним. Этот пар, предварительно снизив свои параметры в РОУ или БРОУ, непосредственно в паровое пространство конденсатора попадает после устройства 62 для приема пара из котла. Это устройство находится в паровом пространстве конденсатора. В устройстве установлен ряд форсунок, куда подается конденсат после конденсатных насосов НЗ, Н4, Н5 конденсатора. Смешиваясь с паром, конденсат дополнительно в устройстве охлаждает этот пар; охлажденный до нужной температуры пар поступает в конденсатор. В конденсаторе также имеется специальное охлаждающее устройство 63 выхлопной части ЦНД, через которое на режимах с ограниченным пропуском пара в конденсатор впрыскивается конденсат от конденсатных насосов НЗ, Н4, Н5 конденсатора. Во всех случаях конденсат поступает в конденсатор после сетчатых фильтров Ф1, Ф2, схема включения которых позволяет чистить их обратным потоком конденсата, для чего имеется обводная линия с запорным органом 64. При необходимости один из фильтров Ф1, Ф2 можно ремонтировать во время работы турбины, в то время как подача конденсата в конденсатор будет происходить через другой фильтр. В конденсатор также подведена линия от общестанционного источника химически очищенной воды для плановой подпитки теряющегося конденсата. Подвод осуществляется также через сетчатый фильтр ФЗ с возможностью чистки последнего обратным потоком химически очищенной воды. Как уже отмечалось выше, непосредственно в паровое пространство конденсатора также поступает конденсат первых двух ступеней охладителей (холодильников) конденсата основных пароструйных эжекторов, которые отсасывают из конденсатора ПВС. Левый и правый основные пучки, а также встроенный пучок (гл. 7) конденсатора по ПВС могут отключаться запорными органами 65, установленными на коллекторах отсоса. Отсос ПВС от каждого основного и от встроенного пучков осуществляется параллельно. В период пуска из коллектора 66 ПВС отсасывается пусковым пароструйным эжектором ЭП1, который имеет повышенную производительность по ПВС по сравнению с основным эжектором. К этой же линии отсоса ПВС подключен и пароструйный эжектор расхолаживания ЭР1. И пусковой эжектор, и эжектор расхолаживания запитаны рабочим паром после деаэратора с давлением 0,59МПа, как и основные эжекторы. Они также могут в качестве резерва питаться паром от станционного источника. В связи с тем, что ни пусковой эжектор, ни эжектор расхолаживания не имеют охладителей пара, рабочий пар вместе с ПВС выбрасывается в атмосферу. Этот пар отводится в безопасное место, при этом необходимо, чтобы сопротивление выхлопного трубопровода не превышало предельных значений, выше которых эжекторы будут работать не в расчетном режиме. 71
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3 Система уплотнений Система уплотнений, а точнее система паровых концевых уплотнений турбины, уплотнений штоков стопорных, защитно-регулирующего и регулирующих клапанов 4 и 17 (см. рис. 2.2) должна обеспечить надежную и экономичную работу вышеуказанных уплотнений, т.е. исключить пропаривание из уплотнений в машинный зал, особенно в масляную систему, исключить недопустимые присосы воздуха в цилиндры турбины и корпуса стопорных, регулирующих 4 и 17 и защитно-регулирующего клапанов, свести к минимуму потери теплоты с паром уплотнений и рабочим паром эжектора уплотнений. Система уплотнений включает в себя собственно вышеуказанные уплотнения, коллектор уплотнений 67, эжектор уплотнений, сальниковый подогреватель, трубопроводы, запорную, регулирующую и защитную арматуру. Работает система уплотнений следующим образом. В предпоследнюю камеру (если считать от цилиндра турбины) каждого из концевых уплотнений подается так называемый запирающий пар из коллектора уплотнений 67. Регулирующим клапаном КР13 в коллекторе 67 поддерживается давление пара выше барометрического на величину 0,01 .. .0,02 МПа; температура 130... 150 °С. На установившихся режимах работы турбины пар в коллектор 67 поступает из деаэратора с давлением 0,59 МПа или из станционного коллектора деаэраторного пара. В период пусков и остановов турбины в коллектор может подаваться пар из станционного коллектора давлением 1,28МПа с температурой 200...230°С. При дросселировании этого пара в клапане КР13 с давления 1,28 до 0,П .. .0,12МПа произойдет одновременно и некоторое снижение температуры пара. В начальный период эксплуатации турбоустановки запорные органы 68 настраивают таким образом, чтобы в предпоследней камере каждого концевого уплотнения давление пара было примерно на 0.005 МПа выше барометрического. Из коллектора 67 пар по линии 69 также подается на уплотнение штоков сервомоторов регулирующих диафрагм, расположенных на ЦНД. К коллектору 67 также подводится пар по линии 70 от коллектора 71 уплотнений штоков клапанов. Запорный орган 72 на этой линии открывается в том случае, когда температура пара, поступающего в коллектор 67 из деаэратора с давлением 0,59 МПа, меньше 130 °С. Регулирующий вентиль 73 является настроечным. Настройка производится в период начальной эксплуатации турбоустановки. Из коллектора 74, с которым соединены последние камеры концевых уплотнений, пар отсасывается эжектором уплотнений. В последних камерах концевых уплотнений создается незначительное разрежение 0,095... 0,093 МПа, что, с одной стороны, не приводит к значительному подсосу воздуха из машинного зала в эжектор уплотнений и его перегрузке, а с другой — исключает пропаривание через уплотнение в машинный зал и, самое главное, исключает попадание пара через ближайшие маслозащитные уплотнения в масляную систему. С коллектором 74 соединены также последние камеры уплотнений штоков стопорных и защитно-регулирующего клапанов турбоустановки. В этот же коллектор отводится пар из второй и третьей (последней) камер уплотнений штоков регулирующих клапанов 4 и 17. Из промежуточных камер концевых уплотнений пар отсасывается через коллектор 75 в сальниковый подогреватель. Давление в этих камерах примерно на 0,02 МПа ниже барометрического. Коллектор 71, куда поступает пар от первых камер штоков регулирующих клапанов 4 и 17, стопорных и защитно-регулирующего клапанов, соединяется с деаэратором давления 0.59 МПа. Кроме запорной арматуры, на этом коллекторе вблизи деаэратора должен быть установлен обратный клапан 76 с обводной линией и установленным на этой же линии запорным органом 77. Обратный клапан 76, как отмечалось ранее, не позволяет пару из деаэратора поступать в коллектор 71, когда в нем давление ниже давления в деаэраторе. Вблизи деаэратора должен устанавливаться клапан, регулирующий давление и расход поступающего в деаэратор пара из уплотнений штоков клапанов. Обратный клапан 76, запорный орган 77 и регулирующий клапан устанавливаются за границами проекта турбинного завода. Запорный орган 77 служит для того, чтобы перед пуском турбины прогреть участок трубопровода от деаэратора до коллектора 71 и можно было бы обвести (байпасировать) обратный клапан 76. В остальных случаях запорный орган 77 должен быть закрыт. На коллекторе 71 имеется предохранительный клапан 78, настраиваемый на давление срабатывания — примерно 0,83... 0,85 МПа. На линиях отвода пара из первых камер стопорных и защитно-регулирующего клапанов в коллектор 71 установлены обратные клапаны 79, предотвращающие переток пара из коллектора 71 по штокам стопорных и защитно-регулирующего клапанов, когда затворы этих клапанов находятся в верхнем положении и отключают первую камеру уплотнений от пара, находящегося внутри корпусов этих клапанов. Из коллектора 71 непосредственно к предпоследней (средней) камере заднего концевого уплотнения ЦВД может подмешиваться горячий пар от уплотнений штоков клапанов, для чего имеется линия 80 с установленными на ней запорным органом 81 и настроечным вентилем 82, с помощью которого в 72
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» начальный период эксплуатации турбоустановки производится настройка температуры пара в пределах 250...300°С. Пар с такой температурой следует подавать, например, при пусках турбин из горячего состояния для недопущения большого относительного сокращения ротора. Аналогичная настройка производится настроечным вентилем 83 на линии подмеса свежего пара в коллектор 71. Этой линией подмеса и линией 80 пользуются одновременно, когда в коллектор 71 еще не поступает горячий пар от штоков клапанов. Для охлаждения наружных корпусов паровых концевых уплотнений цилиндров, стопорных и защитно-регулирующего клапанов через них по линиям 83а пропускается охлаждающая, как правило, водопроводная вода. Система дренажей В систему дренажей принято включать кроме дренажных продувочные линии (трубопроводы), линии опорожнения, обеспаривания, ревизии и выпуска воздуха. Эти вспомогательные линии должны обеспечить нормальное (надежное, безопасное и экономичное) функционирование на всех режимах основного оборудования и трубопроводов. Так, например, неудаление конденсата из паропроводов может привести к гидравлическим ударам в трубопроводах, их растрескиванию и, как следствие, к авариям. Имеется опасность попадания неудаленного из паропроводов конденсата в проточную часть турбины, что может привести к повреждениям лопаточного аппарата и эрозионному износу элементов проточной части. Наибольшее количество и наибольшую общую протяженность из всех вспомогательных линий (трубопроводов) ПТУ составляют именно дренажные линии. По этим линиям отводится конденсат пара из прогреваемых участков паропроводов и различных элементов оборудования перед их включением в работу, при останове турбины (так называемые пусковые дренажи) и при ее работе. В последнем случае это, как правило, постоянные дренажи, отводящие конденсат пара, образующийся на участках паропровода или в оборудовании в период работы, и его нельзя оставлять в месте его образования. Часто причиной образования конденсата служит конфигурация трубопровода, например тупиковые участки. Значительное большинство пусковых дренажей выполняется в виде трубопроводов небольших диаметров (от Dy 20 до Dy 50). В соответствии с [70] в зависимости от давления в дренируемом трубопроводе на дренажных линиях должны устанавливаться запорная арматура либо запорный, регулирующий органы и дроссельная шайба. На постоянных дренажах, как правило, арматура не устанавливается. Там, где возможно, до значения давления 0,147МПа устанавливаются гидрозатворы, позволяющие значительно сократить потери теплоты с дренажом. Примером такого дренажа может служить дренажная линия 84 из коллектора 75 отсоса пара из уплотнений в эжектор уплотнений. Продувочной линией считается линия, по которой первоначально может отводиться образующийся из пара конденсат, а затем влажный пар — до тех пор, пока пар не станет перегретым. Для ограничения расхода уже перегретого пара иногда на таких линиях устанавливаются дроссельные устройства — см. линию 85 продувки трубопровода свежего пара в станционный расширитель с установкой на этой линии дроссельной шайбы 86. Значительная часть дренажных линий заводится в коллекторы 58, 59, 60 соответственно высокого, среднего и низкого давлений. Коллекторы, как уже отмечалось, являются частью расширителя 31 конденсатора. Часть дренажей заводится непосредственно в расширитель 31, небольшая часть дренажей заводится в атмосферный сборник дренажей 87. Линии обеспаривания служат для удаления в безопасное место остатков пара, которые могут оставаться в отключенных участках паропроводов и в оборудовании. Линии ревизии служат для получения достоверной информации о наличии или отсутствии среды в отключенных участках трубопроводов пара и воды. Эти линии также должны отводиться в безопасное, но доступное для наблюдения место. Линии опорожнения служат для отвода остающейся в отключенных трубопроводах или оборудовании воды. Эти линии должны выполняться из самых нижних точек системы. Воздушники, или линии выпуска воздуха, служат для удаления воздуха при заполнении системы водой перед ее пуском или при проведении гидравлических испытаний системы. Эти линии выполняются из самых верхних точек системы. Система водяных уплотнений вакуумной арматуры Значительная часть оборудования, в том числе и арматуры, всегда или на ряде режимов работы турбоустановки находится в условиях вакуума. Работа оборудования и арматуры в таких условиях отличается от работы в условиях избыточного давления, когда при возникновении неплотностей в элементах 73
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3 тепловой схемы из этих неплотностей наружу происходит видимое парение или истечение жидкости. Места таких неплотностей могут быть достаточно быстро определены и устранены. При этом в ряде случаев, даже при существенных пропусках воды и пара в атмосферу, оборудование может продолжать практически нормально функционировать. В случае работы оборудования и арматуры под вакуумом места присосов воздуха из атмосферы определить значительно сложнее. В результате больших присосов в паровой тракт турбоустановки может существенно ухудшиться или вообще прекратить нормально функционировать такое оборудование, как, например конденсатор или ПНД, работающее под вакуумом. Присос воздуха в тракт основного конденсата существенно ухудшает качество конденсата по содержанию кислорода, что требует существенных затрат на очистку конденсата. Трубопроводная арматура, серийно выпускаемая отечественной промышленностью, как правило, не имеет специальных устройств, надежно предотвращающих возможность присоса воздуха из окружающей среды при работе арматуры под вакуумом. В ряде стран, например в Китае, такая арматура выпускается. Турбины всех типов, за исключением турбин типа «Р», где практически нет оборудования, работающего под вакуумом, снабжаются системами водяных уплотнений вакуумной арматуры. На рис. 2.3 приводится схема водяных уплотнений вакуумной арматуры для турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15. На схеме условно показано уплотнение только одной задвижки. Уплотнения других запорных органов ничем принципиально не отличаются. Также показано уплотнение затворов предохранительных клапанов отопительного отбора. От напорной лонии конденсатных насосоВ конденсатора / В атмосферный сборник дренажей Рис. 2.3. Схема водяных уплотнений арматуры, работающей под вакуумом В качестве «запирающей» воды используется конденсат из напорной линии основных конденсатных насосов. Открывая арматуру 1, заполняют конденсатом бачок 2, определяя уровень в нем по водоуказа- тельному стеклу 3 Арматуру 1 следует открывать периодически для пополнения бачка конденсатом. На уплотнения затворов предохранительных клапанов отопительного отбора основной конденсат поступает непосредственно из напорной линии конденсатных насосов конденсатора. Для ограничения пропуска этого конденсата установлена ограничительная шайба 4. Заполнив корытообразную полость вокруг места контакта тарелки затвора с седлом клапана, конденсат при наличии зазоров между тарелкой и седлом не дает проникнуть в эти зазоры воздуху из машинного зала. Излишки конденсата постоянно сливаются через воронки 5 в атмосферный сборник дренажей. К остальной арматуре конденсат поступает из бачка 2, который располагается несколько выше верхней площадки обслуживания турбоустановки. Уплотняется арматура, в основном задвижки, начиная с диаметра Dy 100, там, где неплотности, а значит, и присосы воздуха могут быть значительными. Конденсат из бачка направляется в два места каждой задвижки: на уплотнение штока и уплотнение затвора. В уплотнении штока предварительно удаляется часть набивки. На место удаленной набивки между двумя прокладками 6 устанавливается чугунное кольцо 7 с отверстиями, куда и поступает конденсат. При этом конденсат находится в полости 8 независимо от того, закрыта или открыта уплотняемая задвижка. Уплотнение конденсатом затвора задвижки осуществляют только тогда, когда задвижка закрыта. Для этого открывают арматуру 9 и 10. Арматура 11 открыта. Заполнив линию 12 до середины воронки 13, арматуру 9 закрывают. Когда уплотняемая задвижка открывается, а арматуру 10 закрывают, то 74
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» незначительное количество уплотняющего конденсата сливается в трубопровод. В случае необходимости вновь закрыть уплотняемую задвижку операции по уплотнению затвора повторяют. В последнее время значительная часть теплообменных аппаратов, особенно работающих в условиях вакуума, снабжена надежными системами отсоса ПВС, а сливы конденсата греющего (рабочего) пара из этих аппаратов выполняются над уровнем конденсата того аппарата, куда этот конденсат подается, что существенно снижает возможность растворения кислорода (если даже таковой сверх нормы присутствует в аппарате) в основном конденсате. Для последних типов турбин УТЗ, например ПТ-30/135-90/10, принята упрощенная система водяных уплотнений вакуумной арматуры, где уплотняющий конденсат подается только на задвижки на всасе конденсатных насосов конденсатора и на предохранительные клапаны отопительного отбора. Система взвода приводов обратных клапанов КОС В турбинах УТЗ всех типов на отборах пара из турбины, как правило, устанавливаются специальные защитные клапаны — обратные клапаны типа КОС (клапаны обратные соленоидные). Эти клапаны защищают турбину от попадания в нее пара или/и воды из теплообменных аппаратов, станционных коллекторов и трубопроводов в случае возникновения обратных потоков. Это происходит, например, при резком сбросе нагрузки турбины, когда в ее камерах отборов пара резко снижается давление, а пар и вода обратным потоком из указанных элементов турбоустановки, где давление оказывается выше, чем в камерах отборов пара, могут поступать в турбину; это может привести к разгону турбины этими обратными потоками, а также повреждениям водой лопаток турбины. Клапаны КОС (до диаметра Dy 250 — подъемные, Dj,300 и выше — поворотные) оснащены специальными приводами, которые в случае поступления на электромагнит привода клапана электрического сигнала срабатывают и оказывают дополнительное воздействие на закрытие затвора клапана. Срабатывание (посадка) привода производится с помощью винтовой (цилиндрической) пружины. На рис. 2.4 условно показана схема взвода одного клапана типа КОС. В действительности имеется схема разводки воздуха и конденсата ко всем клапанам типа КОС, имеющимся на турбоустановке. ,5 MJ^> Сжатый Воздух Y .7 В атмосферный сборник йренажей В атмосферный сборник йренажей РезерВный пойВод химочищенной Воды или конденсата Рис. 2.4. Схема взвода приводов обратных клапанов типа КОС Взвод приводов клапанов 1 осуществляется путем подачи под поршень привода 2 сжатого воздуха или конденсата. Предпочтительно для взвода приводов использовать сухой сжатый воздух из станционной магистрали, который, пройдя обратный клапан 3 и сепаратор 4, поступает к приводу 2 каждого клапана 1. Для взвода привода (в последних конструкциях приводов) достаточно давления 0,3 МПа. О том, что привод взведен, должен поступить электрический сигнал от конечных выключателей, установленных на обратном клапане, после чего запорный орган 5 должен быть закрыт. Преимущество использования сжатого воздуха заключается в том, что он меньше, чем вода, способствует коррозии соединенных с атмосферой элементов привода. Однако допускается осуществлять взвод приводов и конденсатом или химически очищенной водой. В этом случае конденсат (вода) через переливное отверстие в приводе 2, когда он окажется взведен, будет сливаться в открытую воронку 6, 75
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3 а затем в атмосферный сборник дренажей. Вода из напорной линии сольется через всегда открытую линию 7 из сепаратора 4 также в атмосферный сборник дренажей. Система обогрева фланцевого соединения ЦВД Обогрев фланцевого соединения обеспечивает уменьшение разности температур между стенками и фланцами ЦВД, уменьшает относительное удлинение ротора высокого давления, что в конечном счете сокращает время пуска и останова турбины. На рис. 2.5 представлены схемы обогрева фланцевого соединения ЦВД для турбоустановки ПТ-140/165-130/15, работающей с поперечными связями и в блоке с котлом. РеВизоя < 04 СВежий пар V В атмосферу А ЛеВая сторона СВрос пера от обогрева фланцеВ ^_ и шпилек В атмосферу Впуск Воздуха для расхолаживания В отбор на ЛСГ №2 Впуск Воздуха для расхолаживания В отбор на ПСГ №2 Рис. 2.5. Схема обогрева фланцевого соединения: а — турбоустановка с поперечными связями; б — блочная турбоустановка Для турбоустановки с поперечными связями обогрев фланцев и шпилек ЦВД турбины производится свежим паром, подаваемым через коллектор в короба на фланцах и во внутреннее сверление 76
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» шпилек. Из одной половины коллектора 1 пар по линии 2 поступает на обогрев фланцев, из другой половины по линии 3 — на обогрев шпилек. К каждой половине коллектора пар подается через свой регулирующий клапан 4. Сброс пара из системы обогрева производится в атмосферу. На обеих половинах коллектора установлены предохранительные клапаны 5, так как вся система обогрева рассчитана на невысокое давление. Клапаны настраиваются при полностью открытых вентилях 6 продувки из коллектора. Требуемое давление настройки 0.5 МПа устанавливается постепенным открытием регулирующих клапанов 4 на подводе пара. Клапаны 7 перед коробами на правой и левой сторонах цилиндра используются при прогреве и продувке паропроводов до коробов. Обогрев шпилек включается после обогрева фланцев, когда температура фланцев превысит температуру шпилек более чем на 20 °С. Необходимо учитывать, что разогрев шпилек больше, чем разогрев фланцев, может привести к нарушению плотности горизонтального разъема цилиндра. Для блочной турбоустановки пар на обогрев фланцевого соединения отбирается из межцилиндрового пространства ЦВД и подается в обнизки 1, примерно на середине длины каждой обнизки левого и правого фланцевого соединений ЦВД (рис. 2.5). На линиях подвода пара имеются запорные органы 2 и 3. После прохождения фланцевого соединения пар из двух концов левого и правого фланцевых соединений по четырем линиям 4 направляется в трубопровод отбора пара к подогревателю ПСГ-2. На линиях 4 отсутствуют запорные органы, чтобы обнизки 1, выполненные во фланцах, не находились под высоким давлением источника пара, если запорные органы 2 и 3 окажутся неплотными. Давление в этом случае в обнизке будет составлять примерно 0,25... 0,3МПа, т. е. будет равным давлению в отборе к подогревателю ПСГ-2 или несколько выше. Из подводящей линии выполнен дренаж 5 в трубопровод отбора к подогревателю ПСГ-2. В подводящую линию врезаны также линии для впуска воздуха из машинного зала при расхолаживании турбины. Система подогрева сетевой воды На рис. 2.6 представлена тепловая схема системы подогрева сетевой воды, а в табл. 2.3 — перечень основного оборудования этой схемы. Таблица 2.3. Перечень основного оборудования системы подогрева сетевой воды (рис. 2.6) Обозначение ATI АТ2 КР1, КР2 КРЗ. КР4 КР5 КРб Н1...Н5 Н6 Н7, Н8 Н9, НЮ Оборудование Подогреватель сетевой № 1 ПСГ-1300-3-8-1 Подогреватель сетевой № 2 ПСГ-1300-3-8-1 Клапан регулирующий Dy 200 6с-8-3 Клапан регулирующий Клапан регулирующий Dy 150 ПНД-1 Клапан регулирующий Т-34 Насос конденсатный КсВ-125-140 Насос конденсатный Кс-80-155-2 Насос сетевой подпорный Насос сетевой Кол-во 1 1 2 2 1 1 5 1 2 2 Примечание Поставка с ПНД Конденсат греющего пара (рис. 2.6) подогревателя ПНД-1 сливается в подогреватель ПСГ-1, а конденсат ПНД-2 — в ПСГ-2. Потоки конденсата из конденсатосборников ПСГ-1 и ПСГ-2 откачиваются конденсатными насосами в линию основного конденсата соответственно перед подогревателями ПНД-2 и ПНД-3 (см. рис. 2.2). На сливе из подогревателя ПСГ-1 (рис. 2.6) установлены три конденсатных насоса НЗ, Н4, Н5, в том числе один из них резервный; на сливе из подогревателя ПСГ-2 — два насоса HI, Н2, в том числе один из них резервный. В качестве конденсатных насосов ПСГ используются вертикальные насосы КСВ-125-140 производительностью 125м3/ч напором 140м вид. ст. каждый. Увеличенное количество насосов на сливе из ПСГ-1 обеспечивает режим одноступенчатого подогрева воды только в ПСГ-1 с нагрузкой на него, равной сумме нагрузок на оба ПСГ при двухступенчатом подогреве. Насосы на сливах из ПСГ имеют линии рециркуляции 1 с тем, чтобы поддерживать работу насосов в диапазоне рабочей зоны их расходной характеристики на режимах с малыми пропусками пара в ПСГ. Как уже отмечалось ранее, если в работе находятся оба ПСГ, то конденсатный насос подогревателя ПСГ-2 вместе с конденсатом греющего пара ПСГ-2 откачивает и конденсат ПНД-2. Если работает только подогреватель ПСГ-1, то конденсат ПНД-2 при достаточном перепаде давления между паровыми пространствами ПНД-2 и ПНД-1 сливается в ПНД-1, а суммарный расход конденсата поступает в ПСГ-1, 77
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3 Обратной сетеВая А) г- -Y-- -, R кпидрнгптдК Условные обозначения Пар Вода сетейая Конденсат — .- '_ .1 Лренаж Вода хточищенная ПароВоздишная смесь Гашиш проектирования г1'" Арматиш под Bokuluch , Шайба мерительная Опорожнение В линию основного конденсата перед ПНД-3 В линию основного конденсота 1-2 78 Рис. 2.6. Схема подогрева сетевой воды
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» откуда откачивается вместе с конденсатом греющего пара ПСГ-1 конденсатным насосом (насосами) НЗ, Н4, Н5 в линию основного конденсата. При неработающих ПСГ должен работать специальный насос Нб пониженной производительности, который откачивает конденсат только из ПНД-1 или ПНД-1 и ПНД-2 также в линию основного конденсата перед ПНД-2. В случае невозможности работы насоса Нб (выход из строя, ремонт и т.д.) предусмотрена линия 2 из конденсатосборника ПСГ-1 в расширитель конденсатора с установленным на ней регулирующим клапаном 3. Для отвода в расширитель конденсатора конденсата, который может скапливаться даже в неработающих ПСГ, имеются линии 4. Они выполнены в конденсатосборниках ПСГ так, чтобы всасывающие линии насосов HI... Нб были заполнены конденсатом, то есть чтобы насосы всегда были готовы к пуску. Корпуса конденсатных насосов HI... Н5 и Нб (горизонтальный насос производительностью 80м3/ч и напором 155м вод. ст.) соединены линиями 5 отсоса ПВС с конденсатосборниками ПСГ. Запорную арматуру на этих линиях, так же, как и на конденсатных насосах конденсатора, открывают на время запуска насосов и закрывают после пуска. Отсос ПВС из ПСГ-2 производится в ПСГ-1, а из ПСГ-1 — в паровое пространство конденсатора. В отличие от системы отсоса ПВС из ПНД, где на линиях отсоса установлены дроссельные шайбы, на линиях отсоса из ПСГ установлены основные запорные органы б и их байпасные линии меньшего диаметра с запорными органами 7. Настройка оптимального отсоса ПВС производится следующим образом. Запуск в работу ПСГ-1, а затем ПСГ-2 производится с открытыми основными 6 и байпасными запорными органами 7 на линиях отсоса ПВС. После набора необходимой нагрузки подогревателями ПСГ-1 и затем ПСГ-2 прикрывают основной запорный орган 6 на линии отсоса из ПСГ-1 в конденсатор. Следят, чтобы температура сетевой воды за ПСГ-1 не понижалась. Если полное закрытие этого органа не приводит к снижению температуры сетевой воды за ПСГ-1, то прикрывают байпасный запорный орган 7, также не допуская снижения вышеуказанной температуры. Если полное закрытие байпасного запорного органа 7 не привело к снижению температуры сетевой воды за ПСГ-1, то несколько приоткрывают этот запорный орган и оставляют его в таком положении. Аналогичные операции выполняют и на линиях отсоса ПВС из ПСГ-2 в ПСГ-1. В каждой из напорных линий конденсатных насосов подогревателей ПСГ-1 и ПСГ-2 предусмотрены линии для аварийного слива засоленного конденсата, образовавшегося в результате разрыва охлаждающих трубок и попадания сетевой воды в паровое пространство ПСГ. На этих линиях кроме запорного органа 8 установлены регулирующие клапаны 9, которые должны обеспечить давление не выше 0,98 МПа, что допускают, как правило, обессоливающие установки, куда направляется конденсат, не отвечающий нормам ПТЭ. Подогрев сетевой воды, как уже отмечалось ранее, осуществляется последовательно в двух ПСГ. В настоящее время ПСГ выпускается на рабочее давление сетевой воды 0,78 и 1.08 МПа. В обоих случаях при давлении обратной сетевой воды (воды, возвращаемой от потребителя), превышающем указанные давления (такие случаи возникают, например, при повышенных пьезометрических напорах тепловой сети и резкой остановке сетевого насоса, резком закрытии задвижки на всасе этого насоса), должны предусматриваться специальные устройства или способы, предотвращающие повышение давления в водяном пространстве ПСГ выше указанных значений. Должны также приниматься дополнительные меры против возникновения гидроударов. В качестве защитных мер могут использоваться перемычки между трубопроводами сетевой воды и циркуляционными водоводами, каналами, рельефом местности. На перемычках, как правило, устанавливаются перепускные клапаны, сбрасывающие в аварийных ситуациях (при превышении давления в сети выше определенных значений) сетевую воду в места, где давление всегда значительно ниже атмосферного или равно ему. Обратную сетевую воду через ПСГ прокачивают подпорные сетевые насосы 10, а прямую сетевую воду в сеть качают сетевые насосы 11. В зависимости от условий сети проектировщик станции определяет тип и количество этих насосов. ПСГ по сетевой воде имеет обвод 12. Этот обвод выполняется несколько меньшего диаметра, чем основной трубопровод сетевой воды, благодаря чему гидравлическое сопротивление обвода и основного трубопровода, включая ПСГ, примерно одинаково, поэтому при внезапном вынужденном отключении установки для подогрева сетевой воды или турбоустановки в целом сетевая вода пропускается через обвод 12, а остальные турбоустановки на станции, работающие на общую с отключенной турбоуста- новкой тепловую сеть, смогут продолжать работу без опасности внезапного перераспределения общего расхода сетевой воды на станции. Запорные органы 13 на обводах ПСГ и 14 на основном трубопроводе сетевой воды установлены таким образом, что позволяют обводить по сетевой воде либо только подогреватель ПСГ-2, либо оба ПСГ одновременно. Наличие байпасных линий у запорных органов 13 со своими запорными органами 15 позволяет производить частичный обвод подогревателя ПСГ-2 и обоих ПСГ. С помощью этих байпа- 79
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ сов обеспечивается повышение электрической мощности турбины на режимах с частичной тепловой нагрузкой и ЕПД в отопительных отборах [155, 157]. На неработающих ПСГ их водяное пространство должно консервироваться сухим способом, как правило, путем естественной вентиляции воздухом из машинного зала. В виде исключения допускается заполнение водяного пространства химически очищенной водой. Паровое пространство ПСГ при неработающей турбине может консервироваться тем же способом, что и турбина. Отметим, что основные размеры трубопроводов сетевой воды выбраны исходя из скорости воды в них до Зм с при максимальных расходах и до 2,3 м/с при номинальных значениях расходов. Система охлаждающей воды Схема подачи охлаждающей воды (конденсатора и маслогазовоздухоохладителей турбоагрегата) представлена на рис. 2.7, а в табл.2.4 — перечень основного оборудования схемы охлаждающей воды. Таблица 2.4. Перечень основного оборудования системы подачи охлаждающей воды (рис. 2.7) Обозначение Г01... Г04 КТ М01...М06 HI, H2 Ф1, Ф2 ЭП1, ЭП2 Оборудование Газоохладитель Конденсатор K-6000-VII Маслоохладитель Насос подъемный Фильтр водяной ФР-400-6-1 Эжектор пусковой ЭПП-1-0,9-90-1 Кол-во 4 1 6 2 2 2 В качестве охлаждающей воды в конденсаторе турбоустановки используется циркуляционная и/или подпиточная вода теплосети. По циркуляционной воде конденсатор может быть включен в оборотную или прямоточную систему охлаждения. При прямоточной системе охлаждения используется вода естественных водоемов, откуда она забирается и куда сбрасывается. Охлаждение воды происходит в самом водоеме. Оборотное водоснабжение использует систему искусственных устройств: градирен, брызгальных бассейнов или прудов-охладителей, где и происходит охлаждение воды, нагретой в конденсаторе. В оборотной системе значительная часть объема воды многократно циркулирует в системе: конденсатор — градирня (брызгальный бассейн, п руд-охл а дител ь). При любой системе охлаждения конденсатора циркуляционная вода двумя нитками водоводов параллельно разводится в два основных 1 и один встроенный пучок 2 конденсатора (гл. 7). Разводка по основным пучкам водоводов (подвод и отвод воды) выполняется так, чтобы сопротивление каждого пучка со своим водоводом было приблизительно равным; это в конечном счете позволяет добиться почти равного (с отклонением не более 10%) распределения общего расхода воды между основными пучками. Между двумя нитками подводящих и отводящих водоводов циркуляционной воды непосредственно перед конденсатором установлены перемычки с запорными органами 3. На каждой из ниток также установлена запорная арматура 4. При нормальной эксплуатации системы охлаждения конденсатора запорные органы 3 на перемычках закрывают. В случае аварии одной из ниток прямого или обратного водоводов, при его ремонте и т. п. имеется возможность отключить вышедший из строя участок, закрыв соответствующую запорную арматуру 4 на водоводе и открыв арматуру 3 на перемычке. Циркуляционная вода во время аварии или ремонта будет прокачиваться по одной работающей нитке водовода, а поступать в конденсатор с помощью перемычки в оба основных пучка. По такому же принципу организована подача циркуляционной воды и во встроенный пучок конденсатора. Диаметры водоводов выбраны так, чтобы скорость воды при максимальных расходах не превышала 2,5 м/с. Конструкция конденсатора и обвязка его трубопроводами обеспечивает прокачку циркуляционной воды через основные и встроенный пучки в два хода. Подпиточная вода может проходить через встроенный пучок в два или четыре хода. При этом при максимальных расходах подпиточной воды скорость ее не превышает 1,8 м с. Минимально допустимые скорости воды в трубопроводах составляют 1 м с. Указанные величины скоростей воды в трубопроводах не допускают повышенного износа трубопроводов и предопределяют в трубопроводах умеренные потери давления; это, в свою очередь, не требует установки насосов с повышенными значениями напоров. С другой стороны, оптимальные скорости воды не приводят к быстрому заносу и заиливанию внутреннего сечения трубопроводов. 25
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» ^Ь- ifr гр--^>0=^ I " " * " —1 хиночщтод I << Ж } П |. rrzLu-i^i^ >s— S ! Li Пор резервныи\>— ! li lilt f (Eg""' ,5 .< J I ~\^Й7Й1? I } ццжуляционной -Ih^A-.- ПодСюд • подпиточнои Воды Ф1 ! i ^-i j 7 I MXh ^^фоныбко фи/ълроб Hanac/ю- \ V%^ боздухоохло*^ <g) 1 | g) питательных ^ t^sl '« t^J- г^—"-——i нагособ I I | i =^^-= 1 |_| я © t Пав Вода циокцляционнаясьюая Конденсат Лоенах Вода химочищенная Гкюобоздцшная смесь Вода подпиточная Гоанииа поаектиосдания Ааматша подбакшмом Шайба мерительная Опооажнение Резервный подвод ЛгА/ —£>Ч—] Ж 1 j \/&Яя7 ' S охлаждавшей боды .._&J ^ «^ М01 T^-txl <£>-—00-»-Г М02 j-мх ф——tx-H ! моз ! j ™ ЬщЬшпЯад I мш j Условные обозначения r*~"tX3 I Пав I I Г02 j I 1 M04 V ВЛцщжцлщтт.сщш L_tx3_. _/K_. _rxi_J i-^-CXl- -/IN- E J ■ I ^^ Конденсат r*—txj \f/^ -—iXr-»—: r»—t^l— \f/^—txj—•—i I"» X —\T>— I'M-!—j j Г03 , U-tX <£^--lx}-^-| I rot |->-CX (Ъ——IXl-«-j L. p4*—ф—*>—j U~£-~J ! | M06 I j-*-tx] <J>-—tX-M Отмасло- Ьоздухоохлодителеи питательных нагособ Т ! j I j Слив ох/шдопцеиЬодУ Рис. 2.7. Схема подачи охлаждающей воды: а — конденсатора; б — маслогазовоздухоохладителей турбоагрегата Для контроля за расходами (скоростями) циркуляционной и подпиточной воды предусматриваются мерные устройства в виде расходомерных устройств 5 (дисковых или камерных, в зависимости от условий установки), устанавливаемых в трубопроводы. В настоящее время используются и другие способы замера расходов (скоростей), например с помощью ультразвука. Для надежного и быстрого заполнения водяного пространства конденсатора водой при прямоточной системе охлаждения предусматривается установка специальных пароструйных эжекторов, позволяющих отсасывать воздух из основных и отдельно из встроенного пучков, т. е. создавать вакуум в водяном пространстве. Это позволяет снизить напор циркуляционных насосов для закачки циркуляционной воды в конденсатор, учитывая значительную геодезическую отметку верхней точки конденсатора расположенную на высоте примерно 15 м. После заполнения водой трубных пучков эжекторы отключаются. Действие сифонного эффекта в конденсаторе при прохождении воды через конденсатор (из 81
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами VT3 верхних точек конденсатора вода сливается сплошным потоком в сливной канал и затем снова в водоем, где расположены, как правило, осевые циркуляционные насосы) обеспечивает работу этих насосов с меньшим напором, что снижает потери мощности на собственные нужды станции. С помощью этих же эжекторов обеспечивается периодическое отсасывание воздуха, попавшего в водяную систему конденсатора в период эксплуатации. Делается это без приостановки прокачки охлаждающей воды через конденсатор. При оборотной системе водоснабжения с градирнями организовать сифон не представляется возможным из-за несплошности потока воды после конденсатора, попадающей в градирню и ниспадающей в низ градирни в виде отдельных струек. Поэтому в таких случаях, как правило, устанавливают центробежные насосы, напор которых должен обеспечивать прокачку воды через конденсатор с учетом геодезической отметки его верхней точки. В этом случае необходимость в эжекторах может отпасть. Достаточно при запуске насосов обеспечить выпуск воздуха из верхних точек водяной системы конденсатора, для чего в последнем имеются специальные воздушники. Водяное пространство неработающего конденсатора должно быть законсервировано либо заполнением его химически очищенной водой с организацией незначительного протока, либо сухим способом. Паровое пространство конденсатора консервируется тем же способом, что и турбина. Проектом турбоустановки предусматривается подача и отвод охлаждающей воды, как правило, также циркуляционной, через маслоохладители М01... МОб маслосистемы турбоустановки и газоохладители Г01...Г04 генератора с водородным охлаждением (рис. 2.7). При использовании генератора с воздушным охлаждением охлаждающая вода направляется на воздухоохладители генератора, а при использовании генератора с водомасляным охлаждением — на водомасляные и водоводяные теплообменники. Также предусмотрена подача охлаждающей воды на масловоздухоохладители электродвигателей питательных насосов. Как правило, для подачи охлаждающей воды через указанное оборудование на станции устанавливаются подъемные насосы HI, H2 (рис. 2.7). Проектом предусматриваются два насоса; один из них резервный. Всасывающие и напорные нитки насосов между собой соединены перемычками, позволяющими переводить работу одного насоса на нитку другого. За насосами установлены обратные клапаны и запорная арматура; на каждой из ниток также установлены решетчатые фильтры Ф1, Ф2, позволяющие производить чистку нерабочей решетки в период пропуска воды через рабочую. Разводка трубопроводов охлаждающей воды через маслоохладители турбины выполнена параллельно шестью линиями, и на каждой из них до и после маслоохладителя установлена запорная арматура, что позволяет отключать для чистки любой маслоохладитель. Предусмотрен и резервный подвод охлаждающей воды. Это может быть, например, техническая вода, имеющаяся на станции. Таким резервом должны быть обеспечены только маслоохладители турбины на тот случай, когда на станции отсутствует электрическое питание даже собственных нужд и необходимо обеспечить прежде всего смазку подшипников турбины и генератора на выбеге турбоагрегата (смазка подшипников генератора осуществляется из системы смазки турбины). При такой аварии, когда генератор уже отключен от сети, необходимости в охлаждении его обмоток нет. Для сравнения с полной тепловой схемой турбоустановки ПТ-140/165-130/15, представленной на рис. 2.2... 2.7, на рис. 2.8 представлена принципиальная тепловая схема этой же турбоустановки (упрощенный вариант). 2.2.2. Отличительные особенности тепловых схем других турбоустановок с турбинами типов «ПТ» и «Т» в сравнении с тепловой схемой турбины ПТ-140/165-130/15 На рис. 2.9... 2.22 представлены принципиальные тепловые схемы большинства турбоустановок с турбинами УТЗ, разработанные заводом в последние годы. Пояснения к этим схемам, как правило, даются только по принципиальным позициям. К ряду турбин типа «ПТ» относятся турбины номинальной мощностью 90 МВт: ПТ-90/120-130/10-1 и ПТ-90/125-130/10-2. Между собой эти турбины отличаются в основном конденсационными установками. В первой турбоустановке используется конденсатор с поверхностью теплообмена 3100м2, во второй — с поверхностью теплообмена 6000м2. Во встроенном пучке конденсатора турбины ПТ-90/110-130/10-1 можно использовать теплоту греющего пара для подогрева сетевой или подпиточной (сырой) воды, а во встроенном пучке конденсатора турбоустановки ПТ-90-130/10-2 можно греть относительно холодную подпиточную (сырую) воду. По сравнению с тепловой схемой турбины ПТ-140/165-130/15 тепловые схемы этих двух турбин имеют некоторые отличия. Имеется один стопорный клапан вместо двух у ПТ-140/165-130/15 с соот- 82
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» —Ни р> АО произ5одство *^* "^ 12.1,5 392ПЫ Ьконде&ощ) Ёкондекотюр Рис. 2.8. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15 ветствующими отличиями в схеме подвода свежего пара. В связи с тем, что эти модели турбоустановок имеют в отличие от ПТ-140/165-130/15 для варианта работы турбин в блоке с котлом специальный расширитель дренажей высокого давления блока, то продувка участка паропровода к турбине до ГПЗ осуществляется в этот расширитель. Перед этим расширителем устанавливается специальный охладитель пара, на форсунки которого подается основной конденсат от конденсатных насосов конденсатора. Кроме того, в этом расширителе так же, как и в расширителе конденсатора, имеются специальные форсунки для охлаждения выпара, поступающего в конденсатор В турбинах ПТ-90/110-130/10 (принципиальная тепловая схема представлена на рис. 2.9) регенеративная система имеет три ПНД и два ПВД. Слив конденсата из ПНД-1 осуществляется в подогреватель ПСГ-2, откуда вместе с конденсатом греющего пара ПСГ-2 основным конденсатным насосом (второго — резервного — насоса, как в турбоустановке ПТ-140-130/15, здесь нет) откачивается в линию основного конденсата за ПНД-1. В режиме работы турбоустановки с отключенным подогревателем ПСГ-2 и неработающим основным конденсатным насосом конденсат греющего пара ПНД-1 также попадает в конденсатосборник подогревателя ПСГ-2, но, в отличие от схемы ПТ-140/165-130/15, не направляется в расширитель конденсатора, а специальным насосом меньшей производительности, чем основной насос, откачивается в линию основного конденсата за ПНД-1. При неработающем насосе меньшей производительности (авария, ремонт и т.д.) из подогревателя ПСГ-2 в подогреватель ПСГ-1 конденсат греющего пара ПНД-1 будет переливаться через гидрозатвор, чего также нет в схеме турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15. Конденсат греющего пара подогревателя ПСГ-1 откачивается конденсатными насосами ПСГ-1 в линию основного конденсата перед ПНД-1. При отключенной установке подогрева сетевой воды конденсат ПНД-1 и стояночный конденсат подогревателя ПСГ-1 при всех неработающих конденсатных насосах через гидрозатвор поступают в конденсатосборник конденсатора. В схеме турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15 этот конденсат поступает в конденсатосборник конденсатора через регулирующий клапан. Кроме вышеуказанных моделей этого типа турбин УТЗ выпускается также турбина ПТ-30/35-90/10-5 номинальной мощностью 30 МВт. Турбина ПТ-30/35-90/10-5 выполнена в одноцилиндровом варианте (схема на рис. 2.10) и имеет один отбор на теплофикацию, причем подогреватель сетевой воды с этой турбиной заводом не поставляется. Как правило, используются серийно выпускаемые промышленностью вертикальные подогреватели типа ПСВ, которые размещаются вне ячейки турбоустановки. 83
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ пар на производстдо(0.78 127 МПо] Пряная сетебая бода б конденсатор Обратная сетебая бода Рис. 2.9. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной ПТ-90/110-130/10 сбехшпар б кал/зеклкг питательной боды ^ ^ратная сетебая оодо —^» б расширитель ка денсатора $У^ Рис. 2.10. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной ПТ-30/35-90/10 84
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» Особенностью схемы этой турбины является отсутствие в тепловой схеме сальникового подогревателя, так как система концевых уплотнений турбины выполнена по принципу самоуплотнений. Количество ПНД — 3 штуки, ПВД — 2 штуки. К турбинам типа «Т» относятся следующие (базовые модели): Т-255/305-240-5; Т-185/220-130-2; Тп-115/125-130-1; Т-110/120-130-5; Т-60/65-130-2. Наиболее сложной и более всего отличающейся от тепловой схемы турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15 является схема турбоустановки с турбиной Т-255-240, принципиальная схема которой представлена на рис. 2.11. Четыре цилиндра: ЦВД, два ЦСД, ЦНД, промежуточный перегрев пара, пять отборов на ПНД, три на ПВД, охлаждающее устройство ЦНД, наличие основных конденсатных насосов двух ступеней — это далеко не весь перечень отличий тепловой схемы турбины Т-255/305-240 от схем других турбин. Рис. 2.11. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-255/305-240 Остановимся подробнее на этих отличиях. На промежуточный перегрев пар после ЦВД направляется по двум ниткам трубопровода диаметром Dy 450 (нитки холодного промперегрева). За границами проекта турбинного завода эти нитки соединены перемычкой, на которой установлены предохранительные клапаны, предохраняющие от повышения давления в линии промперегрева пара в случае закрытия стопорно-регулирующих клапанов ЧСД. К блокам стопорно-регулирующих клапанов ЧСД пар возвращается с промперегрева по двум ниткам диаметром Dy 600 (нитки горячего промперегрева). Так как турбины Т-255/305-240 предназначены для работы в блоке с котлом, то в схеме отсутствуют промывочное и пусковое устройства. 1/1з трубопровода подвода пара к турбине организованы линии продувки, направленные в коллектор высокого давления расширителя дренажей высокого давления блока. На линиях продувки установлены дроссельные устройства, ограничивающие пропуск пара продувки в расширитель дренажей высокого давления блока, если по каким-то причинам линия продувки после прогрева не будет перекрыта. Все дренажи и продувки высокого давления, прежде чем попасть в указанный расширитель, проходят через охладитель пара высокого давления. В расширителе установлены также форсунки, на которые подается химочищенная деаэрированная вода; фактически — это дополнительная ступень охлаждения всех потоков пара и воды, поступающих в расширитель. Образовавшийся в этом расширителе вы- пар по трубе диаметром Dy 700 направляется в паровое пространство конденсатора. Конденсат через гидрозатвор сливается в конденсатосборник конденсатора. Подача охлаждающей воды на форсунки, установленные в расширителе, осуществляется в том случае, если температура выпара, поступающего из расширителя в конденсатор, превышает 115 °С. Из трубопровода горячего промперегрева выполнен сброс пара в расширитель конденсатора. На трубопроводе сброса пара установлены две быстродействующие электрозадвижки, открытие которых происходит в случае закрытия стопорно-регулирующих клапанов ЦСД. Тем самым обеспечивается сброс пара из замкнутых объемов парового тракта, куда входит и ЦВД. В противном случае из-за продолжающегося вращения ротора в замкнутом паровом объеме ЦВД произошел бы недопустимый разогрев 85
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ ступеней высокого давления. Для охлаждения пара, сбрасываемого из линии горячего промперегрева в расширитель конденсатора, на сбросной линии установлен охладитель пара, куда в качестве охлаждающей воды подается конденсат после основных конденсатных насосов второй ступени. В тепловой схеме электростанции с блоками с турбиной Т-255/305-240 в качестве питательных насосов используются два агрегата: основной турбонасос, в качестве привода которого используется приводная паровая турбина мощностью 12 МВт, и пускорезервный — с электрическим приводом. Приводная турбина турбонасоса — производства одного из предприятий, специализирующихся на выпуске подобных типов турбин Пар на стопорный клапан приводной турбины отбирается из ЦСД-1 турбоуста- новки. После приводной турбины отработавший пар поступает в перепускные трубы из ЦСД-1 в ЦСД-2 и в ПНД-5. На выхлопе из приводной турбины устанавливаются предохранительные клапаны и далее запорный орган с байпасом. С помощью последнего можно осуществлять прогрев приводной турбины со стороны выхлопа, используя для этого пар низких параметров из перепускных труб от ЦСД-1 к ЦСД-2. В блоках с турбиной Т-255/305-240 используются прямоточные котлы, поэтому предъявляются повышенные требования к качеству питательной воды, в связи с чем основной конденсат конденсатными насосами отправляется вначале на блочную обессоливающую установку (БОУ). Это конденсатные насосы 1-й ступени. 1/1х напор должен обеспечить прокачку конденсата через БОУ и, при необходимости, через специальное охлаждающее устройство в тех случаях, когда конденсат после насосов 1-й ступени идет с температурой выше 40 °С. В обязательном порядке через охлаждающее устройство проходит и конденсат из ПСГ, который также проходит через БОУ. После БОУ конденсат с небольшим подпором поступает на всас конденсатных насосов 2-й ступени и далее в тракт основного конденсата системы регенерации низкого давления. Существенным отличительным элементом тепловой схемы турбоустановки с турбиной Т-255/305-240 от схем других турбоустановок является наличие устройства для охлаждения ЦНД турбины. Охлаждение осуществляется на режимах работы турбины по тепловому графику (с закрытыми плотными регулирующими диафрагмами) путем подвода в пространство за регулирующими ступенями ЦНД специально подготовленного в этом устройстве охлаждающего пара. На рис. 2.12 представлена схема последнего варианта охлаждающего устройства. Пар, отбираемый из паровпускной части ЦНД перед закрытыми плотными регулирующими диафрагмами с параметрами, соответствующими нижнему отопительному отбору, проходит последовательно регулирующий клапан 1 пароохладителя 2, собственно пароохладитель 2, сепаратор 3 и подводится в камеру за регулирующими ступенями ЦНД, из которой, пройдя предпоследние и последние ступени ЦНД, поступает в конденсатор турбины. Из ЦСД ЦНД В расширитель конденсатора Рте. 2.12. Принципиальная схема охлаждающего устройства ЦНД турбины Т-255/305-240 Регулирующий клапан 1 поддерживает расход пара в узком диапазоне, несмотря на возможно широкий диапазон изменения параметров пара в нижнем отопительном отборе, и обеспечивает заданный уровень температуры пара за рабочими лопатками последних ступеней ЦНД. Конденсат на форсунку 4 подается после конденсатных насосов 2-й ступени. На линии 5 подачи конденсата установлены щелевой фильтр б и запорный орган 7. Через форсунку 4 в пар впрыскивается часть конденсата, расход которого поддерживается регулирующим клапаном 8, расположенным на линии 9, по которой оставшаяся часть конденсата отводится в расширитель конденсатора. Регулирование расхода конденсата осуществляется по температуре пара в патрубке подвода охлаждающего пара в 86
2.2. Схемы ПТУ с турбинами типов «Т», «ПТ» ЦНД. Температура охлаждающего пара поддерживается системой автоматического регулирования на уровне, несколько превышающем температуру насыщения при давлении пара в патрубке подвода охлаждающего пара в ЦНД. Использование для охлаждения низкотемпературного без влаги пара снижает опасность эрозионного износа рабочих лопаток ЦНД. В блоке с турбиной Т-255/305-240 (см. рис. 2.11), в отличие от других турбоустановок, роль сальникового подогревателя на конденсационном режиме работы турбины выполняет ПНД-1, на режимах с подогревом сетевой воды — сальниковый подогреватель, включенный по сетевой воде, а не по основному конденсату (в турбоустановке с турбиной Т-185/220-130 — рис. 2.13 — это решение реализовано частично). Причем схема выполнена таким образом, чтобы при разных расходах обратной сетевой воды (при разных давлениях, развиваемых сетевыми насосами 1-й ступени) через сальниковый подогреватель проходил расход сетевой воды в пределах его рабочего диапазона. Для поддержания расхода сетевой воды через сальниковый подогреватель в нужном диапазоне предусмотрена байпасная линия с установленными на ней запорной и регулирующей арматурой. Схема установки для подогрева сетевой воды блока с турбиной Т-255/305-240 во многом схожа с аналогичными схемами блоков с другими теплофикационными турбинами. В то же время сетевые подогреватели, используемые в этой схеме, имеют так называемые солевые отсеки, принцип использования которых аналогичен описанному ранее принципу использования солевых отсеков конденсатора турбины ПТ-140/165-130/15. Турбина Т-185/220-130 (рис. 2.13) имеет три цилиндра: ЦВД, ЦСД и ЦНД, выполненный с двумя выхлопами в конденсаторную группу, состоящую из двух конденсаторов. Через основные пучки этих конденсаторов циркуляционная вода прокачивается последовательно, в отличие от ее параллельной подачи в основные пучки конденсаторов на аналогичных двухпоточных выхлопах ЦНД турбин Т-250/300-240 и Т-110/120-130. Такое решение несколько повышает экономичность работы турбины Т-185/220-130, но усложняет компоновку турбоустановки в целом. сбех 'шор Прямая сетебая Вода б конденсатор ПСГ1 В конденсатор Обратная сетебая Вода Рис. 2.13. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-185/220-130 В тепловой схеме турбоустановки с турбиной Т-185/220-130 имеются два сальниковых подогревателя. Один включен по сетевой воде, другой — по основному конденсату. Первый является первой ступенью подогрева сетевой воды и работает на режимах с ограниченным пропуском пара в конденсатор при включенной рециркуляции основного конденсата. Второй включают на остальных режимах работы турбоустановки. Принципиальные тепловые схемы ПТУ с турбинами Тп-115/120-130 и Тп-100/110-90 (здесь не приводятся) незначительно отличаются от схемы ПТУ с турбиной ПТ-90/110-130/10 (рис. 2.9). Разница заключается в отсутствии у первых двух турбин регулируемого производственного отбора пара с дав- 87
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ лением 0,78... 1,27 МПа. Турбоустановки Тп-115/120-130 и Тп-100/110-90 отличаются друг от друга в основном параметрами свежего пара и давлением сетевой воды в схеме ее подогрева. В турбоустановке Тп-115/120-130 оно составляет, как и в большинстве ПТУ УТЗ, 0,78 МПа, в турбоустановке Тп-100/110-90 — 1,57 МПа, поэтому в первой используются ПСГ-2300, рассчитанные на давление сетевой воды 0,78 МПа, а во второй — ПСГ-2200, рассчитанные на давление сетевой воды 1.57 МПа. На рис. 2.14 и 2.15 также представлены принципиальные тепловые схемы турбоустановок с турбинами Т-110/120-130 и Т-60/65-130. Особых пояснений данные схемы не требуют. сбеы пор -®—Г L®l В конденсатор ПСГ 2 ПСГ1 Рис. 2.14. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-110/120-130 сЬехш nty бкондвсатюр -®ЗГ"У ЁкондЕматр Рис. 2.15. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-60/65-130 На рис. 2.16 представлена принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-50/60-8,8. В отличие от близкой по мощности турбины Т-60/65-130 (рис. 2.15) рассматриваемая турбина выпол- 88
2.2. Отличительные особенности тепловых схем турооустановок с турЬинами типов «h">>, « Ih"», «III r»... нена в одном цилиндре и имеет упрощенную систему регенерации (три ПНД, два ПВД, ПС отсутствует). Имея параметры свежего пара р — 8,8 МПа, t = 520... 530 °С, эта турбина предназначена в первую очередь для замены отработавших свой ресурс или неиспользуемых по другим причинам одноцилиндровых турбин ЛМЗ Т-50-90 или Р-50-90. В отличие от большинства турбоустановок УТЗ такой мощности данная турбоустановка имеет один отопительный отбор, направленный в общестанционный отопительный коллектор. Учитывая, что в большинстве случаев от общестанционного коллектора питаются паром подогреватели ПСВ, предусмотрен возврат от них конденсата греющего пара с расходом, равным расходу отбираемого на коллектор из турбины пара. Возврат осуществляется в систему регенерации за ПНД-1 (П1 на рис. 2.16). При необходимости имеется возможность работы по отопительному отбору на свой подогреватель сетевой воды (на схеме отсутствует). Свежий пар f = 8.8 кгс/см2, / = 520'С П5 П4 В котел •*- (коллектор) от штоков возврат конденсата от ПСВ в отопительный коллектор ТЭЦ КВ конденсатор Рис. 2.16. Принципиальная схема турбоустановки с турбиной Т-50/60-8,8 На рис. 2.17 показана принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-35/55-1,6. Данная турбина может работать как приключенная к турбинам типа «Р» или может работать от общестанционных коллекторов пара, идущего на производство, или непосредственно от производственных отборов пара турбин, имеющих в отборах параметры пара р = 1,6МПа, t = 330°С, например из производственного отбора пара турбины ПТ-140/165-130/15. 2.3. Отличительные особенности тепловых схем турбоустановок с турбинами типов «Р», «ТР», «ПТР», «К», с турбинами для ПГУ в сравнении с тепловыми схемами турбоустановок с турбинами типов «Т» и «ПТ» Тепловые схемы турбоустановок с турбинами типа «Р» Представителем турбоустановок с противодавлением (типа «Р») является, прежде всего, турбоустановка с турбиной Р-102/107-130/15-2. Ее принципиальная тепловая схема представлена на рис. 2.18. Собственно турбина состоит из одного ЦВД, унифицированного с ЦВД турбин ПТ-140/165-130/15 и Т-185/220-130. Поэтому подробное описание значительной части тепловой схемы турбоустановки с турбиной Р-102/107-130 дается в разд. 2.2.1 в описании тепловой схемы турбоустановки с турбиной ПТ-140/165-130/15. Основным отличием турбоустановок с турбинами типа «Р» от остальных типов вышеописанных турбин является отсутствие какого-либо теплообменного аппарата (конденсатора, подогрева- 89
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ Свежий пар р„= 1.6 МПа; /, = ЗЗСГС предвключенной g турбины о В конденсатор Прямая f сетевая вода ^ *• I 1-7#-р \ В сборник дренажей -е- -А Обратная сетевая вода Рис. 2.17. Принципиальная схема турбоустановки с турбиной Т-35/55-1,6 6 котел ^_ т А г Сбежий nap П2 А т дыходохлож^ щей Воды ^ — на у плот ? г Г г „^ бход'охлаждающей 6 бак низких точек j^ на праиздодстбо Рис. 2.18. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной Р-102/107-130/15-2 90
2.3. Отличительные особенности тепловых схем турбоустановок с турбинами типов «Р», «ТР», «ПТР»... теля сетевой воды) для приема отработавшего в проточной части турбины пара. В турбоустановке с турбиной Р-102/107-130 отработавший пар направляется по четырем трубопроводам на нужды производства. Потребителем такого пара могут быть, например, большие химические комбинаты. Давление отработавшего пара поддерживается в пределах 1,18.. .2,06 МПа. Так как температура отработавшего пара, в зависимости от режима работы турбины, может меняться в широком диапазоне и достигать на ряде режимов 400°С и выше, то для поддержания необходимой потребителю величины температуры пара за границами проекта турбинного завода проектировщиком ТЭС устанавливается ОУ. На этих же паропроводах, как и в турбоустановке с турбиной ПТ-140/165-130/15, устанавливаются шесть предохранительных клапанов, обеспечивающих сброс пара в атмосферу в случае недопустимого повышения давления в указанных трубопроводах. Такое повышение давления может произойти в случае резкого ограничения в приеме потребителем пара и, как следствие, быстрого закрытия электрифицированных запорных органов, находящихся вблизи общестанционного коллектора пара 1,18.. .2,06МПа. Предохранительные клапаны — непрямого действия, снабжены каждый своим импульсным клапаном. Другим существенным отличием турбоустановок с турбинами типа «Р» от остальных типов турбин является упрощенная регенеративная система. Она включает в себя эжектор отсоса из уплотнений, сальниковый подогреватель и группу из трех ПВД. Так как в схеме турбины Р-102/107-130 отсутствует собственный конденсат, то эжектор и сальниковый подогреватель могут работать на охлаждающей воде в виде конденсата от других турбоустановок, имеющихся на электростанции, химически обессоленной или технической воды. В зависимости от температуры охлаждающей воды ее расходы изменяются в значительном диапазоне. Так, при пропуске технической воды с температурой ориентировочно до 40ГС ее расход меньше или равен 100т ч; при пропуске конденсата с температурой в диапазоне 40...63"С его расход будет меньше или равен 200т ч. В связи с этим схемой предусмотрены два варианта пропуска охлаждающей воды через эжектор и сальниковый подогреватель. Если температура воды ниже 40°С и ее расход не превышает 100т ч, то этот расход весь проходит через эжектор отсоса из уплотнений, а через сальниковый подогреватель расход проходит в восемь ходов. При расходе воды 100. ..200т ч включается обвод эжектора отсоса из уплотнений, сальниковый подогреватель переключается на работу в 4 хода. Турбоустановка с турбиной типа Р-102/107-130 — одна из немногих турбоустановок, которые комплектуются сальниковым подогревателем горизонтального типа собственного производства УТЗ. Тепловые схемы турбоустановок с турбинами типов «ТР» и «ПТР» Наиболее существенным отличием тепловых схем турбоустановок с турбинами типов «ТР» и «ПТР» от схем других турбоустановок является наличие на выхлопе из турбины подогревателей сетевой воды. На рис. 2.19 показана принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной ТР-110-130, которая в производстве УТЗ находится в стадии освоения. Главной особенностью представленной схемы, как уже отмечалось, является отсутствие конденсатора, а значит, и отсутствие «холодного» конденсата. Поэтому такие элементы тепловой схемы, как основной эжектор, отсасывающий ПВС из ПСГ, сальниковый подогреватель, эжектор отсоса из уплотнений, работают на сетевой воде. В отличие от тепловой схемы турбоустановки с турбиной ТР-110-130, в схеме турбоустановки с турбиной ПТР-90-130 указанные теплообменные аппараты работают на более холодной, чем сетевая, подпиточной воде. Турбина ПТР-90-130 в производстве УТЗ находится в стадии освоения. Тепловая схема турбоустановки с турбинами типа «К» Представителем такого типа турбин является турбина К-17-1,6. Ее принципиальная тепловая схема представлена на рис. 2.20. Пар в эту турбину поступает, как правило, из общестанционного отопительного или другого коллектора. Максимально допустимые параметры пара: ро = 0,196 МПа и to = 200 °С. Номинальные параметры пара: ро = и,157МПа и to = 112,7°С. К турбине пар подводится двумя нитками, каждая диаметром Dy 1000, с установкой на каждой нитке ГПЗ. Стопорного клапана нет. Его функцию выполняет стопорная диафрагма внутри цилиндра турбины [155]. В качестве пусковой линии, с помощью которой можно также опробовать систему регулирования и защиты турбины, введена линия диаметром Dy 400 с запорным органом. Система регенерации весьма упрощена. В нее входят два параллельно включенных по основному конденсату основных эжектора, эжектор отсоса из уплотнений и один ПНД, который по пару запитывается не от турбины, а из станционного коллектора, из которого поступает пар в турбину. Принципиальная тепловая схема ПТУ с турбиной К-бЗ-90 (здесь не приводится) разработана на базе схемы ПТУ с турбиной Т-50/60-8,8 (см. рис. 2.16). Основное отличие состоит в том, что в схеме турбоустановки К-бЗ-90 отсутствуют отопительный отбор и линия возврата конденсата от ПСВ. 91
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ сдежийпдр 6 котел \6 коллектор П6 Л ± чх- П2 Пи \м прямая ^ S сетедая ^ Вода офатная сетедая Вода 1 "X х i: 1" Ф з ^гг б сборник дренажей \-Г\лсГ2 \ГГ1 Рис. 2.J9. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной ТР-110-130 Коллектор р„=16 кгс/см'' tD=112.7X из Ж Ч>^4 run В коллектор конденсото ^_ Ф \ \ L? \ \ \ 1 Iх \ г кн 41 Рис. 2.20. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной К-17-1,6 92
^.j. отличительные осооенности тепловых схем турооустановок с туроинами типов «И», «If», «III И»... На рис. 2.21 представлена принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной К-110-1,6. Как и турбины К-17-1,6, Т-35/55-1,6, эта турбина используется в качестве приключенной. Параметры и расход пара на турбину обеспечивают ее работу в блоке с турбинами Р-100-130, которые, не имея загрузки по пару противодавления (пару на производство), часто простаивали. Турбина К-110-1,6, как и турбина Т-35/55-1,6, может работать и от общестанционного коллектора производственного пара. Подвод пара к турбине К-110-1,6 выполнен по такому же принципу, как и подвод пара к турбине Т-30/55-1,6, однако две нитки подвода пара выполнены большего диаметра, каждая Dy 700, в расчете на пропуск 645 т ч пара. ЦНД турбины двухпоточный, унифицированный с турбиной Т-185/220-130 и имеет конденсаторную группу, состоящую из двух конденсаторов, используемых в турбоустановке ПТ-140/165-130/15. Причем в отличие от турбоустановки Т-185/220-130, где используются те же конденсаторы и где охлаждающая вода через основные пучки конденсаторов пропускается последовательно, в этой турбоустановке пропуск охлаждающей воды через основные пучки конденсаторов осуществлен параллельно. Также параллельно осуществлен слив из конденсаторов конденсата отработанного пара. Эти решения несколько ухудшают экономичность работы турбоустановки, но снижают гидравлическое сопротивление конденсатора по водяной стороне и обеспечивают пропуск через конденсатор требуемого расхода охлаждающей воды, что в условиях конкретного заказчика оказалось наиболее важно. /J„= 1.57МГ1а:/0 = 285°С -t>- вПВДР-100 ® | 4 Г I ^тшт ТвЫ U- ■НТ Рециркуляция В конденсатор Рис. 2.21. Принципиальная схема турбоустановки с турбиной К-110-90 Тепловые схемы с паровыми турбинами для ПГУ Рассмотрим принципиальную схему турбоустановки с турбиной КТ-150-8 (рис. 2.22), которая разработана для ПГУ-450. Отличительной особенностью этой турбины является наличие у нее подвода пара из котла в часть низкого давления. Этот пар в турбину подводится через два блока защитных клапанов. 1/1з этих же линий подвода запитывается паром подогреватель ПСГ-2. Особенностью этой турбоустановки является также возможность работы подогревателя ПСГ-2 без работы собственно турбины; специально для этого случая отсос ПВС из подогревателя ПСГ-2 осуществляется своим (отдельным) эжектором, работающим на сетевой воде. Для самостоятельной работы подогревателя ПСГ-2 при запуске его в работу также имеется свой пусковой эжектор. Другой особенностью этой турбоустановки является наличие для подогревателей ПСГ-1, ПСГ-2 и охладителя выпара общего расширителя, куда сливается конденсат греющего пара, образовавшийся в этих аппаратах. Из расширителя выпар конденсата по двум линиям поступает в охладитель выпара, где отдает свое тепло сетевой воде, что повышает экономичность турбоустановки [71]. В данной турбоустановке в схеме регенерации работают только основные эжекторы и эжектор отсоса из уплотнений. Отвод пара из промежуточной камеры переднего уплотнения турбины осуществлен в конденсатосборник конденсатора № 2, поэтому сальниковый подогреватель в схеме отсутствует. 93
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ сбежш пар paawpumem Рис. 2.22. Принципиальная тепловая схема турбоустановки с турбиной КТ-150-8 для ПГУ-450 Основные трубные пучки конденсаторов турбоустановки КТ-150-8 по охлаждающей воде включены последовательно (аналогично конденсаторам турбоустановки с турбинами Т-185/220-130). Встроенные пучки включены, как и во всех турбоустановках УТЗ, параллельно. На рис. 2.23 показана тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-53/67-8,0, предназначенной для работы в составе ПГУ-230. Учитывая, что данная турбоустановка может найти широкое использование как в отечественной энергетике, так и за рубежом, остановимся подробней на рассмотрении этой схемы. Схемные решения, принятые для турбоустановки Т-53/67-8,0 ПГУ-230, не только носят традиционный характер, присущий многим турбоустановкам УТЗ, но и имеют свои особенности. ПГУ-230 мощностью 230 МВт включает в себя газовую турбину мощностью 160 МВт, двухконтур- ный котел-утилизатор (КУ), работающий на отходящих газах газовой турбины, и паровую турбину с максимальной мощностью 67МВт. Пар с параметрами р = 7,7 МПа и t = 188 °С поступает от КУ к выносному блоку стопорно-регулирующих клапанов высокого давления, затем — в ЦВД паровой турбины. Пар с параметрами р = 0,7МПа и t = 208 °С поступает от КУ к двум выносным блокам стопорно- регулирующих клапанов низкого давления, затем в рассечку 15-й и 16-й ступеней ЦНД турбины. На каждой из ниток паропроводов к блокам клапанов установлены ГПЗ. Учитывая работу турбоустановки в блоке с КУ, в конденсаторе организован прием пара, сбрасываемого из КУ как в период пусковых операций, так и при возникновении ряда других ситуаций, например сброса нагрузки с турбины. В этом случае конденсационная установка готова принять полный расход пара на турбину, что позволит исключить значительные потери пара при выхлопе его в атмосферу, снизить шумность на территории ТЭЦ и в окружающих ее зонах, сохранить экологическую ситуацию в районе ТЭЦ в норме. Для пусковых операций блока предусмотрен специальный расширитель дренажей блока, куда осуществляется продувка паропровода высокого давления до ГПЗ. Для снижения температуры и давления пароводяной среды, поступающей в расширитель дренажей блока, предусмотрен охладитель дренажей высокого давления. Тепловая схема турбоустановки имеет упрощенную систему регенерации низкого давления, состоящую из охладителей основного эжектора, охладителей эжектора уплотнений и сальникового подогревателя. Система регенерации высокого давления отсутствует. На сливе из конденсатора установлены два вертикальных конденсатных насоса КсВ-320-160-2. Конденсат пара, поступающего в конденсатор, откачивается одним насосом, второй находится в резерве. Конденсат прокачивается параллельно через холодильники двух основных эжекторов, хотя в работе до- 94
Позиционное обажче/w БК1 БК2БКЗ ГР ЦТ ТУ ATI кт mm on Hxjmcdtme 5п*лщ00тдодаиякш Ладо Шли й» *тШ авфнщящяя наш Шяя Г&щршяр ТФ-вО-243 К&Иенатр К-ЗЮ0-1Х Турбина паробая Т-Я/67-S.O Ъ&гре&в&А ауш1*вйийЮ-Ю0-16-1-8с6 щтиорвщтатьтШ'Т-Ш-^^ НюхХсВШ№-2 ОтАтвл дренажей Аюжого дздпеня тш/т-оп 301X2 ЗжекщросноШЭПО-З-гОМ-З эп ЭР ЗУ Зиватр ty-aolm ЗЮ-1-09-790-1 ЗжемгаррюсолжХтя 3tP-Q9-m00-l Зжектф уматти ЭПУ-09-1900-1 Кол 1 2 1 Т 1 Т 1 2 1 2 Т 1 1 fyutOU 95 Рис. 2.23. Тепловая схема турбоустановки с турбиной Т-53/67-8,0 для ПГУ-230
Глава 2. Тепловые схемы паротурбинных установок с турбинами УТЗ статочно находиться одному (второй находится в резерве — линии отсоса паровоздушной среды, подачи рабочего пара к этому эжектору перекрыты, но для их открытия не требуется значительного времени). Пройдя через холодильники эжектора уплотнений, сальниковый подогреватель, через традиционный для турбоустановок УТЗ узел рециркуляции, основной конденсат направляется через встроенный в КУ газовый подогреватель конденсата (ГПК), затем в деаэратор питательной воды. На режимах с отопительной нагрузкой в линию основного конденсата за узлом рециркуляции подводится конденсат греющего пара ПСГ. В турбоустановке используется уже ставшая для большинства теплофикационных турбин УТЗ типовой схема двухступенчатого подогрева сетевой воды в горизонтальных подогревателях сетевой воды ПСГ-1300 (рис. 2.24). На сливе конденсата из ПСГ-1 установлены два вертикальных конденсатных насоса КсВ-125-140-1, на сливе из ПСГ-2 — один насос КсВ-125-140-1. В случае выхода из строя насоса на сливе конденсата из ПСГ-2 при работе по двухступенчатой схеме на период нахождения в ремонте этого насоса предусмотрена переливная линия Dy 200 из ПСГ-2 в ПСГ-1 с гидрозатвором глубиной 14м, что позволяет отводить конденсат ПСГ-2 в ПСГ-1, не выводя ПСГ-2 из работы. В связи с использованием в данной турбоустановке системы гидравлической защиты отопительных отборов пара вместо крупногабаритных, рассчитанных на полный расход отопительного отбора пара предохранительных клапанов, установлен один предохранительный клапан КПРГ-400 (входной патрубок Dy 400, выходной Dy 600), рассчитанный на так называемый расход холостого хода турбины. Специфическим условием для данной турбоустановки является необходимость поддержания температуры отходящих от КУ в окружающую среду газов (после прохождения ими ГПК) не выше 100 °С. Если на конденсационных режимах работы турбоустановки температура конденсата, направляемого в ГПК, всегда ниже 90°С, что обеспечивает должное охлаждение выхлопных газов КУ, то при работе турбоустановки с максимальной отопительной нагрузкой (с минимальным пропуском пара в конденсатор) на ряде режимов температура конденсата греющего пара после ПСГ может достигать 120 °С. В результате конденсат греющего пара ПСГ с такой температурой, даже смешавшись с основным конденсатом, идущим из конденсатора с температурой < 90°С (величина расхода основного конденсата на данных режимах несоизмеримо меньше расхода конденсата из ПСГ), будет иметь температуру, близкую к 120''С. Поступивший в ГПК с такой температурой конденсат не мог бы охлаждать отходящие от котла газы до требуемой температуры. Учитывая вышеуказанное требование по ограничению максимальной температуры конденсата, поступающего в ГПК, предусмотрено охлаждение конденсата греющего пара ПСГ. В качестве охлаждающей среды используется обратная сетевая вода, а в качестве аппаратов для охлаждения — два охладителя повышенной прочности ОВ-150-ЗА (см. АТЗ, АТ4 на рис. 2.24). В результате конденсат ПСГ. прежде чем поступить в линию основного конденсата, проходит через эти специальные охладители. Как уже отмечалось выше, и рассматриваемая паровая турбина, и ПГУ-230 в целом должны найти широкое использование как при новом строительстве, так и при проведении реконструкции или модернизации ТЭС. 96
/Ьяиианюе сОозтеш ATI АТ2 АГЗАП тнгш ж. к Н6.Н7 Наипенобание пйфЬжь сты ъ&тт-шш с конденсатсбарнжом СКГ-38-35-1 шнцлшъсвйлилтпг-аю-ш с конденсатосЗарникон СКГ-3.8-35-1 Охладить кондекато ОВ-150-ЗА Ноте конденсатыи Кс&-125-%0-1 Насос стебай подкочиЬоюшш Насос cemebw тдьегяий Нол Г Г г 3 7 2 ffx/iewtje Wwttx сетрГпя беда т © х е> I—is»^ -m—f ч L-^xtlb^-J Сфо/тзя сетебаи (юда Рис. 2.24. Схема подогрева сетевой воды турбоустановки Т-53/67-8,0 97
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин 3.1. Тепловая эффективность Изменение экономичности теплофикационных турбин при повышении параметров свежего пара, укрупнении единичной мощности, усовершенствовании тепловой схемы, улучшении характеристик проточной части и т. п. может характеризоваться несколькими показателями. В качестве основного показателя сравнительной экономичности теплофикационных турбин принята величина относительной экономии топлива на ПТУ при равной выработке тепловой и электрической энергии ЕТ - —^- , (3.1) где индексы «1» и «2» относятся к исходному и сравниваемому вариантам. Этот показатель широко применяется и имеет то преимущество, что он непосредственно характеризует конечную цель повышения экономичности турбоустановки. Кроме того, показатель «£т» аналогичен общепринятому показателю экономичности для ПТУ с конденсационными турбинами, поскольку также выражает относительную экономию топлива при равной выработке электрической энергии. Теплофикационные турбины разной экономичности при равных тепловых нагрузках имеют различную электрическую мощность. Поэтому для обеспечения равенства отпуска тепловой и электрической энергии рассматривается дополнительная выработка электроэнергии на ПТУ с так называемой замещающей турбиной; соответственно зависимость (3.1) учитывает также изменение расхода топлива ПТУ с замещающей турбиной. Если Nt2 > -/Vri, то на сравниваемых режимах расход топлива на первую ПТУ необходимо условно увеличить на Вкэс — топливо, затраченное на ПТУ с замещающей конденсационной турбиной: BKac=bKac{NT2-NTi). (3.2) С учетом «замещающей» мощности общий расход топлива на первой ПТУ на выработку электрической энергии будет равен ВЛ = Ьй • 7VT] + 6КЭГ {Nt2 -Nt1), (3.3) а на вторую ПТУ — В2 = 6т2 • Nt2. (3.4) Для теплофикационных турбин, в которых конденсационный поток отсутствует (например конденсационных турбин с использованием теплоты пара, поступающего в конденсатор, или турбин с противодавлением) зависимость (3.1) с учетом уравнений (3.3) и (3.4) может быть записана в виде 6т1 • 7VTl - Ь.г2 ■ Nt2 + Ькж (7Vt2 - 7VTl) £т = . (3.5) и при 6Ti = 6т2 = К после ряда преобразований получим (7Vt2 - 7VTl) (6КЭС - К) £т= - . (З.б) Основным показателем эффективности теплофикационных турбин является также удельная выработка электрической энергии на базе теплового потребления Э: Так как сопоставляемые турбины имеют одинаковую тепловую нагрузку, то Э, = ^, (3.8) Э2 = ^. (3.9) С учетом (3.8) и (3.9) nt2 - nt1 = дт (э2 - эо = Аэдт. (з.ю) 98
3.1. Тепловая эффективность Обозначим Д6 = 6КЭС — 6Т; с учетом (3.10) зависимость (З.б) примет вид: £т= . (3.11) / АЭ • QTdn При переменном за рассматриваемый период значении ДЭ £т = -—в Как следует из зависимостей (З.б) и (3.11), экономичность замещающей турбины (6КЭС) непосредственно влияет на сравнительную экономичность рассматриваемых решений по теплофикационной турбине. Дополнительная выработка электроэнергии на тепловом потреблении, получаемая на базе более экономичной теплофикационной турбины, в конечном итоге вытесняет конденсационную выработку электроэнергии и обеспечивает тем самым экономию топлива на замещающей турбине. Поэтому чем выше экономичность замещающей турбины, тем меньше величина экономии топлива, достигнутая при улучшении характеристик (показателей) теплофикационной турбины. В качестве замещающих, в зависимости от реальных условий конкретной ТЭЦ и энергосистемы, могут рассматриваться конденсационные турбины разных типов, а также конденсационный поток теплофикационной турбины. Учитывая, что QT = -rr^i зависимость (3.11) окончательно можно записать в следующем виде: Из сравнительного анализа зависимостей (3.11) и (3.12) следует, что относительная экономия топлива £т пропорциональна величине ДЭ , но не равна относительной величине дополнительной выработки электроэнергии на тепловом потреблении ДЭ/Эь так как численное значение NT/B зависит от типа теплофикационной турбины. Абсолютная величина экономии топлива (АВ = ДЭ • QT • А6) также пропорциональна величине ДЭ. На режимах работы турбины с охлаждением конденсатора циркуляционной водой, когда имеют место оба потока — поступающий к тепловому потребителю и идущий в конденсатор, численное значение удельной выработки для турбин с одним регулируемым отбором пара определяется по формуле [47]: z £ Ghi - 3600 ANMr Э= 3600 Gz (ftori-ftni)' (313) а для турбин с двумя отопительными отборами — по формуле [47]: z J2Ghi-3GU0ANMr Э = 3600 [G2 (hm2 - hH2) + Gz (hml - hHl)]' (314) В обеих турбинах z — номер отсека, предшествующего отбору пара (в случае двухступенчатого подогрева — предшествующего нижнему отбору пара). Необходимо отметить, что кроме относительной экономии топлива £т и удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении Э применяются и другие показатели тепловой экономичности теплофикационных турбин: удельный расход пара d( и удельный расход теплоты на выработку электроэнергии qF. Удельный расход пара de = GTyp/Ne. (3.15) Для заданного режима величина d,, зависит от совершенства турбоагрегата. Так, например, при увеличении КПД проточной части мощность турбины при том же расходе свежего пара возрастает и соответственно уменьшается dP. Численное значение de может быть непосредственно и с достаточной точностью определено при испытаниях конкретной турбины (ПТУ). Удельный расход пара dt является гарантийным показателем тепловой экономичности теплофикационных турбоагрегатов. Как показатель тепловой экономичности удельный расход пара имеет тот недостаток, что не позволяет судить о сравнительной экономичности различных сопоставляемых турбин, так как численное значение de зависит от тепловой нагрузки и величины давления в регулируемом отборе пара. 99
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Для турбины Т-100-130, например, при номинальной электрической мощности и изменении тепловой нагрузки от номинального значения до нуля удельный расход пара уменьшается на 15. ..30%, а изменение давления пара в регулируемом отборе с 0,25 до 0,06 МПа (при постоянной тепловой нагрузке) приводит к уменьшению de примерно на 15%. Поэтому непосредственное сопоставление экономичности турбин разных типов по de возможно только в тех случаях, когда режимы сравниваемых турбин одинаковы. Недостатком de как показателя тепловой экономичности теплофикационной турбины является также и то, что по его изменению нельзя непосредственно, без дополнительных расчетов, определить экономию топлива на ТЭЦ. Удельный расход теплоты Яе = к ■ (3.16) При известных значениях КПД котельной установки riK.y. и теплового потока пара г\т. п. удельный расход теплоты позволяет непосредственно определить удельный расход топлива на выработанный 1кВт-ч мощности Ь* = ocmn Q( • (ЗЛ7) 29310 Лк.у. -Лт.п. а по изменению qe можно определить изменение расхода условного топлива: ДБ = n A(,eNeU . (3.18) 29310Лк.у. Лт.п. Численное значение qe с достаточной для практических целей точностью определяется при испытании конкретной турбины (ПТУ). Для конденсационных турбин удельный расход теплоты является гарантийным показателем тепловой экономичности и однозначно характеризует совершенство оборудования. Для теплофикационных турбин, как указывалось выше, удельный расход теплоты зависит от соотношения между тепловой и электрической нагрузками и в меньшей степени — от совершенства турбины. Рассмотрим влияние обоих факторов на значение qe более подробно. Учитывая общее уравнение энергии QTyp = 3600 Ne + QT + AQMJ,„. + Д<3к, (3.19) зависимость (3.16) можно выразить в следующем виде: ,е = 3600+-^— + — + —. (3.20) Величина AQM.r.„JNe на режимах работы турбины с нагрузкой, близкой к номинальной, составляет 40 ... 1U0 кДж/(кВт • ч) и возрастает при снижении нагрузки, не превышая, однако, нескольких процентов от qe, и только при нагрузках, близких к холостому ходу, начинает значительно увеличиваться. Следовательно, удельный расход теплоты це в основном определяется — . Относительная величина потерь теплоты в конденсаторе для конденсационного потока пара теплофикационной турбины Д0м.г.и./^к зависит от совершенства турбоагрегата (параметров свежего пара, давления в конденсаторе, КПД проточной части и т.д.) и имеет то же численное значение, что и для конденсационных турбин. Величина NK/Ne определяется соотношением тепловой и электрической нагрузок. На конденсационном режиме работы турбины ее тепловая нагрузка равна нулю (NK/Ne — 1) и удельный расход теплоты определяется совершенством турбоагрегата. На теплофикационных режимах имеется тепловая нагрузка, и следовательно 0 < ,VK < Л^, поэтому изменение —-^ зависит от составляющих AQM.r.„JNe и NK/Ne. Но если возможное изменение JvK i\r AQMrH./Ne в результате, например, улучшения конструкции турбины может составить несколько процентов, то величина NK/N,. может изменяться от значения NK/Ne = 0 (режим работы турбины с использованием теплоты пара, поступающего в конденсатор) до значения NK/Ne = 1 (тепловая нагрузка равна 0). Поэтому для теплофикационной турбины определяющее влияние на це оказывает соотношение NK/Ne, т.е. соотношение тепловой и электрической нагрузок. Эффективность работы теплофикационного турбоагрегата оказывает влияние на значение q? только на режимах с большими пропусками пара в конденсатор. С уменьшением конденсационной мощности это влияние падает, а на режимах, когда потери теплоты в конденсаторе отсутствуют, в том числе 100
J.l. /епловая эффективность для турбин с противодавлением, совершенство конструкции турбоагрегата и параметры свежего пара практически не влияют на qe, поскольку это влияние, согласно формуле (3.20), может выражаться только через изменение AQM.r.K., которая составляет лишь несколько процентов от qe. Практически для всех турбин с противодавлением или с использованием теплоты в конденсаторе независимо от параметров свежего пара, КПД проточной части и величины противодавления удельный расход теплоты на номинальном режиме в зависимости от мощности турбины составляет 3700 ... 4000 кДж/ (кВт ■ ч) и увеличивается при уменьшении нагрузки на турбине. В разделах 3.4 и 3.5 приведены конкретные данные по удельным расходам теплоты в зависимости от соотношения электрической и тепловой нагрузок для некоторых типов теплофикационных турбин. Можно сделать вывод, что удельный расход теплоты как показатель тепловой экономичности турбины имеет преимущество непосредственной связи с удельным расходом топлива и характеризует совершенство оборудования не только турбины при работе ПТУ на конденсационном режиме; он может быть непосредственно определен при испытании конкретного турбоагрегата. Для теплофикационных турбин, в отличие от конденсационных, qc характеризует прежде всего не совершенство турбоагрегата, а режим его эксплуатации, т. е. соотношение между тепловой и электрической нагрузками. 3.1.1. Выбор и обоснование начальных параметров пара, введения п ром перегрева, укрупнения единичной мощности Рост начальных параметров пара, введение промперегрева и укрупнение единой мощности являются основными путями повышения экономичности паротурбинных установок и в известной мере характеризуют развитие и технический уровень турбостроения [2... 12, 23... 31, 35... 38, 41, 47... 56, 63]. Экономичность ТЭЦ в первую очередь определяется экономичностью турбоагрегатов, а также совершенством выполнения тепловой схемы турбоустановок. Наличие объективных данных по экономичности ПТУ позволяет применять обоснованные решения по строительству ТЭЦ на соответствующие начальные параметры пара. При постановке исследования обсуждаемого вопроса рассмотрены следующие начальные параметры пара: 8,8 МПа, 535 °С; 12,8 МПа, 565 °С; 12,» МПа, 565/565°С; 23,5 МПа, 560/565 °С. Противодавление за турбиной изменялось в диапазоне 0,09... 2,2МПа при следующих дискретных значениях: 0,09; 0,55; 1,1; 2,2 МПа. Конструкция турбин и тепловые схемы приняты в соответствии с реальными конструктивными решениями, принятыми на УТЗ, в частности: для турбин с начальными параметрами пара 8,8 МПа, 535 °С и 12,8 МПа, 565 °С в качестве регулирующей ступени ЧВД принята двухвенеч- ная регулирующая ступень, а для турбин с начальными параметрами пара 12,8МПа, 565/565°С и 23,5 МПа, 560/565 °С — одновенечная регулирующая ступень. Учитывалось также влияние расхода и параметров пара на КПД проточной части турбин. Величина давления промперегрева для соответствующих параметров пара принята такой же, как в конденсационных турбинах [47]. Результаты исследований представлены на рис. 3.1... 3.3. Как видно из рис. 3.1, удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении при повышении параметров свежего пара возрастает, причем наибольшее влияние оказывает значение начального давления пара. Из режимных факторов наиболее существенным является давление отбираемого пара, некоторое дополнительное увеличение Э имеет место из-за увеличения тепловой нагрузки (расхода свежего пара) турбины, обусловленного повышением КПД ее проточной части. Следует отметить, что конденсационный поток пара в теплофикационной турбине также влияет на величину Э. При той же тепловой нагрузке с увеличением конденсационного потока пара возрастают давление пара в регенеративных отборах и температура подогрева питательной воды, чему будет соответствовать большая суммарная величина регенеративных отборов и, согласно (3.13), большая мощность, развиваемая на тепловом потреблении и, следовательно, большая величина Э. Зависимость относительной экономии топлива от величины тепловой нагрузки и противодавления за турбиной при повышении начальных параметров пара представлена на рис. 3.2. Для турбин с регулируемым отбором пара данные рис. 3.2 относятся к теплофикационному потоку пара. Относительная экономия топлива определена в сравнении с начальными параметрами пара 8,8МПа, 535 °С при равных значениях противодавления за турбиной и ее тепловой нагрузки. Величина ет определялась по формуле (3.11), а изменение удельной выработки электроэнергии ДЭ принято по данным рис. 3.1. В качестве замещающей принята высокоэкономичная конденсационная турбина: АЬ = Ькэс - К = 170гу.т./(кВт • ч). Как следует из приведенных на рис. 3.2 данных, повышение параметров свежего пара позволяет повысить экономичность потока пара, поступающего на тепловое потребление. С ростом противодав- 101
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин ■а к£ 72 60 48 36 400 1 ^ 1 ; 1 1 1 >■—~~ =^i—-^—■ ■—'—1—' —1 5 | | 1 2 i 3 4 1 i ■"" : , ! ! : : : : Ц±-_ . i i ■ \ i —т~ МММ 800 1200 1600 2000 <Эт, 84 72 60 48 400 5 _^-1 1 1 1 I I I j i i iii i 800 1200 1600 6 2000 <Эт, ГДж 156 144 132 ™ 120 ГД« 400 ^к— 4 i i i i i ^Г I .' ' | ' I I 800 1200 1600 2000 Q.J Рис. 3.1. Удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении: а —р„р = 2,2 МПа; 6—Рпр = 1.ШПа; е — рпр = 0.55МПа; г — рпр = 0.09МПа; 1 — р0 = 8,8МПа; *о = 535°С; 2—р0 = 12,8МПа; *0 = 565°С; 3 — р0 = 12,8МПа; t0 = 565°С; t„„ = 565°С; 4 -р0 = 23.5МПа; to = 560 °С; tnn = 565 °С; 5 — р0 = 23,5 МПа; t0 = 560 ПС £т, % 12 10 8 6 4 2 400 , % 10 8 6 4 2 400 1 1 1 1 ^гТ~~- -|—'— 5 4 гТТьМ — 1.1! 1 ! 1 з 1 ! 1 , 1 1 , 1 1 1 £„ % 8 6 4 5 1^ 4 2 / / 3 ! i 800 1200 1600 2000 1 ^г~ i^ \ -^ ' 4 5 2 1 ,, + 1 Г 1 1 1 1 1 1 X—1 1 1 1 1 - з 1 1 400 10 800 1200 1600 2000 Qt- '- — 1 4 2 / 3 / iii 800 1200 1600 2000 Q-r,- 6 - 100 800 1200 1600 2000 От Рис. 3.2. Относительная экономия топлива при изменении параметров свежего пара по сравнению с параметрами 8,8 МПа, 535 °С (обозначения см. на рис. 3.1) ления за турбиной эффективность одновременного повышения давления и температуры свежего пара несколько возрастает. Из рис. 3.2 с учетом данных [47] следует, что эффективность повышения начальных параметров пара от 8,8 МПа, 535 °С до 12,8 МПа, 565 °С в зависимости от тепловой нагрузки (мощности) составляет 3,8.. .4,6%; до 12,8 МПа, 565/565 °С - 6,5.. .7,8%; до 23,5 МПа, 560/565 °С - 9,5... 11,7%. Эффективность повышения параметров от 12,8МПа, 565 °С до 23,5 МПа, 560 °С практически такая же, как и при переходе от 12,8 МПа, 565/565 °С до 23,5 МПа, 560/565 °С и в зависимости от значений противодавления за турбиной и единичной мощности турбин составляет 2.. .6%. Меньшие величины экономии топлива относятся к малым мощностям и турбинам с отопительными отборами пара, а большие величины — к большим мощностям и турбинам с противодавлением. В турбинах с регулируемыми отборами пара одновременно имеются теплофикационный и конденсационный потоки пара, при этом за годовой период изменяются значения давлений отбираемого пара и соотношения обоих потоков. Определенное влияние имеют конструктивное выполнение конкретного типоразмера турбины и график теплопотребления (определяется потребителем). 102
Влияние начальных параметров пара на экономичность турбины с регулируемым отбором пара определяется сравнительными расчетами при рассмотрении годового периода работы. Такие исследования [47], проведенные для конкретных типов турбин, показали, что для турбины типа Т-100-130 повышение начальных параметров пара с 8,8 МПа, 535 °С до 12,8 МПа, 565 °С позволили повысить экономичность на 3,1... 3,2%, а для турбины типа Т-250-240 переход от параметров 12,8 МПа, 565 °С до параметров 23,5 МПа, 560/565°С повышает экономичность на 5,5.. .6,0%. Эффективность применения (использования) промперегрева пара в теплофикационных турбинах с отопительными отборами пара меньше, чем в конденсационных турбинах, и составляет (согласно рис. 3.2) за отопительный период для пара начальных параметров 12.8 МПа, 565 °С 2... 2,5 %, а для пара начальных параметров 23.5 МПа, 560 °С — 3,5... 4,0 %. С учетом работы теплофикационных турбин в летний период на чисто конденсационном режиме эффективность промперегрева пара возрастает и за годовой период составляет 3,0... 3,5% и 4... 5% соответственно для пара начальных параметров 12,8МПа, 565 °С, и 23,5МПа, 560°С [47]. При рассмотрении эффективности промежуточного перегрева пара в турбинах с отопительным отбором необходимо прежде всего учитывать следующие факторы. Использование теплоты пара, поступающего в конденсатор, в турбинах с промежуточным перегревом пара возможно только для подогрева подпиточной воды, что характерно для ТЭЦ с открытой системой горячего водоснабжения. На таких ТЭЦ обеспечивается наибольшая эффективность промперегрева. Утилизация теплоты в конденсаторе турбины потоком обратной сетевой воды возможна только в турбинах без промежуточного перегрева пара (см. разд. 3.1.3); высокая температура отработавшего пара в турбинах с промперегревом препятствует его использованию. Поэтому в турбинах без промежуточного перегрева пара возможно дополнительное повышение экономичности на величину ~ 1,5%. В этих условиях общее повышение экономичности турбины (ПТУ) от применения промперегрева зависит от величины конденсационной нагрузки и единичной мощности конкретного агрегата и составляет 1,5.. .2,0% и 2,5.. .3,5% соответственно для турбин с начальным давлением пара 12.8 и 23,5 МПа. Результаты исследования использования теплоты пара, поступающего в конденсатор, для турбин, в том числе с промперегревом пара, рассмотрены ниже — см. разд. 3.1.4 и 3.1.5. Следует отметить, что повышение начальных параметров свежего пара ограничивается допустимой влажностью пара в последней ступени турбины. В частности, в турбинах с конденсационным потоком пара повышение давления пара свыше 12,8 МПа допустимо только при наличии промперегрева. Удвоение единичной мощности теплофикационной турбины с отопительным отбором пара повышает ее экономичность на 0,5... 1,0%, а с производственным отбором — до 2% (рис. 3.3). Рис. 3.3. Относительная экономия топлива при изменении электрической мощности и параметров свежего пара (обозначения см. на рис. 3.1) Повышение единичной мощности и параметров свежего пара паровых турбин, как известно, связаны между собой. Для теплофикационных турбин эта связь характерна прежде всего тем, что повышение параметров свежего пара приводит к уменьшению величины QT/NT. Единичная мощность теплофикационной турбины ограничивается концентрацией тепловой нагрузки, следовательно при заданной величине тепловой нагрузки повышение параметров свежего пара позволяет повысить единичную электрическую мощность в связи с уменьшением величины QT/NT. Следует также отметить, что при повышении параметров свежего пара возрастет оптимальное значение параметра остэц! эт0 также позволяет увеличить единичную мощность турбины при заданной тепловой нагрузке района. При повышении начальных параметров, однако, возрастет загазованность воздушного бассейна и, следовательно, растут затраты на охрану окружающей среды. Это обстоятельство может изменить оптимальное значение параметра <хТЭц в сторону снижения (разд. 3.1.4). 103
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин 3.1.2. Оптимизация параметров промежуточного перегрева пара Промежуточный перегрев пара (разд. 3.1.1) является одним из наиболее эффективных методов повышения экономичности теплофикационных турбин. В связи с этим актуальное значение имеют определение оптимальных параметров промпегрева и объективная оценка экономической эффективности его применения в схемах ПТУ с теплофикационными турбинами. Влияние давления промперегрева пара Исследование проведено для турбин УТЗ с производственным и отопительными отборами пара, а также для турбин с противодавлением с характерными для современного турбостроения параметрами свежего пара: 23,5 МПа, 560 °С; 16,0 МПа, 565 °С; 12,8 МПа, 565 °С. Температура промежуточного перегрева пара во всех случаях принималась равной 565 °С [50]. При наличии в теплофикационной турбине нескольких параллельных потоков пара, отличающихся величиной конечного давления (производственного, отопительного, конденсационного), общая экономичность турбины может быть определена на основании рассмотрения экономичности каждого из потоков и относительного участия их в общем расходе пара на турбину. Это позволяет существенно упростить общую задачу определения влияния промперегрева на эффективность турбин с произвольным сочетанием регулируемых отборов пара, заменив ее рассмотрением эффективности промперегрева каждого из возможных отдельных потоков, т. е. рассматривать ряд независимых турбин с величиной противодавления, отличающегося его (противодавления) численным значением с последующим суммированием этих потоков в соответствии с фактическими условиями работы теплофикационной турбины. Как и в разд. 3.1.1, рассмотрен диапазон противодавления пара 0,09... 2,20МПа при его дискретных значениях 0,09; 0.55; 1,10; 2,20 МПа. При исследовании эффективности промперегрева рассматривались тепловые схемы и конструкции турбин, соответствующие реальным решениям, с учетом единообразия сопоставляемых вариантов. В частности, в качестве регулирующей ступени ЧВД для всех вариантов было принято одновенечное колесо; потери давления в тракте промперегрева пара, включая потери в клапанах ЦСД, приняты равными 12,5% от величины давления перед промперегревом. Из собственных нужд ТЭЦ учитывалось изменение расхода энергии на питательные насосы; КПД котлов полагался одинаковым. Для начального давления пара 23,5 МПа рассмотрены значения расходов пара на турбину 350, 700 и 1000т/ч, а для начальных давлений 16.0 и 12,8МПа — расход 1000т/ч. Температура питательной воды принята независимой от давления промперегрева и расхода свежего пара, равной 263 °С при Ро = 23.5 МПа, 238 °С при р0 = 16.0 МПа и 231 °С при р0 = 12.8МПа, что соответствует температуре питательной воды в современных турбоустановках. Давления пара в отборах турбины на ПВД при изменении давления промперегрева приняты неизменными, поскольку перераспределение нагрузок между отдельными ПВД относительно слабо влияет на сравнительную экономичность сопоставляемых вариантов. В качестве показателя сравнительной экономичности принята величина относительной экономии топлива ет при равной величине тепловой и электрической нагрузок, которая определялась по формуле (3.12); при этом величина АЬ принята равной 170 г у.т./(кВт ■ ч). Удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении определялась по формуле (3.13). За исходное состояние приняты варианты с давлением промперегрева, равным давлению в конденсационных установках с теми же параметрами свежего пара. Результаты расчетов по определению влияния давления промперегрева на относительное изменение удельной выработки электроэнергии ДЭ/Эх представлены на рис. 3.4, а и 3.4, б, а относительной экономии топлива — на рис. 3.4, в. Анализ этих данных показывает, что эффективность повышения давления промперегрева до оптимального значения для отопительного потока (отбора) пара невелика (возможное увеличение ДЭ/Эх составляет ~ 0,5%, относительная экономия топлива — ~ 0,25%). Сравнительно малое влияние повышения давления промперегрева отопительного потока пара до его оптимального значения на экономичность турбины позволяет унифицировать теплофикационные и конденсационные блоки по давлению промперегрева, что и было принято для турбины Т-250/300-240 УТЗ. Для производственного потока пара и выполнения промперегрева с давлением, принятым для конденсационных блоков, повышение экономичности возможно при противодавлении пара не выше 0,4.. .0,5МПа. При выполнении промперегрева пара с оптимальным давлением величина противодавления производственного потока пара, при котором промперегрев позволяет обеспечить экономию топлива, возрастает до 0,08 ... 0,09 от величины начального давления пара (рис. 3.4, в). Для производственного потока пара при рп > 0,5 МПа относительная экономия топлива от введения оптимального значения давления промпергрева по сравнению с его значением, принятым для конден- 104
ДЭ о/ -g-, /о 16 12 - О -, -12 £Т1. % - - УМ/Г 2 J \ 1—^ 1 ~//л 1 /^=- i 1 ~ 2 ТТ 1 р„ = 2.2 МПа 2 _^ 2 1 \ "" ^*Чч*ч. 4 1.1" — 0,55 0 09 10 МПа ДЭ о/ -д-. /о 20 8 - 4 - /| 1 //' ^ /У /< 1 / £^^ ^ ^ :г=- " ,=,Я" I <^ ш П7 II ?«s ?5^ -- =*"-■ / ~ - щ_. Рп = ^5= ^ = 2,2 МПа ] :т5:5 ~ ,1 0,55 1 ^г^ 0,(14 11 13 15 17 р„„, МПа МПа Рис. 3.4. Влияние давления промперегрева пара на изменение удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении (а, 6) и относительной экономии топлива (в): 1 — ро = 12,8 МПа, to = 565 °С; 2 — pv = 16 МПа, t0 = 565 °С; 3 — р0 = 23,5 МПа, t0 = 560 "С; / — GTyp6 = 1000 т, ч; II — GTyp6 = 3501 /ч; III — Grypc = 700 т, ч; р°"т — при оптимальном давлении промперегрева пара, р*п — при давлении промперегрева, принятом для конденсационных блоков сационных турбин, в рассмотренном диапазоне начальных параметров пара может быть на основании данных рис. 3.4, в приближенно определена по формуле [50]: ет = 0,4 + [1,5 + 0,11 (ро - 13)] lg 10p„, (3.21) а величина оптимального значения давления промперегрева на основании рис. 3.4, а, б — по формуле [50]: Ро = 0,25 + 0,29lgpn + 6,65 ■ 10"3 (24 - ри). (3.22) 105
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин При наличии в теплофикационной турбине нескольких потоков пара экономия топлива от введения промперегрева может быть определена по формуле: О^тур Влияние температуры промперегрева пара (3.23) В турбинах с промежуточным перегревом пара до 565 °С температура пара перед ЧНД возрастает на ~ 150 °С по сравнению с турбинами без промперегрева. Это связано с соответствующим повышением температуры пара за ЧНД, что ограничивает возможность использования вентиляционного пропуска пара. Одним из возможных путей снижения температуры пара за ЧНД является организация работы блока в отопительный период с ограничением температуры промперегрева [tnn) до 400... 450 °С. Исследования выполнены на базе турбины Т-250/300-240 [49]. Температуру промперегрева можно снизить, во-первых, непосредственно на котле байпасированием парового теплообменника, а также частичным обводом газов помимо промперегревателя и, во-вторых, дополнительным впрыском охлаждающей воды в поток пара после промперегревателя. Максимальный расход первичного пара на блоке в эксплуатационных условиях ограничивается пропускной способностью турбины и поэтому в обоих рассматриваемых вариантах снижения температуры промперегрева остается равным расходу пара при номинальной температуре промперегрева. Соответственно и максимальный расход пара, поступающего из турбины в промперегреватель, остается практически постоянным независимо от величины и способа снижения температуры промперегрева пара. При снижении температуры промежуточного перегрева пара непосредственно на котлоагрегате количество теплоты, подводимой во вторичном контуре котла, снижается, поэтому тепловая нагрузка и электрическая мощность блока уменьшаются. При снижении температуры промперегрева за счет впрыска охлаждающей воды количество теплоты, подводимой во вторичном контуре котла, остается неизменным. Электрическая мощность блока при этом уменьшается в связи со снижением температуры промперегрева пара, хотя и менее интенсивно, чем при уменьшении температуры промперегерва пара непосредственно на котле. Тепловая нагрузка блока увеличивается на величину, эквивалентную уменьшению мощности, поскольку количество теплоты, отводимой из котла при впрыске, остается постоянным, а количество теплоты, сбрасываемой в конденсатор, изменяется незначительно. При этом полагалось, что расчетный коэффициент теплофикации не зависит от температуры промежуточного перегрева пара и что в отопительный период блок работает по тепловому графику с номинальным расходом свежего пара. Изменение экономичности на теплофикационных режимах определялось по формуле (3.12), при этом величина АЬ принята равной 170гу.т./ (кВт • ч). Удельная выработка электроэнергии на тепловом потреблении при одноступенчатом подогреве сетевой воды определялась по формуле (3.13), а при двухступенчатом подогреве — по формуле (3.14). Для конденсационных режимов изменение экономичности определялось по формуле: ек = ^- (3.24) q, Удельная выработка электроэнергии определялась с учетом регенеративных отборов, потерь механических и в генераторе, утечек пара через концевые уплотнения и штоки клапанов, а также расхода энергии на питательный насос. Влияние изменения температуры промперегрева пара на КПД проточной части турбины учитывалось по расчетным данным. КПД котла был принят неизменным. Изменение экономичности при работе турбины с двумя отопительными отборами пара определено для среднезимнего режима с давлением пара в верхнем регулируемом отборе 0,09 МПа. Кроме того, при температуре промперегрева пара 500 °С был рассмотрен весь отопительный период; при этом показатели экономичности турбоустановки определялись по восьми температурам наружного воздуха с учетом длительности стояния каждого интервала температур. При работе турбины с одним нижним отопительным отбором для удобства сопоставления рассматривался режим работы турбины с давлением в нижнем отборе пара 0,09 МПа. На всех режимах, включая конденсационный, исследования выполнены для номинального расхода свежего пара на турбину. Результаты исследования представлены на рис. 3.5. Как видно из рис. 3.5, при снижении £пп непосредственно за счет байпасирования паропарового теплообменника и частичного обвода газов помимо промперегревателя экономичность блока снижается в меньшей степени, нежели при снижении £пп впрыском воды после промперегервателя, и на 10 °С составляет соответственно 0,17%, 0,27% на теплофикационных режимах при двухступенчатом подогреве сетевой воды и 0,23%, 0,3% — на конденсационных режимах. 106
3.1. Тепловая эффективность Рис. 3.5. Изменение экономичности турбины Т-250/300-240 при снижении tnn: a — на котле за счет байпасирования паропарового теплообменника и частичного обвода газов помимо промперегревателя; б — путем впрыска воды после промперегревателя; 1 — двухступенчатый подогрев сетевой воды; 2 — одноступенчатый подогрев сетевой воды; 3 — конденсационный режим Большее влияние изменения температуры промперегрева на экономичность конденсационного режима работы турбины по сравнению с теплофикационными объясняется тем, что из-за разности в значениях противодавления величина располагаемого перепада на турбине после промежуточного перегрева пара на конденсационном режиме больше, чем на теплофикационном. Соответственно при принятых в расчетах равных давлениях пара в регулируемых отборах на режиме с двумя отопительными отборами располагаемый перепад находящейся за промперегревом группы ступеней больше, чем на режиме с одним отопительным отбором. Приведенные данные по снижению экономичности на среднезимнем режиме работы с двумя отопительными отборами могут быть распространены на весь отопительный период при условии, что блок работает с номинальной тепловой нагрузкой. Как показали расчеты, выполненные при температуре промперегрева 500 °С по всему отопительному периоду, отличие по численным значениям с данными по среднезимнему режиму составляет около 5%. При общей оценке влияния снижения температуры промперегрева на эффективность работы теплофикационных блоков следует учитывать возможные изменения КПД котла, дополнительные капиталовложения на замещающую мощность (тепловую и электрическую), а также возможность расширения режимов работы турбоустановки при снижении температуры промперегерва, например за счет использования теплоты пара, поступающего в конденсатор. 3.1.3. Использование теплоты потока пара, поступающего в конденсатор В теплофикационных турбинах с регулируемым отбором пара на режимах работы с тепловой нагрузкой имеется пропуск пара в конденсатор, служащий для охлаждения ступеней ЧНД. Минимальный пропуск определяется конструкцией турбины (размерами облопачивания ЧНД, плотностью регулирующих органов ЧНД и т.д.) и режимом ее работы (вакуумом, давлением в камере отбора). Теплота потока пара, поступающего в конденсатор, передается циркуляционной воде и не используется в цикле электростанции. Циркуляционной воде отдается также теплота потока пара, поступающего в теплообменники, находящиеся на линии рециркуляции: сальниковый подогреватель и холодильники эжекторов. Эти потери теплоты могут быть соизмеримы с теплотой минимального пропуска потока пара в конденсатор, так как рециркуляция, необходимая при малых расходах пара в ЧНД, в теплофикационных турбинах'включается только на режимах, близких к номинальному, когда протечки пара в сальниковый подогреватель максимальны. Потери теплоты в конденсаторе на режимах работы турбины с тепловой нагрузкой могут быть сведены к минимуму или полностью исключены двумя путями: или сокращением пропуска пара в ЧНД и других сбросов теплоты в конденсатор до нуля или близких к нулю величин; или использованием теплоты пара, поступающего в конденсатор, в цикле станции, например для подогрева обратной сетевой воды или подпиточной воды тепловых сетей. 107
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Конструктивные решения, позволяющие ограничить или полностью исключить потери теплоты в конденсаторе, могут быть различными, некоторые из них получили практическое применение (см. гл. 7). Ограничение пропуска пара в ЧНД обеспечивается на режиме работы теплофикационной турбины с закрытой регулирующей диафрагмой ЧНД. Уменьшение потерь теплоты на таком режиме достигается при выполнении регулирующей диафрагмы ЧНД с малыми зазорами по уплотнительным пояскам. УТЗ выполнены исследования возможности и условий работы ряда теплофикационных турбин завода с полным исключением пропуска потока пара в ЧНД (так называемый беспаровой режим). Такие решения принимаются заводом только по обращениям заказчиков турбин с учетом их конкретных типоразмеров и условий эксплуатации. При реконструкции турбин, находящихся в эксплуатации, возможен переход конденсатора на охлаждение сетевой водой, при этом возможен вариант уменьшения количества последних ступеней турбины. Это позволяет полезно использовать теплоту потока пара, поступающего в конденсатор, при соответствующем ухудшении вакуума (так называемый переход на ухудшенный вакуум). Однако в этом случае в зависимости от характера выполненной реконструкции турбины практически исключается возможность работы турбины на конденсационных режимах. Известны варианты реконструкции турбин УТЗ, предусматривающие на отопительный период замену ротора НД на промежуточный вал (вал-проставку) [57, 58], что позволяет практически полностью исключить расход пара в конденсатор. Недостатком такого решения является необходимость останова турбины и дополнительной разборки ЦНД с возможностью замены ротора НД при каждом переходе в работе турбины от теплофикационного режима с нулевым пропуском пара в конденсатор на режим работы по электрическому графику с выработкой конденсационной мощности. Значительное распространение получило выполнение конденсаторов турбин УТЗ со встроенным пучком [43]. В этом варианте к основному пучку трубок конденсатора предусматривается подвод циркуляционной воды, а к встроенному пучку— циркуляционной воды или воды тепловых сетей (обратной сетевой и подпиточной). На режиме работы турбины с конденсационной выработкой электроэнергии в основной и встроенный пучки или только в основной пучок конденсатора поступает циркуляционная вода; подвод сетевой воды к встроенному пучку на этом режиме отключен. При работе турбины на теплофикационном режиме с ограниченным пропуском пара в конденсатор отключается подвод циркуляционной воды как к основному, так и к встроенному пучкам, а встроенный пучок трубок конденсатора охлаждается сетевой или подпиточной водой. Переход с одного режима работы конденсатора на другой производится без останова турбины. Конденсаторы теплофикационных турбин со встроенными пучками, разработанные и впервые использованные в турбинах УТЗ, являются в настоящее время типовым решением для теплофикационных турбин мощностью 51)МВт и выше, выпускаемых в России. При охлаждении встроенного пучка конденсатора подпиточной водой, имеющей температуру 5. . .20°С, обеспечивается сохранение в объеме конденсатора нормального вакуума, характерного для теплофикационных турбин. Работа турбины с охлаждением встроенного пучка конденсатора подпиточной водой возможна для всех теплофикационных турбин УТЗ. Допустимые режимы и условия работы определяются на основании испытаний, которые выполняются для каждого типоразмера турбины. Мощность ЧНД на таких режимах может быть как положительной, так и отрицательной; это прежде всего зависит от размеров облопачивания ротора ЧНД, количества и температуры подпиточной воды. При работе турбины в условиях охлаждения встроенного пучка конденсатора обратной сетевой водой, имеющей температуру, равную 35...70°С, давление в конденсаторе, как правило, составляет 0,015... 0,03МПа с возможным кратковременным повышением до значений 0.04... 0,05МПа. На таких режимах работы турбины мощность ЧНД отрицательна и температура пара на выходе из ЧНД выше, чем на входе. Для того чтобы исключить чрезмерный разогрев выхлопной части ЧНД и лопаток последней ступени, предусматриваются специальные системы охлаждения. Потери мощности в турбине существенно возрастают с увеличением высот рабочих лопаток ЧНД, что ограничивает возможности работы турбин большой мощности с охлаждением конденсатора обратной сетевой водой. Охлаждение встроенного пучка конденсатора обратной сетевой водой возможно в турбинах мощностью 50... 100МВт с лопатками последней ступени высотой 550мм. В теплофикационных турбинах большей мощности, имеющих лопатки последних ступеней высотой 830... 940 мм, работа с охлаждением конденсатора обратной сетевой водой не предусмотрена, так как из-за увеличенных потерь мощности и роста динамических напряжений обеспечить надежную работу турбины нельзя. Турбины с регулируемым отбором пара, кроме режимов с ограниченным пропуском пара в конденсатор, работают также на режимах с большими расходами пара в ЧНД. Поэтому должна быть обеспечена возможность перехода в работе турбины с режима с малыми потерями (или без потерь) теплоты в кон- 108
денсаторе к конденсационным режимам работы с охлаждением конденсатора циркуляционной водой при сохранении высокой экономичности этих режимов. При разработке конструкции турбоагрегатов, обеспечивающей существенное ограничение или исключение потерь теплоты в конденсаторе, должен быть рассмотрен широкий круг вопросов по обеспечению надежности и экономичности турбины на рассматриваемом специфическом режиме работы турбины, что находит свое отражение в конструкции и условиях работы конденсационной установки, системы регулирования и автоматики, облопачивания ЧНД, тепловой схемы и др. Отработка таких решений требует проведения исследовательских работ и накопления опыта эксплуатации. Особенности конструкции турбины, обусловленные использованием теплоты потока пара, поступающего в конденсатор, и вопросы эксплуатации таких турбин рассмотрены далее (гл. 9). Независимо от реализованных конструктивных решений при исключении потерь теплоты потока пара в конденсаторе экономичность ТЭЦ изменяется по следующим причинам: из-за возможного увеличения тепловой нагрузки турбоагрегата за счет теплоты, ранее отдаваемой в конденсаторе циркуляционной воде; из-за изменения тепловой мощности турбины в результате изменения вакуума в конденсаторе; в результате уменьшения расхода электроэнергии на собственные нужды ТЭЦ. Ниже представлена методика определения тепловой экономичности от исключения потерь теплоты в конденсаторе турбин с регулируемым отбором пара, независимая от принятых конструктивных решений [21]. Тепловая нагрузка ТЭЦ определяется присоединенными потребителями теплоты. Так как исключение потерь теплоты в конденсаторе турбин позволяет повысить максимальную тепловую нагрузку ТЭЦ менее чем на 3.. .4%, то оно не может влиять на присоединенную тепловую нагрузку ТЭЦ. Соответственно тепловая экономичность использования теплоты отработавшего пара определяется экономией топлива на турбоустановке при условии, что выработка электроэнергии и отпуск теплоты от ТЭЦ остаются неизменными. Характерный график изменения тепловой нагрузки ТЭЦ и распределения ее между турбиной и пиковым водогрейным котлом приведен на рис. 3.6. Температура наружного воздуха, при которой включается пиковый водогрейный котел, обозначена tn. о о ^ е "п ч. ID >«; о <и ь ш и га п >, ь га о. ш с > н 160 140 1?0 100 «(1 60 40 20 0 •"ето 10 5 0 -S -1П -15 -20 -26 Температура окружающего воздуха £Нв,° С Рис. 3.6. Температурный график тепловых сетей: 1 — хпр; 2 — Ть 3 — T0g; — при использовании теплоты пара, поступающего в конденсатор; tn — температура, при которой включается пиковый подогреватель сетевой воды Отопительный период работы ТЭЦ может быть условно разделен на два периода, отличающихся условиями и эффективностью использования теплоты потока пара в конденсаторе турбин: 1) период работы с включенной пиковой ступенью (tHB < t„); 2) период работы с выключенной пиковой ступенью подогрева сетевой воды (£„.в. > tn). Исходя из общего уравнения сохранения энергии (3.19) на рис. 3.7 представлена схема основных составляющих баланса расходов теплоты при наличии потерь в конденсаторе и при их использовании для обоих указанных периодов. Величина QM.r.M. в рассматриваемых условиях остается практически постоянной. При исключении потерь теплоты в конденсаторе AQK полезно используется. Мощность части низкого давления турбины изменяется на ANi, чему соответствует дополнительное изменение количества - *п у^. 1 1 / .== 3 2 ^^-—' —~~ ==^ :=ГГ_ 109
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Q' р= <ЗтУР - [А<3к + 3600(ДЛГ! + AN2)] 3600 N, Л<2м.г.н. AQ„ <Эт 36O0(Ne - ANi + AN2) AQm-г.и. QT + AQK + 3600(ДЛГ! + AN2) S600(Ne - ANi + AN3) "Ц;м.г.и. Рис. 3.7. Схема основных потоков теплоты теплофикационной турбины: а — при охлаждении конденсатора циркуляционной водой; б — при исключении потерь теплоты в конденсаторе на режимах с выключенным пиковым котлом {t„.B_ > tn); в — при исключении потерь теплоты в конденсаторе на режимах с включенным пиковым котлом (tHB < tn) теплоты, поступающей в конденсатор, равное AQi = ЗбОУДЛ?!. Тогда общее количество теплоты, которое может быть дополнительно использовано тепловым потребителем, составит дд2 = AQi + дук. (3.25) В большинстве случаев ANi < 0. Рассмотрим период работы с включенной пиковой ступенью подогрева сетевой воды, когда t„ в < tn. Использование теплоты в конденсаторе позволяет уменьшить нагрузку пиковой ступени при неизмененном расходе пара на турбину. В этом случае температура подогрева сетевой воды в сетевых подогревателях возрастает, что ведет к повышению давления в регулируемом отборе и уменьшению мощности теплофикационной турбины на величину ДЛГ2 = GOtA/i/3600. Количество отбираемого пара определяется из режима работы турбины при охлаждении конденсатора циркуляционной водой GUT = WAno/r. Изменение использованного теплоперепада ступеней, предшествующих регулируемому отбору пара, при повышении температуры сетевой воды на величину Дт составит Ah = kAr, (3.26) где к — коэффициент пропорциональности, рассмотренный и описанный в разд. 1.1.2; численное значение коэффициента к определяется параметрами свежего пара, давлением в отборе и КПД турбины: дд2 + збоодя2 _ Дт = — • После преобразовании получим W Дт: А<У2 „/(!_Ar^fcy an2 = ц • дд2, (3.27) где ц Uto ■ к 1) 3600 ,Ат0 ■ к Общее уменьшение мощности теплофикационной турбины на режимах работы с включенной пиковой ступенью подогрева сетевой воды на ТЭЦ составит ANi + AN2, а дополнительный расход топлива на замещающей турбине — AAoci = Ькэс (AiVx + ДЛГ2). (3.28) Экономия топлива на пиковом котле — (AQ2+3600A7V2). (3.29) Расход свежего пара и соответственно топлива на теплофикационную турбину в рассматриваемом периоде времени остается неизмененным. Экономия топлива ABTi на режимах tHB < tn в соответствии с зависимостями (3.28) и (3.29) с учетом некоторых преобразований составит АВт1 = J {Ддк [Ьпк - ц(ЬКЭС - 3600Ьпк)] - ANi (Ькэс - 3600Ьпк) (1 + 3600 ц)} dn, (3.30) по
j.±. /епловая эффективность где щ — суммарное число часов работы установки подогрева сетевой воды с включенным пиковым котлом. Рассмотрим период работы с выключенной пиковой ступенью подогрева сетевой воды, когда ^н.в. > tn- Вся тепловая нагрузка ТЭЦ в этом случае обеспечивается только отопительными отборами турбины; исключение потерь теплоты в конденсаторе приводит к уменьшению количества пара, отбираемого из отопительных отборов турбины, на ту же величину AQ2 и к уменьшению расхода свежего пара на турбину, поскольку она работает в режиме теплового графика. Вследствие уменьшения количества отбираемого из регулируемых отборов пара на AQ2 будет уменьшаться и мощность турбины на величину AN3 = 3AQ2. Общее уменьшение мощности теплофикационной турбины в рассматриваемом периоде составляет AN} + ДЛгз. Для компенсации этой мощности требуются замещающая конденсационная турбина и дополнительный расход топлива на нее АВкэс2 = Ькж (AN2 + AN3). (3.31) Одновременно вследствие уменьшения расхода свежего пара на турбину экономия теплоты на турбину составит А<ЗтУРб1 = AQ2 + 3600 AN3. (3.32) Экономия топлива АВг2 на режимах t„ в. > tn в соответствии с зависимостями (3.31) и (3.32) с учетом ряда преобразований находится из выражения «2 АВт2 = j {AQK [Ьэк - Э (Ькэс - 3600 Ькэс)] - AN± (Ькэс - 3600 Ьэк) (1 + 3600 Э)} dn, (3.33) о где п2 — суммарное число часов работы ТЭЦ с выключенным пиковым водогрейным котлом. Исключение потерь теплоты в конденсаторе турбины приводит к изменению расхода электроэнергии на собственные нужды, так как часть циркуляционных насосов ТЭЦ может быть остановлена. Одновременно из-за дополнительного сопротивления трубного пучка конденсатора возможно увеличение потребляемой мощности сетевыми насосами. Экономия топлива за счет уменьшения расхода энергии на собственные нужды ТЭЦ определяется зависимостью п АВСИ = j Ькэс (AN4H - ANCH) dn, (3.34) о где п = п\ +п2. Суммарная годовая экономия топлива составит АВ = АВт1 + АВт2 + АВС„. (3.35) Результаты проведенного УТЗ исследования показали, что для средних значений ц, Ькэс, Э и при ANi = 0, что соответствует предельной экономии теплоты для обоих рассматриваемых режимов, экономия топлива на режимах работы с выключенным пиковым водогрейным котлом ABt2 ~ 0,2-Вт\. Такое отличие в эффективности использования теплоты в конденсаторе на режимах с tH в < tn и tH.в > tn объясняется тем, что при температурах наружного воздуха (нв < tn теплота потока пара, используемая в конденсаторе, замещает теплоту пикового котла при сравнительно небольшом уменьшении теплофикационной выработки электроэнергии, в то время как при t„ в > tn использование теплоты или исключение потерь в конденсаторе приводят в конечном итоге к частичному вытеснению теплофикационной выработки электроэнергии с замещением ее конденсационной выработкой. Экономия топлива, возможная при использовании теплоты в конденсаторе, определяется прежде всего потерями теплоты AQK, имеющими место при охлаждении конденсатора циркуляционной водой. В конденсатор поступают пар из последней ступени турбины, сливы из системы регенерации и сбросы теплоты из теплообменников, находящихся на линии рециркуляции (холодильники эжекторов и сальниковый подогреватель): Л<2к = С„д (hmp - h„) + AQcj,- (3.36) Наиболее экономичным режимом работы турбины с регулируемым отбором пара при охлаждении конденсатора циркуляционной водой является режим с минимальным расходом пара в конденсатор Очевидно, что и при определении AQK нужно исходить из фактического минимального расхода пара в ЧНД при охлаждении конденсатора циркуляционной водой. Расход фактически определяется величиной 111
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин зазора между поворотным кольцом и диафрагмой при закрытой регулирующей диафрагме, а также давлением пара перед диафрагмой. Потери мощности в ступенях ЧНД турбины определяются их геометрическими размерами, вакуумом в конденсаторе, расходом пара через ступени и степенью открытия регулирующей диафрагмы ЧНД. Мощность ступеней ЧНД при малых расходах пара может быть определена расчетным путем, например по формуле Стодолы [16] или по опытным данным [11]. Наличие потерь в ЧНД снижает, как это следует из зависимостей (3.31) и (3.33), тепловую экономичность использования теплоты потока пара, поступающего в конденсатор. Для режимов работы турбины с выключенной пиковой ступенью (£н в > tn) возможная экономия топлива, как отмечалось выше, относительно невелика и при ДЛГ1 = 0 составляет около 20% от экономии топлива на режимах с включенным пиковым котлом (tHB < tn). Кроме того, на режимах с ^н.в > £п тепловая нагрузка турбины меньше номинальной, поэтому при работе турбины по тепловому графику возможная электрическая нагрузка турбины также меньше номинальной, что дополнительно ограничивает целесообразность использования теплоты потока пара, поступающего в конденсатор в период, когда t„.B > t„. Поэтому при рассмотрении конкретных турбоагрегатов для режимов работы с выключенной пиковой ступенью (tH.B > t„) должны быть проверены тепловая экономичность и целесообразность использования теплоты пара, поступающего в конденсатор. На режимах с включенной пиковой ступенью (при t„ в < tn) использование теплоты пара, поступающего в конденсатор, для турбин мощностью до 100 МВт включительно, как правило, повышает их тепловую экономичность. Для турбин большей мощности, с более длинными лопатками последних ступеней ЧНД и следовательно с большими потерями ДЛГ1 должна выполняться проверка тепловой экономичности и на режимах при tHB < tu с учетом фактических величин AQK, AN±. Расчетная экономия топлива при охлаждении конденсатора обратной сетевой водой для турбин Т-50-130 и Т-100-130 составляет около 1,5% суммарного годового расхода топлива на турбоустановку, в том числе экономия 1,1% может быть получена за период, когда £нв < tu, около 0,2% — при t„.B > 1П и около 0,2% — за счет снижения расхода электроэнергии на собственные нужды [21]. При низких температурах охлаждающей воды, например при подводе в конденсатор подпиточной воды, возможна оптимизация режима работы турбины, т.е. определение расхода пара в ЧНД в зависимости от температуры и количества охлаждающей воды, при котором обеспечивается максимальная экономичность турбины при использовании теплоты пара, поступающего в конденсатор. Эффект от пропуска через конденсатор подпиточной воды, несколько больший за счет меньших потерь на трение и вентиляцию в ступенях ЧНД, реализуется в результате более глубокого вакуума в конденсаторе. При введении регулирования температуры подпиточной воды после встроенного пучка конденсатора за счет увеличения пропуска пара в конденсатор в ступенях ЧНД могут быть получены дополнительная мощность и дополнительная экономия топлива [48, 62]. 3.1.4. Перевод системы охлаждения конденсатора с сетевой на циркуляционную воду Как было отмечено в разд. 3.1.3, при работе турбин Т-50-130 и Т-100-130 в режиме с использованием теплоты потока пара, поступающего в конденсатор, для подогрева обратной сетевой воды несмотря на наличие вентиляционных потерь в ступенях ЧНД обеспечивается экономия топлива в размере до 1,5% его годового расхода. Длительная эксплуатация этих турбин на ряде ТЭЦ подтвердила надежность и эффективность такого решения. Необходимо учитывать, что маневренность турбины при этом снижается, поскольку получение дополнительной электрической мощности за счет увеличения пропуска пара в конденсатор и переходе на режим охлаждения конденсатора с сетевой или подпиточной на циркуляционную воду требует ряда переключений и затрат времени. Поэтому в последние годы рассматривается возможность практической реализации в указанных турбинах альтернативного решения — уменьшения потерь теплоты за счет уменьшения пропуска потока пара в ЧНД до нуля, без частичной утилизации (или с ней) теплоты в теплообменниках, находящихся на линии рециркуляции, с переводом охлаждения конденсатора с сетевой воды на циркуляционную. В настоящем разделе на базе турбины Т-100-130 приводятся результаты исследования сравнительной тепловой экономичности ряда альтернативных вариантов [51]: вариант 1 — штатный, с охлаждением конденсатора обратной сетевой водой, типовой тепловой схемой и облопаченным ротором НД; вариант 2 — пропуск пара в ЦНД равен нулю, конденсатор охлаждается циркуляционной водой, типовая тепловая схема и облопаченный ротор НД; вариант 3 — пропуск пара в ЦНД равен нулю, конденсатор охлаждается циркуляционной водой, изменена тепловая схема для утилизации теплоты СП конденсатом греющего пара нижнего сетевого подогревателя, облопаченный ротор НД. 112
3.1. Тепловая эффективность При неизменном расходе свежего пара переход на охлаждение конденсатора с сетевой воды на циркуляционную вследствие углубления вакуума приводит к увеличению мощности ступеней ЦНД (уменьшению вентиляционных потерь) на величину Д-Vi, одновременно уменьшается тепловая нагрузка на величину AQx = 3600 ДЛ^. Пропуск пара в ЦНД при охлаждении конденсатора циркуляционной водой равен нулю. Поэтому дополнительное уменьшение тепловой нагрузки будет иметь место за счет потерь теплоты пара СП, эжектора и концевых уплотнений ЦНД (по варианту 2) или эжектора и концевых уплотнений ЦНД (по варианту 3) на величину AQK. Суммарная величина уменьшения тепловой нагрузки, имеющего место на всех режимах работы, равна AQ2 = AQi + AQK. В период работы с включенным пиковым котлом уменьшение тепловой нагрузки приводит к снижению температуры подогрева воды за сетевыми подогревателями и следовательно к снижению давления в отопительных отборах, что при неизменном расходе свежего пара приводит к увеличению мощности на величину ДЛ*2 = цД^Ь и при неизменном расходе свежего пара соответственно к дополнительному уменьшению тепловой нагрузки Д<Эз = 3600 ДЛ^. Дополнительный расход теплоты Д<Э„К1 на пиковом котле составит при этом величину Д<2ш<1 = AQ2 -ЬЗбиОДЛ^. С учетом изменения знаков по изменению мощности и тепловой нагрузки зависимость (3.30) в период работы ТЭЦ с включенным пиковым водогрейным котлом примет вид: Гц АВт1 = [{AN1{bK9c-WQQbnK)(l + 36№yi)-AQK[bnK-yi(bKac-36№bm)]}dn. (3.37) о На режимах работы с выключенным пиковым водогрейным котлом снижение тепловой нагрузки на величину AQ2 требует увеличения расхода свежего пара для поддержания температуры сетевой воды в соответствии с графиком теплосети, что связано с увеличением мощности турбины на величину Д/Уз = 3AQ2- Общее увеличение мощности турбины в этот период составит ANi +AN3, а перерасход теплоты на турбину — AQTypi = AQ2 + 3600 ДЛ'з- С учетом изменения знаков по изменению мощности и тепловой нагрузки зависимость (3.33) в период работы с выключенным пиковым водогрейным котлом примет вид: «2 АВт2 = f {ANi (Ькэс - 3600 Ъэк) (1 + 3600Э) - AQK [Ьэк - Э (Ькж - 3600 Ьэк)]} dn. (3.38) о Изменение расхода топлива за счет изменения собственных нужд ТЭЦ при переходе охлаждения конденсатора с сетевой воды на циркуляционную может быть определено по зависимости (3.34). Расчет экономии топлива выполнен для условий работы при температурном графике теплосети европейской части России для осТэц = 0,5, Ь„к = Ьэк = 40.6кгу.т./ГДж (170кгу.т./Гкал); рассмотрены два значения Ькэс: 325 и 375 г у.т./ (кВт • ч). При расчете по зависимостям (3.37) и (3.38) интегрирование было заменено суммированием по шести точкам. Предполагается, что в работе находится только один основной эжектор. Рассматривалась расчетная плотность регулирующих диафрагм ЦНД с протечкой, равной 18t/ti, при давлении пара перед ЦНД 0,1 МПа, что характерно для турбин Т-100-130 первых выпусков, имевших зазоры по регулирующим диафрагмам 0,4...0,5мм, и 8т/ч при давлении пара перед ЦНД 0,1 МПа, что характерно для турбин последних выпусков, имеющих зазоры 0,2 ... 0,25 мм. Потери мощности в ступенях ЦНД определялись по [11] Затраты мощности на перекачку циркуляционной воды рассматривались для двух условий: при наличии на ТЭЦ «зимних» насосов типа Д-2000-21 (16НДН) с расходом циркуляционной воды 1250... 2500 м3/ч, для которых согласно [65] затраты мощности в зависимости от диаметра колеса составляют 90... 115кВт; при отсутствии «зимних» насосов при минимально допустимом расходе циркуляционной воды через конденсатор 8000м3/ч и наличии насосов типа Д-12500-24 (48Д-22), для которых затраты мощности составляют 550 ... 850 кВт. Результаты расчетов по изменению расхода топлива в зависимости от режима работы конденсатора при переходе с варианта 1 на режим работы по варианту 2 представлены в табл. 3.1, а при переходе к варианту 3 — в табл. 3.2. Исходная охлаждающая вода в конденсаторе при пропуске пара в ЦНД — сетевая, замещающая охлаждающая вода — циркуляционная (знак «минус» в таблице означает перерасход топлива). Как следует из рассмотрения табл. 3.1, переход на работу конденсаторов турбины по варианту 2 связан с перерасходом топлива при наличии «зимнего» насоса 860... 920ту.т/год при Ькэг = 375 г/ (кВт -ч), 1270... 1340 ту.т/год при Ькх = 325 г/ (кВт • ч) и 1740.. .2310ту.т/год и 2020... 2520 ту.т/год соответственно при Ькэс = 375 г/ (кВт • ч) и Ькж = 325 г/ (кВт • ч) (при работе 113
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Таблица 3.1. Результаты расчетов при переходе с варианта 1 на вариант 2 Показатель Расход циркуляционной воды, м /ч Ькэс! г/ (кВт ч) Изменение расхода топлива при исключении пропуска пара в ЦНД, ту.т./год Исходная плотность регулирующих диафрагм 18РК1 1250 . . 2500 325 -(1270... 1340) 375 - (860 ... 920) 80UO 325 - (2П2П...2520 > 375 -(1740... 2310) 8РК1 125U. .2RO0 375 - (НЗО . . Н90) 8UUU 375 -(1810 ..23«U) Таблица 3.2. Результаты расчетов при переходе с варианта 1 на вариант 3 Показатель Расход циркуляционной воды, м /ч Ькэс. г/ (кВт • ч) Изменение расхода топлива при исключении пропуска пара в ЦНД, ту.т./год Исходная плотность регулирующих диафрагм 18РК1 1250 ... 2500 325 - (220...290) 375 70 ... - 5 8000 325 - (960 . .. 1460) 375 - (810 . .. 1380) 8РК1 1250...2500 375 0 ... - 70 8000 375 - (880 ... 1450) конденсатора в отопительный периоде расходом циркуляционной воды 8000 м3/ч и исходной плотности регулирующих диафрагм 18РК1). Таким образом, повышение экономичности замещающей КЭС (снижение Ькэс) связано с увеличенным перерасходом топлива. Это объясняется следующим. При переходе в системе охлаждения конденсатора с сетевой воды на циркуляционную, как было отмечено ранее, происходит увеличение мощности турбины, что связано с экономией топлива в системе при одновременной потере теплоты, по крайней мере ее части, в теплообменниках, находящихся на линии рециркуляции, и пара уплотнений ЦНД, что связано с перерасходом топлива в системе. При этом перерасход топлива из-за потери теплоты больше, нежели его экономия из-за повышения мощности. При повышении экономичности замещающей КЭС экономия топлива уменьшается, что вызывает увеличение перерасхода топлива в системе. При увеличении плотности регулирующих диафрагм, как это следует из табл. 3.1, незначительно возрастает перерасход топлива. Это объясняется тем, что уменьшение пропуска пара в ЦНД в результате повышения плотности регулирующих диафрагм при охлаждении конденсатора сетевой водой слабо влияет на углубление вакуума в нем. Поэтому при переходе на работу с охлаждением конденсатора циркуляционной водой и увеличении плотности регулирующих диафрагм незначительно снижается величина повышения мощности турбины. Режим работы конденсатора (турбины) по варианту 3, как следует из табл. 3.2, практически рав- ноэкономичен с существующим режимом работы турбины Т-100-130 (вариант 1 — охлаждение конденсатора сетевой водой) только при наличии на ТЭЦ «зимнего» насоса (АВ = 0... — 70ту.т/год). При работе конденсатора (турбины) в отопительный период с расходом циркуляционной воды 801)0м3/ч будет перерасход топлива в пределах 1740... 2520ту.т./год соответственно для меньших величин расходов на собственные нужды на перекачку воды и Ькэс = 375 г/ (кВт • ч) и больших величин расходов на собственные нужды и Ькэс = 325 г/ (кВт • ч). Следовательно, переход на охлаждение конденсатора циркуляционной водой вместо сетевой при сохранении тепловой схемы турбоустановки, облопаченном роторе НД и одновременном уплотнении регулирующих диафрагм ЦНД связан с перерасходом топлива. Аналогичный режим работы с дополнительной утилизацией теплоты пара сальникового подогревателя путем изменения тепловой схемы турбоустановки и при наличии «зимних» циркуляционных насосов практически равноэкономичен с режимом работы с охлаждением конденсатора сетевой водой. Так как температурные графики теплосети для различных районов страны отличаются от европейской ее части, для которой выполнены исследования, а на большинстве ТЭЦ отсутствуют «зимние» насосы, на рис. 3.8 изображены графики изменения расхода топлива при переходе с режима работы по варианту 1 на режимы работы по вариантам 2 и 3 (G4Hfl = 18PK1, расход циркуляционной воды 8000м3/ч). Эти данные позволяют в условиях работы конкретной ТЭЦ определять целесообразность перехода на охлаждение конденсатора с сетевой воды на циркуляционную. 114
3.1. Тепловая эффективность АВ, кг/ч 500 0 -500 О 10 20 30 40 р, кПа Рис. 3.8. Графики изменения расхода топлива при переходе с режима работы конденсатора по варианту 1 на режимы работы по вариантам 2 и 3: 1, 2 — вариант 2; 3, 4 — вариант 3; 1,3 — brac = 375 г/ (кВт ■ ч); 2,4 — Ь^ = 325 г/ (кВт • ч) 3.1.5. Возможность работы турбины с обеспаренным ЦНД Как было отмечено в разд. 3.1.3, одним из путей повышения экономичности работы теплофикационной турбины в отопительный период является утилизация теплоты в конденсаторе обратной сетевой или подпиточной водой, пропускаемой через встроенный пучок конденсатора. Маневренность турбин при этом снижается, так как исключается возможность быстрого привлечения турбины к покрытию пиков графика электрических нагрузок путем увеличения пропуска пара в ЦНД. Поэтому в разд. 3.1.4 рассмотрена экономическая целесообразность перевода турбин на работу при охлаждении конденсатора вместо сетевой воды циркуляционной. В настоящем разделе рассматриваются технические решения по повышению эффективности работы теплофикационной турбины в отопительный период при охлаждении конденсатора циркуляционной водой переводом на работу с обеспариванием ЦНД. Работа с плотной регулирующей диафрагмой низкого давления Плотная регулирующая диафрагма НД [59] позволяет свести до минимума протечки пара в часть низкого давления турбины и в конденсатор при работе турбины по тепловому графику за счет уменьшения изгибной жесткости поворотного кольца (ПК). Это обеспечивается тем, что со стороны подвода пара между каналами ПК от внутренней до наружной радиальной поверхностей выполнены сквозные пазы, боковые поверхности которых параллельны соседним боковым поверхностям каналов. При работе турбины на ПК действует усилие от перепада давления пара, под действием которого ПК деформируется в большей степени, чем жесткая диафрагма, что обеспечивает плотность прилегания ПК к телу и ободу последней. При работе с малыми пропусками пара в ЧНД вакуум в конденсаторе определяется эжектором, поэтому при уплотнении диафрагмы он не изменяется и мощность на трение и вентиляцию ступеней ЧНД также не меняется. Экономия топлива определяется по преобразованной на основании зависимостей (3.30) и (3.33) формуле АВТ = J AQK [Ьпк - ц (Ькж - 3600 bnK)} dn+ f AQK [Ьэк - Э {Ькэс - 3600 Ьэк)] dn. (3.39) о о где AQK = GnnAr. Величина экономии топлива при исключении пропуска пара в ЧНД определяется исходной плотностью регулирующей диафрагмы низкого давления и экономичностью замещающей КЭС и составляет для турбин Т-100-130 величину 1000 ... 2140 ту.т/год соответственно для Ькэс = 375 г/ (кВт • ч) при плотности регулирующей диафрагмы 8РК1 и Ькэс = 325 г/ (кВт • ч) при плотности регулирующей диафрагмы 18РК1 [24, 51]. Следует обратить внимание на то, что уменьшение вентиляционного пропуска пара в ЧНД приводит к разогреву рабочих лопаток и изменению их вибрационного состояния, поэтому применение плотных поворотных регулирующих диафрагм низкого давления может быть осуществлено только после тщательных исследований облопачивания ЧНД в этих условиях на натурных стендах и в условиях ТЭЦ на турбинах, находящихся в эксплуатации [67]. Уменьшение пропуска пара в ЧНД от 115
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин вентиляционного до нуля приводит к существенному росту температуры и изменению характера ее распределения по высоте направляющих и рабочих лопаток. На основании выполненных УТЗ исследований установлена закономерность в наличии максимума температуры для направляющих и рабочих лопаток. Для облопачивания ЦНД турбины Т-100-130 максимум температуры направляющих лопаток зафиксирован на относительной высоте лопаток / = 0,5.. .0,75 для регулирующей ступени и / = 0,75.. .0,8 — для последней ступени. Температура рабочих лопаток ниже, чем температуры в идентичных точках направляющих лопаток, и повышается к периферии. Изменение давления в конденсаторе влияет только на изменение абсолютной величины температур направляющих и рабочих лопаток, но закон распределения и соотношение температур сохраняются. На рис. 3.9 представлены обобщенные результаты опытов по работе последней ступени турбины Т-100-130 с вентиляционным пропуском пара в ЦНД (в конденсатор) и на беспаровом режиме. Максимальные значения температур направляющих лопаток приняты для Z = 0,75. Для рабочих лопаток максимальная температура принята по температуре вершин, а при отсутствии этих данных — по температуре влагоулавливающего кольца. Как видно из рис. 3.9, на беспаровом режиме работы ЦНД температура лопаток выше на 70...80°С, чем на режиме работы с вентиляционным пропуском пара. Включение охлаждающего устройства в конденсаторе позволяет снизить температуру лопаток на Ю...20°С на режимах с вентиляционным пропуском пара и на 20... 25 °С — на беспаровом режиме. 260 О °„- 220 о пз с; о 4 180 П1 а пз ■| 140 2 0 5 10 15 20 25 Давление в конденсаторе, кПа Рис. 3.9. Зависимость температуры направляющих и рабочих лопаток последней ступени турбины Т-100-130 от давления в конденсаторе: 1 — охлаждающее устройство в конденсаторе выключено; 2 — охлаждающее устройство включено; вентиляционный пропуск пара; беспаровой режим; н.л. — направляющие лопатки; р.л. — рабочие лопатки Снижение температуры рабочих лопаток последней ступени по сравнению с направляющими происходит в основном за счет подсоса холодного потока пара из конденсатора. При переходе от режима работы турбины с вентиляционным пропуском пара в ЦНД (в конденсатор) на беспаровой режим, как это видно из рис. 3.10, уровень динамических напряжений в рабочих лопатках последней ступени с повышением давления в конденсаторе уменьшается. Давление в конденсаторе, кПа Рис. 3.10. Зависимость динамических напряжений в рабочих лопатках последней ступени турбины Т-100-130 от давления пара в конденсаторе (обозначения см. на рис. 3.9) 116
3.2. Диаграммы режимов работы турбин Исходя из того, что серебряный припой стеллитовых пластин на входных кромках рабочих лопаток теряет свои свойства при температуре около 180 °С, беспаровой режим в турбинах Т-100-130 и Т-50-130, имеющих одинаковую лопатку последней ступени ЦНД высотой 550 мм, может быть разрешен без включения охлаждающего устройства в конденсаторе при давлениях в последнем до ЮкПа. Внедрение беспарового режима в других турбинах пока не обосновано. Применение плотных регулирующих диафрагм низкого давления целесообразно для турбин, в которых для охлаждения ступеней ЦНД используется специально подготовленный влажный пар, подаваемый в камеру после регулирующей ступени НД, например в турбинах Т-250/300-240. Уменьшение горячих протечек пара через регулирующую диафрагму позволяет свести до минимума величину расхода пара на охлаждение ступеней ЦНД и повысить экономичность турбины на теплофикационных режимах работы. Работа с ротором-проставкой ЦНД При работе турбин по тепловому графику и охлаждении конденсатора циркуляционной водой имеются потери теплоты вентиляционного расхода пара ступеней ЦНД, а также потери мощности на трение и вентиляцию ее ступеней; при охлаждении конденсатора сетевой или подпиточной водой имеются только потери мощности на трение и вентиляцию ступеней ЦНД. Для повышения эффективности работы турбины на теплофикационных режимах предложено и на ряде ТЭЦ уже реализовано техническое решение по замене штатного ротора НД на специально изготовленный ротор-проставку, отличающийся отсутствием рабочих лопаток и пазов в дисках для их установки [57, 61]. При охлаждении конденсатора циркуляционной водой ресиверные трубы в ЦНД демонтируются, устанавливаются заглушки на выходе из ЦСД и на входе в ЦНД, в результате чего прекращается доступ пара в ЦНД, т.е. фактически осуществляется перевод турбины в режим работы с противодавлением. Диафрагмы в ЦНД остаются, что упрощает при необходимости переход с ротора-проставки на облопаченный ротор [24]. На электростанциях, где такой переход требуется осуществлять многократно, замена ротора-проставки на штатный ротор и обратно может производиться в самые кратчайшие сроки благодаря использованию новой конструкции полумуфт для сочленения роторов, позволяющей обходиться без проведения райберовок отверстий в полумуфтах. При охлаждении конденсатора циркуляционной водой экономия топлива может быть определена по зависимостям (3.30) и (3.33) с изменением знака «минус» на «плюс» перед величиной AN. При охлаждении конденсатора сетевой или подпиточной водой экономия топлива рассчитывается по преобразованной на основании зависимостей (3.30) и (3.33) формуле «1 «2 ДВТ = / ANi (Ькж - 3600 Ьпк) (1 + 3600 \x)dn+ / ANX (Ькэс - 3600 Ьчк) (1 + 3600 Э) dn. (3.40) о о По данным [24], переход на эксплуатацию турбины Т-100-130 с ротором-проставкой ЦНД при охлаждении конденсатора сетевой водой позволяет получить экономию топлива до 1500т у.т/год. Эффективность перевода турбины Т-100-130 на работу с ротором-проставкой ЦНД при охлаждении конденсатора циркуляционной водой и прекращении доступа пара в ЦНД составляет 3640 т у.т/год. Накоплен значительный опыт эксплуатации с ротором-проставкой ЦНД одной из турбин Т-100-130 на Ново- Свердловской ТЭЦ, Казанской ТЭЦ-3, Набережночелнинской ТЭЦ и др. При переводе турбоустановки на работу с ротором-проставкой ЦНД ее тепловая схема не меняется. Пуск турбины осуществляется с включенным в работу ПСГ-1. 3.2. Диаграммы режимов работы турбин Диаграмма режимов работы турбин в графической форме выражает зависимость между расходом свежего пара, электрической мощностью, тепловой нагрузкой турбоагрегатов и другими параметрами, определяющими режим работы турбоустановок и их тепловую экономичность. При построении диаграммы учитывается работа каждого конкретного турбоагрегата в целом, включая конденсационную установку и систему подогрева питательной воды. Наличие диаграммы позволяет выделить область возможных режимов работы турбоустановки и определить тепловую экономичность каждого из них. Наглядность представления, удобство пользования и достаточная для большого круга практических задач точность определили широкое использование диаграммы режимов при проектировании и эксплуатации ТЭЦ [7, 54]. 117
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Построение диаграммы режимов выполняется на основании расчетов тепловых балансов переменных режимов работы турбоагрегата. Возможно построение диаграммы режимов также и по результатам тепловых испытаний турбоагрегатов. В этом случае учитываются особенности условий эксплуатации и фактический уровень экономичности испытанной турбины, поэтому такая диаграмма может отличаться от заводской, относящейся к расчетным условиям эксплуатации и расчетной экономичности турбоагрегата. Количество параметров, определяющих тепловую экономичность турбоагрегата, сравнительно велико. Кроме расхода пара, электрической мощности и тепловой нагрузки ими являются давления в регулируемых отборах рп, р.г, температура to и давление ро свежего пара, количество WOXB и температура £охв циркуляционной воды и т.д. Соответственно диаграммы режимов в общем случае должны выражать зависимость F(GTyp,Ne,QT,pa,pT,p0,to,WaK.v,tUK.B) = 0. (3-41) Уравнение (3.41) может быть изображено на плоскости без искажений при числе членов п < 3. Если п > 3, изображение диаграммы режимов на плоскости может быть получено только при замене действительной взаимосвязи переменных на приближенные зависимости, что вносит погрешность в диаграмму режимов, тем большую, чем больше число переменных в уравнении (3.41). Поэтому целесообразно ограничить число независимых параметров, участвующих в формировании диаграммы режимов. При ограничении числа переменных в уравнении (3.41) учитывается, что влияние отдельных параметров на тепловую экономичность и мощность турбоустановки неодинаково. Так, например, для турбины Т-100-130 при изменении тепловой нагрузки от нуля до максимальной и постоянных остальных параметрах, в том числе неизменном расходе свежего пара, мощность турбины уменьшается, а удельный расход пара возрастает в зависимости от давления в отборе на 15. ..30%. В то же время при изменении начального давления пара в пределах, предусмотренных ГОСТ, т.е. с 12,3 до 13,3МПа, удельный расход пара уменьшается, а мощность возрастает менее чем на 1%. Учитывая неравноценность влияния отдельных параметров и необходимость обеспечения конечной высокой точности, диаграмму режимов обычно выполняют в виде нескольких самостоятельных графиков. Основной график, обычно называемый диаграммой режимов, выражает связь между ограниченным числом параметров, имеющих наибольшее влияние на экономичность турбоагрегата. Дополнительные графики, называемые поправочными кривыми к диаграмме режимов, определяют влияние изменения каждого из остальных параметров на мощность турбины. В состав диаграммы режимов входят также некоторые вспомогательные кривые, в том числе зависимость температуры питательной воды от расхода свежего пара, возможное минимальное давление в регулируемом отборе пара в зависимости от расхода пара, величины отбора пара и т.д. Основная диаграмма может быть выполнена с высокой точностью, поскольку число переменных величин ограничено. Поправочные кривые выполняются обычно с большей погрешностью, в частности влияние каждого из параметров рассматривается изолированно, без учета взаимодействия остальных параметров, что существенно упрощает как расчет поправки, так и ее графическое изображение. Погрешность поправочной кривой незначительно увеличивает общую погрешность диаграммы режимов, так как абсолютные величины самих поправок составляют, как правило, несколько процентов от общей мощности турбины. При построении диаграммы режимов работы обязательно учитываются особенности каждого типа теплофикационных турбин. Диаграмма режимов работы турбины типа «Р» с противодавлением Основными параметрами являются: расход свежего пара, электрическая мощность, противодавление рп- Соответственно диаграмма режимов выражает зависимость F(GTyp,iVP,pn) = 0, (3.42) которая может быть представлена на графике в полном соответствии с имеющимися расчетными или опытными данными. Из трех параметров зависимости (3.42) наименьшее влияние имеет рп, поэтому диаграмма режимов выполняется в виде сетки кривых Ne = / (GTyp). При малом диапазоне изменения противодавления параметр рп может быть вынесен в поправочные кривые. На рис. 3.11 приведена диаграмма режимов работы турбины Р-102/107-130/15-2. Диаграмма режимов работы турбин типов «Т» или «П» с одним регулируемым отбором пара По сравнению с турбинами с противодавлением в турбинах типов «Т» или «П» добавляется еще один основной параметр — величина отбора GT, а вместо противодавления участвует давление в регу- 118
6.2. Диаграммы режимов работы турбин Рис. 3.11. Диаграмма режимов работы турбины Р-102/107-130/15: I — температура подогрева питательной воды. Поправки к диаграмме режимов: II — на температуру свежего пара; III — на давление свежего пара лируемом отборе рт или рп. Соответственно диаграмма режимов работы турбин типов «Т» или «П» должна выражать зависимость F (GTyp, Ne,pT (рп). gT) = 0. (3.43) Для турбин с одним регулируемым отбором пара поправочные кривые на изменение давления в отборе могут быть выполнены с относительно малой погрешностью, что позволяет вынести этот параметр из основной диаграммы режимов. После выделения параметра рт (или р„) в поправочные кривые диаграмма режимов работы турбины с одним регулируемым отбором пара отвечает зависимости F(GTyp,Ne,QT)=0 (3.44) (при давлении в регулируемом отборе, равном номинальному) и может быть построена на плоскости в полном соответствии с имеющимися исходными данными в виде сетки кривых NP = /(GTyp). Использование ЭВМ позволяет выполнить расчеты тепловых балансов в объеме, достаточном для непосредственного построения семейства кривых уравнения (3.44). Диаграмма режимов, кроме обязательного семейства кривых, определяющих зависимость мощности турбины от расхода пара при различных значениях QT = r/mst, имеет также семейство аналогичных кривых при постоянном расходе пара в ЧНД, что позволяет более полно судить об условиях работы турбины во всем диапазоне режимов. На рис. 3.12 приведена диаграмма режимов турбины Т-110/120-130-3 при работе с одним отопительным отбором пара. Диаграмма режимов работы турбины типа «ПР» с регулируемыми противодавлением и отбором пара Диаграмма выполняется аналогично диаграмме режимов работы турбины с регулируемым отбором пара и выражает зависимость F(GTyp,7VP,Qn) = 0 (3.45) при номинальных значениях давлений в регулируемом отборе и противодавлении. Основная диаграмма содержит семейство кривых при постоянных величинах производственного отбора и семейства кривых Ne = /(Gryp) при постоянных значениях расхода пара в патрубок противодавления. 119
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин 500 450 400 350 300 250 200 150 100 90 100 110 120 Рис. 3.12. Диаграмма режимов турбины Т-110/120-130-3 при работе с одним регулируемым отбором пара Диаграмма режимов работы турбины типа «Т» с двумя отопительными отборами пара Турбины рассматриваемого типа (Т-100-130, Т-175/210-130, Т-250/300-240 и др.) могут работать в режимах, рассмотренных в разд. 1.1. Многообразие возможных режимов работы делает целесообразным выполнение двух независимых диаграмм режимов: одну — для режимов работы с одним нижним регулируемым отбором пара, вторую — для режимов работы с двумя отопительными отборами пара для ступенчатого подогрева сетевой воды. Теплофикационные турбины с двумя отопительными отборами пара на режиме с включенным одним нижним отбором пара работают аналогично турбинам с одним регулируемым отбором пара, поэтому диаграмма режимов для таких условий работы отвечает зависимости (3.43) и выполняется таким же образом, как и для турбин с одним регулируемым отбором [7]. Диаграмма для режимов работы турбины с двумя отопительными отборами пара должна учитывать особенности этих режимов и прежде всего то, что регулируемое давление пара поддерживается только в одном верхнем отборе, а оба отбора пара взаимно связаны через сетевые подогреватели. Поэтому установка для подогрева сетевой воды (т. е. сетевые подогреватели, соединительные трубопроводы и т. п.), непосредственно влияющая на тепловую экономичность, при построении диаграммы режимов рассматривается как часть турбоагрегата аналогично регенеративной и конденсационной установкам [7, 54]. Тепловая нагрузка турбины определяется нагревом воды в сетевых подогревателях: QT = W-c(ti — —т0б), где W, с — расход и теплоемкость сетевой воды; Tj, т0б — температуры сетевой воды после и до сетевых подогревателей. Изменение каждого параметра QT, W, i\, т0б приводит к изменению давления в обоих отопительных отборах пара и к перераспределению нагрузки между отборами, что в конечном итоге определяет тепловую экономичность турбины. В диаграмму режимов целесообразно включать прежде всего такие величины, которые при эксплуатации турбины имеют наибольший диапазон изменения. За отопительный период более устойчивым является расход сетевой воды W, поэтому в качестве независимых величин рассматриваются остальные параметры, а именно: QT, T\, т0е. Тогда диаграмма режимов работы теплофикационной турбины с двумя отопительными отборами пара должна выражать зависимость F(GTyp,Ne,QT,i1,id6)=0. (3.46) Для отображения на плоскости число параметров в зависимости (3.46) должно быть уменьшено. По сравнению с рассмотренной диаграммой режимов работы турбины с одним регулируемым отопительным отбором пара новыми параметрами являются температуры сетевой воды — ti, т0б- Турбины УТЗ с двумя отопительными отборами пара имеют расширенный диапазон регулируемого давления пара в верхнем отборе 0,06.. .0,25 МПа, что позволяет обеспечить поддержание температуры подогрева прямой сетевой воды в пределах от 70 до 125 °С. При изменении температуры в этих пределах (и соответственно давления в отборе) мощность турбины при неизменных остальных парамет- 120
3.2. Диаграммы режимов работы турбин pax изменяется на 15%. Изменение режима работы турбины при этом касается трех отсеков турбины, примыкающих к отопительным отборам пара, что затрудняет построение поправки на изменение температуры. Учитывая влияние Ti на мощность турбины, целесообразно этот параметр (или эквивалентный ему параметр рт) включить непосредственно в диаграмму режимов. Изменение температуры обратной сетевой воды приводит к сравнительно небольшому изменению мощности в пределах ±(1,0... 1,5)% на каждые 10 °С изменения т0б, что позволяет вынести параметр т0б в поправочные кривые, несмотря на значительную сложность и относительно большую погрешность такой поправки. Рассматривая т0б как постоянный параметр, зависимость (3.46) можно записать в виде: F(GTypiNe,QT,r1)=0. (3.47) Однако и в форме (3.47) диаграмма режимов работы содержит четыре параметра и может быть представлена на графике только после дополнительных упрощений [7, 54]. Схема построения диаграммы режимов турбин типа «Т» с двумя отопительными отборами пара исходит из характерной для этих турбин возможности работы в двух группах режимов: по электрическому графику с независимым заданием тепловой и электрической нагрузок и по тепловому графику с однозначной связью между тепловой и электрической нагрузками. Расход пара на турбину при работе по тепловому графику (называется теплофикационным расходом и обозначается G^yp) определяется тепловой нагрузкой, пропуском пара через закрытую регулирующую диафрагму ЧНД и отборами на регенеративный подогрев. На режимах работы по электрическому графику регулирующие диафрагмы ЧНД могут иметь произвольную степень открытия, что позволяет при той же тепловой нагрузке пропустить через турбину дополнительный расход свежего пара, поступающий через диафрагмы ЧНД в конденсатор. Исходным режимом при построении диаграммы режимов является режим работы по тепловому графику. Общее уравнение (3.47) в этом случае может быть выражено двумя зависимостями: F(Glyp,N:,r1)=0, (3.48) F(Qt,N:,t1) = Q. (3.49) Зависимости (3.48) и (3.49) имеют три переменных и могут быть представлены в графической форме на плоскости. Диаграмма режимов работы турбины по тепловому графику строится в двух квадрантах: верхнем, выражающем зависимость (3.48), и нижнем — зависимость (3.49). На рис. 3.13 представлена диаграмма режимов работы турбины Т-185/220-130-2, на рис. 3.14 — поправки к диаграмме. Зависимости (3.48) и (3.49) строятся в полном соответствии с имеющимися расчетными или опытными данными, которые должны учитывать особенности работы рассматриваемой турбины при работе по тепловому графику, в том числе фактические минимальные пропуски пара в конденсатор, использование теплоты пара, поступающего в конденсатор, и т. п. Поскольку оба квадранта диаграммы отражают зависимости (3.48) и (3.49) без искажений, то диаграмма режимов работы турбины по тепловому графику может рассматриваться как «точная», т.е. полностью отвечающая имеющимся расчетным или опытным данным. Электрический график характерен наличием конденсационного расхода пара. Если при неизменном расходе свежего пара уменьшить тепловую нагрузку на величину AQT, то это приведет к увеличению мощности турбины на величину AN* за счет выработки конденсационной мощности в ступенях турбины, расположенных между отопительными отборами, и в ступенях ЧНД. Мощность турбины при работе по электрическому графику с расходом свежего пара, равным расходу на режиме теплового графика, составит Ne = WeT + AN*. (3.50) гдеДЛГрк = /(Ддт, итур' ЧУ- Как показали проведенные расчеты, влияние GTyp и Ti на численное значение AN* невелико, что позволяет записать AN* = kAQT, (3.51) где к — усредненная величина (поправочный коэффициент) для режимов работы по электрическому графику. Зависимость (3.51) наносится в нижнем квадранте. Графическое суммирование, отвечающее зависимости (3.50), выполняется непосредственно при использовании диаграммы режимов. Средняя квадратичная погрешность определения мощности турбины на режимах электрического графика по зависимостям (3.50), (3.51) — менее 1,5%. 121
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин 800 5 о> 1400 Рис. 3.13. Диаграмма режимов работы турбины Т-185/220-130-2 при работе с двумя отопительными отборами пара (поправки к диаграмме см. на рис. 3.14) Пользование диаграммой режимов, представленной на рис. 3.13, рассмотрим на примерах. Пример 1. Задано: турбина работает по тепловому графику, параметры пара номинальные, QT = = 840ГДж/ч, тпс = 90°С. Определить расход свежего пара и мощность турбины. По заданной QT в нижнем квадранте проводим горизонталь от точки А до пересечения с линией тПс = 90 °С в точке Б, из точки Б проводим вертикаль до пересечения с линией тпс = 90 °С в верхнем квадранте в точке Г. Из точки Г горизонталь до шкалы расходов свежего пара приходит в точку Д, которая определяет расход свежего пара, равный 535т/ч. Точка В пересечения вертикали Б — Г со шкалой мощности определяет мощность, равную 126,5 МВт. Пример 2. Задано: турбина работает по электрическому графику, тепловая нагрузка 840ГДж/ч, электрическая мощность 164МВт, тпс = 90°С. Определить расход свежего пара. От точки A (QT = 840ГДж/ч) проводим горизонталь до пересечения с вертикалью, проведенной из точки Вг (7Ve = 164МВт), в точке Ъ\. Из точки Bj проводим линию, параллельную тонким линиям, представляющим семейство уравнений (3.51), до пересечения с линией тпс = 100 °С в точке IV Из точки 1\ проводим вертикаль до пересечения в верхнем квадранте с линией тпс = 100°С в точке Дг Горизонталь из точки Дг до шкалы расходов свежего пара (точка Ej) определяет расход пара, равный 680 т/ч. Точка Г\ характеризует тепловую нагрузку (1070ГДж/ч), которую имела бы турбина при том же расходе свежего пара 680 т/ч, но при работе по тепловому графику. Проекция отрезка Ту Бг, равная kAQT, на ось мощности определяет приращение мощности из-за того, что турбина несет частичную тепловую нагрузку. При построении диаграммы режимов предполагается определенная зависимость между Т] и т0б, соответствующая средним условиям работы тепловых сетей, что уменьшает возможный диапазон изменения т0б в поправочных кривых и следовательно уменьшает погрешность диаграммы, обусловленную поправкой на т0б- Распределение общей тепловой нагрузки по отборам и определение давления пара 122
3.2. Диаграммы режимов работы турбин т2(р). СС 70 60 50 40 30 70 80 90 100 110 120 130 т„с, °С III Рт. МПа 0.25 0,20 0,15 0,10 0,05 0 200 400 600 800 10001200 QT, ГДж/ч IV AJVe, МВт 1 г 1ЯПТ. I 1 ' | 1- 1 1 120 _^^i 110 1 1 1 1 \__^ юо =^^«5 О 100 200 300 400 500 600 GTyp, т/ч V ANC. МВт 0,25 О -0,25 -0,50 О 100 200 300 400 500 600 GTyp, т/ч О 100 200 300 400 500 600 GTyp. т/ч VI '^^ <&\}< у^ 12,8 МПа 1 >^^ >V 1 \ 13,3 МПа / 12,3 МПа ^псГт). С VII О 100 200 300 400 500 600 GTyp, т/ч -2 -3 ДЛГе 200 200 т/ч AN.. МВт Рис. 3.14. Поправки к диаграмме режимов, МВт: I — зависимость x0g от тпс, принятая при построении диаграммы режимов; II — тпг в зависимости от рт, QT при работе турбины по тепловому графику; III — температура подогрева питательной воды tnB.; IV— на температуру свежего пара; V — на давление свежего пара; VI — минимально возможная температура подогрева прямой сетевой воды при двухступенчатом подогреве без обвода сетевых подогревателей; VII — на температуру обратной сетевой воды; VIII — на температуру охлаждающей воды 123
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин в отборах в диаграмме режимов работы турбины не содержатся, но они (нагрузки по отборам) могут быть определены с помощью дополнительных кривых к диаграмме режимов. Конденсационный режим наносится в верхнем квадранте диаграммы. Рассмотренная схема диаграммы режимов для турбины типа «Т» с двумя отопительными отборами пара является типовой для выпускаемых в настоящее время турбин УТЗ. На рис. 3.15 приведена диаграмма режимов работы турбины Т-250/300-240-3. 1000 800 600 400 200 5 СУ 400 800 1200 1600 1800 Рис. 3.15. Диаграмма режимов турбины Т-250/300-240-3 при работе с двумя отопительными отборами пара Для ранее выпускавшихся турбин типа «Т» с двумя отопительными отборами пара применялась схема построения диаграммы режимов, несколько отличающаяся от рассмотренной. Эта схема предполагает разделение расхода свежего пара на два потока — теплофикационный расход и конденсационный расход: ^тур = Wyp ' ^тур> {З.Э2.) Ne = NJ + iVeK, (3.53) где iVJ и N* — мощности каждого из потоков. С учетом (3.52) и (3.53) зависимость диаграммы режимов работы имеет следующий вид: GTyP = h № тх) + /з (N«). (3.54) Диаграмма режимов в форме (3.50) может быть непосредственно представлена на плоскости. Типовым является построение диаграммы в трех квадрантах. В первом (левом верхнем) квадранте отображается зависимость GTyp = /i (Q^.Ti) при работе турбины по тепловому графику. Во втором (правом верхнем) квадранте — зависимость GTyp = f2.{NJ,4i) также для теплового графика. В третьем (нижнем) квадранте — зависимость G*yp = /з(Л^). относящаяся к конденсационному потоку. Общий расход свежего пара на турбину в соответствии с (3.54) определяется суммированием расходов второго и третьего квадрантов. Квадранты I и II являются диаграммой режимов работы турбины при работе по тепловому графику и строятся в полном соответствии с имеющимися расчетными или опытными данными. Квадрант III, отображающий зависимость G* = /з (-/V*) конденсационного потока, выполняется с определенными упрощениями. 124
3.2. Диаграммы режимов работы турбин Требуемые для построения квадранта III исходные данные определяются из известных режимов работы по электрическому графику в соответствии с уравнениями (3.52) и (3.53): G*yp = GTyp — G£yp, N£ = Ne — NJ. где GTyp и Ne относятся к известному (по результатам расчета или испытаний) режиму работы турбины с тепловой нагрузкой AQT и Tj, х0б, а численные значения GTyp, 7Ve, относящиеся к режиму теплового графика, определяются с помощью квадрантов I и II диаграммы режимов для тех же значений AQT, xj, т0б_ Точное отображение зависимости G*yp = / (N*) потребовало бы представления в квадранте III диаграммы семейства кривых, каждая из которых была бы отнесена к определенному теплофикационному расходу пара. В пределах допустимой для диаграммы режимов работы турбины погрешности можно ограничиться несколькими, обычно двумя, зависимостями, относящимися к определенным диапазонам режимов. Дальнейшее упрощение достигается тем, что зависимости G* = /з {N£) принимаются линейными: G*yp = hN£, G*yp = l2N*. При этом значения коэффициентов 1^ и 12 определяются как усредненные для рассматриваемого диапазона режимов работы турбины. Линеаризация зависимости G* = /з (N*) и усреднение коэффициентов 1± и 12 определяют погрешность построения диаграммы режимов, относительная величена которой для режимов работы по электрическому графику составляет 1. ..2% по расходу свежего пара, причем большая погрешность имеет место на режимах с большими конденсационными расходами пара. Режимы работы по тепловому графику (квадранты I и II) диаграмма отображает в полном соответствии с расчетными или опытными данными и в этом смысле погрешности не имеет. При построении диаграммы режимов работы турбин с двумя отопительными отборами пара возможна замена принятых независимых параметров другими аналогичными, в частности, можно использовать параметр рт — давление в верхнем отопительном отборе вместо Хь такая замена возможна, поскольку Ti и рт однозначно взаимосвязаны. Возможны даже некоторые различия в графическом представлении диаграммы режимов, а именно: нанесение зависимостей G* = /з (-N*) не в отдельном квадранте III, а в квадранте II, при этом, однако, несколько загромождается квадрант II. Подробнее описание этого метода построения диаграммы режимов турбин типа «Т» приведено в [7]. Диаграмма режимов работы турбины типа «ПТ» с производственным и одним или двумя отопительными отборами пара В турбинах типа «ПТ» с двумя отопительными отборами пара регулируемое давление поддерживается в верхнем отопительном и производственном отборах, поэтому построение диаграммы режимов для турбин такого типа ничем не отличается от построения диаграммы режимов для турбин типа «ПТ» с одноступенчатым подогревом сетевой воды. Диаграмма режимов должна выражать зависимость F (GTyp, Nei G„, gT, Tj) = 0, (3.55) где вместо температуры прямой сетевой воды может рассматриваться заменяющий ее параметр — регулируемое давление пара в верхнем отопительном отборе рт. Зависимость (3.55) записана с учетом того, что давление в регулируемом производственном отборе пара р„ и температура обратной сетевой воды т0б перенесены из основных параметров диаграммы в поправочные кривые. Для представления на плоскости число переменных зависимости (3.55) должно быть дополнительно ограничено. Параметр Ti (рг) имеет меньшее по сравнению с другими основными параметрами влияние на работу турбоагрегата и может быть исключен двумя путями: или выполнением нескольких диаграмм режимов, каждая из которых относится к определенному значению Ti с интерполяцией для промежуточных значений Ti, или вынесением Xj (рт) в поправочные кривые. Погрешность диаграммы режимов работы турбины типа «ПТ» при включении в нее поправки на рт возрастает, но остается в допустимых пределах. При исключении Ti (pT) из основных параметров диаграмма режимов работы турбины должна выражать зависимость F(GTyp,iVP.Gn.QT)=0, (3.56) которая содержит четыре переменных и может быть графически представлена на плоскости по схеме, принятой для турбин типа «Т» с двумя отопительными отборами пара. 125
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин В верхнем и нижнем квадрантах диаграммы наносится сетка кривых, описывающих работу турбины по тепловому графику при заданных величинах отбора пара на производство Gn, номинальных давлениях пара в производственном и отопительном отборах (вместо рт может рассматриваться постоянная температура сетевой воды на выходе из сетевого подогревателя Xi). Общее уравнение (3.56) в этом случае может быть выражено двумя зависимостями: F(G-yp,iVeT,Gn)=0, (3.57) F(QT,NJ,Gn) = Q. (3.58) При этом зависимость (3.57) отображается на плоскости в верхнем квадранте, а зависимость (3.58) — в нижнем квадранте. При работе по электрическому графику с расходом пара, равным расходу на режиме теплового графика, мощность турбины, как и для турбин типа «Т» с двухступенчатым подогревом сетевой воды, может быть определена по зависимости (3.50); при этом ANf, = / (AQT,GTyp,Gn) и определяется по зависимости (3.51). Зависимость (3.51) наносится в нижнем квадранте. Графическое суммирование, отвечающее зависимости (3.50), выполняется непосредственно при использовании диаграммы режимов. По результатам расчета тепловых балансов в верхнем квадранте выделяется область с естественным повышением давления (ЕПД) в производственном отборе. На рис. 3.16 представлена диаграмма режимов турбины ПТ-90/125-130/10-2 с двухступенчатым подогревом сетевой воды при р„ = 1МПа ирт = 0,09 МПа. Пользование диаграммой режимов, представленной на рис. 3.16, рассмотрим на примерах. 500 400 300 g 200 100 ■а 200 СУ юо 600 800 £_^ дЛ естественного повышения давления в камере производственного отбора Мощность на выводах генератора TV,, i МВт в bJ Рис. 3.16. Диаграмма режимов турбины ПТ-90/125-130/10-2 при работе с двумя отопительными отборами пара Пример 3. Задано: турбина работает по тепловому графику, параметры пара номинальные, QT = = 175ГДж/ч, Gn = 180 т/ч. Определить GTyp, Ne. От точки A (QT = 175ГДж/ч) в нижнем квадранте проводим горизонталь до пересечения с линией G„ = 180 т/ч в точке Б, из точки Б проводим вертикаль до пересечения с линией Gn = 180 т/ч в 126
верхнем квадранте в точке Г, из Г — горизонталь до пересечения в точке Д, которая определяет расход свежего пара, равный 325 т/ч. Точка В пересечения вертикали Б — Г со шкалой мощности определяет мощность, равную 49 МВт. Пример 4. Задано: турбина работает по электрическому графику, тепловая нагрузка 150ГДж/ч, электрическая мощность 53 МВт, Gn = 120 т/ч. Определить расход свежего пара. От точки Ai (QT = 150ГДж/ч) проводим горизонталь до пересечения с вертикалью, проведенной из точки Вг (Ne = 53 МВт), в точке Bj. Из точки Bi проводим линию, параллельную тонким линиям, представляющим семейство уравнений (3.51), до пересечения с линией Gn = 120т/ч в точке Бг. Из точки Бг проводим вертикаль до пересечения в верхнем квадранте с линией Gn = 120т/ч в точке Т\. Горизонталь из точки 1\ до шкалы расходов свежего пара (точка Д^ определяет расход пара, равный 300 т/ч. Поправочные кривые к диаграмме режимов Поправочные кривые позволяют учесть влияние изменения параметров свежего пара, давления в отборе, температуры охлаждающей воды, наличие дополнительных нерегулируемых отборов пара и т. п. на тепловую экономичность работы турбины. Поправочные кривые представляют собой зависимости между изменением рассматриваемых параметров и соответствующим изменением мощности турбины (поправка к мощности); они определяются при неизменных расходах свежего пара и регулируемого отбора, а также при номинальных значениях всех остальных параметров на основании приближенных расчетов или по данным испытаний. При расчете поправок учитываются только те факторы, которые оказывают основное влияние на поправки. На рис. 3.11 и 3.14 были приведены поправочные кривые к диаграммам режимов работы турбин Р-102/107-130/15-2, Т-185/220-130-2. 3.3. Энергетические характеристики турбин Энергетической характеристикой турбины называется выраженная в аналитической форме зависимость расхода теплоты на турбину от электрической мощности и тепловой нагрузки. Энергетические характеристики выражают ту же функциональную зависимость, что и диаграммы режимов, но не в графической, а в аналитической форме и находят широкое применение при исследовании переменного режима работы турбоагрегата, решении задач оптимизации состава оборудования и распределения нагрузки между агрегатами тепловых электростанций. Предложены и получили распространение энергетические характеристики нескольких видов [7]. Определяющими при выборе вида энергетической характеристики являются форма аналитического выражения (линейный полином, уравнение второго порядка и т.д.), принятая система условного деления турбины на теплофикационную и конденсационную части и выбранная методика определения характеристики. Рассматриваемые ниже энергетические характеристики теплофикационных турбоагрегатов выражены полиномами первой степени и построены на основании следующих положений [7, 112, 115, 139]. 1. Энергетические характеристики относятся к турбоагрегату в целом, включая регенеративную систему, конденсационную установку и установку для подогрева сетевой воды. 2. Режимы работы теплофикационных турбин делятся на две группы: конденсационные и теплофикационные. 3. Конденсационные режимы работы теплофикационной турбины имеют самостоятельную энергетическую характеристику, отличающуюся от характеристики теплофикационных режимов. 4. На теплофикационных режимах работы турбины электрическая мощность и расход теплоты условно распределяются на два потока: - теплофикационная мощность и расход теплоты NJ, Q^yp; — конденсационная мощность и расход теплоты JV*. Q*yp. В зависимости от соотношения тепловой и электрической нагрузок на теплофикационном режиме работы турбины могут быть или оба потока, или только один — теплофикационный. Под теплофикационной мощностью и расходом теплоты на режимах работы турбины с тепловой нагрузкой понимаются мощность и расход теплоты при работе турбины в режиме теплового графика с той же тепловой нагрузкой. Как показано ранее, особенностью теплофикационных турбин с регулируемым отбором пара типов «Т» и «ПТ» при работе по тепловому графику является пропуск некоторого количества пара в конденсатор через регулирующую диафрагму ЧНД, которая устанавливается в закрытом положении. В этом случае пропуск пара в конденсатор минимален и не может быть дополнительно уменьшен. При охлаждении конденсатора обратной сетевой или подпиточной водой тепловых сетей теплота пара, поступающего в конденсатор, используется, а при охлаждении конденсатора циркуляционной водой — 127
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин теряется. Независимо от того, используется теплота пара, поступающего в конденсатор, или нет, в теплофикационный расход пара включен его минимальный пропуск в конденсатор при закрытой регулирующей диафрагме ЧНД, так как этот пропуск не может быть исключен и отражает характерную особенность турбин с регулируемым отбором пара. Таким образом, под теплофикационным расходом пара понимается расход, обеспечивающий заданную тепловую нагрузку, минимальный расход пара в конденсатор и соответствующие отборы пара на регенерацию. Под теплофикационной мощностью понимается мощность, развиваемая теплофикационным расходом пара. Конденсационная мощность теплофикационного режима работы турбины определяется из (3.53) как разность между общей и теплофикационной мощностями турбоагрегата: N* = Ne — jVJ. Конденсационный расход теплоты на теплофикационных режимах работы турбины определяется соответственно как разность между общим и теплофикационным расходами теплоты: Утур ~ Чгтур — ^тур- w--5"/ 5. Энергетические характеристики выражают функциональную зависимость между электрической мощностью, расходом теплоты на турбину и тепловой нагрузкой при номинальных значениях остальных параметров (начального давления, температур свежего пара и охлаждающей воды и т.д.). Изменение параметров учитывается поправками, приведенными в диаграмме режимов (см. разд. 3.2). 6. Энергетические характеристики современных турбин типа «Т» с двумя отопительными отборами пара включают в качестве параметра температуру прямой сетевой воды (давление в регулируемом отопительном отборе), так как для них характерна работа в широком диапазоне изменения этой температуры (давления). В то же время температура обратной сетевой воды, которая также не остается постоянной, но оказывает меньшее влияние на тепловую экономичность турбоагрегата, рассматривается как заданный параметр, численное значение которого принимается в виде зависимости т0б = / (t^l), построенной в соответствии с температурным графиком тепловых сетей. Уравнения энергетической характеристики, определенные в соответствии с указанными выше основными положениями, имеют следующий вид: - в конденсационных режимах работы — Q-гур = aD + aiNe + (02 - Oi) (Ne - Л£) • ■ •; (З-60) - в теплофикационных режимах работы: при работе турбины по тепловому графику — <£ур = d0 + drN^ + (da - dO (-VJ - Л£1°>) + ... + QT; (3.61) К = со + ClQr + (с2 - Cl) (Q,. - Q°) + ...; (3.62) при работе турбины по электрическому графику — Qlyp = do + d,NJ + (dz - dn) (NJ - Л£<°>) + ... + <£Л£ + QT, (3.63) где ao, do — условные расходы холостого хода, учитывающие ту часть потерь, которые не зависят от нагрузки турбины; oj, 02, d\, d^ — дополнительные удельные расходы теплоты на выработку электроэнергии; со — мощность турбины на режиме работы с включенным регулятором давления при QT — 0; С\ — частичная выработка электроэнергии теплофикационным потоком пара на тепловом потреблении; N®, Лг,. , Q°r — мощности и тепловая нагрузка, при которых учитываются соответствующие члены уравнения. Численные значения коэффициентов di, Ci, q* зависят от температуры прямой сетевой воды (давления в регулируемом отборе). Количество членов в уравнениях (3.60)... (3.63) определяется допустимой в прикладных задачах погрешностью энергетической характеристики, а также достоверностью исходной информации. При выборе численных значений N^, 7Ve , Q? определяющей является конструкция системы парораспределения турбины. При известных энергетических характеристиках удельный расход теплоты определяется следующими зависимостями: - конденсационный режим — ъ =-j>T = °i + лг + "NT" ^«-ЛГ-); (3-64)
3.3. Энергетические характеристики турбин теплофикационный режим — QTyp-QT_yeT^eT + 9eK^eK * - лге - iVj + iVK ' (365) где Qg — удельный расход теплоты для теплофикационного потока, q* — удельный расход теплоты для конденсационного потока, 9' = * + ^ + ^(^-^0))" (3-66) (3.67) Утур _ Утур Утур Величина q* в отличие от д( и д£ не имеет составляющей холостого хода, так как конденсационный расход в целом рассматривается как дополнительный к теплофикационному. В уравнении (3.63) величина q* понимается как усредненная для рассматриваемого диапазона режимов электрического графика. D Ne , Со С2 - Ci , „. „ Величина —— = с\ + ——I — (QT — Q%) соответствует удельной выработке электроэнергии на тепловом потреблении Э, если рассматривается энергетическая характеристика турбины с противодавлением или турбины с конденсационной установкой, но с использованием теплоты потока пара, поступающего в конденсатор. При охлаждении конденсатора циркуляционной водой величина NJ, определяемая по энергетической характеристике, включает мощность минимального расхода пара в конденсатор. В этом случае NJ/QT не является величиной удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении. Расчет энергетических характеристик сводится к определению коэффициентов db, Ci, q*, щ уравнений (3.60)... (3.63). Исходные данные для расчета могут быть получены из разных источников: результатов тепловых испытаний турбины, расчетных материалов, эксплуатационных измерений. Далее рассматриваются энергетические характеристики турбин УТЗ разных типов. Энергетические характеристики турбин типа «Р» с противодавлением Турбины с противодавлением не имеют конденсационного потока пара, и поэтому их энергетические характеристики выражаются уравнениями (3.61) и (3.62). Баланс теплоты для турбин с противодавлением может быть записан в следующей форме: QTyp = 3600Nt, + Qn + QyIUI + А<5м.г.и, где Qn = Gn (hn — hH) — теплота, отданная потребителю в виде пара из патрубка противодавления за турбиной; <5Упл = 5Z ^упл (^п — hu) — теплота пара концевых уплотнений и штоков, не используемая в регенеративной системе данной турбины. В зависимости от местных условий на ТЭЦ Qynn не связано с Qn, оно должно быть введено в уравнение (3.61) энергетической характеристики в качестве дополнительного члена. Коэффициенты do, d\ уравнения (3.61) для турбины типа «Р» могут быть определены линеаризацией зависимости Д<2М.Г.И. =V0 + VxNe. (3.68) тогда d0 = Vq, di = 3600 + 14. В качестве примера для турбины Р-102/107-130/15-2 энергетические характеристики приведены в табл. 3.3. Энергетические характеристики турбин типа «ТР» Турбины типа «ТР» также не имеют конденсационного потока пара, а отработавший пар полностью используется для нужд отопления. Их энергетические характеристики, как и для турбин типа «Р», выражаются уравнениями (3.61) и (3.62). Баланс теплоты для турбин данного типа может быть записан в следующей форме: QTyp = 3600 Ne + Q.r + AQM.r.H.. Так как эжектор уплотнений и подогреватель сальниковый в турбинах типа «ТР» охлаждаются сетевой водой, то величина <5упл входит составляющей в QT. Энергетическая характеристика турбины ТР-110-130 приведена в табл. 3.3, а значения коэффициентов характеристик для различных температур прямой сетевой воды при двухступенчатом ее подогреве — в табл. 3.4. 129
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Таблица 3.3. Энергетические характеристики турбин Тип турбины Р-102/107-130/15-2 ТР-110-130 Тп-115/125-130-1ТП Т-185/220-130-2 Т-255/305-240-5 Т-265/305-240-С ПТ-140/165-130/15-2 ПТ-90/125-130/10-2 Тп-110/120-130-12М Тп-90/100-90-1ТП ПТ-90/120-130/10-1 Регулируемое давление, МПа Рп 1,47 — Рт — — 0,12 0,09 0,09 Рп — — 1,47 0,98 0,98 Режим работы Теплофикационный Теплофикационный Теплофикационный Конденсационный Теплофикационный Конденсационный Теплофикационный Конденсационный Теплофикационный Конденсационный Теплофикационный Конденсационный Теплофи ка цион н ы й Конденса цион н ы й Теплофикационный Конденсационный Теплофи ка цион н ы й Конденсационный Теплофикационный Конденсационный Энергетическая характеристика Отур, ГДж/ч 6,7 + 3,63NJ + i~ Ц/п -г Цгупл do + diN^ + Q-r d0 + d1NJ + + <£ (Ne - iVJ) + Qt 34,8 + 9,3NC 85 + 3,53NJ + 102.9 + 8,19N,+ + 0,38 (Ne - 145) do + diN* + + <£ (Ne - Щ) + QT 123 + 7,66Ne + + 0,33 (Ne - 222) do + diN?; + + q«(Ne-NZ) + Qv 128 + 7,73^ do + d2N* + + q^{Ne-Nl) + + Qt + Qn 62,3 + 8,92Ne do+diNj + + qKe (Ne -NJ) + + <Эт + Qn 29,1+9,22^ do + diNI + + q"(Ne-N*) + QT 51,5 + S,52Ne do+diNJ + + qKANe-m) + QT 33,2 + 9,5iVe do + diNJ + + &(N. -NJ) + + От + On 70,8 + 9,17We Л£, МВт -20,2 + 0,071 ■ Qn + + 0,016 • (On - 670) Co + C\ Qi Co + ClQT Co + CyQ-r Co + C\ QT Co + Сl Qt Co + 0,22Gn + О От Co+ 0,23^ + 0 От Co + Cl От Co + Ci От Co + 0.23Gn + C!0t * Qy„„ = 16,5 ГДж/ч. Примечания. 1. Числовые значения do, d\, Co, C\, q" при разных значениях тпс (Рт) см. в табл. 3.4. 2. Параметры свежего пара турбин приведены в табл. 1.6, 1.7. Энергетические характеристики турбин типов «Т» и «П» с регулируемым отбором пара Для построения энергетических характеристик турбин типов «Т» и «П» используются зависимости (3.60)... (3.63). Турбины типа «Т» с двумя отопительными отборами пара могут работать на теплофикационных режимах по тепловому и электрическому графикам, а также на конденсационном режиме. Турбины типа «Т» с одним отопительным отбором пара и турбины типа «П» с производственным отбором пара могут работать на теплофикационных режимах по электрическому графику и на конденсационных режимах. Для построения энергетических характеристик выделяют режимы с минимально возможным для данной турбины расходом пара в ЧНД, условно понимая их как режимь! работы по тепловому графику. Энергетические характеристики турбин Тп-115/125-30-1ТП, Т-185/220-130-2 и Т-255/305-240-5 приведены в табл. 3.3, значения коэффициентов характеристик — в табл. 3.4. 130
X x m (б a s a с * s h u s a ш h * a s x s * и ш 7 S h 01 a ш x m CB о h X 01 h m u 0 c * r K R i i 01 ф ™ я (0 a- s (2 и ател Показ I?4 ^ • ?,^ •нЯ о и u 2 * ■ H PQ 2 0° 7 4 PQ .5 ж/ч о П -AC i2 турбины s h- ^f CO о T-^ «J 1 125 | 0) О 0) CN со lo lo со о о о о "* О) СО CN со lo 4* ^-i гН т—1 rH r-^ 1 1 1 1 Is- ю со со Is- о о о _ 2 Я 2 8 о со 1-t ТР-110- Г) а; о (N Is- о 00 СО СО 00 00 со о со со со 1 со 10 ■*f со Is- r-t CL> 125 ^f lo 00 со ^f о LO СО Is- 1 CO ш ■*f CO CO ^f LO 120 CO CO CN O) 00 t- C0 rt LO CO О О 00 CO Is- О to со 1 1 ■ч1 со 00 СМ "* LO со со СО CN ■41 CN ю со о о rt О гН т—1 30-1ТП i-f 25- T-f Тп-115/ CN <м 00 (N СО О 10 lo ^f 1 СП CN lo со Ю СО CN О О) Is- ^f 00 О) 10 о 1П to CN 1 10 LO LO CO CN r-t CN О 00 CN r-t 00 1—I LO о со CL> ■*f 1 130 Г) en Is- T—1 to о 00 С ) ■*f 1 120 Ю Ш Is- Is- Is- Is- 00 О CO Is- О О LO Is- -* CD CO CN 1 1 О LO oc о LO 00 о о rt О 0-2 со 0-1 CN Т-185/2 со Is- Is- ст> CD О LO Is- i—( 1 О О) О) Is- Is- CD СО О СО CJ 1 о 00 CN Is- LO О Is- ■ч1 1 00 lo со Is- ТОТ 120 CN Is- CN О ■ч1 1 00 со со О) ОТТ ■ч1 t> Is- о о 1П со 1 о со ■41 О) 100 0-5 ^t 5-2 о Т-255/3 со со CN О о LO CN 1 О со О) о О) О) со 33 о 00 ■ч1 i—( 1 CN со о 00 о 00 со -* Is- ^f со о Is- со "* 1 со тМ со со CN 00 о о CN со Is- ■*f Is- о CN СО "* 1 Is- С ) со со о L— О 100 О) CN Is- r-i 30 о CN О 41 1 п С 1 со СО о о О) о-с ^- 5-2 о Т-265/3 ■*f fN L— СО «1 О Is- со CN 1 СО С ) со со r-t LO о о 00 со 41 L— со «1 о 00 ю 1 00 г- LO со Is- CN о о со 00 t- (N 41 О 0,25 со со ■Ч1 rt t> Is- ^ О) со t- о о с ' 00 Л CN У гГ 1 + CN 1П СО rl CN Is- О О) LO 0,18 0,12 CN 30/15- ПТ-140/ г- со Is- со СП о LO ю -* 0,08 CN Ю 00 со 41 о (N 00 ю 0,25 00 СО ^ 00 00 t- о -* со t~ о о rt о 1 + -Э1 со со о Is- t- LO LO 0,18 0,12 30/10-2 25-1 ПТ-90/1 ■Ч1 о 00 00 Is- о со СП L0 0,09 41 00 CN 41 О СП -* 1 со 41 CN СО OJ 112 125 CN тМ 00 СО 41 о о CJ -* 1 00 а; IN со r-t 00 СП 120 rt LO О О 00 00 rt О) LO LO о о СО CN -* LO -* -* 1 1 00 CN CN t~ со со со со Is- О) со -* t~ in о о rt О 30-12М 1—1 20- 1—1 Тп-110/ Is- 00 т—1 со о CN гН -* 1 О) CN 41 СО О) 41 ю о О) CN 41 00 CN СО о CN CN СО 1 •ч1 С ) LO со со 00 CN О 00 CN «1 00 Is- CN О r-t СП LO 1 LO CN 41 СО о со со 125 00 со 00 CN СО о 41 о со 1 LO 41 Ч" со LO ю 120 LO rt СО CN 00 00 О О) ■Ч1 Ч1 о о Ю Is- Is- СО LO LO 1 1 LO СО СО i-l ■Ч1 Ю со со СО CN СО CN — со о о -1ТП о 0-9 о Тп-90/1 00 41 00 о LO о LO со со 1 CN LO со Г) Is- CN о О) 41 со 00 00 41 о (N CN CN 1 СО со LO со CN СО CN О 00 Is- ю 00 со 41 о Is- со ■Ч1 0,25 со Is- о О Is- 00 00 Is- Is- О Ч !0 со Is- Is- о о о 3d 1 + о ю со ■41 СП 'Ч1 СО CN CN — -* — 00 CN О) 1 rt> Ч. о" о" о" 30/10-1 20-] ПТ-90/1
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Энергетические характеристики турбин типа «ПТ» с производственным и отопительным регулируемыми отборами пара и турбин типа «ПР» с регулируемыми отбором и противодавлением Энергетическую характеристику турбины типа «ПТ» строят аналогично характеристике турбины типа «Т» с выделением режима с минимальным расходом пара в конденсатор, условно понимая его как режим работы по тепловому графику. Турбины типов «ПТ» и «ПР» имеют тепловую нагрузку двух видов: производственную Qn и отопительную QT (или противодавления Qnp). Потери теплоты ((Зм.г.и + <5кон) при работе по тепловому графику практически не зависят от соотношения производственной и отопительной нагрузок, если т nnnn AQ м.г.и + AQ кон л гт мощность остается неизменной, поэтому qj = 3600+ н — зависит от ivj, а не от рас- пределения общей тепловой нагрузки на производственную и отопительную. Соответственно для турбин типа «ПТ» уравнения (3.61) и (3.62) энергетической характеристики записываются в форме, аналогичной принятой для турбин типа «Т»: QTTyp = d0 + di/C + № - di) (Чт - AfeT(0)) + QT + Qn; (3.69) NJ =00 + 0! (gT + Qn); (3.70) QTyp = d0 + dj7VeT + (d2 - di) (iVeT - JVJf01) + qlN" + QT + Qn. (3.71) Энергетическая характеристика турбин типа «ПР» выполняется аналогично характеристике турбины типа «Р» с добавлением члена Qu и выделением в случае необходимости Qyun: <ЗтУр = do + dxNe + d2 (JVe - N°) +Qn + Qnp; (3.72) 7Ve = c0 + ci (Qn + Qnp) - (3.73) Энергетические характеристики турбин ПТ-140/165-130/15-2 и ПТ-90/125-130/10-2 приведены в табл. 3.3, значения коэффициентов характеристик — в табл. 3.4. 3.4. Анализ экономичности теплофикационных турбин на основе их энергетических характеристик Наличие энергетических характеристик позволяет рассмотреть изменение тепловой экономичности теплофикационных турбин в зависимости от электрической и тепловой нагрузок [7, 112, 115, 139]. Удельный расход теплоты на выработку электрической энергии на теплофикационных режимах работы турбины, равный, согласно (3.55), q, = —— j——, определяется экономичностью теплофикаци- онного и конденсационного потоков пара и относительными величинами этих потоков. На рис. 3.17 приведена зависимость q( = f I т^'Тгн ) тУРбины Т-100-130, где индексом «н» обозначены номи- нальные величины. м.г.и + AQ КОН х / w ля теплофикационного потока, согласно (3.20), qe = dbvv H — . Удельный расход теплоты при работе турбины по тепловому графику отличается от теоретического, равного 3600 кДж/(кВт • ч), на удельную величину потерь, которые не могут быть исключены в условиях эксплуатации", потерь на излучение, механических и в генераторе, а также потерь теплоты с вентиляционным потоком пара. С уменьшением тепловой нагрузки удельная величина дополнительных потерь, AQ М.Г.И + AQ кон х равная — , возрастает и соответственно увеличивается численное значение qe, которое может возрасти до величин, характерных для конденсационного потока пара. Тепловая нагрузка Q™tn и электрическая мощность j\[^min> длЯ режима работы турбины по тепловому графику, при котором q£ и q^ относятся к равным давлениям в регулируемом отборе, определяются зависимостями ОТ = d°-;°K(geK"dl). (3-74) с\ (9? - d\) ^т(ми„) = do (дк _ di) (3 75) g™H do-CbC^-dj) или в относительных величинах Q.» Q?ci(g?-di) ' (3.76) 132
i ^ил1лфллг\ацтиппс>1л ty^JKJVin па \j\-n\jo^. i/ш* qe. кДж/ (кВт ■ ч) 8775 7940 7105 6270 5435 4600 3765 0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 QT/Q„ Рис. 3.17. Изменение удельного расхода теплоты турбины Т-100-130 (ро = 12,8 МПа, to = 555 °С, рт = 0,12 ЫИа) в зависимости от относительных тепловой и электрической нагрузок: 1 — Ne/N£ = 1,0; 2 - Ne/N? = 0,8; 3 - Ne/N? = 0,6; 4 - Ne/N£ = 0,4; 5 - Ne/N£ = 0,2; 6 — режим работы по тепловому графику; — турбина К-200-130, Ne/N" = 1; — турбина К-300-240, Ne/N£ = 1 .^_J^« ' 5 ' ' nit 3 \Ч\/Ч^ 6 --- s- JV, т(мин) do N, т(н) ^(H)(<£-di)' (3.77) При получении зависимостей (3.74) и (3.75) учитывалось, что Njl"im) < NJ и Q"lln < Q\. ', a поэтому в уравнениях (3.61) и (3.66) можно ограничиться первыми двумя членами. На режимах работы турбины с малыми тепловыми нагрузками при QT < Q"n" удельный расход теплоты на выработку электроэнергии при работе турбины по тепловому графику превышает дополнительный удельный расход теплоты на выработку конденсационной энергии. Поэтому при тепловой нагрузке, меньшей, чем Q™n, переход с теплового графика на электрический с одновременной выработкой конденсационной электроэнергии обеспечивает повышение тепловой экономичности турбоагрегата, причем с увеличением конденсационной выработки удельный расход теплоты на выработку электроэнергии уменьшается. На режимах при QT < Q"nn увеличение электрической мощности за счет конденсационного потока повышает удельный расход теплоты на выработку электроэнергии (рис. 3.17), и наиболее экономичными являются режимы теплового графика. Рассмотрим изменение экономичности работы турбоагрегата Т-100-130 (рис. 3.17). Как видно из графика, значение Q™zn/Q" равно 0,25, и поэтому в диапазоне относительных тепловых нагрузок, равных 1,00... 0,25, минимальные величины qe обеспечиваются при работе турбины по тепловому графику. При уменьшении тепловой нагрузки удельный расход теплоты возрастает достаточно интенсивно, что объясняется наличием потерь теплоты с вентиляционным потоком пара. При постоянной электрической нагрузке (Ne/Nf = const) уменьшение тепловой нагрузки приводит к линейному увеличению </,,. Так, например, при номинальной электрической мощности уменьшение тепловой нагрузки на 10% приводит к увеличению qe на 525 кДж/ (кВт • ч). При относительной тепловой нагрузке, меньшей Q™n/Q", более экономичными являются режимы работы турбины по электрическому графику с полной электрической нагрузкой. Аналогичны графические зависимости, построенные на основе энергетических зависимостей и дающие наглядное представление о влиянии режима работы турбоагрегата на его экономичность, могут быть выполнены и для турбин типа «ПТ». Из рассмотрения энергетических характеристик турбин с отборами пара следует, что удельный расход теплоты конденсационной выработки электроэнергии при работе турбины по электрическому графику, как правило, меньше дополнительного удельного расхода теплоты при работе турбин на чисто конденсационном режиме — </* < а\. Это объясняется тем, что при наличии тепловой нагрузки регулирующие органы ЧНД частично прикрыты. Увеличение конденсационного потока пара приводит к увеличению степени их открытия и, следовательно, уменьшению потерь от дросселирования для всего потока пара, проходящего через ступени ЧНД. В то же время на чисто конденсационном режиме работы турбины регулирующие органы ЧНД всегда полностью открыты и при увеличении расхода пара положение регулирующих органов ЧНД остается неизменным. Условие qf < ai может быть нарушено на некоторых режимах работы турбины, например при низких КПД ступеней промежуточного отсека, что характерно для режимов с высоким давлением в регулируемом отборе пара. Неравенство q* < a\ должно учитываться при распределении электрической нагрузки между параллельно работающими турбинами. Так, например, если из двух теплофикационных турбин одного типа 133
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин одна турбина работает на чисто конденсационном режиме, а вторая — с частичной тепловой нагрузкой, то при 5g < a\ дополнительную конденсационную мощность более экономично передать на турбину с тепловой нагрузкой. Тепловая экономичность теплофикационной турбины при работе с частичными тепловой и электрической нагрузками определяется сопоставлением ее с конденсационной турбиной, имеющей удельный расход теплоты, равный д3ам- Комбинированная выработка электрической и тепловой энергии теплофикационным турбоагрегатом эффективна на режимах, для которых справедлива зависимость q, < q-3AM. Следовательно, минимальные по условиям экономичности нагрузки теплофикационной турбины отвечают условию q, = дзам. Для турбин типов «Т» и «ПТ» на режимах работы без использования теплоты в конденсаторе минимальная тепловая нагрузка, при которой они более экономичны, чем лучшие конденсационные турбины, составляет 15. ..30% номинальной. Чем ниже экономичность сопоставляемой конденсационной турбины и чем выше экономичность теплофикационной турбины, тем ниже диапазон режимов эффективной работы теплофикационной турбины. Так, например, турбина Т-100-130 при тепловых нагрузках, больших, чем 20. ..25% номинальной, и любой конденсационной мощности имеет удельный расход теплоты на выработку электроэнергии, меньший, чем турбина К-200-130 на номинальном режиме. При тепловых нагрузках, больших, чем 25.. .30% номинальной, турбина Т-100-130 экономичнее турбины К-300-240. Таким образом, современные теплофикационные турбины сохраняют экономичность более высокую, чем конденсационные турбины, в широком диапазоне изменения мощности при условии, что тепловая нагрузка превышает некоторую минимальную величину, определяемую для каждого типоразмера турбины с помощью энергетической характеристики. 3.5. Получение дополнительной мощности В теплофикационных турбинах возможно получение дополнительной мощности сверх номинальной величины при неизменном расходе свежего пара. Дополнительная мощность может быть использована постоянно ввиду имеющегося дефицита по выработке электроэнергии на ТЭЦ, а также для покрытия пиковой или полупиковой частей графика электрических нагрузок. При рассмотрении возможности и экономической целесообразности получения дополнительной мощности определяющими критериями являются: конструктивная возможность рассматриваемого решения и необходимые для этого дополнительные капиталовложения, надежность работы оборудования, величина и тепловая экономичность дополнительной мощности. 3.5.1. Дополнительная мощность при увеличении расхода сетевой воды на турбоустановку Современные теплофикационные турбины спроектированы исходя из работы ТЭЦ с коэффициентом теплофикации <хТэц ~ 0.5. Это значит, что при минимальной температуре наружного воздуха тепловые нагрузки установленных на ТЭЦ теплофикационных турбин и водогрейных котлов равны. В настоящее время по ряду причин, например при отставании роста тепловой мощности турбин ТЭЦ от повышения тепловой нагрузки присоединенного района теплопотребления или при ограничении числа турбин ТЭЦ (по сравнению с требуемым), с целью уменьшения расхода органического топлива и/или по экологическим соображениям для обеспечения тепловой нагрузки на ТЭЦ устанавливаются дополнительные водогрейные котлы. Они могут быть установлены по двум конкурентным схемам: отдельной группой, не связанной с турбинами ТЭЦ и с независимым подводом дополнительной сетевой воды (в этом случае условия работы турбин не изменяются); с включением в общую схему ТЭЦ параллельно остальным водогрейным котлам. В последнем случае дополнительная сетевая вода проходит через подогреватели сетевой воды (ПСГ) турбины, после чего поступает в основные и дополнительные водогрейные котлы. При новом соотношении тепловой нагрузки турбин и водогрейных котлов осТЭц снижается до 0,30... 0,35 и соответственно расход сетевой воды W через ПСГ возрастает в 1,4... 1,6 раза по сравнению с номинальным. При увеличении расхода сетевой воды W температура ее на входе в ПСГ остается неизменной, а на выходе снижается, что позволяет уменьшить давление в верхнем по ходу сетевой воды регулируемом отборе пара и в результате этого увеличить электрическую мощность турбины на величину АЛ", при неизменном расходе теплоты на турбоустановку. По данным исследований, выполненных применительно к турбинам Т-100-130 и Т-250/300-240, снижение давления в регулируемом отборе пара при уменьшении атдц приводит к увеличению энталь- пийных теплоперепадов на ступени предотборного среднего отсека (СО) и к уменьшению — на ступени
j.д. I юлучение дополнительной мощности промежуточного отсека (ПО), расположенного между отопительными отборами пара, в результате чего снижается их КПД. Одновременно происходит увеличение расхода пара на подогреватель второй ступени (ПСГ-2), что приводит к увеличению потерь давления в трубопроводе подвода пара к ПСГ-2. В связи с этим величина увеличения электрической мощности ANe невелика и составляет при номинальном расходе пара на турбину и среднезимнем режиме около 25% теоретически возможного. При рассмотрении всего отопительного периода (с учетом увеличения расхода собственных нужд на перекачку сетевой воды) фактическая величина ANe будет ниже указанного значения. Повышение экономичности теплофикационной турбины со ступенчатым подогревом сетевой воды при увеличении расхода сетевой воды W может быть достигнуто изменением места отбора пара из проточной части турбины за счет уменьшения числа ступеней в промежуточном отсеке (ПО) и увеличения числа ступеней в среднем отсеке (СО) [58]. Увеличение расхода сетевой воды осуществляется пропуском ее в два хода вместо четырех путем реконструкции водяных камер ПСГ; для перестановки ступеней турбины требуется реконструкция обойм. Диски ступеней СО и ПО, как правило, выполняются насадными, что позволяет перемещать ступени в проточной части турбины из одного отсека в другой, а с учетом обоймовой конструкции снимать одни и устанавливать другие, более оптимальные, ступени. Изменение мощности турбин Т-100-130 и Т-250/300-240 при увеличении W и перестановке ступеней СО и ПО на среднезимнем режиме и номинальном расходе пара представлено на рис. 3.18. Разная эффективность является следствием влияния начальных параметров пара, различного изменения давления в регулируемых отопительных отборах пара и разного абсолютного значения КПД ступеней, на которых происходит приращение мощности [56]. AN, % 2 1 О -1 1,0 1,2 1,4 1,6 jy Рис. 3.18. Изменение мощности турбины при увеличении расхода сетевой воды W на среднезимнем режиме при номинальном расходе пара в результате перестановки предотборных ступеней: 1 — турбина Т-250/300-240; 2 — турбина Т-100-130; — облопачивание переставляемой ступени не меняется; — облопачивание переставляемой ступени оптимальное; W — отношение расхода сетевой воды через ПСГ к величине номинального расхода (8000 аг^/ч) Результаты вышеописанной разработки уже реализованы. Осуществлен перевод на работу с пониженным атэц одной из турбин Т-250/300-240 ТЭЦ-25 Мосэнерго и Киевской ТЭЦ-5 [24]. Техническое решение с перестановкой ступеней СО и ПО использовано в проекте турбины Т-260/300-240-С, предназначенной для работы с увеличенным W [29]. 3.5.2. Работа турбины с увеличенным пропуском пара в ЦНД и охлаждением конденсатора захоложенной сетевой водой При охлаждении конденсатора обратной сетевой водой на теплофикационных режимах работы турбины по тепловому графику топливо экономится вследствие утилизации теплоты вентиляционного расхода пара ступеней ЦНД, теплоты пара эжектора, сбрасываемого через линию рециркуляции в конденсатор, а также теплоты пара концевых уплотнений ЦНД (разд. 3.1.3). Из-за повышенной до 70 °С температуры обратной сетевой воды и увеличенного до 50кПа давления в конденсаторе для турбин Т-250/300-240 и Т-185/220-130 режим работы с пропуском сетевой воды через конденсатор недопустим и поэтому конструкцией турбоустановки не предусмотрен, в связи с чем для теплофикационных режимов работы турбины характерны дополнительные потери теплоты в цикле. Однако при реконструкции турбоустановок в условиях ТЭЦ имеется возможность осуществить подвод сетевой воды и пропуск ее в два хода через встроенный пучок конденсатора. В работе [42] сформулировано предложение по снижению (захолаживанию) температуры обратной сетевой воды до уровня температуры циркуляционной воды, например, путем применения в системе ТЭЦ теплонасосных установок (ТНУ). Это позволяет направить ее в конденсатор и использовать последний в качестве первой ступени подогрева сетевой воды, а в результате дополнительного пропуска пара в ЦНД повысить мощность турбины. Ниже представлены результаты исследований турбин 135
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Т-250/300-240 и Т-185/220-130 при пропуске через конденсатор захоложенной обратной сетевой воды. Расчеты выполнены применительно к климатическим условиям г. Москвы и среднезимнему режиму работы с температурой обратной сетевой воды т0бр = 46,2°С [52]. Исходным режимом, относительно которого рассмотрено изменение мощности турбины, принят режим работы по тепловом графику с номинальным расходом пара, номинальной тепловой нагрузкой и минимальным расходом пара в конденсатор, охлаждаемый циркуляционной водой. При изменении расхода пара в ЦНД температура прямой сетевой воды не изменялась. Повышение мощности турбины реализуется за счет увеличения расхода пара в ЦНД при открытии регулирующих диафрагм ЦНД. При некотором расходе пара в ЦНД регулирующие диафрагмы полностью открываются, и дальнейшее увеличение расхода пара в ЦНД, как известно, возможно только при повышении давления в камерах отопительных отборов, т.е. при работе в режимах с естественным повышением давления (ЕПД). При переходе к режимам с ЕПД изменяется не только давление в камерах отопительных отборов, но и зависимость дополнительной мощности A^V = f(G). Режим работы турбоагрегата с пропуском пара в ЦНД имеет две характерные области: без и при наличии ЕПД. Начало режима ЕПД, соответствующее полному открытию регулирующих диафрагм ЦНД, определяется давлением в регулируемом отборе пара: чем ниже давление в отборе, тем меньший расход пара могут пропустить полностью открытые регулирующие диафрагмы ЦНД. В свою очередь, уровень регулируемого давления при заданной температуре обратной сетевой воды определяется расходом воды. Поэтому исследования проведены для двух температур прямой сетевой воды тпр: 103,5 и 93 °С, что для турбины Т-250/300-240 соответствует расходам сетевой воды 6300 и 7600 м3/ч и для турбины Т-185/220-130 — соответственно около 4900 и 6000 м3/ч. Очевидно, что большим значениям тпр соответствуют более высокое давление в отопительных отборах пара и, следовательно, большие значения расходов пара в ЦНД на режимах до ЕПД, а также дополнительной мощности. Изменения давления в отопительных отборах пара р0тб. мощности ступеней среднего отсека (СО), предшествующих верхнему отопительному отбору, промежуточного отсека (ПО), расположенного между двумя отопительными отборами, и ЦНД при увеличении расхода пара в негодяя турбины Т-250/300-240 характеризуются графиками на рис. 3.19. На режимах без ЕПД при увеличении расхода пара в ЦНД (СЦНд) давление в камере верхнего теплофикационного отбора пара снижается незначительно; это обусловлено некоторым уменьшением потерь в трубопроводах подвода пара и недогрева воды в подогревателе сетевой воды. Давление в нижнем отборе пара с ростом величины СиНц снижается более значительно, что определяется перераспределением паровой нагрузки: уменьшением абсолютной нагрузки нижнего сетевого подогревателя и незначительным изменением паровой нагрузки верхнего подогревателя сетевой воды. На режимах с ЕПД увеличение величины СЦНд возможно только в результате частичного обвода подогревателей сетевой воды и одновременного повышения давления в камерах обоих отопительных отборов пара. Поэтому зависимости ротб = / (Сцнд) имеют минимум в точке начала режимов с ЕПД для каждой температуры захолаживания обратной сетевой воды. В области режимов с ЕПД давление в камере нижнего отопительного отбора пара зависит только от расхода пара в ЦНД и, следовательно, возрастает с увеличением СЦНд- При изменении расхода пара в ЦНД происходит в основном изменение мощности трех отсеков: среднего, промежуточного и ЦНД. Для ступеней среднего отсека при режимах без ЕПД мощность практически не меняется, так как давление за ними снижается незначительно. В области режимов с ЕПД мощность ступеней среднего отсека падает, так как давление за ними увеличивается, что ведет к снижению располагаемого тепло- перепада на указанные ступени. Мощность ступеней промежуточного отсека в области режимов без ЕПД увеличивается в связи с повышением теплоперепада, обусловленным снижением давления за ступенями ПО и некоторым увеличением расхода через ступени в связи с частичной разгрузкой верхнего сетевого подогревателя. В области режимов с ЕПД при увеличении расхода пара в ЦНД мощность ступеней снижается из-за роста давления за ними. Мощность ЦНД с увеличением расхода пара в ЦНД также повышается, хотя давление пара в конденсаторе возрастает. Современные турбины типа «Т» с двумя отопительными отборами пара выполнены с дроссельным парораспределением ЧНД, поэтому переход в область режимов с ЕПД не влияет на характер зависимости Л?цНд = /(Сцнд), которая, начиная с некоторого расхода пара в ЦНД, близка к линейной и отличается только значением абсолютной мощности из-за разного давления пара в конденсаторе, обусловленного температурой захолаживания обратной сетевой воды. Суммарное повышение мощности турбины Т-250/300-240 (рис 3.20) на режимах без ЕПД тем больше, чем ниже температура захолаживания обратной сетевой воды, и достигает максимума на режимах полного открытия регулирующих диафрагм ЦНД, что обусловлено снижением до минимума потерь
Ротб. МПа 0,16 0,14 0,12 0,08 0,06 |- 0,04 \ \ — 20 —^ ^^ \ \ 3С 30 / ь5 \ °С 40 / ^ ^ У 0 100 200 йцид, т/ч Wco, МВт 28 27 26 25 24 / / 30 °С 20 °( / / 40 °С 1, ,\\ \ \ \ \ 0 100 200 в йцид, т/ч 0 100 200 йцид, т/ч 6 О 100 200 йцид, т/ч Рис. 3.19. Зависимости параметров турбины Т-250/300-240 от расхода пара в ЦНД: а —давление в камерах отопительных отборов; б — мощность среднего отсека; в — мощность промежуточного отсека; г — мощность цилиндра низкого давления. Цифры на кривых — температуры захоложенной обратной сетевой воды. Температура прямой сетевой воды тпр = 103,5° С в органах паровпуска ЧНД. На режимах с ЕПД дополнительная мощность турбины снижается, так как приращение мощности в ступенях ЦНД не компенсирует падение мощности в ступенях среднего и промежуточного отсеков. AN, МВт 100 200 Сцнд, т/ч Рис. 3.20. Зависимости повышения мощности турбины Т-250/300-240 от расхода пара в ЦНД (обозначения см. на рис. 3.19) На рис. 3.21 представлены результаты исследования влияния тпр (фактически — расхода сетевой воды W) и температуры захолаживания обратной сетевой воды тсбр на повышение мощности турбины при оптимальных расходах пара в ЦНД. При оптимальных расходах пара в ЦНД приращение мощности турбины практически пропорционально температуре захолаживания обратной сетевой воды и тем больше, чем выше тпр, и, как следствие, чем меньше W. По данным исследований, оптимальный расход пара в ЦНД для турбины Т-250/300-240 составляет около 150 т/ч при тпр = 93 °С и около 255 т/ч при тпр — 103,5 °С. Соответственно для турбины Т-185/220-130 эти величины составляют около 145 и 245 т/ч. Столь близкие значения Сцнд для обеих турбин объясняются большой унификацией облопачивания их ЦНД. 137
Глава 3 Эффективность теплофикационных турбин AN, МВт 12 8 4 20 30 То6р, "С Рис. 3.21. Зависимости повышения мощности турбин от температуры захоложенной обратной сетевой воды при оптимальных расходах пара в ЦНД: — турбина Т-250/300-240; — турбина Т-185/220-130; 1—тпр = 103 °С; 2 - тпр = 93 °С На рис. 3.22 представлена зависимость повышения мощности турбин от степени захолаживания температуры обратной сетевой воды (At) при оптимальных расходах пара в ЦНД. Дополнительная мощность практически пропорциональна значению захолаживания температуры обратной сетевой воды, и большие ее значения соответствуют более высоким тпр и, следовательно, меньшим W. AN, МВт 12 8 4 0 10 At. "С Рис. 3.22. Зависимости повышения мощности турбин от степени захолаживания температуры обратной сетевой воды при оптимальных расходах пара в ЦНД (обозначения см. на рис. 3.21) При работе турбины Т-250/300-240 по тепловому графику на охлаждение ступеней ЦНД требуется расход пара до 25т/ч, а турбины Т-185/220-130 — до 20т/ч. При пропуске через встроенный пучок конденсатора захоложенной обратной сетевой воды теплота пара ЦНД, концевых уплотнений ЦНД и пара эжекторов полностью утилизируется, что позволяет увеличить тепловую нагрузку турбин соответственно на 60 и 50ГДж/ч. Одновременно при этом экономится расход энергии на собственные нужды ТЭЦ до 0,6 МВт, так как нет необходимости подачи циркуляционной воды в конденсатор. Наибольшее беспокойство на этих режимах вызывают условия работы последних ступеней ЦНД. При увеличении расхода пара в ЦНД и пропуске захоложенной сетевой воды через встроенный пучок конденсатора происходит повышение давления пара в конденсаторе рк, которое при оптимальных расходах пара в ЦНД и температурах обратной сетевой воды 20...40°С изменяется в диапазоне 3...37кПа. К настоящему времени накоплен значительный опыт эксплуатации турбин УТЗ с максимально допустимым давлением в конденсаторе 12кПа как при работе по тепловому графику с минимальным пропуском пара в ЦНД и охлаждением конденсатора циркуляционной водой, так и при работе по электрическому графику с охлаждением конденсатора циркуляционной водой. УТЗ проведены исследования вибрационной надежности лопаток последних ступеней теплофикационных турбин, в том числе турбин Т-250/300-240 и Т-185/220-130. Как и для других турбин, одним из наиболее важных критериев надежности работы последних ступеней является объемный пропуск пара G'vK. Резкое возрастание динамических напряжений на лопатки турбины при повышении давления в 1 У^ уГ 2 ^^ --"' Г ' - " " ч 1 2
sj.sj. I IKJJlylCnVIC MWIIWJinVI ICJIDnWI IVHJtl^tHJi. I И конденсаторе вызывается уменьшением объемного расхода пара через последние ступени. Зона максимальных напряжений при автоколебаниях лопаток приходится на относительный объемный пропуск пара G\K = G\K/ (G\K)0 = 0.05...0.08, где (G"vK)0 — объемный пропуск пара на номинальном для ступеней ЦНД режиме работы. Вместе с тем исследования показали, что при GvK > 0,2 уровень напряжения в лопатках при автоколебаниях в зоне номинальной частоты вращения турбины стабилизируется при сравнительно невысоких напряжениях в облопачивании, а работа турбины на таких режимах не вызывает опасений. На рис. 3.23 (по данным [53]) представлена зависимость относительного объемного пропуска пара последних ступеней ЦНД от расхода пара в ЦНД и температуры захолаживания обратной сетевой воды. Как видно из рисунка, для турбин Т-250/300-240 при температуре обратной сетевой воды 20... 30 °С и оптимальных расходах пара в ЦНД величина G\K > 0,2 как при тпр = 93 °С, так и тпр = 103,5 °С. Для турбины Т-185/220-130 при оптимальных расходах пара в ЦНД G\K > 0,2 для указанного диапазона Тобр только при тпр = 93 °С, для тпр = 103,5 °С G\K < 0,2. На режимах работы турбины при увеличении расхода пара в ЦНД до оптимальных значений в обеих турбинах G\K < 0,2, поэтому реализация этих режимов работы турбины в эксплуатации требует проведения дополнительных исследований. 0,3 0,2 0,1 0 100 200 Сцнд, т/ч Рис. 3.23. Зависимости относительного объемного пропуска пара последних ступеней турбин от расхода пара в ЦНД и температуры захоложенной обратной сетевой воды. Точки на графиках — при оптимальных расходах пара в ЦНД: о — тпр = 93 °С,' д — тпр = 103,5 °С; сплошные кривые — турбина Т-250/300-240; отдельные точки — турбина Т-185/220-130. Остальные обозначения см. на рис. 3.19 Установлено, что даже на режимах работы турбины с оптимальными расходами пара в ЦНД при всех температурах захолаживания обратной сетевой воды последние ступени ЦНД работают в режиме потребления мощности. Отрицательная мощность последних ступеней ЦНД турбины Т-250/300-240 составляет до 0,6 МВт, а турбины Т-185/220-130 — до 0,4 МВт. В связи с этим до проведения дополнительных исследований для обеспечения надежности работы турбины в режиме с пропуском захоложенной сетевой воды через встроенный пучок конденсатора целесообразно разлопатить последние ступени, а для предотвращения заносов пазов под эти рабочие лопатки установить хвостовики. При этом диафрагмы последних ступеней ЦНД должны оставаться в корпусе турбины. Для ускорения перехода от режима работы турбины с тепловыми насосами на летний конденсационный режим работы в условиях ТЭЦ целесообразно иметь сменные роторы, один из которых — без рабочих лопаток последних ступеней [60]. Разлопачивание последних ступеней ЦНД или замена полностью облопаченного ротора ЦНД на ротор без рабочих лопаток последних ступеней позволяет обеспечить надежную работу турбины во всем диапазоне увеличения расхода пара ЦНД, вплоть до оптимальных значений. При переходе на летний режим турбина должна быть остановлена для выполнения соответствующих монтажных работ. При эксплуатации теплофикационных турбин, в том числе в составе теплонасосных установок (ТНУ), встречаются режимы с ограниченной тепловой нагрузкой. На таких режимах, как правило, турбина работает по электрическому графику со значительным пропуском пара в конденсатор. — / > 20°с г( | *Ч 30 °С . 1 40 °С ^ч 20 °С 139
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин 3.5.3. Дополнительная мощность при отключении теплообменных аппаратов в системе регенеративного подогрева питательной воды Дополнительная мощность в теплофикационных турбинах может быть получена при частичном или полном отключении системы регенерации. Условия получения дополнительной мощности и экономическая целесообразность таких режимов работы турбины (турбоустановки) рассмотрены ниже. Отключение ПВД При отключении ПВД и неизменном расходе свежего пара через ступени турбины, расположенные после камеры отбора отключаемого подогревателя, проходит дополнительное количество пара. Этот пар вырабатывает дополнительную электроэнергию. Отключение ПВД при неизменном расходе свежего пара изменяет условия работы основного оборудования станции: из-за снижения температуры питательной воды возрастает тепловая нагрузка котлов и снижается температура уходящих газов; повышается давление в трубопроводах системы промежуточного перегрева пара и в камерах отбора пара на ПВД; возрастают нагрузки на ступени турбины, расположенные после отбора, и изменяется осевое усилие; увеличиваются давления в подогревателях низкого давления, а также нагрузка сливных и конденсатных насосов и т. п. Поэтому работа турбины (турбоустановки) с отключенными ПВД возможна в том случае, если основное оборудование электростанции располагает необходимыми резервами и может работать в условиях требуемых перегрузок при небольших дополнительных затратах или если оно спроектировано на условия работы с отключенными ПВД, или, наконец, если возможно изменение тепловой схемы станции, устраняющее перегрузку оборудования. Для конденсационных турбин при отключении ПВД удельный расход теплоты на дополнительно выработанную электроэнергию выше, чем на номинальном режиме. Это определяется тем, что для дополнительного потока пара начальные параметры, равные параметрам в камере отбора пара на ПВД, всегда ниже, чем номинальные параметры свежего пара. Поэтому отключение ПВД на конденсационных электростанциях применяется в ограниченном объеме и в основном для покрытия пиковой нагрузки [7, 55]. Теплофикационный режим (т. е. режим с включенной тепловой нагрузкой) с пропуском пара отключенных ПВД в конденсатор отличается от аналогичного конденсационного режима тем, что при увеличении пропуска пара в ЧНД уменьшаются потери на дросселирование в регулирующих органах ЧНД. Поэтому приращение электрической мощности при отключении ПВД на рассматриваемом теплофикационном режиме больше, чем на конденсационном режиме. Соответственно выше и тепловая экономичность дополнительной мощности. Отключение ПВД в теплофикационных турбинах значительно более эффективно, чем в конденсационных, так как одновременно с дополнительной электрической мощностью может быть получена и дополнительная тепловая нагрузка, при этом вся дополнительная мощность будет выработана на тепловом потреблении с удельным расходом топлива около 0.16 кг/ (кВт ■ ч) [7, 24]. Кроме того, в условиях ТЭЦ с поперечными связями возможно использование в ряде случаев имеющихся запасов по тепловой мощности котельной, например в период ремонта турбин, что снижает необходимые дополнительные капитальные затраты на оборудование. Зависимость относительного повышения мощности ANe от температуры наружного воздуха турбин Т-110/120-130 и Т-185/220-130 при номинальных расходах пара приведена на рис. 3.24. AN, % 6 4 -30 -22 -14 -6 Температура наружного воздуха, °С Рис. 3.24. Относительное повышение мощности турбин при отключении ПВД и номинальных расходах пара: 1 — турбина Т-110/120-130; 2 — турбина Т-185/220-130 Отключение отдельных ПВД возможно путем закрытия задвижек на трубопроводах подвода пара, что реализовано на турбинах Т-100-130 ТЭЦ-17 Ленэнерго и ряде других [24]. Наиболее эффективно
отключение ПВД путем регулируемого обвода их по питательной воде с установкой на линии обвода регулирующего клапана. Наличие последнего позволяет задействовать систему отключения ПВД в схеме регулятора тепловой нагрузки турбины и осуществлять это мероприятие при достижении парораспределительными органами ЧНД минимального открытия, а парораспределительными органами ЧВД — максимального открытия [46], т.е. при работе турбины по тепловому графику. Для турбин типа «ПТ» обвод ПВД прекращается при достижении парораспределительными органами ЧСД максимального открытия, что исключает снижение экономичности в работе турбины при наступлении естественного повышения давления в производственном отборе пара. При повышении начальных параметров пара эффективность отключения ПВД возрастает. Так, например, для турбины Т-250/300-240 при отключении одного ПВД № 8 и направлении пара в отопительный отбор возможная дополнительная мощность составляет 5,5... 7,5 МВт, а дополнительная тепловая нагрузка — 70... 75 ГДж/ч. Результаты расчетных исследований по эффективности отключения ПВД № 8 турбины Т-250/300-240 хорошо согласуются с опытными данными [64]. Следует, однако, отметить, что с увеличением пропускной способности турбины Т-250/300-240 от 980 до 1000 т/ч в связи с наличием резервов по теплопро- изводительности котельного оборудования сводится до минимума возможность отключения ПВД № 8 для получения дополнительной электрической мощности и тепловой нагрузки из-за повышения давления пара в трубопроводах промежуточного перегрева пара, в камерах отбора пара на ПВД № 7 и б, а также в ПНД № 5. Поэтому для эффективной реализации системы отключения ПВД № 8 требуется создание новых трубопроводов промперегрева пара и названных выше теплообменных аппаратов. Отключение ПВД и ПНД Одним из путей повышения эффективности теплофикационных турбин и улучшения экологии окружающей среды является использование их в составе ТЭЦ и ПГУ, разрабатываемых по сбросной схеме с низконапорным парогенератором. В этом случае возможно частично или полностью отключить систему регенерации низкого и высокого давлений с утилизацией теплоты отработавших газов турбин питательной водой в теплообменниках низкого (ГВП НД) и высокого (ГВП ВД) давлений, а также получить дополнительную мощность и тепловую нагрузку [33]. Отключение системы регенерации, как и при отключении ПВД, связано с перегрузкой расположенных после соответствующих отборов пара ступеней турбины, в особенности предшествующих отопительным отборам, а на конденсационных режимах — ступеней части низкого давления. Кроме того, в этом случае повышается давление пара в камерах отборов на ПВД и ПНД, изменяется осевое усилие, воспринимаемое упорным подшипником турбины. В связи с этим наряду с вопросами экономичности необходимо рассмотреть проблему надежности элементов турбоагрегата, генератора, ряда элементов вспомогательного оборудования и т.д. В работе [33] представлены результаты исследования экономичности двухцилиндровых турбин типа Тп-115/125-130-1ТП и Тп-115/125-130-2ТП номинальной мощностью 115 МВт. Указанные турбины имеют проточные части ВД и СД (ступени 1. ..23), практически полностью унифицированные с таковыми турбины Т-110/120-130-5, одинаковые пропускную способность по свежему пару (500т/ч) и тепловую нагрузку (753ГДж/ч). Отличаются они только конструкцией ступеней ЧНД и, как следствие, разными расходами пара в конденсатор и конденсационной мощностью. Турбина первой модификации (Тп-115/125-130-1ТП) имеет высоту лопатки последней ступени 550мм (один выхлоп турбины Т-110/120-130-5), максимальный расход пара в конденсатор — 225т/ч, поверхность теплообмена конденсатора — 3100м2, расход охлаждающей воды — 8000м3/ч. Это позволяет обеспечить при полностью включенной системе регенерации и номинальной температуре охлаждающей воды 27 °С максимальную конденсационную мощность 80МВт, что соответствует расходу свежего пара около ЗООт/ч. Турбина этого типа обеспечивает высокую экономичность при условии работы с полной тепловой нагрузкой по тепловому графику и использовании всей теплоты пара, поступающего в конденсатор, для подогрева сетевой или подпиточной воды. В этих условиях снижаются до минимума потери на вентиляцию в последних ступенях, сокращаются потери теплоты с циркуляционной водой и общие затраты в низкопотенциальной части ТЭЦ. Турбина второй модификации (Тп-115/125-130-2ТП) имеет высоту лопатки последней ступени 660мм (выхлоп турбины ПТ-140/165-130/15-3) и, исходя из допустимой нагрузки генератора, максимальную конденсационную мощность, равную 125МВт. При полностью включенной системе регенерации и номинальной температуре охлаждающей воды 27 °С это соответствует расходу свежего пара 465 т/ч и расходу пара в конденсатор около 330т/ч. Турбина комплектуется конденсатором с поверхностью теплообмена 6200 м2 при расходе охлаждающей воды 13 500м3/ч. 141
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин В связи с увеличенной тепловой нагрузкой обе рассматриваемые турбины комплектуются ПСГ-3000 с поверхностью теплообмена 3000 м2 и расходом сетевой воды в 4 хода до 5000 м3/ч (вместо ПСГ-2300 с расходом сетевой воды до 4500 м3/ч в турбине Т-110/120-130-5); подогреватель ПСГ-1 размещен под ЦВД, а ПСГ-2 — под генератором. Исследования проводились при разработке технико-экономического обоснования (ТЭО) строительства Губкинской ТЭЦ АО «Белгородэнерго» с тремя ПГУ-170 для работы по «сбросной» схеме в составе (на один энергоблок): одного электрического котла ТКЗ паропроизводительностью 500 т/ч на параметры 14МПа, 540 °С на твердом топливе, одной теплофикационной турбины УТЗ мощностью 115МВт и двух ГТУ-25 НПО «Машпроект» на природном газе. При исследовании рассматривались режимы работы турбины с пропусками воды через ПСГ 6000 и 8000 м3/ч. Для реализации этих режимов в подогревателе ПСГ-3000 требуется изменение схемы пропуска сетевой воды с четырехходовой на двухходовую, в результате чего ее максимальный расход через них составит до 10000м3/ч. В процессе исследований расход свежего пара на теплофикационных и конденсационных режимах турбины второй модификации был принят максимальным — 500 т/ч, температура обратной сетевой воды — 50 °С, что соответствует ее значению на среднезимнем режиме. Предполагается, что на теплофикационных режимах турбина работает по тепловому графику с минимальным пропуском пара в конденсатор. При двухступенчатом подогреве сетевой воды вытесненный пар системы регенерации поступает в отопительные отборы, а расход сетевой воды через ПСГ остается неизменным. Поэтому при частичном или полном отключении системы регенерации повышаются температура сетевой воды после подогревателя ПСГ-2 и давление в камере отбора пара. Рассмотрены два варианта проточной части СД: неизменная проточная часть, в которой отбор пара на подогреватель ПСГ-2 осуществляется после 21-й ступени среднего отсека (СО) турбины, а отбор пара на подогреватель ПСГ-1 — после 23-й ступени промежуточного отсека (ПО) турбины (вариант № 1); проточная часть, в которой в СО турбины добавляется одна ступень, а в ПО турбины число ступеней уменьшается на одну, что при увеличенных расходах сетевой воды через ПСГ позволяет повысить мощность турбины [58] (вариант № 2). Для реализации режимов с частичной или полностью отключенной системой регенерации в тепловую схему турбоустановки внесены следующие изменения: конденсат греющего пара подогревателя ПСГ-2 насосом подается в систему регенерации перед ПНД № 1 (вместо ПНД № 2); на линии обвода ПНД установлен ГВП НД, конденсат после которого поступает в деаэратор 0,6 МПа, а на линии обвода ПВД — ГВП ВД, питательная вода после которого поступает в экономайзер котла. Результаты исследований эффективности отключения системы регенерации обеих модификаций турбин представлены на рис. 3.25. В качестве исходного принят режим работы турбины с проточной частью варианта № 1 при расходе сетевой воды через ПСГ И" = 8000 м3/ч и полностью включенной системой регенерации. Как видно из рис. 3.25, а, для варианта № 1 проточной части при расходе сетевой воды W = 8000 м3/ч возможно увеличение мощности турбины на 10,4 МВт, а при W = 6000 м3/ч — на 8,7 МВт. AN, МВт ллг. МВт ддт гдж/ч 300 1 1 1 200 100 50 ДЛ, % а б в Рис. 3.25. Зависимость увеличения электрической мощности и тепловой нагрузки турбины от степени отключения системы регенерации AR: а — вариант № 1 проточной части СД; б — вариант № 2 проточной части СД; в —для обоих вариантов; 1 — расход сетевой воды через ПСГ 8000 м3/ч; 2 — расход сетевой воды через ПСГ 6000 м3/4 Для варианта № 2 проточной части и при аналогичных условиях, как это видно на рис. 3.25,6, повышение мощности турбины составляет 14.2 МВт — при W = 8000 м3/ч и 11,2 МВт при W = = 6000 м3/ч. Из сопоставления данных рис. 3.25, а видно, что переход на вариант № 2 проточной части позволяет увеличить мощность турбины при полностью включенной системе регенерации по сравнению с вариантом № 1 на 2,2 МВт, а при полном ее отключении — на 3,8 МВт.
3.5. Получение дополнительной мощности Увеличение мощности турбины в варианте № 2 ее проточной части является следствием уменьшения нагрузки на подогреватель ПСГ-2, в результате которого снижается давление в камере отбора пара на последней ступени СО и увеличивается энтальпийный теплоперепад на ступени СО турбины. При расходе сетевой воды W = 8000 м3/ч и сохранении надежности облопачивания СО турбины необходим обвод в 2000 м3/ч сетевой воды мимо ПСГ. Для реализации работы турбоустановки без обвода ПСГ по сетевой воде требуется разработка нового облопачивания ступеней СО. При отключении системы регенерации, как видно из рис. 3.25, в, возможно увеличение тепловой нагрузки турбины на 280ГДж/ч; величина нагрузки практически не зависит от варианта проточной части СД. Результаты исследования показали, что на среднезимнем режиме при полностью отключенной системе регенерации, расходе сетевой воды через ПСГ 6000м3/ч и сохранении при этом конструкции облопачивания СО и ПО электрическая мощность турбины при варианте № 1 проточной части составляет 127,5 МВт и в варианте № 2 — 129,5 МВт, а тепловая нагрузка равна 1030ГДж/ч. Учитывая, что в реальных условиях работы теплофикационной турбины в составе ПГУ пар давлением 1,5 МПа будет отбираться из ресивера ЦВД-ЦНД для нужд промышленности или на пиковый бойлер, можно утверждать, что электрическая мощность турбины не превысит допустимой Ne = 125 МВт. При отсутствии расхода из этого отбора пара необходимо рассмотреть с разработчиком генератора возможность увеличения его мощности до 130 МВт. На основании исследований установлено также, что комплектуемые с турбинами ПВД и ПНД не препятствуют реализации технического решения по частичному или полному их отключению. При работе турбины Тп-115/125-130-1ТП на конденсационных режимах и частичном или полном отключении системы регенерации для предотвращения перегрузки ступеней ЧНД требуется снижение расхода свежего пара, что связано со снижением Ne (рис. 3.26, а). Однако в результате утилизации теплоты уходящих газов в ГВП ВД экономичность турбины повышается (рис. 3.26,6). AN, МВт 12 —у^~~ AN _ AGT _ AGT, т/ч 120 80 40 О AR. % AR, % Рис. 3.26. Зависимость характеристик турбины Тп-115/125-130-1ТП на конденсационных режимах от степени отключения системы регенерации (AR): а — снижение мощности турбины (AN) и расхода свежего пара (AGn); б — повышение экономичности турбоустановки (е) Облопачивание ЧНД турбины Тп-115/125-130-2ТП позволяет осуществить полное отключение системы регенерации, в результате чего на конденсационных режимах работы повышаются мощность и экономичность турбины (рис. 3.27). £. % £ / AN AN, МВт 10 50 AR, % Рис. 3.27. Зависимость повышения мощности и экономичности турбины Тп-115/125-130-2 на конденсационных режимах от степени отключения системы регенерации Максимальная электрическая мощность на конденсационном режиме работы турбины при полностью отключенной системе регенерации и номинальной температуре охлаждающей воды 27 °С составляет 146,5 МВт. Для достижения этой мощности требуются дополнительные исследования выхлопного 143
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин патрубка турбины и, возможно, его модернизация, применение генератора другого типа, изменение узла сочленения роторов турбины и генератора, габаритов фундамента, увеличение расхода охлаждающей воды и площади орошения градирни. Таким образом, повышение конденсационной мощности турбины сверх установленного ТУ значения на 17% (146,5 против 125 МВт) потребует значительных затрат на реконструкцию как турбины, так и низкопотенциальной части ТЭЦ, что для теплофикации может быть неоправданным. Как показывает многолетняя практика, ТЭЦ работает на чисто конденсационной мощности только в первые годы эксплуатации, до набора полной (проектной) тепловой нагрузки. В неотопительный период, составляющий примерно 30% всего годового времени работы, турбины загружены нагрузкой горячего водоснабжения, поэтому для проектируемой ТЭЦ принято целесообразным сохранение конденсационной мощности турбины 125МВт при снижении расхода свежего пара и полностью отключенной системе регенерации. Увеличение конденсационной мощности выше 120 МВт требует дополнительного технико-экономического обоснования. 3.5.4. Дополнительная мощность при ограничении тепловой нагрузки турбоустановки В теплофикационных турбинах с регулируемым отбором пара пропускная способность ЧВД выбирается по расходу пара на режиме работы турбины (ПТУ) с номинальной тепловой нагрузкой, а пропускная способность ЧНД — по конденсационному режиму. Поэтому в турбинах с регулируемым отбором пара возможно получение электрической мощности, превышающей номинальную, за счет увеличения пропуска пара в ЧНД при одновременном уменьшении регулируемого отбора пара. Максимальная электрическая мощность в турбинах с одним регулируемым отбором пара достигается на режиме работы турбины с одновременным максимальным расходом пара через оба отсека: ЧВД и ЧНД, а в турбинах с двумя регулируемыми отборами пара — на режиме с полными расходами пара через каждые из трех отсеков: ЧВД, ЧСД, ЧНД. Для современных теплофикационных турбин максимальная мощность при уменьшении тепловой нагрузки до нуля составляет 110... 125% от номинальной и определяется конструкцией турбины, параметрами свежего пара и давлением пара в регулируемом отборе, а также допустимой нагрузкой генератора. Дополнительная мощность может быть использована для покрытия пиковой или полупиковой части графика электрических нагрузок энергосистемы, а также в качестве аварийного и оперативного резерва. При получении дополнительной мощности уменьшение тепловой нагрузки турбоагрегата не должно, как правило, отражаться на тепловом потребителе. Поэтому если по условиям ТЭЦ турбоагрегат работает с полной тепловой нагрузкой, для получения максимальной электрической мощности требуется установка дополнительного оборудования для отпуска теплоты потребителю помимо турбины. На ТЭЦ с турбинами типа «Т» резервирование отопительной нагрузки может быть осуществлено технически сравнительно просто (например с помощью водогрейных котлов) и с малыми капитальными затратами. Вместе с тем дополнительная мощность, получаемая за счет тепловой нагрузки турбоагрегата с замещением ее водогрейными котлами, имеет низкую тепловую экономичность. Поэтому условия и режимы использования дополнительной мощности определяются на основании технико-экономических расчетов. Для турбин типа «Т», работающих совместно с тепловыми сетями, целесообразно рассматривать дополнительную мощность (ее величину и экономичность) в зависимости от изменения тепловой нагрузки турбины и параметров, характеризующих режим работы тепловых сетей: коэффициента теплофикации «тэц и температуры наружного воздуха tHB. Исходным режимом, относительно которого рассматривается эффективность дополнительной выработки электроэнергии, является режим работы турбины по тепловому графику с номинальной тепловой нагрузкой, полным расходом пара на турбину и охлаждением конденсатора циркуляционной водой. Снижение эффективности при переключении конденсатора с обратной сетевой воды на циркуляционную рассмотрено в разд. 3.1.4 и может быть учтено дополнительно. Приводимые ниже количественные результаты относятся к турбинам с двумя отопительными отборами пара, температурному графику теплосети L50/70°C и климатическим условиям г. Москвы [7, 55]. Для получения дополнительной мощности должен быть увеличен пропуск пара в ЧНД при соответствующем уменьшении тепловой нагрузки, что обеспечивается открытием регулирующих органов ЧНД. При некотором расходе пара регулирующие органы ЧНД полностью открываются, и дальнейшее увеличение пропуска пара в ЧНД и, следовательно, дальнейшее увеличение электрической мощности возможно только при повышении давления в камере регулируемого отбора пара, т.е. при работе в режимах с естественным повышением давления (ЕПД). При переходе от режимов работы без ЕПД к режимам с ЕПД изменяются не только давление пара в камере отбора, но, как будет показано ниже, 144
j.a. l юлучение дополнительной мощности также тепловая экономичность и характер зависимости дополнительной мощности от tHB и <Хтэц- Соответственно режим работы турбоагрегата с дополнительной мощностью имеет две характерные области: без ЕПД и при наличии ЕПД. Начало режима ЕПД, соответствующее полному открытию регулирующих органов ЧНД, определяется давлением в регулируемом отборе пара: чем ниже давление в отборе, тем меньший расход пара могут пропустить органы парораспределения ЧНД. Отопительная тепловая нагрузка турбины QT = Wc (tj — т0б) определяется тремя независимыми параметрами: расходом сетевой воды И , температурой сетевой воды на входе т0б и на выходе Ti из сетевых подогревателей. Поскольку при снижении тепловой нагрузки ПТУ для получения дополнительной мощности турбины тепловое потребление на ТЭЦ должно обеспечиваться резервными установками, численное значение т0б может рассматриваться как неизменное. На режимах без ЕПД уменьшение тепловой нагрузки турбоагрегата может быть получено или снижением Ti при И' = const, или пропуском части сетевой воды помимо сетевых подогревателей при Ti — const. При снижении тепловой нагрузки за счет обвода воды (ti = const) режим ЕПД наступает позже, чем при И" = const, так как для равных тепловых нагрузок турбины давление пара в нижнем отопительном отборе при Ti = const выше, чем при W = const. Изменение давления пара в верхней и нижней камерах отопительных отборов турбины Т-100-130 при обоих способах уменьшения тепловой нагрузки показано на рис. 3.28. Рис. 3.28. Изменение давления рот в верхней и нижней камерах отборов турбины Т-100-130 в зависимости от снижения тепловой нагрузки: а — верхняя камера отбора; б — нижняя камера отбора; — W = const, остэц = 0,5; — W = const, ат9ц = 0.59; — Ti= const, сх-тэц = 0,5; цифры на кривых — температура наружного воздуха Обозначим изменение тепловой нагрузки AQT. На режимах работы без ЕПД при Ti = const давление в камере верхнего отопительного отбора пара при увеличении AQT, т.е. при уменьшении тепловой нагрузки турбины, снижается незначительно, поскольку обусловлено некоторым уменьшением потерь в трубопроводе отбора пара и недогрева воды до температуры насыщения пара в сетевом подогревателе. Давление в нижнем отборе пара с ростом AQT снижается более значительно, что определяется перераспределением тепловой нагрузки — уменьшением как абсолютной, так и относительной нагрузок нижнего сетевого подогревателя. Для режимов с W = const давление в верхнем отборе пара при увеличении AQT снижается существенно, поскольку уменьшается требуемая температура подогрева сетевой воды Ti. Одновременно на большую величину, чем при Т] = const, снижается давление и в нижней камере отбора пара, так как уменьшение нагрузки на нижний сетевой подогреватель происходит более интенсивно. В области режимов работы с ЕПД уменьшение тепловой нагрузки при двухступенчатом подогреве сетевой воды возможно только за счет частичного обвода сетевых подогревателей и одновременного повышения давления в обоих отопительных отборах пара. Поэтому зависимость рт = f (AQT) имеет минимум в точке начала режимов с ЕПД. В области режимов с ЕПД давление в камере нижнего отопительного отбора пара зависит только от расхода пара в ЧНД и, следовательно, возрастает с увеличением AQT. Для ЧВД в области режимов без ЕПД с уменьшением тепловой нагрузки мощность возрастает: значительно при И = const и незначительно при Ti = const. Увеличение мощности в основном определяется снижением давления в верхнем отопительном отборе пара. В области режимов с ЕПД при уменьшении тепловой нагрузки мощность ЧВД уменьшается, так как давление за ЧВД возрастает. Изменение мощности ступеней промежуточного отсека турбины в области режимов без ЕПД сравнительно невелико, причем с уменьшением тепловой нагрузки оно возрастает, что объясняется увеличением адиабатического перепада. Изменение тепловой нагрузки обоими способами 145
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин (ti = const, W = const) дает примерно одинаковое изменение мощности. В области режимов с ЕПД при уменьшении тепловой нагрузки мощность промежуточного отсека турбины возрастает, причем более интенсивно, чем на режимах без ЕПД. Увеличение мощности промежуточного отсека на режимах с ЕПД определяется увеличением расхода пара через промежуточный отсек из-за разгрузки верхнего сетевого подогревателя при практически постоянном использовании теплоперепада промежуточного отсека. Мощность ЧНД при уменьшении тепловой нагрузки возрастает пропорционально AQT. Современные турбины типа «Т» с двумя отопительными отборами пара выполнены с дроссельным парораспределением ЧНД, поэтому переход в область режимов с ЕПД не влияет на характер зависимости изменения мощности от изменения тепловой нагрузки, которая близка к линейной в широком диапазоне изменения Д<2т- На основании исследований установлено, что из двух возможных способов получения дополнительной мощности на режимах без ЕПД — снижением давления в регулируемом отборе пара (W = const) и частичным обводом сетевой воды помимо сетевых подогревателей (ti = const) — более экономичным является снижение давления пара в регулируемом отборе при постоянном пропуске воды через сетевые подогреватели (W = const). Определяющим фактором здесь является большее приращение мощности ЧВД при \V = const в сравнении со способом Ti = const. Зависимость изменения дополнительной мощности турбины Т-100-130 от AQT при способе W = const и атэц = 0,5 представлена на рис. 3.29. На этом же рисунке для температуры наружного воздуха £н в. = — 25 °С представлена зависимость NAOn = f (AQT) и для значения атэц = 0,59. Из рис. 3.29 видно, что дополнительная мощность турбины на режимах без ЕПД тем больше, чем ниже температура наружного воздуха и чем выше атэц- В области режимов с ЕПД дополнительная мощность турбины, возможная при снижении тепловой нагрузки, пропорциональна AQT и практически одинакова для всех температур наружного воздуха и значений аТэц- Nno„. МВт 20 16 12 8 4 О 80 160 240 320 400 AQT, ГДж/ч Рис. 3.29. Дополнительная мощность турбины Т-100-130. Цифры на кривых — температура наружного воздуха tHB Следует отметить, что на части режимов можно исключить ЕПД за счет перехода с двухступенчатого подогрева сетевой воды на одноступенчатый. Вопросы тепловой экономичности такого переключения рассматриваются в разд. 3.6. Максимальная дополнительная мощность, которая может быть получена при уменьшении тепловой нагрузки, ограничивается допустимым максимальным пропуском пара в ЧНД и разрешаемой нагрузкой генератора и указана в табл. 3.5. Таблица 3.5. Максимальная дополнительная мощность турбин, возможная при уменьшении тепловой нагрузки Наименование Дополнительная мощность, МВт Тип турбины Т-110-130 14... 20 Т-185-130 32... 41 ПТ-140-130 14... 20 Т-250-240 45... 58 Примечание. Большие величины дополнительной мощности относятся к минимальной температуре наружного воздуха. При получении дополнительной мощности турбины за счет уменьшения тепловой нагрузки теплофикационная выработка электроэнергии замещается конденсационной (при получении 1 МВт дополнительной мощности в среднем вытесняется 4...7МВт теплофикационной мощности), что приводит к
3.5. Получение дополнительной мощности снижению тепловой экономичности турбины и одновременно определяет низкую экономичность дополнительной мощности. Тепловая экономичность турбины характеризуется удельным расходом теплоты, определенным по общей выработке электрической и тепловой энергии: Q. тур Ц/т Ц/т <э;+aqt NK NH 4- /V JV т^ J *д (3.78) 0. где индекс «н» обозначает величины, относящиеся к номинальному режиму, когда N№ При изменении дополнительной мощности турбины от нуля до максимума удельный расход теплоты, определяемый зависимостью (3.78), возрастает от 3700 до 8000... 8400 кДж/ (кВт ■ ч). Тепловая экономичность дополнительно выработанной электроэнергии характеризуется тем дополнительным расходом теплоты, который затрачен на ее выработку. Обозначим этот дополнительный расход теплоты Д<удоп и соответствующий удельный расход теплоты ддоп- Тогда л<2доп/лч (3.79) Дополнительная мощность турбины обеспечивается при неизменном расходе теплоты на турбину только за счет уменьшения тепловой нагрузки, поэтому, как видно из зависимости (3.78), AQnim численно равна уменьшению тепловой нагрузки AQT, и следовательно ?ДОП = AQt/А^д, (3.80) Определение qnon по формуле (3.80) означает, что снижение экономичности турбины на рассматриваемом режиме (сравнительно с номинальным режимом из-за замещения теплофикационной выработки электроэнергии конденсационной) полностью отнесено к дополнительной выработке электроэнергии. Зависимость ддоп = / (NAOn, tHB) приведена на рис. 3.30, а. При увеличении AQT в пределах режимов без ЕПД 9доп уменьшается, а после начала ЕПД — возрастает. 4R000 Q.C сс? 24000 16000 40000 13 3201)0 241)00 16000 -1°С'-5 -10 -15 -20 -25 ' | t \ ~\ - 4-J "1 ^ 1 > г 1 I— 12 16 /V„on, МВт 8 12 16 ЛГдо„. МВт б Рис. 3.30. Удельный расход теплоты на выработку NAon турбины Т-100-130: а — по формуле (3.79); б — по формуле (3.81). Обозначения см. на рис. 3.29 Численные значения ддоп находятся в пределах от 16000 до 40000кДж/ (кВт • ч), что в 2... 5 раз больше удельного расхода теплоты на конденсационных турбоагрегатах. Низкая тепловая экономичность дополнительной выработки электроэнергии, получаемой за счет уменьшения тепловой нагрузки, объясняется тем, что мощность выработана в ступенях ЧНД паром с начальными параметрами отопительного отбора, т. е. с давлением 0,06... 0,25 МПа. Малый адиабатический теплоперепад (от давления пара в отопительном отборе до давления пара в конденсаторе) определяет также большой диапазон изменения длоп в зависимости от давления пара в отопительном отборе. При высоких температурах наружного воздуха, когда давление пара в отборе мало, ддоп достигает максимальных значений; с понижением температуры наружного воздуха или увеличением (Хтэц давление в отборе возрастает и ддоп уменьшается (рис. 3.30). Тепловая экономичность дополнительной выработки электроэнергии при изменении дополнительной мощности от A^on(i) до NAon(i+1) характеризуется величиной lim dNM AQt(j-h) ~~ AQt(j) _ dQT *° ^Уцоп(»+1) — ^доп(г) dNpp (3.81) 147
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Зависимость ддоп = / (AQT, tHB, остэц) приведена на рис. 3.30,6. Для рассмотренных турбин на режимах без ЕПД численные значения ддоп на большей части режимов составляют 16000.. .38 000 кДж/(кВт • ч). На режимах с ЕПД ддоп практически постоянно и равно 39000кДж/ (кВт ■ ч). Режимы с началом ЕПД в отопительных отборах характеризуются скачкообразным увеличением 9доп в связи со снижением приращения мощности ЧВД из-за повышения давления в регулируемом отопительном отборе пара. 3.6. Особенности работы теплофикационных турбин при частичной нагрузке отопительных отборов пара В летний период, а также в начале и конце отопительного периода расчетная тепловая нагрузка турбины меньше номинальной и теплофикационные турбины могут иметь конденсационный пропуск пара. Последний возможен и в отопительный период или как следствие неполной нагрузки ТЭЦ, или при планируемой разгрузке турбины по тепловой нагрузке для получения дополнительной электрической мощности. Ниже рассматриваются вопросы работы теплофикационных турбин при наличии конденсационного пропуска пара. 3.6.1. Оптимизация режимов работы турбины при частичной нагрузке отопительных отборов При работе теплофикационной турбины с ограниченной тепловой нагрузкой и конденсационным пропуском пара возможны режимы с естественным повышением давления пара в регулируемом отопительном отборе при полностью открытых регулирующих диафрагмах ЧНД. Особенности режимов с ЕПД рассмотрены в разд. 3.3 и 3.4. В зависимости от условий конкретных ТЭЦ продолжительность режимов с ЕПД может изменяться в широких пределах [7]. Для турбин с двумя отопительными отборами пара в области режимов с ЕПД возможны следующие способы подогрева сетевой воды: - двухступенчатый подогрев сетевой воды с одновременным обводом двух ступеней подогрева; - двухступенчатый подогрев сетевой воды с обводом одной верхней ступени подогрева; - двухступенчатый подогрев сетевой воды с дросселированием греющего пара, поступающего на верхнюю ступень подогрева; - одноступенчатый подогрев сетевой воды в первой ступени подогрева (верхняя ступень подогрева отключена). Целесообразность и область применения каждого способа определяется их сравнительной экономичностью и конструктивными возможностями турбоагрегата. В качестве параметра, характеризующего сравнительную экономичность способа подогрева сетевой воды, рассматривается изменение мощности турбины ДЛе при равных расходе теплоты на турбину и тепловой нагрузке. За исходный при сопоставлении принят режим работы с двухступенчатым подогревом и обводом обеих ступеней подогрева. При неизменном расходе свежего пара режимы с ЕПД имеют место в диапазоне тепловых нагрузок от QT = 0 до той ее максимальной величины, при которой регулирующие диафрагмы остаются полностью открытыми, — <2^пд [7]. Частичная тепловая нагрузка с одноступенчатым подогревом сетевой воды Переход от двухступенчатого подогрева сетевой воды с частичным обводом (режимы с ЕПД) к одноступенчатому позволяет на части режимов работы турбины исключить обвод сетевой воды и снизить давление пара в регулируемом отопительном отборе. Однако одноступенчатому подогреву сетевой воды присуща своя потеря экономичности из-за уменьшения числа ступеней подогрева с двух до одной и дросселирования конденсационного потока пара в частично закрытой регулирующей диафрагме ЧНД [7, 159]. Зависимость изменения мощности турбины при переходе от двухступенчатого подогрева сетевой воды к одноступенчатому представлена на рис. 3.31. Рассматривается диапазон режимов работы турбины при постоянном расходе свежего пара и изменении тепловой нагрузки от Qr = 0 до <3™д = QT (точка А). Режимы без ЕПД (при двухступенчатом подогреве) не рассматривались; как следует из разд. 1.1, при QT > <3™д двухступенчатый подогрев более экономичен. Для всех рассматриваемых турбин Т-250/300-240, Т-185/220-130, Т-110/120-130 при тепловых нагрузках, близких к ф^пд, одноступенчатый подогрев менее экономичен, чем двухступенчатый с обводом i/ie
обеих ступеней подогрева сетевой воды. Это обусловлено тем, что обвод и, следовательно, потери, определяемые обводом, относительно невелики, а дросселирование в регулирующей диафрагме ЧНД при одноступенчатом подогреве значительно. С уменьшением тепловой нагрузки расход пара в ЧНД возрастает, соответственно обвод при двухступенчатом подогреве сетевой воды увеличивается, а дросселирование пара в регулирующей диафрагме ЧНД при одноступенчатом подогреве уменьшается, и при некотором значении тепловой нагрузки (<5т = Q"ep) одно- и двухступенчатый подогревы сетевой воды с обводом обеих ступеней подогрева равноэкономичны (точка Б на рис. 3.31). ANe, МВт 4 2 О -2 -4 -6 Рис. 3.31. Изменение мощности турбины при переходе от двухступенчатого подогрева с обводом обеих ступеней к одноступенчатому подогреву сетевой воды: 1 - турбина Т-250/300-240 {GTyp = 930 т/ч, W = 7500т/ч, то6 = 43,8°С); 2 - турбина Т-185/220-130 {GTyp = 745 т/ч, W = 6150 т/ч, т^ = 43,8 °С); 3 — турбина Т-110/120-130 (GTyp = 460 т/ч, W = 3925т/ч, Тоб = 43,8°С) При тепловых нагрузках, меньших Q"ep, одноступенчатый подогрев сетевой воды более экономичен, причем с уменьшением тепловой нагрузки величина ANe возрастает и достигает максимума в точке В, которая соответствует режиму работы турбины с одноступенчатым подогревом сетевой воды при полностью открытой регулирующей диафрагме ЧНД. При тепловой нагрузке, соответствующей точке В, при одноступенчатом подогреве сетевой воды нет дросселирования конденсационного потока пара и нет обвода воды помимо сетевого подогревателя, что и обеспечивает максимальную эффективность одноступенчатого подогрева. При дальнейшем уменьшении тепловой нагрузки необходим обвод по сетевой воде и при одноступенчатом подогреве, но обвод меньше, чем при двухступенчатом подогреве с обводом обеих ступеней, поэтому при тепловой нагрузке, меньшей, чем в точке В, одноступенчатый подогрев более экономичен, но выигрыш в мощности уменьшается и становится равным нулю при QT = 0. Приведенная на рис. 3.31 зависимость относится к режимам, для которых изменение тепловой нагрузки происходит за счет снижения температуры прямой сетевой воды (ti = const. W = canst). Однако рассмотренный качественный характер сопоставления одно- и двухступенчатого подогревов сетевой воды справедлив и при изменении тепловой нагрузки за счет изменений W или т0б. Дополнительная мощность ANe и численные значения <3™д и Q"ep в точке В различны для каждой турбины и определяются ее конструкцией и режимом работы в конкретных условиях эксплуатации. Максимальное увеличение мощности турбины, возможное при одноступенчатом подогреве сетевой воды, составляет до 5 МВт в турбине Т-250/300-240, около 2,5 МВт — для турбины Т-185/220-130 и около 1,5 МВт — для турбины Т-110/120-130. Важное практическое значение имеет определение численного значения Q"ep, являющегося верхней границей режимов работы турбины, для которых одноступенчатый подогрев сетевой воды более экономичен, чем двухступенчатый подогрев с обводом обеих ступеней подогрева. Значения Q"ep опреде- 149
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин ляются расходом свежего пара, величиной и параметрами тепловой нагрузки. Согласно (1.1), тепловая нагрузка определяется тремя независимыми параметрами, поэтому в общем случае выражается одной из следующих зависимостей: Q™p = /(GTyp, W.Trf). (3.82) тГР=/(Стур, W.Trf), (3.83) Wnev=f(GTyp, QT, тоб). (3.84) На рис. 3.32, 3.33 представлены зависимости (3.82), (3.83) для турбины Т-250/300-240. При Q"ep ^ Qt (рис. 3.32) или т"ер < Ti (рис. 3.33) более экономичным является одноступенчатый подогрев сетевой воды, при QT < Q"ep или Ti > т^ер более экономичен двухступенчатый подогрев с обводом обеих ступеней. Критерии перехода с режима обвода обоих ПСГ по сетевой воде на одноступенчатый подогрева сетевой воды приведены в [158]. Внедрение такого режима связано с некоторым изменением в схеме сетевой установки; это рассмотрено в гл. 2. Примеры определения <5тпер и т"ер приведены на рис. 3.32, 3.33. <э;ер. гдж/ч 800 600 400 200 4500 5500 6500 W, т/ч * - - ^t °^<С^' , о 1 1 ifv \^\\- fv4 J_ ^ tf^r 6 = 44°С ч то6 = Е \ 1 \ | .- Тоб = 4°С 64 °С Рис. 3.32. Зависимость Q™p = // (GTyp, то6, W) Рис. 3.33. Зависимость т"ер = // (GTyp, т0б, IV) Частичная тепловая нагрузка с обводом верхней ступени подогрева сетевой воды На режимах с ЕПД обвод одной верхней ступени подогрева сетевой воды в сравнении с одновременным обводом обеих ступеней приводит к следующим изменениям в работе турбины: - возрастает отбор пара на нижнюю ступень подогрева, поскольку при неизменном давлении пара в камере нижнего отбора, определяемом на режиме с ЕПД расходом пара в ЧНД, расход сетевой воды через нижнюю ступень в этом случае больше; - из-за увеличения отбора пара на нижнюю ступень подогрева возрастает расход пара через ступени промежуточного отсека, и следовательно возрастает давление пара в камере верхнего отбора; 150
- отбор пара на верхнюю ступень подогрева уменьшается, так как при примерно постоянном суммарном отборе увеличивается отбор пара на нижнюю ступень; - в связи с изменением расхода пара через ступени промежуточного отсека и давления пара в верхней камере отбора возможно изменение КПД ступеней, предшествующих верхнему и нижнему отборам; - расход сетевой воды через верхнюю ступень подогрева уменьшается в большей мере, чем при обводе обеих ступеней подогрева. Изменение экономичности определяется в основном тем, что при обводе одной верхней ступени отбор пара на верхнюю ступень подогрева уменьшается, но выполняется при более высоком давлении, чем при обводе обеих ступеней. Изменение КПД ступени, а также некоторое изменение в температуре или количестве конденсата сетевых подогревателей влияет на экономичность турбины в меньшей мере. Как показали выполненные расчеты, при переходе от обвода обеих ступеней подогрева к обводу только верхней ступени мощность турбины возрастает. Более высокая экономичность обвода одной верхней ступени сохраняется в пределах всего диапазона тепловых нагрузок в области QT < <5^пд. Обвод верхней ступени обеспечивает более высокую экономичность турбины и по сравнению с одноступенчатым подогревом. С уменьшением тепловой нагрузки расход сетевой воды по обводной линии возрастает и в точке В (см. рис. 3.31) верхняя ступень подогрева полностью выключается из работы. В области режимов с тепловой нагрузкой, меньшей, чем нагрузка в точке В, верхняя ступень подогрева не работает, поэтому оба способа работы (одноступенчатый подогрев и обвод верхней ступени) идентичны. Увеличение мощности турбины при обводе верхней ступени подогрева в сравнении с обводом обеих ступеней и одноступенчатым подогревом для характерных режимов турбины Т-250/300-240 показано на рис. 3.34. Для рассматриваемых режимов увеличение мощности турбины при переходе к одноступенчатому подогреву меньше, чем на режиме, рассмотренном на рис. 3.31. AN, МВт 4 2 О -2 О 400 800 QT, ГДж/ч Рис. 3.34. Эффективность перехода на режимах с ограниченной тепловой нагрузкой от обвода обоих ПСГ по сетевой воде на обвод ПСГ-2 (I), затем — одноступенчатый подогрев (2) турбин Т-110-130 и Т-250-240 (II) при номинальном расходе пара и т0б = 64° Г! Сетевые подогреватели имеют ограничения по минимальному расходу сетевой воды, который определяется минимально допустимой скоростью в трубках подогревателя, равной 0,55.. .0,60м/с, с тем чтобы исключить загрязнение трубок. Для сетевых подогревателей турбин Т-250-240 и Т-185-130 минимальный расход сетевой воды составляет 1500т/ч, а для сетевых подогревателей турбины Т-110-130 эта величина составляет IUUUt/ч, что ограничивает возможную область режимов работы турбины с обводом одного верхнего сетевого подогревателя. Ограничение режима с обводом верхнего сетевого подогревателя по минимальному расходу сетевой воды также показано на рис. 3.34. Внедрение режима работы с обводом верхнего сетевого подогревателя по сетевой воде связано с некоторым изменением в схеме сетевой установки [157]; это изложено в гл. 2. 3.6.2. Оптимальный способ работы турбины в области режимов с ЕПД Приведенные выше результаты выполненного исследования позволяют рекомендовать следующий оптимальный режим работы теплофикационной турбины при ограниченной тепловой нагрузке. В пределах режимов без ЕПД (регулирующая диафрагма ЧНД частично открыта) оптимальным является двухступенчатый подогрев сетевой воды. В области режимов с ЕПД оптимальным является двухступенчатый подогрев сетевой воды с полностью открытой диафрагмой ЧНД и обводом верхней 151
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин ступени подогрева. Область возможных режимов работы турбины с обводом верхней ступени подогрева ограничена минимально допустимым расходом сетевой воды через подогреватель. На режимах работы турбины, когда обвод верхней ступени подогрева из-за малого расхода сетевой воды не разрешен, следует сопоставить экономичность одноступенчатого и двухступенчатого подогревов сетевой воды с вариантом обвода обеих ступеней. При Qt > Q"ep более экономичным является режим работы с полностью открытой регулирующей диафрагмой ЧНД и обводом обеих ступеней подогрева; при Qt < Q"ep более экономичным является одноступенчатый подогрев сетевой воды. 3.6.3. Оптимальная схема соединения конденсаторов при различных нагрузках на каждый из них На теплофикационных режимах работы турбины нагрузка каждого из конденсаторов может быть различной. Практически такое положение реализуется в теплофикационной турбине, имеющей два ЦНД. Расходы пара в каждый из ЦНД на теплофикационных режимах работы турбины изменяются в широких пределах и значительно отличаются друг от друга. При последовательном соединении конденсаторов по охлаждающей воде возможны два конкретных решения: первым по ходу охлаждающей воды включаются или конденсатор с меньшей нагрузкой {Q\/Q < 0,5), или конденсатор с большей нагрузкой (Qi/Q > 0,5). Расчетная схема соединения конденсаторов по охлаждающей воде с параметрами пара и воды представлена на рис. 3.35. Qi w, t„ Q-z кЛ к2 Рис. 3.35. Расчетная схема соединения конденсаторов по охлаждающей воде: Kl, K2 — соответственно конденсаторы № 1 и 2; Q —- тепловая нагрузка конденсатора; рк — давление в конденсаторе; t„ — температура насыщения конденсата греющего пара; W — расход охлаждающей воды; tBX — температура охлаждающей воды на входе; t — температура охлаждающей воды на выходе из соответствующего конденсатора Рассмотрим общий случай, когда тепловые нагрузки на конденсаторы различные (Qi ф Q-i)- Согласно рис. 3.35, £Hi = iBX + At\ + bt\ и tH2 = tBX + At\ + At2 + 6^2. где At\, At-2 — нагревы воды в каждом конденсаторе; btj, 6^2 — недогревы воды в соответствующем конденсаторе. С учетом того, что 6ti = KF/{Wc) _ . ■ i>t2 = KF/{wc) _ , (где К — коэффициент теплопередачи, F — поверхность теплообмена, с — теплоемкость воды при постоянном давлении), и учитывая, что At\ = Q\/ (W ■ с), At2 = Q2I (W ■ с), Q = Q\ + Q2, можно записать следующую зависимость: LH.Cp. 0,5 (tHl + iH2) = iBX + (Qi/Q + i)<2 , Q Обозначим: Qi/Q = p, Q/ {2W ■ c) = A, (3 = 2Wc 1 + 1 2\Vc eKF^w^ - 1' (3.85) eKF/(Wc) _ I ■ Тогда зависимость (3.85) примет вид ^н.ср. = *ВХ + Л(1 + Р + Р). (3.86) Как следует из зависимости (3.86), tH.cp. тем меньше, чем меньше р, т.е. чем меньше относительная нагрузка первого по ходу охлаждающей воды конденсатора. Следовательно, при последовательном соединении конденсаторов средняя температура насыщения и среднее давление по обоим конденсаторам уменьшаются при уменьшении относительной нагрузки первого по ходу воды конденсатора. Такое положение объясняется тем, что с уменьшением нагрузки первого по ходу воды конденсатора давление 152
в нем уменьшается существенно из-за уменьшения нагрева и недогрева воды до температуры насыщения пара, в то время как с увеличением нагрузки второго по ходу воды конденсатора давление в нем возрастает на меньшую величину только из-за увеличения недогрева воды до температуры насыщения пара, так как температура охлаждающей воды на выходе при этом остается неизменной. На основании изложенного следует, что на режимах с ограниченной тепловой нагрузкой теплофикационной турбины и эксплуатации конденсаторов, соединенных последовательно по охлаждающей воде, охлаждающую воду целесообразно подводить сначала к конденсатору, подсоединенному к ЦНД или выхлопу с меньшим пропуском пара [7, 45, 66]. На рис. 3.36 представлены результаты исследования схем включения конденсационной установки турбины ТК-450/500-60, выполненного для следующих условий, характерных для номинального режима работы турбины: температура охлаждающей воды на входе £охв = 15 °С, удельная паровая нагрузка на последнюю ступень (средняя по обоим цилиндрам) 32т/(м2 -ч). Рассмотрены два значения кратности охлаждения — 33 и 64, а изменение нагрузки на один из конденсаторов составляет от 0,3 до 0,5 общей нагрузки. AN, кВт 1600 800 0,22 0,30 0,38 Q-r/Q Рис. 3.36. Увеличение мощности турбины ТК-450/500-60 при включении первым по ходу воды конденсатора с меньшей тепловой нагрузкой в зависимости от относительной тепловой нагрузки первого конденсатора: 1 — W/QK = 33; 2 — W/QK = 64 Необходимо отметить, что кратности охлаждения 33 соответствует оптимальный для отопительного периода расход охлаждающей воды, а кратности охлаждения 64 — номинальный расход. Как следует из рис. 3.36, при последовательном соединении конденсаторов турбины большая экономичность обеспечивается в том случае, если первым по ходу охлаждающей воды включен конденсатор с меньшей тепловой нагрузкой. При Qi/Q = 0,3 увеличение мощности в сравнении с возможным вариантом включения первым конденсатора с большей нагрузкой составляет более 2000 кВт при кратности охлаждения 33 и около 800 кВт — при кратности охлаждения 64. С увеличением Qi/Q выигрыш в мощности уменьшается, поскольку при Q\/Q — 0,5 оба сопоставляемых варианта равноэкономичны. 3.6.4. Влияние очередности открытия регулирующих диафрагм ЧНД на экономичность турбины Теплофикационные турбины мощностью 100 МВт и выше имеют двухпоточные ЧНД. При выполнении регулирующих органов в виде регулирующих диафрагм в двухпоточных ЧНД возможны два способа их открытия: - параллельный, когда степень открытия обеих регулирующих диафрагм и расходы пара в оба потока одинаковы на всех режимах работы турбины; - последовательный, когда степень открытия и расходы пара в оба потока различны. Рассмотрим сравнительную экономичность обоих способов. Прежде всего следует отметить, что нельзя говорить об аналогии между сопловым парораспределением ЧВД и последовательным открытием регулирующих диафрагм ЧНД. Конструктивно ЧВД выполняется таким образом, что при любом порядке открытия клапанов давление пара за первой (регулирующей) ступенью определяется суммарным расходом пара. При переходе от дроссельного к сопловому парораспределению давление пара за регулирующей ступенью при том же расходе пара остается неизменным, а давление пара перед регулирующей ступенью из-за уменьшения числа открытых сопл возрастает. Соответственно увеличивается использованный теплоперепад в регулирующей ступени, что и определяет повышение экономичности турбины. Для двухпоточной ЧНД давление пара за первой (регулирующей) ступенью каждого потока определяется расходом пара данного потока, а не суммарным расходом пара в ЧНД, так как камеры за ч 1 2 153
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин первыми ступенями обоих потоков в выпускаемых в настоящее время турбинах не соединены между собой1. В этих условиях изменение порядка открытия регулирующих диафрагм ЧНД означает одновременное изменение давления пара до регулирующей ступени и за ней и поэтому не приводит к увеличению использованного теплоперепада, которое имеет место при сопловом парораспределении ЧВД. Следовательно, при последовательном открытии регулирующих диафрагм ЧНД современных теплофикационных турбин обеспечить эффект соплового парораспределения нельзя. Между тем, как показали данные [8, 9, 11], зависимость мощности ступеней ЧНД от расхода пара имеет нелинейный характер, а при ограниченных расходах пара она даже отрицательна. Ниже на примере турбины Т-185/220-130-2 рассмотрена эффективность повышения экономичности турбины при последовательном открытии регулирующих диафрагм ЧНД; результаты исследований представлены на рис. 3.37. Зависимость мощности ЦНД от расхода пара имеет экстремальный характер, обусловленный, как было отмечено ранее, нелинейностью зависимости мощности ЦНД от расхода пара. Максимальный прирост мощности ЦНД имеет место в области расходов пара в один из потоков, близких к предельно допустимым, и составляет около 5,7 МВт. С началом открытия регулирующей диафрагмы второго потока прирост мощности резко снижается и имеет даже прирост отрицательных значений. Такие режимы работы турбины по величине расхода пара СЦНд в условиях эксплуатации не реализованы, так как это связано с достаточно малыми тепловыми нагрузками. Необходимо также иметь в виду, что величина дополнительной мощности от раздельного управления регулирующими диафрагмами зависит от давления пара в камере нижнего отопительного отбора (перед ЦНД) и давления в конденсаторе. AN. МВт 6 4 2 О 100 200 300 400 Расход пара в ЦНД, т/ч Рис. 3.37. Увеличение мощности турбины Т-185/220-130-2 при переходе на раздельное управление регулирующими диафрагмами ЦНД (условия расчета: давление пара в камере нижнего отопительного отбора составляет 0,1 МПа, давление в конденсаторе —<5кПа) При раздельном управлении регулирующими диафрагмами ЦНД происходит изменение осевого усилия на колодки упорного подшипника, поэтому выбор очередности открытия регулирующих диафрагм должен учитывать и это обстоятельство. При модернизации турбин в условиях ТЭЦ за счет изменения очередности открытия регулирующих диафрагм на теплофикационных режимах работы турбины величина осевого усилия на ряде турбин может быть снижена. Так, например, осевое усилие в турбинах Т-185/220-130-2 достигает максимальной величины на теплофикационных режимах работы турбины и направлено в сторону регулятора. При открытии вначале регулирующей диафрагмы со стороны генератора осевое усилие на теплофикационных режимах работы турбины может быть значительно снижено. 3.6.5. Частичная тепловая нагрузка теплофикационной турбины, работающей в составе теплонасосной установки Ниже приведены результаты исследований по определению критериев эффективной эксплуатации турбины Т-250/300-240 на режимах с ограниченной тепловой нагрузкой и захоложенной обратной сетевой водой в составе теплонасосной установки (ТНУ). Расчеты выполнены применительно к климатическим условиям г. Москвы и среднезимнего режима с температурой обратной сетевой воды 46,2 °С, расходом сетевой воды W = 6300 и 7800м3/ч и номинальным расходом свежего пара 955т/ч [53]. 1 Протечка пара из одного потока ЧНД в другой через зазоры между диафрагмами и рабочими колесами регулирующих ступеней невелика в сравнении с расходом пара через ЧНД и поэтому не влияет на давление пара за регулирующей ступенью. 154
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Сцнд, т/ч 80 90 QT, % Рис. 3.39. Зависимость изменения оптимальных расходов пара в ЦНД от тепловой нагрузки турбины Т-250/300-240 при одновременном пропуске через конденсатор циркуляционной и захоложенной сетевой воды: I — расходы пара в ЦНД на исходных режимах; остальные обозначения — см. рис. 3.38 в свою очередь, приводит к уменьшению нагрева сетевой воды во встроенном пучке конденсатора и к снижению температуры сетевой воды на входе в ПСГ-1 и, как следствие, к падению давления пара в камере отбора на ПСГ-1, т.е. перед ЦНД. Так как на некоторых режимах работы турбины при уменьшении ее тепловой нагрузки регулирующие диафрагмы ЦНД полностью открыты и наблюдается естественное повышение давления пара в отборах, то это вызывает перераспределение расходов пара между сетевым подогревателем ПСГ-1 и ЦНД в сторону уменьшения последнего (рис. 3.39), что приводит к дополнительному снижению мощности турбины. Вариант № 2. В процессе исследования было принято, что расход пара в ЦНД на соответствующих режимах работы турбины в составе ТНУ поддерживается равным его значению на исходных режимах. Повышение электрической мощности турбины при подводе захоложенной сетевой воды непосредственно к сетевому подогревателю ПСГ-1 (рис. 3.40) значительно меньше, чем при работе турбины по варианту № 1, однако во всем диапазоне изменения QT оно (повышение мощности) положительное. AN. МВт 80 90 QTi % Рис. 3.40. Зависимость повышения электрической мощности турбины Т-250/300-240 от тепловой нагрузки при охлаждении конденсатора циркуляционной водой и подводе захоложенной сетевой воды непосредственно к ПСГ-1. Обозначения — см. рис. 3.38 3.7. Влияние внешней сепарации и промежуточного перегрева пара на тепловую экономичность теплофикационных турбин насыщенного пара Сепарация и промежуточный перегрев пара широко применяются в паровых турбинах насыщенного пара для повышения тепловой экономичности и надежности. Подробные исследования эффективности сепарации и промперегрева выполнены для конденсационных турбин [4. ..б]. Для теплофикационных турбин характерно более высокое давление отработавшего пара, что приводит к изменению эффектив- 156
ности сепарации и п ром перегрева, а также влияния отдельных параметров (разделительного давления, температуры промперегрева и т.д.) на экономичность их работы. В зависимости от типа турбины и условий эксплуатации в теплофикационных турбинах возможны различные сочетания тепловой и электрической нагрузок при сравнительно широком диапазоне давлений пара в регулируемых отборах, переменных в течение года. Для атомных ТЭЦ, которые находятся на начальном этапе разработки и развития, в настоящее время не могут быть однозначно установлены типы, единичная мощность, параметры тепловой нагрузки и режимы эксплуатации теплофикационных турбин. В связи с этим при исследовании и оптимизации систем сепарации и промперегрева пара целесообразно рассмотреть широкий диапазон изменения единичных мощностей и параметров тепловой нагрузки, чтобы полученные результаты могли быть непосредственно использованы при рассмотрении конкретных типоразмеров турбин [35]. При рассмотрении этих вопросов принято, что в теплофикационной турбине имеются несколько независимых потоков пара (конденсационный и один или более теплофикационный), отличающихся противодавлением. Каждый поток включает расход пара, поступающий в рассматриваемый отбор (или конденсатор), и относящиеся к этому расходу регенеративные отборы пара. Исследования тепловой схемы выполняются независимо для каждого потока, который рассматривается как отдельная турбина с противодавлением. В качестве показателя сравнительной тепловой экономичности принято значение относительной экономии теплоты е при равной выработке тепловой и электрической энергии. Согласно [47], для теплофикационного потока с = ^^ (9к - 9т) ■ (3.88) для конденсационного потока £ = (Qe\ ~ 9ег) /Qei, (3.89) где 1, 2 — номера исходного и сопоставляемого вариантов; ДЭ = Э-^ — 3i — изменение удельной выработки электроэнергии на тепловом потреблении; Qr — тепловая нагрузка (QTi = Qt2 = Qt)~, QTypi — расход теплоты на турбину; qT, q,, qK — удельные расходы теплоты теплофикационного, конденсационного потоков и замещающей конденсационной мощности. Зависимость (3.88) включает замещающую конденсационную мощность. Количественные результаты получены в предположении, что замещающей является конденсационная турбина с теми же начальными параметрами пара, что и рассматриваемый теплофикационный поток (турбина). Такое определение замещающей мощности обеспечивает непрерывность получения результатов во всем рассматриваемом диапазоне изменения противодавления, начиная с противодавления конденсационного потока, для которого в этом случае зависимость (3.88) переходит в (3.89). При ином определении численного значения qK, как следует из зависимости (3.88), изменяются только количественные результаты исследования. Рассматривались теплофикационные турбины с начальными параметрами пара ро = бМПа, io = = 274,3 °С в следующем диапазоне изменения основных параметров, определенном с учетом предполагаемого оборудования и режимов работы АТЭЦ: электрическая мощность Ne = 100... 1000 МВт; противодавление ри = 0,006... 0,51 МПа; температура пара промперегрева tnn = 230... 260 °С; температура подогрева питательной воды t1TB = 165... 250 °С; тепловые схемы — без сепарации (БС), с однократной сепарацией (С), с однократной сепарацией и одноступенчатым перегревом пара (СП), с однократной сепарацией и двухступенчатым перегревом (СПП); разделительное давление рра3д = 0.51... 1,9 МПа2; потери в тракте от ЦВД до ЦНД (Дртр) для схем БС, С, СП и СПП равны соответственно 3; 7,2; 8,4 и 10% от величины давления пара перед ЦНД. Учитывались две методики расчета потерь от влажности. Значительное влияние на конечный результат имеет подход к формированию проточной части турбины и тепловой схемы при изменении рргад и рп. Предполагается, что при изменении рра3д сохраняются неизменными число цилиндров, тепловая схема и большая часть ступеней турбины. Необходимые коррективы вносятся в ступени последнего отсека ЦВД и первого отсека ЦНД. При изменении рп исключались (или добавлялись) соответствующие отсеки ступеней ЦНД и теплообменники в системе регенеративного подогрева питательной воды Тепловая экономичность каждого из рассмотренных вариантов определялась по результатам полного расчета теплового баланса турбоагрегата, с учетом КПД отдельных ступеней, полной тепловой схемы, утечек пара через концевые уплотнения и т.д. Ниже рассматриваются результаты проведенного исследования. 157 Численные значения Рразд отнесены к давлению перед ЦНД.
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин Разделительное давление Зависимость тепловой экономичности турбины от рразд определяется изменением нескольких величин, из которых основное значение имеют использованный теплоперепад в турбине Hi, а также расход пара на сепарацию и промперегрев Gpacx. При уменьшении Hi экономичность турбины снижается, а при уменьшении Gpacx возрастает. Для конденсационной турбины с увеличением рразд одновременно уменьшаются AGpac/GTyp и АЩ/Hi. Влияние каждой величины на экономичность различно по знаку; для конденсационной турбины зависимость е = / (рразд) в зоне, близкой к оптимальному значению разделительного давления, имеет пологий характер (рис. 3.41). С повышением противодавления зависимость AGpixc/GTyp = / (рразд) остается неизменной, в то время как зависимость AHi/Щ = рразд становится более пологой, а при высоких значениях рп в области малых рразд меняет свой знак. Это приводит к тому, что с увеличением рп возрастает влияние рразд на экономичность турбины, а численное значение оптимального рразд возрастает. Для схемы СП, например, при повышении рп от 0,006 до 0,250МПа оптимальное значение Рраэд увеличивается с 0,8 до 1,5 МПа. дн дср Нг ' GTyp 20 - 10 ~/ / Г~-^ щ- к| ■^ г~~~ 1 1 i 1 1 . К \| . к -^ _ 1- \ -> |\ 4 ■-^ Г"" "*• ~» ^ ч """- - С "Ч-^- ■ ' п 1 1 1 К~.П> г~ ~ о - *= 10 е, % 2 1 О -1 -2 -3 -4 1 1 мм S \ ' 4\ Ij^1 ' ц* I - I I p?^^ i i i ГТ~"рт -t^^-fj^xP^V- /1/7 \ 1 К i^^sL ' 1 // *» 1 ^ if -// ( 1 ' ' 0,5 1,0 1,5 Рразд МПа Рис. 3.41. Влияние рразд при разных рп на тепловую экономичность турбины (схема СП): а — относительное изменение использованного перепада и расхода пара на сепарацию и промперегрев; — AH,/Hj; — AGpac/GTyP; б — изменение экономичности турбины; 1 —Рп = 0.006 МПа; 2 — ри = 0,052 МПа; 3 — рп = 0,25 МПа; 4 — рп = 0,51 МПа Оптимальные по тепловой экономичности значения £>разд для схем С, СП и СПП приведены на рис. 3.42. Эти значения относятся к следующим номинальным параметрам турбин: электрическая мощность (на конденсационном режиме) — 120МВт; tn.B = 165 °С; tn = 260 °С (для схемы хи = 1,0); потери от влажности определены по заводской методике; для схемы СПП недогрев в первой ступени промперегревателя равен 20 °С, распределение нагрузки между первой и второй ступенями перегрева оптимальное. Следует отметить, что в связи с пологим характером зависимости е = / (рразд) выделение численного значения оптимального рразд имеет точность примерно ±0,05 МПа. Сравнительная тепловая экономичность схем БС, С, СП и СПП С повышением противодавления эффективность схем С, СП и СПП уменьшается. Это объясняется тем, что при увеличении рп положительный эффект, достигаемый в части низкого давления (ЧНД) турбины, снижается вследствие уменьшения теплоперепада ЧНД, а потери, присущие сепарации и пром- перегреву, остаются неизменными. Сравнение тепловой экономичности схем С, СП, СПП и БС (рис. 3.43) проведено при условии, что для каждой схемы и при каждом значении рп приняты оптимальные разделительные давления. Как следует из рис. 3.43, влияние р„ на тепловую экономичность сепарации и промперегрева значительно. Так, если в конденсационной турбине (рп = 0.006 МПа) схема С позволяет повысить экономичность по сравнению со схемой БС на 4,9%, а схемы СП и СПП — соответственно на 6,7 и 7,1%, то при рп = 0,5МПа повышение экономичности схем С, СП и СПП по сравнению со схемой БС составляет соответственно 1,0; 0 и 0,2%. Результаты сопоставления схем С, СП и СПП приведены на рис. 3.44. При реальном проектировании турбин возможны различные ограничения, например, по предельной влажности, когда принятые значения рразл будут отличаться от оптимальных и будут одинаковыми для разных тепловых схем. В связи с этим сопоставление схем С, СП и СПП выполнено для двух условий 158
3.7. Влияние внешней сепарации и промежуточного перегрева пара на тепловую экономичность Рразд, МПа, % 0.5 Рразд, МПа, % рп, МПа Рис. 3.42. Зависимость оптимального по тепловой экономичности разделительного давления от рл: 1 — схема СПП; 2 — схема СП; 3 — схема С Заштрихована область рразл, в пределах которой тепловая экономичность турбины отличается от максимальной менее чем на 0,1% е. % 7 6 5 4 3 2 1 0 - _s, / / 1 2 'т^. 0 0,1 0,2 0,3 0,4 р„, МПа Рис. 3.43. Повышение тепловой экономичности при сепарации и промперегреве пара в сравнении со схемой БС при оптимальных ррязд. Обозначения см. на рис. 3.42 е, % 2 1 О -1 -2 -3 -4 1 — / 2 4 3 к/ s/^^J^ 1 !^s>. >> — 0,1 0.2 0.3 0.4 р„, МПа О 0,1 0,2 0,3 0,4 6 £, % 0,7 0,6 0,5 0,4 0,3 0.2 *«п 0.1 рп, МПа ' 0 ол 0_2 0.3 0.4 рп, МПа гт~ГТТ^г' - ^-> 1 ] 1 Рис. 3.44. Сравнительная экономичность схем С, СП и СПП: а — СП и С; б — С/7/7; в — С/7/7 и СП; — при оптимальных рразд; — при равных рразд; 1 —рразд = 0,512 МПа; 2 ~ Рразд = UJ42 МПа; 3 - рразд = U,927 МПа; 4 - рразд = 1,245 МПа 159
Глава 3. Эффективность теплофикационных турбин выбора Рразд и при равных рра3д- Для условий оптимального рра3д тепловая экономичность промежуточного перегрева пара (схемы СП и СПП сравнительно со схемой С) с повышением противодавления уменьшается. Если для конденсационной турбины (рп = 0,006 МПа) промперегрев позволяет повысить экономичность на 1,9. ..2,1%, то уже при рп = 0,24.. .0,29 МПа экономичность схем СП, СПП и С одинакова, а при более высоких противодавлениях снижается. Введение второй ступени промперегрева позволяет повысить экономичность турбины во всем рассмотренном диапазоне изменения рп, при этом для конденсационного потока пара это повышение составляет около 0,4%, а для теплофикационных потоков — около 0,2%. При сопоставлении схем С, СП и СПП в условиях равных рразд указанное влияние рп на экономичность промперегрева сохраняется. Из рис. 3.44 видно, что при равных рп тепловая экономичность промперегрева с увеличением рразд возрастает. В то же время для второй ступени промперегрева при всех значениях рп тепловая экономичность возрастает с уменьшением рра3д- Влияние единичной мощности турбины Рассмотрено 12 вариантов проточной части турбин мощностью от 120 до 1001) МВт. Варианты имели единое конструктивное решение, но отличались КПД проточной части низкого и высокого давлений, а также типом парораспределения ЧВД (сопловое и дроссельное). Как показали выполненные расчеты, рассмотренные варианты проточной части имеют близкие значения оптимального разделительного давления. Влияние мощности турбины на сравнительную тепловую экономичность схем С, СП и СПП в пределах рассмотренных вариантов также невелико (рис. 3.45). Экономичность промпергрева пара для турбины мощностью 500МВт на 0,1. - .0,25% меньше, чем для турбины мощностью 120МВт. Рис. 3.45. Изменение экономичности промежуточного перегрева пара: а — при уменьшении мощности турбины от 500 до 120 МВт ( — СП, — СПП); б — при увеличении температуры питательной воды от 165 до 250 °С; в — при снижении температуры промперегрева на 10 °С. Остальные обозначения — см. рис. 3.44 Влияние температуры питательной воды Изменение температуры питательной воды в рассмотренном диапазоне не оказывает практического влияния на оптимальное значение разделительного давления. Тепловая экономичность промперегрева пара зависит от температуры подогрева питательной воды. Для конденсационного потока пара повышение tnB со 165 до 250 °С уменьшает тепловую экономичность промпергрева по сравнению с показанной на рис. 3.45 на 0,1...0,4% (в зависимости от схемы промперегрева и значения рра3д)- При повышении противодавления, когда эффективность промперегрева уменьшается, уменьшается также и влияние повышения величины tnB; при этом при высоких значениях рп повышение fnB увеличивает эффективность промперегерва. Для схемы СПП влияние £Пв на тепловую экономичность промперегрева более значительно, чем для схемы СП. 160
3.7. Влияние внешней сепарации и промежуточного перегрева пара на тепловую экономичность ... Несмотря на указанное снижение эффективности промперегрева, с повышением величины tnm общая экономичность турбины возрастает. Влияние температуры промежуточного перегрева пара Для конденсационного потока пара при снижении tun тепловая экономичность турбины уменьшается. С повышением противодавления эффективность промперегерва снижается, соответственно уменьшается влияние £пп на экономичность. При высоком противодавлении, когда промперегрев ухудшает экономичность, при снижении величины tnn экономичность турбины возрастает. Влияние tnn на тепловую экономичность турбины показано на рис. 3.45. В рассмотренном интервале температур зависимость £ = / (£„„) при постоянных рп и рразд линейна, поэтому приведенные на рис. 3.45 данные отнесены к изменению температуры промперегрева на величину в 10 'С. Введение второй ступени промперегрева, как это следует из рис. 3.45, позволяет повысить экономичность для конденсационного потока пара на 0,4%, а для теплофикационных потоков — на ~ 0,2%. Потери давления в тракте сепарации и промперегрева В рассмотренном диапазоне изменения противодавления, температуры подогрева питательной воды и разделительного давления пара изменение экономичности турбины, отнесенное к 1% потерь в тракте (е/Артр), практически не зависит от рп и одинаково для схем СП и СПП. С увеличением рразд значение е/Артр несколько возрастает, а с повышением tm — уменьшается. Численное значение изменения экономичности турбины на 1% потерь в тракте составляет 0,10.. .0,12%, причем при рразд = 0.5 МПа и tm = 250"С величина е/Артр = 0,1 %, а при рразд = 1,3МПа и tnB = 165°С - е/Артр = 0,12%. Влияние недогрева в первой ступени СПП Изменение недогрева в первой ступени СПП влияет в основном на условия работы ЧВД, поэтому изменение экономичности турбины (при изменении недогрева) практически не зависит от противодавления и возрастает при уменьшении рразд- Среднее изменение экономичности турбины на 10 °С изменения недогрева в первой ступени СПП составляет около 0,1% и изменяется от 0,12% при рразд = 0.5 МПа до 0,09% при рразд = 1,3 МПа. Влияние распределения тепловой нагрузки между ступенями СПП Предполагалось, что при изменении распределения тепловой нагрузки остаются неизменными: разделительное давление, КПД ЧВД, температура промперегрева и питательной воды. Максимальная экономичность турбины достигается при примерно равном распределении нагрузок между ступенями СПП. Противодавление не влияет, а разделительное давление оказывает незначительное влияние на положение оптимума распределения тепловой нагрузки по ступеням промперегрева. Характерно малое влияние распределения нагрузки между ступенями СПП в зоне, близкой к оптимуму, на тепловую экономичность турбины; так, при изменении нагрузки на первую ступень СПП по сравнению с оптимальной на 10% экономичность турбины снижается на 0,01.. .0,02%. Приведенные данные по тепловой экономичности использованы при проектировании теплофикационной турбины для АТЭЦ типа ТК-450/500-60; эти данные могут быть использованы при выборе и оптимизации тепловых схем теплофикационных турбоустановок насыщенного пара других типов. 161
Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин 4.1. Общие сведения УТЗ разрабатывает и изготавливает большой перечень теплофикационных турбин различных типоразмеров и модификаций, объединенных в группы по принципу максимально возможной унификации узлов, деталей и единства принципиальных конструктивных решений. Номенклатура турбин приведена в табл. 4.1. Таблица 4.1. Номенклатура паровых теплофикационных турбин УТЗ Группа турбин Турбины малой мощности среднего давления Турбины малой мощности высокого давления Турбины средней мощности высокого давления Турбины большой мощности высокого давления Турбины большой мощности сверхвысокого давления Турбины мятого пара Турбины, находящиеся в стадии изготовления головного образца Турбины, находящиеся в стадии разработки и изготовления головного образца Турбины большой мощности для атомных ТЭЦ Тип турбин Т-12-29, Т-12-35 Т-25-29-2 К-12-29, К-12-35 Р-6-90/31 ПТ-25-90/10 Т-25-90 ПР-25-90/10/0,9 ПТ-30/35-90 Т-55/60-130 Т-60/65-130 ПТ-50/60-130 Т-110/120-130 Р-40-130/31 Т-50-130-6 Тп-115/120-130-1 ПТ-90/120-130-1 ПТ-90/125-130-2 Тп-100/110-90 ПТ-140/165-130 Т-185/220-130 Р-100-130/15 Т-255/300-240 Т-250/305-240Д Т-265/305-240С Т-285/335-23,5 К-17-0,16 Т-35/55-1,6 Т-53/67-8,0 Т-50/60-8,0 К-63-8,8 Т-116/125-130-7М Т-110/120-130-5М К-110-1,6 П-100-130/41/10 ТК-450/500-60 Год выпуска головного образца 1941 1943 1956 1957 1958 1962 2004 1960 1991 1959 1961 1965 1963 1992 1999 2000 2006 1973 1979 1968 1970 2002 2007 2007 2008 2008 2009 2009 2009 — Кол-во выпущ. турбин 4 10 17 186 17 36 1 57 5 28 240 22 14 4 3 8 1 43 22 18 31 3 1 1 1 1 1 1 1 — Примечание Проект 2 модиф. 2 модиф. 2 модиф. 2 модиф. 7 модиф. п = 3600 об/мин 3 модиф. 3 модиф. 2 модиф. Реконструкция проведена на двух турбинах Т-250/300-240 В стадии изготовл. — — — Проект не реализован после аварии на Чернобыльской АЭС 162
Кроме указанных в табл. 4.1, заводом выпущено небольшое количество питательных турбонасосов (1940—1941 гг.), а также небольшое количество корабельных турбин (1943—1953 гг.). В период организации завода (1940—1941 гг.) изготавливались турбины по чертежам Кировского и Ленинградского металлического заводов. Начиная с 1941 г. все стационарные паровые турбины изготавливаются только по оригинальным разработкам заводского конструкторского отдела паровых турбин. В разд. 1.4 представлены основные технические характеристики и описание принципиальных технических решений, в том числе конструкторских, заложенных в разработку турбин УТЗ. В настоящей главе в дополнение к этим данным представлено описание элементов конструкций ряда базовых турбин (в том числе не представленных в разд. 1.4), позволяющее, по мнению авторов, более детально анализировать конструкции основных узлов теплофикационных турбин завода, выпущенных с 1941 г. до настоящего времени. На рис. 4.1 в качестве примера показан продольный разрез турбины среднего давления малой мощности Т-12-29 (старая маркировка АТ-12-1), изготовленной заводом в мае 1941 г. для Ижевской ТЭЦ-1. Параметры свежего пара: р0 = 2,8 МПа, t0 = 100 °С. Турбина проработала на ТЭЦ до 1987 г. (практически 45 лет). Рис. 4.1. Паровая турбина Т-12-29 (АТ-12-1) На рис. 4.2 в качестве примера представлен продольный разрез турбины высокого давления малой мощности ПТ-25-90/10 (старая маркировка ВПТ-25-4). Турбина одноцилиндровая, имеет одновенечную регулирующую ступень, 15 ступеней давления в части ВД и 8 ступеней давления в части СД и части НД. За 16-й ступенью установлена поворотная регулирующая диафрагма с двухъярусным подводом пара и сопловым аппаратом, обеспечивающая производственный отбор пара давлением 0,85... 1,3 МПа. За 20-й ступенью установлена поворотная регулирующая диафрагма теплофикационного отбора с двухъярусным подводом пара. На рис. 4.3 показана фотография общего вида турбины на стенде завода. На рис. 4.4 в качестве примера представлен продольный разрез турбины высокого давления средней мощности Т-55/60-130. Турбина имеет два цилиндра — высокого давления (литой, из теплоустойчивой стали) и низкого давления, состоящий из двух литых частей (из углеродистой стали) и сварной выхлопной части (из углеродистой катаной стали). В турбинах Т-60/65-130 и части турбин Т-50-130-6 средняя часть цилиндра низкого давления также выполнена сварной из углеродистой катаной стали. В проточной части ВД установлены двухвенечная регулирующая ступень и 8 ступеней давления, а в части НД — 16 ступеней давления. Ротор ВД цельнокованый, ротор НД комбинированный, с насадными дисками. Отборы пара для двухступенчатого подогрева сетевой воды осуществляются за 20-й и за 22-й ступенями и регулируются поворотной дроссельной диафрагмой, устанавливаемой за 22-й ступенью. Каждый ротор опирается на свои подшипники. ЦВД выполнен противоточным относи- 163
Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин 164 Рис. 4.2. Паровая турбина ПТ-25-90/10 (ВПТ-25-4)
4.1. Общие сведения '1 ■>>,■■ ...1 Рис. 4.3. Фотография паровой турбины ПТ-25-90/10 (ВПТ-25-3) стенде завода тельно ЦНД, что позволило соединить роторы жесткой муфтой и за счет перестановки опорно-упорного подшипника в корпус между ЦВД и ЦНД сохранить относительно небольшие аксиальные зазоры как в ЦВД, так и в ЦНД. Аналогичную конструкцию имеют также турбины ПТ-50/60-130, Т-60/65-130, Т-50-130-6. На рис. 4.5 и 4.6 в качестве примера представлены продольный разрез и фотография общего вида турбин, разработанных УТЗ как для перевооружения действующих ТЭЦ, так и для вновь строящихся станций. При этом учитывалось, что турбины будут устанавливаться в уже существующих машинных залах, с одним конденсатором и упрощенной системой регенерации. К указанной группе относятся турбины: Тп-115/125-130-1, Тп-115/125-130-2, ПТ-90/120-130-1. ПТ-90/125-130-2 [25, 28, 29, 38, 90]. Турбины могут длительное время работать, используя свежий пар с параметрами 8,8 МПа, t = 535 °С, с последующим переходом на параметры 12.8 МПа, t = 555 °С, что позволяет отнести на более поздний срок замену котельного оборудования. Турбины могут соединяться с генераторами ТВФ-110-2Е, ТФ-110-2, ТФП-110-2 и других типов по выбору заказчика. Конструкция этой группы турбин разработана на базе турбины Т-110/120-130-5: ЦВД и стопорные клапаны унифицированы полностью, в проточной части низкого давления использованы унифицированные рабочие и направляющие лопатки. Основные конструкторские решения остальных узлов типичны для турбин УТЗ. Особенностью этих турбин является возможность осуществления отбора пара на производство наряду с традиционными теплофикационными отборами. На рис. 4.7 и 4.8 и совместно с рис. 1.19 представлены поперечный разрез и фотография общего вида турбины высокого давления большой мощности Т-185/220-130. Теплофикационная паровая турбина Т-250/300-240 в ряду турбин большой мощности на сверхкритические параметры пара является в определенной степени уникальной (прежде всего по величине теплофикационного отбора пара). В этой турбине реализован ряд самых современных технических решений, обеспечивающих ее высокие технико-экономические показатели в условиях эксплуатации. В связи с этим в дополнение к информации, представленной в разд. 1.4, остановимся на описании ряда конструктивных решений по этой турбине подробнее. Турбина Т-250/300-240 (рис. 4.9. ..4.11) представляет собой четырехцилиндровый одновальный агрегат, имеющий 40 ступеней и состоящий из цилиндра высокого давления (ЦВД), двух цилиндров среднего давления (ЦСД-1 и ЦСД-2) и цилиндра низкого давления (ЦНД) с двумя выхлопами в один общий конденсатор. ЦВД выполнен из двух корпусов — внутреннего и наружного. Оба корпуса имеют горизонтальные разъемы. Во внутреннем корпусе расположены одновенечная регулирующая ступень и пять ступеней давления, в наружном корпусе — шесть ступеней давления. Диафрагмы внутреннего корпуса установлены непосредственно в цилиндре, а диафрагмы наружного корпуса — в двух обоймах. Наружный корпус передними и задними лапами опирается на корпуса соответствующих подшипников. ЦСД-1 однопоточный, одностенный с четырьмя обоймами, имеет десять ступеней давления. Направляющий аппарат первой ступени и диафрагма второй ступени ЦСД-1 установлены в расточках 165
Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин 166 Рис. 4.4. Паровая турбина Т-55/60-130
4.1. Общие сведения 167 Рис. 4.5. Паровая турбина ПТ-90/125-130/10-2
Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин Рис. 4.6. Паровая турбина Тп-115/125-130-1 цилиндра, остальные диафрагмы установлены в обоймах. Цилиндр опирается передними и задними лапами на корпуса соответствующих подшипников. ЦСД-2 состоит из двух литых паровпускных частей и сварной средней части. Паровпускные части симметрично расположены относительно средней части и соединяются с ней вертикальными фланцами. Из верхней половины средней части осуществляется перепуск пара в ЦНД. Диафрагмы ЦСД-2 установлены в обоймах. Первые две обоймы каждого потока установлены в расточках паровпускной части, третья — на фланце вертикального разъема средней части. ЦСД-2 спереди и сзади опирается лапами своих паровпускных частей на соответствующие корпуса подшипников. Для уменьшения прогиба цилиндр имеет также боковые опоры, выполненные заодно со средней частью. ЦНД двухпоточный, в каждом потоке установлено по три ступени, в том числе первая — регулирующая. ЦНД состоит из трех сварных конструкций, сболченных друг с другом по вертикальным разъемам: средней части и двух выхлопных частей. Средняя часть выполнена двухстенной, что позволило осуществить отбор пара из обеих выхлопных частей в один конденсатор. Внутренний корпус средней части опирается на наружный корпус четырьмя лапами, приваренными к фланцам нижней части внутреннего корпуса. Ось паровпуска фиксируется в продольном направлении шестью шпонками: две расположены в нижней половине средней части корпуса на уровне горизонтального разъема, остальные четыре — на патрубках ввода пара в цилиндр. Эти шпонки служат для передачи усилий от ресивера на наружный корпус. В поперечном направлении внутренний корпус относительно наружного фиксируется четырьмя шпонками (по две в каждой половине). Все выводы из внутреннего корпуса осуществлены при помощи линзовых компенсаторов, не препятствующих свободе температурных расширений корпусов ЦНД. Диафрагмы ЦНД установлены без обойм в расточках внутреннего цилиндра. Выхлопные части опираются на фундаментные рамы со стороны подшипников и по боковым сторонам. На боковых опорах со стороны генератора расположен фикспункт турбины. От фикспункта турбина расширяется в сторону переднего подшипника, передвигая при этом корпуса подшипников по их фундаментным рамам, а также частично — в сторону генератора. 168
4.1. Общие сведения Вид со стороны генератора в сторону переднего подшипника 375 375 к—>i<—> 5408 Рис. 4.7. Поперечный разрез по паровпуску высокого давления паровой турбины Т-185/220-130-2 Валопровод турбины состоит из четырех гибких роторов, в том числе цельнокованых роторов ВД и СД-1 и роторов с насадными дисками СД-2 и НД. Валопровод опирается на шесть опорных и один опорно-упорный подшипники, размещенные в трех отдельных корпусах и двух картерах, встроенных в выхлопные части. При этом роторы ВД и СД-1 опираются на три подшипника, один из которых — опорно-упорный. Для образования несущего и демпфирующего масляных клиньев расточки опорных подшипников выполнены лимонными. Удельное давление на опорные подшипники находится в диапазоне ~ 1,0... 1.4 МПа, что обеспечивает надежность эксплуатации и устойчивость против масляной вибрации. Рабочие лопатки ступеней ЦВД и ЦСД-1 снабжены высокоэкономичными осерадиальными надбан- дажными уплотнениями [89]. В этих уплотнениях радиальные зазоры выполнены значительными (до 4 ... 5 мм), а протечки пара определяются осевыми зазорами, благодаря чему в условиях эксплуатации турбины исключается влияние радиального зазора на изменение протечек пара по периметру уплотнения и предотвращается возникновение аэродинамических сил, вызывающих низкочастотную вибрацию ротора, что подтверждается длительным опытом эксплуатации турбины. Диафрагмы турбины в части ВД, СД-1 и СД-2 выполнены сварными. В части НД — литыми, с залитыми направляющими лопатками. В части НД установлены две поворотные регулирующие диафрагмы (по одной в каждом из двух потоков пара), определяющие изменение расхода пара в ЦНД за счет открытия или закрытия паровых каналов. Каждая регулирующая диафрагма состоит из неподвижной части с профильными каналами и поворотного кольца с каналами постоянного сечения. Перемещение поворотного кольца, осуществляющее открытие или закрытие каналов, производится системой рычагов, передающих на кольцо усилие от поршневого сервомотора НД (рис. 4.11). 169
Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин Рис. 4.9. Паровая турбина Т-250/300-240 Обоймы турбины литые и сварно-литые. Валоповоротное устройство размещено на корпусе заднего подшипника ЦНД. Свежий пар подводится к турбине от двух блоков клапанов, установленных отдельно от турбины и расположенных симметрично относительно оси турбины. Каждый из блоков клапанов включает в себя стопорный клапан с автоматическим затвором и три регулирующих клапана. Корпус блока клапанов представляет собой сварно-кованую конструкцию. Стопорный клапан выполнен односедельным разгруженного типа. Автозатвор стопорного клапана расположен над ним. Регулирующие клапаны неразгруженного типа откованы заодно со штоками. Управление регулирующими клапанами осуществляется при помощи кулачкового устройства, вал которого приводится во вращение поршневым сервомотором через зубчатый сектор. Пар от блоков клапанов подводится к ЦВД в его средней части десятью пароподводящими трубами, поступает через поршневое соединение в сопловой аппарат, установленный во внутреннем корпусе ЦВД, и двигается в сторону переднего подшипника. Затем пар поворачивается в пространстве между 170
4.1. Общие сведения /У/////// УУ///У/// / // ■■//У//, У///// ■//У/// ■'УуУуЛ \ //л \/У У/'/У У/У ■ УУ///У///, /уу/уу. //У///. У/У/// /У//УУ, //У///. /уУуУу\ Рис. 4.10. Поперечный разрез по паровпуску среднего давления паровой турбины Т-250/300-240 Рис. 4.11. Поперечный разрез по камере нижнего теплофикационного отбора паровой турбины Т-250/300-240 внутренним и наружным корпусами и двигается в сторону генератора. Из ЦВД осуществляется отбор пара на регенеративный подогреватель ПВД № 8. Из выхлопа ЦВД пар направляется на промежуточный перегрев. После промежуточного перегрева пар поступает в ЦСД-1 через два блока клапанов, расположенных симметрично по обе стороны цилиндра и присоединенных к нижней половине передней части ЦСД-1 при помощи фланцевых соединений. Каждый блок клапанов ЦСД содержит следующие основные части: отсечной и регулирующий клапаны, расположенные в одном корпусе; автозатвор отсечного клапана; сервомотор регулирующего клапана; рычаги привода к отсечному клапану и опоры. Корпус блока клапанов выполнен сварно-литым. Отсечной клапан выполнен разгруженным, а регулирующий клапан — неразгруженным. Для разгружения цилиндра от веса клапанов имеются специальные пружинные опоры. Из ЦСД-1 осуществляется отбор пара в ПВД-б, в деаэратор давлением пара 0,7 МПа и на турбо- привод питательного насоса. Затем пар подается в паровпускные части ЦСД-2 и двигается к средней части. Из ЦСД-2 осуществляется отбор пара в подогреватели сетевой воды горизонтального типа ПСГ1 и ПСГ2, а также в регенеративный подогреватель ПНД № 4. Двумя перепускными трубами диамет- 171
Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин ром 1600 мм пар из ЦСД-2 подается в среднюю часть ЦНД, где разделяется на два противоположно направленных потока. В ЦСД-2 сбрасывается также пар из выхлопа турбопривода питательного насоса. Выполнение ЦВД противоточным, а ЦСД-2 и ЦНД — двухпоточными позволяет значительно снизить осевые усилия ротора на колодки упорного подшипника. Высокотемпературные части турбины и роторы выполнены из хромомолибденованадиевых жаропрочных сталей, насадные диски — из сталей с повышенной трещиностойкостью, низкотемпературные части турбины — из углеродистой стали (отливок и проката). Использованные материалы обеспечивают ресурс турбины по жаропрочности на срок не менее 200 000 ч. Паровая турбина ТК-450/500-60 (рис. 4.12) с конденсационной установкой и четырьмя отопительными отборами пара (см. разд. 1.5) разработана УТЗ для работы в блоке с реактором ВВЭР-1000 атомной ТЭЦ (АТЭЦ) по схеме: две турбины на один реактор. В отличие от турбины типа «Т» при номинальных расходе свежего пара (~ 3160т/ч) и тепловой нагрузке (до 500Гкал/ч) имеет значительный расход пара в конденсатор и развитую систему регенерации. Турбина может работать по одно-, двух- и трехступенчатой системам подогрева сетевой воды. Турбина представляет собой одновальный четырехцилиндровый агрегат, имеющий 38 ступеней и состоящий из цилиндра высокого давления, цилиндра среднего давления и двух цилиндров низкого давления. Все цилиндры двухпоточные, ЦВД двухстенный. Проточная часть выполнена по схеме «с частичным обводом пара помимо ступеней промежуточного отсека», т.е. один из ЦНД (ЦНД-2) присоединяется к камере перед промежуточным отсеком, а другой ЦНД (ЦНД-1) — после промежуточного отсека. Такая схема повысила экономичность турбины и одновременно позволила уменьшить высоту рабочих лопаток промежуточного отсека, чем обеспечила их высокую надежность. Турбина имеет два фикспункта — они расположены на боковых опорах выхлопных патрубков ЦНД-1 и ЦНД-2 со стороны регулятора. Одной из последних разработок УТЗ, представляющей несомненный интерес с точки зрения совершенствования конструкций теплофикационных турбин, является разработка турбины ПТ-30/35-90-5 (рис. 4.13), основные технические характеристики которой приведены в табл. 1.4 (см. разд. 1.4). Разработка турбины выполнена за счет существенной модернизации турбины ВПТ-25-3, которая изготавливливалась УТЗ до 1969 г. Предлагаемая турбина может размещаться на фундаменте турбины ВПТ-25-3 либо на аналогичном фундаменте при новом строительстве, либо на фундаменте турбины ВПТ-25-4 после небольшой переделки ригеля фундамента под корпусом переднего подшипника. Турбина одноцилиндровая, имеет паровпускную часть, сварные среднюю и выхлопные части. В паровпускной части размещена проточная часть высокого давления, состоящая из двухвенечной регулирующей ступени и девяти ступеней давления. За 10-й ступенью организован производственный отбор пара. В промежуточном отсеке размещены пять ступеней давления. За 15-й ступенью расположена камера отопительного отбора. В ЦНД размещены три ступени давления. Регулирующие диафрагмы поворотные, дроссельного типа. Сервомотор производственного отбора размещен на левой стороне турбины, а сервомотор теплофикационного отбора — на правой стороне турбины, если смотреть со стороны переднего подшипника турбины в сторону генератора. Концевые и диафрагменные уплотнения в отличие от уплотнений турбины ВПТ-25-3 лабиринтовые, с уплотнительными усиками, закрепленными на статоре, и противолежащими им выступами и впадинами на роторе. Надбандажные уплотнения ступеней осерадиальные [89]. Колодки упорного подшипника слоеные, повышенной несущей способности. Для направляющих и рабочих лопаток использованы аэродинамически совершенные профили. Турбина К-17-0,16 предназначена для питания отработавшим паром турбин типа «ПР» или отопительного коллектора. Две турбины К-17 уже эксплуатируются на ТЭЦ г. Рудного, Казахстан, а третья — на Соликамской ТЭЦ. Турбина К-17 (см. разд. 1.5, рис. 1.24) одноцилиндровая. Корпус цилиндра сварной. Проточная часть состоит из регулирующей ступени и двух ступеней давления. Регулирующая ступень унифицирована с регулирующей 21-й ступенью верхнего отопительного отбора турбины ПТ-135, первая ступень давления — с 28-й ступенью турбины Т-250, вторая ступень давления — с 25-й (последней) ступенью турбины Тп-115. От этой же турбины использованы выхлоп и конденсатор. Орган защиты турбины выполнен в виде стопорной диафрагмы, содержащей тело с каналами без лопаток и установленное перед ним поворотное кольцо. Стопорная диафрагма размещена в цилиндре коаксиально с регулирующей диафрагмой [2]. Обе диафрагмы выполняются плотными. Применение в качестве органа защиты стопорной диафрагмы вместо стопорного клапана значительно упрощает конструкцию турбины и тур- боустановки, повышает экономичность в результате снижения потерь в тракте повода пара. В турбине использована система независимого теплового перемещения корпуса переднего подшипника и цилиндра путем введения двух фикспунктов. Принципиальная схема этого технического решения приведена на рис. 4.14. 172
4.1. Общие сведения Рис. 4.12. Паровая турбина ТК-450/500-60 для АТЭЦ 173
Глава 4. Конструкции основных узлов теплофикационных турбин Рис. 4.13. Паровая турбина ПТ-30/35-90-5 1 4 2 12 17 6 5 13 11 8 Рис. 4.14. Схема размещения шпонок турбины К-17-0,1б 174
^/VU^flL. CU<.^Ln И/1 Корпус переднего подшипника 1 и цилиндр 2 с выхлопной частью 3 соединены между собой только продольной шпонкой 4, а передние лапы 5 цилиндра, опирающиеся на стойки б, не соединены с корпусом переднего подшипника. Первый фикспункт 7 образован пересечением оси 8 горизонтальной продольной шпонки 9 с осью 10 горизонтальных поперечных шпонок 11, расположенных в плоскости скольжения 12 цилиндра по опоре 13. Второй фикспункт 14 образован пересечением оси 8 горизонтальной продольной шпонки 15 с осью 16 горизонтальных поперечных шпонок 17, расположенных в плоскости скольжения 18 корпуса переднего подшипника по опоре 19. Тепловое перемещение цилиндра происходит от фикспункта 7 вдоль плоскости скольжения 12 и передних лап 5 по стойкам 6, не соединенным с корпусом переднего подшипника, а тепловое перемещение корпуса переднего подшипника происходит от фикспункта 14 вдоль плоскости скольжения 18. Осевое положение цилиндра фиксируется горизонтальными продольными шпонками 9, 15 и вертикальной шпонкой 4. В результате опирания передних лап 5 на стойки б при неравномерном поле температур цилиндра и в связи с этим разными по величине перемещениями передних лап 5, закусывании по поверхности поперечных шпонок 11, развороте корпуса цилиндра предотвращается возможность передачи усилия от цилиндра на корпус переднего подшипника, его толкания, а также создания опрокидывающего момента относительно поверхности скольжения 12 в результате приложения сил к поверхности поперечных шпонок 11 и прекращения теплового перемещения цилиндра. Кроме того, исключается опасность задевания ротора за пределами цилиндра, его вибрации, а также кручения ригеля фундамента. Благодаря наличию фикспункта 14, предотвращается возможность восприятия усилий от цилиндра, толкания корпуса переднего подшипника, создания опрокидывающего момента, закусывания металла и прекращения в результате этого теплового перемещения корпуса переднего подшипника. Пар к турбине подводится от отопительного коллектора. На трубопроводе подвода пара установлена главная паровая задвижка (ГПЗ). Внутри корпуса турбины размещена стопорная диафрагма (СД) и регулирующая диафрагма (РД) первой ступени, а также две ступени давления. В турбине использована схема самоуплотнения концевых уплотнений: на режимах пуска в предпоследнюю камеру осуществляется подвод пара из коллектора уплотнений (КУ), питаемого сухим насыщенным паром из деаэратора давлением 0,59 МПа, с набором нагрузок пар из этой камеры переднего уплотнения поступает в КУ. Резервируется КУ подводом пара из коллектора собственных нужд. Важным техническим решением схемы является установка ПНД, питаемого паром из отопительного коллектора, благодаря чему осуществляется нагрев конденсата, поступающего из конденсатора, и предотвращается перегрузка последнего по ходу пара ПНД турбины типа «ПР». Турбина Т-53/67-8,0 (см. разд. 1.5, рис. 1.28) представляет собой двухцилиндровый агрегат, разработанный на базе серийной турбины Тп-115/125-130-1 [90]. Пар ВД от КУ подводится от блока клапанов, состоящего из стопорного клапана (СК) с автозатвором, и двух регулирующих клапанов (РК), управляемых своими сервомоторами, к корпусу ЦВД четырьмя трубопроводами симметрично по два снизу и по два сверху.